商用汽車前懸架設計,商用,汽車,懸架,設計 Day 1 （7.1）進展： 本車屬于中型商用貨車，總質(zhì)量不大，考慮到制造成本和使用條件等因素，所以采用4×2后橋4輪前置后驅(qū)的形式。采用平頭式 額定裝載質(zhì)量：4000kg 最大總質(zhì)量：7140kg 整備質(zhì)量：2945kg 最大車速：90km/h 縱梁：200*6 風阻系數(shù)：0.6 長：6500mm 寬：2200mm 高：2500mm 軸距：4000mm 輪距： 前輪距：1750mm 后輪距：1540mm 前懸：1000mm 后懸：1500mm 車頭長：1450mm，貨箱長：4750mm 寬：2200mm 高：400mm 輪胎：8.25R20，滾動半徑r=0.453 空載軸荷：前：后=52：48 滿載軸荷：前：后=32: 68 質(zhì)心位置： 空載：距前軸1920mm，后軸2080mm 滿載：距前軸2720mm，距后軸1280mm 質(zhì)心高度： 空載：940mm 滿載：1086mm 算出的最大功率： 上式中：——發(fā)動機最大功率（kW）； —— 傳動系效率，對驅(qū)動橋用單級主減速器的4×2汽車可取為0.9，對于雙級主減速器可取為0.8； ma—— 汽車總質(zhì)量（kg）,7140kg； g —— 重力加速度（m/s2）9.8； vamax——最高車速（km/h），取95km/h； fr—— 滾動阻力系數(shù)，對貨車取0.02 ； 　CD——空氣阻力系數(shù)，老師給定0.6； 　A—— 汽車正面投影面積（m2），取2.20*（2.5-0.453）＝4.5034。 代入數(shù)據(jù)，得： 74.84kW 發(fā)動機選擇： 初選發(fā)動機B 最大轉(zhuǎn)矩：Tmax=261.7597n.m 最大轉(zhuǎn)速：Nmax=4306.3r/min 最大功率：Pmax=93.344KW Np=4306r/min Nt=2282r/min 傳動系統(tǒng)： 主減速比：6.58 變速器：五檔 i1=6.4 i2=3.72 i3=2.32 i4=1.5 i5=1 倒檔ir=6.98 本設計考慮車型及用途需要，選定本車通過性的幾何參數(shù)如下—— 最小離地間隙：250mm 接近角：30° 離去角：24° 縱向通過角:30° 最小轉(zhuǎn)彎直徑：12m Day 2（7.2）進展 動力因數(shù)圖： 摩擦片的設計 外徑：D=225mm 內(nèi)徑：d=150mm 厚度：b=3.5mm 離合器后備系數(shù)β：1.9 單位壓力p：0.15MPa 從動盤轂花鍵尺寸：齒數(shù)n=10，外徑D’=35，內(nèi)徑d’=32，齒厚t=4，有效齒長l=40 變速器基本參數(shù) 中心距： A=108 齒數(shù)： 常嚙合齒輪：Z1=16 Z2=34 一檔齒輪：Z9=36 Z10=12 二檔齒輪：Z7=33 Z8=19 三檔齒輪：Z5=27 Z6=24 四檔齒輪：Z3=21 Z4=29 五檔齒輪：直接檔 倒檔齒輪：Z11=12 Z12=23 Z13=21 壓力角：齒輪壓力角取20°；同步器壓力角取30° 模數(shù)：一檔和倒檔齒輪取m=4.5 其他檔位模數(shù)取m=4 螺旋角：β2= 24 β8=17° β6=20° β4=22° 齒頂高系數(shù)：取1.0 齒寬b：第一軸常嚙合齒輪b=km，k取8，b=32 一檔齒輪b=km，k取7，b=31.5 其他檔位b=km，k取7，b=28 傳動方案和零部件方案的確定 （1） 使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的轉(zhuǎn)動效率高，可達90%以上； （2） 在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比； （3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動； （4） 多數(shù)傳動方案中除一擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋； （5） 除直接擋外，其他擋位工作時的傳動效率略低。 [1] 傳動方案初步確定 （1） 變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支撐在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)同步器將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一擋）采用滑動直齒齒輪傳動。 （2）倒檔布置方案：與前進擋比較，倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動比有所增加，倒擋的輸出軸從動齒輪與一擋的輸出軸從動齒輪相同。 圖1 中間軸式五擋變速器傳動方案 根據(jù)以上要求分析，選擇圖1-a）方案作為本設計的中間軸式五擋變速器的傳動方案。 [2] 零部件結(jié)構(gòu)方案 1．齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造工藝復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。 變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，而直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 2．換擋機構(gòu)形式 此變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。 一擋和倒擋采用軸向滑動直齒齒輪換擋。 為了降低駕駛員工作強度，降低操作難度，于是二擋以上都采用同步器換擋。 3．變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。 中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。 滾針軸承、滑動軸套主要用于齒輪與軸不是固定連接，并且兩者有相對運動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第二軸齒輪和第二軸的連接，在符合結(jié)構(gòu)限制及所承受的載荷特點的要求之下，盡量選擇使用滾針軸承。 萬向傳動軸設計 1、萬向節(jié)的選擇 我們選擇了十字軸萬向節(jié)。 為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，我們決定采用雙萬向節(jié)傳動，保證與傳動軸相連的兩萬向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)，且使兩萬向節(jié)夾角相等。 2、相關(guān)計算 1) 萬向節(jié)傳動軸的計算載荷 Tse1=kdTemaxki1ifη/n Tss1= G2 m’2φrr/ i0imηm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax=261.7597Nm 驅(qū)動橋數(shù)n=1 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率η=0.9312 液力變矩器變矩系數(shù)k={(k0 -1）/2}+1=1.55 滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷G2=4855.2*9.8=47580.96N， 發(fā)動機最大加速度的后軸轉(zhuǎn)移系數(shù)m’2=1.1 輪胎與路面間的附著系數(shù)φ=0.85 車輪滾動半徑rr=0.453m 主減速器從動齒輪到車輪之間傳動比im=1 主減速器主動齒輪到車輪之間傳動效率ηm=0.98 因為0.195 mag/Temax>16,fj=0，所以猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)kd=1，主減速比i0=6.58 所以： Tse1=kdTemaxki1ifη/n=2418.01Nm Tss1= G2 m’2φrr/ i0imηm=3125.295Nm ∵T1=min{ Tse1, Tss1} ∴T1= Tss1=3125.295Nm 2) 十字軸萬向節(jié)設計 ① 設作用于十字軸軸頸中點的力為F，則 F= T1/2rcosα=24411.598N 其中r=65mm，α=10° ② 十字軸軸頸根部的彎曲應力σw和切應力τ應滿足 σw=32d1Fsπ（d14-d42）≤[σw] τ=4Fπ(d21-d22)≤[τ] 式中，取十字軸軸頸直徑d1=38mm，十字軸油道孔直徑d2=10mm，合力F作用線到軸頸根部的距離s=14mm，[σw]為彎曲應力的許用值，為250-350Mpa，[τ]為切應力的許用值，為80-120 Mpa ∴σw=32d1Fsπ（d14-d42）=63.747Mpa<[σw] τ=4Fπ(d21-d22) =23.126 Mpa<[τ] 故十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力滿足校核條件 ③ 十字軸滾針的接觸應力應滿足 σj=272（1d1+1d0）FnLb ≤[σj] 式中，取滾針直徑d0=3mm，滾針工作長度Lb=27mm， 在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷 Fn=4.6FiZ=2807.33N 其中i=1，Z=40 當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC 以上時，許用接觸應力[σj]為3000-3200 Mpa ∴σj=272（1d1+1d0）FnLb =1.663Mpa<[σj] 故十字軸滾針軸承的接觸應力校核滿足 ④ 萬向節(jié)叉與十字軸組成連接支承，在力F作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成45°的截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應力σw和扭應力τb應滿足 σw=Fe/W≤[σw] τb=Fa/Wt≤[τb] 式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm 查表4-3，取k=0.246,W=bh2/6=2.8583×10-5, Wt=khb2=2.10945×10-5 彎曲應力的許用值[σw]為50-80Mpa，扭應力的許用值[τb]為80-160 Mpa ∴σw=Fe/W=68.32Mpa< [σw] τb=Fa/Wt=46.29 Mpa<[τb] 故萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷校核滿足要求 ⑤ 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角α，十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料，加工和裝配精度以及潤滑條件等有關(guān)。當α≤25°時，可按下式計算 η0=1-f（d1r）2tanαπ=98.8% 3) 傳動軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù) 傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為 nk=1.2×108×Dc2+d2cLc2 式中，取傳動軸的支承長度Lc=1500, dc=90mm, Dc=100mm分別為傳動軸軸管的內(nèi)外直徑, nmax=4306.3 r/min ∴nk=1.2×108×Dc2+d2cLc2=7175.266 r/min 在設計傳動軸時，取安全系數(shù)K= nk/nmax=1.2-2.0 ∴K= nk/nmax=1.67 故符合要求 傳動軸軸管斷面尺寸除應滿足臨界轉(zhuǎn)速要求以外，還應保證有足夠的扭轉(zhuǎn)強度。 軸管的扭轉(zhuǎn)應力τc=16DcT1π（Dc4-dc4）≤[τc] 式中[τc]=300 Mpa ∴τc=46.28 Mpa<[τc] ∴軸管的扭轉(zhuǎn)應力校核符合要求 前懸架 靜撓度：88.92mm 動撓度：8.0mm 懸架的彈性特性：選用剛度可變的非線性懸架。 懸架剛度：c=125.91N/mm 彈性元件的設計 （1）鋼板彈簧的布置方案選擇 布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧。 （2）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 已知滿載靜止時負荷 =2284.8kg。簧下部分荷重 ，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： = 由前面選定的參數(shù)知： ① 滿載弧高 ： 滿載弧高 是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取 =10～20mm.在此?。? ② 鋼板彈簧長度L的確定： A．選擇原則： 鋼板彈簧長度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.40～0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 B．鋼板彈簧長度的初步選定： 根據(jù)經(jīng)驗L = 0.30 軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主片的長度為 1200mm. ③ 鋼板彈簧斷面尺寸的確定： A.鋼板彈簧斷面寬度b的確定： 有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強度可按等截面的簡支梁計算，引入撓度增大系數(shù) 加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需的總慣性距 。對于對稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm） k——U形螺栓夾緊(剛性夾緊，k取0.5)； c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c= ; ——為撓度增大系數(shù)。 撓度增大系數(shù) 的確定： 先確定與主片等長的重疊片數(shù) ，再估計一個總片數(shù) ，求得 ，然后 =1.5/ ，初定 。 對于主簧： L=1200mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/ =1.5/ =1.35 E=2.1 N/ 將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得 計算主簧總截面系數(shù) ： 式中 為許用彎曲應力,取 =450 N/ =9656.92N L=1200mm k=0.5 S=200mm 將上面數(shù)據(jù)代入公式，得： 5901.45 再計算主簧平均厚度： 10.37mm 有了 以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在6～10范圍內(nèi)選取，取 b = 80mm B.鋼板彈簧片厚h的選取: 解得h=6.90 取h=7mm 本設計采用等厚片，片厚為7mm。 通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 C.鋼板斷截面形狀的選擇： 本設計選取矩形截面。 D.鋼板彈簧片數(shù)的選擇： 片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車的行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達20片。用變截面少片彈簧時，片數(shù)在1～4選取。 根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國內(nèi)外資料初步選取本貨車的片數(shù)為14片。 ④鋼板彈簧各片長度的確定 先將各片的厚度 的立方值 按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上，再沿橫坐標量出主片長度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點，連接A，B兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從B點到最后一個重疊片的上側(cè)邊斷點連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各片長度。各片實，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。 各片鋼板的長度如表： 序號 1 2 3 4 5 6 7 長度（mm） 1200 1200 1058 986 915 843 772 序號 8 9 10 11 12 13 14 長度（mm） 700 629 558 486 415 343 272 后懸架：負責人在同濟，明天補上 驅(qū)動橋： 主減速設計。 1.驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)的確定：單級、非斷開式、全浮 2.主減速比的確定：6.5714 3.主動齒輪采用懸臂式支承、從動齒輪采用跨置式支。承采用雙曲面齒輪 4.傳動比：6.58 5計算載荷：從動： =20563.88 ； =10802.77 ； =2264.094 齒輪基本參數(shù)： =6 =40 ； =290mm; 45mm ； 7.5； ＝40 ； =44 雙曲面齒輪副偏移距E=30mm；選擇主動錐齒輪上偏移，右旋，從動錐齒輪左旋。 主動錐齒輪平均壓力角＝22.5°；從動錐齒輪壓力角＝20°； 主動齒輪螺旋角的名義值 47.21 偏移角 0.179 平均螺旋角 =41 其他數(shù)據(jù)要使用C++程序，正在解決 差速器設計 行星齒輪數(shù)目：4 行星齒輪球面半徑：=55mm 預選其節(jié)錐距 A=54mm 行星齒輪與半軸齒輪：=12，=20（z1為行星齒輪齒數(shù)，z2為左右半軸齒數(shù)） 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑：m=4.5mm =4.5×20=90mm 壓力角α：22.50 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L：=26mm L=28.6mm