哈弗越野車(chē)驅(qū)動(dòng)橋的后橋設(shè)計(jì)【帶CAD圖紙和說(shuō)明書(shū)】

哈弗越野車(chē)驅(qū)動(dòng)橋的后橋設(shè)計(jì)【帶CAD圖紙和說(shuō)明書(shū)】,帶CAD圖紙和說(shuō)明書(shū),越野車(chē),驅(qū)動(dòng),后橋,設(shè)計(jì),cad,圖紙,以及,說(shuō)明書(shū),仿單 第1章 緒 論 1.1 概述 1.1.1驅(qū)動(dòng)橋總成概述 隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展及汽車(chē)技術(shù)的提高，驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)，制造工藝都在日益完善。驅(qū)動(dòng)橋也和其他汽車(chē)總成一樣，除了廣泛采用新技術(shù)外，在機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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(zhuān)業(yè)化目標(biāo)前進(jìn)。 汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋位于傳動(dòng)系的末端, 一般由主減速器，差速器，車(chē)輪傳動(dòng)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(dòng)軸或直接從變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪；其次，驅(qū)動(dòng)橋還要承受作用于路面或車(chē)身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動(dòng)力矩和反作用力矩等。 根據(jù)車(chē)橋上車(chē)輪的作用，車(chē)橋又可分為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋和支持橋四種類(lèi)型。其中，轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動(dòng)橋，一般越野車(chē)多以前橋?yàn)檗D(zhuǎn)向橋，而后橋?yàn)轵?qū)動(dòng)橋。 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式與驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的懸掛型式密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪采用非獨(dú)立懸掛時(shí)，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車(chē)和部分小轎車(chē)上，都是采用非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋；當(dāng)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪采用獨(dú)立懸掛時(shí)，則配以斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋。 1.1.2 驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)的要求 設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)橋時(shí)應(yīng)當(dāng)滿(mǎn)足如下基本要求： 1）選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車(chē)在給定的條件下具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。外廓尺寸小，保證汽車(chē)具有足夠的離地間隙，以滿(mǎn)足通過(guò)性的要求。 2）齒輪及其它傳動(dòng)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(dòng)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(chē)架或車(chē)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(chē)的平順性。與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)。 4）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 1.2 驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)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(lèi)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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)其噪聲和振動(dòng)也是很小的。本次設(shè)計(jì)采用螺旋錐齒輪。 2）主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 本次設(shè)計(jì)選用： 主動(dòng)錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾子軸承） 從動(dòng)錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾子軸承） 3）從動(dòng)錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動(dòng)錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時(shí)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(dòng)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(dòng)錐齒輪采用無(wú)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(xiàn)性關(guān)系時(shí)，預(yù)緊使軸向位移減小至原來(lái)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(guò)某一理想值時(shí)，軸承壽命會(huì)急劇下降。主減速器軸承的預(yù)緊值可取為以發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時(shí)換算所得軸向力的30％。 主動(dòng)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(shí)現(xiàn)），從動(dòng)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(jí)減速、雙級(jí)減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車(chē)的類(lèi)型及使用條件有關(guān)，有時(shí)也與制造廠(chǎng)的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性等整車(chē)性能所要求的主減速比的大小及驅(qū)動(dòng)橋下的離地間隙、驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及布置形式等。 本次設(shè)計(jì)主要從越野車(chē)傳動(dòng)比及載重量超過(guò)2t，保證離地間隙等方面考慮，主減速器采用單級(jí)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(jì)汽車(chē)的類(lèi)型及其使用條件出發(fā)，以滿(mǎn)足該型汽車(chē)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(chē)都屬于公路運(yùn)輸車(chē)輛，對(duì)于在公路上和市區(qū)行駛的汽車(chē)來(lái)說(shuō)，由于路面較好，各驅(qū)動(dòng)車(chē)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(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車(chē)也很可靠的普通對(duì)稱(chēng)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(jiǎn)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(shì)，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(lèi)汽車(chē)上。本次設(shè)計(jì)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(diǎn)是將整個(gè)橋殼制成一個(gè)整體，橋殼猶如一個(gè)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(dú)立的主減速殼里，構(gòu)成單獨(dú)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(jì)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(dòng)橋總成的概述。通過(guò)分析確定了驅(qū)動(dòng)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(lèi)型，主、從動(dòng)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(jì) 2.1主減速比的計(jì)算 主減速比對(duì)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(shí)汽車(chē)的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。的選擇應(yīng)在汽車(chē)總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比一起由整車(chē)動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來(lái)計(jì)算對(duì)汽車(chē)動(dòng)力性的影響。通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最佳匹配的方法來(lái)選擇值，可是汽車(chē)獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 表2.1 基本參數(shù)表 名稱(chēng) 數(shù)值 驅(qū)動(dòng)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(dòng)機(jī)最大功率／kw及轉(zhuǎn)速／r／min - 92-5250 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩／及轉(zhuǎn)速／r／min - 190-2700 輪胎型號(hào) 265/65 R17 變速器傳動(dòng)比 3.967 0.856 最高車(chē)速／km／h 140 為了得到足夠的功率而使最高車(chē)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(chē)輪的滾動(dòng)半徑，=0.388; ——變速器最高檔傳動(dòng)比，=0.856； ——分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比，=1； ——輪邊減速器的傳動(dòng)比，=1。 經(jīng)計(jì)算，本文選取=6.408。 2.2 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（）的較小者，作為載貨汽車(chē)計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。即 /n=2173.496 （） （2.2） =6110.574（） （2.3） 式中： EMBED Equ!tion.3 ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩190； ——由發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的為加速器從動(dòng)齟輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比； ==3.967×6.408=25.421 ——上述傳動(dòng)部分的效率，取=0.9； ——超載系數(shù)，取=1.0； ——滾動(dòng)半徑，取=（265毫米 X 65%）+（17 X 25.4毫米/2）=0.388mm； n——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目2； ——汽車(chē)滿(mǎn)載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；但后橋來(lái)說(shuō)還應(yīng)考慮到汽車(chē)加速時(shí)負(fù)載增大量，可初取：= ——分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比，分別取0.96和1。 由式(2.2),(2.3)求得的計(jì)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(duì)于公路車(chē)輛來(lái)說(shuō)，使用條件較非公路車(chē)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(lái)確定的，即主加速器的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 ==989.812（） （2.4） 表2.2 驅(qū)動(dòng)橋質(zhì)量分配系數(shù) 車(chē)型 空載 滿(mǎn)載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎車(chē) 前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng) 56%~66% 34%~44% 47%~60% 40%~53% 前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng) 50%~55% 45%~50% 45%~50% 50%~55% 后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng) 42%~59% 41%~50% 40%~45% 55%~60% 貨車(chē) 4×2后輪單胎 50%~59% 41%~50% 32%~40% 60%~68% 4×2后輪雙胎，長(zhǎng)頭、短頭車(chē) 44%~49% 51%~55% 27%~30% 70%~73% 4×2后輪雙胎，平頭車(chē) 49%~54% 46%~51% 32%~35% 65%~68% 6×4后輪雙胎 31%~37% 63%~69% 19%~24% 76%~81% 客車(chē) 前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng) 中置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng) 后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng) 式中：——汽車(chē)滿(mǎn)載總重1960×9.8=19208N； ——所牽引的掛車(chē)滿(mǎn)載總重，N，僅用于牽引車(chē)取=0； ——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，越野車(chē)通常取0.020~0.035，可初選=0.034； ——汽車(chē)正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)。貨車(chē)通常取0.09~0.30，可初選取=0.15； ——汽車(chē)性能系數(shù) （2.5） 當(dāng) =46.86>16時(shí)，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(duì)于普通單級(jí)主減速器，當(dāng)較大時(shí)，則應(yīng)盡量使主動(dòng)齒輪的齒數(shù)取得小些，以得到滿(mǎn)意的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙，當(dāng)≥6時(shí)，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(dòng)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(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（見(jiàn)式2.2，式2.3并取兩者中較小的一個(gè)為計(jì)算依據(jù)）按經(jīng)驗(yàn)公式選出： =168.395～207.256 mm （2.6） 式中：——直徑系數(shù)，取=13～16； ——計(jì)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(dòng)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(chē)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(dòng)齒輪為左旋，從動(dòng)齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢(shì)。 6）螺旋角的選擇 螺旋角應(yīng)足夠大以使1.25。因越大傳動(dòng)就越平穩(wěn)噪聲越低。螺旋角過(guò)大時(shí)會(huì)引起軸向劚亦過(guò)大，因此應(yīng)有一個(gè)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(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算 2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 表2.3 主減速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 序號(hào) 項(xiàng) 目 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 1 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 7 2 今動(dòng)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(diǎn)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(jì)算 在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)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(jì)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(jì)算： （1）主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 ①單位齒長(zhǎng)上的圓周力 （2.7） 式中：——單位齒長(zhǎng)上的圓周力，N/mm; P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算； 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： =339.286<893N/mm （2.8） ——為一檔傳動(dòng)比，取=3.967 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)： =1424.6 （2.9） 雖然附著力矩產(chǎn)生的p很大，但由于發(fā)動(dòng)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(jì)算。汽車(chē)主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計(jì)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(duì)于汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，取1； J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見(jiàn)圖2.1。 作用下： 從動(dòng)齒輪上的應(yīng)力=322.054MPa<700MPa； 作用下： 從動(dòng)齒輪上的應(yīng)力=209.32MPa<210.9MPa； 當(dāng)計(jì)算主動(dòng)齒輪時(shí)，/Z與從動(dòng)相當(dāng)，而，故<，< 綜上所述，故所計(jì)算的齒輪滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度的要求。 汽車(chē)主減速器齒輪的損壞形式主要時(shí)疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉(zhuǎn)矩即平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩有關(guān)，只能用來(lái)檢驗(yàn)最大應(yīng)力，不能作為疲勞壽命的計(jì)算依據(jù)。 （2）輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算 螺旋錐齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力（MPa）為： （2.11） 式中：——材料的彈性系數(shù)，對(duì)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(jì)算用綜合系數(shù)J ——表面質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于制造精確的齒輪可取1； J—— 計(jì)算應(yīng)力的綜合系數(shù)，見(jiàn)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(jì)算綜合系數(shù)K 2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動(dòng)系其他齒輪比較，它具有載荷大、工作時(shí)間長(zhǎng)、載荷變化多、帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據(jù)此對(duì)驅(qū)動(dòng)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(shí)要適應(yīng)我國(guó)的情況。例如:為了節(jié)約鎳、鉻等我國(guó)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(chē)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(hào)，，及，在本設(shè)計(jì)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(shí)為HRC32～45。 對(duì)于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù)m≤5時(shí)，為0.9～1.3mm。 由于新齒輪潤(rùn)滑不良，為了防止齒輪在運(yùn)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(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤(rùn)滑。 對(duì)齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25％。對(duì)于滑動(dòng)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(shí)溫度低，故不會(huì)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(huì)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(jì)算 設(shè)計(jì)時(shí)，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(hào)，然后驗(yàn)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(yàn)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(dòng)齒輪上的力 齒面寬中點(diǎn)的圓周力P為 （2.12） 式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動(dòng)齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩； ——該齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑。 注：汽車(chē)在行駛過(guò)程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動(dòng)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(shí)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(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)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(dòng)比為3.967，3.848，3.656，3.071，0.856； ——變速器處于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 對(duì)于螺旋錐齒輪 =168.41（mm） （2.14） =26.947（mm） （2.15） 式中：——主、從動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑； ——從動(dòng)齒輪齒面寬，取=35； ——從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角81.13； 計(jì)算得：=19063.3N 螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力 主動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)樽?；旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針： =21729（N） （2.16）=5367.54（N） （2.17） 從動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)橛遥? =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(dòng)齒輪的節(jié)錐角8.87，81.13。 （2）主減速器軸承載荷的計(jì)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(jì)算出軸承的徑向載荷。 ①騎馬式支承主動(dòng)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(dòng)齒輪a=101.5，b=51，c=152.5; 式中：——齒面寬中點(diǎn)處的圓周力； ——主動(dòng)齒輪的軸向力； ——主動(dòng)齒輪的徑向力； ——主動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑。 2.7 主減速器的潤(rùn)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(rùn)滑，其中尤其應(yīng)注意主減速器主動(dòng)錐齒輪的前軸承的潤(rùn)滑，因?yàn)槠錆?rùn)滑不能靠潤(rùn)滑油的飛濺來(lái)實(shí)現(xiàn)。為此，通常是在從動(dòng)齒輪的前端靠近主動(dòng)齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專(zhuān)門(mén)的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤(rùn)滑油收集起來(lái)再經(jīng)過(guò)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(shí)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(dòng)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(rùn)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(rùn)滑油流進(jìn)差速器，有的采用專(zhuān)門(mén)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(kāi)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(chē)在通過(guò)障礙時(shí)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(jì)算載荷的計(jì)算、齒輪參數(shù)的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算并對(duì)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(rùn)滑等做了必要的說(shuō)明。 第3章 差速器設(shè)計(jì) 3.1 概述 根據(jù)汽車(chē)行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求和實(shí)際的車(chē)輪、道路的特征，為了消除由于左右車(chē)輪在運(yùn)動(dòng)學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的弊病，汽車(chē)左右驅(qū)動(dòng)輪間都有差速器，保證了汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車(chē)輪在行程不等時(shí)具有以下不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿(mǎn)足了汽車(chē)行駛運(yùn)動(dòng)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(dòng)。 本次設(shè)計(jì)選用的普通錐齒輪式差速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設(shè)計(jì)的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋。 3.2 對(duì)稱(chēng)式圓錐行星齒輪差速器 設(shè)計(jì)中采用的普通對(duì)稱(chēng)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(gè)半軸齒輪，4個(gè)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(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車(chē)上也很可靠等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)采用該結(jié)構(gòu)。 圖3.1 中央為普通對(duì)稱(chēng)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(dòng)齒輪上，故在確定主減速器從動(dòng)齒輪尺寸時(shí)，應(yīng)考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動(dòng)齒及主動(dòng)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(chē)多用4個(gè)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(shí)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(yàn)公式來(lái)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(duì)于有4個(gè)行星輪的越野車(chē)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(mǎn)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(chē)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(zhǎng)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(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)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(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算 表3.1為汽車(chē)差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算步驟，表中計(jì)算用的弧齒厚系數(shù)τ見(jiàn)圖3.3。 表3.1 汽車(chē)差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算表 序號(hào) 項(xiàng) 目 計(jì) 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(diǎn)至齒輪外緣距離 21 理論弧齒厚 22 齒側(cè)間隙 （高精度） 注:實(shí)際齒根高比上表計(jì)算值大0.051mm。 切向修正系數(shù) 圖3.3 汽車(chē)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(jì)算，而對(duì)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(dòng)車(chē)輪有轉(zhuǎn)速差時(shí)行星齒輪和半軸齒輪之間有相對(duì)滾動(dòng)的緣故。 汽車(chē)差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為 （3.8） 式中：T——差速器一個(gè)行星齒輪給予一個(gè)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(jì)算汽車(chē)差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù)0.229，見(jiàn)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(jì)算用綜合系數(shù)J 以計(jì)算得：=773.799 MPa<[]980 Mpa。 綜上所述，差速器齒輪強(qiáng)度滿(mǎn)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(duì)稱(chēng)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(jì)計(jì)算，對(duì)差速器齒輪的幾何尺寸及強(qiáng)度進(jìn)行了相應(yīng)的計(jì)算，最終確定了所設(shè)計(jì)差速器的各個(gè)參數(shù)，取得機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制造的標(biāo)準(zhǔn)值并滿(mǎn)足了強(qiáng)度計(jì)算和校核。 第4章 半軸設(shè)計(jì) 4.1 概述 驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置置位于汽車(chē)傳動(dòng)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(dòng)車(chē)輪。在斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中．驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置包括半軸和萬(wàn)向接傳動(dòng)裝置且多采用等速萬(wàn)向節(jié)。在一般非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋上，驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置就是半軸，這時(shí)半軸將差速器半鈾齒輪和輪轂連接起來(lái)。在裝有輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動(dòng)齒輪連接起來(lái)。 4.2 半軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理地確定其計(jì)算載荷。 半軸計(jì)算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況： （1）縱向力（驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力）最大時(shí)（=），附著系數(shù)φ取0.8，沒(méi)有側(cè)向力作用； （2）側(cè)向力Y2最大時(shí)，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時(shí)，為Z2φ1，側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)φ1在計(jì)算中取1.0，沒(méi)有縱向力作用； （3）垂向力最大時(shí)，這發(fā)生在汽車(chē)以可能的高速通過(guò)不平路面時(shí)，其值為（Z2-gw）kd，kd是動(dòng)載荷系數(shù)，這時(shí)沒(méi)有縱向力和側(cè)向力的作用。 4.2.1 全浮式半軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算，即 =7861.854N （4.1） 式中：——滿(mǎn)載靜止汽車(chē)的驅(qū)動(dòng)橋?qū)λ降孛娴妮d荷，取15118.95N； ——汽車(chē)加速和減速時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)于后驅(qū)動(dòng)橋可取1.3； ——輪胎與的地面的附著系數(shù)0.8； 對(duì)于驅(qū)動(dòng)車(chē)輪來(lái)說(shuō)，當(dāng)按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比計(jì)算所得的縱向力小于按最大附著力所決定的縱向力時(shí)，則按下式計(jì)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩190； ——傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比25.421； ——汽車(chē)傳動(dòng)效率0.9； ——輪胎滾動(dòng)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(jì)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(jì) ①桿部直徑的選擇 設(shè)計(jì)時(shí)，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(jì)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(jì)算： =492.228692MPa （4.5） 式中：——半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa； T——半軸的計(jì)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(zhǎng)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(kāi)線(xiàn)） 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(zhǎng)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(jì)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(jì)上應(yīng)盡量增大各過(guò)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(guò)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(jì)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(guò)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(duì)半軸做了設(shè)計(jì)計(jì)算。在全浮式半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算中首先考慮到三種可能的載荷工況。對(duì)縱向力（驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力）最大時(shí)，沒(méi)有側(cè)向力作用這一工況進(jìn)行了計(jì)算。做了必要的半軸設(shè)計(jì)計(jì)算并進(jìn)行了校核選取了機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制造標(biāo)準(zhǔn)值，對(duì)材料和熱處理做了必要的說(shuō)明。 第5章 驅(qū)動(dòng)橋橋殼的校核 5.1 概述 驅(qū)動(dòng)橋橋殼是汽車(chē)上的主要零件之一，非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋的橋殼起著支承汽車(chē)荷重的作用，并將載荷傳給車(chē)輪。作用在驅(qū)動(dòng)車(chē)輪上的牽引力、制動(dòng)力、側(cè)向力和垂向力也是經(jīng)過(guò)橋殼傳到懸掛及車(chē)架或車(chē)廂上。因此橋完既是承載件又是傳力件，同時(shí)它又是主減速器、差速器及驅(qū)動(dòng)車(chē)輪傳動(dòng)裝置（如半軸）的外殼。 在汽車(chē)行駛過(guò)程中，橋殼承受繁重的載荷，設(shè)計(jì)時(shí)必須考慮在動(dòng)載荷下橋殼有足夠的強(qiáng)度和剛度。為了減小汽車(chē)的簧下質(zhì)量以利于降低動(dòng)載荷、提高汽車(chē)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(jiǎn)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(shí)，還應(yīng)考慮汽車(chē)的類(lèi)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(jì)算 5.2.1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計(jì)算 橋殼猶如一空心橫梁，兩端經(jīng)輪轂軸承支承于車(chē)輪上，在鋼板彈簧座處橋殼承受汽車(chē)的簧上載荷，而沿兩側(cè)輪胎中心線(xiàn)，地面給輪胎以反力（雙胎時(shí)則沿雙胎中心線(xiàn)），橋殼則承受此力與車(chē)輪重力之差值，計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖5.1所示。 橋殼按靜載荷計(jì)算時(shí)，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩為 （5.1） 式中 ——汽車(chē)滿(mǎn)載靜止水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，N； ——車(chē)輪的重力，N； ——驅(qū)動(dòng)車(chē)輪輪距，m； ——驅(qū)動(dòng)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(jiàn)，橋殼的危險(xiǎn)斷面通常在鋼板彈簧座附近。由于大大地小于/2，且設(shè)計(jì)時(shí)不易準(zhǔn)確預(yù)計(jì)，當(dāng)無(wú)數(shù)據(jù)時(shí)可忽略去。 而靜彎曲應(yīng)力為： =88.45MPa （5.2） 式中：——危險(xiǎn)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(jì)算簡(jiǎn)圖 5.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 當(dāng)汽車(chē)高速行駛于不平路面上時(shí)，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(shí)橋殼載動(dòng)載荷下的彎曲應(yīng)力為： =221.12MPa （5.3） 式中：——?jiǎng)虞d荷系數(shù)，對(duì)越野汽車(chē)取3.0； ——橋殼載靜載荷下的彎曲應(yīng)力，88.45MPa； 5.2.3 汽車(chē)以最大牽引力行駛時(shí)的橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 這時(shí)不考慮側(cè)向力。圖5.2為汽車(chē)以最大牽引力行駛時(shí)橋殼的受力分析簡(jiǎn)圖。此時(shí)作用在左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪上除有垂向反力外，尚有切向反力。地面對(duì)左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的最大切向反力共為 =1686.633N （5.4 ） 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩190； ——傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比25.421； ——傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率0.9； ——輪胎的滾動(dòng)半徑0.388m。 圖5.2 汽車(chē)以最大牽引行駛時(shí)橋殼的受力分析簡(jiǎn)圖 后驅(qū)動(dòng)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(chē)加速行駛時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)1.2； 由于驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的最大切向反力使橋殼也承受水平方向的彎矩，對(duì)于裝用普通圓錐齒輪差速器的驅(qū)動(dòng)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(dòng)橋傳遞驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩而引起的反作用力矩。這時(shí)在兩板簧座間橋殼承受的轉(zhuǎn)矩為： （5.7） 式中： ——見(jiàn)式（5.4）下的說(shuō)明。 當(dāng)橋殼在鋼板彈簧座附近的危險(xiǎn)斷面處為圓管斷面時(shí)，則在該斷面處的合成彎矩為： （5.8） 該危險(xiǎn)斷面處的合成應(yīng)力為： （5.9） 式中：——危險(xiǎn)斷面處的彎曲截面系數(shù)158896.7。 5.2.4 汽車(chē)緊急制動(dòng)時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 這時(shí)不考慮側(cè)向力。圖5.3為汽車(chē)緊急制動(dòng)時(shí)橋殼的手力分析簡(jiǎn)圖.此時(shí)在作用在左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪上除有垂向反力外，尚有切向反力，即地面對(duì)驅(qū)動(dòng)車(chē) 圖5.3 汽車(chē)緊急制動(dòng)時(shí)橋殼的受力分析簡(jiǎn)圖 輪的制動(dòng)力。因此可求得： 緊急制動(dòng)時(shí)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(jiàn)式（5.1）說(shuō)明； ——汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)于越野汽車(chē)的后橋，0.85； ——驅(qū)動(dòng)車(chē)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(shí)還承受制動(dòng)力所引起的轉(zhuǎn)矩 （5.13） 緊急制動(dòng)時(shí)橋殼在兩板簧座附近的危險(xiǎn)斷面處的合成應(yīng)力： （5.14） 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 （5.15） 綜上所述，滿(mǎn)足強(qiáng)度校核要求。 5.2.5 汽車(chē)受最大側(cè)向力時(shí)橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 當(dāng)汽車(chē)滿(mǎn)載、高速急轉(zhuǎn)彎時(shí)，則會(huì)產(chǎn)生一想當(dāng)大的且作用于汽車(chē)質(zhì)心處離心力。汽車(chē)也會(huì)由于其他原因而承受側(cè)向力。當(dāng)汽車(chē)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(shí)，則汽車(chē)處于側(cè)滑的臨界狀態(tài)，此時(shí)沒(méi)有縱向力作用。側(cè)向力一旦超過(guò)側(cè)向附著力，汽車(chē)則側(cè)滑。因此汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋的側(cè)滑條件是： （5.16） 式中：——驅(qū)動(dòng)橋所受的側(cè)向力； ——地面給左、右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的側(cè)向反作用力； ——汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平面時(shí)驅(qū)動(dòng)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(chē)產(chǎn)生純粹的側(cè)滑，因此計(jì)算時(shí)可以認(rèn)為地面給輪胎的切向反作用力（如驅(qū)動(dòng)力、制動(dòng)力）為零。 汽車(chē)向右側(cè)滑時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋側(cè)滑時(shí)左、右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的支承反力為： （5.17） 式中：——左、右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的支承反力，N； ——汽車(chē)滿(mǎn)載時(shí)的質(zhì)心高度，0.55m; ——見(jiàn)式（5.16）下的說(shuō)明； ——驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的輪距1.3m。 鋼板彈簧對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼的垂向作用力為： （5.18） 式中：——汽車(chē)滿(mǎn)載時(shí)車(chē)廂通過(guò)鋼板彈簧作用在驅(qū)動(dòng)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(jiàn)式（5.17）下的說(shuō)明； ——兩板簧座中心間的距離1.19m。 對(duì)于半軸為為全浮式的驅(qū)動(dòng)橋，在橋殼兩端的半軸套管上，各裝著一對(duì)輪轂軸承，它們布置在車(chē)輪垂向反作用力的作用線(xiàn)的兩側(cè)，通常比外軸承離車(chē)輪中心線(xiàn)更近。側(cè)滑時(shí)內(nèi)、外輪轂軸承對(duì)輪轂的徑向支承力如圖5.4所示，可根據(jù)一個(gè)車(chē)輪的受力平衡求出。 汽車(chē)向右側(cè)滑時(shí)左、右車(chē)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(dòng)半徑0.388m; 圖5.4 汽車(chē)向右側(cè)滑時(shí)輪轂軸承對(duì)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(jiàn)圖5.4，其中地面給左右驅(qū)動(dòng)車(chē)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(huì)增加車(chē)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(chē)輪的支承剛度會(huì)變差而接近于3/4浮式半軸的情況。當(dāng)然，的數(shù)值過(guò)大也會(huì)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(chē)的設(shè)計(jì)中，常取/4。輪轂軸承承受力最大的情況是發(fā)生在汽車(chē)側(cè)滑時(shí)，所以輪軸（即半軸套管）也是在汽車(chē)滿(mǎn)載側(cè)滑時(shí)承受最大的彎矩及應(yīng)力。半軸套管的危險(xiǎn)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(guò)。 對(duì)于鋼板沖壓焊接整體式橋殼，多采用或號(hào)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(jì)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(shí)情況。它僅用于對(duì)橋殼強(qiáng)度的驗(yàn)算或用作與其他車(chē)型的橋殼強(qiáng)度進(jìn)行比較。而不能用于計(jì)算橋殼上某點(diǎn)（例如應(yīng)力集中點(diǎn)）的真實(shí)應(yīng)力值。使用有限元法對(duì)汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋殼進(jìn)行強(qiáng)度分析，只要計(jì)算模型簡(jiǎn)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(jì)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(shì)，這些都是上述傳統(tǒng)計(jì)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(jì)算。對(duì)靜彎曲應(yīng)力下，不同路面沖擊載荷作用下和汽車(chē)以最大牽引力行駛時(shí)及汽車(chē)緊急制動(dòng)時(shí)的四種情況下橋殼受力和強(qiáng)度做了計(jì)算。 結(jié) 論 本設(shè)計(jì)根據(jù)傳統(tǒng)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)方法，并結(jié)合現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，確定了越野車(chē)后驅(qū)動(dòng)橋的總體設(shè)計(jì)方案，為使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、工作可靠，采用非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)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(dòng)橋殼的具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核，并運(yùn)用AutoCAD軟件繪制出主要零部件的工程圖和裝配圖。 本驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理，符合實(shí)際應(yīng)用，具有很好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，驅(qū)動(dòng)橋總成及零部件的設(shè)計(jì)能盡量滿(mǎn)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(chē)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(jì)過(guò)程仍有許多不足，在設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)尺寸時(shí)，有些設(shè)計(jì)參數(shù)是按照以往經(jīng)驗(yàn)值得出，這樣就帶來(lái)了一定的誤差。另外，在某些方面，由于時(shí)間問(wèn)題，做得還不夠仔細(xì)，懇請(qǐng)各位老師同學(xué)給予批評(píng)指正。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信. 汽車(chē)設(shè)計(jì)[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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