课程设计说明书

辽宁工程技术大学

课 程 设 计

题 目： 货车总体设计及各总成选型设计

班 级： 学 号：

姓 名： 指导教师： 完成日期：

1

汽车课程设计内容

一、题目: 货车总体设计及各总成选型设计 二、要求:

分别为给定基本设计参数的汽车，进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，

轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图。其余参数如下：

额定装载质量（Kg） 500 最大总质量（kg） 1120 1020 950 1680 750 1540 1430 2250 1000 2100 2000 3370 1500 3160 3000 4500 2000 4220 4000 6750 3000 6330 6000 7330 4000 7140 6960 9160 5000 8930 8700 6000

最大车速(Km·h) 80 100 135 80 100 135 80 100 130 80 100 125 80 100 125 75 100 120 75 100 120 75 100 120 75 100 -1比功率 (KW·t) 16 22 28 16 22 28 15 20 25 15 20 25 15 20 25 10 15 20 10 15 20 10 15 20 10 15 -1比转矩(N·m·t-1) 30 37 44 30 37 44 38 41 44 38 41 44 38 41 44 33 40 47 33 40 47 33 40 47 33 40 班号 1 2 3 4 5 2 1 2 3 4 5 1 2 3 4 5 1 2 3 4 5 1 2 3 4 5 11000 10720

10440 120 20 47 2 分组：每种车型由四名同学完成

三、设计计算要求

1.根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。

2.确定汽车主要参数：

1）主要尺寸，可从参考资料中获取； 2）进行汽车轴荷分配； 3）百公里燃油消耗量； 4）最小转弯直径 5）通过性几何参数 6）制动性参数

3.选定发动机功率、转速、扭矩。可以参考已有的车型。 4.离合器的结构型式选择、主要参数计算

5.确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。

6.确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。

7.机械式变速器型式选择、主要参数计算，设置合理的档位数，计算出各档的速比。8.驱动桥结构型式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。 9.悬架导向机构结构型式

10.转向器结构形式、主要参数计算

11.前后轴制动器型式选择、制动管路分路系统型式、主要参数计算

四、完成内容:

1．总成总装配图1张（零号图）总成依次为变速箱、驱动桥、转向系、制动系。 2．变速箱、驱动桥、转向系、制动系四个部件装配图各1张(1号图)。 3．设计计算说明书1份

3

五、指导教师评语

成 绩：

指导教师

日 期

摘要

汽车总体设计是根据整车设计总目标，明确各种要求的主次关系，协调统一，形成整车设计方案的过程。它是汽车设计中极其重要的设计环节，不仅贯穿整个设计过程，而且为各总成、部件的设计构建框架。总体设计质量的高低对汽车的设计质量、使用性能、先进性和产品生命力起决定性的作用。

本文通过给出的汽车参数，对汽车的总体进行设计。文中主要对变速器，驱动桥，转向系以及制动器进行了设计，不断优化汽车的参数，完善汽车的性能，使汽车得到高效率的应用。中重型卡车市场分析 载货汽车的市场需求总量与国民经济宏观发展形势，密切关联。经济总量的持续稳定发展，拉动载货汽车的市场需求稳步提升。同时，中重型载货汽车各自的需求比例受到市场和政策两方面的影响。 中重型卡车的市场特征 ：1市场需求稳步增长，增量空间受产品更新换代的影响较大；2 市场细分逐渐强化，制造商通过产品差异化，拼抢增量市场；3 消费主体趋向多元化，市场竞争自由度、分散度加大；4 由产品竞争转向全方位市场竞争。

关键词：总体设计；变速器；驱动桥；转向系；制动器

5

Abstract

Car overall design is based on the total vehicle design objectives, a clear relationship between the various primary and secondary requirements, harmonization, the formation of the vehicle design process. It is extremely important in automotive design design aspects, not only throughout the design process, but also for the assembly, component design and build framework. The level of overall design quality of the car's design quality, performance, advanced, and vitality products play a decisive role.

This paper gives the parameters of the car, the car's overall design. Paper mainly on the transmission, drive axle, steering system and brakes were designed to optimize the parameters of the car, improving the car's performance, making the car to get high efficiency applications. Heavy-duty truck market analysis in the truck's total market demand and macro-economic developments, closely linked. Sustained and stable development of the total economy, market demand for truck driving steadily. Meanwhile, the heavy truck market by the proportion of their needs and policy aspects of the impact. In heavy-duty truck market characteristics: 1 steady growth in market demand, incremental space influenced by the product replacement; 2 gradually strengthen market segmentation, product differentiation by manufacturers, scraping the incremental market; three main consumer of diversification competition in the market freedom, the dispersion increased; 4 by the product market competition shifts to all-round competition. Key words: Overall design; transmission; drive axle; Steering System; brake

目录

1汽车总体设计 ..................................................................................................................................9

1.1确定汽车主要参数..................................................................................................................9 1.2货车驾驶员操作位置尺寸 ..................................................................................................... 10 2 变速器设计 ................................................................................................................................... 11

2.1 变速器主要参数的选择与计算 ............................................................................................. 11

2.1.1挡数的选择 ................................................................................................................ 11 2.1.2传动比的确定 ............................................................................................................. 11 2.1.3中心距A的确定......................................................................................................... 11 2.1.4各档齿轮的分配 ......................................................................................................... 12 2.2齿轮与轴的设计计算 ............................................................................................................ 17

2.2.1齿轮设计与计算 ......................................................................................................... 17 2.2.2轴的设计与计算 ......................................................................................................... 20 2.2.3轴的强度计算 ............................................................................................................. 21

2.2.4 轴承的选择与校核 ..................................................................................................... 24 2.3变速器同步器的选择 ............................................................................................................ 25 2.3.1同步器 ....................................................................................................................... 25 3.1主减速器的齿轮类型 ............................................................................................................ 28 3.2主减速器主，从动锥齿轮的支承形式.................................................................................... 28 3.3主减速器计算载荷的确定 ..................................................................................................... 28 3.4主减速器基本参数的选择 ..................................................................................................... 30 3.4.1主、从动锥齿轮齿数和 ............................................................................................... 30 3.5差速器设计 .......................................................................................................................... 31

3.5.1差速器齿轮的基本参数的选择 .................................................................................... 31 3.5.2行星齿轮球面半径的确定 ........................................................................................... 31 3.5.3行星齿轮与半轴齿轮的选择 ........................................................................................ 32 3.5.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 ................................................. 32 3.6差速器齿轮的强度计算......................................................................................................... 32 3.7驱动半轴的设计 ................................................................................................................... 32

3.7.1全浮式半轴计算载荷的确定 ........................................................................................ 32

3.7.2全浮式半轴的杆部直径的初选 .................................................................................... 33 3.7.3全浮式半轴的强度计算 ............................................................................................... 33 3.7.4半轴花键的强度计算 .................................................................................................. 34

4 货车转向系的设计 ........................................................................................................................ 35

4.1条件:.................................................................................................................................... 35

4.2选择方案.............................................................................................................................. 35 5 鼓式制动器 ................................................................................................................................. 37

5.1 制动距离S ........................................................................................................................ 37 5.2 制动力分配系数β ............................................................................................................. 38

5.3 前后轴制动器总制动力 ...................................................................................................... 38

7

5.4 驻车所需制动力 ................................................................................................................ 39 5.5 驻车所需制动力 ................................................................................................................ 39 5.6 驻车所需制动力 ................................................................................................................ 40

5.6.1 制动鼓内径D .......................................................................................................... 40 5.6.2 摩擦衬片宽度b和包角β ......................................................................................... 40 5.6.3 摩擦衬片起始角β0.................................................................................................. 41 5.6.4 制动器中心到张开力F0作用线的距离e ................................................................... 41 5.6.5 制动蹄支承点位置坐标a和c ................................................................................... 41 5.6.6 摩擦片摩擦系数 ..................................................................................................... 41 5.7 制动器主要零部件的结构设计 ........................................................................................... 41

5.7.1 制动鼓 ..................................................................................................................... 41 5.7.2 制动蹄 ..................................................................................................................... 42 5.7.3 制动底板 ................................................................................................................. 42 5.7.4 制动蹄的支承 .......................................................................................................... 42

5.7.5 制动轮缸 ................................................................................................................. 42

6、参考文献..................................................................................................................................... 43

1汽车总体设计

轴数为二轴，驱动形式为4?2布置形式发动机前置，平头货车

1.1确定汽车主要参数

外廓尺寸货车总长为7400mm，汽车宽度为1800mm，汽车高度为2000 轴距L为4000mm，轮距B为1750mm 前悬Lf为1000，后悬LR为2400 货车车长度取1500mm 车厢尺寸取5700mm

轴荷分配前轴取35% 后轴取65% 百公里燃油消耗量取3L（100t.Km） 最小转弯直径Dmin=15m

通过性几何参数hmin=200、 r1=50、ρ1=4.0

动性参数行车制动初速度为30/（Km*h）制动距离满载为10m 空载为9m试车道宽3m踏板力满载700N空载为450N应急制动制动初速度为30Km*h制动距离20m操纵力手为600N、脚700N

发动机功率75PS/3800—4000r/min 最大扭矩为17.5Kgf.m/2000—2500r/min 离合器为干式盘形摩擦离合器选单片，圆周布置、圆柱螺旋弹簧，推式 主要参数 后备系数?=1.5 单位压力Po=0.25Mpa 摩擦片外径D=66.9mm

内径d=35.45mm 厚度取3.2mm 摩擦因数f=0.25、摩擦面数2 离合器间隙△t=3mm

传动系最小传动比为1.0 最大传动比为6.9

9

1.2货车驾驶员操作位置尺寸

R点至车顶棚高950mm R点至地板距离为1370mm

R点至驾驶员踵点的水平距离为700mm 背角α为20o 臀角β为100o 足角γ为90o 坐垫深度440mm

座椅前后最小调整范围140mm 座椅上下最小调整范围70mm 10、靠背高度520mm

11、R点至离合器和制动踏板中心在座椅纵向中心面上的距离为800mm 13、离合器制动踏板的行程200mm

14、转向盘下缘至坐垫上表面的距离160mm 15、转向盘后缘至靠背的距离350mm

16、转向盘下缘至离合器和制动踏板中心在转向柱纵向中心面上的距离为600 17、R点至前圆的水平距离为950mm] 18、R点至仪表盘的水平距离为500mm 19、双人座驾驶室内部宽度为1250mm

20、座椅中心面至前门后支柱内侧的距离为360mm 21、座椅宽度450mm

22、转向盘外缘至侧面障碍物的距离为100mm 23、车门打开时下部通道宽度为250mm

24、离合器踏板中心线至制动踏板纵向中心面的距离110mm

25、离合器踏板纵向中心至通过加速踏板中心的纵向中心面的距离100mm 26、加速踏板纵向中心面至最近障碍物的距离60mm 27、离合器踏板中心面至转向柱纵向中心面的距离100mm 28、转向盘中心对座椅总心的偏移量40mm

29、制动踏板纵向中心面至转向柱纵向中心面的距离100mm 30、转向盘平面与汽车对称面间的夹角90o

31、变速杆手柄在所有工作位置时，应位于转向盘下面和驾驶员座椅右面

2 变速器设计

2.1 变速器主要参数的选择与计算

2.1.1挡数的选择

增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。

在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。

档数选择的要求：

（1）相邻档位之间的传动比比值在1.8以下；

（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 目前，轿车一般用4～5个档位变速器，货车变速器采用4～5个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车[5]。

传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在3～4之间，轻型货车在5～6之间，其它货车则更大。

文中设计结合实际，变速器选用5档变速器，最高档传动比为1。

2.1.2传动比的确定

各档传动比为等比分配 [6] ，则：

i1i2?i2i3?i3i4?i4i5?q q?4i1i5?44.2?1.43

i2?2.93,i3?2.05,i4?1.43

2.1.3中心距A的确定

由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（3.5）计算[7] 。

11

A?KA3Temaxi1?g （3.5） 式中：

A ——变速器中心距（mm）；

KA ——中心距系数，商用车KA=8.6-9.6；

； Temax——发动机最大转距=300（N.m）

i1 ——变速器一档传动比为4.2；

?g ——变速器传动效率，取96%。

将各参数代入式（3.4）得到：

A?（8.6~9.6）?10.7=92.02~102.7mm

货车的变速器中心距在92～102.7mm范围内变化，初取A=96mm。 表2.2 商用车变速器壳体的轴向尺寸

四档 五档 六档 （2.2～2.7）A （2.7～3.0）A （3.2～3.5）A 为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为2.9=278.4mm。

2.1.4各档齿轮的分配

在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图3.2所示：

图3.2

CA10501K26L4变速器传动示意图

1—一轴常啮合齿轮 2—中间轴常啮合齿轮 3—第二轴四挡齿轮 4—中间轴四挡齿轮 5—第二轴三挡齿轮 6—中间轴三挡齿轮 7—第二轴二挡齿轮 8—中间轴二挡齿轮 9—第二轴一挡齿轮 10—中间轴一挡齿轮11—第二轴倒挡齿轮 12—中间轴倒挡齿轮 13—惰轮

1.最低档传动比计算 一档传动比为：

ig1?z2z9z1z10?4.2

如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和zh，

zh——一档齿数和，直齿zh?2Am （3.9）

斜齿 zh?2Amn 中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车z10可在12～17之间选取，本设计取z10=16，初选?12?23?，mn?3.0，

代入公式（3.6）得到：

zh?2?cos23??96.133.0?58.43

取整得58，则z9?58?16?42。 2.对中心距A进行修正

因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据[9]。

A?mnzh2cos? （3.10）

13

将各已知条件代入式（3.10）得到：

A?3?582?cos23??96.13mm，取整为96mm。

3.常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 ig1?z2z9z1z10 （3.11）

而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： A? 已知各参数如下：

mn?3,?9?10?23?,z9?42,z10?16,A?96mn(z1?z2)2cos?1?2 （3.12）

代入式（3.12）得到：

z1?23.13

取整：

z1?23,z2?37，ig1?z9z1?z2z10?4223?3716?4.19

4.二档齿数的确定 已知：

mn?3,A?96,ig2?2.93 由式子：

ig2?z7z8z7z2z8z1 （3.13）

z1z2

?ig2 （3.14）

A?mn(z7?z8)2cos?7?8 （3.15）

此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：

tan?2tan?1?z2z2?z8(1?z7z8) （3.16）

联解上述（3.13），（3.14），（3.15）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下：

?7?8?20.36?,z7?39,z8?21，ig2?5.三档齿数的确定 已知：

mn?3,A?96,ig3?2.05

z2z1?z7z8?3723?3921?2.89

由式子

z5z6?ig3z1z2 （3.17）

A?tan?2tan?1mn(z5?z6)2cos?7?8z2z5z6 （3.18）

?z2?z6(1?) （3.19）

联解上式（3.17），（3.18），（3.19）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得： ?5?6?20.36?,z5?34,z6?26 ig3?6.四档齿数的确定 已知：

mn?3,A?96,ig4?1.43

z2z1?z5z6?3723?3426?2.103

由式子

z3z4?ig4z1z2 （3.20）

A?mn(z3?z4)2cos?3?4 （3.21）

15

tan?2tan?1?z2z2?z4(1?z3z4) （3.22）

联解上述（3.20），（3.21），（3.22）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得：

?3?4?20.36?z3?28z4?32

ig4?7.倒档齿数的确定

z2z1?z3z4?3723?2832?1.408

m?3.5

初选z13?22 （22-23）之间，z12小于z10取为14， iR?4.09 中间轴与倒档轴之间的距离的确定：

A?'12mn(z12?z13)?12?3.5(14?22)?63

取整63mm。

为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮11和齿轮顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。则齿轮11的齿顶圆直径De11为：

De112?0.5?De122?A

De11=129.92mm

Z11=35.12 取整为Z11=35 二轴与倒档轴之间的距离确定：

A?''12mn(z11?z13)?12?3.5(35?22)?99.75mm

取整100mm。

2.2齿轮与轴的设计计算

2.2.1齿轮设计与计算

变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。

（1）一档齿轮弯曲强度校核 已知参数：

mn?3,Kc?7z9?42,z10?16,??0.815

T1?282.24N·m,T中?283.84N·m

查齿形系数图4.1得：代入公式（4.2）得：

?w1?y9?0.195y10?0.186；

2?285.12?10?1.53.14?16?3.5?7?2?0.1952?285.12?10?1.53.14?42?3.5?7?2?0.1863333?194.39MPa

?w2??209.75MPa

对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于250Mpa，?w1，

?w2均小于250Mpa，所以满足设计要求。

（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核

常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果：

一档齿轮接触应力校核 已知条件：

???17,mn?3,Kc?7，z9?42,z10?16

Tg9?300?10?4.23N·

Tg10?300?10?34216N·mm

17

F?2Tgdcos??2Tgmnzcos?3

F10?2?300?10?4.23.0?42?cos172?300?10?3??20912.86N,

42F9?16?34311.48N ?3.0?16?cos17b?Kcmncos??7?3cos23???26.09mm

mnz29sin?2cos?mnz17sin?2cos??0.1368533?z??b?1rzsin?cos?rbsin?cos?1?33dsin?2cos?dsin?2cos??22??3.0?16?sin172cos2333???10.439?

?24.358?1?1?3.0?42?sin172cos23??z??b10.43924.358

将已知数据代入公式（4.4）得：

?j9?0.418FEb(1?z?1?b)?

50.41834311.48?2.1?102?26.09FEb(1?1?0.13685?1224.74(MPa)?j10?0.418?z?b5)?

?0.13685?1214.5(MPa)0.41820912.86?2.1?102?26.09j10 ?j9，?均小于1900 MPa，所以满足设计要求。

（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核

常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表4.3：

表2.2.1各齿轮的接触应力

轮 常啮合齿二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮

Z1Z2Z7Z8Z5Z6Z3Z4 接8 894.05 1 1 9 9 9 9触应力94.05 073.67 072.13 83.55 99.785 15.157 22.77 （MPa） 各齿轮的接触应力均小于1300——1400 MPa，所以满足设计要求。 4、直齿倒档齿轮接触应力校核 已知条件：

m?3.5,??17?,Kc?7,z12?14

T中?435.92N·m

将已知数据代入公式（4.4）得到：

FTg12?2mzcos??2T中mz?2?435.9212cos?3.5?14?cos17??18605.207N

F2Tg2T中mzcos?mz?2?435.9213??13cos?3.5?22?cos17??11839.22N

2T3Fg2Tg11?300?10?4.211?mzcos??mz?211cos?3.5?35?cos17??21511.43N

?mz12?z1?d2?sin??2?sin17??3.5?142?sin17?8.379?d?sin??mz13?sin17?22?3.5?22?z2b1?2?sin17?13.168b?Km?7?3.5?24.5?dmz112?sin17??3.5?352?sin17?cb2?2?sin???19.7521?1?1?1??0.1193?0.07594?0.19524z1?b18.37913.1681??1?1?1?0.07594?0.05063?0.1266z2?b213.16819.752?105?j13?0.418FE18605.207?2.1b(1??1z?)?0.418b2?24?0.19524?1561.99FE11?105j13?0.418b(??1z?)?0.41811839.22?2.b2?24?0.1266?1257.72MPa

MPa

19

?

?j11?0.418FEbj13(1?z?1?b)?0.41821511.43?2.1?102?245?0.19524?1561.99MPa

?j12，?，?j11均小于1900 MPa，所以满足设计要求

2.2.2轴的设计与计算

变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度[15]。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。

1.初选轴的直径

在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为0.45A，轴的最大直径d和支承间距离l的比值：对中间轴，dl?0.16?0.18对第二轴，dl?0.18?0.21。第一轴花键部分直径d可按下式初选：

d?K3Temax （4.5） 式中：

K——经验系数K=4.0-4.6； 。 Temax——发动机最大转距（N·mm）

第二轴和中间轴中部直径d?0.45A=0.45?96?43.2mm

l的取值：

中间轴长度初选：

dl?0.16?0.18

43.20.16?0.18?240?270l?mm

l?260mm

第二轴长度初选：

d?0.18?0.21

d0.18?0.21?205.71?240ll?mm

l?240mm

第一轴长度初选：

d?K3Temax?4.0?4.63300?(4.0?4.6)?6.69?26.78?30.774mm

d?27mm dl?0.16?0.18mm

d0.16?0.18?150?168.75l?mm

l取160mm。

d?34.36mm取为35mm。

二轴取为45mm。

2.2.3轴的强度计算

1 轴的挠度验算

轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3

所示时，若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用下式计算：

fc?F1ab3EILF2ab3EIL2222 （4.8）

fs? （4.9）

??式中：

F1ab?b?a?3EIL （4.10）

； F1——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）

21

； F2——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）

EI——弹性模量（MPa），E=2.1×105 MPa； ——惯性矩（mm4），对于实心轴，I??d464；

，花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上的作用 d——轴的直径（mm）

力距支座A、B的距离（mm）；

L——支座间的距离（mm）。

fc?fs?0.2mm22轴的全挠度为f?

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[fc]=0.05～0.10mm，[fs]=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad

[18]。

1 变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析如图4.5所示。 Ft1?2T1d1?2?Tg1cos?mnz?2?300?10?cos233.0?163??6863.52N

Fr1?Ft1tan?ncos??6863.52?tan17cos23???2779.42N

Fa1?Ft1tan??6863.52?tan23??3347.56N 中间轴轴上受力分析如图4.5所示。

2T2d22?Tg2cos?mnz2?300?10?cos23??3.0?423?4216?6863.52 Ft2??N

Fr2?Ft2tan?ncos??Fr1?2779.42Fa2?Ft2tan??Fa1?3347.56N

N

?Ft3?2T3d32?300?10??342163.0?16?cos23?15908.58N

Fr3?Ft3tan?ncos??15908.58?tan17cos23???6088.59N

F.58?tan23?a3?Ft3tan??15908?5169.01N

323??42F2T2?300?10?cos42?Tg4cos?t4?d??16?37234mnz3.0?3537?15908.27N

Fr4?Ft4tan?ncos??Fr3?6088.82N

Fa4?Ft4tan??Fa3?5139.24N

二轴轴刚度校核：

将各已知参数代入公式（4.8）得到：

2222f4abc?Fr3EIL?Fr4ab?643E?d4L

Fr4?6088.85N,a?189mm,b?97mm,L?286mm,d?50mm

f6088.85?1892972?64c??3?2.1?105?3.14?504?286?0.037?[fc]?0.05?0.10

各已知参数代入公式（4.9），（4.10）得到：

2222fFt4ab?6472?1892?972?64s?3EIL?Ft4ab3E?d4L?15909.3?2.1?105?3.14?504?286?0.09678

0.09678?[fs]?0.1?0.15mm

f?f222c?fs?0.0372?0.09678?0.1036?0.2mm

??Fr4ab(b?a)?643EIL?6088.85?189?97(189?97)3?2.1?105?3.14?504?286?0.000002904?0.002rad

所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。 同理：变速器在一档时中间轴符合刚度要求 变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。 变速器在二档时中间轴符合刚度要求。 变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。 变速器在三档时中间轴符合刚度要求。 变速器二轴在四档工作时满足刚度要求。

23

2.2.4 轴承的选择与校核

1.一轴轴承的选择与校核

（1）初选轴承型号根据轴承处直径选择6208型号轴承[15]，查得：

Cr?29.5KN，Cor?18KN

（2）计算轴承当量动载荷P

当变速器在一档工作时轴承受到的力分别为：

Fr1?2779.42N，Fa1?3347.56N，BC?3278.23N， FaCor3347.5618000?0.185

? 查《机械原理与设计》得到e?0.36，

FaFr?0.55?e，查《机械原理与设计》得到y?1.21，x?0.56，

当量动载荷计算

P?fp(xFr?yFa) （4.12） 将各已知参数代入式（4.12）：

P?fp(xFr?yFa)

fp在

1.2到1.8之间取，取fp为1.3，

p?1.3?(0.56?6057.65?1.21?3347.56)?9675367轴承寿命计算公式为： Lh?10660nP(C)? （4.13）

将个已知参数代入式（4.13）得到：

Lh?10660nP(C)??10660?2100(29.5?109675.67310)3?326.14h

326.14?3788?1%?37.88h,所以所选轴承满足设计要求。 当变速器在四档工作时轴承受到的力分别为：

Fr?6057.65N，Fa?3347.56N FaC0r?3347.5618?103?0.185

查《机械原理与设计》得到e?0.36，

FaFb?0.55?e，查表《机械原理与设计》得到x?0.56,y?1.21

当量动载荷计算代入式（4.12）：

P?fp(xFr?yFa)

fp在

1.2到1.8之间取，取fp为1.3，

p?1.3?(0.56?3049.83?1.21?3347.56)?7488.58将个已知参数代入式（4.13）得到：

Lh?10660nP(C)??10660?2100(29.5?107488.58310)3?766.366h

对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。本设计为货车，L?svam，式子中vam?0.6vam?0.6?110，L?25?1040.6?110?3788h。

766.366?3788?16%=606.08所以轴承符合要求。

同理：中间轴右侧和二轴轴承同样满足使用要求。

2.3变速器同步器的选择

2.3.1同步器

同步器是变速器换档机构的主要部件，能保证汽车稳定换档，防止齿轮的撞击损坏。同步器有常压式、惯性式和增力式三种。现在得到最广泛的是惯性式同步器。

1.同步器工作原理

目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。

同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但

25

有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。

惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。

按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本设计考虑到所设计的为轻型货车选用锁环式同步器作为设计对象[22]。

1、锁环式同步器结构

如图5-1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环4或7和齿轮1或9凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环4或7上的齿和做在啮合套10上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿。

锁环式同步器工作原理

换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差?w，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5-2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5-2b），完成同步换档。

锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。

4、7—锁环 ；3、8—接合齿圈；2—滚针轴承； 6—滑块 ； 5—弹簧圈；

10—啮合套座 ； 11—啮合套 锁环式同步器

27

1、9—齿轮；图

5.1

3 驱动桥设计

3.1主减速器的齿轮类型

设计采用单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。

3.2主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

图2-3 主动锥齿轮悬臂式支承 图2-4 主动锥齿轮跨置式

图2-5 从动锥齿轮支撑形式

3.3主减速器计算载荷的确定

3.3.1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce 从动锥齿轮计算转矩Tce

Tce?kdTemaxki1ifi0?n （2-1）

式中：kd——猛接离合器所产生的动载系数，性能系数fj?0的汽车:kd?1，

fj?0的汽车：kd?2或由经验选定。

Temax——发动机的输出的最大转矩，在此取242N?m； ?——发动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取0.85； k——液力变矩器变矩系数，,k???k0?1?????1， k最大变矩系数，k

02??在此

取1；

i1——变速器一挡传动比，在此取6.09； if——分动器传动比，在此取3.7； i0——主减速器传动比 ，在此取6.33； n——该汽车的驱动桥数目在此取1； 代入式（2-1），有：

Tce?1?242?1?6.09?3.7?6.33?0.851?29339.8Nm

主动锥齿轮计算转矩T=4576.3Nm

3.3.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs Tcs?G2m2?rr，?mim （2-2）

式中: G2——满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N），预设后桥所承载47645N的负荷;

?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取?=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB516-82 9.0～20，则车论的滚动半径为0.456m；

m，2 ——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2

?m，im——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和

29

传动比，?m取0.9，由于没有轮边减速器im取1.0

所以Tcs?1.2?47645?0.85?0.4560.9?1.0?24622.9N?m

3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：

Tcf?式中：

式中：Ft——汽车日常行驶平均牵引力，在此取 32145.29N r——车轮的滚动半径，在此滚动半径为 0.456 m ；

rFt?rrim??m?n N?m （2-4）

im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5 ?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.87 n——该汽车的驱动桥数目在此取1； 所以Tcf?32145.29?0.4564.5?0.87?1=3744.126N?m

3.4主减速器基本参数的选择

3.4.1主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。

2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。

3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6。 4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。

根据以上要求，这里取z1=7 z2=40，能够满足条件：z1+z2=47〉40

3.4.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt

对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选，即

D2?KD23Tc （2-4）

13.0～15.3；

KD2——直径系数，一般取

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tce和Tcs中的较小者。

所以 D2=（13.0～15.3）34576.3=（215.8～254.0）mm 初选D2=240mm

则mt=D2/z=240/40=6.0mm

2参考《机械设计手册》选取mt? 6mm，则D2=240mm 根据mt=Km3Tc来校核m=10mm选取的是否合适，其中Km=（0.3～0.4）

s此处，mt=（0.3～0.4）34576.3=（4.98～6.64），因此满足校核条件。

3.5差速器设计

3.5.1差速器齿轮的基本参数的选择

1.行星齿轮数目的选择

载货汽车采用4个行星齿轮。

3.5.2行星齿轮球面半径R的确定

B 球面半径RB可按如下的经验公式确定：

RB?KB3T mm (3-3) 式中：KB——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.6；

T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，24622.9 N?m. 根据上式RB=2.6?324600.9=75.6mm 所以预选其节锥距A0=75.6mm

31

3.5.3行星齿轮与半轴齿轮的选择

为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比

z1/z2在1.5～2.0的范围内。

z2L?z2Rn?I

3.5.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定

首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角?1，?2 ?1?arctanz1z2=arctan1220=30.96? ?1=90°-?2=59.04?

再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=

2A0z1sin?1=

2A0z2sin?2=

2?75.612?sin30.96??6.482

由于强度的要求在此取m=8mm 得d1?mz1?8?12?96mm d2?mz2?8?20?160mm

3.6差速器齿轮的强度计算

?w?2Tkskmkvmb2d2Jn?10 MPa

3所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。

3.7驱动半轴的设计

3.7.1全浮式半轴计算载荷的确定

全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有附着力矩T??X2L?rr?X2R?rr求得，其中

X2L，X2R的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。

若按最大附着力计算，即

X2L?X2R?mG22'?

1.3?476452?0.8=24775.4N ，

根据上式X2L?X2R?T??X2L?rR?X2R?rr?11297.58N?m

若按发动机最大转矩计算，即

X2L?X2R??Temaxi?/rr 根据上式

X2L?X2R?0.6?242?9.01?6.33?0.90.456=16344.5 N

在此X2L?X2R?16344.5N T=11297.58N·m

3.7.2全浮式半轴的杆部直径的初选

全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行

d?T??10330.196????(2.05~2.18)3T? （4-3）

T?取小值为

11297.58Nm，根据上式d??2.05~2.18?311297.58=（46.00～48.92）

mm

根据强度要求在此d取48 mm。

3.7.3全浮式半轴的强度计算

首先是验算其扭转应力?： ??T??16 MPa （4-4）

3d根据上式?＝

11297.583.143?0.4816=520.5MPa< ???=(490～588) MPa

所以满足强度要求。 半轴的扭转角为 ??T?l180GIp?

式中，?为扭转角；l为半轴长度，取l?1800/2?900mm；G为材料剪切弹性

33

模量，；Ip为半轴截面极惯性矩，Ip??d4/32?520888.32 mm4。

转角宜为每米长度6?～15?。计算较核得??10.64?，满足条件范围。

3.7.4半轴花键的强度计算

在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。 半轴花键的剪切应力为

?b?T?103z?Lp?b?j?(DB?dA)/4 （4-6）

半轴花键的挤压应力为

?c?T?103z?Lp???[(DB?dA)/4]?(DB?dA)/2 （4-7）

式中T——半轴承受的最大转矩，T=11297.58 Nm； DB——半轴花键(轴)外径，DB=52mm； dA——相配的花键孔内径，dA=48mm； z——花键齿数，在此取20； Lp——花键工作长度，Lp=70mm； b——花键齿宽，b=3.77 mm；

?——载荷分布的不均匀系数，取0.75。

将数据带入式（5-5）、（5-6）得：

?b=65.4MPa

?c=148.2 MPa

根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力[?s]不应超过71.05 MPa，挤压应力[?c]不应超过196 MPa，以上计算均满足要求。

4 货车转向系的设计

4.1条件:

满载总质量：7330kg 额定总质量：4000kg 最大车速 ：75 km/h 比功率 ：10Kw/t 比转矩 ：33nm/t

4.2选择方案

根据已知条件，现采用循环球—齿条齿扇式转向器，转向梯形采用整体式，转向传动采用联轴套管机构式，此机构采用如《汽车设计》中表7-2所示方案。

已知额定总质量为4000kg 由表7-2得：齿扇模数选取为5

由表7-1的：摇臂直径：35mm、钢球中心距：32mm、螺杆外径：29mm、钢球直径：7.144mm、螺距：10.000mm、工作圈数：2.5、环流行数：2、螺母长度：59mm、齿扇齿数：5、齿扇整圆齿数：13、齿扇压力角27°30′、切削角7°30′、齿扇宽：30mm

每环钢球数量：n?考虑到工作间隙。取n=36

导管内径d1=d+e=7.144+0.5=7.644mm 取e=0.5,（导管n内径与d之间的间隙） 2.强度计算

⑴.钢球与滚道之间的接触应力

MR?f3G1p3?DWdcos???DWd?35.18

G1=9000—24000N G1取15000N

F为轮胎和路面间的欢动摩擦因数，取0.7 P为轮胎气压，取0.245MPa Mr=866N.m

iw=2πr/p r=mz/2

35

iw=22

转向系传动比：ip

.a=(0.4—0.6) 轮胎胎面宽度尺寸,a=107.5mm Dsw取435mm ip=44.5

Fw==8056N Fh==362N N==1190N δ=k

E-----材料弹性模量取2.1*MPa R2----螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径 R2=0.51d=3.64mm

K 取决于A/B,表7-3

A????1?????r?1?R???/2 2??B???1??r????1???R??/2，K由A/B=0.02所以取1.80

1??δj=203048Pa<[δj]

即：合理。

⑵齿的弯曲应力??

?2

?=6FH/BsMPa

齿扇齿高 h=(2ha+hc)m=11.25mm 齿扇齿宽 B=30mm 基圆齿厚 S=7.85mm 作用在齿扇上的圆周力 F=MR/rN

r=mz/2=37.5mm

??=421.5MPa

??<[??]=540MPa

即：合理；

螺杆，螺母采用表面渗碳，渗碳深度为0.9~1.35mm表面渗碳度为58~63HRL ⑶转向摇臂轴直径d

d?KM3R0.2?=40mm

0

K=2.5—3.5 取3.0 ?0为扭转轻读极限为200MPa

摇臂采用表面渗碳，渗碳深度为0.9~1.35mm表面渗碳度为58~63HRL 3、轴承选择 选取：32928型号

D=45、T=12、L=9、B=12（mm）

5 鼓式制动器

5.1 制动距离S

S=

1t2V213.6(t1+

2)V1+

25.92j(m)=

1max3.6(0.1+0.2/2)?50+

50225.92?6.86=14.8m

Ffmax

jFfmax2max=

m=5028.38?7330=6.86(m/s) （J>5.9）

a最大制动距离 St =0.15v+v2/115=0.15?50+502?115=29.2m S

式中 t1：机构滞后时间0.1 s； t2：制动力增长时间 0.2s； v1：制动初速度50km/h；

37

Jmax：最大稳定制动减速度； ma：满载质量7330kg； Ffmax：最大地面制动力。

5.2 制动力分配系数β

?0=

L??bhg

代入数据得β=0.46

式中 ?0：满载同步附着系数 0.6； L：汽车轴距 4000mm；

b：满载时汽车质心至后轴距离 1400mm； hg：满载时质心高度 745mm。

5.3 前后轴制动器总制动力

Ff=Fμ=Fμ1+Fμ2 =24155.1+37389.6=61544.7(N) Fμ1=βFμ<

mag?L(b+?hg)=7330?9.8?0.7?（1.4?0.7?0.745）=24155.1(N) 4Fμ2=(1-β)Fμ<

mag?L(a-?hg)= 7330?9.8?0.74?（2.6?0.7?0.745）=37389.6(N)

式中 Fμ：前后轴制动器总制动力； Fμ1 、Fμ2：前、后轴制动器制动力； β：制动力分配系数0.46； g：重力加速度 9.8m/s； L：汽车轴距 4000mm；

a 、b：分别为汽车质心至前、后轴中心的距离 a=2600mm，b=1400mm；

?:地面附着系数 0.7(干沥青路面)；

hg：汽车质心高度 hg=745mm； ma：汽车满载质量 7330kg

5.4 驻车所需制动力

Fz=mag sin?

5.4.1 汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角?

??arctan?aL??hg

=arctan0.7?2.64?0.7?0.745

=27.6?

式中 ?：车轮与地面摩擦系数，取0.7； a：汽车质心至前轴间距离； L：轴距；

hg：汽车质心高度。

最大停驻坡高度不小于16%～20%，故符合要求。 5.4.2 汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角?'

?'?arctan?aL??hg

=arctan0.7?2.64?0.7?0.745

=21.9?

最大停驻坡高度不小于16%～20%，故符合要求。

5.5 驻车所需制动力

5.5.1 应急制动系与型双回路行车制动系结合 Fμ1/2=24155.1?2=12077.6N Fμ2/2=37389.6?2=18694.8N

5.5.2 应急制动系与2型双贿赂行车制动系结合 Fμ9.8?0.7?1.41=

mag?bL??hg=

7330?4?0.7?0.745=20237.8N

39

Fμ2=

mag?aL??hg=

7330?9.8?0.7?2.64?0.7?0.745=28914.7N

5.5.3 应急制动力与后轮驻车制动系结合 F=Fμ2=

mag?aL??hg=

7330?9.8?0.7?2.64?0.7?0.745=28914.7N

5.6 驻车所需制动力

5.6.1 制动鼓内径D

输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 但增大D受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20mm．否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：

货车D／Dr=0 .70～0 .83 选轮辋直径Dr=16 inch Dr =25.4?16=406.4 mm

取D／Dr=0 .8 3 则制动鼓内径直径 D=0.83?Dr=0.83?406.4=337.31mm 取 D=340mm

5.6.2 摩擦衬片宽度b和包角β

摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。

制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=Rβb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积∑Ap越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。

试验表明，摩擦衬片包角β=90°～100°时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。取β=100°

衬片宽度b较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。 取b=90mm

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