車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)24汽車設(shè)計(jì)課程貨車總體設(shè)計(jì)及各總成選型設(shè)計(jì)

汽車 方向?qū)I(yè) 設(shè)計(jì)說(shuō)明書 指導(dǎo)老師： 張軍 組長(zhǎng)：周 寶方 組員：王志、周朋、王彩 軍 、梁 永 輝 汽車 課程設(shè)計(jì)內(nèi)容 一、題目 : 貨車總體設(shè)計(jì)及各總成選型設(shè)計(jì) 二、要求 : 分別為給定基本設(shè)計(jì)參數(shù)的汽車，進(jìn)行總體設(shè)計(jì)，計(jì)算并匹配合適功率的發(fā)動(dòng)機(jī)，軸荷分配和軸數(shù)，選擇并匹配各總成部件的結(jié)構(gòu)型式，計(jì)算確定各總成部件的主要參數(shù)；詳細(xì)計(jì)算指定總成的設(shè)計(jì)參數(shù)，繪出指定總成的裝配圖 。 其余參數(shù)如下： 額定裝載質(zhì)量（ Kg） 最大總質(zhì)量（ kg） 最大車速(Km h-1) 比功率 (KW t-1) 比轉(zhuǎn) 矩 (N m t-1) 班號(hào) 500 1120 80 16 30 1 1020 100 22 37 2 950 135 28 44 3 750 1680 80 16 30 4 1540 100 22 37 5 1430 135 28 44 2 1000 2250 80 15 38 1 2100 100 20 41 2 2000 130 25 44 3 1500 3370 80 15 38 4 3160 100 20 41 5 3000 125 25 44 1 2000 4500 80 15 38 2 4220 100 20 41 3 4000 125 25 44 4 3000 6750 75 10 33 5 6330 100 15 40 1 6000 120 20 47 2 4000 7330 75 10 33 3 7140 100 15 40 4 6960 120 20 47 5 5000 9160 75 10 33 1 8930 100 15 40 2 8700 120 20 47 3 6000 11000 75 10 33 4 10720 100 15 40 5 10440 120 20 47 2 分組：每種車型由四名同學(xué)完成 三、設(shè)計(jì)計(jì)算要求 1.根據(jù)已知數(shù)據(jù)，確定軸數(shù)、驅(qū)動(dòng)形式、布置形式。注意國(guó)家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設(shè)計(jì)規(guī)范。 2.確定汽車主要參數(shù)： 1）主要尺寸，可從參考資料中獲??； 2）進(jìn)行汽車軸荷分配； 3）百公里燃油消耗量； 4）最小轉(zhuǎn)彎直徑 5）通過(guò)性幾何參數(shù) 6）制動(dòng)性參數(shù) 3.選定發(fā)動(dòng)機(jī)功率、轉(zhuǎn)速、扭矩?？梢詤⒖家延械能囆汀?4.離合器的結(jié)構(gòu)型式選擇、主要參數(shù)計(jì)算 5.確定傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比，即主減速器傳動(dòng)比。 6.確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比，從而計(jì)算出 變速器最大傳動(dòng)比。 7.機(jī)械式變速器型式選擇、主要參數(shù)計(jì)算，設(shè)置合理的檔位數(shù)，計(jì)算出各檔的速比。 8.驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)型式，根據(jù)主減速器的速比，確定采用單級(jí)或雙級(jí)主減速器。 9.懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)型式 10.轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式、主要參數(shù)計(jì)算 11.前后軸制動(dòng)器型式選擇、制動(dòng)管路分路系統(tǒng)型式、主要參數(shù)計(jì)算 四、完成內(nèi)容 : 1總成總裝配圖 1 張（零號(hào)圖）總成依次為變速箱、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向系、制動(dòng)系 。 2 變速箱、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向系、制動(dòng)系 四個(gè)部件裝配圖各 1 張 (1 號(hào)圖 )。 3設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書 1 份 五、參考文獻(xiàn) 1機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三 版） 2汽車工程手冊(cè) 人民交通 出版社 3 汽車構(gòu)造 人民交通出版社 4王望予 汽車設(shè)計(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社 5汽車?yán)碚?機(jī)械工業(yè)出版社 目 錄 第一章 汽車總體設(shè)計(jì) . 5 確定汽車主要參數(shù) . 5 第二章 機(jī)械式變速器形式選擇 . 7 一固定軸式變速器 中間軸式變速器 換檔方案為 . 7 二 .齒輪形式為斜齒圓柱齒輪 . 7 三 .傳動(dòng)比范圍： . 7 四 .中心距 A 的確定 . 7 第三章 驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) . 12 一、主減速器的齒輪類型 . 12 二、主減速器主，從動(dòng)錐齒輪的支承形式 . 12 三、主減速器計(jì)算載荷的確定 . 12 四、 主減速器基本參數(shù)的選擇 . 13 五、差速器設(shè)計(jì) . 14 六、差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 . 15 第四章 貨車轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì) . 18 1、條件： . 18 2、選擇方案 . 18 3、轉(zhuǎn)向梯形 . 19 4、軸承選擇 . 19 第五章 鼓式制動(dòng)器 . 20 1. 制動(dòng)距離 . 20 2.制動(dòng)力分配系數(shù) . 20 3前后軸制動(dòng)器總制動(dòng)力 . 20 4駐車所需制動(dòng)力 . 20 5應(yīng)急所需制動(dòng)力 . 21 6制動(dòng)鼓（采用整體鑄造成） . 21 7 鼓式制動(dòng)器的參數(shù)設(shè)計(jì)。 . 21 8 初定制動(dòng)器幾何參數(shù) . 22 第一章 汽車總體設(shè)計(jì) 軸數(shù)為二軸，驅(qū)動(dòng)形式為 4X2 布置形式發(fā)動(dòng)機(jī)前置，平頭貨車 確定汽車主要參數(shù) 1、 外廓尺寸貨車總長(zhǎng)為 5900mm，汽車寬度為 1800mm，汽車高度為 2000 2、 軸距 L 為 3500mm，輪距 B 為 1180mm 3、 前懸 Lf 為 1000，后懸 LR 為 2400 4、 貨車車長(zhǎng)度取 1500mm 5、 車廂尺寸取 4200mm 二 軸荷分配前軸取 35% 后軸取 70% 三 百公里燃油消耗量取 3L（ 100t.Km） 四 最小轉(zhuǎn)彎直徑 Dmin=15m 五 通過(guò)性幾何參數(shù) hmin=200、 r1=50、 1=4.0 六 動(dòng)性參數(shù)行車制動(dòng)初 速度為 30/（ Km*h）制動(dòng)距離滿載為 10m 空載為 9m 試車道寬3m 踏板力滿載 700N 空載為 450N 應(yīng)急制動(dòng)制動(dòng)初速度為 30Km*h 制動(dòng)距離 20m 操縱力手為 600N、腳 700N 七 發(fā)動(dòng)機(jī)功率 75PS/3800 4000r/min 最大扭矩為 17.5Kgf.m/2000 2500r/min 八 離合器為干式盤形摩擦離合器選單片，圓周布置、圓柱螺旋彈簧，推式 主要參數(shù) 1、 后備系數(shù) =1.35 2、 單位壓力 Po=0.25Mpa 3、 摩擦片外徑 D=66.9mm 4、 內(nèi)徑 d=35.45mm 厚度取 3.2mm 5、 摩擦因數(shù) f=0.25、摩擦面數(shù) 2 6、 離合器間隙 t=3mm 九 傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比為 0.7 最大傳動(dòng)比為 6.9 貨車駕駛員操作位置尺寸 1、 R 點(diǎn)至車頂棚高 950mm 2、 R 點(diǎn)至地板距離為 1370mm 3、 R 點(diǎn)至駕駛員踵點(diǎn)的水平距離為 700mm 4、 背角 為 20 5、 臀角為 100 6、 足角為 90 7、 坐墊深度 440mm 8、 座椅前后最小調(diào)整范圍 140mm 9、 座椅上下最小調(diào)整范圍 70mm 10、靠背高度 520mm 11、 R點(diǎn)至離合器和制動(dòng)踏板中心在座椅縱向中心面上的距離為 800mm 13、離合器制動(dòng)踏板的行程 200mm 14、轉(zhuǎn)向盤下緣至坐墊上表面的距離 160mm 15、轉(zhuǎn)向盤后緣至靠背的距離 350mm 16、轉(zhuǎn)向盤下緣至離合器和制動(dòng)踏板中心在轉(zhuǎn)向柱縱向中心面上的距離為 600 17、 R 點(diǎn)至前圓的水平距離為 950mm 18、 R 點(diǎn)至儀表盤的水平距離為 500mm 19、雙人座駕駛室內(nèi)部寬度為 1250mm 20、座椅中心面至前門后支柱內(nèi)側(cè)的距離為 360mm 21、座椅寬度 450mm 22、轉(zhuǎn)向盤外緣至側(cè)面障礙物的距離為 100mm 23、車門打開時(shí)下部通道寬度為 250mm 24、離合器踏板中心線至制動(dòng)踏板縱向中心面的距離 110mm 25、離 合器踏板縱向中心至通過(guò)加速踏板中心的縱向中心面的距離 100mm 26、加速踏板縱向中心面至最近障礙物的距離 60mm 27、離合器踏板中心面至轉(zhuǎn)向柱縱向中心面的距離 100mm 28、轉(zhuǎn)向盤中心對(duì)座椅總心的偏移量 40mm 29、制動(dòng)踏板縱向中心面至轉(zhuǎn)向柱縱向中心面的距離 100mm 30、轉(zhuǎn)向盤平面與汽車對(duì)稱面間的夾角 90 31、變速桿手柄在所有工作位置時(shí)，應(yīng)位于轉(zhuǎn)向盤下面和駕駛員座椅右面 第二章 機(jī)械式變速器形式選擇 一固定軸式變速器 中間軸式變速器 換檔方案為 二 .齒輪形式為斜齒圓柱齒輪 三 .傳動(dòng)比范圍 ： 最高檔直接檔傳動(dòng)比為 1.0，最低檔傳動(dòng)比為 6.09 四 .中心距 A的確定 A=KAgniTe 1max3=8.6* %96*09.6*8.9*5.173 =86mm 五 .外形尺寸 ：軸向尺寸為 3.4A=3.4*86=292.4 六 .齒輪參數(shù) ： 1.模數(shù) m 為 3.5 同步器上嚙合齒模數(shù)為 2.5 2.壓力角 選取為 20。 嚙合套和同步器選取為 30。 的壓力角 3.螺旋角 選取 25。 齒寬 b 為 b=KCmn=7.5*3.5=26.25 4.齒頂高系數(shù)為 1.00 七 .各檔齒輪齒數(shù)的分配 1.個(gè)檔傳動(dòng)比 一檔 6.09 二檔 3.09 三檔 1.71 四檔 1.00 倒檔 4.95 2.一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動(dòng)比 i1 =8172zzzzzh=z7-z8=32 3.對(duì)中心距進(jìn)行修正 A=2 )( 87 zzm =249*5.3=85.75mm 4.確定常嚙合傳動(dòng)齒輪的齒數(shù) 12zz=i178zzz1 =11 A=cos2)( 12 zzmn z2 =36 核算8172zzzz=17*11 32*36=6.1 5.確定其他個(gè)檔的齒數(shù) 二檔為直齒，模數(shù)與一檔齒輪相同 i2 =6152zzzzz5=24 A=2 )( 43 zzm z6=25 三檔為直齒，模數(shù)與一檔齒輪相同 i3=4132zzzzz3=17 A=2 )( 43 zzm z4 =32 6.確定倒檔齒輪齒數(shù) ：初選 z10為 23 A =21m(z8+z10) A =70mm 28eD+0.5+29eD=A D9e=2A -D8e-1 D8e=m(z8+2)=3.5*19=66.5 D9e=74.5mm 八 .齒輪參數(shù) ： 齒輪 分度圓直徑 dcos1mz=42.778mm 齒頂圓直徑 da=d+2ha=49.788mm 齒根圓直徑 df=d-2hf=34.028mm 齒寬 b1 =22.75mm 齒輪 分度圓直徑 d2 = cosnm=140mm 齒頂圓直徑 d2a=d+2ha=147mm 齒根圓直徑 d2f=d-2hf=131.25mm 齒寬 b2 =21mm 齒輪 分度圓直徑 d3=mz359.5mm 齒頂圓直徑 da3=m(z3+2)=66.5mm 齒根圓直徑 df3=m(z3-2.5)=50.75mm 齒寬 b3=21mm 齒輪 分度圓直徑 d4 =mz4 =112mm 齒頂圓直徑 da4 =m(z4 +2)=119mm 齒根圓直徑 df4 =m(z4 -2.5)=103.25mm 齒輪 分度圓直徑 d5=mz5=84mm 齒頂圓直徑 da5=m(z5+2)=91mm 齒根圓直徑 df5=m(z5-2.5)=75.25mm 齒輪 分度圓直徑 d6=mz6=87.5mm 齒頂圓直徑 da6=m(z6+2)=94.5mm 齒根圓直徑 df6=m(z6-2.5)=78.5mm 齒輪 分度圓直徑 d7=mz7=112mm 齒頂圓直徑 da7=m(z7+2)=119mm 齒根圓直徑 df7=m(z7-2.5)=103.25mm 齒輪 分度圓直徑 d8=mz8=59.5mm 齒頂圓直徑 da8=m(z8+2)=66.5mm 齒根圓直徑 df8=50.75mm 齒輪 分度圓直徑 d9=74.5mm 齒頂圓直徑 da9=67.5mm 齒根圓直徑 df9=58.75mm 九 .初選軸的直徑： 對(duì)第一軸及中間軸 ld 0.160.18，第二軸 ld =0.180.21。第一軸花鍵部分直徑初選 d=K3 maxTe =25mm。 初選中間軸 L=147mm 第二軸 L=125 mm 初選軸承的代號(hào)為 922205 尺寸為 d*D*b=25*50*15 fc=EIL baF 3 *221 =0.0541 fs =EIL baF 3 *222 =0.10003 =EIL ababF 3 )(1 =0.00046rad 軸的強(qiáng)度計(jì)算：應(yīng)力 =WM=332dM M= 222nsc TMM =70350n.mm =332dM =45.88MPae 當(dāng)量動(dòng)載荷 Pr=fp(Xr+Ya) fp=1.2 X=0.56 取 Y=1.5 Pr=1.2*(0.5*5500+1.5*2700)=8650N Cr=Pr 61060 hnL =61600nN 按照樣本手冊(cè)選擇代號(hào)為 92205 軸承 額定靜載荷 Cor=49400 CorA=4940027000.005 Y=1.714+028.056.0 )055.055.0(*)71.199.1( =1.7 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 Pr=1.2*(0.56*5500+1.72*2700)=9270N 軸承壽命 Ln=n1667(pc) =4048h Lh=4048L h=5000h 低于額定計(jì)算壽 第三章 驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 一、 主減速器的齒輪類型 設(shè)計(jì)采用 單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋，再配以鑄造整體式橋殼。 二、 主減速器主，從動(dòng)錐齒輪的支承形式 圖 2-3 主動(dòng)錐齒輪懸臂式支承 圖 2-4 主動(dòng)錐齒輪跨置式 圖 2-5 從動(dòng)錐齒輪支撐形式 三、 主減速器計(jì)算載荷的確定 1. 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tce 從動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tce Tce= d e m a x 1 f 0k T k i i i n（ 2-1） 式中： 代入式（ 2-1），有： Tce=14700.7 mN 主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩 T=2322.39 Nm 2. 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 csT mmr irGT cs /2mN （ 2-2） 式中 2G 汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū) 動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，后橋所承載69300N的負(fù)荷 ; 輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用車，取 =0.85；對(duì)于越野汽車取 1.0；對(duì)于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車，計(jì)算時(shí)可取1.25; r 車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為 GB516-82 9.0 20，則車論的滾動(dòng)半徑為 0.456m； m，mi 分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比， LB 取 0.9，由于沒有輪邊減速器 LBi 取 1.0 所以 LBLBrcs irGT /2 =0.19.0 456.085.069300 =29845.2 mN 3. 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 cfT 對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō)，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來(lái)確定： mN )( PHRmmrTacf fffnirGGT（ 2-3） 所以 )(PHRmmrTacf fffni rGGT = 08.00 1 8.019.00.1 4 5 6.09 2 9 0 0 =38502.7 mN 四、 主減速器基本參數(shù)的選擇 1. 主、 從動(dòng)錐齒輪齒數(shù) 1z 和 2z 選擇 主、 從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng) 考 慮 如下因素： 1） 為 了磨合均 勻 ， 1z ， 2z 之間應(yīng) 避免有 公約數(shù) 。 2） 為 了得到理想的 齒面 重合度和高的 輪齒彎 曲 強(qiáng) 度，主、 從動(dòng)齒輪齒數(shù) 和應(yīng) 不小于 40。 3） 為 了 嚙 合平 穩(wěn) ，噪 聲 小和具有高的疲 勞強(qiáng) 度 對(duì) 于商用 車 1z 一般不小于 6。 4） 主傳動(dòng) 比0i較 大 時(shí) ， 1z 盡 量取得小一 些，以便得到 滿意 的離地 間 隙。 5） 對(duì) 于不同的 主傳動(dòng) 比， 1z 和 2z 應(yīng)有適 宜的搭配。 根據(jù)以上要求，這里取 1z =6 2z =38，能夠滿足條件： 1z +2z =44 40 2. 從動(dòng)錐齒輪 大端分度 圓 直 徑 2D 和端面模 數(shù)tm對(duì) 于 單級(jí)主減 速器，增大尺寸 2D 會(huì) 影 響驅(qū)動(dòng)橋殼的 離地 間 隙， 減 小 2D 又會(huì) 影 響 跨置式主 動(dòng)齒輪 的前支承座的安 裝 空 間 和差速器的安 裝 。 2D 可根據(jù) 經(jīng)驗(yàn) 公式初 選 ，即 32 2 cD TKD （ 2-4） 2DK 直 徑 系 數(shù) ，一般取 13.0 15.3； Tc 從動(dòng)錐齒輪 的 計(jì) 算 轉(zhuǎn)矩 ， mN ， 為 Tce和 Tcs中的 較 小者。 所以 2D =（ 13.0 15.3） 3 14700.7 =（ 318.5 374.8） mm 初 選 2D =340mm 則tm= 2D /2z =350/38=8.95mm 參考 機(jī)械 設(shè)計(jì) 手 冊(cè) 選 取 tm9mm ， 則 2D =342mm 根據(jù)tm= 3 cm TK 來(lái) 校核 sm =10mm 選 取的是否合適，其中 mK =（ 0.3 0.4） 此 處 ，tm=（ 0.3 0.4） 3 7.14700 =（ 7.35 9.80），因此 滿 足校核條件。 五、差速器設(shè)計(jì) 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 4個(gè) 行星 齒輪。 2.行星 齒輪 球面半 徑 BR 的確定 球面半 徑 BR 可按如下的 經(jīng)驗(yàn) 公式確定： 3 TKR BB mm (3-3) 式中： BK 行星 齒輪 球面半 徑 系 數(shù) ，可取 2.52 2.99， 對(duì) 于有 4 個(gè) 行星 齒輪 的 載貨 汽 車 取小值 2.6； T 計(jì) 算 轉(zhuǎn)矩 ，取 Tce和 Tcs的 較 小值， 14700.7 mN . 根據(jù)上式 BR = 32 .6 1 4 7 0 0 .763.7mm 所以 預(yù)選 其 節(jié)錐 距 A0 =63.7mm 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(qiáng) 度， 應(yīng) 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) 。 In zz RL 224.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 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=29.05 1 =90 - 2 =60.95 再按下式初步求 出圓錐齒輪的大端端面模數(shù) m m=110 sin2 zA = 220 sin2 zA = 2 6 3 . 7 s i n 2 9 . 0 5 6 . 1 8 610 由于 強(qiáng) 度的要求在此取 m=8mm 得11 8 1 0 8 0d m z m m 22 8 1 8 1 2 4d m z m m 5.壓力 角 六、 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 3222 10smwvnT k kk m b d J MPa 所以，差速器 齒輪滿 足 彎 曲 強(qiáng) 度要求。材料為 20CrMnTi、 20CrMoTi、 22CrMnMo 和20CrMo。 七、驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 1 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定 全浮式半 軸 只承受 轉(zhuǎn)矩 ，其 計(jì) 算 轉(zhuǎn)矩 可有附著力矩22L r R rT X r X r 求得，其中 LX2 ， RX2 的 計(jì) 算，可根據(jù)以下方法 計(jì) 算，并取 兩 者中的 較 小者。 若按最大附 著 力 計(jì) 算，即 2 222 GmXX RL 根據(jù)上式22 1 . 3 6 9 3 0 0 0 . 82LRXX =36036 N ， 22L R R rT X r X r 16432.42Nm 若按 發(fā)動(dòng) 機(jī)最大 轉(zhuǎn)矩計(jì) 算，即 reRL riTXX /m a x22 根據(jù)上式22 0 . 6 3 5 3 9 . 0 1 6 . 3 3 0 . 90 . 4 5 6LRXX =23841.4 N 在此 RL XX 22 23841.4 N T =10871.7 N m 2、 全浮式半軸的桿部直徑的初選 全浮式半 軸 桿部直 徑 的初 選 可按下式 進(jìn) 行 333 10 ( 2 . 0 5 2 . 1 8 )0 . 1 9 6TdT （ 4-3） T 取小值為 10871.7Nm ，根據(jù)上式 32 . 0 5 2 . 1 8 1 0 8 7 1 . 7d =（ 45.41 48.29）mm 根據(jù) 強(qiáng) 度要求在此 d 取 48 mm。 3、 全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算 首先是 驗(yàn) 算其扭 轉(zhuǎn)應(yīng) 力 ： 316TdMPa （ 4-4） 根據(jù)上式 310871.73.14 0.4816 500.9 MPa =(490 588) MPa 所以 滿 足 強(qiáng) 度要求。 半軸的扭轉(zhuǎn)角為 180pTlGI 式中， 為扭轉(zhuǎn)角； l 為半軸長(zhǎng)度，取 1 8 0 0 / 2 9 0 0l m m； G為材料剪切彈性模量，；pI為半軸截面極慣性矩， 44/ 3 2 5 2 0 8 8 8 . 3 2 pI d m m。 轉(zhuǎn)角宜為每米長(zhǎng)度 6 15 。計(jì)算較核得 10.24，滿足條件范圍。 4 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 在計(jì) 算半 軸在 承受最大 轉(zhuǎn)矩時(shí)還應(yīng)該 校核其花 鍵 的剪切 應(yīng) 力和 擠壓應(yīng) 力。 半軸花鍵的剪切應(yīng)力為 310( ) / 4b p B ATz L b j D d （ 4-6） 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為 2/)(4/)(10 3ABABpc dDdDLzT（ 4-7） 式中 T 半軸承受的最大 轉(zhuǎn)矩， T=10871.7 Nm； DB 半軸花鍵 (軸 )外徑， DB=52mm； dA 相配的花鍵孔內(nèi)徑， dA=48mm； z 花鍵齒數(shù)，在此取 20； Lp 花鍵工作長(zhǎng)度， Lp=70mm； b 花鍵齒寬， b=3.77 mm； 載荷分布的不均勻系數(shù)，取 0.75。 將數(shù)據(jù)帶入式（ 5-5）、（ 5-6）得： b=62.9 MPa c=142.6 MPa 根據(jù)要求當(dāng)傳遞的轉(zhuǎn)矩最大時(shí)，半軸花鍵的切應(yīng)力 s不應(yīng)超過(guò) 71.05 MPa，擠壓應(yīng)力c不應(yīng)超過(guò) 196 MPa，以上計(jì)算均滿足要求。 第四章 貨車轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì) 1、 條件 ： 滿載總質(zhì)量： 3000kg 額定總質(zhì)量： 1500kg 最大車速 ： 125km/h 比功率 ： 25Kw/t 比轉(zhuǎn)矩 ： 44nm/t 2、 選 擇方案 根據(jù)已知條件，現(xiàn)采用循環(huán)球 齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向梯形采用整體式，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)采用聯(lián)軸套管機(jī)構(gòu)式，此機(jī)構(gòu)采用如汽車設(shè)計(jì)中圖 7-11 所示方案。 1. 已知額定總質(zhì)量為 1500kg 由表 7-2 得：齒扇模數(shù)選取為 4.0 由表 7-1 的：搖臂直徑： 30mm、鋼球中心距： 25mm、螺桿外徑： 25mm、鋼球直徑： 6.350mm、螺距： 9.525mm、工作圈數(shù)： 1.5、環(huán)流行數(shù)： 2、螺母長(zhǎng)度： 46mm、齒扇齒數(shù)： 3、齒扇整圓齒數(shù)： 12、齒扇壓力角 22 30、切削角 6 30、齒扇寬： 25mm 每環(huán)鋼球數(shù)量： n=cosd D=dD=18.54 考慮到工作間隙。取 n=19 導(dǎo)管內(nèi)徑 d1=d+e=6.350+0.5=6.850mm 取 e=0.5,（導(dǎo)管 n 內(nèi)徑與 d 之間的間隙） 2.強(qiáng)度計(jì)算 .鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力 = 3222223rRrREF =1792MPa =2500MPa K 取決于 A/B,表 7-3 A= 211 2Rr B= 211 2Rr 即：合理。 齒的彎曲應(yīng)力 =2sBFh =426.41MPa h=10.125mm B=30mm S=7.065mm 即：合理； 螺桿，螺母采用表面滲碳，滲碳深度為 0.91.35mm 表面滲碳度為 5863HRL 轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑 d mmTKMd R 2042.182.030 搖臂采用表面滲碳，滲碳深度為 0.91.35mm 表面滲碳度為 5863HRL 3、轉(zhuǎn)向梯形 根據(jù)已知條件，轉(zhuǎn)向梯形采取整體式結(jié)構(gòu)。 1球頭銷 接觸應(yīng)力： MP aAFj 2.28 25j 30MPa 即：合理 2轉(zhuǎn)向拉桿 穩(wěn)定性系數(shù)選取 2，拉桿用 30 鋼無(wú)縫鋼管制成 3轉(zhuǎn)向搖臂 強(qiáng)度驗(yàn)算：222222 4neFdF 4、軸承選擇 選?。?32928 型號(hào) D=45、 T=12、 L=9、 B=12（ mm） 第五章 鼓式制動(dòng)器 1. 制動(dòng)距離 S=6.31(t1+22t)V1+max2192.25 jV (m) jmax= maFf max (m/s2) t1: 機(jī)構(gòu)滯后時(shí)間 (s) t2: 制動(dòng)力增長(zhǎng)時(shí)間 (s) v1: 制動(dòng)初速度 Jmax: 最大穩(wěn)定制動(dòng)減速度 ma: 3 t Ffmax: 最大可能的地面制動(dòng) 2.制動(dòng)力分配系數(shù) 滿載同步附著系數(shù) 0 0=hgbL 汽車軸距（ m） L=2255mm b： 滿載時(shí)汽車質(zhì)心至右軸中心線的距離（ m） 877mm hg: 滿載時(shí)質(zhì)心高 度（ m） 520mm 3 前后軸制動(dòng)器總制動(dòng)力 Ff=F =F 1+F 2 (N) F 1= F Lgma (b+ hg) (N) F 2=(1- )F Lagma(a- hg) (N) F : 前后軸制動(dòng)器總制動(dòng)力（ N） F 1 、 F 2:分別為前、后軸制動(dòng)器制動(dòng)力（ N） : 制動(dòng)力分配系數(shù) 0.62 g： 重力加速度 g=9.81m/s 路面附著系數(shù) 0.806 L：汽車軸距（ m） L=2255mm a、 b：分別為汽車質(zhì)心至前、后軸中心的距離（ m） a=1385mm,b=877mm hg: 汽車質(zhì)心高度（ m） hg=520mm 4駐車所需制動(dòng)力 F =magsin 必要時(shí)應(yīng)驗(yàn)算路面附著條件： s inc o ss inLhgLaa ma: 汽車最大總質(zhì)量（ kg） m=3000