汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 1 - 目 錄 第一部分 差速器設(shè)計及驅(qū)動半軸設(shè)計 1 車型數(shù)據(jù) 3 2 普通圓錐齒輪差速器設(shè)計 4 2.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 4 2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器 的結(jié)構(gòu) . 6 2.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計和計算 . 6 2.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 . 6 2.3.2 差速 器齒輪的幾何計算 . 10 2.3.3 差速器齒輪的強度計算 . 12 2.3.4差速器齒輪的材料 . 13 3 驅(qū)動半軸的設(shè)計 14 3.1 半浮式半軸桿部半徑的確定 . 14 3.2 半軸花鍵的強度計算 . 16 3.3 半軸其他主要參數(shù)的選擇 . 17 3.4 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料 與熱處理 . 17 第二部分 6109客車 總體設(shè)計要求 19 1. 6109客車車型數(shù)據(jù) 19 1.1尺寸參數(shù) 19 1.2質(zhì)量參數(shù) 19 1.3發(fā)動機技術(shù)參數(shù) 19 1.3傳動系的傳動比 19 1.5輪胎和輪輞規(guī)格 20 2. 動力性計算 20 2.1發(fā)動機使用外特性 20 2.2車輪滾動半徑 20 2.3滾動阻力系數(shù) f 20 2.4空氣阻力系數(shù)和 空氣阻力 20 2.5機械效率 20 2.6計算動力因數(shù) 20 2.7確定最高車速 22 2.8確定最大爬坡度 22 2.9確定加速時間 23 3.燃油經(jīng)濟性計算 23 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 2 - 4.制動性能計算 23 4.1最大減速度 23 4.2制動距離 S 23 4.3上坡路上的駐坡坡度 i1max： 24 4.4下坡路上的駐坡坡度 i2max： 24 5. 穩(wěn)定性計算 24 5.1縱向傾覆坡度： 24 5.2橫向傾覆坡度 24 N 結(jié)束語 24 參考文獻 26 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 3 - 第一部分 差速器設(shè)計及驅(qū)動半軸設(shè)計 1 車型數(shù)據(jù) 1.1 參數(shù)表 參數(shù)名稱 數(shù)值 單位 汽 車布置方式 前置后驅(qū) 總長 4320 mm 總寬 1750 mm 軸距 2620 mm 前輪距 1455 mm 后輪距 1430 mm 整備質(zhì)量 1480 kg 總質(zhì)量 2100 kg 發(fā)動機型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L 最大功率 76.0/5200 KW 最大轉(zhuǎn)矩 158/4000 NM 壓縮比 8.7:1 離合器 摩擦式離合器 變速器檔數(shù) 五檔 手動 輪胎類型與規(guī)格 185R14 km/h 轉(zhuǎn)向器 液壓助力轉(zhuǎn)向 前輪制動器 盤 后輪制動器 鼓 前懸架類型 雙叉骨獨立懸架 后懸架類型 螺旋彈簧 最高車速 140 km/h 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 4 - 2 普通圓錐齒輪差速器設(shè)計 汽車 在行駛過程中左，右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等。例如，轉(zhuǎn)彎時內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，即外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不平路面 上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側(cè)車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅(qū)動輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅(qū)動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速 器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。差速器有多種形式，在此設(shè)計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 2.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖 2-1 差速器差速原理 如圖 2-1 所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構(gòu)。差速器殼 3 與行星齒輪軸 5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪 6 固連在一起，汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 5 - 固為主動件，設(shè)其角速度為0； 半軸齒輪 1 和 2 為從動件，其角速度為 1 和 2 。A、 B兩點分別為行星齒輪 4與半軸齒輪 1和 2的嚙合點。行星齒輪的中心點為 C，A、 B、 C三點到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為 r 。 當 行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時，顯然，處在同一半徑 r上的 A、 B、 C三點的圓周速度都相等（圖 2-1），其值為0 r。于是 1 = 2 =0，即 差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼 3的角速度。 當行星齒輪 4 除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸 5 以角速度 4 自轉(zhuǎn)時（圖），嚙合點 A的圓周速度為 1 r =0 r+ 4 r ，嚙合點 B的圓周速度為 2 r =0 r- 4 r 。于是 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20（ 2-1） 若 角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù) n 表示，則 021 2nnn （ 2-2） 式（ 2-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速 器的運動特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。 有式 2-2）還可以得知： 當任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍； 當差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側(cè)半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 6 - 2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖 3-2 所示。由于其具有結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。 圖 2-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 1， 12-軸承； 2-螺母； 3， 14-鎖止墊片； 4-差速器左殼； 5， 13-螺栓； 6-半軸齒輪墊片； 7-半軸齒輪； 8-行星齒輪軸； 9-行星齒輪； 10-行星齒輪墊片； 11-差速器右殼 2.3 對稱式圓錐行 星齒輪差速器的 設(shè)計和計算 由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制 。 2.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 1.行星齒輪數(shù)目的選擇 載貨汽車采用 2個行星齒輪。 2.行星齒輪球面半徑 BR 的確定 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 7 - 圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑BR ，它就是行星齒輪的安裝尺 寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑 BR 可按如下的經(jīng)驗公式確定： 3 TKR BB mm 12(2-3) 式中： BK 行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取 2.52 2.99，對于有 2 個行星齒輪的載貨汽車取小值； T 計算轉(zhuǎn)矩， 取 Tce和 Tcs的較小值， N m. 計算轉(zhuǎn)矩的計算 rp0a m a x g hrni = 0 .3 7 7vi（ 2-4） 式中r 車輪的滾動半徑， r=0.398m igh 變速器量高檔傳動比。 igh =1 根據(jù)所選定的主減速比 i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要 求的離地間隙相適應。 把 nn=5200r/n , amaxv=140km/h , rr =0.398m , igh=1代入（ 2-4） 計算出 i0=5.91 從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩 Tce niiikTkT fedce01m a x （ 2-5） 式中： Tce 計算轉(zhuǎn)矩， Nm； Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； Temax =158 Nm n 計算驅(qū)動橋數(shù)， 1； if 變速器傳動比， if=3.704； i0 主減速器傳動比， I 0=5.91； 變速器傳動效率， =0.96； k 液力變矩器變矩系數(shù)， K=1； 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 8 - Kd 由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)， Kd=1； i1 變速器最低擋傳動比， i1=1； 代入式（ 2-5），有： Tce=3320.4 Nm 主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩 T=896.4Nm 根據(jù)上式 BR =2.73 4.3320 =40mm 所 以預選其節(jié)錐距 A0 =40mm 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般不少于 10。半軸齒輪的齒數(shù)采用 14 25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 1z /2z 在 1.5 2.0的范圍內(nèi)。 差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關(guān)系，在任何圓錐行星齒輪式差速器 中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù) Lz2 ， Rz2 之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： In zz RL 22 (2-6) 式中： Lz2 ， Rz2 左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，Lz2 = Rz2 n 行星齒輪數(shù)目； I 任意整數(shù)。 在此 1z =12， 2z =20 滿足以上要求。 4.差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 9 - 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角 1 ， 2 211 arctan zz=1810arctan=30.96 1 =90-2 =59.03 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù) m m=11 0 sin2 zA = 220 sin2 zA = 96.30s in12 27.402 =3.35 查閱文獻 3 取 m=4mm 得 12411 mzd =48mm 22 mzd =4 20=80mm 5.壓力角 目前，汽車差速器的齒輪大都采用 22.5的壓力角，齒高系數(shù)為 0.8。最小齒數(shù)可減少到 10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為 20的 少， 故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。在此選 22.5的壓力角。 6. 行星齒輪安裝孔的直徑 及其深度 L 行星齒輪的安裝孔的直徑 與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常?。?1.1L nlTL c 302 101.1 nlT c 1.1 1030 式中： 0T 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩， N m；在此取 3320.4N m n 行星齒輪的數(shù)目；在此為 4 l 行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x， mm， l 0.5d2 ， d2 為半軸齒汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 10 - 輪齒面寬中點處的直徑，而 d2 0.8 2d ； c 支承面的許用擠壓應力，在此取 69 MPa 根據(jù)上式 808.02 d =64mm l =0.5 64=32mm 324691.1104.3320 3 18.4mm 4.181.1 L 20mm 2.3.2 差速器齒輪的幾何計算 表 3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結(jié)果 1 行星齒輪齒數(shù) 1z 10，應盡量取最小值 1z =12 2 半軸齒輪齒數(shù) 2z =14 25，且需滿足式（ 1-4） 2z =20 3 模數(shù) m m =4mm 4 齒面寬 b=(0.25 0.30)A0 ;b 10m 20mm 續(xù)表 序號 項目 計算公式 計算結(jié)果 5 工作齒高 mhg 6.1 gh =6.4mm 6 全齒高 051.0788.1 mh 7.203 7 壓力角 22.5 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 11 mzd ； 22 mzd 481d 802 d 10 節(jié)錐角 211 arctan zz ， 12 90 1 =30.96， 03.592 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 11 - 11 節(jié)錐距 22110 s in2s in2 ddA 0A =40mm 12 周節(jié) t =3.1416m t =12.56mm 13 齒頂高 21 aga hhh ; mzzh a 212237.043.0 1ah =4.14mm 2ah =2.25mm 14 齒根高 1fh =1.788m - 1ah ; 2fh =1.788m - 2ah 1fh =3.012mm; 2fh =4.9mm 15 徑向間隙 c =h - gh =0.188m +0.051 c =0.803mm 16 齒根角 1 =01arctan Ahf ;022 arctan Ah f 1 =4.32; 2 =6.98 17 面錐角 211 o ； 122 o 1o =35.28 2o =66.01 18 根錐角 111 R ； 222 R 1R =26.64 2R =52.05 19 外圓直徑 1111 c o s2 ao hdd ；22202 c o s2 ahdd 1.5501d mm 23.822 d mm 20 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 11201 sin2 hd 22102 sin2 hd 68.3901 mm 72.2302 mm 續(xù)表 序號 項目 計算公式 計算結(jié)果 21 理論弧齒厚 21 sts mhhts ta n2 212 1s =5.92 mm 2s =6.63 mm 22 齒側(cè)間隙 B =0.245 0.330 mm B =0.250mm 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 12 - 23 弦齒厚 26 23 BdssSiiii 1S =5.269mm 2S =6.49mm 24 弦齒高 iiiii dshh 4c o s2 1h =4.29mm 2h =2.32mm 2.3.3 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核 。輪齒彎曲強度 w 為 3222 10smwvnT k kk m b d J MPa (3-6) 式中： T 差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，其計算式nTT 6.00 在此 T 為 498.06N m； n 差速器的行星齒輪數(shù)； 2z 半軸齒輪齒數(shù)； sK 尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)， 當 6.1 時，4 4.25mKs ，在此4 4.254sK 0.629 mK 載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承 型式時， mK 1.001.1； 其他方式支承時取 1.10 1.25。支承剛度大時取最小值。 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 13 - vK 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向 跳動精度高時，可取 1.0; J 計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)， 由圖 1-1 可查得J =0.225 圖 1-2 彎曲計算用綜合系數(shù) 根據(jù)上式 w =2 2 5.0802020 6 2 9.01.106.4 9 81023 =478.6MPa 980 MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。 此節(jié)內(nèi)容圖表參考了 著作文獻 1中差速器設(shè)計一節(jié)。 2.3.4 差速器齒輪的材料 差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為 20CrMnTi、 20CrMoTi、 22CrMnMo和 20CrMo 等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被 廣泛應用。 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 14 - 3 驅(qū)動半軸的設(shè)計 驅(qū)動半軸位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅(qū)動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。萬向傳動裝置的設(shè)計見第四章，以下僅講述半軸的設(shè)計。 2.1 結(jié)構(gòu)形式分析 根據(jù)課題要求確定半軸采用半浮式半軸結(jié)構(gòu)，具體結(jié)構(gòu)采用以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接 參考文獻 1圖 9-99（ b） 。 半浮式半軸 (圖 5 28a)的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。 3.1 半 浮式半軸 桿部半徑 的確定 半軸的主要尺寸是它的直徑，設(shè)計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。 半軸的計算應考慮到以下三種可能的載荷工況： （ 1）縱向力 X2 最大時 (X2 Z2 )，附著系數(shù) 預 取 0.8，沒有側(cè)向力作用； （ 2）側(cè) 向力 Y2 最大時，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時，為 Z21中，側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù) 1 ，在計算中取 1.0，沒有縱向力作用； 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 15 - （ 3）垂向力 Z2 最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為 (Z2-gw)kd， kd 是動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側(cè)向力的作用。 由于車輪承受的縱向力、側(cè)向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即 22222 YXZ 故縱向力 X2最大時不會有側(cè)向力作用 ，而側(cè)向力 Y2最大時也不會有縱向力作用。 初步確定半軸直徑在 0.040m 該值參考 文獻 2 半浮式半軸設(shè)計應考慮如下三種載荷工況： (1) 縱向力2xF最大，側(cè)向力2yF為 0：此時垂向力 2/222 GmF z ， 2G取 10500N 縱向力最大值 2/2222 GmFF xx ，計算時 2m 可取1 2， 取 0 8。 得2xF=6300N 2yF=5040N 半軸彎曲應力，和扭轉(zhuǎn)切應力 為 32322221632drFdFFarxzx式中， a 為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離， a 取 0.06m = 77.08mpa = 199.63mpa 合成應力 = 4 22 =406mpa (2)側(cè)向力2yF最大，縱向力2xF=0，此時意味著發(fā)生側(cè)滑：外輪上的垂直反力ozF2。和內(nèi)輪上的垂直反力izF2分別為 )( 0 .5GFF-GF122z2 0z2 o2z2 iBh g 式中，gh為汽車質(zhì)心高度 參考一般計算方法取 738.56mm； 2B 為輪距 2B =1430mm； 1 為側(cè)滑附著系數(shù)，計算時 可取 1 0。 外輪上側(cè)向力oyF2和內(nèi)輪上側(cè)向力iyF2分別為 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 16 - 12z2012z2iFF ozizFF 內(nèi)、外車輪上的總側(cè)向力2yF為 12G 。 這樣，外輪半軸的彎曲應力0和內(nèi)輪半軸的彎曲應力i分別為 3223220)(32)(32daFrFdaFrFizriyiozroy0= 565.1mpa i=666.4 mpa (3)汽車通過不平路面，垂向力 2zF 最大，縱向力 02xF，側(cè)向力02yF：此時垂直力最大值 2zF 為： 22 21 kGF r 式中，是為動載系數(shù)，轎車： 75.1k ，貨車： 0.2k ，越野車： 5.2k 。 半軸彎曲應力，為 3 2321632 d akGd aF z =87.7mpa 故校核半徑取 0.040m滿足合成應力在 600mpa -750mpa范圍 3.2 半軸花鍵的強度計算 在計 算半 軸在 承受最大 轉(zhuǎn)矩時還應該 校核其花 鍵 的剪切 應 力和 擠壓應 力。 半軸花鍵的剪切應力為 bzLdDTpABs 410 3 （ 3-1） 半軸花鍵的擠壓應力為 2/)(4/)(10 3ABABpc dDdDLzT（ 3-1） 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 17 - 式中 T 半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩， T=3320.4Nm； DB 半軸花鍵 (軸 )外徑， DB=44mm； dA 相配的花鍵孔內(nèi)徑， dA=40mm； z 花鍵齒數(shù)，在此取 20； Lp 花鍵工作長度， Lp=55mm； b 花鍵齒寬， b=3.75 mm； 載荷 分布的不均勻系數(shù)，取 0.75。 將數(shù)據(jù)帶入式（ 3-1）、（ 3-2）得： b=51.1MPa c=95.8 MPa 根據(jù)要求當傳遞的轉(zhuǎn)矩最大時，半軸花鍵的切應力 s不應超過 71.05 MPa，擠壓應力 c不應超過 196 MPa，以上計算均滿足要求。 上述花鍵部分主要參考著作圖書文獻 3表 4-3 3.3 半軸其他主要參數(shù)的選擇 花鍵參數(shù)：齒數(shù)： 20 齒， 模數(shù)： 1.5, 油封外圓直徑： 60,65 半軸長度： 744.5 參考 文獻（ 2） 第四章第三節(jié) 法蘭參數(shù)： 5-16.2B10,分布圓 120 十孔位置度 0.2 上述 參數(shù)主要參考網(wǎng)絡文獻（ 1） ： 3. 4 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料與熱處理 為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加，通常取 10齒 (轎車半軸 )至 18齒 (載貨汽車半軸 )。半軸的破壞形式多為扭轉(zhuǎn)疲勞破 壞，因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設(shè)備時可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)，且取相同花鍵參數(shù)以簡化工藝。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線花鍵用得較廣，但也有采用矩形或梯形花鍵的。 半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如 40Cr， 40CrMnMo， 40CrMnSi， 40CrMoA，35CrMnSi， 35CrMnTi 等。 40MnB是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 18 - 半軸的熱處理過去都采用調(diào)質(zhì)處理的方法，調(diào)質(zhì)后要求桿部硬度為 HB388444(突緣部分可降至 HB248)。近年來采用高頻、中頻感應淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達 HRC52 63，硬化層深約為其半徑的 1 3，心部硬度可定為 HRC30 35；不淬火區(qū) (突緣等 )的硬度可定在 HB248 277 范圍內(nèi)。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得十分顯著。由于這些先進工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳 (40號、 45號 )鋼的半軸也日益增多。 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 19 - 第二部分 6109 客車 總體 設(shè)計要求 1. 6109 客車 車型數(shù)據(jù) 1.1 尺寸參數(shù)： 見表 1 表 1 6108 客車整車尺寸參數(shù) 尺寸類型 項目 參數(shù)值 整車外形尺寸（ mm） 總長 LB 9000 總寬 BB 2470 總高 HB 3300 車廂內(nèi)部尺寸（ mm） 長 LB 8100 寬 BB 2300 高 HB 1930 底盤布置尺寸（ mm） 軸距 L 4300 前后輪距 B1/B2 1930/1790 通過性參數(shù) （整車整備靜態(tài)） 最小離地間隙 hmin（ mm） 230 接近角 （） 9 離去角（） 8.5 1.2 質(zhì)量 參數(shù)： 見表 2 表 2 6108 客車質(zhì)量參數(shù)表 類別 項目 參數(shù)值 質(zhì)量參數(shù) 整車整備質(zhì)量 me（ kg） 8100 乘員數(shù) 30(座 )+15(立 )+1 人 最大總質(zhì)量 ma (kg) 10500 最大軸載質(zhì)量（ kg） 前軸 G1 5775 后軸 G2 4725 1.3 發(fā)動機技術(shù) 參數(shù)： 見表 3 表 3 PE6T 發(fā)動機性能參數(shù) 型號 PE6T 額定功率 Pe (kw) 135 額定功率轉(zhuǎn)速 ne (rpm) 2500 最大轉(zhuǎn) 矩 Ttq (nm) 710 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 nt (rpm) 1650 全負荷最低燃油消耗量 b (kwh) 220 1.3 傳動系的傳動比 ： 見表 4 表 4 變速器和主減速器的傳動比 檔位 檔 檔 檔 檔 檔 倒檔 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 20 - (ig1) (ig2) (ig3) (ig4) (ig5) 速比 6.93 4.03 2.365 1.40 1.00 6.93 主減速器傳動比ig0 6.123 1.5 輪胎和輪輞規(guī)格 ： 輪胎： 9R22.5 2. 動力性計算 2.1 發(fā)動機使用外特 性 ： 根據(jù)發(fā)動機廠提供的外特性曲線列成表 5 表 5 發(fā)動機外特性參數(shù)表 Ne（ rpm） 600 900 1200 1500 1800 2100 Pe（ kw） 52.60 81.47 110.92 141.50 168.09 192.10 Ttq（ Nm） 837.2 864.5 882.7 900.9 891.8 873.6 B (g/ kwh) 224 220 217 215 215 217 2.2 車輪滾動半徑： 輪胎 ： 9R22.5 rr 0.495m 2.3 滾動阻力系數(shù) f： 為 計算 方便，近似取 0.015 2.4 空氣阻力系數(shù)和空氣阻力： 本車的 空氣阻力系數(shù) CD=0.7 迎風面積 A BBHB=2.47 3.3=8.151(m2) 式中： BB 為汽車總寬 2470mm； HB 為汽車總高 3300mm 2.5 機械效率： T= 變 * 主 * 傳 式中： 變 為變速器傳動效率，近似取 95% 主 為主減速器傳動效率，取 96% 傳 為萬向節(jié)傳動效率，單個萬向節(jié)取 98%，兩個萬向節(jié)取 96% T =95%*96%*96%=87.6% 2.6 計算動力因數(shù)： 各檔動力因數(shù)的計算按下列公式計算 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 21 - )/(iirn0 . 3 7 7Uag0re hkm )(rTFr0tqt Nii tg )(2 1 . 1 5CF DW NUUA aa )(GF wt NFD 式中： ig 各檔傳動比 G 汽車總重 Ua 車速 Ft 驅(qū)動力 Fw 空氣阻力 D 動力因數(shù) 各檔的動力因數(shù)見表 6 表 10 表 6 檔的計算結(jié)果 Ua（ km/h） 2.61 3.96 5.28 6.6 7.92 9.24 Ft（ N） 49050 50649.83 51681.5 52788 52255 51188 Fw（ N） 1.823 4.23 7.52 11.76 16.93 23.05 D 0.476 0.492 0.502 0.512 0.507 0.497 表 7 檔的計算結(jié)果 Ua（ km/h） 4.25 6.3 8.4 10.5 12.6 14.7 Ft（ N） 28524 29454 30075 30695 30385 29765 Fw（ N） 4.87 10.7 19.05 29.7 42.8 58.3 D 0.277 0.286 0.292 0.298 0.294 0.288 表 8 檔的計算結(jié)果 Ua（ km/h） 7.7 11.52 15.3 19.2 23 26.8 Ft（ N） 16734 17280 17644 18008 17826 17462 Fw（ N） 16.0 35.7 63.2 99.53 142.8 193.9 D 0.162 0.167 0.170 0.174 0.171 0.167 表 9 檔的計算結(jié)果 Ua（ km/h） 13.02 19.53 26.04 32.5 39.06 54.5 Ft（ N） 9909 10232 10447 10662 10553 10339 Fw（ N） 45.77 102.9 183.08 285.1 411.9 568.8 D 0.095 0.098 0.099 0.100 0.098 0.094 表 10 檔的計算結(jié)果 Ua（ km/h） 1832820.6 27.36 36.48 45.6 54.72 63.8 Ft（ N） 7078 7298 7451 7605 7528 7375 Fw（ N） 90.22 202.1 359.3 561.4 808.4 1099 D 0.068 0.070 0.069 0.068 0.065 0.061 表 11 各檔的最大動力因數(shù)表 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 22 - 檔位 檔 檔 檔 檔 檔 最大動力因數(shù) Dmax 0.461 0.282 0.165 0.101 0.071 動力特性圖00.050.40 10 20 30 40 50 60 70 80Ua(km/h)D圖 1 6117 客車的動力特性圖 2.7 確定最高車速 ： 最高車速由下式求得： dtUadgD 式中 ： 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù) =f（ cos +sin ） 該車在良好水平面上達到最高車速時 =0 dua/dt=0 故 D=f 最高車速為發(fā)動機給定的最大轉(zhuǎn)速 2100r/min 時所對應的最高車速，其計算式為： ua=0.377*2100*0.495/（ 1*6.123） =64（ km/h） 2.8 確定最大爬坡度 ： 9.29015.01 015.0512.01015.0512.0a r c s i n1 1a r c s i n 2 22222m ax1m ax1m a x1 ffDfD汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 - 23 - I1max=tg 1ma=tg29.9=0.575=57.5% 同理可算出其余各檔的 最大爬坡度，見表 12 檔位 檔 檔 檔 檔 檔 最大爬坡度 57.5% 29.5% 16.1% 8.5% 5.5% 2.9 確定加速時間 ： 直接檔 的加速時間由下式確定 gf Da 式中： a 加速度 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，直接檔為 1.06 采用直接檔由穩(wěn)定車速 30km/h 加速到 65km/h 所需時間由下式積分得到： ）)(59.28da16.3 1t a6530 sU 3.