汽車后橋傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)和實(shí)現(xiàn) 機(jī)電一體化專業(yè)

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1、汽車后橋傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘要 一般車輛廣泛使用的差速器為對稱式圓錐齒輪差速器，是由一系列部件組成的機(jī)械系統(tǒng)，包含有行星齒輪軸，半軸齒輪（2個），行星齒輪（4個），差速器（包含有左、右兩個殼），行星及半軸齒輪墊片等部分，具有結(jié)構(gòu)簡單可靠的優(yōu)點(diǎn)，廣泛的使用帶來了成熟的制造工藝，工況穩(wěn)定，作為一種成熟的設(shè)計(jì)形式廣泛用于車輛制造領(lǐng)域。本文以傳差速器為模型，深入研究了相關(guān)設(shè)計(jì)方法，以貨車（2噸）車型的各項(xiàng)參數(shù)為依據(jù)，通過確定選擇差速器齒輪基本參數(shù)、設(shè)計(jì)幾何算法確定此差速器的外形、結(jié)構(gòu)，并進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，保證此圓錐行星齒輪差速器強(qiáng)度達(dá)到工作要求。最后，選擇差速器的材料和制造工藝。 關(guān)鍵詞：差速器、行星齒

2、輪、圓錐齒輪 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) ………………………………………………………………………… 3 2 普通圓錐齒輪差速器設(shè)計(jì)…………………………………………………………4 2.1 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) 8 2.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算 8 2.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 8 2.3.2 差速器齒輪的幾何計(jì)算 11 2.3.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 13 2.3.4差速器齒輪的材料 15 3 驅(qū)

3、動半軸的設(shè)計(jì)………………………………………………………………… 14 3.1 半浮式半軸桿部半徑的確定 16 3.2 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 18 3.3 半軸其他主要參數(shù)的選擇 17 3.4　半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理 19 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) ………………………………………………………… 19 1.1尺寸參數(shù) …………………………………………………………………… 19 1.2質(zhì)量參數(shù) ……………………………………………

4、…………………19 1.3發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù) ……………………………………………………………19 1.3傳動系的傳動比 ……………………………………………………………19 1.5輪胎和輪輞規(guī)格 ………………………………………………………20 2. 動力性計(jì)算 ………………………………………………………………20 2.1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 ………………………………………………………20 2.4空氣阻力系

5、數(shù)和空氣阻力 …………………………………………20 2.5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…………………………………………………

6、…………………23 4.1最大減速度…………………………………………………………………23 4.2制動距離S……………………………………………………………………23 4.3上坡路上的駐坡坡度i1max：…………………………………………………24 4.4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：……………………………………………………………24 5.2橫向傾覆坡度 …………………………………………………………24 N 結(jié)束語

7、…………………………………………………………………………24 參考文獻(xiàn) …………………………………………………………………………26 第一部分 凸塊式滑動齒輪差速器的設(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 17

8、50 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

9、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/h

10、 2 凸塊式滑動齒輪差速器設(shè)計(jì) 汽車在正常的行駛路段，由于路面不可能做到絕對平面及其彎道等復(fù)雜路況的存在，同一時(shí)段里兩側(cè)車輪通過的路程（以輪胎表面線速度計(jì)算）必然不相同。常見工況如下：拐彎時(shí)，車輪用滾痕計(jì)算，外側(cè)滾痕長明顯大于內(nèi)側(cè)滾痕長；車輪在不平的道路上行駛，路面車輪的高度、波形、起伏不可避免地導(dǎo)致車輪的滾痕不相等；即使道路平直，輪胎載荷的不平衡、氣壓的差異、輪胎胎面磨損、路面參數(shù)的差異以及制造工藝、材料特性誤差等因素也必然引起兩側(cè)車輪行程不相等。若在兩側(cè)車輪間采用剛性驅(qū)動橋連接，則會必然引起驅(qū)動輪側(cè)向滑移或偏離行駛方向的滑轉(zhuǎn)，長久下去會嚴(yán)重磨損輪胎品質(zhì)

11、，增大功率損失，浪費(fèi)燃料，進(jìn)而嚴(yán)重影響操縱品質(zhì)。汽車驅(qū)動輪間的差速器的作用就是通過在驅(qū)動橋兩側(cè)車輪間形成柔性連接，形成兩側(cè)不同的旋轉(zhuǎn)角速度，確保汽車正常行駛的基本操作品質(zhì)工況，滿足運(yùn)動學(xué)要求。 差速器的定義為通過在兩輸出軸間協(xié)調(diào)合理配置轉(zhuǎn)矩力矩，從而使輸出軸根據(jù)實(shí)際工況的變化調(diào)整兩側(cè)旋轉(zhuǎn)角速度，保證汽車行駛要求的部件。本文以對稱式圓錐行星齒輪差速器進(jìn)行分析設(shè)計(jì)。 2.1 滑動齒輪差速器的差速原理 圖2-1 差速器差速原理 圖2-1所示差速器采用對稱式錐齒輪布局，行星齒輪軸5和差速器殼3以行星架結(jié)構(gòu)相連。主動部分從運(yùn)動齒輪6連接到主減速器，以角速度帶動半軸齒輪從動件以角速度、轉(zhuǎn)

12、動。行星齒輪4、半軸齒輪嚙合于A、B點(diǎn)，C點(diǎn)為行星齒輪中心，A、B、C點(diǎn)與旋轉(zhuǎn)中心軸線距離相等，設(shè)置為。 當(dāng)行星架帶動行星齒輪以差速器旋轉(zhuǎn)軸線為中心軸線進(jìn)行公轉(zhuǎn)運(yùn)動時(shí)，線速度的計(jì)算公式為。A、B、C由于距離中心旋轉(zhuǎn)軸線的距離相同，因此圓周速度（線速度）一樣（如圖2-1），故==，所以機(jī)構(gòu)沒有起到差速功能，半軸角速度為殼3角速度。 當(dāng)行星齒輪4在公轉(zhuǎn)同時(shí)還進(jìn)行自轉(zhuǎn)運(yùn)動時(shí)情況則發(fā)生了變化，設(shè)自轉(zhuǎn)以角速度圍繞軸5轉(zhuǎn)動時(shí)，A點(diǎn)圓周速度為與兩者線速度之和，B點(diǎn)的圓周速度為與兩者線速度之差。 +=（+）+(-) 得 + =2 （2-1

13、） 以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)0（單位：轉(zhuǎn)/分鐘）表示角速度，則 （2-2） 同時(shí)，也可以知道：1當(dāng)一半齒輪的速度為零時(shí)，另一方仍然保持兩倍于差殼的速度；2當(dāng)傳動軸被中央制動器制動時(shí)，例如，差分殼的速度降低到零。如果一個半軸齒輪因扭矩而旋轉(zhuǎn)，則另一方以相同的速度旋轉(zhuǎn)。也就是說，此類差速器采用對稱式形制，上式表征了其運(yùn)動特征，兩半軸齒輪具有相同的直徑。通過特征方程得出結(jié)論：齒輪轉(zhuǎn)速之和相對獨(dú)立于行星齒輪轉(zhuǎn)速，數(shù)量關(guān)系上呈現(xiàn)兩倍的關(guān)系。汽車行駛于各種工況時(shí)，差速器都可以在兩側(cè)驅(qū)動輪上實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)速差，確保不滑動。 同時(shí)可知：

14、①由于兩側(cè)轉(zhuǎn)速和為定值，當(dāng)其中一側(cè)為零時(shí)另一側(cè)則保持兩倍轉(zhuǎn)速；②如中央制動器制動傳動軸差速器殼轉(zhuǎn)速降為零，此時(shí)若一側(cè)半軸齒輪轉(zhuǎn)動，則另一側(cè)同速向相反側(cè)轉(zhuǎn)動。 2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器結(jié)構(gòu) 一般形制的對稱式圓錐齒輪差速器由五個主要部分組成，即：行星齒輪軸，半軸齒輪（2個），行星齒輪（4個），差速器（包含有左、右兩個殼），行星及半軸齒輪墊片等部分。如下圖所示。具有結(jié)構(gòu)簡單可靠的優(yōu)點(diǎn)，工況穩(wěn)定，作為一種成熟的設(shè)計(jì)形式廣泛應(yīng)用。 2.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算 主減速器從動齒輪安裝在差速器殼上，重點(diǎn)考慮因素有主動齒輪導(dǎo)向軸承承受能力和主減速器從動齒輪支承的最

15、大值，應(yīng)合理選擇、確定主減速器相關(guān)部件的尺寸。 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 一般載貨用的載重型汽車采用2個。 2.行星齒輪球面半徑的確定 對一般齒輪差速器而言，由背球面半徑?jīng)Q定其結(jié)構(gòu)特征，行星齒輪尺寸與圓錐齒輪節(jié)錐距相適應(yīng)，符合強(qiáng)度特性。 由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： mm 12(2-3) 其中通常取值2.52～2.99，載貨汽車的行星齒輪球面半徑系數(shù)通常取小值；T=MIN（Tce、Tcs）： （2-4）

16、 根據(jù)i0(主減速比值)可得出選型結(jié)論即單雙級、輪邊減速器是否設(shè)置等結(jié)論，從而確定與汽車總布置相適應(yīng)的減速型式。 ，動錐齒輪轉(zhuǎn)矩Tce： （2-5） 其中：Tce—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nm； Temax=158 Nm發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； N=1計(jì)算驅(qū)動橋數(shù)； if=3.704變速器傳動比； i0 =5.91主減速器傳動比； η=0.96變速器傳動效率； k=1液力變矩器變矩系數(shù)； Kd=1猛接離合器的動載系數(shù)； i1=1變速器最低擋傳動比； 代入式（2-5），得：Tce=3320.4 Nm 計(jì)算主

17、動錐齒輪轉(zhuǎn)矩T=896.4Nm =2.7=40mm 所以確定選擇節(jié)錐距40mm。 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 在滿足要求的情況下適當(dāng)減少行星齒輪齒數(shù)可以獲得較大的模數(shù)，確保齒輪強(qiáng)度，但最低不得少于10。通常/=1.5～2.0，半軸齒數(shù)14～25。 半軸齒輪同時(shí)嚙合行星齒輪的特點(diǎn)決定了確定齒輪齒數(shù)時(shí)需要重點(diǎn)考慮裝配關(guān)系，其+(兩側(cè)半軸齒輪的齒數(shù))必須是行星齒輪的整數(shù)倍，保證行星齒輪在半軸齒輪軸線做到均勻分布，保證安裝正常進(jìn)行，即安裝條件為： (2-6) 其中：，為兩側(cè)半軸齒輪的齒數(shù)，對稱式形制差速器的= ——行星齒輪數(shù)目；

18、 ——任意整數(shù)。 本次設(shè)計(jì)取值=12，=20，滿足要求。 4.差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的選擇 行星齒輪、半軸齒輪的節(jié)錐角、按下式計(jì)算： ==30.96° (2-7) =90°-=59.03° 再求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m m====3.35 (2-8) 由文獻(xiàn)[3]查出m=4mm，代入可得mm，=4×20mm。 5.壓力角α 齒輪壓力角用22.5°，齒高系數(shù)0.8、最小齒數(shù)10，行星齒輪齒頂不變尖時(shí)可切線修正半軸齒厚，保證強(qiáng)度相同。由于這種齒數(shù)選擇最小值一般大于壓力角2

19、0°對應(yīng)的最小值，因此一般α選擇22.5°的壓力角，為滿足提高一定強(qiáng)度的要求則選用大模數(shù)。 6. 行星齒輪安裝孔的直徑、深度L 等于齒輪軸的名義尺寸；安裝孔深L為行星齒輪軸承長，兩者存在數(shù)量關(guān)系： 其中：——取值為3320.4N·m，表示差速器傳遞轉(zhuǎn)矩 ——取值為4，表示行星齒輪的數(shù)目； ——取值為69 MPa，表示對支承面結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的擠壓應(yīng)力 根據(jù)上式=64mm =0.5×64=32mm ≈18.4mm ≈20mm 2.3.2 差速器

20、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 續(xù)表 續(xù)表 2.3.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 受差速器結(jié)構(gòu)和承受載荷的限制，對齒輪尺寸選擇與主減速器齒輪不同。差速器通過使兩側(cè)車輪不等速旋轉(zhuǎn)來適應(yīng)轉(zhuǎn)向和不同路況：①單側(cè)打滑；②轉(zhuǎn)彎；③兩側(cè)輪行駛路程差異。因此需要對差速器齒輪進(jìn)行校核，主要是彎曲強(qiáng)度： MPa (3-6) 其中： ，表示單個行星齒輪對單個半軸齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩，=498.

21、06N·m； ——差速器的行星齒輪數(shù)； ——半軸齒輪齒數(shù)； 　——尺寸系數(shù)，體現(xiàn)了工藝制作材料的不均衡性，ｍ時(shí)，， ＝0.629 　——被稱為載荷分配系數(shù)，表示騎馬式支承型齒輪時(shí)取值范圍為 1.00～1.1；其他形式時(shí)取值范圍為1.10～1.25。最小值在支承剛度最大時(shí)取得； 　——質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)驅(qū)動橋齒輪接觸良好時(shí)=1.0; ——綜合表征差速器齒輪的彎曲應(yīng)力，由圖1-1所示經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)可得，=0.225； 圖1-2 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù) ==478.6MPa〈980 MPa 此設(shè)計(jì)結(jié)果滿足彎曲強(qiáng)度要求。 2.3.4差速器齒輪的材料 差速器和主

22、減速器齒輪均采用滲碳合金鋼。差速器錐齒輪一般選擇20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMo和22CrMnMo等幾類進(jìn)行精鍛制造。 3 驅(qū)動半軸的設(shè)計(jì) 驅(qū)動半軸是汽車發(fā)動機(jī)動力傳遞轉(zhuǎn)矩部件。整體式驅(qū)動橋以半軸作為車輪傳動主要部件；轉(zhuǎn)向和斷開式驅(qū)動橋以萬向傳動裝置使用更加廣泛。本章節(jié)重點(diǎn)研究半浮式結(jié)構(gòu)的半軸設(shè)計(jì)，具體采用突緣、輪盤、制動鼓直連設(shè)計(jì)，文獻(xiàn)[1]圖9-99（b）。 下圖為典型半浮式半軸，結(jié)構(gòu)是套管外端鉆孔，輪安裝于半軸，而軸外端的支承軸承直接作用于內(nèi)孔上。車輛在正常行駛過程中路面對車輪會施加一個反方向的力，隨著帶來一

23、定程度的力矩，半浮式半軸的作用除了承受和傳導(dǎo)轉(zhuǎn)矩以外，其外端還需要承受彎矩這部分力矩。半浮式半軸具有結(jié)構(gòu)較為簡單、可靠性高的特點(diǎn)，具備較大的載荷承受特點(diǎn)，一般只用于家用轎車、載重輕型的貨車或客車上。 3.1 半浮式半軸桿部半徑的確定 在半軸設(shè)計(jì)選型時(shí)應(yīng)綜合考慮軸直徑的主要尺寸和經(jīng)常出現(xiàn)的工況，通過計(jì)算確定載荷。 （1）X2（縱向力）=Z2最大時(shí)附著系數(shù)0.8，此情況下無側(cè)向力； （2）Y2（側(cè)向力）側(cè)滑時(shí)最大，側(cè)向附著系數(shù) 1.0，X2=0； （3）Z2（垂向力）在車輪高速駛過不平整路面時(shí)最大，Z2 =(Z2-gw)kd（kd為動載荷系數(shù)），X2=0，Y2=0。

24、 地面、車輪間的摩擦系數(shù)和力學(xué)特征制約著最大附著力的大小，進(jìn)而影響車輪的縱向、側(cè)向力，即： 由上式分析可得X2（縱向力）最大時(shí)，Y2（側(cè)向力）=0，Y2（側(cè)向力）最大時(shí)，X2（縱向）=0。 半浮式半軸一般工作于以下三種工況，在設(shè)計(jì)時(shí)需要重點(diǎn)考慮： (1) 表示縱向力， 表示側(cè)向力。當(dāng)取值最大時(shí)=0，（表示垂向力，其中=10500N），最大值，（ 設(shè)置為1．2，設(shè)置為0．8），計(jì)算得=6300N =5040N 計(jì)算半軸彎曲時(shí)的應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)時(shí)的切應(yīng)力公式如下 a=0.06m表示由輪心平面距輪轂軸承的長度， = 77.08mpa

25、 = 199.63mpa 計(jì)算得合成應(yīng)力 ==406mpa (2) （側(cè)向力）取最大值時(shí)（縱向力）=0，該工況為側(cè)滑：作用于外輪的（垂直反力）和作用于內(nèi)輪的（垂直反力）為 表示車重心高度，=738.56mm；輪距=1430mm；側(cè)滑工況時(shí)的附著系數(shù)=1。 表示外輪側(cè)向力， 表示內(nèi)輪側(cè)向力，表示外輪彎曲應(yīng)力，表示內(nèi)輪彎曲應(yīng)力，計(jì)算公式為 表示作用于內(nèi)、外兩側(cè)車輪的總側(cè)向力，為。綜合計(jì)算得: = 565.1mpa =666.4 mpa

26、 (3)車行駛通過不平路況（垂向力）最大， ，，（垂直力）最大： 其中動載系數(shù)對于不同種類汽車取值不同，轎車取值1.75，貨車取值2.0，越野車取值2.5。 計(jì)算半軸的彎曲應(yīng)力：=87.7mpa 因此設(shè)置半軸直徑0.040m，其合成應(yīng)力滿足使用要求。 3.2 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 剪切應(yīng)力為

27、 （3-1） 擠壓應(yīng)力為 （3-1） 式中T——取值3320.4Nm，表示半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，； DB——取值44mm，表示花鍵(軸)外徑； dA——取值40mm，相對應(yīng)的花鍵孔內(nèi)徑； z——取值20，表示花鍵齒數(shù)； Lp——取值55mm，表示花鍵長度； b——取值3.75mm，表示花鍵齒寬； ——取得0.75，表示載荷分布不均勻系數(shù)。 代入上述數(shù)據(jù)計(jì)算得： =51.1MPa，=95.8 MPa 由上述公式校核半軸花鍵承受的剪切和擠壓應(yīng)力。傳遞轉(zhuǎn)矩最大時(shí)，花鍵切應(yīng)力<71.05 MPa，擠壓應(yīng)力<196 MPa，滿足要求。參考文

28、獻(xiàn)[3]表4-3。 3.3 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：Φ60,65 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-Φ16.2B10,分布圓Φ120 十孔位置度Φ0.2 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 一般情況下需要將花鍵端部加工的粗些同時(shí)減小鍵槽深度，半軸花鍵內(nèi)徑取值原則為大于或等于桿部直徑，所以一般花鍵齒數(shù)取值10齒(轎車)至18齒(大型載貨汽車)。對于半軸產(chǎn)生破壞的形式一般是材料扭轉(zhuǎn)疲勞，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)上應(yīng)充分考慮扭轉(zhuǎn)疲勞的情況盡量將過渡圓角半徑加

29、大，平均散布應(yīng)力，避免應(yīng)力太過于集中造成的應(yīng)力疲勞。對于重型車，如果不具備大型鍛造設(shè)備，則使用雙側(cè)花鍵聯(lián)接并設(shè)置相同花鍵參數(shù)，在保證半軸桿部直徑和外端突緣的前提下簡化工藝制造過程。一般現(xiàn)代汽車在半軸選型上使用較多的有漸開線、矩形和梯形花鍵。 半軸制造材料選擇40Cr，40CrMnMo（Si、A），35CrMn（Si、Ti）等中碳合金鋼（含鉻），其中40MnB應(yīng)用日益廣泛，是我國自主研發(fā)鋼種。半軸的熱處理也是一項(xiàng)重要的工藝流程，由以前調(diào)質(zhì)處理，到現(xiàn)在已經(jīng)發(fā)展為高中頻感應(yīng)淬火，桿部和突緣部分硬度要求分別為HB388—444、HB248，近幾年發(fā)展的現(xiàn)代工藝使表面淬火區(qū)和突緣等不經(jīng)淬火區(qū)硬度分別達(dá)

30、HRC52～63、HB248～277，心部硬度HRC30～35，硬化層深達(dá)半徑1／3；中碳(40號、45號)鋼推廣后，綜合殘余的半軸表面壓應(yīng)力、結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的提高、噴丸處理工藝的使用、在半軸突緣根部進(jìn)行圓角過渡的滾壓工藝，半軸疲勞強(qiáng)度和靜強(qiáng)度得到了極大提高。 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)： 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LB 9000 總寬BB 2470 總高HB 3300 車廂內(nèi)部尺寸（mm） 長LB 8100 寬BB 23

31、00 高HB 1930 底盤布置尺寸（mm） 軸距L 4300 前后輪距B1/B2 1930/1790 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α（°） 9° 離去角β（°） 8.5° 1.2質(zhì)量參數(shù)： 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G1 5775 后軸G2 4725 1.3發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù)： 表3 PE6T發(fā)動機(jī)性能參

32、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 (n?m) 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 (kw?h) 220 1.3傳動系的傳動比： 表4 變速器和主減速器的傳動比 檔位 Ⅰ檔 (ig1) Ⅱ檔 (ig2) Ⅲ檔 (ig3) Ⅳ檔 (ig4) Ⅴ檔 (ig5) 倒檔 速比 6.93 4.03 2.365 1.40 1.00 6.93 主減速器傳動比ig0 6.123 1.5輪胎和輪輞規(guī)格： 輪胎：9R22.5 2

33、. 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） 600 900 1200 1500 1800 2100 Pe（kw） 52.60 81.47 110.92 141.50 168.09 192.10 Ttq（N?m） 837.2 864.5 882.7 900.9 891.8 873.6 B (g/ kw?h) 224 220 217 215 215 217 2.2車輪滾動半徑： 輪胎：9R22.5 rr≈0.495

34、m 2.3滾動阻力系數(shù)f： 為計(jì)算方便，近似取0.015 2.4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A≈BB?HB=2.47×3.3=8.151(m2) 式中：BB為汽車總寬2470mm；HB為汽車總高3300mm 2.5機(jī)械效率： ηT=η變 *η主 *η傳 式中：η變?yōu)樽兯倨鱾鲃有剩迫?5% η主為主減速器傳動效率，取96% η傳為萬向節(jié)傳動效率，單個萬向節(jié)取98%，兩個萬向節(jié)取96% ηT =95%*96%*96%=87.6% 2.6計(jì)算動力因數(shù)

35、： 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 Ⅰ檔的計(jì)算結(jié)果 Ua（km/h） 2.61 3.96 5.28 6.6 7.92 9.24 Ft（N） 49050 50649.83 51681.5 52788 52255 51188 Fw（N） 1.823 4.23 7.52 11.76

36、 16.93 23.05 D 0.476 0.492 0.502 0.512 0.507 0.497 表7 Ⅱ檔的計(jì)算結(jié)果 Ua（km/h） 4.25 6.3 8.4 10.5 12.6 14.7 Ft（N） 28524 29454 30075 30695 30385 29765 Fw（N） 4.87 10.7 19.05 29.7 42.8 58.3 D 0.277 0.286 0.292 0.298 0.294 0.288 表8 Ⅲ檔的計(jì)算結(jié)果 Ua（km/h） 7.7 11.52 15.3 19.2

37、 23 26.8 Ft（N） 16734 17280 17644 18008 17826 17462 Fw（N） 16.0 35.7 63.2 99.53 142.8 193.9 D 0.162 0.167 0.170 0.174 0.171 0.167 表9 Ⅳ檔的計(jì)算結(jié)果 Ua（km/h） 13.02 19.53 26.04 32.5 39.06 54.5 Ft（N） 9909 10232 10447 10662 10553 10339 Fw（N） 45.77 102.9 183.08 285.1 4

38、11.9 568.8 D 0.095 0.098 0.099 0.100 0.098 0.094 表10 Ⅴ檔的計(jì)算結(jié)果 Ua（km/h） 1832820.6 27.36 36.48 45.6 54.72 63.8 Ft（N） 7078 7298 7451 7605 7528 7375 Fw（N） 90.22 202.1 359.3 561.4 808.4 1099 D 0.068 0.070 0.069 0.068 0.065 0.061 表11 各檔的最大動力因數(shù)表 檔位 Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 Ⅳ檔 Ⅴ

39、檔 最大動力因數(shù)Dmax 0.461 0.282 0.165 0.101 0.071 圖1 6117客車的動力特性圖 2.7確定最高車速： 最高車速計(jì)算公式為： 式中：δ表示旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù) ψ=f（cosα+sinα） 良好水平面可達(dá)到最高車速 α=0 dua/dt=0 D=f 最高車速對應(yīng)為發(fā)動機(jī)額定最大轉(zhuǎn)速2100r/min，計(jì)算公式為：ua=0.377*2100*0.495/（1*6.123）=64（km/h） 2.8確定最大爬坡度

40、： I1max=tgα1ma=tg29.9=0.575=57.5% 根據(jù)公式得各檔最大爬坡度： 檔位 Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 Ⅳ檔 Ⅴ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： 使用直接檔時(shí)，加速時(shí)間計(jì)算可得： 式中：a——表示加速度 δ——表示旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，直接檔時(shí)取值1.06 穩(wěn)定車速由30km/h加速到65km/h的加速時(shí)間由公式計(jì)算： 3. 燃油經(jīng)濟(jì)性計(jì)算 汽車等速行駛消耗

41、的功率為： Ff=G?f=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*ηt)=25.05（kw） 等速百公里油耗為： 式中： b——表示燃油消耗率，結(jié)合發(fā)動機(jī)特性，b≤224g/(kw?h)，設(shè)置b=224 g/(kw?h)。 ——柴油比重，取=8.1N/L 4. 制動性能計(jì)算 4.1最大減速度amax： 緊急制動前后輪拖滑，制動力為

42、 F=G*g*ψ amax=F/g=ψ*g=0.7*9.8=6.86（m/s2） 式中：ψ———路面附著系數(shù)，取ψ=0.7 4.2制動距離S: 式中：Ua0——表示制動初速度，取值40km/h 、——表示制動遲滯時(shí)間，液壓制動取值=0.04s，=0.2s 同理，初速度為30km/h時(shí)的制動距離： 4.3上坡路上的駐坡坡度i1max： 式中：L1——表示重心到前軸距離，取值2838mm L——表示軸距，取值4300mm 4.4下坡路上的駐坡坡度i2max： 5. 穩(wěn)定性計(jì)算

43、 5.1縱向傾覆坡度： 車經(jīng)過上坡路段不能發(fā)生縱向傾覆，需要最大坡角： 即=110% 最大爬坡度為imax=58.8%，小于110%，因此不會后翻。不倒溜的最大爬坡度為imax=ψ=70%，小于70%，因此該車先打滑，后倒溜，滿足安全要求。 5.2橫向傾覆坡度： 車經(jīng)過坡道路段不能發(fā)生橫向傾覆，需要最大坡度角： 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 網(wǎng)絡(luò)文獻(xiàn) (1) ,2003 - 26 --