哈弗越野車驅(qū)動橋的后橋設(shè)計【帶CAD圖紙和說明書】,帶CAD圖紙和說明書,越野車,驅(qū)動,后橋,設(shè)計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 第1章 緒 論 1.1 概述 1.1.1驅(qū)動橋總成概述 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術(shù)的提高，驅(qū)動橋的設(shè)計，制造工藝都在日益完善。驅(qū)動橋也和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術(shù)外，在機(jī)構(gòu)設(shè)計中日益朝著“零件標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)前進(jìn)。 汽車驅(qū)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(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動車輪；其次，驅(qū)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(zhuǎn)向橋、驅(qū)動橋、轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋和支持橋四種類型。其中，轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動橋，一般越野車多以前橋為轉(zhuǎn)向橋，而后橋為驅(qū)動橋。 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式與驅(qū)動車輪的懸掛型式密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)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(qū)動橋；當(dāng)驅(qū)動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅(qū)動橋。 1.1.2 驅(qū)動橋設(shè)計的要求 設(shè)計驅(qū)動橋時應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： 1）選擇適當(dāng)?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(jì)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(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。 3）具有足夠的強(qiáng)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(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運動協(xié)調(diào)。 4）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 1.2 驅(qū)動橋設(shè)計方案的確定 1.2.1 主減速器結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的。本次設(shè)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(shè)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(yīng)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(yīng)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(jié)構(gòu)并用細(xì)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(yù)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(yù)緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強(qiáng)支承剛度。分析可知，當(dāng)軸向力于彈簧變形呈線性關(guān)系時，預(yù)緊使軸向位移減小至原來的1/2。預(yù)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(dāng)預(yù)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(yù)緊值可取為以發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時換算所得軸向力的30％。 主動錐齒輪軸承預(yù)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(yù)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(guān)，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動力性、經(jīng)濟(jì)性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置形式等。 本次設(shè)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(jié)構(gòu)方案的確定 差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，應(yīng)從所設(shè)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(jié)構(gòu)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(qū)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(jié)構(gòu)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(cè)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(yīng)用于輕型以上的各類汽車上。本次設(shè)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(qiáng)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(gòu)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(shè)計選擇整體式橋殼。 1.3本章小結(jié) 本章首先進(jìn)行了驅(qū)動橋總成的概述。通過分析確定了驅(qū)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(yù)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(shè)計 2.1主減速比的計算 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)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(shè)計，對發(fā)動機(jī)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(jì)性。 表2.1 基本參數(shù)表 名稱 數(shù)值 驅(qū)動形式 4×4 總質(zhì)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(jī)最大功率／kw及轉(zhuǎn)速／r／min - 92-5250 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩／及轉(zhuǎn)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(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)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(zhuǎn)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(yīng)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(jī)最大扭矩190； ——由發(fā)動機(jī)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(qū)動橋數(shù)目2； ——汽車滿載時驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；但后橋來說還應(yīng)考慮到汽車加速時負(fù)載增大量，可初?。? ——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)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(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩為 ==989.812（） （2.4） 表2.2 驅(qū)動橋質(zhì)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(jī)前輪驅(qū)動 56%~66% 34%~44% 47%~60% 40%~53% 前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動 50%~55% 45%~50% 45%~50% 50%~55% 后置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)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(jī)后輪驅(qū)動 中置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動 后置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)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(dāng) =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(dāng)較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)取得小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙，當(dāng)≥6時，的最小值為5，但是為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強(qiáng)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(yīng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)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(yīng)有一個適當(dāng)?shù)姆秶?。在一般機(jī)械制造用的標(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)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(jié) 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(cè)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(qiáng)度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強(qiáng)度進(jìn)行計算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算： （1）主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)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(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計算； 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)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(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制p最大只有893N/mm,可知，校核成功。 ②輪齒的彎曲強(qiáng)度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)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(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)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(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖2.1。 作用下： 從動齒輪上的應(yīng)力=322.054MPa<700MPa； 作用下： 從動齒輪上的應(yīng)力=209.32MPa<210.9MPa； 當(dāng)計算主動齒輪時，/Z與從動相當(dāng)，而，故<，< 綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強(qiáng)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(zhuǎn)矩即平均計算轉(zhuǎn)矩有關(guān)，只能用來檢驗最大應(yīng)力，不能作為疲勞壽命的計算依據(jù)。 （2）輪齒的接觸強(qiáng)度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)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(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1； J—— 計算應(yīng)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(qiáng)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(qū)動橋主減速器的工作相當(dāng)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(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求： （1）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度； （2）輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)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(zhì)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(yīng)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(jié)構(gòu)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(shè)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(dá)HRC58～64，而芯部硬度較低，當(dāng)m≤8時為HRC32～45。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)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(yīng)用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25％。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性進(jìn)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(shè)計時，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)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(yīng)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(zhuǎn)矩。主動齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)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(jī)也不盡處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)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(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)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(jī)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(dāng)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(yīng)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(shè)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(zhuǎn)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(qū)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(hù)前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油流進(jìn)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(yīng)在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應(yīng)避開油濺所及之處。 加油孔應(yīng)設(shè)置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應(yīng)設(shè)在橋殼最低處，但也應(yīng)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(jié) 本章根據(jù)所給基礎(chǔ)數(shù)據(jù)確定了主減速器的參數(shù)，進(jìn)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(qiáng)度計算并對主減速器齒輪的材料及熱處理，軸承的預(yù)緊，主減速器的潤滑等做了必要的說明。 第3章 差速器設(shè)計 3.1 概述 根據(jù)汽車行駛運動學(xué)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(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都有差速器，保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學(xué)的要求。 差速器作用是分配兩輸出軸轉(zhuǎn)矩，保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉(zhuǎn)動。 本次設(shè)計選用的普通錐齒輪式差速器結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設(shè)計的汽車驅(qū)動橋。 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器 設(shè)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(jié)構(gòu)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(shè)計采用該結(jié)構(gòu)。 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(yīng)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(dǎo)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(qiáng)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(yù)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(qiáng)度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(yīng)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(yīng)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(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)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(zhuǎn)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(yīng)力，取為69MPa。 3.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強(qiáng)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(jié) 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(cè)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(jìn)行彎曲強(qiáng)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(qū)動車輪有轉(zhuǎn)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(yīng)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(zhuǎn)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(zhì)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(yīng)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(qiáng)度滿足要求。 3.3 本章小結(jié) 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(jìn)行了相應(yīng)的設(shè)計計算，對差速器齒輪的幾何尺寸及強(qiáng)度進(jìn)行了相應(yīng)的計算，最終確定了所設(shè)計差速器的各個參數(shù)，取得機(jī)械設(shè)計、機(jī)械制造的標(biāo)準(zhǔn)值并滿足了強(qiáng)度計算和校核。 第4章 半軸設(shè)計 4.1 概述 驅(qū)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(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中．驅(qū)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(qū)動橋上，驅(qū)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(qū)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(shè)計與計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設(shè)計計算時首先應(yīng)合理地確定其計算載荷。 半軸計算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況： （1）縱向力（驅(qū)動力或制動力）最大時（=），附著系數(shù)φ取0.8，沒有側(cè)向力作用； （2）側(cè)向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時，為Z2φ1，側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)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(cè)向力的作用。 4.2.1 全浮式半軸的設(shè)計計算 （1）全浮式半軸在上述第一種工況下 縱向力應(yīng)按最大附著力計算，即 =7861.854N （4.1） 式中：——滿載靜止汽車的驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴妮d荷，取15118.95N； ——汽車加速和減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對于后驅(qū)動橋可取1.3； ——輪胎與的地面的附著系數(shù)0.8； 對于驅(qū)動車輪來說，當(dāng)按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩分配系數(shù)0.6； ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shè)計 ①桿部直徑的選擇 設(shè)計時，半浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進(jìn)行： 取d=30 （4.4） 式中：d——半軸桿部直徑mm； T——半軸的計算轉(zhuǎn)矩，2608.195； ——半軸轉(zhuǎn)矩許用應(yīng)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(zhuǎn)應(yīng)力可由下式計算： =492.228692MPa （4.5） 式中：——半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa； T——半軸的計算轉(zhuǎn)矩2608.195； d——半軸桿部直徑30mm。 ③半軸花鍵的剪切應(yīng)力為： MPa （4.6） 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為： （4.7） 式中：T——半軸承受的最大轉(zhuǎn)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(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3 ④半軸的最大扭轉(zhuǎn)角為 （4.8） 式中：T——半軸承受的最大轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)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(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應(yīng)地增加。半軸的破壞形式多為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計上應(yīng)盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應(yīng)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(jī)鍛造。 本設(shè)計半軸采用40，半軸的熱處理采用高頻、中頻感應(yīng)淬火。這種處理方法使半軸表面淬硬達(dá)，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(qiáng)度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應(yīng)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(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度大為提高，尤其是疲勞強(qiáng)度提高十分顯著。 4.3 本章小結(jié) 本章對半軸做了設(shè)計計算。在全浮式半軸的設(shè)計計算中首先考慮到三種可能的載荷工況。對縱向力（驅(qū)動力或制動力）最大時，沒有側(cè)向力作用這一工況進(jìn)行了計算。做了必要的半軸設(shè)計計算并進(jìn)行了校核選取了機(jī)械設(shè)計、機(jī)械制造標(biāo)準(zhǔn)值，對材料和熱處理做了必要的說明。 第5章 驅(qū)動橋橋殼的校核 5.1 概述 驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅(qū)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(qū)動車輪上的牽引力、制動力、側(cè)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(qū)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(shè)計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強(qiáng)度和剛度。為了減小汽車的簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強(qiáng)度和剛度的前提下應(yīng)力求減小橋殼的質(zhì)量。橋殼還應(yīng)結(jié)構(gòu)簡單、制造方便以利于降低成本。其結(jié)構(gòu)還應(yīng)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(jié)構(gòu)型式時，還應(yīng)考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應(yīng)等。 5.2 橋殼的受力分析及強(qiáng)度計算 5.2.1 橋殼的靜彎曲應(yīng)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(cè)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(qū)動橋給地面的載荷，N； ——車輪的重力，N； ——驅(qū)動車輪輪距，m； ——驅(qū)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(shè)計時不易準(zhǔn)確預(yù)計，當(dāng)無數(shù)據(jù)時可忽略去。 而靜彎曲應(yīng)力為： =88.45MPa （5.2） 式中：——危險斷面處橋殼的垂向彎曲截面 ； ——扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)。 圖5.1 橋殼靜彎曲應(yīng)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(qiáng)度計算 當(dāng)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(yīng)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(yīng)力，88.45MPa； 5.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強(qiáng)度計算 這時不考慮側(cè)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(qū)動車輪上除有垂向反力外，尚有切向反力。地面對左右驅(qū)動車輪的最大切向反力共為 =1686.633N （5.4 ） 式中：——發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)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(qū)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(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)1.2； 由于驅(qū)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(qū)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(qū)動橋傳遞驅(qū)動轉(zhuǎn)矩而引起的反作用力矩。這時在兩板簧座間橋殼承受的轉(zhuǎn)矩為： （5.7） 式中： ——見式（5.4）下的說明。 當(dāng)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(yīng)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(qiáng)度計算 這時不考慮側(cè)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(qū)動車輪上除有垂向反力外，尚有切向反力，即地面對驅(qū)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(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對于越野汽車的后橋，0.85； ——驅(qū)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(cè)部分同時還承受制動力所引起的轉(zhuǎn)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(yīng)力： （5.14） 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 （5.15） 綜上所述，滿足強(qiáng)度校核要求。 5.2.5 汽車受最大側(cè)向力時橋殼的強(qiáng)度計算 當(dāng)汽車滿載、高速急轉(zhuǎn)彎時，則會產(chǎn)生一想當(dāng)大的且作用于汽車質(zhì)心處離心力。汽車也會由于其他原因而承受側(cè)向力。當(dāng)汽車所承受的側(cè)向力達(dá)到地面給輪胎的側(cè)向反作用力的最大值即側(cè)向附著力時，則汽車處于側(cè)滑的臨界狀態(tài)，此時沒有縱向力作用。側(cè)向力一旦超過側(cè)向附著力，汽車則側(cè)滑。因此汽車驅(qū)動橋的側(cè)滑條件是： （5.16） 式中：——驅(qū)動橋所受的側(cè)向力； ——地面給左、右驅(qū)動車輪的側(cè)向反作用力； ——汽車滿載靜止于水平面時驅(qū)動橋給地面的載荷45619N； ——輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)1.0。 由于汽車產(chǎn)生純粹的側(cè)滑，因此計算時可以認(rèn)為地面給輪胎的切向反作用力（如驅(qū)動力、制動力）為零。 汽車向右側(cè)滑時，驅(qū)動橋側(cè)滑時左、右驅(qū)動車輪的支承反力為： （5.17） 式中：——左、右驅(qū)動車輪的支承反力，N； ——汽車滿載時的質(zhì)心高度，0.55m; ——見式（5.16）下的說明； ——驅(qū)動車輪的輪距1.3m。 鋼板彈簧對驅(qū)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(qū)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(qū)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(cè)，通常比外軸承離車輪中心線更近。側(cè)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(cè)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(cè)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(qū)動車輪的側(cè)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(cè)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(dāng)然，的數(shù)值過大也會引起輪轂的寬度及質(zhì)量的加大而造成布置上的困難。在載貨汽車的設(shè)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(cè)滑時，所以輪軸（即半軸套管）也是在汽車滿載側(cè)滑時承受最大的彎矩及應(yīng)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(yīng)力 （5.25） 剪切應(yīng)力 （5.26） 合成應(yīng)力 （5.27） 半軸套管處的應(yīng)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(xué)成分控制為的碳和不大于的硫）。 上述橋殼強(qiáng)度的傳統(tǒng)計算方法，只能算出橋殼某一斷面的應(yīng)力平均值，而不能完全反映橋殼上應(yīng)力及其分布的真實情況。它僅用于對橋殼強(qiáng)度的驗算或用作與其他車型的橋殼強(qiáng)度進(jìn)行比較。而不能用于計算橋殼上某點（例如應(yīng)力集中點）的真實應(yīng)力值。使用有限元法對汽車驅(qū)動橋殼進(jìn)行強(qiáng)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(dāng)，就可以得到比較理想的計算結(jié)果?？梢缘玫奖容^詳細(xì)的應(yīng)力與變形的分布情況，特別是能指出應(yīng)力集中區(qū)域和應(yīng)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(jié) 本章進(jìn)行了橋殼的受力分析和強(qiáng)度計算。對靜彎曲應(yīng)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(qiáng)度做了計算。 結(jié) 論 本設(shè)計根據(jù)傳統(tǒng)驅(qū)動橋設(shè)計方法，并結(jié)合現(xiàn)代設(shè)計方法，確定了越野車后驅(qū)動橋的總體設(shè)計方案，為使結(jié)構(gòu)簡單、成本低、工作可靠，采用非斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)，單極主減速器，普通錐齒輪式差速器和全浮式半軸，先后進(jìn)行了主減速器、差速器、半軸以及驅(qū)動橋殼的具體結(jié)構(gòu)設(shè)計和強(qiáng)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(qū)動橋設(shè)計結(jié)構(gòu)合理，符合實際應(yīng)用，具有很好的動力性和經(jīng)濟(jì)性，驅(qū)動橋總成及零部件的設(shè)計能盡量滿足零件的標(biāo)準(zhǔn)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(jī)件工藝性好，制造容易。 但此設(shè)計過程仍有許多不足，在設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸時，有些設(shè)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(xì)，懇請各位老師同學(xué)給予批評指正。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信. 汽車設(shè)計[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001:381,393,39,341,346,351,358,359，395，396，398，400. 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