载货汽车开发设计说明书.doc

0 汽车方向设计说明书汽车方向设计说明书 指导老师：李国昉指导老师：李国昉 马淑英马淑英 组长：梁长乐组长：梁长乐 组员：贾立超，邓尚海，袁卉平，荆旭组员：贾立超，邓尚海，袁卉平，荆旭 1 汽汽车课车课程程设计设计内容内容 一、一、题题目目: 货车总货车总体体设计设计及各及各总总成成选选型型设计设计 二、要求二、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） 最大总质 量（kg） 最大车速 (Kmh-1) 比功率 (KWt- 1) 比转矩 (Nmt-1) 班号 11208016301 102010022372500 95013528443 16808016304 154010022375750 143013528442 22508015381 2100100204121000 200013025443 33708015384 3160100204151500 300012525441 45008015382 4220100204132000 400012525444 67507510335 6330100154013000 600012020472 73307510333 7140100154044000 696012020475 500091607510331 2 893010015402 870012020473 110007510334 10720100154056000 1044012020472 分组：每种车型由四名同学完成 三、三、设计计设计计算要求算要求 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。 3 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 五、参考文献五、参考文献 1机械设计手册（第三版） 2汽车工程手册 人民交通出版社 3 汽车构造 人民交通出版社 4王望予 汽车设计 机械工业出版社 5汽车理论 机械工业出版社 目录目录 汽车主要参数汽车主要参数 .4 五档变速器设计说明书五档变速器设计说明书 .6 一变速器方案的确定。.6 二变速器主要参数的选择.6 三轴向尺寸.7 四齿轮参数.7 五各档传动比及其齿轮齿数的确定.8 六齿轮弯曲强度计算.9 七直齿圆柱齿轮的几何尺寸.9 八渐开线斜齿圆柱齿轮.9 九变速器同步器的设计.11 驱动桥的设计说明书驱动桥的设计说明书 .13 4 一主减速器设计.13 二螺旋锥齿轮传动.13 三从动锥齿轮的支承.13 四主减速器锥齿轮的主要参数选择.14 五单位齿长圆周力.15 六齿轮弯曲强度.15 七轮齿接触强度.16 八主减速器锥齿轮轴承的设计计算.16 九锥齿轮轴承的载荷.17 十差速器设计.18 十一普通锥齿轮式差速器齿轮设计.18 十二普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算.19 十三全浮式半轴的设计计算.20 十四驱动桥壳设计.21 十五桥壳的受力分析及强度计算.21 转向系统设计说明书转向系统设计说明书 .22 一选择方案.22 二强度计算.22 制动系的设计制动系的设计 .25 一.行车制动效能25 二制动器制动力的分配.25 三.制动器主要参数的确定25 四.验算制动器产生的制动力25 五.制动驱动机构26 货车设计说明书货车设计说明书 汽车主要参数汽车主要参数 驱动形式：4*2 发动机位置：前置 平头：全金属封闭式 空车质量：3000 千克 前轴：1495 千克，后轴 1505 千克， 最大总等量：6000 千克 前轴：1900 千克，后轴 4100 千克。 外型尺寸：总长 5610mm，总宽 2300mm，总高 2380mm。 驾驶室后围至车箱尾端尺寸 3740mm. 轴距 2900mm，轮距：前轮（沿地面）1589mm，后轮(双胎中心线)1650mm， 最小离地间隙（满载的时候）前轴下 315mm，后轴下 250mm. 5 最小转弯半径（前外轮轮轨迹） ，7.7m， 汽车通过角度：接近角 32 度，离去角 23.5 度。 燃料消耗量 23L/100km 最大制动距离(车速为 30km/小时)=7.5m 发动机的最大功率 88.2 千瓦/3300r/min 最大扭矩 310N*m/1500r/min. 外形尺寸 长 1082mm 宽 519mm，高 746mm,型号 hf440 型。 离合器：型式：单片干式，机械操纵。 压盘式型式及数量：螺旋弹簧 9 只 压盘弹簧总压力：760-820 牛 摩擦片尺寸：直径 254mm。 变速器： 型式与排档数 三轴齿轮式，五个前进档，一个后退档。 传动轴：型式：管状，中间带有吊挂支承装置，数量 2。 驱动桥： 主减速器型式 ： 单级主减速式，弧齿锥齿传动形式。 减速比：6 桥壳形式：整体插管式。 半轴型式：全浮式 差速器型式：圆锥齿轮式。 前轴：型式：拳式，工字形断面。 车架：结构形式：边梁式，纵梁断面尺寸 200*60mm， 车架上平面离地面高度：765mm 度（后轮中心处） 悬架：前悬架型式：纵向半椭圆非对称式叶片弹簧，带减震器。 后悬架型式：纵向半椭圆对称式叶片弹簧。 减震器型式：筒式。 轮胎：普通棉轮胎 规格 7.5-20 气压 前轮 4.5mpa 后轮 4.5mpa 轮辋规格：5.00S-20 转向机构：转向器型式：球面蜗杆滚轮式 传动比：中间位置：20.5 车身结构参数： 驾驶室装备：全金属结构，前有两扇椭圆形风窗，门上有可开启三角形窗。 驾驶室尺寸：长 1716mm，宽 2020mm,高 1500mm. 车箱：结构型式：全金属结构 内部尺寸：3500*2070*4500mm. 车箱底板离地面高度：空车时 1060mm， 主传动器齿轮模数 8 主动齿轮 6 被动齿轮 40 齿轮间隙 0.15-0.35mm。 前轮定位：车轮外倾角 1 度。主销后倾度 2.5 度，主销内倾角 8 度。 前轮前束：3-6mm。 6 该车专作货物运输用，适用于长途公路运输，在丘陵和山区公路使用，更能发挥其优越性。 五档变速器设计说明书五档变速器设计说明书 一.变速器方案的确定。 1.齿轮型式 直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪 声低等优点,因此本设计也采用斜齿轮传动方案，即除一档和倒档外，均采用斜 齿轮传动。 2.换档结构型式 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。采用同步器换档可保 证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，目前， 7 max0 maxmaxmax (cossin) egIT r Ti i mg fmg r max max 0 r g e mgr i Ti 3 IAmax AKT max 1 min g n g i q i 同步器广泛应用于各式变速器中,故本设计也换档型式选择性同步器换档. 二.变速器主要参数的选择 1.确定一档传动比 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与 路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系数； 0.01-0.018 取 0.015 rr-驱动轮的滚动半径；选取 70 的驱动轮故为 0.35m Temax-发动机最大转矩；计算得:282Nm i0-主减速比；取 6.0 -汽车传动系的传动效率。取 0.9 计算可得：=4.0. 1g i 中间档的传动比理论上按公比为： 代入得=1.4。解得二档传动比:2.8 三档传动比:2.0 四档传动比:1.4q 2.最小传动比为 1.0,主减速器传动比为 6.0 3.档数选择:由本车额定载质量为 3t 在 2.0-3.5t 范围内故档数选择 5 档传 动. 4.中心距: K A-中心距系数。对货车，K A =8.69.6；选 取 9.0 TI max =282Nm 故可得出中心距 A=94mm。 8 10 9 1 2 Z Z Z Z igI m A Z 2 三、轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步 确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有 关：五档(2.73.0)A 取 2.8 计算得轴向为 263mm 四、齿轮参数 （1）齿轮模数 同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 23.5。本设计取 3.0。 （2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b 一般货车变速器齿轮的、压力角20、螺旋角选取2030选取25 (3) 齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，取 18mm 斜齿 b=(6.08.5)m，取 21mm 同步器工作宽度初选 24mm. 五. 各档传动比及其齿轮齿数的确定 一档传动比 ( 1-1 ) 为了确定 Z9和 Z10的齿数， 先求其齿数和: Z 其中 A =94mm、m =3；故有。60 Z 9 9 10 1 2 Z Z i Z Z gI 4 . 1 1 2 Z Z cos2 )( 21 ZZm A n 0 . 4 gI i 8 . 2 8 7 1 2 Z Z Z Z ig n m A Z cos2 )( 2 1 1312 ZZmn 10tf W F K K bty Z10 在 12-17 中选取 15 z9= 45 求出常啮合齿轮的传动比 计算出：60 21 ZZ Z2=35 Z1=25 则根据式 1-1 可计算出一档实际传动比为： 二档传动比 对于斜齿轮 计算得解得 Z7= 12 Z8=4860 87 ZZ 同理计算得 Z3=20 Z4=40 Z5=16 Z6=44 倒档轴齿轮取 2123，此处取=22。 13 Z 13 Z 中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取13 12 Z 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 =45.5mm 一档主动齿轮 10 的齿数 Z10=15，因此一档齿轮不需要变位。 六.齿轮弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力 最后得mpa w 430 符合弯曲强度在 400850mpa 之间 七直齿圆柱齿轮的几何尺寸直齿圆柱齿轮的几何尺寸 顶隙系数 齿顶圆半径 3502 . 0 c 分度圆直径 135 99 mzd45 1010 mzd 齿顶高 3 10 m hh aa 3 9 m hh aa 10 齿全高 482 999 aa hdh182 101010 aa hdh 齿顶圆直径 482 999 aa hdd51 10 a d 齿根圆直径 1452 999 hfdd f 40 10 f d 基圆直径 135cos 99 addb35 10 b d3 mp 分度圆齿槽宽 5 . 1 2 me 八渐开线斜齿圆柱齿轮 初选 A 选为 30315 . 0 016.10 n m 分度圆直径 d7=36mm d8=144mm d6=132mm d5=48mm d4=120mm d3=60mm d2=105mm d1=75mm 齿顶高 3 0 mnfha 齿根高 6 . 3)( 0 mcfhf 齿全高 6.6 齿顶圆直径 d7=42mm d8=150mm d6=138mm d5=54mm d4=126mm d3=66mm d2=111mm d1=81mm 齿根圆直径 mmmchzhfdd af 8 . 124)22(82 888 mmd f 8 . 26 7 mmd f 8 . 112 6 mmd f 8 . 34 5 mmd f 8 . 100 4 mmd f 8 . 55 3 mmd f 8 . 90 2 mmd f 8 . 65 1 确定轴的尺寸 二轴和中间轴最大直径： d 取.0.45 A =42.3mm 轴的直径 d 与轴的长度 L 的关系可按下式选取： 第一轴和中间轴： d/L=0.16 0.18；取 0.18 第二轴： d/L=0.18 0.21。取 0.2 中间轴:L=235mm 二轴:L=211.5mm 一轴：L23.5mm 11 一轴输入转矩:Temax =282NM 一轴花键部分直径 mmTkd e 4 . 25 3 max 轴的最小直径 A107118 取 110 得 刚度校核：垂直 水平 由全饶度 mmfff sc 2 . 01 . 0 22 ： 所以第二轴刚度符合理论要求 轴的强度计算 各轴的输入转矩 I 轴输入转矩 NmTe282 max 轴 NmiTiTT II 8 . 540 321121 中 NmiTT 1 . 1774 232 中 1水平支反力 RH1=F2L2/(L2+L1)=5401N RH2=F2-RH1=14112N 2垂直支反力 RV1=F1L2+(F2*D/2)/L1+L2=85.5N RV2=F1-RV1=7750.5N 3作弯矩图 MH=5401*L1=75.544Nm mm EIL baF fc056 . 0 3 22 1 mmd 4 . 35 79 134 1103 3 n Ad mm EIL baF fc1 . 0 3 22 2 N d T F 3 2 10*18 2 NF a F 3 21 10*8 . 626 . 2 cos tan 12 九变速器同步器的设计 图 5-1 锁环式同步器 1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环） 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套 1惯性式同步器选锁环式同步器 （1）接近尺寸 b=0.2-0.3mm 取 0.2mm （2）分度尺寸 a=1/4 接合齿距 （3）滑块转动距离 c=R1t/4R2 R2 接合齿分度圆半径 R1 锁环缺口外径 （4）滑块端隙 0.5mm 2.齿轮结构轮毂宽度尺寸 C=（1.2-1.4）d2 （d2 齿轮内径）取 1.2 D1=（1.25-1.4）d2 齿轮表面粗糙度 Ra0.80-Ra0.4 范围内，精度为 7 级。 3轴表面粗糙度 Ra0.8Nm 硬度 60HRc 倒档轴为压入壳体空中固定不动的光轴。 4壳体内壁与齿顶距离 5mm，齿顶与变速器底壳间隙大于 15mm 。 铸铁壳体壁厚 5-6mm 13 5轴承选择: 一轴后端圆锥滚子轴承 d=40,D=68,GB297-84 型 B=15 二轴前端滚针轴承 FW=38,BC=17,GB5081,EW=43 后端圆柱滚子轴承 d=45,D=75,GB297-84E 型,B=16 中间轴用圆住滚子轴承 d=45,D=85 , GB284-87 型,B=19 驱动桥的设计说明书驱动桥的设计说明书 由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关货车 的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。 其结构如图所示： 1半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封 6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 驱动桥 14 一主减速器设计 二螺旋锥齿轮传动 主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式 结构形式 经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比 i0一般小于等于 7。 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主动锥齿轮的支承 装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的货 车装载质量为 3t，所以选用跨置式。 三从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承. 主减速器锥齿轮设计 主减速比 i=6 0 从动锥齿轮计算转矩 Tce Tce= demax1 f 0 k Tki i i n Temax =282 Nm N=1；if=6；i0=6；=0.96；K=1；Kd=1；i1=1； 代入式，有： Tce=10190 Nm 主动锥齿轮计算转矩 T=1516.4 Nm 四主减速器锥齿轮的主要参数选择 a)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； 为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于 40 在轿车主减 速器中，小齿轮齿数不小于 9。 查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为 6，初定主动齿轮齿数 z1=6，从动齿轮 齿数 z2=38。 b）主、从动锥齿轮齿形参数计算 按照资料中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 1-1。 15 从动锥齿轮分度圆直径 dm2=14=303.51mm 取 dm2=304mm 3 10190 齿轮端面模数22/304/388mdz 表 1-1 主、从动锥齿轮参数 参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮 分度圆直径 d=mz64304 齿顶高 ha=1.56m- h2;h2=0.27m 6.774.42 齿根高 hf=1.733m-ha4.336.68 齿顶圆直径 da=d+2hacos90376 齿根圆直径 df=d-2hfcos60270 齿顶角 a241321 齿根角 f=arctan R h2 321241 分锥角 =arctan 2 1 z z 1476 顶锥角 a15417821 根锥角 f11397419 锥距 R= d 2sin 132132 分度圆齿厚 S=3.14mz99 齿宽 B=0.155d24747 c）中点螺旋角 取 =35。 d）法向压力角 对于货车弧齿锥齿轮， 一般选用 20。 e) 螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从 动锥齿轮的螺旋方向是相反的。 主减速器锥齿轮的强度计算 五单位齿长圆周力 按发动机最大转矩计算时 P= demaxg f3 12 2k Tki i 10 nD b 16 ig=7.48 ；D =64mm 1 其它符号同前； 将各参数代入式，有：P=675 N/mm PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。 六齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = w 3 0sm vsw 2Tk k k 10 k m bDJ k0=1；ks=0.682； km=1.25；kv=1；b=47mm；D=304mm；Jw=0.03； 对于主动锥齿轮， T=1516.4 Nm；从动锥齿轮，T=10190Nm； 将各参数代入式（3-5） ，有： 主动锥齿轮， =478MPa；w 从动锥齿轮， =466MPa；w 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。ww 七轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j= p3 z0smf 1vj c 2T k k k k 10 Dk bJ Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz=1887N.m k0、km、kv选择同式（3-5） 将各参数代入式 （3-6） ，有： j=2722MPa jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。 八主减速器锥齿轮轴承的设计计算 3.6.1 锥齿轮齿面上的作用力 a） 齿宽中点处的圆周力 F F= m2 2T D 式中： 17 Dm2=D2-b2sin2 式中： D2=304mm；b2=47mm；2=76 将各参数代入式，有： Dm2=258mm 将各参数代入式，有： F=3000N 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 b） 锥齿轮的轴向力 Faz和径向力 Frz（主动锥齿轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 Faz和径向力分别为 Faz= Ftan sin+Ftancos cos Frz= Ftan cos-Ftansin cos 将各参数分别代入式与式中，有： Faz= 2752N，Frz=142N 九锥齿轮轴承的载荷 当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承 的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。 各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。 由主动锥齿轮齿面受力简图，得出各轴承所受的径向力与轴向力。 轴承 A：径向力 Fr= 22 azm1rz F DF (a+b)F(a) +- aa2a 轴向力 Fa= Faz 将各参数代入式与，有： Fr=3997N，Fa=2752N 轴承 B：径向力 Fr= 22 azm1rz F DF (a+b)F(a+b) +- aa2a 轴向力 Fa= 0 18 将各参数代入式有： Fr=1493N，Fa=0N 轴承 C：径向力 Fr= 2 2 azm2rz F DF dFd + c+dc+d2(c+d) 轴向力 Fa= Faz 将各参数代入式有： Fr=2283N，Fa=2752N 轴承 D：径向力 Fr= 2 2 azm1rz F DF cFc +- c+dc+d 2(c+d) 轴向力 Fa= 0 将各参数代入式有： Fr=1745N，Fa=0N 轴承 E：径向力 Fr= 22 azm1rz F DF eFe +- ee2e 轴向力 Fa= 0 将各参数代入式有： Fr=1245N，Fa=0N 十差速器设计 差速器结构形式选择 经方案论证，差速器结构形式选择对称式锥齿轮差速器。 十一.普通锥齿轮式差速器齿轮设计 a) 行星齿轮数 n 通常情况下，货车的行星齿轮数 n=4。 b) 行星齿轮球面半径 Rb Rb=Kb 3 d T 式中：Kb=2.53.0 将各参数代入：Rb=34 mm 19 c）行星齿轮和半轴齿轮齿数 z1和 z2 为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于 10。半轴齿轮齿数 z2在 1425 选用。 查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=2，半轴齿轮齿数 2 1 z z z2=24，行星齿轮的齿数 z1=12。 d） 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2及模数 m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2分别为 1= 1 2 z arctan z 2= 2 1 z arctan z 将各参数分别代入有：1=27，2=63 锥齿轮大端模数 m 为 m= 01 1 2A sin z 将各参数代入式，有：m=5.497 查阅资料，取模数 m=5.5 e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数 按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 1-2。 f） 压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角 =2230，齿高系数为 0.8 的齿形。 表 1-2 半轴齿轮与行星齿轮参数 参 数符 号半轴齿轮行星齿轮 分度圆直径 d14196 齿顶高 ha1.833.76 齿根高 hf4.432.5 齿顶圆直径 da144103 齿根圆直径 df13384 齿顶角 a419231 齿根角 f231419 分度圆锥角 6327 顶锥角 a67192931 根锥角 f60292241 锥距 R4746 分度圆齿厚 s99 20 齿宽 b2027 g)行星齿轮轴用直径 d 行星齿轮轴用直径 d（mm）为 d= 3 0 cd T 10 1.1 nr c取 98 MPa； 将各参数代入式中，有：d=15.7mm，取 16mm。 十二.普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算 轮齿弯曲应力 w（MPa）为 w= 3 sm v22 2Tk k 10 k mb d Jn J 取 0.01；T=0.6 T0；ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取； 将各参数代入式（4-6）中，有： w=852 MPa 按照文献1, 差速器齿轮的 ww=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。 半轴的型式 采用全浮式半轴 十三.全浮式半轴的设计计算 a)全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行： T=Temaxig1i0 0.6； ig1变速器 1 挡传动比；i0主减速比。 已知：Temax430Nm；ig17.48； i06.33 ；=0.6 计算结果： T=0.64307.486.33 =12215N.m 在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行： 3 3 3 10 (2.05 2.18) 0.196 T dT 式中 d半轴杆部直径，mm； 21 T半轴的计算转矩，Nrn； 半轴扭转许用应力，MPa。 根据上式带入 T12215 Nm，得： 32.50mmd33.85mm 取：d=33mm 给定一个安全系数 k=1.5 d=kd =1.533 =50mm 全浮式半轴支承转矩，其计算转矩为： 22LrRr TXrXr 三种半轴的扭转应力由下式计算： 3 3 16 10 T d 式中 T=12215Nm；d=50mm。 将数据带入式得：=528MPa 半轴花键的剪切应力为 3 10 ()/4 b pBA T zLbjDd 半轴花键的挤压应力为 2/ )(4/ )( 103 ABABp c dDdDLz T T=12215Nm；DB=54mm；dA=50mm；Lp=70mm；B=9mm；取 0.75。 将数据带入式得： =68Mpa b =169MPa c 半轴的最大扭转角为 3 10 180 GJ Tl T=12215Nm；l=900mm；，MPa； 将数据带入式得： 十四.驱动桥壳设计 桥壳的结构型式 22 采用整体式驱动桥壳 十五.桥壳的受力分析及强度计算 当牵引力或制动力最大时，桥壳钢板弹簧座处危险端面的弯曲应力和扭转应力为： vh vh MM = WW T T T = W ； hx2 M =Fb hx2 M =Fb Tx2r T =Fr 将数据带入式（6-2） 、 （6-3）得： =400 N/mm2 =250 N/mm2 桥壳许用弯曲应力为 300-500N/mm2，许用扭转应力为 150-400N/mm2。可锻造桥壳 取较小值，钢板冲压焊接桥壳取最大值. 转向系统设计说明书转向系统设计说明书 一一.选择方案选择方案 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 万向节连接结构，防伤安全机构采用如汽车设计中图 7-9 所示方案。 转向器设计 根据要求合同类型车型对比选用参数如下 齿扇模数选取为 3，摇臂直径：32mm、钢球中心距：30mm、螺杆外径：30mm、钢球直径： 8.02mm、螺距：9.525mm、工作圈数：1.5、环流行数：2、螺母长度：60mm、齿扇齿数： 5、齿扇整圆齿数：13、齿扇压力角 2230、切削角 630、齿扇宽：30mm。 每个环路中钢球数量： n=18.54 cosd D d D 考虑到工作间隙，取 n=19 导管内径 d1=d+e=6.350+0.5=6.850mm 取 e=0.5,（导管 n 内径与 d 之间的间隙） 23 导管壁厚取 1mm 二二.强度计算强度计算 钢球与滚道之间的接触应力 A=0.015 211 2 Rr B=0.180 211 2 Rr A/B=0.057 则 K1.28 F3 N n F 1040 19 19755 coscos 2 =2360MPa=2500MPa 3 2 2 2 2 2 3 rR rREF 故 合格 齿的弯曲应力 h=11.12mm B=30mm S=7.065mm =435.5MPa=540MPa 2 s B Fh 故合格 螺杆，螺母采用 20CrMnTi 钢制造，表面渗碳，渗碳