RC汽車模型底盤的簡要設(shè)計(jì)與制造

RC汽車模型底盤的簡要設(shè)計(jì)與制造,rc,汽車模型,底盤,簡要,扼要,設(shè)計(jì),制造 桂林理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)·論文 學(xué) 號：3110644214 題目類型：論文 (設(shè)計(jì)、論文、報(bào)告) 桂林理工大學(xué) GUILIN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 題目：RC汽車模型底盤的簡要設(shè)計(jì)與制造 學(xué) 院：機(jī)械與控制工程學(xué)院 專業(yè)(方向)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化（機(jī)械裝備） 班 級：機(jī)械11-2班 學(xué) 生：黃紹樣 指導(dǎo)教師：孫金榮 2015年 05月 15日 III 桂林理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)·論文 摘要 汽車底盤是集成四大系統(tǒng)的平臺，底盤是直接影響汽車性能的重要因素。本文設(shè)計(jì)計(jì)算的屬于RC（遙控）汽車模型的底盤。對于RC汽車模型，它對普及汽車基本知識有良好的推廣作用；對青少年在團(tuán)隊(duì)精神、分享合作等方面有良好的促進(jìn)，同時(shí)對在日常生活中的人們帶來新的減壓方式。 本文主要對RC汽車模型底盤其中的傳動(dòng)系和行駛系作簡要的計(jì)算，通過已有的成熟的汽車計(jì)算方法。首先確定RC汽車模型的尺寸、整備質(zhì)量等參數(shù)。然后計(jì)算確定能夠滿足模型車變速器齒輪的模數(shù)、齒數(shù)和同步器，并進(jìn)行校核，得出符合要求的數(shù)據(jù)。根據(jù)變速器的數(shù)據(jù)對模型車車橋中的主減速器、差速器及半軸的選擇、計(jì)算校核，并對車橋橋殼進(jìn)行設(shè)計(jì)、強(qiáng)度的計(jì)算和材料的應(yīng)力計(jì)算。最后對RC汽車模型的懸架類型的選擇、參數(shù)的確定及對鋼板彈簧的計(jì)算校核使其滿足載荷的要求。 本文計(jì)算設(shè)計(jì)的RC汽車模型是對原有真實(shí)汽車的比例進(jìn)行縮小。對其的結(jié)構(gòu)作了簡化，在簡化過程力求結(jié)構(gòu)強(qiáng)度符合要求。在一些結(jié)構(gòu)上采用了簡潔的設(shè)計(jì)方案，帶來計(jì)算求解的方便，減少對材料的浪費(fèi)，降低制造成本。 關(guān)鍵詞：RC汽車模型；底盤；變速器；車橋；鋼板彈簧 The chassis of RC model car which are designed and manufactured Student:HUANG shao-yang Teacher:SUN jin-rong Abstract：Chassis is the integration platform of the four systems, chassis is important factors that directly affected the performance. It belongs to RC (remote control) model car chassis design calculations in this paper. For RC model car, It popularize basic knowledge of car has a good role in the promotion; for young people in terms of promoting good teamwork, sharing and cooperation; while people in their daily lives to bring new decompression. This paper focuses on RC (remote control) model car's chassis which the drivetrain and running gear with a brief calculation, through the existing mature vehicle calculation method, First, the size, curb weight and other parameters of RC model car are determined, Then calculate and determine the model can meet the vehicle transmission gear modulus, tooth number and synchronizer, and check. Can meet the requirements of the data, According to the transmission of data to the model of car main reducer, differential and axle shaft selection, calculation and check, and design the axle housing, strength calculation and stress calculation, Finally, selection the type of suspension of RC car model, parameter determine, calculation and verification of the leaf spring to meet the load requirements. RC model car is calculated in this paper design of the original true proportion of cars is reduced. Its structure has been simplified, it seeks to simplify the process to meet the requirements of structural strength. On some structure with a simple design, computing for the convenience, reduce the waste of materials, lower manufacturing costs. Key words: RC model car；Chassis；Transmission；Axle；Leaf spring II 桂林理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)·論文 目錄 摘要 I Abstract II 1 引言 1 1.1 課題的背景和意義 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.3 課題研究的主要內(nèi)容 1 1.3.1 變速器 1 1.3.2轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 2 1.3.3 懸掛系統(tǒng) 2 1.4 主要設(shè)計(jì)參數(shù) 2 1.5 本章小結(jié) 2 2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 3 2.1 變速器結(jié)構(gòu)形式方案的確定 3 2.2 變速器基本參數(shù)的確定 3 2.2.1 變速器傳動(dòng)比的確定 3 2.2.2 中心距 5 2.2.3 齒輪模數(shù)的確定 5 2.2.4齒輪寬度 5 2.3 各檔傳動(dòng)比及齒輪齒數(shù)確定 5 2.3.1 確定變速器Ⅰ檔齒輪齒數(shù) 5 2.3.2 確定變速器Ⅱ檔齒輪齒數(shù) 6 2.4 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算校核 6 2.4.1 齒輪常見失效的原因 6 2.4.2 變速器齒輪強(qiáng)度及接觸應(yīng)力的計(jì)算 6 2.5 變速器同步器計(jì)算設(shè)計(jì) 8 2.5.1 同步器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 8 2.5.2 同步器的強(qiáng)度計(jì)算 9 2.6 本章小結(jié) 9 3 主減速器設(shè)計(jì) 10 3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 10 3.1.1 確定主減速器傳動(dòng)比i0 10 3.1.2 主減速器參數(shù)與計(jì)算載荷的確定 10 3.1.3 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)的確定 11 3.1.4 驅(qū)動(dòng)橋主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 13 3.2 差速器的設(shè)計(jì) 15 3.2.1 差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 15 3.2.2 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 15 3.2.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 16 3.3 半軸設(shè)計(jì) 16 3.3.1 半軸結(jié)構(gòu)形式的選擇 16 3.3.2 半軸強(qiáng)度計(jì)算 17 3.4 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案的選定和橋殼強(qiáng)度計(jì)算 19 3.4.1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的選型 19 3.4.2 橋殼形式的選擇 19 3.4.3 橋殼材料的選擇 19 3.4.4 橋殼強(qiáng)度計(jì)算 20 3.5 本章小結(jié) 22 4 懸架設(shè)計(jì) 23 4.1 設(shè)計(jì)所需的主要參數(shù) 23 4.2 懸架主要參數(shù)的確定 23 4.2.1 懸架的靜撓度fc 23 4.2.2 懸架的動(dòng)撓度fd 24 4.3 彈性元件的設(shè)計(jì)計(jì)算 24 4.3.1 參數(shù)初選 24 4.3.2 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 27 4.3.3 板簧總成在自由狀態(tài)時(shí)的弧高和曲率半徑計(jì)算 28 4.3.4 板簧總成弧高的核算 29 4.3.5 鋼板彈簧的強(qiáng)度計(jì)算 30 4.4 本章小結(jié) 31 5 結(jié)論 32 致謝 33 參考文獻(xiàn) 34 附錄 35 桂林理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)·論文 1 引言 1.1 課題的背景和意義 RC是Radio control的縮寫，字面意思是：無線電控制。這個(gè)詞語通常是指“模型”，兒童類的遙控玩具并不屬于RC的范疇。RC汽車模型最早出現(xiàn)于60年代，當(dāng)時(shí)以二沖程模型內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，生產(chǎn)制造了車架底盤，以氮?dú)?、甲醇為燃料的引擎為無線電遙控車帶來了令人驚訝的速度。而以電能來驅(qū)動(dòng)的無線電遙控模型車產(chǎn)生1974年。無線電遙控模型車由此時(shí)開始有別于兒童遙控玩具車。通過半個(gè)多世紀(jì)的發(fā)展，現(xiàn)在已經(jīng)形成一大批日本、歐美等不同的RC模型車廠商，他們在RC制作技術(shù)上非常成熟，并擁有非常多的忠實(shí)粉絲。而在國內(nèi)，由于RC模型的推廣發(fā)展時(shí)間比國外晚，并沒有技術(shù)的優(yōu)勢，但是國內(nèi)的市場反饋信息情況非常好。 RC模型的玩家需要有一些基本的專業(yè)知識，比如物理，電子等方面的知識。因?yàn)樵谀Ｐ偷恼{(diào)試改裝，涉及到許多汽車方面的知識。所以這需要汽車科學(xué)的普及，而科學(xué)的普及是一項(xiàng)久遠(yuǎn)的國策，科學(xué)普及的內(nèi)容可以涉及的方面很廣，而汽車知識的普及無疑是一個(gè)重要方面，這將有利于我國汽車工業(yè)和汽車知識普及的發(fā)展。對于我國大多數(shù)的汽車擁有者，普遍缺乏對汽車的基本技術(shù)的知識。通過RC模型儲備一定知識后，在模型出現(xiàn)問題時(shí)，玩家會真正去查找資料解決問題，這個(gè)過程是提高全民汽車知識的有效途徑之一。同時(shí)在平時(shí)的學(xué)習(xí)工作中，壓力大時(shí)可以緩解工作學(xué)習(xí)的壓力，模型間的交流也可以促進(jìn)人與人之間互信及知識的交流，增進(jìn)人與人間的團(tuán)隊(duì)合作精神，培養(yǎng)科學(xué)愛好精神。而在與玩家合作制作零件的過程中可以提高人的注意力、耐力、思考力和創(chuàng)造力。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 汽車在世界范圍是一個(gè)較成熟的產(chǎn)業(yè)，汽車底盤的研究更是很成熟，前人在RC汽車模型上的研究中，其和真實(shí)汽車的研究制造方法相同，模型汽車的配置基本和真實(shí)汽車配置一樣，應(yīng)用了內(nèi)燃機(jī)，甚至是液壓傳動(dòng)裝置，零件的互換率也比較高，同時(shí)機(jī)械零件也經(jīng)過受力分析、測試及調(diào)試。RC模型廠家一般是通過與汽車廠商合作授權(quán)后，將真實(shí)汽車按一定的比例縮小后制造出。 1.3 課題研究的主要內(nèi)容 1.3.1 變速器 汽車變速器是將發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速通過自身傳動(dòng)比的改變來達(dá)到不同轉(zhuǎn)速，滿足汽車在不同工況下對牽引力的要求，也滿足不同的車速要求。此外，變速器還起到汽車的倒檔行駛和實(shí)現(xiàn)動(dòng)力中斷功能。 1）變速器主要參數(shù)的確定和結(jié)構(gòu)方案的確定； 2）變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算校核和材料的應(yīng)力分析； 3）變速器同步器受力分析與校核。 1.3.2轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 本課題計(jì)算設(shè)計(jì)的RC車型是四軸全輪驅(qū)動(dòng)的重型卡車類，故雙前橋都是具備轉(zhuǎn)向功能。既能實(shí)現(xiàn)車輪轉(zhuǎn)向又能實(shí)現(xiàn)動(dòng)力驅(qū)動(dòng)車橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋。轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋也有跟普通驅(qū)動(dòng)橋一樣的主減速器、差速器和驅(qū)動(dòng)半軸等。 1）主減速器的設(shè)計(jì)，其結(jié)構(gòu)形式的選擇、主要參數(shù)的確定和強(qiáng)度計(jì)算校核； 2）差速器的設(shè)計(jì)，其結(jié)構(gòu)形式選擇、主要參數(shù)計(jì)算和差速器齒輪強(qiáng)度校核； 3）驅(qū)動(dòng)橋半軸的計(jì)算校核；? 4）驅(qū)動(dòng)橋橋殼結(jié)構(gòu)方案的分析選擇與橋殼在不同工況下的強(qiáng)度分析； 5）驅(qū)動(dòng)橋橋殼、主減速器和差速器圖紙的繪制。 1.3.3 懸掛系統(tǒng) 懸掛是車架與車橋之間一切連接裝置的總稱，汽車懸掛一般是由彈性元件、減震器和導(dǎo)向裝置三分部分組成，它們是汽車能順利通過不同工況路面的重要保證。 1）懸掛結(jié)構(gòu)形式和其布置形式的確定；? 2）根據(jù)已知汽車設(shè)計(jì)的主要參數(shù)確定懸架主要參數(shù)；? 3）確定鋼板彈簧長度、斷面尺寸及片數(shù)和彈簧鋼板剛度驗(yàn)算及強(qiáng)度驗(yàn)算。 本課題的計(jì)算設(shè)計(jì)屬于重載汽車的模型，在工作完成之后模型車的低速性能勝任在不同的工況下順利行駛，能可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，具有合適的減振能力，操縱簡單方便。在制造過程中，成本較低，制造工藝成熟。 1.4 主要設(shè)計(jì)參數(shù) 載質(zhì)量：13kg 整備量：10kg 空車時(shí)：前軸載荷：5kg 后軸載荷：5kg 滿載時(shí)：前軸載荷：6.9kg 后軸載荷：16.1kg 整車尺寸：710mm×210mm×215mm 軸距：雙前橋軸距：136mm；雙后軸軸距：136mm；第二和第三軸軸距：200mm 滿載重心高度：132mm 1.5 本章小結(jié) 本章主要介紹了課題研究的背景、意義，簡要闡述了課題研究的主要內(nèi)容及完成成果，給出主要的設(shè)計(jì)參數(shù)以便下文計(jì)算。 2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 2.1 變速器結(jié)構(gòu)形式方案的確定 現(xiàn)在的機(jī)械變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置主要的方案有兩軸式變速器和三軸式變速器。由相關(guān)資料，對于兩軸式變速器一般用于前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)布置的汽車傳動(dòng)，其具有結(jié)構(gòu)簡單緊湊，整體尺寸較小的特點(diǎn)。兩軸式變速器由于只有輸入軸和輸出軸兩根軸，而且其輸出軸一般與主減速器的主動(dòng)齒輪做成一個(gè)整體，因此傳動(dòng)效率高，噪聲小，結(jié)構(gòu)緊湊。但是輸出軸和主動(dòng)齒輪做成整體在工作時(shí)致使變速齒輪和軸承受壓，齒輪軸承容易損壞，且由于其結(jié)構(gòu)的緊湊使得它的一檔傳動(dòng)比不能設(shè)計(jì)得很大。兩軸式變速器結(jié)構(gòu)如圖2.1。 圖2.1 兩軸式變速器結(jié)構(gòu)簡圖 對于三軸式的變速器，一般應(yīng)用于前置發(fā)動(dòng)機(jī)和后置驅(qū)動(dòng)組合的動(dòng)力布置的汽車上。三軸式的變速器其受載能力較強(qiáng)，一般其輸入軸與輸出軸在同一條直線上，而中間軸是與輸入軸上的齒輪為變速齒輪，同時(shí)輸入軸與輸出軸之間由結(jié)合套將它們連接，便可得到直接檔，直接用輸入軸和輸出軸傳遞動(dòng)力，動(dòng)力不經(jīng)中間軸避免了變速齒輪和軸承受壓，減少了齒輪和軸承的磨損。 圖2.2 兩檔變速器傳動(dòng)方案簡圖 由上述的分析可知，模型車的傳遞布置為四軸全輪驅(qū)動(dòng)，對于變速器布置的空間較大，要求變速器受載能力強(qiáng)，低速性能良好，操作簡便。因此選擇三軸式的變速器作為傳動(dòng)方案，此變速器設(shè)計(jì)為兩檔變速。圖2.2是兩檔變速器傳動(dòng)方案簡圖。 2.2 變速器基本參數(shù)的確定 2.2.1 變速器傳動(dòng)比的確定 現(xiàn)代汽車的類型不同，變速器檔位也不相同，但變速器一般都配置有幾個(gè)前進(jìn)檔，一個(gè)后退檔。本課題模型車的動(dòng)力是由電機(jī)提供，在電機(jī)接入電源前還有電子調(diào)速器控制電機(jī)的轉(zhuǎn)速，由于本課題初衷是要求模型車低速性能良好，有良好的越障能力，而電子調(diào)速只能調(diào)速，不能增扭，只滿足低速性。 在選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)考慮模型車的最大爬坡角度、車輪與路面附著力、車速的最低穩(wěn)定性及車橋的主減速器的傳動(dòng)比等。 汽車在爬坡的最大驅(qū)動(dòng)力用來克服最大爬坡角度帶來的阻力和地面與車輪間的滾動(dòng)阻力。故有： TmaxigΙi0ηTrr≥mgfcosamax+sinamax=mgψmax 則由最大爬坡度的要求得變速器Ⅰ檔的傳動(dòng)比為： igΙ≥mgψmaxrrTmaxi0ηT 式中，Tmax為電機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩； i0為主減速器速比； ηT為傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率； rr為車輪的滾動(dòng)半徑； m為整車總重量； g為重力加速度； amax為最大爬坡角度； ψmax道路最大阻力系數(shù)。 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪和地面的附著條件有： TmaxigΙi0ηTrr≤G2φ 求得變速器Ⅰ檔的傳動(dòng)比為： igΙ≤G2φrrTmaxi0ηT 式中，G2為滿載靜止時(shí)的汽車驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷,G2=16.1×9.8=157.78N； φ為路面的附著系數(shù)，φ=0.5~0.6； rr為車輪的滾動(dòng)半徑，rr=52mm； Tmax為電機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，Tmax=144kg?cm=14.11N?m； ηT為傳動(dòng)效率，ηT=0.99×0.99×0.96×0.96×0.99×0.99×0.90=0.797； i0為主減速器速比，i0=2.923。 所以變速器Ⅰ檔的傳動(dòng)比為：igⅠ=1.248 本課題為兩檔變速，最高檔的的傳動(dòng)比在0.7~0.8，計(jì)算時(shí)取igⅡ=0.75。 變速器Ⅱ檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： q=n-1ig maxig min=igⅠigⅡ=1.78 因?yàn)檫x用的齒輪齒數(shù)為整數(shù)，上式得出的理論公比是和實(shí)際有出入。 2.2.2 中心距 中心距對變速器極為重要，它直接影響變速器的尺寸和質(zhì)量，所選的中心距要確保齒輪的強(qiáng)度。假設(shè)兩軸式變速器中心距為A，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選。 A=KA3T1max 式中，KA為中心距系數(shù)，KA=8.6~9.6； Tmax1為變速器在Ⅰ檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩：Tmax1=TmaxigⅠηg； ηg為變速器的傳動(dòng)效率，ηg=0.90。 代入數(shù)據(jù)求得初始中心距A=24.11mm。 2.2.3 齒輪模數(shù)的確定 對于齒輪的選擇，應(yīng)該滿足所需的強(qiáng)度，同時(shí)也要考慮控制整個(gè)變速器的重量，在制造工藝上各檔應(yīng)選擇統(tǒng)一的齒輪模數(shù)。所選模數(shù)要符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。 由于制造成本的控制，模型車所選的齒輪都為圓柱直齒輪。 變速器齒輪的模數(shù)為： m=0.333T1max=0.83mm 經(jīng)圓整后取m=1mm。 2.2.4齒輪寬度 齒寬b直接影響著齒輪輪齒的承載能力，齒寬大輪齒的承載能力高。但有試驗(yàn)表明，當(dāng)齒寬大到一定值后，由于載荷分配不勻，而使輪齒的承載能力下降。所以在保證強(qiáng)度下，盡可能選取較小的齒輪齒寬，有利于減輕重量和減小軸向尺寸。 在確定齒輪齒寬時(shí)，應(yīng)根據(jù)齒輪法向模數(shù)的大小來選擇，對于圓柱直齒輪有： b=(4.5~8.0)m 則初選的齒寬為：b=6m=6mm 2.3 各檔傳動(dòng)比及齒輪齒數(shù)確定 2.3.1 確定變速器Ⅰ檔齒輪齒數(shù) 為了確定變速器Ⅰ檔齒輪齒數(shù)z1和z2，先求z1和z2的齒數(shù)和zΣ： zΣ=2Am=2×24.111=48.22 在選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)，應(yīng)注意嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不為偶數(shù)，以減少嚙合的齒輪副有公約數(shù)引起齒面的不均勻的磨損。則取zΣ=49。在已知變速器Ⅰ檔的傳動(dòng)比igⅠ后，取z1=22，則可以得出z2=27。 在確定了變速器Ⅰ檔齒輪齒數(shù)和模數(shù)后，就可以看出確定后的中心距和初始中心距有出入，這是由確定的齒輪齒數(shù)和模數(shù)求出確定的中心距為：A=zΣ2=24.5mm。而變速器Ⅰ檔的傳動(dòng)比也可以確定為：igⅠ=z2z1=1.227。則將這兩個(gè)確定數(shù)值作為以后即計(jì)算依據(jù)。 2.3.2 確定變速器Ⅱ檔齒輪齒數(shù) 由確定的中心距A=24.5mm，變速器Ⅱ檔初始傳動(dòng)比igⅡ=0.7，確定變速器Ⅱ檔齒輪齒數(shù)z3和z4。 A=z3+z42=49 取z3=28，則可以求出z4為：z4=21 由于變速器Ⅱ檔齒輪齒數(shù)的確定，導(dǎo)致其傳動(dòng)比有變化，則確定的變速器Ⅱ檔初始傳動(dòng)比為： igⅡ=z4z3=0.75。 在制造本模型車的過程中考慮成本和時(shí)間的問題，故模型車的變速器的齒輪都選用標(biāo)準(zhǔn)圓柱直齒輪。則變速器齒輪的主要參數(shù)如下表2.1。 表2.1 變速器齒輪的主要參數(shù) 主要參數(shù) 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角(°) 分度圓直徑(mm) 齒根圓直徑(mm) 齒頂圓直徑(mm) Ⅰ檔 z1 22 1 20 22 19.5 24 z2 27 1 20 27 24.5 29 Ⅱ檔 z3 28 1 20 28 25.5 30 z4 21 1 20 21 18.5 23 2.4 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算校核 2.4.1 齒輪常見失效的原因 由于變速器齒輪的工作環(huán)境是封閉的，而且是在潤滑良好的條件下工作。因此，閉式齒輪的失效形式有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕和齒面膠合。 2.4.2 變速器齒輪強(qiáng)度及接觸應(yīng)力的計(jì)算 2.4.2.1變速器齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算校核 對于圓柱直齒輪彎曲應(yīng)力σw的計(jì)算公式為： σw=2TjKσKfπzm3yKc 式中，σw為齒輪的彎曲應(yīng)力，當(dāng)Tj=Tmax時(shí)，直齒輪的許用應(yīng)力σw=400~850MPa； Tj為計(jì)算載荷； Kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取Kσ=1.65； Kf為摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒取Kf=1.1，從動(dòng)齒取Kf=0.9； z為齒輪齒數(shù)； y為齒形系數(shù)，見圖2.3； Kc為齒寬系數(shù)，對于直齒輪Kc=4.4~7.0； 檔位為Ⅰ檔時(shí)，輸入軸的計(jì)算載荷為： Tj=Tmax=14.11Nm 檔位為Ⅰ檔時(shí)，中間軸的計(jì)算載荷為： 圖2.3 齒形系數(shù) Tj=Tmax?z2z1=14.11*1.227=17.313Nm 因此，由σw=2TjKσKfπzm3YFaKc得： σw1=452MPa；σw2=548MPa 由于直齒輪的許用應(yīng)力σw=400~850MPa，因此，z1和z2的強(qiáng)度符合要求。 檔位為Ⅱ檔時(shí)，輸入軸的計(jì)算載荷為： Tj=Tmax=14.11Nm 檔位為Ⅱ檔時(shí)，中間軸的計(jì)算載荷為： Tj=Tmax?z4z3=14.11*0.75=10.583Nm 求得：σw3=451MPa；σw4=351MPa 因此，z3和z4的強(qiáng)度符合要求。 2.4.2.2變速器齒輪的接觸應(yīng)力 變速器齒輪傳動(dòng)副的接觸應(yīng)力σj的計(jì)算式為： σj=0.418FnEb(1ρz+1ρb) 式中，F(xiàn)n為作用于齒面的法向載荷，F(xiàn)n=Ftcosαncosβ； Ft為作用于齒面的切向力，F(xiàn)t=2Tjd； αn為法向壓力角，對于標(biāo)準(zhǔn)直齒輪αn=20°； β為齒輪螺旋角； d為分度圓直徑； E為材料的彈性模量，對鋼制齒輪取E=2.09×105MPa； b為齒輪齒寬； ρz、ρb為主、從動(dòng)齒輪的曲率半徑，對直齒輪：ρz=rzsinαn；ρb=rbsinαn。rz、rb分別為主動(dòng)和從動(dòng)齒輪的分度圓半徑； [σj]為材料的許用接觸應(yīng)力，查表45鋼取[σj]=475MPa。 由于接觸應(yīng)力存在于兩個(gè)相互嚙合的齒輪副，現(xiàn)在以變速器輸入軸載荷進(jìn)行計(jì)算。則輸入軸的計(jì)算載荷為： Tj=Tmax=14.11Nm 因此，變速器Ⅰ檔和Ⅱ檔齒輪傳動(dòng)副的接觸應(yīng)力分別為： σjⅠ=352MPa；σjⅡ=341MPa 取σjⅠ、σjⅡ和[σj]進(jìn)行比較，則變速器Ⅰ檔和Ⅱ檔齒輪的接觸應(yīng)力符合要求。 2.5 變速器同步器計(jì)算設(shè)計(jì) 2.5.1 同步器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 本課題的換擋驅(qū)動(dòng)力來自模型遙控舵機(jī)，遙控舵機(jī)的特點(diǎn)是它具有整體質(zhì)量小，體積小巧，動(dòng)作可靠，舵機(jī)的扭矩可以根據(jù)所需要進(jìn)行選擇，但是舵機(jī)屬于閉環(huán)反饋控制的工作過程，當(dāng)遙控器控制舵機(jī)的遙控通道自動(dòng)回中，而舵機(jī)檢測到信號也回到舵機(jī)原點(diǎn)。所以在變速器同步器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)不必設(shè)計(jì)鎖環(huán)，因此模型車變速器的同步器的結(jié)構(gòu)比較簡單，其結(jié)構(gòu)如下圖2.4 圖2.4 同步器的結(jié)構(gòu)圖 由圖6.2可以看出，同步器安裝在一段特意銑削出六邊形的輸入軸上，輸入軸帶動(dòng)同步器旋轉(zhuǎn)，在進(jìn)行換擋時(shí)將扭矩傳遞到變速主動(dòng)齒輪上。同步器的工作原理為：當(dāng)遙控器遙控舵機(jī)運(yùn)動(dòng)時(shí)，舵機(jī)帶動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)使得同步器在特制的一段輸入軸上滑動(dòng)，使它一端的兩個(gè)卡齒和變速器輸入軸主動(dòng)齒輪側(cè)面的凹槽配合，實(shí)現(xiàn)換擋；當(dāng)遙控器自動(dòng)回中時(shí)，舵機(jī)帶動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)使同步器回歸原點(diǎn)，此時(shí)，同步器和主動(dòng)齒輪分離，實(shí)現(xiàn)切斷傳遞扭矩功能。 2.5.2 同步器的強(qiáng)度計(jì)算 由同步器的工作原理可以得出：同步器在工作時(shí)，它的工作面只是一端卡齒的兩個(gè)側(cè)面。因此，同步器在傳遞扭矩時(shí)只有主動(dòng)齒輪對它的剪切力。因此，同步器工作時(shí)受到剪切應(yīng)力。 當(dāng)同步器在切換到Ⅰ時(shí)，此時(shí)傳遞的力矩最大。因此按電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Tmax計(jì)算。 由剪切應(yīng)力公式有： τ=FsA 式中，F(xiàn)s為作用在卡齒的作用力，F(xiàn)s=TmaxS； S為輸入軸中心到卡齒的距離，S=8mm； A為卡齒的端面面積，A=L?b=5×4=20mm2。 所以同步器卡齒受到的剪切力為： τ=FsA=44MPa 查資料計(jì)算得τ=55MPa, τ>τ，所以同步器卡齒滿足剪切要求。 2.6 本章小結(jié) 本章主要介紹了兩軸式變速器和三軸變速器的區(qū)別，闡述變速器主要參數(shù)的確定和結(jié)構(gòu)方案的確定，對變速器齒輪的強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算校核和材料應(yīng)力的分析及同步器受力分析與校核。 3 主減速器設(shè)計(jì) 3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器齒輪主要有直齒圓錐齒輪、斜齒圓錐齒輪和螺旋圓錐齒輪等， 1）直齒錐齒輪副在傳動(dòng)中嚙合時(shí)的齒數(shù)比較少，容易形成對輪齒的沖擊，傳動(dòng)不太平穩(wěn)。一般應(yīng)用于輕載、低速場合，但制造要求精度低，容易安裝。 2）斜齒圓錐齒輪副在傳動(dòng)時(shí)重合度明顯大于直齒錐齒輪副，輪齒嚙合線是漸變的，負(fù)荷逐漸增加，再逐漸卸掉。故傳動(dòng)時(shí)對輪齒的沖擊較小，適宜于高速、重載傳動(dòng)，但要求制造精度較高，安裝時(shí)兩節(jié)錐錐頂必須重合才能保證精確傳動(dòng)。 3）本課題要求模型車越障能力良好，低速、重載，但不同于真實(shí)車輛的重載情況，主減速器齒輪適合精度低，容易安裝要求，故選擇直齒圓錐齒輪。 3.1.1 確定主減速器傳動(dòng)比i0 在選定電機(jī)的最大功率和轉(zhuǎn)速時(shí)，選擇汽車最高車速Vmax，則根據(jù)經(jīng)典公式得： i0=0.377×(rr×np)Vmax×igh 式中，rr為車輪滾動(dòng)半徑，rr=0.052m； np為最大功率轉(zhuǎn)速，np=350rpm/min； Vmax為電機(jī)驅(qū)動(dòng)要求汽車達(dá)到的最高車速，Vmax=3.4km/h； igh為汽車變速器的最高擋傳動(dòng)比，igh=2128=0.75。 代入數(shù)據(jù)得：i0≈2.923 3.1.2 主減速器參數(shù)與計(jì)算載荷的確定 用格里森切齒制錐齒輪計(jì)算載荷，將電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩與變速器最低擋傳動(dòng)比傳動(dòng)時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪胎在路面打滑時(shí)，這兩種情況下作用在主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩Tce中的較小者，作為載重汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力載荷。 3.1.2.1按最大轉(zhuǎn)矩與最低擋傳動(dòng)比從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce: 對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的公式為： Tce=Tmax×ip×Kv×ηTn 式中，Tce為計(jì)算轉(zhuǎn)矩； Tmax為電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Tmax=144kg?cm=14.11N?m； ip為電機(jī)至主減速器從動(dòng)齒輪間傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比；為：ip=i0igΙ=3.587； Kv為動(dòng)載系數(shù)，取Kv=1.2； ηT為主從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率，ηT=0.9； n為驅(qū)動(dòng)橋個(gè)數(shù)，n=4。 則 Tce=Tmax×ip×Kv×ηTn=14.11×3.586×1.2×0.94=13.661N?m 3.1.2.2 按車輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs： 對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的公式為： Tcs=G2φrrimηm 式中，Tcs為計(jì)算轉(zhuǎn)矩； G2為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋上的凈載荷，G2=16.1×=157.78N； φ為輪胎與路面的附著系數(shù)，φ=1； rr為車輪滾動(dòng)半徑，rr=0.052mm； im為從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比，無輪邊減速， im=1； ηm為從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率，無輪邊減速，ηm=0.9； 則 Tcs=G2φrrimηm=157.78×1×0.0520.9×1=9.116N?m 因此，Tcmin?[ Tce, Tcs]=9.116N?m，作為模型車在強(qiáng)度計(jì)算中驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。 主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩為： T=Tci0ηT=9.1162.923×0.9=3.465N?m 3.1.3 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)的確定 1) 主動(dòng)和從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Z1、Z2。 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： （1）為了磨合均勻，Z1、Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)； （2）為了得到好的齒面重合度，Z1、Z2之和應(yīng)不小于40； （3）為了嚙合平穩(wěn)、提高輪齒疲勞強(qiáng)度，對于貨車，Z1一般不小于6； （4）當(dāng)主傳動(dòng)比i0較大時(shí)，盡量使Z1取得少些，以便得到理想的離地間隙。 故在車橋輪廓尺寸有限時(shí)，為了得到理想的離地間隙，綜上并查閱資料，主減速器的傳動(dòng)比為2.923，初定主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)為Z1=13，Z2=38。 單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、對汽車車橋空間占用小、安裝方便、制造成本低等優(yōu)點(diǎn)，因而廣泛應(yīng)用于主傳動(dòng)比i0<7的汽車上。由條件可知，i0=2.923<7，故主減速器采用單級主減速器形式。 2) 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑d2和端面模數(shù)m。 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑d2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式： d2=Kd23Tc 式中，Kd2為直徑系列，一般取13~15.3； Tc為Tce和Tcs中的較小者。 則 d2=Kd23Tc=(13~15.3)×39.116=32mm 對于模型車，應(yīng)按主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩T預(yù)選主動(dòng)齒輪的大端端面模數(shù)： m=0.598~0.6923T=0.69233.465=1mm 則，主、從動(dòng)錐齒輪參數(shù)得以確定： 從動(dòng)錐齒輪分度圓直徑：d2=mz2=1×38=38mm 主動(dòng)錐齒輪分度圓直徑：d1=mz1=1×13=13mm 按標(biāo)準(zhǔn)直齒錐齒輪傳動(dòng)各部尺寸計(jì)算公式得各幾何參數(shù)，如下表3.1： 表3.1 主、從動(dòng)錐齒輪的幾何參數(shù) 名稱 代號 計(jì)算公式及結(jié)果 主動(dòng)齒 從動(dòng)齒 分錐角 δ δ1=tan-1z1÷z2=18°53' δ2=90°-δ1=71°7' 齒頂高 ha ha=ha*m=m=1mm 齒根高 hf hf=ha*+c*m=1.25m=1.25mm 分度圓直徑 d d1=z1m=13mm d2=z2m=38mm 齒頂圓直徑 da da1=d1+2hacosδ1=14.89mm da2=d2+2hacosδ2=38.65mm 齒根圓直徑 df df1=d1-2hfcosδ1=10.64mm df2=d2-2hfcosδ2=37.19mm 錐距 R R=(mz12+z22)÷2=20.08mm 頂隙 c c=c*m=0.25 分度圓齒厚 s s=πm÷2=1.57mm 當(dāng)量齒數(shù) zv zv1=z1÷cosδ1=13.74 zv2=z2÷cosδ2=117.41 壓力角 α α=20° 齒寬 B B≤R÷3=7mm(取整) 注：1.當(dāng)m≤1mm時(shí)，c*=0.25，hf=1.25m；2.各角度計(jì)算應(yīng)準(zhǔn)確到**°**’ 3.1.4 驅(qū)動(dòng)橋主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 模型車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪，其主要失效形式是齒面疲勞。表現(xiàn)是齒根疲勞使輪齒折斷和齒面點(diǎn)蝕。根據(jù)確定的齒形計(jì)算錐齒輪的幾何尺寸，根據(jù)所確定的計(jì)算載荷進(jìn)行錐齒輪的強(qiáng)度驗(yàn)算，確保其有足夠強(qiáng)度和壽命。 3.1.4.1 單位齒長上的圓周力 主減速器齒輪的表面耐磨能力，常用假定施加在輪齒上的單位壓力來估算，即單位齒長圓周力。 按電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：P=2Tmaxi1×103nd1F 式中，Tmax為電機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，Tmax=14.4N?m； i1為最低檔傳動(dòng)比，i1=0.962； d1為主動(dòng)錐齒輪分度圓直徑，d1=13mm； F為從動(dòng)齒輪的齒寬，F(xiàn)=7mm； n為驅(qū)動(dòng)橋個(gè)數(shù)，n=4。 則 P=2Tmaxi1×103nd1F=2×14.4×0.962×1034×13×7=76.11N/mm 按最大附著轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： P=2G2φr1×103nd2F 式中；G2為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋上的凈載荷，G2=16.1×9.8=157.78N； φ為輪胎與路面的附著系數(shù)，取φ=1； rr為車輪滾動(dòng)半徑，rr=0.052mm； d2為從動(dòng)齒輪分度圓直徑，d2=38mm。 則 P=2G2φr1×103nd2F=2×160×1×0.052×1034×38×7=15.64N/mm 對于載貨汽車，許用單位齒長上的圓周力[P]≤1429N/mm，則以上兩種計(jì)算方法都滿足條件。 3.1.4.2 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 主減速器直齒圓錐齒輪齒根的彎曲應(yīng)力為： σF=2TcKmK0Kz103mKvdbJw 式中，Tc為齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩,從動(dòng)齒輪Tc=9.244N?m，主動(dòng)齒輪T=3.514N?m； Km為齒面載荷分配系數(shù)，且懸置式時(shí)Km=1.10~1.25； K0為過載系數(shù)，取K0=1； Kz為尺寸系數(shù)，當(dāng)m<1.6時(shí)，Kz=0.5； m為端面模數(shù)； Kv為質(zhì)量系數(shù)，取Kv=1； d為齒輪分度圓直徑，d1=13mm，d2=38mm； b為計(jì)算的齒輪齒面寬，b=7mm； Jw為計(jì)算彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)， Jw=0.27。 則，對從動(dòng)齒輪有： σF=2TcKmK0Kz103mKvdbJw=2×9.244×1.1×1×0.5×1031×1×38×7×0.27=141.58MPa 對主動(dòng)齒輪有： σF=2TcKmK0Kz103mKvdbJw=2×3.514×1.1×1×0.5×1031×1×13×7×0.27=157.32MPa 則最大彎曲應(yīng)力σF≤σF=700MPa，齒輪滿足要求。 3.1.4.3 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 主減速器直齒圓錐齒輪齒根的齒面接觸應(yīng)力為： σH=CPd12TKmK0KfKz×103KvbJ 式中，CP為綜合彈性系數(shù)，CP=143.7MPa12 T為主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，T=3.514N?m d1為主動(dòng)齒輪分度圓直徑，d1=13mm Kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，Kf=1 J為齒面接觸強(qiáng)度綜合系數(shù)，J=0.168 則 σH=CP4d12TKmK0KfKz×103KvbJ=158.43MPa 則最大接觸應(yīng)力σH≤σH=2800MPa，齒輪滿足要求。 3.1.4.4 計(jì)算強(qiáng)度后的尺寸調(diào)整 由于強(qiáng)度計(jì)算所得應(yīng)力都不超過許用應(yīng)力，故不需進(jìn)行尺寸調(diào)整。 3.2 差速器的設(shè)計(jì) 3.2.1 差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 考慮到時(shí)間及成本因素，汽車上廣泛應(yīng)用的對稱式圓錐行星齒輪差速器，適用于模型車的差速器。 3.2.2 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 行星齒輪個(gè)數(shù)的選擇 該模型車采用4個(gè)圓錐行星齒輪。 1） 行星齒輪球面半徑RB的確定 行星齒輪球面半徑RB的確計(jì)算公式為： RB=KB3Tc 式中，KB為行星齒輪球面半徑系數(shù)，KB=2.99； Tc為計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=9.244N?m。 則 RB=KB3Tc=2.99×39.244=6.28mm 則預(yù)選其的節(jié)錐距為： R0=0.98~0.99RB=0.99×6.28=6.21mm 2） 行星錐齒輪與半軸錐齒輪齒數(shù)的選擇 為了使行星錐齒輪和半軸齒輪滿足強(qiáng)度要求，行星齒輪所取的模數(shù)值要足夠大，且齒數(shù)不少于10齒。半軸錐齒輪的齒數(shù)一般取值為14-25，但由于車橋橋包尺寸空間的限制，半軸齒輪齒數(shù)取14齒。行星齒輪與半軸齒輪的齒輪副是一一嚙合的，因此差速器左右半軸齒輪的齒數(shù)z2L、z2R之和，能被行星齒輪數(shù)目整除，即z2L+z2RN=K，否則影響行星和半軸齒輪安裝到位。 式中，z2L、z2R為半軸齒輪的齒數(shù)，z2L=z2R=14； N為行星齒輪數(shù)目, N=4； K為任意正數(shù)。 因此行星齒輪齒數(shù)z1=10，半軸齒輪齒數(shù)z2=14，滿足要求。 3） 差速器半軸齒輪節(jié)圓直徑及齒輪模數(shù)初步確定 行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角為： δ1‘=tan-1z1z2=tan-11014=35°32'；δ2‘=90°-δ1‘=54°28’ 圓錐齒輪模數(shù)為： m=2R0z1sinδ1‘=2R0z2sinδ2‘=2×6.2110×sin35°32'=0.722mm 由于齒輪要求盡可能足夠的強(qiáng)度，則取m=1mm 則 D1=mz1=10mm；，D2=mz2=14mm 3.2.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 由于差速器在工作中經(jīng)常起等臂力桿作用，只有在差速運(yùn)動(dòng)時(shí)半軸齒輪才相對滾動(dòng)，故只對齒輪的彎曲強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，疲勞壽命則不作考慮。 齒輪彎曲應(yīng)力為： σF=2TKmKz103mKvD2B2Jn 式中，T為行星齒輪傳給半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩, T=0.6TCN=0.6×9.2444=1.39N?m； B2為半軸齒輪齒寬，B2=0.25~0.30R0=3mm； Jn為差速器齒輪彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，Jn=0.225； Kv為質(zhì)量系數(shù)，取Kv=1； Km為齒面載荷分配系數(shù)，且懸置式時(shí)Km=1.10~1.25； Kz為尺寸系數(shù)，當(dāng)m<1.6時(shí)，Kz=0.5。 則 σF=2TKmKz103mKvD2B2Jn=2×1.39×1.1×0.5×10314×3×0.225=165.48MPa<980MPa 故差速器錐齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。 3.3 半軸設(shè)計(jì) 3.3.1 半軸結(jié)構(gòu)形式的選擇 目前，全浮式半軸廣泛運(yùn)用汽車上，它在車橋橋殼端部外側(cè)左右各有兩個(gè)軸承，通過輪轂支撐車輪，半軸不承受任何力和彎矩，只傳遞扭矩。所以模型車半軸采用全浮式半軸。 3.3.1.1 半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩T為： T=ξTmaxi0i1ifηT 式中，if為分動(dòng)器傳動(dòng)比，由于沒有分動(dòng)器，則if=1； ξ為差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，ξ=0.6。 則 T=ξTmaxi0i1ifηT=0.6×14.4×2.923×0.962×1×0.9=21.87N?m 3.3.1.2 半軸直徑的初選 全浮式半軸直徑的初選按以下公式： d=(2.05~2.18)3T 式中，d為半軸直徑； T為半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩。 則 d=2.05~2.183T=5.73mm 取d=6mm。 3.3.2 半軸強(qiáng)度計(jì)算 3.3.2.1 半軸的縱向力Fx最大和側(cè)向力Fy為0 當(dāng)半軸的縱向力Fx最大和側(cè)向力Fy為0時(shí)： 垂向力： Fz=G12m‘=54.15N 最大縱向力： Fx=φFz=43.32N 式中，m’為制動(dòng)時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，m’=0.85； φ為車輪與地面的附著系數(shù)，φ=0.8。 半軸彎曲應(yīng)力σ和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τ分別為： σ=32aFx2+Fz2πd3 τ=16Fxrrπd3 式中；a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，a=0.003m； rr為車輪滾動(dòng)半徑，rr=0.052m。 則 σ=9.81MPa；τ=53.11MPa 合成應(yīng)力為 σz=σ2+4τ2=106.67 MPa 3.3.2.2 半軸側(cè)向力Fy最大，縱向力Fx為0 當(dāng)側(cè)向力Fy最大，縱向力Fx為0時(shí)，車體側(cè)滑，左右兩輪的垂直反力Z1、Z2分別為： ZL=G121+2hgφ1B=162.62N ZR=G1-ZL=-18.62N 地面給左右車輪的側(cè)向反作用力YL 、YR分別為： YL=ZLφ1=G121+2hgφ1Bφ1=162.62N； YR=ZRφ1=-18.62N 式中，YL、YR為地面給車輪的側(cè)向反作用力； B為輪距；B=170mm； φ1為車輪與地面的側(cè)向附著系數(shù)，φ1=1.0； G1為模型車靜止時(shí)驅(qū)動(dòng)橋施加地面的載荷，G1=13kg； hg為模型車質(zhì)心高度，可粗略取模型車貨廂中心離地的高度作為質(zhì)心高度，hg=132mm。 車輪上的總側(cè)向力Y=G1φ1=144N 則半軸左右輪的彎曲應(yīng)力σL、σR分別為： σL=32（YLrr-ZLa）πd3=32×（144×0.052-144×0.003）π（0.006）3=332.74 MPa σR=32（YRrr-ZRa）πd3=32×（-18.62×0.052+18.62×0.003）π（0.006）3=-43.03MPa 3.3.2.3 模型車通過不平整的路面時(shí)，垂向力Fz最大， Fx、 Fy都為0 當(dāng)車通過不平整的路面時(shí)，垂向力Fz最大， Fx、 Fy都為0，此時(shí)有： 最大垂向力Fz為： Fz=kG12 半軸彎曲應(yīng)力σ為： σ=32Fzaπd3 式中； k為動(dòng)載系數(shù)，k=2.5。 則 σ=32Fzaπd3=32×2.5×13×9.8×0.0032π（0.006）3=22.53MPa 查表得，σ=355MPa,綜上三種情況下的半軸的強(qiáng)度都在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，因此半軸直徑d=6mm滿足要求。 3.4 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案的選定和橋殼強(qiáng)度計(jì)算 3.4.1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的選型 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)形式的總體布置主要有：非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋。由于本課題設(shè)計(jì)的是四軸的驅(qū)動(dòng)車橋，非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的承載能力要比斷開式車驅(qū)動(dòng)橋的承載能力強(qiáng)，考慮到制造時(shí)間和成本，故選擇非斷開式驅(qū)動(dòng)橋著手設(shè)計(jì)制造。 3.4.2 橋殼形式的選擇 橋殼根據(jù)形式和安裝方式劃分為組合型、整體型、琵琶型，如圖3.1： a）組合型；b）整體型；c）琵琶型 圖3.1 橋殼形式 a） b） c） 1）組合型結(jié)構(gòu)將橋殼分為三個(gè)部分，將差速器和減速裝置安裝于橋包中并用螺栓把三個(gè)部分連接起來。其主要缺點(diǎn)是檢修和減速裝置的調(diào)整比較困難。 2）整體型結(jié)構(gòu)是講中間部分用可鍛鑄鐵或者球墨鑄鐵鑄成，兩側(cè)由鋼管壓入并焊接使其連接成整體，其主要優(yōu)點(diǎn)是可以從后蓋進(jìn)行內(nèi)部裝置的檢修。 3）琵琶型結(jié)構(gòu)是直接將整個(gè)橋殼鑄造出來，橋包安裝差速器和減速裝置，其主要優(yōu)點(diǎn)是方便檢修和調(diào)整，適合批量生產(chǎn)。 本課題設(shè)計(jì)時(shí)考慮現(xiàn)有時(shí)間限制、制造成本和設(shè)備等因素，選擇a）組合型結(jié)構(gòu)的橋殼形式。 3.4.3 橋殼材料的選擇 該驅(qū)動(dòng)橋殼選用國標(biāo)6061（LD30) GB/T 3190-2008的合金鋁型材。 轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋總成如圖3.2： 圖3.2 轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋總成 按各種不同載荷工況校核橋殼的強(qiáng)度，所需參數(shù)如下： 額定載荷：G1=13kg； 輪距：B=170mm 平衡梁中心距：s=62mm 輪胎負(fù)荷下的靜半徑：50.7mm 在危險(xiǎn)斷面處斷面尺寸及各系數(shù)如表3.2： 表3.2 危險(xiǎn)斷面處斷面尺寸及各系數(shù) 斷面形狀 垂直及水平彎曲截面系數(shù)Wv、Wh 扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)Wt πD3321-d4D4=5621.36mm3 πD3161-d4D4=11242.71mm3 3.4.4 橋殼強(qiáng)度計(jì)算 3.4.4.1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計(jì)算 驅(qū)動(dòng)橋橋殼滿載靜止于水平面時(shí)，在模型車大梁支架處承受車的簧上質(zhì)量，而在車輪的中心線，地面給以反力G12，則橋殼承受此反力與車輪重力gw之差，即G12-gw，在橋殼按靜載荷計(jì)算時(shí)，兩大梁支架之間的彎矩為 M=（G12-gw)B-s2 式中，G1為模型車靜止時(shí)驅(qū)動(dòng)橋施加地面的載荷； gw為車輪的重力，gw=0.4×9.8=3.92N； B 為驅(qū)動(dòng)橋的輪距； S為大梁支架中心距離。 則 M=G12-gwB-s2=3228.12N?mm 圖3.3 靜彎曲應(yīng)力計(jì)算簡圖 橋殼靜彎曲應(yīng)力σwj為： σwj=MWv=3228.125621.36=0.574MPa 查表得合金鋁型材6061的許用彎曲強(qiáng)度σ=228MPa，則σwj?σ，因此彎曲應(yīng)力滿足要求。由彎矩圖可以看出，危險(xiǎn)斷面在大梁支架處。 3.4.4.2 橋殼在不平路面時(shí)的強(qiáng)度計(jì)算 當(dāng)車在行駛過程中遇到不平整路面時(shí)，橋殼除受靜止時(shí)的載荷外，還需受路面不平帶來的附加沖擊載荷。此時(shí)橋殼的彎曲應(yīng)力為 σwd=kdσwj 式中，kd為動(dòng)載荷系數(shù)，kd=2.5。 則 σwd=kdσwj=2.5×0.574=1.435MPa?228MPa 因此，在車在行駛過程中遇到不平整路面時(shí)的沖擊載荷作用下，橋殼的強(qiáng)度滿足要求。 3.4.4.3 橋殼在緊急制動(dòng)時(shí)的強(qiáng)度計(jì)算 緊急制動(dòng)時(shí)橋殼在大梁支座間的垂向彎矩Mv、和水平方向的彎矩Mh分別為： Mv=G12m‘-gwB-s2 Mh=G12m‘B-s2φ 式中，m’為制動(dòng)時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，m’=0.85； φ為車輪與地面的附著系數(shù)，φ=0.8。 則 Mv=G12m‘-gwB-s2=2712.15N?mm； Mh=G12m‘B-s2φ=2339.06N?mm 橋殼承受制動(dòng)力時(shí)所引起的轉(zhuǎn)矩T： T=G12m‘rrφ=2252.43 N?mm 則轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋在大梁支座危險(xiǎn)斷面處的彎曲應(yīng)力σw和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τ分別為： σw=MvWv+MhWh=0.90MPa τ=TWt=0.20MPa 查表得[σ]=228MPa；[τ]=62.1MPa 由于σw=0.90 MPa<228MPa；τ=0.20MPa<62.1MPa，則在緊急制動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的橋殼強(qiáng)度滿足要求。 3.4.4.4 橋殼在受最大側(cè)向力時(shí)的強(qiáng)度計(jì)算 模型車滿載急轉(zhuǎn)彎時(shí)，會產(chǎn)生較大的離心力，因此模型車會承受側(cè)向力。當(dāng)所承受的側(cè)向力達(dá)到地面輪胎的側(cè)向附著力時(shí)，車達(dá)到側(cè)滑的臨界條件，若沒有縱向力的作用，車會發(fā)生側(cè)滑。因此，轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋側(cè)滑條件為： P1≥YL+YR=G1φ1 式中，P1為驅(qū)動(dòng)橋承受的側(cè)向力； YL YR為地面給車輪的側(cè)向反作用力； G1為模型車靜止時(shí)驅(qū)動(dòng)橋施加地面的載荷； φ1為車輪與地面的側(cè)向附著系數(shù)，φ1=1.0。 左右車輪的支承反力Z1、Z2為： ZL=G121+2hgφ1B；ZR=G121-2hgφ1B 式中；hg為模型車質(zhì)心高度，可粗略取模型車貨廂離地的高度作為質(zhì)心高度，hg=132mm。 則 YL=ZL?φ1=G121+2hgφ1Bφ1=162.62N YR=ZR?φ1=G121-2hgφ1Bφ1=35.22N 因此，當(dāng)側(cè)向力最大時(shí)，橋殼在危險(xiǎn)斷面處垂直彎曲應(yīng)力σL、σR分別為： σL=YL(B+φ1rr)Wv=162.62×(170+52)5621.36=6.42MPa?228MPa σR=YR(B-φ1rr)Wv=35.22×(170-52)5621.36=0.74MPa?228MPa 綜上得，驅(qū)動(dòng)橋橋殼滿足承受最大側(cè)向力強(qiáng)度的要求。 3.5 本章小結(jié) 本章主要介紹了主減速器的設(shè)計(jì)，其結(jié)構(gòu)形式的選擇、主要參數(shù)的確定和強(qiáng)度計(jì)算校核，差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇、主要參數(shù)計(jì)算和差速器齒輪強(qiáng)度校核，驅(qū)動(dòng)橋半軸的計(jì)算校核，驅(qū)動(dòng)橋橋殼結(jié)構(gòu)方案的分析選擇與橋殼在不同工況下的強(qiáng)度分析。 4 懸架設(shè)計(jì) 4.1 設(shè)計(jì)所需的主要參數(shù) 載質(zhì)量：13kg 整備量：10kg 空車時(shí)：前軸載荷：5kg 后軸載荷：5kg 滿載時(shí)：前軸載荷：6.9kg 后軸載荷：16.1kg 整車尺寸：710mm×210mm×215mm 滿載重心高度：132mm 4.2 懸架主要參數(shù)的確定 4.2.1 懸架的靜撓度fc 懸架的靜撓度是指汽車靜止于水平路面且滿載時(shí)作用在懸架上的載荷Fw與懸架鋼板彈簧剛度c的比值。即 fc=Fwc 汽車振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率是與懸架和其簧上質(zhì)量息息相關(guān)的，固有頻率是影響汽車行性能的重要原因之一。而汽車前后懸架的質(zhì)量分配系數(shù)