商用汽車前懸架設計

商用汽車前懸架設計,商用,汽車,懸架,設計 2008車輛工程專業(yè)課程設計成果 第八組 小組成員離合器設計 黎曉然變速器設計 徐蒙萬向傳動軸 黃鶴松驅動橋設計 I 陳應能驅動橋設計 II 蘭孟橋懸架設計 葉海燕制動器設計 I 劉宇燃制動器設計 II 胡飛和總體設計 郭巧嫣 給定參數及條件 車型 中型載貨商用車額定裝載質量 4000Kg最大總質量 7140Kg最大車速 90Km h風阻系數 0 7滾動阻力系數 0 02傳動效率 90 軸數 二軸 符合雙軸汽車的前后軸負荷應分別不超過60KN和130KN的規(guī)定 驅動型式 4 2 轎車及廠定總質量小于19t的公路用車常用 結構簡單 制造成本低 布置型式 發(fā)動機前置后橋驅動 平頭車 發(fā)動機位于前軸之后 駕駛室后下方 駕駛室寬敞 內部地板平整 上下車方便 汽車主要參數 外廓尺寸 初選總長6700mm 總寬2200mm 總高2990mm 軸距 4000mm 前輪距 1800mm 后輪距 1650mm 初選前懸1100mm 后懸1638mm 駕駛室車頭長度1480mm 最終由總布置圖確定 迎風面積 5 38平方米 輪距 車高 選取發(fā)動機 2 6L直列四缸水冷柴油最大轉矩 408N M 對應發(fā)動機轉速 1500r min最大功率 96KW 對應最高功率對應轉速 2834r min轉速范圍833 8 2834r min 轉向器的結構型式循環(huán)球式轉向器 帶助力轉向軸荷分配滿載 前軸33 5 后軸66 5 質心位置 a 2 659米 b 1 341米 高度 79 8cm 前軸單胎負荷1196Kg 后軸單胎負荷1187Kg 空載 前軸52 后軸48 質心位置 a 2 08米 b 1 92米 高度 70 84cm 前軸單胎負荷 816 4Kg 后軸單胎負荷376 8Kg 輪胎選取輪胎規(guī)格 8 25R20 新胎外直徑971mm 載荷下輪胎靜半徑 453mm前后輪氣壓 390KPa 雙胎負荷1330Kg 單胎負荷1345Kg 整車性能 動力性 最大爬坡度31 8 最高車速90 3Km h 直接擋動力因數0 057 1擋動力因數0 32 經濟性 發(fā)動機功率圖 變速器速比及主減速比一檔5 2 二檔3 4 三檔2 3 四檔1 51 五檔1 倒擋4 49 主減速比5 37由發(fā)動機特性和各擋位速比做出功率平衡圖 驅動力 行駛阻力平衡圖 驅動力 行駛阻力平衡圖 離合器主要設計參數及校核結果 單片拉式膜片彈簧離合器一 離合器主要參數后備系數 1 71單位壓力 0 126Mpa摩擦系數 0 3 摩擦面數 2 離合器間隙 3mm摩擦片 鐵基粉末冶金 摩擦系數f 0 3 外徑350mm 內徑195mm 厚度4mm二 從動盤總成從動片 單片 組合式彈性從動盤鋼片 波形片的壓縮行程1mm從動盤轂花鍵 齒數10 外徑40mm 內徑32mm 齒厚5mm 有效齒長50mm 擠壓應力13Mpa 校核得實際擠壓應力為5 1Mpa 三 壓盤和離合器蓋壓盤 灰鑄鐵HT250 密度7800kg m 3 厚度10mm 質量5 2kg 校核溫升為3 36攝氏度 壓盤彈性傳動片式驅動 傳動片3組共12片離合器蓋 厚度4mm 08號鋼板 8個通風窗口 止口對中四 分離裝置分離桿 拉式 彈性支承環(huán)式 五 膜片彈簧H h 1 6 H 5 6mm h 3 5mm R r 1 23 R 160mm r 130mm 膜片彈簧起始圓錐底角a 10 76 小端半徑rf 45mm 分離軸承作用半徑rp 50mm支承環(huán)作用半徑RL 158mm 壓盤作用半徑r1 132mm工作點B 4 76mm 7937 8N 最大壓力8290N 與工作點B相差5 7 后備系數 1 71磨損極限點A 2 86mm 8130N分離點C 6 26mm 7500 6N分離軸承載荷1805 7N強度校核1244 36Mpa 六 扭轉減振器極限轉矩612N m 扭轉剛度7956N m 減振器剛度215阻尼摩擦轉矩49N m 預緊轉矩41N m彈簧位置半徑68mm 彈簧總壓力9000N 彈簧個數 8 每個彈簧壓力 1125N極限轉角 4 09 彈簧尺寸 中徑13mm 鋼絲直徑3mm 剛度172 有效圈數3 總圈數6 最小長度19 8mm 總變形量5 2mm 自由高度25mm 預變形量0 35mm 安裝工作高度24 65mm 限位銷與從動盤轂缺口側邊間隙4mm 限位銷安裝半徑56mm 限位銷直徑10mm七 操縱機構與分離裝置液壓式操縱機構傳動比14 分離杠桿傳動比4 效率0 8踏板力167 5N 踏板行程105mm 離合器設計結果 by黎曉然 原圖 從動盤轂 摩擦片 原圖 組合式彈性從動盤鋼片 查看原圖 膜片彈簧 查看原圖 離合器裝配圖 查看原圖 中間軸式中心距116mm 中心距系數9 0 變速器傳動效率96 變速器殼體軸向尺寸325mm速比 一檔5 2 二檔3 4 三檔2 3 四檔1 51 五檔1 倒擋5 2 初選 1擋和倒檔直齒輪模數3mm 齒寬24mm 壓力角20度 直齒滑動齒輪換擋2 3 4 5擋斜齒輪 模數3mm 斜齒寬21mm 同步器換擋嚙合套和同步換擋器模數2 5mm第一軸 中間軸常嚙合齒輪齒數 Z1 31 Z2 39 螺旋角25 2 彎曲應力162 49mpa 接觸應力994 65mpa1擋傳動齒輪Z10 15 Z9 62 彎曲應力699 53mpa 接觸應力1150 52Mpa2擋傳動齒輪Z8 19 Z7 53 螺旋角21 3擋傳動齒輪Z6 25 Z5 48 螺旋角19 3 4擋傳動齒輪Z4 33 Z3 40 螺旋角19 2 接觸應力695 15mpa5擋為直接擋倒擋傳動齒輪Z11 23 Z13 42 模數3mm 接觸應力765 01mpa倒擋軸與中間中心距76mm 倒擋軸與第二軸中心距130 5mm 修正后倒擋傳動比4 49 變速器設計 校核結果 by徐蒙 第一軸 原圖 中間軸 原圖 第二軸 原圖 倒擋齒輪 原圖 變速器裝配圖 原圖 主減速器設計結果 by陳應能 主減速器整體式單級主減速器采用 格里森 制圓弧雙曲面齒輪主 從動錐齒輪采用懸臂式支承主減速器傳動比5 36主動錐齒輪齒數8 大端模數10 大端分度圓直徑80 齒面寬65 從動錐齒輪齒數35 大端模數10 大端分度圓直徑350 齒面寬60雙曲面齒輪副偏移距40 法向壓力角22 5主動錐齒輪左旋 從錐頂看為逆時針運動 從動錐齒輪右旋 從錐頂看為順時針運動 主減速器 差速器 半軸 橋殼設計與校核結果 主減速器整體式單級主減速器采用 格里森 制圓弧雙曲面齒輪主 從動錐齒輪采用懸臂式支承主動錐齒輪左旋 從錐頂看為逆時針運動 從動錐齒輪右旋 從錐頂看為順時針運動 計算載荷Tce 10272 79N m Tcs 17433 52N m Tcf 2996 09N m當計算從動錐齒輪最大應力時 計算轉矩Tc min Tcs Tcf 10272 79N m 當計算從動錐齒輪疲勞壽命時 計算轉矩Tc Tcf 2996 09N m 當計算主動錐齒輪最大應力時 計算轉矩Tz 2121 6N m 當計算主動錐齒輪疲勞壽命時 計算轉矩Tz 618 77N m 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 單位齒長上的圓周力P按發(fā)動機最大轉矩計算時 1檔 P 884N mm P 1429N mm 直接檔 P 170N mm P 250N mm按驅動輪打滑轉矩計算時P 1433 93N mm 1 2 1 25 P 輪齒的彎曲強度計算 齒根彎曲應力為按min Tce Tcs 計算的最大彎曲應力338 81Mpa w 700Mpa按Tcf計算的疲勞接觸應力87Mpa w 210Mpa輪齒的表面接觸強度計算 齒面接觸應力為按min Tce Tcs 計算的最大彎曲應力 j 1801 94Mpa j 2800Mpa按Tcf計算的疲勞接觸應力 j 974 95Mpa j 1750Mpa 主減速器軸承的計算 錐齒輪齒面上的作用力作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩Td 308 94N m齒寬中點處的圓周力 主動錐齒輪F1 7472 38N 從動錐齒輪F2 9195 94N錐齒輪的軸向力和徑向力 主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為8569 81N 1694 7N 從動錐齒輪齒面上軸向力A和徑向力R分別為2351 13N 6485 15主減速器軸承載荷的計算單級主減速器懸臂式支承的尺寸布置如下 a 100mm b 50mm c 140mm d 210mm主減速器軸承壽命的計算 大修里程S定為100000公里 則預期壽命 Lh 3076 9h軸承A 選用32310型 Lh 5974 02h 軸承B 選用32310型 Lh 7 79x10 5h 軸承C 選用30214型 Lh 3 1x10 5h 軸承D 選用30214型 Lh 1 95x10 6h 軸承符合使用要求 驅動橋殼的設計 鑄造整體式橋殼橋殼的受力分析與強度計算橋殼的靜彎曲應力計算 兩鋼板彈簧座之間的彎矩M 7596 96N m 橋殼的靜彎曲應力 42 69Mpa在不平路面沖擊載荷作用下橋殼所產生的彎曲應力106 74Mpa以最大牽引力行駛時 鋼板彈簧座附近的危險斷面處的彎曲應力69 8Mpa 扭轉應力11 15MPa汽車緊急制動時的橋殼強度計算 鋼板彈簧座附近危險斷面的彎曲應力64 85MPa 扭轉應力13 94MPa橋殼的許用彎曲應力 為300 500Mpa 許用扭轉應力為150 400Mpa 所以該設計的橋殼滿足這種條件下的強度要求 主動錐齒輪 原圖 從動錐齒輪 原圖 定位軸套 原圖 驅動橋殼 原圖 法蘭盤 原圖 驅動橋總裝配圖 原圖 差速器 半軸 by蘭孟橋 行星齒輪數n 4節(jié)錐距A0 58 3mm球面半徑Rb 59mm行星齒輪齒數z1 12 半軸齒輪齒數z2 20 模數m 5mm 壓力角a 22 5 節(jié)圓直徑d1 60mm d2 100mm節(jié)錐角r1 31度 r2 59度 根錐角rR1 27 314度 rR2 53度 工作齒高hg 8mm 全齒高h 8 991mm外圓直徑徑d01 68 89mm d02 102 9mm節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離x01 47 33mm x02 27 59mm理論弧齒厚s1 9 09mm s2 6 62mm 齒側間隙B 0 16mm弧齒厚sx1 8 98mm sx2 6 54mm弧齒高hx1 5 479mm hx2 2 872mm 徑向間隙c 0 991mm周節(jié)t 15 708mm 齒頂高ha1 5 184mm ha2 2 816mm齒根高hf1 3 756mm hf2 6 124mm 齒根角3 686度 6度周節(jié)t 15 708mm 齒頂高ha1 5 184mm ha2 2 816mm 齒根高hf1 3 756m hf2 6 1 4齒根角1 3 686度 2 6度半軸桿部直徑d 41mm 扭轉切應力525MPa 扭轉角4 15度 半軸長度819 84mm半軸扭轉切應力525MPa 范圍是小于588MPa花鍵的剪切應力是55 469MPa 范圍是小于73MPa花鍵的擠壓應力是59 167MPa 范圍是小于200MPa差速器齒輪彎曲強度776 78MPa 范圍是小于980MPa 半軸齒輪 原圖 十字軸 原圖 行星齒輪 原圖 半軸 原圖 裝配圖 原圖 傳動軸設計 by黃鶴松 傳動軸長Lc 2506mm 傳動軸外徑Dc 130mm傳動軸內徑dc 121 49mm計算載荷Tse 2015 52N MTss 3932 6N MTs 2015 52N M傳動軸扭轉強度tc 22 7Mpa tc 300MPa臨界轉速nk 3400 8r min十字軸軸頸直徑di 40mm十字軸油道直徑d2 12mm作用在十字軸軸頸中點的力F 7590 7N F到十字軸中點的距離r 80mm合力F到軸頸根部的距離s 15mm十字軸軸頸根部的彎曲應力 w 35 33Mpa w 250 350Mpa切應力t 12 84Mpa t 80 120Mpa在與十字軸成45度的截面上 w 35 95 w 50 80Mpatb 26 64 tb 80 160Mpa滾針d0 2 5mm滾針工作長度18mm滾針列數i 5每列滾針數z 7滾針接觸應力 j 1 84Mpa j 3000 3200Mpa45度時a 50mme 80mmb 40mmh 70mm花鍵齒數n0 10花鍵內徑dh 102mm花間外徑Dh 112mm花鍵齒寬B 12mm花鍵長度140mm安全系數k 1 2載荷變化情況下傳動軸角度與長度變化校核空載角度1 01度滿載角度 1 04度長度變化量0 42mm 凸緣叉 原圖 傳動軸 原圖 前后制動器設計 by劉宇燃 胡飛和 前后都為領從蹄鼓式制動器2套制動裝置 行車制動裝置 液壓驅動 和制動制動 機械驅動 假設同步附著系數為0 7 制動力分配系數 0 52 同步附著系數為0 721 最大制動力矩對于選取較大同步附著系數的汽車 保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā) 來確定各軸的最大制動力矩 Tf1 14 270KN M Tf2 14 923KN M 前 后軸單個制動器應能產生的最大制動力矩為T1 KN M T2 6 887KN M 前后輪制動因數BF1 2 62 BF2 2 42 達到最大制動力矩所需的張開力 前輪12 992KN 后輪13 552KN 2 鼓式制動器的結構參數和制動鼓厚度輪輞直徑為d 20in 508mm制動鼓內徑D1 420 D2 414mm制動器摩擦襯片包角取 100 起始角 0 40 寬度b1 100 b2 105mm單個制動器總的摩擦面積A1 733 0 A2 758 0平方厘米制動器中心到張開力作用線的距離a1 168mm a2 157 5mm制動蹄支承點位置坐標k1 20mm k2 24mm c1 168mm c2 171 0mm制動襯片材料摩擦系數f 0 4 制動器主要結構元件設計 一1 制動鼓材料 合金鑄鐵 壁厚 15mm二 制動蹄斷面形狀 T形制動蹄腹板和翼緣厚度 7mm 7 5mm 摩擦襯片厚度 10mm 12mm 制動蹄寬度 60mm 70mm襯片與制動蹄的連接方式 粘接三 制動底板 鋼板沖壓成形四 制動蹄的支承 45號鋼制造并高頻淬火五 摩擦材料 模壓材料六 制動器間隙 0 3mm七 制動主缸制動輪缸雙活塞式輪缸直徑和體積 前后輪 42mm 2769 5立方毫米制動主缸直徑 26mm主缸活塞行程 27 1mm比能量耗散率前后1 654W 平方毫米 1 49W 平方毫米 均小于1 8W 平方毫米比摩擦力前后0 464N 平方毫米 0 444N 平方毫米 均小于0 48N 平方毫米平均壓力 前后1 24Mpa 1 30Mpa 均小于1 40Mpa比滑磨功722 8J 平方厘米 小于800J 平方厘米 實際 理想制動力分配線 L 4000mm 0 52 路面附著系數0 7 同步附著系數0 72滿載 G1 69972N a1 2 659m b1 1 341m hg2 0 952mm空載 G2 30772N a2 2 08m b2 1 92m hg 0 832m 未使用比例閥和使用比例閥后的ECE法規(guī)校核 前制動器 by劉宇燃 制動蹄 原圖 制動輪缸 原圖 制動鼓 制動底板 前制動器裝配圖 原圖 后制動器 by胡飛和 制動蹄 原圖 制動輪缸 原圖 制動鼓 原圖 制動底板 原圖 后制動鼓裝配圖 原圖 前后鋼板彈簧設計 by葉海燕 尺寸單位統(tǒng)一用mm力單位統(tǒng)一用N質量單位統(tǒng)一用kg 懸架選型 前懸架 縱向對稱矩形截面鋼板彈簧減震器 雙向作用筒式減震器后懸架 縱向對稱矩形截面鋼板彈簧減震器 雙向作用筒式減震器葉片端部形狀 矩形卷耳形式 上卷式 活動端使用滑板式 片數 12沒有重疊片斷面形狀 矩形前懸架部分主要參數確定 U形螺栓中心距 s 200 與主片彈簧長度重疊的片數 1片 主片本身 總片數nt 12鋼板寬度 90 每片厚度 7各片長度確定 L 120011161034950866784700616534450366284剛度驗算 許用C 131 8174N mmc1 132剛度通過鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下弧高 曲率半徑 1 裝配后但預壓縮前總成的弧高和曲率半徑 H0 113 9938R0 1579 零件圖需要用到的尺寸 2 自由狀態(tài)下 未裝配 片弧高和曲率半徑 H 111 789797 120683 438270 753359 076548 418438 914630 297722 735016 237010 81446 4779R 1 0e 003 1 61021 60491 59971 59441 58931 58411 57401 56891 56391 55891 55401 5491五 鋼板彈簧總成弧高驗算核算的鋼板彈簧總成弧高H01 113 4400 自由狀態(tài)下鋼板彈簧總成弧高H0 113 9938 弧高驗算通過強度驗算緊急制動 最大應力 1090MPa 許用應力 1000MPa不平路面上 最大應力 951 7097MPa 許用應力 1000MPa卷耳強度校核 合成應力 351 0MPa 許用應力 350MPa彈簧銷擠壓應力 擠壓應力 1 8876MPa 許用應力 8MPa 高頻淬火后的45鋼 強度驗算通過其它相關數據記錄 卷耳中心到地面距離 588制動時前軸負荷轉移系數m1 1 4地面附著系數0 7卷耳內徑 30支座總高 85b 后懸架部分主要參數 U形螺栓中心距 s 200與主片彈簧長度重疊的片數 1片 主片本身 總片數nt 12鋼板寬度 80每片厚度 11板簧距離 1010各片長度確定L 14001300120011001000900800700600500400300 剛度驗算 許用C 293實際C2 302剛度通過驗算四 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下弧高 曲率半徑 1 裝配后但預壓縮前總成的弧高和曲率半徑 H0 101 7050R0 2409 零件圖需要用到的尺寸 2 自由狀態(tài)下 未裝配 個片弧高和曲率半徑 H 99 477899 795985 119871 568059 152047 883638 011329 016021 210714 60699 21635 0505R 1 0e 003 2 46292 45502 44722 43952 43182 42412 40142 39392 38652 37922 37182 3645五 鋼板彈簧總成弧高驗算核算的鋼板彈簧總成弧高H01 mm H01 100 9915自由狀態(tài)下鋼板彈簧總成弧高H0 mm H0 101 7050弧高驗算通過強度驗算緊急制動 最大應力 874 8989MPa 許用應力 1000MPa不平路面上 最大應力 1030MPa 許用應力 1000MPa卷二強度校核 合成應力 347 2253MPa 許用應力 350MPa4 彈簧銷擠壓應力 擠壓應力 3 2780MPa 許用應力 8MPa 高頻淬火后的45鋼 強度驗算通過七 其它相關數據記錄卷耳中心到地面距離 636驅動時后軸負荷轉移系數m2 1 1地面附著系數0 7 前鋼板彈簧 原圖 后鋼板彈簧 U形螺栓 原圖 支座 原圖 前懸架裝配 原圖 后懸架裝配 原圖 總體布置1 原圖 總體布置2 原圖 謝謝大家