RC汽車模型底盤的簡要設計與制造,rc,汽車模型,底盤,簡要,扼要,設計,制造 桂林理工大學本科畢業(yè)設計·論文 學 號：3110644214 題目類型：論文 (設計、論文、報告) 桂林理工大學 GUILIN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：RC汽車模型底盤的簡要設計與制造 學 院：機械與控制工程學院 專業(yè)(方向)：機械設計制造及其自動化（機械裝備） 班 級：機械11-2班 學 生：黃紹樣 指導教師：孫金榮 2015年 05月 15日 III 桂林理工大學本科畢業(yè)設計·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。本文設計計算的屬于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；對青少年在團隊精神、分享合作等方面有良好的促進，同時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系和行駛系作簡要的計算，通過已有的成熟的汽車計算方法。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、計算校核，并對車橋橋殼進行設計、強度的計算和材料的應力計算。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算校核使其滿足載荷的要求。 本文計算設計的RC汽車模型是對原有真實汽車的比例進行縮小。對其的結構作了簡化，在簡化過程力求結構強度符合要求。在一些結構上采用了簡潔的設計方案，帶來計算求解的方便，減少對材料的浪費，降低制造成本。 關鍵詞：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 桂林理工大學本科畢業(yè)設計·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轉向驅(qū)動橋 2 1.3.3 懸掛系統(tǒng) 2 1.4 主要設計參數(shù) 2 1.5 本章小結 2 2 變速器傳動機構 3 2.1 變速器結構形式方案的確定 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 齒輪的強度計算校核 6 2.4.1 齒輪常見失效的原因 6 2.4.2 變速器齒輪強度及接觸應力的計算 6 2.5 變速器同步器計算設計 8 2.5.1 同步器的結構設計 8 2.5.2 同步器的強度計算 9 2.6 本章小結 9 3 主減速器設計 10 3.1 主減速器的結構形式 10 3.1.1 確定主減速器傳動比i0 10 3.1.2 主減速器參數(shù)與計算載荷的確定 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)動橋主減速器錐齒輪的強度計算 13 3.2 差速器的設計 15 3.2.1 差速器結構形式的選擇 15 3.2.2 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 15 3.2.3 差速器齒輪的強度計算 16 3.3 半軸設計 16 3.3.1 半軸結構形式的選擇 16 3.3.2 半軸強度計算 17 3.4 驅(qū)動橋結構方案的選定和橋殼強度計算 19 3.4.1 轉向驅(qū)動橋的選型 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 橋殼強度計算 20 3.5 本章小結 22 4 懸架設計 23 4.1 設計所需的主要參數(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 懸架的動撓度fd 24 4.3 彈性元件的設計計算 24 4.3.1 參數(shù)初選 24 4.3.2 鋼板彈簧剛度的驗算 27 4.3.3 板簧總成在自由狀態(tài)時的弧高和曲率半徑計算 28 4.3.4 板簧總成弧高的核算 29 4.3.5 鋼板彈簧的強度計算 30 4.4 本章小結 31 5 結論 32 致謝 33 參考文獻 34 附錄 35 桂林理工大學本科畢業(yè)設計·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，當時以二沖程模型內(nèi)燃機作為動力源，生產(chǎn)制造了車架底盤，以氮氣、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開始有別于兒童遙控玩具車。通過半個多世紀的發(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制作技術上非常成熟，并擁有非常多的忠實粉絲。而在國內(nèi)，由于RC模型的推廣發(fā)展時間比國外晚，并沒有技術的優(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。因為在模型的調(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的普及，而科學的普及是一項久遠的國策，科學普及的內(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的知識。通過RC模型儲備一定知識后，在模型出現(xiàn)問題時，玩家會真正去查找資料解決問題，這個過程是提高全民汽車知識的有效途徑之一。同時在平時的學習工作中，壓力大時可以緩解工作學習的壓力，模型間的交流也可以促進人與人之間互信及知識的交流，增進人與人間的團隊合作精神，培養(yǎng)科學愛好精神。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，其和真實汽車的研究制造方法相同，模型汽車的配置基本和真實汽車配置一樣，應用了內(nèi)燃機，甚至是液壓傳動裝置，零件的互換率也比較高，同時機械零件也經(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后，將真實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)動機的轉速通過自身傳動比的改變來達到不同轉速，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現(xiàn)動力中斷功能。 1）變速器主要參數(shù)的確定和結構方案的確定； 2）變速器齒輪的強度計算校核和材料的應力分析； 3）變速器同步器受力分析與校核。 1.3.2轉向驅(qū)動橋 本課題計算設計的RC車型是四軸全輪驅(qū)動的重型卡車類，故雙前橋都是具備轉向功能。既能實現(xiàn)車輪轉向又能實現(xiàn)動力驅(qū)動車橋，稱為轉向驅(qū)動橋。轉向驅(qū)動橋也有跟普通驅(qū)動橋一樣的主減速器、差速器和驅(qū)動半軸等。 1）主減速器的設計，其結構形式的選擇、主要參數(shù)的確定和強度計算校核； 2）差速器的設計，其結構形式選擇、主要參數(shù)計算和差速器齒輪強度校核； 3）驅(qū)動橋半軸的計算校核；? 4）驅(qū)動橋橋殼結構方案的分析選擇與橋殼在不同工況下的強度分析； 5）驅(qū)動橋橋殼、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）懸掛結構形式和其布置形式的確定；? 2）根據(jù)已知汽車設計的主要參數(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)和彈簧鋼板剛度驗算及強度驗算。 本課題的計算設計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 主要設計參數(shù) 載質(zhì)量：13kg 整備量：10kg 空車時：前軸載荷：5kg 后軸載荷：5kg 滿載時：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 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，給出主要的設計參數(shù)以便下文計算。 2 變速器傳動機構 2.1 變速器結構形式方案的確定 現(xiàn)在的機械變速器傳動機構布置主要的方案有兩軸式變速器和三軸式變速器。由相關資料，對于兩軸式變速器一般用于前置發(fā)動機前輪驅(qū)動布置的汽車傳動，其具有結構簡單緊湊，整體尺寸較小的特點。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齒輪做成一個整體，因此傳動效率高，噪聲小，結構緊湊。但是輸出軸和主動齒輪做成整體在工作時致使變速齒輪和軸承受壓，齒輪軸承容易損壞，且由于其結構的緊湊使得它的一檔傳動比不能設計得很大。兩軸式變速器結構如圖2.1。 圖2.1 兩軸式變速器結構簡圖 對于三軸式的變速器，一般應用于前置發(fā)動機和后置驅(qū)動組合的動力布置的汽車上。三軸式的變速器其受載能力較強，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，同時輸入軸與輸出軸之間由結合套將它們連接，便可得到直接檔，直接用輸入軸和輸出軸傳遞動力，動力不經(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，對于變速器布置的空間較大，要求變速器受載能力強，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方案，此變速器設計為兩檔變速。圖2.2是兩檔變速器傳動方案簡圖。 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前進檔，一個后退檔。本課題模型車的動力是由電機提供，在電機接入電源前還有電子調(diào)速器控制電機的轉速，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。 在選擇最低檔傳動比時，應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比等。 汽車在爬坡的最大驅(qū)動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檔的傳動比為： igΙ≥mgψmaxrrTmaxi0ηT 式中，Tmax為電機的最大轉矩； i0為主減速器速比； ηT為傳動系的傳動效率； rr為車輪的滾動半徑； 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)動車輪和地面的附著條件有： TmaxigΙi0ηTrr≤G2φ 求得變速器Ⅰ檔的傳動比為： igΙ≤G2φrrTmaxi0ηT 式中，G2為滿載靜止時的汽車驅(qū)動橋給地面的載荷,G2=16.1×9.8=157.78N； φ為路面的附著系數(shù)，φ=0.5~0.6； rr為車輪的滾動半徑，rr=52mm； Tmax為電機的最大轉矩，Tmax=144kg?cm=14.11N?m； ηT為傳動效率，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檔的傳動比為：igⅠ=1.248 本課題為兩檔變速，最高檔的的傳動比在0.7~0.8，計算時取igⅡ=0.75。 變速器Ⅱ檔的傳動比理論上按公比為： q=n-1ig maxig min=igⅠigⅡ=1.78 因為選用的齒輪齒數(shù)為整數(shù)，上式得出的理論公比是和實際有出入。 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度。假設兩軸式變速器中心距為A，可根據(jù)經(jīng)驗公式進行初選。 A=KA3T1max 式中，KA為中心距系數(shù)，KA=8.6~9.6； Tmax1為變速器在Ⅰ檔時的輸出轉矩：Tmax1=TmaxigⅠηg； ηg為變速器的傳動效率，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，應該滿足所需的強度，同時也要考慮控制整個變速器的重量，在制造工藝上各檔應選擇統(tǒng)一的齒輪模數(shù)。所選模數(shù)要符合標準規(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。但有試驗表明，當齒寬大到一定值后，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，應根據(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，應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檔的傳動比也可以確定為：igⅠ=z2z1=1.227。則將這兩個確定數(shù)值作為以后即計算依據(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，導致其傳動比有變化，則確定的變速器Ⅱ檔初始傳動比為： igⅡ=z4z3=0.75。 在制造本模型車的過程中考慮成本和時間的問題，故模型車的變速器的齒輪都選用標準圓柱直齒輪。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 齒輪的強度計算校核 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、齒面點蝕和齒面膠合。 2.4.2 變速器齒輪強度及接觸應力的計算 2.4.2.1變速器齒輪彎曲強度計算校核 對于圓柱直齒輪彎曲應力σw的計算公式為： σw=2TjKσKfπzm3yKc 式中，σw為齒輪的彎曲應力，當Tj=Tmax時，直齒輪的許用應力σw=400~850MPa； Tj為計算載荷； Kσ為應力集中系數(shù)，直齒輪取Kσ=1.65； Kf為摩擦力影響系數(shù)，主動齒取Kf=1.1，從動齒取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，輸入軸的計算載荷為： Tj=Tmax=14.11Nm 檔位為Ⅰ檔時，中間軸的計算載荷為： 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力σw=400~850MPa，因此，z1和z2的強度符合要求。 檔位為Ⅱ檔時，輸入軸的計算載荷為： Tj=Tmax=14.11Nm 檔位為Ⅱ檔時，中間軸的計算載荷為： Tj=Tmax?z4z3=14.11*0.75=10.583Nm 求得：σw3=451MPa；σw4=351MPa 因此，z3和z4的強度符合要求。 2.4.2.2變速器齒輪的接觸應力 變速器齒輪傳動副的接觸應力σj的計算式為： 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，對于標準直齒輪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、從動齒輪的曲率半徑，對直齒輪：ρz=rzsinαn；ρb=rbsinαn。rz、rb分別為主動和從動齒輪的分度圓半徑； [σj]為材料的許用接觸應力，查表45鋼取[σj]=475MPa。 由于接觸應力存在于兩個相互嚙合的齒輪副，現(xiàn)在以變速器輸入軸載荷進行計算。則輸入軸的計算載荷為： Tj=Tmax=14.11Nm 因此，變速器Ⅰ檔和Ⅱ檔齒輪傳動副的接觸應力分別為： σjⅠ=352MPa；σjⅡ=341MPa 取σjⅠ、σjⅡ和[σj]進行比較，則變速器Ⅰ檔和Ⅱ檔齒輪的接觸應力符合要求。 2.5 變速器同步器計算設計 2.5.1 同步器的結構設計 本課題的換擋驅(qū)動力來自模型遙控舵機，遙控舵機的特點是它具有整體質(zhì)量小，體積小巧，動作可靠，舵機的扭矩可以根據(jù)所需要進行選擇，但是舵機屬于閉環(huán)反饋控制的工作過程，當遙控器控制舵機的遙控通道自動回中，而舵機檢測到信號也回到舵機原點。所以在變速器同步器的結構設計時不必設計鎖環(huán)，因此模型車變速器的同步器的結構比較簡單，其結構如下圖2.4 圖2.4 同步器的結構圖 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，輸入軸帶動同步器旋轉，在進行換擋時將扭矩傳遞到變速主動齒輪上。同步器的工作原理為：當遙控器遙控舵機運動時，舵機帶動操縱機構使得同步器在特制的一段輸入軸上滑動，使它一端的兩個卡齒和變速器輸入軸主動齒輪側面的凹槽配合，實現(xiàn)換擋；當遙控器自動回中時，舵機帶動操縱機構使同步器回歸原點，此時，同步器和主動齒輪分離，實現(xiàn)切斷傳遞扭矩功能。 2.5.2 同步器的強度計算 由同步器的工作原理可以得出：同步器在工作時，它的工作面只是一端卡齒的兩個側面。因此，同步器在傳遞扭矩時只有主動齒輪對它的剪切力。因此，同步器工作時受到剪切應力。 當同步器在切換到Ⅰ時，此時傳遞的力矩最大。因此按電機最大轉矩Tmax計算。 由剪切應力公式有： 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 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)的確定和結構方案的確定，對變速器齒輪的強度進行計算校核和材料應力的分析及同步器受力分析與校核。 3 主減速器設計 3.1 主減速器的結構形式 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中嚙合時的齒數(shù)比較少，容易形成對輪齒的沖擊，傳動不太平穩(wěn)。一般應用于輕載、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時重合度明顯大于直齒錐齒輪副，輪齒嚙合線是漸變的，負荷逐漸增加，再逐漸卸掉。故傳動時對輪齒的沖擊較小，適宜于高速、重載傳動，但要求制造精度較高，安裝時兩節(jié)錐錐頂必須重合才能保證精確傳動。 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 確定主減速器傳動比i0 在選定電機的最大功率和轉速時，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為車輪滾動半徑，rr=0.052m； np為最大功率轉速，np=350rpm/min； Vmax為電機驅(qū)動要求汽車達到的最高車速，Vmax=3.4km/h； igh為汽車變速器的最高擋傳動比，igh=2128=0.75。 代入數(shù)據(jù)得：i0≈2.923 3.1.2 主減速器參數(shù)與計算載荷的確定 用格里森切齒制錐齒輪計算載荷，將電機最大轉矩與變速器最低擋傳動比傳動時，驅(qū)動輪胎在路面打滑時，這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉矩Tce中的較小者，作為載重汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力載荷。 3.1.2.1按最大轉矩與最低擋傳動比從動錐齒輪的計算轉矩Tce: 對于轉向驅(qū)動橋的公式為： Tce=Tmax×ip×Kv×ηTn 式中，Tce為計算轉矩； Tmax為電機最大轉矩，Tmax=144kg?cm=14.11N?m； ip為電機至主減速器從動齒輪間傳動系最低檔傳動比；為：ip=i0igΙ=3.587； Kv為動載系數(shù)，取Kv=1.2； ηT為主從動錐齒輪間的傳動效率，ηT=0.9； n為驅(qū)動橋個數(shù)，n=4。 則 Tce=Tmax×ip×Kv×ηTn=14.11×3.586×1.2×0.94=13.661N?m 3.1.2.2 按車輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcs： 對于轉向驅(qū)動橋的公式為： Tcs=G2φrrimηm 式中，Tcs為計算轉矩； G2為滿載狀態(tài)下轉向驅(qū)動橋上的凈載荷，G2=16.1×=157.78N； φ為輪胎與路面的附著系數(shù)，φ=1； rr為車輪滾動半徑，rr=0.052mm； im為從動齒輪到車輪之間的傳動比，無輪邊減速， im=1； ηm為從動齒輪到車輪之間的傳動效率，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，作為模型車在強度計算中驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。 主動錐齒輪計算轉矩為： 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) 主動和從動錐齒輪齒數(shù)Z1、Z2。 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素： （1）為了磨合均勻，Z1、Z2之間應避免有公約數(shù)； （2）為了得到好的齒面重合度，Z1、Z2之和應不小于40； （3）為了嚙合平穩(wěn)、提高輪齒疲勞強度，對于貨車，Z1一般不小于6； （4）當主傳動比i0較大時，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，為了得到理想的離地間隙，綜上并查閱資料，主減速器的傳動比為2.923，初定主、從動錐齒輪齒數(shù)為Z1=13，Z2=38。 單級主減速器具有結構簡單、對汽車車橋空間占用小、安裝方便、制造成本低等優(yōu)點，因而廣泛應用于主傳動比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) 從動錐齒輪大端分度圓直徑d2和端面模數(shù)m。 從動錐齒輪大端分度圓直徑d2可根據(jù)經(jīng)驗公式： 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，應按主動錐齒輪的計算轉矩T預選主動齒輪的大端端面模數(shù)： m=0.598~0.6923T=0.69233.465=1mm 則，主、從動錐齒輪參數(shù)得以確定： 從動錐齒輪分度圓直徑：d2=mz2=1×38=38mm 主動錐齒輪分度圓直徑：d1=mz1=1×13=13mm 按標準直齒錐齒輪傳動各部尺寸計算公式得各幾何參數(shù)，如下表3.1： 表3.1 主、從動錐齒輪的幾何參數(shù) 名稱 代號 計算公式及結果 主動齒 從動齒 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m≤1mm時，c*=0.25，hf=1.25m；2.各角度計算應準確到**°**’ 3.1.4 驅(qū)動橋主減速器錐齒輪的強度計算 模型車驅(qū)動橋的齒輪，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蝕。根據(jù)確定的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，根據(jù)所確定的計算載荷進行錐齒輪的強度驗算，確保其有足夠強度和壽命。 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。 按電機最大轉矩計算時：P=2Tmaxi1×103nd1F 式中，Tmax為電機的最大轉矩，Tmax=14.4N?m； i1為最低檔傳動比，i1=0.962； d1為主動錐齒輪分度圓直徑，d1=13mm； F為從動齒輪的齒寬，F(xiàn)=7mm； n為驅(qū)動橋個數(shù)，n=4。 則 P=2Tmaxi1×103nd1F=2×14.4×0.962×1034×13×7=76.11N/mm 按最大附著轉矩計算時： P=2G2φr1×103nd2F 式中；G2為滿載狀態(tài)下轉向驅(qū)動橋上的凈載荷，G2=16.1×9.8=157.78N； φ為輪胎與路面的附著系數(shù)，取φ=1； rr為車輪滾動半徑，rr=0.052mm； d2為從動齒輪分度圓直徑，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，則以上兩種計算方法都滿足條件。 3.1.4.2 齒輪彎曲疲勞強度計算 主減速器直齒圓錐齒輪齒根的彎曲應力為： σF=2TcKmK0Kz103mKvdbJw 式中，Tc為齒輪計算轉矩,從動齒輪Tc=9.244N?m，主動齒輪T=3.514N?m； Km為齒面載荷分配系數(shù)，且懸置式時Km=1.10~1.25； K0為過載系數(shù)，取K0=1； Kz為尺寸系數(shù)，當m<1.6時，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為計算的齒輪齒面寬，b=7mm； Jw為計算彎曲應力綜合系數(shù)， Jw=0.27。 則，對從動齒輪有： σF=2TcKmK0Kz103mKvdbJw=2×9.244×1.1×1×0.5×1031×1×38×7×0.27=141.58MPa 對主動齒輪有： σF=2TcKmK0Kz103mKvdbJw=2×3.514×1.1×1×0.5×1031×1×13×7×0.27=157.32MPa 則最大彎曲應力σF≤σF=700MPa，齒輪滿足要求。 3.1.4.3 齒面接觸疲勞強度計算 主減速器直齒圓錐齒輪齒根的齒面接觸應力為： σH=CPd12TKmK0KfKz×103KvbJ 式中，CP為綜合彈性系數(shù)，CP=143.7MPa12 T為主動齒輪的計算轉矩，T=3.514N?m d1為主動齒輪分度圓直徑，d1=13mm Kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，Kf=1 J為齒面接觸強度綜合系數(shù)，J=0.168 則 σH=CP4d12TKmK0KfKz×103KvbJ=158.43MPa 則最大接觸應力σH≤σH=2800MPa，齒輪滿足要求。 3.1.4.4 計算強度后的尺寸調(diào)整 由于強度計算所得應力都不超過許用應力，故不需進行尺寸調(diào)整。 3.2 差速器的設計 3.2.1 差速器結構形式的選擇 考慮到時間及成本因素，汽車上廣泛應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 行星齒輪個數(shù)的選擇 該模型車采用4個圓錐行星齒輪。 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為計算轉矩，Tc=9.244N?m。 則 RB=KB3Tc=2.99×39.244=6.28mm 則預選其的節(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度，則取m=1mm 則 D1=mz1=10mm；，D2=mz2=14mm 3.2.3 差速器齒輪的強度計算 由于差速器在工作中經(jīng)常起等臂力桿作用，只有在差速運動時半軸齒輪才相對滾動，故只對齒輪的彎曲強度進行計算，疲勞壽命則不作考慮。 齒輪彎曲應力為： σF=2TKmKz103mKvD2B2Jn 式中，T為行星齒輪傳給半軸齒輪的轉矩, 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Km=1.10~1.25； Kz為尺寸系數(shù)，當m<1.6時，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度要求。 3.3 半軸設計 3.3.1 半軸結構形式的選擇 目前，全浮式半軸廣泛運用汽車上，它在車橋橋殼端部外側左右各有兩個軸承，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 半軸的設計計算 半軸的計算轉矩T為： T=ξTmaxi0i1ifηT 式中，if為分動器傳動比，由于沒有分動器，則if=1； ξ為差速器的轉矩分配系數(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為半軸計算轉矩。 則 d=2.05~2.183T=5.73mm 取d=6mm。 3.3.2 半軸強度計算 3.3.2.1 半軸的縱向力Fx最大和側向力Fy為0 當半軸的縱向力Fx最大和側向力Fy為0時： 垂向力： Fz=G12m‘=54.15N 最大縱向力： Fx=φFz=43.32N 式中，m’為制動時的質(zhì)量轉移系數(shù)，m’=0.85； φ為車輪與地面的附著系數(shù)，φ=0.8。 半軸彎曲應力σ和扭轉應力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為車輪滾動半徑，rr=0.052m。 則 σ=9.81MPa；τ=53.11MPa 合成應力為 σz=σ2+4τ2=106.67 MPa 3.3.2.2 半軸側向力Fy最大，縱向力Fx為0 當側向力Fy最大，縱向力Fx為0時，車體側滑，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為地面給車輪的側向反作用力； B為輪距；B=170mm； φ1為車輪與地面的側向附著系數(shù)，φ1=1.0； G1為模型車靜止時驅(qū)動橋施加地面的載荷，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。 車輪上的總側向力Y=G1φ1=144N 則半軸左右輪的彎曲應力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，垂向力Fz最大， Fx、 Fy都為0 當車通過不平整的路面時，垂向力Fz最大， Fx、 Fy都為0，此時有： 最大垂向力Fz為： Fz=kG12 半軸彎曲應力σ為： σ=32Fzaπd3 式中； k為動載系數(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度都在許用應力范圍內(nèi)，因此半軸直徑d=6mm滿足要求。 3.4 驅(qū)動橋結構方案的選定和橋殼強度計算 3.4.1 轉向驅(qū)動橋的選型 驅(qū)動橋結構形式的總體布置主要有：非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋。由于本課題設計的是四軸的驅(qū)動車橋，非斷開式驅(qū)動橋的承載能力要比斷開式車驅(qū)動橋的承載能力強，考慮到制造時間和成本，故選擇非斷開式驅(qū)動橋著手設計制造。 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）組合型結構將橋殼分為三個部分，將差速器和減速裝置安裝于橋包中并用螺栓把三個部分連接起來。其主要缺點是檢修和減速裝置的調(diào)整比較困難。 2）整體型結構是講中間部分用可鍛鑄鐵或者球墨鑄鐵鑄成，兩側由鋼管壓入并焊接使其連接成整體，其主要優(yōu)點是可以從后蓋進行內(nèi)部裝置的檢修。 3）琵琶型結構是直接將整個橋殼鑄造出來，橋包安裝差速器和減速裝置，其主要優(yōu)點是方便檢修和調(diào)整，適合批量生產(chǎn)。 本課題設計時考慮現(xiàn)有時間限制、制造成本和設備等因素，選擇a）組合型結構的橋殼形式。 3.4.3 橋殼材料的選擇 該驅(qū)動橋殼選用國標6061（LD30) GB/T 3190-2008的合金鋁型材。 轉向驅(qū)動橋總成如圖3.2： 圖3.2 轉向驅(qū)動橋總成 按各種不同載荷工況校核橋殼的強度，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 輪胎負荷下的靜半徑：50.7mm 在危險斷面處斷面尺寸及各系數(shù)如表3.2： 表3.2 危險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 扭轉截面系數(shù)Wt πD3321-d4D4=5621.36mm3 πD3161-d4D4=11242.71mm3 3.4.4 橋殼強度計算 3.4.4.1 橋殼的靜彎曲應力計算 驅(qū)動橋橋殼滿載靜止于水平面時，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，在橋殼按靜載荷計算時，兩大梁支架之間的彎矩為 M=（G12-gw)B-s2 式中，G1為模型車靜止時驅(qū)動橋施加地面的載荷； 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 靜彎曲應力計算簡圖 橋殼靜彎曲應力σwj為： σwj=MWv=3228.125621.36=0.574MPa 查表得合金鋁型材6061的許用彎曲強度σ=228MPa，則σwj?σ，因此彎曲應力滿足要求。由彎矩圖可以看出，危險斷面在大梁支架處。 3.4.4.2 橋殼在不平路面時的強度計算 當車在行駛過程中遇到不平整路面時，橋殼除受靜止時的載荷外，還需受路面不平帶來的附加沖擊載荷。此時橋殼的彎曲應力為 σwd=kdσwj 式中，kd為動載荷系數(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的沖擊載荷作用下，橋殼的強度滿足要求。 3.4.4.3 橋殼在緊急制動時的強度計算 緊急制動時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’為制動時的質(zhì)量轉移系數(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 橋殼承受制動力時所引起的轉矩T： T=G12m‘rrφ=2252.43 N?mm 則轉向驅(qū)動橋在大梁支座危險斷面處的彎曲應力σw和扭轉應力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，則在緊急制動時轉向驅(qū)動橋的橋殼強度滿足要求。 3.4.4.4 橋殼在受最大側向力時的強度計算 模型車滿載急轉彎時，會產(chǎn)生較大的離心力，因此模型車會承受側向力。當所承受的側向力達到地面輪胎的側向附著力時，車達到側滑的臨界條件，若沒有縱向力的作用，車會發(fā)生側滑。因此，轉向驅(qū)動橋側滑條件為： P1≥YL+YR=G1φ1 式中，P1為驅(qū)動橋承受的側向力； YL YR為地面給車輪的側向反作用力； G1為模型車靜止時驅(qū)動橋施加地面的載荷； φ1為車輪與地面的側向附著系數(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，當側向力最大時，橋殼在危險斷面處垂直彎曲應力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)動橋橋殼滿足承受最大側向力強度的要求。 3.5 本章小結 本章主要介紹了主減速器的設計，其結構形式的選擇、主要參數(shù)的確定和強度計算校核，差速器結構形式的選擇、主要參數(shù)計算和差速器齒輪強度校核，驅(qū)動橋半軸的計算校核，驅(qū)動橋橋殼結構方案的分析選擇與橋殼在不同工況下的強度分析。 4 懸架設計 4.1 設計所需的主要參數(shù) 載質(zhì)量：13kg 整備量：10kg 空車時：前軸載荷：5kg 后軸載荷：5kg 滿載時：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 汽車振動系統(tǒng)的固有頻率是與懸架和其簧上質(zhì)量息息相關的，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)