本科毕业设计论文--实用微型客车设计后驱动桥、后悬架设计.doc

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1、车辆与动力工程学院毕业设计说明书毕 业 设 计（论 文） 题目 实用微型客车设计后驱动桥、后悬架，后驱动桥、后悬架设计摘要驱动桥的结构形式与整车有非常密切的关系，根据整车的通过性，平顺性和稳定性对悬架提出了要求。将传动轴传来的扭矩进行减速增扭，并改变其扭矩的方向，再分配给左右车轮。并使左右车轮有差速作用，以保证内外车轮以不同的转速转向。悬架是现代汽车上的重要总成之一，其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行使的平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动性，保证汽车操纵的稳定性，使汽车获得高速行使能力。参照此

2、次设计车型、现有的生产技术水平、成本和使用条件等,通过锥齿轮载荷的确定，主减速器准双曲面齿轮的几何尺寸计算，主减速器为单级主减速器，在差速器设计中，对差速器机构做了方案分析，以及对差速器齿轮参数的设计计算，差速器采用普通对称式圆锥齿轮差速器，在半轴设计中，采用为半浮式半轴，通过对桥壳的分析和结构上的分析，采用驱动桥为冲压件焊接整体式桥壳。在后悬架设计计算中采用了纵置钢板弹簧为弹性元件兼导向机构的非独立悬架。其结构简单、工艺性好、调整维修容易、成本低廉。关键词：驱动桥，主减速器，差速器，半轴，钢板弹簧，筒式减振器REAR DRIVINGAXLE、SUSPENSION DESIGNABSTRACT

3、The driving axle structural style and entire vehicle have extremely close relationship, passed the nature according to the entire vehicle，smoothness and the stability to suspension set the request. The torque transmits which the drive shaft carries on decelerates increase sturns， and changes its tor

4、que the direction, the redistribution for the about wheel. About and enable the wheel to have the difference fast function, inside and outside guaranteed the wheel changes by the different rotational speed. suspension is on the modern automobile important always becomes one, its primary mission is t

5、ransmits the function between the wheel and frame shearing force and the moment of force; Relaxes the road surface to bequeath the frame the impact load, weakens from this the load bearing system vibration which causes, guaranteed the automobile exercises smoothness; Guaranteed wheel when road surfa

6、ce not gentle load change has the ideal the mobility, guaranteed the automobile operates the stability, causes the automobile to obtain high speed exercises the ability.The senate according to this the design vehicle type, the existing production technical level, the cost and the exploitation condit

7、ion sand so on, through the bevel gear load determination, the main gearbox accurate hyperboloid gear geometry size computation, the main gearbox are the single stage main gear box, in the differential device design, has made the plan analysis to the differential device organization, as well as to t

8、he differential device gear parameter design calculation, the differential device uses the ordinary symmetrical expression bevel gear differential device, In final the design, the use is a semi-floating axle, through to in the bridge shell analysis and the structure analysis, uses driving axle for t

9、he pressing part welding integral type bridge shell. Use dvertical in the after suspension design calculation has set at the spring non to be independent for the elastic part concurrently guidance organization suspension. Its structure simple, the technology capability good, the adjustment service i

10、s easy, the cost is inexpensive.KEY WORD： Driving axle, main gear box, differential device,final ，spring barrel type shock absorber目 录第一章 前言.1 第二章 后驱动桥设计.2 2.1驱动桥概述.2 2.2驱动桥结构形式及选择.2第三章 主减速器的设计.4 3.1锥齿轮载荷的确定 .4 3.2主减速器准双曲面齿轮的几何尺寸计算.6 3.3主减速器准双曲面齿轮的强度校核.17第四章 差速器设计.19 4.1差速器机构方案分析.20 4.2差速器齿轮参数的设计计算

11、.20第五章 半轴的设计.23 5.1半轴的概述.23 5.2半浮式半轴的设计计算.23第六章 驱动桥桥壳设计.26 6.1驱动桥桥壳概述.26 6.2桥壳的结构形式及选择 .26第七章 后悬架设计.28 7.1后悬架概述 .28 7.2后悬架的设计计算 .28第八章 结论.32参考文献 .33致谢.34第一章 前言在日本，欧洲，南北美洲，微型汽车日益受到市场的青睐。当下世界各国都在实施节约能源的政策，在国际上微型汽车仅仅作为代步根据而不是权利和财富的象征，因此许多国家日益青睐微型汽车。微型汽车深受欢迎的原因：1.负担轻。2.功能齐全，使用方便，空间也比较大。3.价格低廉,很适合工薪阶层，即使

12、在高速公路上也有不错的表现。4.省油。5.维修及其保养费用低。综上所述，微型汽车在世界范围内的受到的重视，尤其在我国，中国的微型车市场前景非常好，中国越来越多的人渴望拥有自己的私家车，但是由于中国的国情决定了好多人买的起车，保养不起车的尴尬局面。微型车的兴起满足了人们渴望车的要求。这次设计的是汽车的后驱动桥和后悬架。后驱动桥的主要零件设计：主减速器，差速器，半轴，桥壳后悬架：钢板弹簧，筒式减振器第二章 后驱动桥设计2.1驱动桥概述驱动桥处于传动系的末端，由主减速器，差速器，半轴和驱动桥壳等组成。其功用是：1.将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器，差速器，半轴等传到驱动车轮，实现降速，增大

13、转矩；2.通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；3.通过差速器实现两侧车轮的差速作用，保证内外侧车轮以不同的转速转向。驱动桥分两大类：断开式驱动桥和非断开式驱动桥。非断开式驱动桥：整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套筒与主减速器是刚性连接为一体的，因而，两侧的半轴和驱动桥不可能在横向平面内作相对运动，故称为非断开式驱动桥，又名整体式驱动桥。断开式驱动桥：为了提高汽车行驶平顺性和通过性，有些轿车和越野车全部或部分驱动桥采用了独立悬架，既将两侧的驱动轮分别用弹性悬架与车架相连，两轮可以彼此独立相对于车架上下跳动。与此相应，主减速器壳固定在车架上，驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接，这种驱

14、动桥为断开式驱动桥。驱动桥型式与整车有非常密切的关系。根据整车的通过性、平顺性以及操纵稳定性对悬架结构提出了要求，如悬架选择了合适的结构型式，而驱动桥的结构也必须与悬架相适应。因此，驱动桥的选型应从汽车的类型、使用条件和生产条件出发，并和其他各部件的结构型式与特性相适应，以保证汽车达到预期性能要求。2.2驱动桥结构形式及选择 驱动桥的结构形式与整车有非常密切的关系。根据整车的通过性，平顺性以及操作稳定性对悬架结构提出了要求。如果选择合适的结构形式，那驱动桥的结构也必须与悬架的结构相适应。如想发挥独立悬架的优点，相应的采用断开式驱动桥，非断开式驱动桥则与非独立式悬架配合。因此，在选择驱动桥的结构

15、形式时，应从所设计的汽车的类型及使用，生产条件出发，并和所设计的其他部件，尤其的与悬架的结构形式与特征相适应，以保证整个汽车的预期性能的实现。由于此次设计中的车型为微型车，从行驶条件和开发成本和使用对象出发，若采用独立悬架，汽车的平顺性，操纵稳定性和通过性等方面都比非独立式的好，但其成本过高，结构复杂维修不便，费用高等缺点。相对而言非独立式悬架它有结构简单，制造工艺性好，成本低，可靠性高，维修调整容易等优点。非独立式悬架的经济性好于独立悬架。在此次设计中，由于微型车价格较低，讲究的实用性，故采用非独立悬架，即非独立悬架，即非独立式驱动桥，单级主减速器，准双曲面齿轮传动，普通对称圆锥齿轮式差速器

16、，组合是桥壳。第三章 主减速器的设计主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方式以及减速型式的不同而异。主减速器齿轮的类型：在现代汽车的驱动桥上，主减速器齿轮采用得最广泛的是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制得螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮，与主从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但是在大多数汽车上，主减速器齿轮副都采用90度交角布置。螺旋锥齿轮能承受大的负荷。双曲面齿轮，其主、从动出论轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都采用90度。主动齿轮轴相对从动齿轮轴有向上或向下的偏移。双曲面齿轮传动的主动齿轮比螺旋锥齿轮的主动齿轮

17、有更好的强度和更好的刚度和更大的直径。随偏移距的不同双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高到175%。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的齿数越少，所以可选用较少的齿数，这有利于提高传动比。当要求传动比大而轮廓有限时，采用双曲面齿轮传动为宜，这对于传动比I=4.的传动尤其优越。双曲面齿轮的偏移还有利于降低传动轴的高度,从而降低了车厢地板的高度,可使汽车重心降低,提高汽车的行使平顺性.由上所述,本车采用准双曲面齿轮传动。3.1锥齿轮载荷的确定影响汽车驱动桥锥齿轮副合理设计的重要因素之一是合理的选择齿轮上所受的扭矩。计算驱动桥扭矩共有三种方法：根据发动机的最大扭矩推算出从动齿轮

18、的扭矩；根据轮胎不打滑时的最大附着力矩来计算：从日常工作载荷于正车性能出发来计算，这样的计算扭矩称为性能扭矩或日常行驶扭矩。用上述三种计算方法算出的从动锥齿轮载荷分别为：(1)按发动机最大转矩Temax确定从动齿轮载荷： Tje = Temax iTlK0T/N （3-1）式中:Temax- 发机最大转矩Temax52 NmN- 驱动桥数目 N=1iTL-由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比 iTL20.415T-上述传动部分传动效率 取T0.9K0- 离合器产生冲击载荷时超载系数 K0=1Tje =955.46 Nm(2) 按驱动轮打滑确定从动齿轮计算转矩Tj = G2

19、rr/lBilB （3-2）G2 -满载时一个驱动轮上的静载荷系数 G2=770 N -轮胎与路面间的附着系数 取0.75rr - 车轮的滚动半径 rr=0.270mlB ilB - 分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比 Tj =1559.25 N(3)按日常行驶Tjm确定从动齿轮载荷： Tjm= rr/in （3-3）G-汽车满载总重，N G=1400 NG-所牵引的挂车满载总重，仅用于牵引车辆；-道路滚动阻力系数，计算时轿车取0.0100.015；=0.01-汽车正常使用时的平均爬坡能力系数；=0.07-汽车或汽车列车的性能系数；=0Tjm=348.32N.m3.

20、2 主减速器准双曲面锥齿轮的几何尺寸计算表3-1 圆弧齿轮双曲面齿轮的几何尺寸设计序号计算公式结果注释(1)7小齿轮齿数(2)39大齿轮齿数(3)0.170732齿数比的倒数(4)F35大齿轮齿面宽(5)E28小齿轮轴线偏移距(6)140大齿轮分度圆直径(7)152.4刀盘半径(8)76.2小轮螺旋角的预选值(9)1.370839611(10)0.215384651(11)0.973380576(12)59.3954856大轮中点节圆半径（13）0.463825421齿轮偏置角初值（14）0.884629253（15）1.513349829小轮直径放大系数k（16）10.01860894小轮中

21、点节圆半径（17）15. 8951235（18）1.2轮齿收缩率（19）291.3236147截距（20）0.09437240.09355870.0893724小轮偏置角（21）1.00398571.0040641.003562（22）sin0.08901750.093445870.089175（23）5.1107 5.08895.107（24）0.39568770.4271260.405925大轮偏置角（25）0.42043580.418422470.4209854（26）0.16153010.1601410.278445小轮节锥角初值（27）0.98098760.9877150.99033

22、（28）0.4235920.395480.41935（29）0.897468270.8952190.91223（30）0.38324790.390790.403093（31）-0.0106387-0.009178-0.01121（32）-0.016605-0.009639-0.01178（33）0.20593110.2771340.20956（34）0.45044160.4484320.44047（35）tan=0.25300360.2438390.254239小齿轮节锥角（36）13.92853814.883714.9285389（37）0.920991470.9071630.9209914

23、7（38）0.41359720.3954950.413597265齿轮偏值角校正值（39）19.92040618.88648019.92040602（40） 0.91468160.932190.914681622（41）1.39249941.3801981.3832499491（42）53.99952254.909953.9995228（43）0.58135930.59191550.5835939（44）28.07911627.211627.2181（45）0.86533410.9552180.95518（46）0.67919280.669770.69989（47）0.28226860.262

24、7480.290937大轮节锥角（48）79.06227 78.8231179.2533（49）0.98791170.990550.908166（50）0.19967840.214740.218608（51）16.25826616.25600417.70314（52）339.39198345.235358.540（53）236.65025256.49148427.2438（54）53.89951859.198355.8584（55）40.67874545.3090143.1546（56）0.07449880.0805760.09388极限压力角（57）3.26 4.013.36（58）0.99

25、726460.996180.99562（59）0.00508110.0048860.005956极限曲率半径（60）0.00012130.0007860.00081（61）1856.41082050.3982566.445（62）0.00723860.00894490.0075296（63）0.01233210.00928590.011567（64）65.49653966.549752.0046（65）rln=64.91636667.073176.6731极限法（66）V=1.43183551.3211181.56921（67）(50)(3);1.0-(3)0.0373771060.82102

26、6左栏用左边公式右栏用右边公式（68）53.77566270.404729左栏用左边公式右栏用右边公式（69）1.0637226（70）16.9834206（71）-5.35174919大轮节锥顶点到交叉点的距离（72）60.3558大轮节点锥距（73）71.13.58515大轮节锥距（74）(73)（72）10.77867（75）4.38251146大轮平均工作（76）0.3937932（77）0.70896668（78）38两侧轮齿压力角之和（79）sin0.61106772（80）18.9999962平均压力角（81）cos0.9238795（82）tan0.4142135（83）2.0

27、5253228双重收缩齿的大轮齿顶角和齿根角之和(84)557.86883(85)h0.13大轮齿顶高系数(86)1.02大轮齿根高系数(87)0.56772649大轮中点齿顶高(88)4.45321616大轮中点齿根高(89)70.6434526大轮齿顶角(90)0.02972623(91)404.940714大轮齿根角(92)sin0.14325249(93)0.78294873大轮齿顶高(94)6.23809812大轮齿根高(95)C=0.69512065顶隙(96)6.9580128大轮全齿高(97)6.05102327大轮工作齿高(98)80.9607大轮顶锥角(99)sin0.98

28、845276(100)cos0.15973767(101)=71.6769152大轮根锥角(102)sin0.44717760(103)cos0.314891 (104)csc0.33380648(105)140.285973大论大端齿顶圆直径(106) 18.8246 (107)17.731313(108)0.317226(109)4.2058314(110)-6.0844156大轮顶锥锥顶到轴交叉点的距离(111)-1.1854066大轮根锥锥顶到轴交叉点的距离(112)64.720952工艺节锥的大轮节锥角(113)sin0.4329204(114)cos0.9085463(115)=0

29、.47 4697(116)0.2867215小轮顶锥角(117)16.465969(118)cos0.9596902(119)tan0.2943396(120)-0.2862521小轮面锥顶点到轴交叉点的距离(121)15.7794174(122)tan0.01450168啮合线和小轮节锥母线的夹角(123)0.808391530.99906(124)22.4410138齿轮偏置角和的差(125)7.29108506小轮齿顶角(126)0.1900934(127)1.00952438(128)59.2878069(129)0.09752795(130)10.2521480(131) 65.00

30、65816小轮轮冠到轴交叉点的距离(132)(4)(127)(130)12.187423小轮前轮冠到轴交叉点的距离(133)152.53446(134)81.826379小轮大端齿顶圆直径(135)47.342833(136)61.924118确定小轮根锥的大轮偏置角(137)0.4594281(138)26.252218(139)cos0.8922050(140)-26.914101小轮根锥顶点到轴交叉点的距离(141)49.110406(142)sin0.1474小轮根锥角(143)8.05695243小齿轮根锥角(144)cos0.99878019(145)tan0.09752795(1

31、46)0.10480最小齿侧间隙允许值(147) 0.15065813最大齿侧间隙允许值(148)(90)+(42)0.16139(149)(96)(4)(148)3.2419567(150)49.435116在节平面内大齿轮内锥距3.3主减速器准双曲面齿轮的强度校核主减速器准双曲面齿轮的强度计算主要有单位齿长上的圆周力、齿轮弯曲强度齿轮的接触强度的计算等。1. 单位齿长上的圆周力 P=按发动机最大扭矩计算时： PTemaxig103/F =758.36NP=1249N故符合要求。式中：p-单位齿长上的圆周力 N/mm ;Temax：-发动机最大扭矩 N/m；ig-变速器档传动比；d1-主动齿

32、轮节圆直径 mm；F-动齿轮的齿面宽 mm 。2.齿轮的弯曲强度计算 w=2103TjK0KsKm/KvFzm2J （3-4） 式中：Tj-齿轮的计算转矩 Nm； K0- 超载系数，取 K01 Ks-尺寸系数 Km- 载荷分配系数，取Km1.10Kv：-质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv1；Z- 计算齿轮的齿数；m- 端面模数 mm；J-计算弯曲应力用的综合系数。w=352.09=700MPa3.齿轮的接触强度计算 j=2385=2800 （3-5） 式中 T1j : 主动齿轮计算转矩 Nm； Cp -材料的弹性系数， d1 - 主动齿轮的节圆直径

33、mm； K0、 Kv 、Km -见上式说明； Ks-尺寸系数，可取 Ks1； Kf - 表面质量系数，对于制造精密的齿轮可取 Kf1； J-计算弯曲应力用的综合系数。第四章 差速器设计4.1 差速器机构方案分析根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车

34、轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传递给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不相等的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑的能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器。差速器保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足汽车行驶运动学的要求。在大部分的公路用车中，车轮间装有对称式锥齿轮差速器，它把扭矩大致平均分配给半轴，并允许车轮有相对转动。但是当一个车轮由于道路附着力不够而打滑时，

35、这种锥齿轮差速器不能在两个车轮上充分的利用驱动扭矩，因为它有平均分配扭矩的特点，传给两个车轮总的最大扭矩不能大于道路附着条件差的打滑车轮上所发出的力矩的两倍。差速器的结构型式有多种，其主要的结构型式有：对称式圆锥行星齿轮差数器、防滑差速器，防滑差速器又可分为自锁式和强制锁止式。对于农用运输车来说，由于路面状况一般，各驱动车轮与路面的附着系数变化小，因此采用结构简单、工作平稳、制造方便、造价又低的对称式圆锥行星齿轮差速器。4.2差速器齿轮参数的设计计算1球面半径/由经验公式 /=其中-行星齿轮的球面半径系数，=2.5-3.0，取=2.6-差速器计算转矩取Tcs 和Tce两者中较小值 =955.4

36、6/=26.22锥齿轮的节锥距A0A0=（0.98-0.99）=28.9 mm3.行星齿轮齿数Z1和半轴齿数齿数Z2取Z1=10 Z2=18表4-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何计算序 号项 目计 算 公 式(1)行星齿轮数Z1=10 (2)半轴齿轮数Z2=18(3)模数(4)齿面宽F=8.67(5)节锥角 = (6)节圆直径de1=me=28mm de2=me=51.4mm(7)压力角=(8)节锥距=(0.980.99)=27.93 (9)轴交角=(10)周节 t=3.1416m=9.42(11)齿工作高hg=1.6m=4.48mm(12)齿全高h=8.67 mm(13)齿顶高 h=2.95h

37、2=0.430+m =1.53 mm(14)齿根高=3.476(15)径向间隙chhg0.61(16)齿根角1=arctan=4.522=arctan=6.8(17)面锥角=+=35.9=65.47(18)半轴齿轮数根锥角R1=-1=24.5 R2=2-2=54(19)外圆直径d0d01= 33.1d02= 53.88(20)节锥顶点至齿轮外缘距离=24=12(21)理论弧齿厚 s1=t-s2=4.32mms2=3.57mm(22)齿测间隙 B=0.08mm(23)弦齿厚=-=4.17=-=3.52(24)弦齿高 =2.731.3 第五章 半轴的设计5.1半轴的的概述从差速器传出来的扭矩经过半

38、轴。轮毂最后传给车轮，所以半轴是传动系中传递扭矩的一个重要零件。 普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同，分为：半浮式、3/4浮式和全浮式三种型式。半轴的首要任务是传递扭矩，但由于轮毂的安装结构的不同，非全浮式半轴除受扭矩外，还要受到车轮上的垂向力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力。由于本次设计的选用半浮式半轴。5.2半浮式半轴的设计计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理的确定其载荷。半轴的计算应考虑以下三种可能的载荷公况：(1)半轴同时受垂直力Z、纵向力X所引起的弯矩Xr。对左右半轴来说，垂直力Z，Z为：= =Zg=g=4327N -满载静止汽车的驱动桥对水面的载荷，N；-汽车加速和减速时的质量转移系数,取=1.2 g-侧车轮(包括轮毂、制动器等)本身对水平地面的载荷，；对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力小 X，Xi=2223.2