哈弗越野車驅(qū)動(dòng)橋的后橋設(shè)計(jì)【帶CAD圖紙和說明書】,帶CAD圖紙和說明書,越野車,驅(qū)動(dòng),后橋,設(shè)計(jì),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(dòng)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(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)組織的專業(yè)化目標(biāo)前進(jìn)。 汽車驅(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的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動(dòng)車輪；其次，驅(qū)動(dòng)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(dòng)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(dòng)橋、轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋和支持橋四種類型。其中，轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動(dòng)橋，一般越野車多以前橋?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)車輪的懸掛型式密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸掛時(shí)，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(dòng)橋；當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸掛時(shí)，則配以斷開式驅(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(dòng)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(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(yùn)動(dòng)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(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(shí)，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(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的類型及使用條件有關(guān)，有時(shí)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(dòng)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(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)主要從越野車傳動(dòng)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(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(yùn)輸車輛，對(duì)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(dòng)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(duì)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(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)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計(jì)算對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。通過優(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選擇值，可是汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 表2.1 基本參數(shù)表 名稱 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(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； ——汽車滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)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(shí)負(fù)載增大量，可初?。? ——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(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) 車型 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎車 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 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(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(dòng)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(shí)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(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。 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。螺旋角過大時(shí)會(huì)引起軸向劚亦過大，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(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(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、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(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：汽車在行駛過程中，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(dòng)錐齒輪的前軸承的潤滑，因?yàn)槠錆櫥荒芸繚櫥偷娘w濺來實(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(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(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，主減速器的潤滑等做了必要的說明。 第3章 差速器設(shè)計(jì) 3.1 概述 根據(jù)汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求和實(shí)際的車輪、道路的特征，為了消除由于左右車輪在運(yùn)動(dòng)學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的弊病，汽車左右驅(qū)動(dòng)輪間都有差速器，保證了汽車驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有以下不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運(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)簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設(shè)計(jì)的汽車驅(qū)動(dòng)橋。 3.2 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 設(shè)計(jì)中采用的普通對(duì)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(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(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(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見圖3.3。 表3.1 汽車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(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)車輪的傳動(dòng)裝置置位于汽車傳動(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)車輪。在斷開式驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中．驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置包括半軸和萬向接傳動(dòng)裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅(qū)動(dòng)橋上，驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(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。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。 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，沒有縱向力作用； （3）垂向力最大時(shí)，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時(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：——滿載靜止汽車的驅(qū)動(dòng)橋?qū)λ降孛娴妮d荷，取15118.95N； ——汽車加速和減速時(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)車輪來說，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(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(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)橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅(qū)動(dòng)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(dòng)車輪上的牽引力、制動(dòng)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(shí)它又是主減速器、差速器及驅(qū)動(dòng)車輪傳動(dòng)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(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。為了減小汽車的簧下質(zhì)量以利于降低動(dòng)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(shí)，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(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(shí)則沿雙胎中心線），橋殼則承受此力與車輪重力之差值，計(jì)算簡圖如圖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 ——汽車滿載靜止水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，N； ——車輪的重力，N； ——驅(qū)動(dòng)車輪輪距，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，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(shí)的橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 這時(shí)不考慮側(cè)向力。圖5.2為汽車以最大牽引力行駛時(shí)橋殼的受力分析簡圖。此時(shí)作用在左右驅(qū)動(dòng)車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 汽車以最大牽引行駛時(shí)橋殼的受力分析簡圖 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： ——見式（5.4）下的說明。 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為汽車緊急制動(dòng)時(shí)橋殼的手力分析簡圖.此時(shí)在作用在左右驅(qū)動(dòng)車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 圖5.3 汽車緊急制動(dòng)時(shí)橋殼的受力分析簡圖 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：——見式（5.1）說明； ——汽車制動(dòng)時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)于越野汽車的后橋，0.85； ——驅(qū)動(dòng)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(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，滿足強(qiáng)度校核要求。 5.2.5 汽車受最大側(cè)向力時(shí)橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 當(dāng)汽車滿載、高速急轉(zhuǎn)彎時(shí)，則會(huì)產(chǎn)生一想當(dāng)大的且作用于汽車質(zhì)心處離心力。汽車也會(huì)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(shí)，則汽車處于側(cè)滑的臨界狀態(tài)，此時(shí)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(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)車輪的側(cè)向反作用力； ——汽車滿載靜止于水平面時(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。 汽車向右側(cè)滑時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋側(cè)滑時(shí)左、右驅(qū)動(dòng)車輪的支承反力為： （5.17） 式中：——左、右驅(qū)動(dòng)車輪的支承反力，N； ——汽車滿載時(shí)的質(zhì)心高度，0.55m; ——見式（5.16）下的說明； ——驅(qū)動(dòng)車輪的輪距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：——汽車滿載時(shí)車廂通過鋼板彈簧作用在驅(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； ——見式（5.17）下的說明； ——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(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)車輪的受力平衡求出。 汽車向右側(cè)滑時(shí)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(dòng)半徑0.388m; 圖5.4 汽車向右側(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 ——見圖5.4，其中地面給左右驅(qū)動(dòng)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(huì)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(huì)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(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)生在汽車側(cè)滑時(shí)，所以輪軸（即半軸套管）也是在汽車滿載側(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。 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)汽車驅(qū)動(dòng)橋殼進(jìn)行強(qiáng)度分析，只要計(jì)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(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，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以最大牽引力行駛時(shí)及汽車緊急制動(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，確定了越野車后驅(qū)動(dòng)橋的總體設(shè)計(jì)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(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(jì)過程仍有許多不足，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，這樣就帶來了一定的誤差。另外，在某些方面，由于時(shí)間問題，做得還不夠仔細(xì)，懇請各位老師同學(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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