哈弗越野車驅動橋的后橋設計【帶CAD圖紙和說明書】,帶CAD圖紙和說明書,越野車,驅動,后橋,設計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 附 錄 附錄A Heavy Off-Road Vehicle Drive Axle Of Breaking The important thing is, in the great assembly at the end of the transmission. Its basic function is increased by the transmission shaft or directly by the torque, came to the torque distribution to left and right drive wheels, and make the right and left wheel drive car has required the kinematics differential function, While carrying the spring load and the car wheel, the frame of the body through suspension or integral to plumb-lines, longitudinal and transverse force and moment force, Also the biggest transfer transmission torque, still under the bridge housing reaction torque. Drive structure and driving wheel is closely related to the suspension structure. When driving wheel using an independent suspension, using the broken open axles, When driving wheels adopt independent suspension, match with breaking drive axles, independent suspension. Look from exterior, independent suspension axles connectionless left and right of the whole bridge rigid driving wheel, shell is bridge housing, and other relative movement between. This bridge is installed in the middle frame or integral car transmission and driving wheel transmission device and part of the quality of the automobile suspension with belong to the quality and the side of the drive wheels with independent suspension of elastic component and frame or weak connection for cars. Therefore, one on either side of the drive wheels can independently, relative to the frame or cars do, swing, left, and right shaft corresponding requirements and their corresponding shell makes the corresponding swing. Cars drive by breaking the suspension, and the quality of small and independent suspension matching, can make the driving wheels of various earthing and adaptability, good roads that can greatly reduce the cars in the rough road impact and vibration during the body decreases wheel and axle tilt, the dynamic loads of vehicle, improve and enhance average speed, Reduce the damage, improve its components reliability and prolong its service life. Based on the development of China's heavy independent suspension of six x 6 cross-country car cut off from the drive axles, for example, is insufficient, the development technology independent suspension drive axle of necessity and independent suspension drive axle of structural principle in aspects of heavy off-road vehicle drive with independent suspension of this development. 1 Domestic independent suspension drive technology situation At present domestic independent suspension axles in cars, light off-road vehicle and JN252 8 x 8, etc ZhongDunWei military car has been applied and independent suspension heavy off-road vehicle axles technology is basically blank, Foreign independent suspension heavy off-road vehicle axles technology also only by American company, belarus, Minsk Sisu, Finland has TIMONEY company and Korea etc, and application scope of military and civilian limitations in some special models. 2 Develop independent suspension drive axle of necessity In recent years, with independent suspension off-road vehicle market demand more and more widely. Restrict independent suspension off-road vehicle development is one of the key factors, thus breaking drive axles of the necessity of developing broken off. 2.1Military car development needs Currently our extensive use of grade 6 x 6 type 7t SX2190 models is shaanxi automobile manufacturing factory using STEYR technology development of new generation rover, has good performance, and strong adaptability, good performance advantages over the past 20 years for national defense construction made great contribution. The truck with 8 x 8 upward-leading continuous casting.the JN2270 15t and capability of type x 8 August JN2300 type, the successful development of China's second DaiJun car development was at an end. In order to adapt to the needs of modern war, the third DaiJun car development was put on the agenda. Article DaiJun car features for independent suspension of high performance of motor vehicles. As its core technology is one of the big Hollywood drive shaft cut off, domestic blank, basic is dependence on imports, if do not accord with national also does not conform to the military. 2.2The basic needs of national construction For many years, our national economy is developing rapidly, and infrastructure investment growth, hydroelectric power, oil field, mine, coal and other industries such as fire like tea. The industry is inseparable from the high quality, the high performance of transport vehicles, independent suspension off-road vehicle is among the top. However, these vehicles almost entirely on imports, spent a great deal of foreign exchange. To develop a replacement model is of great significance to meet the market demand. 3 Independent suspension structure theory. Drive axle of China's heavy automobile group company with development and production status, independent development drive axle of the independent suspension 6 x 6 cross-country car drive shaft cut off big Hollywood. According to 6 x 6 independent suspension chassis design requirements, in this model adopted high transmission fault type axles. The first thing is to cut off to drive, high of double bridge for breaking through the medium-sized Bridges, rear axles turn for breaking steering of high axles. Three bridge are installed with gas control differential between the wheel lock differential, medium-sized Bridges across the bridge box installed with gas control differential between the lock shaft differential. Main reducer ratio for 1 2023, gear ratio for 4. 26 (belt wheel side filling put gas system, ABS), the total ratio 7.016, The medium-sized Bridges for Φ 180 input end tooth flanges, output for Φ 165 end flange, rear axle gears before the input for Φ 165 end tooth flange, Each shaft axis for jose 13t. This design is mainly in steyr drive technology based on the development and design, design thoughts and 6 x is 6, 8 x 8, 10 December 10, military USES 10 series assemblies, reduce the new design of special parts. 8 x 8 middle bridge, 10 assembly, 10, and 12 million spxillion structure types are similar. The new design two broken open bridge, front axle shell adopts the breakthrough in the shell, type of bridge, using the same type of the rear axle housing learnings. On the basis of that, left, right, two kinds of half axle and cover and spline set assembly, and on the reduction and bridge box shell and the local improvement. High technology to drive the corresponding design. Before using high to drive axle of bridge structure, thus make the box with the same drive axle of center distance of the bridge, i.e. input than the original structure of flange steyr 100mm up front axle and bridge, can satisfy the same height flange vehicle transmission Angle to decorate the small request. Before turning mainly by high drive axles, before breaking casting bridge in the middle of the disc brake, using the shell with the filling of the deflated wheelhub ball cage patterned assembly, universal shaft coupling assembly etc. And now the thing turn compared with has the following characteristics: ①Using steel bridge housing, good rigidity, high strength. ②Using steyr mature main reducer and axle box of bridge structure of the existing technology (without prior to drive axle box structure), improve cross the bridge reliability.③Using the ball cage patterned double gimbal couplings, can make the centerline of ball cage with to the center of the kingpin always in line with the wheels, reduce sliding wear. 4 conclusion With independent suspension car of rapid development, large-tonnage breaking drive axle of development of necessity and urgency. It not only can greatly improve the car ride and mobility, also for automobile driving performance such as power, economy, and has a direct impact on the stability, etc. Both can satisfy the military modernization needs, also can meet the needs of the development of national economy, therefore has the important practical significance. 附 錄B 重型越野汽車斷開式驅動橋的研發(fā) 驅動橋是汽車的重要大總成 ,處于傳動系的末端。其基本功能是增大由傳動軸或直接由變速箱傳來的轉矩 ,將轉矩分配給左、右驅動車輪 ,并使左、右車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能 ;同時承載著汽車的簧上荷重及地面經(jīng)車輪、車架或承載式車身經(jīng)懸架給予鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩 ;還傳遞著傳動系中的最大轉矩 ,橋殼還承受著反作用力矩。 驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸架結構密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸架時,采用非斷開式驅動橋;當驅動車輪采用獨立懸架時,則配以斷開式驅動橋,即獨立懸架驅動橋。從外觀上看,獨立懸架驅動橋無連接左、右驅動輪的剛性整體橋殼,它的橋殼是分段的,且彼此之間可作相對運動。這種橋的中段安裝在車架或承載式車身上,并與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量同屬于汽車的懸掛質量,而兩側的驅動車輪則以獨立懸架的彈性元件與車架或車廂作弱性聯(lián)接。因此,兩側的驅動車輪可以彼此獨立地相對于車架或車廂做上、下擺動,相應要求左、右半軸及其相應外殼作相應的擺動。汽車采用斷開式驅動橋,則非懸掛質量小而且它又與獨立懸架相匹配,可使驅動輪接地情況及對各種路況適應性較好,這樣便可大大減少汽車在不平路面上行駛時振動沖擊和車身的傾斜,減小車輪和車橋上的動載荷,提高汽車的行駛平順性,提高汽車平均行駛速度;減少零件的損壞,提高其可靠性并延長其使用壽命。 本文以中國重汽研制開發(fā)的獨立懸架6×6越野汽車的斷開式驅動橋為例,從驅動橋技術現(xiàn)狀的不足、開發(fā)獨立懸架驅動橋的必要性及獨立懸架驅動橋的結構原理等方面對重型越野汽車用獨立懸架驅動橋的開發(fā)作以闡述。 1國內(nèi)獨立懸架驅動橋技術現(xiàn)狀 目前國內(nèi)獨立懸架驅動橋在轎車、輕型越野車及JN252 8×8等中噸位軍用車上得到了應用,而獨立懸架重型越野汽車驅動橋技術基本上是空白;國外獨立懸架重型越野汽車驅動橋技術也只有美國美馳公司、白俄羅斯明斯克、芬蘭Sisu公司及韓國TIMONEY等具有,且應用范圍局限于軍用及民用的一些特殊車型。 2開發(fā)獨立懸架驅動橋的必要性 近年來,對獨立懸架越野汽車的市場需求越來越廣。制約獨立懸架越野汽車發(fā)展的關鍵因素之一是斷開式驅動橋,因此開發(fā)斷開式驅動橋的必要性凸現(xiàn)。 2.1軍用汽車發(fā)展的需要 目前我軍大量使用的7t級6×6型SX2190車型是陜西汽車制造總廠利用STEYR技術研制的新一代越野車,具有動力性好、適應性強、越野性能優(yōu)良等優(yōu)點,近20年來為國防建設作出了巨大貢獻。隨著載重12t的8×8型JN2270和載重15t的8×8型JN2300的研制成功,我國第二代軍車系列的開發(fā)便劃上了句號。為適應現(xiàn)代化戰(zhàn)爭的需要,第三代軍車的開發(fā)便提上了日程。第三代軍車主要特點為獨立懸掛的高機動性能車輛。作為其核心技術之一的大軸荷斷開式驅動橋,國內(nèi)基本是空白,若依賴進口,既不符合國情也不符合軍情。 2.2國家基本建設的需要 多年來,我國的國民經(jīng)濟飛速發(fā)展,基建投資規(guī)模大幅增長,水電、油田、礦山及煤炭等行業(yè)更是如火如茶。這些行業(yè)都離不開高品質、高性能的運輸車輛,獨立懸架越野汽車更是其中的佼佼者。但是,這些車輛幾乎全部依賴進口,花費了大量外匯。盡快開發(fā)出一種替代車型滿足市場需求意義重大。 3獨立懸架驅動橋的結構原理 中國重型汽車集團公司結合開發(fā)生產(chǎn)驅動橋的現(xiàn)狀,自主開發(fā)了獨立懸架6×6越野汽車大軸荷斷開式驅動橋。根據(jù)6×6獨立懸掛底盤的設計要求,在該車型上采用了高位傳動斷開式驅動橋。其中前轉向驅動橋為斷開式高位轉向非貫通驅動橋,雙聯(lián)橋的中橋為斷開式貫通非轉向驅動橋,后橋為斷開式轉向非貫通高位驅動橋。三個橋均裝設帶氣控差速鎖的輪間差速器,中橋過橋箱裝設帶氣控差速鎖的軸間差速器。主減速器速比為1. 647,輪邊減速器速比為4. 26(帶輪邊充放氣系統(tǒng)、ABS),總速比7.016;中橋的輸入端為Φ180端面齒法蘭,輸出端為Φ165端面齒法蘭,前、后橋的輸入端為Φ165端面齒法蘭;各軸軸荷均為13t。本次設計主要是在斯太爾驅動橋技術的基礎上進行開發(fā)設計,設計思想是和已有的6×6、8×8、10×10、12×10軍車所用總成形成系列,盡量減少新設計的專用件。橋中段總成8×8、10×10、12×10結構類型均類同。新設計兩種斷開式橋殼,前橋采用非貫通式橋殼,中、后橋相同的采用貫通式橋殼。在此基礎上,設計左、右兩種半軸及端蓋和花鍵套總成,并對主減殼和和過橋箱作了局部改進。同時對高位驅動橋技術進行了相應的設計。前轉向高位驅動橋采用貫通橋的過橋箱結構,從而使該驅動橋跟貫通橋具有相同的中心距,即該橋的輸入法蘭比斯太爾前橋原結構抬高了100mm,與貫通橋的法蘭高度相同,能滿足整車布置傳動軸夾角盡量小的要求。前轉向驅動橋主要由高位前驅動橋中段、斷開式鑄造橋殼、采用盤式制動器的帶中央充放氣構的輪邊減速器總成、雙球籠等速萬向聯(lián)軸器總成等組成。與現(xiàn)用的轉向驅動橋相比有以下特點:①采用鑄鋼橋殼,剛性好,強度高。②采用成熟的斯太爾主減速器及其貫通橋結構的過橋箱技術(現(xiàn)有技術的前轉向驅動橋無過橋箱結構),提高了整橋的可靠性。③采用自定心的雙球籠等速萬向聯(lián)軸器,可使球籠中心線與轉向主銷的中心線始終在一條線上,減少車輪滑移與磨損。 4結束語 隨著獨立懸架汽車的快速發(fā)展，大噸位斷開式驅動橋的開發(fā)具有現(xiàn)實的緊迫性和必要性。它不僅可以大大提高汽車的平順性與機動性,也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性等有直接影響。既能滿足軍隊現(xiàn)代化建設需要,也能滿足國家經(jīng)濟發(fā)展的需要,因此具有重要現(xiàn)實意義。 7 第1章 緒 論 1.1 概述 1.1.1驅動橋總成概述 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術的提高，驅動橋的設計，制造工藝都在日益完善。驅動橋也和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在機構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產(chǎn)品系列化”的方向發(fā)展及生產(chǎn)組織的專業(yè)化目標前進。 汽車驅動橋位于傳動系的末端, 一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。其基本功用是增扭、降速和改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。 根據(jù)車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉向橋、驅動橋、轉向驅動橋和支持橋四種類型。其中，轉向橋和支持橋都屬于從動橋，一般越野車多以前橋為轉向橋，而后橋為驅動橋。 驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。 1.1.2 驅動橋設計的要求 設計驅動橋時應當滿足如下基本要求： 1）選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 2）齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 3）具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)。 4）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 1.2 驅動橋設計方案的確定 1.2.1 主減速器結構方案的確定 1）主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪。 2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 本次設計選用： 主動錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾子軸承） 從動錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾子軸承） 3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。 4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調(diào)整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需要預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的30％。 主動錐齒輪軸承預緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母（利用軸承座實現(xiàn)），從動錐齒輪軸承預緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母。 5）主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數(shù)目及布置形式等。 本次設計主要從越野車傳動比及載重量超過2t，保證離地間隙等方面考慮，主減速器采用單級減速即可。 1.2.2 差速器結構方案的確定 差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 差速器的結構型式有多種，大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 1.2.3 半軸型式的確定 (a)半浮式；（b）3/4浮式；（c）全浮式 圖1.1 半軸型式及受力簡圖 3/4浮式半軸，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。全浮式半軸廣泛應用于輕型以上的各類汽車上。本次設計選擇全浮式半軸。 1.2.4 橋殼型式的確定 橋殼有可分式、整體式和組合式。整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調(diào)整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。本次設計選擇整體式橋殼。 1.3本章小結 本章首先進行了驅動橋總成的概述。通過分析確定了驅動橋各主要部件的型式。主減速器的減速形式，主減速器齒輪的類型，主、從動錐齒輪的支承形式及安裝方式，主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調(diào)整，差速器、半軸及橋殼型式的初步選定。 第2章 主減速器設計 2.1主減速比的計算 主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 表2.1 基本參數(shù)表 名稱 數(shù)值 驅動形式 4×4 總質量／t 1.96 軸距／mm 2725 前輪距／mm 1500 后輪距／mm 1510 最小離地間隙／mm 225 排量／L 2.4 發(fā)動機最大功率／kw及轉速／r／min - 92-5250 發(fā)動機最大轉矩／及轉速／r／min - 190-2700 輪胎型號 265/65 R17 變速器傳動比 3.967 0.856 最高車速／km／h 140 為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇： (2.1) 式中 ——車輪的滾動半徑，=0.388; ——變速器最高檔傳動比，=0.856； ——分動器或加力器的高檔傳動比，=1； ——輪邊減速器的傳動比，=1。 經(jīng)計算，本文選取=6.408。 2.2 主減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 /n=2173.496 （） （2.2） =6110.574（） （2.3） 式中： EMBED Equ!tion.3 ——發(fā)動機最大扭矩190； ——由發(fā)動機到所計算的為加速器從動齟輪之間的傳動系最低檔傳動比； ==3.967×6.408=25.421 ——上述傳動部分的效率，取=0.9； ——超載系數(shù)，取=1.0； ——滾動半徑，取=（265毫米 X 65%）+（17 X 25.4毫米/2）=0.388mm； n——驅動橋數(shù)目2； ——汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷，N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負載增大量，可初取：= ——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比，分別取0.96和1。 由式(2.2),(2.3)求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車倆穩(wěn)定，其正常持轉矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉矩為 ==989.812（） （2.4） 表2.2 驅動橋質量分配系數(shù) 車型 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎車 前置發(fā)動機前輪驅動 56%~66% 34%~44% 47%~60% 40%~53% 前置發(fā)動機后輪驅動 50%~55% 45%~50% 45%~50% 50%~55% 后置發(fā)動機后輪驅動 42%~59% 41%~50% 40%~45% 55%~60% 貨車 4×2后輪單胎 50%~59% 41%~50% 32%~40% 60%~68% 4×2后輪雙胎，長頭、短頭車 44%~49% 51%~55% 27%~30% 70%~73% 4×2后輪雙胎，平頭車 49%~54% 46%~51% 32%~35% 65%~68% 6×4后輪雙胎 31%~37% 63%~69% 19%~24% 76%~81% 客車 前置發(fā)動機后輪驅動 中置發(fā)動機后輪驅動 后置發(fā)動機后輪驅動 式中：——汽車滿載總重1960×9.8=19208N； ——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0； ——道路滾動阻力系數(shù)，越野車通常取0.020~0.035，可初選=0.034； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車通常取0.09~0.30，可初選取=0.15； ——汽車性能系數(shù) （2.5） 當 =46.86>16時，取=0.134。. 2.3 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 1）齒數(shù)的選擇 對于普通單級主減速器，當較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)取得小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙，當≥6時，的最小值為5，但是為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，最好大于5.，這里取7。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù)、之間應避免有公約數(shù)，這里取45。 2）節(jié)圓直徑地選擇 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩（見式2.2，式2.3并取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出： =168.395～207.256 mm （2.6） 式中：——直徑系數(shù)，取=13～16； ——計算轉矩，，取，較小的。 初取=200mm。 3）齒輪端面模數(shù)的選擇選定后，可按式=4.5算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 = 3.886～5.181 ——模數(shù)系數(shù)，取=0.3～04。 4）齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐鼿輪鼿面寬度推薦為： F=0.155=31mm，可初取F=35mm。 5）螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。 6）螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大以使1.25。因越大傳動就越平穩(wěn)噪聲越低。螺旋角過大時會引起軸向劚亦過大，因此應有一個適當?shù)姆秶?。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35°。 2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 表2.3 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數(shù) 7 2 今動齒輪齒數(shù) 45 3 模數(shù) 4.5 4 齒面寬 =35 5 工作齒高 7 6 全齒高 =8 7 法向壓力角 =20° 8 軸交角 EMBED Aquation.3 =90° 9 節(jié)圓直徑 = 32 =203㎜ 10 節(jié)錐角 arctan =90°- =8.87° =81.13° 11 節(jié)錐距 A== A=103 12 周節(jié) t=3.1416 t=14.137 13 齒頂高 =5.78 =1.22 14 齒根高 = =2.22 =6.78 15 徑向間隙 c= c=1 16 齒根角 =1.26° =3.78° 17 面錐角 ； =12.65° =82.39° 18 根錐角 = = =7.61° =77.35° 19 齒頂圓直徑 = =43.42 =32.38 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 100.61 =100.61 =14.795 21 理論弧齒厚 =10.457 =3.68 22 齒側間隙 B=0.305～0.406 0.4mm 23 螺旋角 =35° 2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強度計算： （1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 ①單位齒長上的圓周力 （2.7） 式中：——單位齒長上的圓周力，N/mm; P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算； 按發(fā)動機最大轉矩計算時： =339.286<893N/mm （2.8） ——為一檔傳動比，取=3.967 按最大附著力矩計算時： =1424.6 （2.9） 雖然附著力矩產(chǎn)生的p很大，但由于發(fā)動機最大轉矩的限制p最大只有893N/mm,可知，校核成功。 ②輪齒的彎曲強度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為 （2.10） 式中：——超載系數(shù)1.0； ——尺寸系數(shù)==0.586； ——載荷分配系數(shù)，取=1； ——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1； J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，見圖2.1。 作用下： 從動齒輪上的應力=322.054MPa<700MPa； 作用下： 從動齒輪上的應力=209.32MPa<210.9MPa； 當計算主動齒輪時，/Z與從動相當，而，故<，< 綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉矩即平均計算轉矩有關，只能用來檢驗最大應力，不能作為疲勞壽命的計算依據(jù)。 （2）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（MPa）為： （2.11） 式中：——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6； =1，=1，=1，=1； 相嚙合齒輪的齒數(shù) 求綜合系數(shù)J的齒輪齒數(shù) 圖2.1 彎曲計算用綜合系數(shù)J ——表面質量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1； J—— 計算應力的綜合系數(shù)，見圖3.2所示。 =1750Mpa==1750MPa =2745.473MPa<=2800MPa，故符合要求、校核合理。 大齒輪齒數(shù) 小齒輪齒數(shù) 圖2.2 接觸強度計算綜合系數(shù)K 2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： （1）具有高的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； （2）輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； （3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質量、減少制造成本并降低廢品率； （4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如:為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號，，及，在本設計中采用了。 用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低，當m≤8時為HRC32～45。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數(shù)m≤5時，為0.9～1.3mm。 由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25％。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。 2.6 主減速器軸承的計算 設計時，通常是先根據(jù)主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 （1）作用在主減速器主動齒輪上的力 齒面寬中點的圓周力P為 （2.12） 式中：T——作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩； ——該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 注：汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動機也不盡處于最大轉矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪的工作轉矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式求得： （2.13） 式中：——變速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔使用率為1％，3％，5％，16％，75％； ——變速器的傳動比為3.967，3.848，3.656，3.071，0.856； ——變速器處于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔時的發(fā)動機轉矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 對于螺旋錐齒輪 =168.41（mm） （2.14） =26.947（mm） （2.15） 式中：——主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； ——從動齒輪齒面寬，取=35； ——從動齒輪的節(jié)錐角81.13； 計算得：=19063.3N 螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力 主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針： =21729（N） （2.16）=5367.54（N） （2.17） 從動齒輪的螺旋方向為右： =6613.27（N） （2.18） =17088.3（N） （2.19） 式中：——齒廓表面的法向壓力角20； ——主、從動齒輪的節(jié)錐角8.87，81.13。 （2）主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。 ①騎馬式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 如圖3.3（a）所示軸承A、B的徑向載荷為 =10957（N） （2.20） =13368.21（N） （2.21） （a） (b) 圖2.3 主減速器軸承的布置尺寸 其尺寸為： 懸臂式支撐的主動齒輪a=101.5，b=51，c=152.5; 式中：——齒面寬中點處的圓周力； ——主動齒輪的軸向力； ——主動齒輪的徑向力； ——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 2.7 主減速器的潤滑 主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為此，通常是在從動齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油流進差速器，有的采用專門的倒油匙。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的漏油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。 加油孔應設置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應設在橋殼最低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。 2.8 本章小結 本章根據(jù)所給基礎數(shù)據(jù)確定了主減速器的參數(shù)，進行了主減速器齒輪計算載荷的計算、齒輪參數(shù)的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算并對主減速器齒輪的材料及熱處理，軸承的預緊，主減速器的潤滑等做了必要的說明。 第3章 差速器設計 3.1 概述 根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路的特征，為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。 差速器作用是分配兩輸出軸轉矩，保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。 本次設計選用的普通錐齒輪式差速器結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器 設計中采用的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器（如圖3.1）由差速器左殼為整體式，2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪以及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，所以本設計采用該結構。 圖3.1 中央為普通對稱式圓錐行星齒輪差速器 由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖，如圖3.2所示。 圖3.2 普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖 3.2.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 （1）行星齒輪數(shù)目的選擇 越野車多用4個行星齒輪。 （2）行星齒輪球面半徑（mm）的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定： =32.642～38.792（mm） 圓整取=38mm 式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.52～2.99，對于有4個行星輪的越野車取2.99； 確定后，即根據(jù)下式預選其節(jié)錐距： =（0.98～0.99）=37.24～37.62mm 取37.5mm （3）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5～2范圍內(nèi)。取=16，=24。 在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應滿足： = =12 （4）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角： 式中：——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。 再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： =3.05 取標準模數(shù)3； 式中：在前面已初步確定。 算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得： （5）壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10，并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。 （6）行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定 行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。 =20.03（mm） =18.21 mm 式中：差速器傳遞的轉矩2173.496； n——行星齒輪數(shù)4； ——行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，=54mm; []——支承面的許用擠壓應力，取為69MPa。 3.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 表3.1為汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，表中計算用的弧齒厚系數(shù)τ見圖3.3。 表3.1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項 目 計 算 公 式 及 結 果 1 行星齒輪齒數(shù) 2 半軸齒輪齒數(shù) 3 模數(shù) 4 齒面寬 =11.25mm，取F=11m 5 齒工作高 =1.6m=4.8mm 6 齒全高 h=1.788m+0.051=5.415mm 7 壓力角 8 軸交角 9 節(jié)圓直徑 10 節(jié)錐角 11 節(jié)錐距 A===37.5mm 12 周節(jié) t=3.1416m=9.4248mm 13 齒頂高 14 齒根高 15 徑向間隙 16 齒根角 17 面錐角 18 根錐角 19 外圓直徑 20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 21 理論弧齒厚 22 齒側間隙 （高精度） 注:實際齒根高比上表計算值大0.051mm。 切向修正系數(shù) 圖3.3 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒系數(shù)） 差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對于疲勞壽命則不予考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左/右驅動車輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間有相對滾動的緣故。 汽車差速器齒輪的彎曲應力為 （3.8） 式中：T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，； （3.9） n——差速器行星齒輪數(shù)目4； ——半軸齒輪齒數(shù)24； ——超載系數(shù)1.0； ——質量系數(shù)1.0； ——尺寸系數(shù)； ——載荷分配系數(shù)1.1； F——齒面寬11mm; m——模數(shù)3； J——計算汽車差速器齒輪彎曲應力的總和系數(shù)0.229，見圖3.4。 相嚙合另一齒輪的齒數(shù) 求綜合系數(shù)J的齒輪齒數(shù) 圖3.4 彎曲計算用綜合系數(shù)J 以計算得：=773.799 MPa<[]980 Mpa。 綜上所述，差速器齒輪強度滿足要求。 3.3 本章小結 本章介紹了差速器的作用及工作原理，基于對稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參數(shù)進行了相應的設計計算，對差速器齒輪的幾何尺寸及強度進行了相應的計算，最終確定了所設計差速器的各個參數(shù)，取得機械設計、機械制造的標準值并滿足了強度計算和校核。 第4章 半軸設計 4.1 概述 驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中．驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪和輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。 4.2 半軸的設計與計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計計算時首先應合理地確定其計算載荷。 半軸計算應考慮到以下三種可能的載荷工況： （1）縱向力（驅動力或制動力）最大時（=），附著系數(shù)φ取0.8，沒有側向力作用； （2）側向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為Z2φ1，側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)φ1在計算中取1.0，沒有縱向力作用； （3）垂向力最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為（Z2-gw）kd，kd是動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側向力的作用。 4.2.1 全浮式半軸的設計計算 （1）全浮式半軸在上述第一種工況下 縱向力應按最大附著力計算，即 =7861.854N （4.1） 式中：——滿載靜止汽車的驅動橋對水平地面的載荷，取15118.95N； ——汽車加速和減速時的質量轉移系數(shù)，對于后驅動橋可取1.3； ——輪胎與的地面的附著系數(shù)0.8； 對于驅動車輪來說，當按發(fā)動機最大轉矩及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小于按最大附著力所決定的縱向力時，則按下式計算，即 或=6722.151N （4.2） 式中：——差速器的轉矩分配系數(shù)0.6； ——發(fā)動機最大轉矩190； ——傳動系最低檔傳動比25.421； ——汽車傳動效率0.9； ——輪胎滾動半徑0.388m。 取兩者的較小值，所以6722.151N 轉矩為:2608.195 （4.3） 注：第二種和第三種工況未計算，圖4.1為全浮式半軸支承示意圖。 圖4.1 全浮式半軸支承示意圖 （2）半軸的設計 ①桿部直徑的選擇 設計時，半浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進行： 取d=30 （4.4） 式中：d——半軸桿部直徑mm； T——半軸的計算轉矩，2608.195； ——半軸轉矩許用應力，MPa。因半軸材料取40MnB，為926.1MPa左右，考慮安全系數(shù)在1.3～1.6之間，可取=692MPa； ②半軸的扭轉應力可由下式計算： =492.228692MPa （4.5） 式中：——半軸扭轉應力，MPa； T——半軸的計算轉矩2608.195； d——半軸桿部直徑30mm。 ③半軸花鍵的剪切應力為： MPa （4.6） 半軸花鍵的擠壓應力為： （4.7） 式中：T——半軸承受的最大轉矩2608.195； ——半軸花鍵外徑，20mm； ——相配的花鍵孔內(nèi)徑，20.5mm； z——花鍵齒數(shù)18； ——花鍵的工作長度55mm; b——花鍵齒寬，mm，=4.71mm; ——載荷分布的不均勻系數(shù)，可取為0.75。 注：花鍵的選擇（30漸開線） 初選分度圓直徑D=54mm，則模數(shù)m=，取標準模數(shù)m=3 ④半軸的最大扭轉角為 （4.8） 式中：T——半軸承受的最大轉矩，2608.195； ——半軸長度460mm； G——材料的剪切彈性模量8.4×10N/mm； J——半軸橫截面的極慣性矩，=79481.25mm。 4.2.2 半軸的結構設計及材料與熱處理 為了使半軸和花鍵內(nèi)徑不小于其干部直徑，常常將加工花鍵的端部都做得粗些，并使當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。為了使半軸桿部和突緣間的過渡圓角都有較大的半徑而不致引起其他零件的干涉，常常將半軸凸緣用平鍛機鍛造。 本設計半軸采用40，半軸的熱處理采用高頻、中頻感應淬火。這種處理方法使半軸表面淬硬達，硬化層深約為其半徑的1/3，心部硬度可定為；不淬火區(qū)（凸緣等）的硬度可定在范圍內(nèi)。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高十分顯著。 4.3 本章小結 本章對半軸做了設計計算。在全浮式半軸的設計計算中首先考慮到三種可能的載荷工況。對縱向力（驅動力或制動力）最大時，沒有側向力作用這一工況進行了計算。做了必要的半軸設計計算并進行了校核選取了機械設計、機械制造標準值，對材料和熱處理做了必要的說明。 第5章 驅動橋橋殼的校核 5.1 概述 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋完既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置（如半軸）的外殼。 在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。 5.2 橋殼的受力分析及強度計算 5.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 橋殼猶如一空心橫梁，兩端經(jīng)輪轂軸承支承于車輪上，在鋼板彈簧座處橋殼承受汽車的簧上載荷，而沿兩側輪胎中心線，地面給輪胎以反力（雙胎時則沿雙胎中心線），橋殼則承受此力與車輪重力之差值，計算簡圖如圖5.1所示。 橋殼按靜載荷計算時，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩為 （5.1） 式中 ——汽車滿載靜止水平路面時驅動橋給地面的載荷，N； ——車輪的重力，N； ——驅動車輪輪距，m； ——驅動橋殼上兩鋼板彈簧座中心間的距離，m 由彎矩圖（圖5.1）可見，橋殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座附近。由于大大地小于/2，且設計時不易準確預計，當無數(shù)據(jù)時可忽略去。 而靜彎曲應力為： =88.45MPa （5.2） 式中：——危險斷面處橋殼的垂向彎曲截面 ； ——扭轉截面系數(shù)。 圖5.1 橋殼靜彎曲應力的計算簡圖 5.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 當汽車高速行駛于不平路面上時，橋殼除承受在靜載狀態(tài)下的那部分載荷外，還承受附加的沖擊載荷。這時橋殼載動載荷下的彎曲應力為： =221.12MPa （5.3） 式中：——動載荷系數(shù)，對越野汽車取3.0； ——橋殼載靜載荷下的彎曲應力，88.45MPa； 5.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 這時不考慮側向力。圖5.2為汽車以最大牽引力行駛時橋殼的受力分析簡圖。此時作用在左右驅動車輪上除有垂向反力外，尚有切向反力。地面對左右驅動車輪的最大切向反力共為 =1686.633N （5.4 ） 式中：——發(fā)動機的最大轉矩190； ——傳動系最低檔傳動比25.421； ——傳動系的傳動效率0.9； ——輪胎的滾動半徑0.388m。 圖5.2 汽車以最大牽引行駛時橋殼的受力分析簡圖 后驅動橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎曲矩為： =16864.85 （5.5） 式中：——汽車加速行駛時的質量轉移系數(shù)1.2； 由于驅動車輪的最大切向反力使橋殼也承受水平方向的彎矩，對于裝用普通圓錐齒輪差速器的驅動橋，在兩彈簧之間橋殼所受的水平方向的彎矩為： （5.6） 橋殼還承受因驅動橋傳遞驅動轉矩而引起的反作用力矩。這時在兩板簧座間橋殼承受的轉矩為： （5.7） 式中： ——見式（5.4）下的說明。 當橋殼在鋼板彈簧座附近的危險斷面處為圓管斷面時，則在該斷面處的合成彎矩為： （5.8） 該危險斷面處的合成應力為： （5.9） 式中：——危險斷面處的彎曲截面系數(shù)158896.7。 5.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 這時不考慮側向力。圖5.3為汽車緊急制動時橋殼的手力分析簡圖.此時在作用在左右驅動車輪上除有垂向反力外，尚有切向反力，即地面對驅動車 圖5.3 汽車緊急制動時橋殼的受力分析簡圖 輪的制動力。因此可求得： 緊急制動時橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩及水平方向彎矩分別為 （5.11） （5.12） 式中：——見式（5.1）說明； ——汽車制動時的質量轉移系數(shù)，對于越野汽車的后橋，0.85； ——驅動車輪與路面的附著系數(shù)0.8。 橋殼在兩鋼板彈簧的外側部分同時還承受制動力所引起的轉矩 （5.13） 緊急制動時橋殼在兩板簧座附近的危險斷面處的合成應力： （5.14） 扭轉應力 （5.15） 綜上所述，滿足強度校核要求。 5.2.5 汽車受最大側向力時橋殼的強度計算 當汽車滿載、高速急轉彎時，則會產(chǎn)生一想當大的且作用于汽車質心處離心力。汽車也會由于其他原因而承受側向力。當汽車所承受的側向力達到地面給輪胎的側向反作用力的最大值即側向附著力時，則汽車處于側滑的臨界狀態(tài)，此時沒有縱向力作用。側向力一旦超過側向附著力，汽車則側滑。因此汽車驅動橋的側滑條件是： （5.16） 式中：——驅動橋所受的側向力； ——地面給左、右驅動車輪的側向反作用力； ——汽車滿載靜止于水平面時驅動橋給地面的載荷45619N； ——輪胎與地面的側向附著系數(shù)1.0。 由于汽車產(chǎn)生純粹的側滑，因此計算時可以認為地面給輪胎的切向反作用力（如驅動力、制動力）為零。 汽車向右側滑時，驅動橋側滑時左、右驅動車輪的支承反力為： （5.17） 式中：——左、右驅動車輪的支承反力，N； ——汽車滿載時的質心高度，0.55m; ——見式（5.16）下的說明； ——驅動車輪的輪距1.3m。 鋼板彈簧對驅動橋殼的垂向作用力為： （5.18） 式中：——汽車滿載時車廂通過鋼板彈簧作用在驅動橋上的垂向總載荷 1450×9.8×74％N； ——彈簧座上表面離地面高度，0.472＋0.060+0.020=0.372m； ——見式（5.17）下的說明； ——兩板簧座中心間的距離1.19m。 對于半軸為為全浮式的驅動橋，在橋殼兩端的半軸套管上，各裝著一對輪轂軸承，它們布置在車輪垂向反作用力的作用線的兩側，通常比外軸承離車輪中心線更近。側滑時內(nèi)、外輪轂軸承對輪轂的徑向支承力如圖5.4所示，可根據(jù)一個車輪的受力平衡求出。 汽車向右側滑時左、右車輪輪轂內(nèi)外軸承的徑向支承力分別為: （5.19） （5.20） （5.21） （5.22） 式中：——輪胎的滾動半徑0.388m; 圖5.4 汽車向右側滑時輪轂軸承對輪轂的徑向支承力S1、S2分析用圖 （a）輪轂軸承的受力分析用圖；（b）橋殼的受力分析用圖 ——見圖5.4，其中地面給左右驅動車輪的側向反作用力Y2L、Y2R可由下式求得： （5.23） 輪轂內(nèi)、外軸承支承中心之間的距離愈大，則由側滑引起的軸承徑向力愈小。另外，足夠大，也會增加車輪的支承剛度。否則，如果將兩軸承的距離縮至使兩軸承相碰，則車輪的支承剛度會變差而接近于3/4浮式半軸的情況。當然，的數(shù)值過大也會引起輪轂的寬度及質量的加大而造成布置上的困難。在載貨汽車的設計中，常取/4。輪轂軸承承受力最大的情況是發(fā)生在汽車側滑時，所以輪軸（即半軸套管）也是在汽車滿載側滑時承受最大的彎矩及應力。半軸套管的危險斷面位于輪轂內(nèi)軸承的里端處，該處彎矩為： （5.24） 式中：——為輪轂內(nèi)軸承支承中心至該軸承內(nèi)端支承面間的距離。 彎曲應力 （5.25） 剪切應力 （5.26） 合成應力 （5.27） 半軸套管處的應力均不超過。 對于鋼板沖壓焊接整體式橋殼，多采用或號中碳鋼板（化學成分控制為的碳和不大于的硫）。 上述橋殼強度的傳統(tǒng)計算方法，只能算出橋殼某一斷面的應力平均值，而不能完全反映橋殼上應力及其分布的真實情況。它僅用于對橋殼強度的驗算或用作與其他車型的橋殼強度進行比較。而不能用于計算橋殼上某點（例如應力集中點）的真實應力值。使用有限元法對汽車驅動橋殼進行強度分析，只要計算模型簡化得合理，受力與約束條件處理得恰當，就可以得到比較理想的計算結果?？梢缘玫奖容^詳細的應力與變形的分布情況，特別是能指出應力集中區(qū)域和應力變化趨勢，這些都是上述傳統(tǒng)計算方法所難以辦到的。 5.3 本章小結 本章進行了橋殼的受力分析和強度計算。對靜彎曲應力下，不同路面沖擊載荷作用下和汽車以最大牽引力行駛時及汽車緊急制動時的四種情況下橋殼受力和強度做了計算。 結 論 本設計根據(jù)傳統(tǒng)驅動橋設計方法，并結合現(xiàn)代設計方法，確定了越野車后驅動橋的總體設計方案，為使結構簡單、成本低、工作可靠，采用非斷開式驅動橋結構，單極主減速器，普通錐齒輪式差速器和全浮式半軸，先后進行了主減速器、差速器、半軸以及驅動橋殼的具體結構設計和強度校核，并運用AutoCAD軟件繪制出主要零部件的工程圖和裝配圖。 本驅動橋設計結構合理，符合實際應用，具有很好的動力性和經(jīng)濟性，驅動橋總成及零部件的設計能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求，修理、保養(yǎng)方便，機件工藝性好，制造容易。 但此設計過程仍有許多不足，在設計結構尺寸時，有些設計參數(shù)是按照以往經(jīng)驗值得出，這樣就帶來了一定的誤差。另外，在某些方面，由于時間問題，做得還不夠仔細，懇請各位老師同學給予批評指正。 參考文獻 [1] 劉惟信. 汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001:381,393,39,341,346,351,358,359，395，396，398，400. 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