汽車差速器畢業(yè)設(shè)計(jì)論文

目 錄第一部分 差速器設(shè)計(jì)及驅(qū)動半軸設(shè)計(jì)1 車型數(shù)據(jù) 32 普通圓錐齒輪差速器設(shè)計(jì)42.1 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)42.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算52.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇52.3.2 差速器齒輪的幾何計(jì)算92.3.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算102.3.4差速器齒輪的材料123 驅(qū)動半軸的設(shè)計(jì) 143.1 半浮式半軸桿部半徑的確定143.2 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算163.3 半軸其他主要參數(shù)的選擇173.4半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理17第二部分 6109客車總體設(shè)計(jì)要求 19 1. 6109客車車型數(shù)據(jù) 191.1尺寸參數(shù) 191.2質(zhì)量參數(shù) 19 1.3發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù) 191.3傳動系的傳動比 191.5輪胎和輪輞規(guī)格 202. 動力性計(jì)算 202.1發(fā)動機(jī)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 202.4空氣阻力系數(shù)和空氣阻力 202.5機(jī)械效率 20 2.6計(jì)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(shí)間 23 3.燃油經(jīng)濟(jì)性計(jì)算 23 4.制動性能計(jì)算234.1最大減速度234.2制動距離S234.3上坡路上的駐坡坡度i1max： 244.4下坡路上的駐坡坡度i2max： 24 5. 穩(wěn)定性計(jì)算 24 5.1縱向傾覆坡度：245.2橫向傾覆坡度 24 N 結(jié)束語 24 參考文獻(xiàn) 26 第一部分 差速器設(shè)計(jì)及驅(qū)動半軸設(shè)計(jì)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(jī)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(dú)立懸架后懸架類型 螺旋彈簧最高車速 140 km/h2 普通圓錐齒輪差速器設(shè)計(jì)汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路程往往不等。例如，轉(zhuǎn)彎時(shí)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(shí)，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(fù)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(shí)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(dǎo)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(shí)具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運(yùn)動學(xué)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(jì)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(jī)構(gòu)。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因?yàn)樗峙c主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設(shè)其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點(diǎn)分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點(diǎn)。行星齒輪的中心點(diǎn)為C，A、B、C三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為。 當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí)，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點(diǎn)的圓周速度都相等（圖2-1），其值為。于是=，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(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時(shí)（圖），嚙合點(diǎn)A的圓周速度為=+，嚙合點(diǎn)B的圓周速度為=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （2-1） 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則 （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(yùn)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(yīng)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(dāng)任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時(shí)，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當(dāng)差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動器制動傳動軸時(shí)），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。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(gè)半軸齒輪，四個(gè)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(diǎn)，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(jì)和計(jì)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(shí)，應(yīng)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(dǎo)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(gè)行星齒輪。 2.行星齒輪球面半徑的確定 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，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)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(qiáng)度。 球面半徑可按如下的經(jīng)驗(yàn)公式確定： mm 12(2-3) 式中：行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.522.99，對于有2個(gè)行星齒輪的載貨汽車取小值； T計(jì)算轉(zhuǎn)矩，取Tce和Tcs的較小值，Nm.計(jì)算轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 （2-4） 式中車輪的滾動半徑， =0.398migh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(yīng)。把nn=5200r/n , =140km/h , r=0.398m , igh=1代入（2-4）計(jì)算出 i=5.91從動錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce （2-5） 式中：Tce計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nm；Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；Temax =158 Nmn計(jì)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；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(jì)算轉(zhuǎn)矩T=896.4Nm根據(jù)上式=2.7=40mm 所以預(yù)選其節(jié)錐距A=40mm3.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1425，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/在1.52.0的范圍內(nèi)。 差速器的各個(gè)行星齒輪與兩個(gè)半軸齒輪是同時(shí)嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時(shí)，應(yīng)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)，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(yīng)滿足的安裝條件為： (2-6) 式中：，左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，= 行星齒輪數(shù)目； 任意整數(shù)。在此=12，=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 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角， =30.96 =90-=59.03 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m m=3.35 查閱文獻(xiàn)3 取m=4mm得=48mm =420=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(qiáng)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(qiáng)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，通常取： 式中：差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；在此取3320.4Nm 行星齒輪的數(shù)目；在此為4 行星齒輪支承面中點(diǎn)至錐頂?shù)木嚯x，mm， 0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處的直徑，而d0.8； 支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取69 MPa根據(jù)上式 =64mm =0.564=32mm 18.4mm 20mm2.3.2 差速器齒輪的幾何計(jì)算表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表序號項(xiàng)目計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果1行星齒輪齒數(shù)10，應(yīng)盡量取最小值=122半軸齒輪齒數(shù)=1425，且需滿足式（1-4）=203模數(shù)=4mm4齒面寬b=(0.250.30)A;b10m20mm 續(xù)表 序號項(xiàng)目計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果5工作齒高=6.4mm6全齒高7.2037壓力角22.58軸交角=909節(jié)圓直徑； 10節(jié)錐角，=30.96，11節(jié)錐距=40mm12周節(jié)=3.1416=12.56mm13齒頂高;=4.14mm=2.25mm14齒根高=1.788-;=1.788-=3.012mm;=4.9mm15徑向間隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齒根角=;=4.32; =6.9817面錐角；=35.28=66.0118根錐角；=26.64=52.0519外圓直徑；mmmm20節(jié)圓頂點(diǎn)至齒輪外緣距離mmmm續(xù)表序號項(xiàng)目計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果21理論弧齒厚 =5.92 mm=6.63 mm22齒側(cè)間隙=0.2450.330 mm=0.250mm23弦齒厚=5.269mm=6.49mm24弦齒高=4.29mm=2.32mm2.3.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)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(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí)，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運(yùn)動。因此對于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。輪齒彎曲強(qiáng)度為 MPa (3-6) 式中：差速器一個(gè)行星齒輪傳給一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，其計(jì)算式 在此為498.06Nm； 差速器的行星齒輪數(shù)； 半軸齒輪齒數(shù)；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(dāng)時(shí)，在此0.629載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，1.001.1；其他方式支承時(shí)取1.101.25。支承剛度大時(shí)取最小值。質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時(shí)，可取1.0; 計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，由圖1-1可查得=0.225圖1-2 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)根據(jù)上式=478.6MPa980 MPa所以，差速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。此節(jié)內(nèi)容圖表參考了著作文獻(xiàn)1中差速器設(shè)計(jì)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(yīng)用。3 驅(qū)動半軸的設(shè)計(jì) 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(jì)見第四章，以下僅講述半軸的設(shè)計(jì)。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(xiàn)1圖9-99（b）。 半浮式半軸(圖528a)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)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(jì)與計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理地確定其計(jì)算載荷。半軸的計(jì)算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況：（1）縱向力X2最大時(shí)(X2Z2)，附著系數(shù)預(yù)取0.8，沒有側(cè)向力作用；（2）側(cè)向力Y2最大時(shí)，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時(shí)，為Z2中，側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)，在計(jì)算中取1.0，沒有縱向力作用；（3）垂向力Z2最大時(shí)，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時(shí)，其值為(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數(shù)，這時(shí)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，即故縱向力X2最大時(shí)不會有側(cè)向力作用，而側(cè)向力Y2最大時(shí)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(xiàn)2半浮式半軸設(shè)計(jì)應(yīng)考慮如下三種載荷工況：(1) 縱向力最大，側(cè)向力為0：此時(shí)垂向力，取10500N縱向力最大值，計(jì)算時(shí)可取12，取08。得=6300N =5040N 半軸彎曲應(yīng)力，和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 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(yīng)力=406mpa (2)側(cè)向力最大，縱向力=0，此時(shí)意味著發(fā)生側(cè)滑：外輪上的垂直反力。和內(nèi)輪上的垂直反力分別為 式中，為汽車質(zhì)心高度參考一般計(jì)算方法取738.56mm；為輪距 =1430mm；為側(cè)滑附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)可取10。外輪上側(cè)向力和內(nèi)輪上側(cè)向力分別為 內(nèi)、外車輪上的總側(cè)向力為。這樣，外輪半軸的彎曲應(yīng)力和內(nèi)輪半軸的彎曲應(yīng)力分別為= 565.1mpa =666.4 mpa (3)汽車通過不平路面，垂向力最大，縱向力，側(cè)向力：此時(shí)垂直力最大值為：式中，是為動載系數(shù)，轎車：，貨車：，越野車：。半軸彎曲應(yīng)力，為=87.7mpa 故校核半徑取0.040m滿足合成應(yīng)力在600mpa -750mpa范圍3.2 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 （3-1）半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為 （3-1）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：=51.1MPa=95.8 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)力不應(yīng)超過71.05 MPa，擠壓應(yīng)力不應(yīng)超過196 MPa，以上計(jì)算均滿足要求。 上述花鍵部分主要參考著作圖書文獻(xiàn)3表4-33.3 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(xiàn)（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(luò)文獻(xiàn)（1）： 3. 4半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應(yīng)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(jì)上應(yīng)盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應(yīng)力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當(dāng)無較大鍛造設(shè)備時(shí)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。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(yīng)淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達(dá)HRC5263，硬化層深約為其半徑的13，心部硬度可定為HRC3035；不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在HB248277范圍內(nèi)。由于硬化層本身的強(qiáng)度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應(yīng)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(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度大為提高，尤其是疲勞強(qiáng)度提高得十分顯著。由于這些先進(jìn)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。第二部分 6109客車總體設(shè)計(jì)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(xiàng)目參數(shù)值整車外形尺寸（mm）總長LB9000總寬BB2470總高HB3300車廂內(nèi)部尺寸（mm）長LB8100寬BB2300高HB1930底盤布置尺寸（mm）軸距L4300前后輪距B1/B21930/1790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（）8.51.2質(zhì)量參數(shù)：見表2表2 6108客車質(zhì)量參數(shù)表類別項(xiàng)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G15775后軸G247251.3發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù)：見表3 表3 PE6T發(fā)動機(jī)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(shí)轉(zhuǎn)速nt (rpm)1650全負(fù)荷最低燃油消耗量b (kwh)2201.3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(ig1)檔(ig2)檔(ig3)檔(ig4)檔(ig5)倒檔速比6.934.032.3651.401.006.93主減速器傳動比ig06.1231.5輪胎和輪輞規(guī)格：輪胎：9R22.52. 動力性計(jì)算2.1發(fā)動機(jī)使用外特性：根據(jù)發(fā)動機(jī)廠提供的外特性曲線列成表5表5 發(fā)動機(jī)外特性參數(shù)表Ne（rpm）6009001200150018002100Pe（kw）52.6081.47110.92141.50168.09192.10Ttq（Nm）837.2864.5882.7900.9891.8873.6B(g/ kwh)2242202172152152172.2車輪滾動半徑： 輪胎：9R22.5 rr0.495m2.3滾動阻力系數(shù)f： 為計(jì)算方便，近似取0.0152.4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(fēng)面積ABBHB=2.473.3=8.151(m2)式中：BB為汽車總寬2470mm；HB為汽車總高3300mm2.5機(jī)械效率： T=變 *主 *傳 式中：變?yōu)樽兯倨鱾鲃有?，近似?5% 主為主減速器傳動效率，取96% 傳為萬向節(jié)傳動效率，單個(gè)萬向節(jié)取98%，兩個(gè)萬向節(jié)取96% T =95%*96%*96%=87.6%2.6計(jì)算動力因數(shù)： 各檔動力因數(shù)的計(jì)算按下列公式計(jì)算 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(jì)算結(jié)果Ua（km/h）2.613.965.286.67.929.24Ft（N）4905050649.8351681.5527885225551188Fw（N）1.8234.237.5211.7616.9323.05D0.4760.4920.5020.5120.5070.497表7 檔的計(jì)算結(jié)果Ua（km/h）4.256.38.410.512.614.7Ft（N）285242945430075306953038529765Fw（N）4.8710.719.0529.742.858.3D0.2770.2860.2920.2980.2940.288表8 檔的計(jì)算結(jié)果Ua（km/h）7.711.5215.319.22326.8Ft（N）167341728017644180081782617462Fw（N）16.035.763.299.53142.8193.9D0.1620.1670.1700.1740.1710.167表9 檔的計(jì)算結(jié)果Ua（km/h）13.0219.5326.0432.539.0654.5Ft（N）99091023210447106621055310339Fw（N）45.77102.9183.08285.1411.9568.8D0.0950.0980.0990.1000.0980.094表10 檔的計(jì)算結(jié)果Ua（km/h）1832820.627.3636.4845.654.7263.8Ft（N）707872987451760575287375Fw（N）90.22202.1359.3561.4808.41099D0.0680.0700.0690.0680.0650.061表11 各檔的最大動力因數(shù)表檔位檔檔檔檔檔最大動力因數(shù)Dmax0.4610.2820.1650.1010.071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： 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(dá)到最高車速時(shí) =0 dua/dt=0 故D=f 最高車速為發(fā)動機(jī)給定的最大轉(zhuǎn)速2100r/min時(shí)所對應(yīng)的最高車速，其計(jì)算式為：ua=0.377*2100*0.495/（1*6.123）=64（km/h） 2.8確定最大爬坡度：I1max=tg1ma=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(shí)間： 直接檔的加速時(shí)間由下式確定 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(shí)間由下式積分得到： 3. 燃油經(jīng)濟(jì)性計(jì)算 汽車等速行駛消耗的功率為： Ff=Gf=magf=10500*9.8*0.015=1543.5（N） Fw=Cd*A*Ua2/21.15=0.7*8.151*402/21.15=431.6(N) P=(Ff+ Fw) Ua /(3600*t)=25.05（kw） 等速百公里油耗為：式中：b燃油消耗率，由發(fā)動機(jī)特性可知b224g/(kwh)，按b=224 g/(kwh)算。為柴油比重，取=8.1N/L4. 制動性能計(jì)算4.1最大減速度amax： 緊急制動時(shí)，前后輪同時(shí)拖滑，制動力為 F=G*g* amax=F/g=*g=0.7*9.8=6.86（m/s2） 式中：路面附著系數(shù)，取=0.74.2制動距離S: 式中：Ua0制動初速度，Ua0=40km/h 制動遲滯時(shí)間，對于液壓制動=0.04s 制動遲滯時(shí)間，對于液壓制動=0.2s同理，可得到制動初速度為30km/h的制動距離：4.3上坡路上的駐坡坡度i1max：式中：L1重心到前軸距離，L1=2838mm L軸距，L=4300mm4.4下坡路上的駐坡坡度i2max：5. 穩(wěn)定性計(jì)算5.1縱向傾覆坡度：保證該車在上坡時(shí)不發(fā)生縱向傾覆，則不發(fā)生縱向傾覆的最大坡角必須滿足 即=110%該車最大爬坡度為imax=58.8%，遠(yuǎn)小于110%，故不會后翻。該車不倒溜的最大爬坡度為imax=70%由于imax<70%，所以該車是先打滑而后倒溜，該車是安全的。5.2橫向傾覆坡度： 保證該車在坡道上不發(fā)生橫向傾覆，則不發(fā)生橫向傾覆的最大坡度角必須滿足 即 =71.1%參考文獻(xiàn)著作圖書文獻(xiàn)（1） 劉惟信. 汽車設(shè)計(jì) . 清華大學(xué)出版社, 2001.7（2） 李東江 李和 張大成 . 東南富利卡汽車維修手冊 ,北京理工大學(xué). 2003.5(3)吳宗澤，羅圣國 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊 第三版 高等教育出版社 2006.11 - 26 -