毕业设计（论文）-大学生方程式赛车驱动桥设计.doc

南 京 理 工 大 学毕业设计说明书(论文)作 者:学 号：学院(系):机械工程学院专 业:车辆工程题 目:大学生方程式赛车驱动桥设计讲师指导者： 评阅者： 2013 年 6 月 本科毕业设计说明书（论文） 第II页 共IV页毕业设计说明书（论文）中文摘要摘 要本说明书主要介绍了中国大学生方程式赛车后驱动桥的设计。首先介绍了赛车后桥的设计意义和研究现状。然后就后驱动桥中各个关键部件进行了方案论证分析和选择。其中包括了大链轮、链条、差速器、球笼等外购件和差速器支架、吊耳、半轴、轮毂等自制件。对于外购件，主要通过计算确定了选购原则和购得部件型号。对于自制件，在保证强度、减轻质量，实现最优的原则上进行了设计计算。利用CATIA软件画出了所有零部件的三维视图，并对其中关键部件进行了强度分析校核。尤其对于自制件，根据不同工况，对其进行了有限元分析，从而实现优化。并利用CAD对主要零部件绘制了工程图，确保所设计零件能够满足实际要求。关键词 ：后驱动桥 大链轮 轮毂 校核全套图纸加扣 3012250582 本科毕业设计说明书（论文） 第 VI 页 共IV页 Title The Design of the Rear Axle of FSAE Racing Car AbstractThis specification mainly introduces the design of rear axle in the FSAE. Firstly, the paper presents the design significance and research status. Secondly, the scheme comparison analysis and selection are taken on the key components. Of all the analysises,include the bought-in components such as the big chain wheel, chain, differential, cage and the self-made parts such as the differential carrier, lug, axle, wheel hub. For purchased parts, the purchased principle and the part version are made on the basis of calculation. For self-made parts, take the calculation according to the principle of ensuring the strength, reducing the quality, achieving the optimal.Then take advantage of CATIA to draw the 3D view of all the parts. For the key components, take the strength check analysis. Especially for the self-made parts, carry on the finite element analysis under different working conditions.So as to realize the optimization. Finally take the use of CAD to draw the engineering drawings the main parts, to ensure that the design can meet the practical requirements of parts.Keywords : Rear drive axle, big chain wheel, wheel hub, check目 录1 绪论11.1 课题研究背景11.2 课题研究现状11.3 本课题的主要研究内容11.4 驱动形式21.5 主要参数21.5.1 质量参数21.5.2 轴距21.5.3 轮距21.5.4 轮胎半径22 后驱动桥传动部分的设计22.1大链轮和链条的设计计算22.1.1 赛车传动系的功用22.1.2已知条件22.1.3设计计算32.1.4总结52.2法兰盘的设计计算52.2.1 法兰盘的作用52.2.2设计52.2.3法兰盘受力计算62.2.4法兰盘有限元分析63 后驱动桥差速器部分的设计计算83.1 差速器及差速器壳体83.1.1 差速器的作用83.1.2 差速器壳的作用93.1.3 差速器的选择原则93.1.4 托森差速器参数93.2 差速器轴承93.2.1 差速器轴承的作用93.2.2 选择原则103.3.3 轴承校核103.4 差速器支撑113.4.1 差速器支撑的作用113.4.2 差速器支撑的设计113.4.3 有限元分析123.5 调节吊耳的设计133.5.1 调节吊耳作用133.5.2 调节吊耳的设计134 后驱动桥其他零部件的计算134.1 球笼144.1.1球笼作用144.1.2选择原则144.1.3 球笼参数144.2半轴设计144.2.1半轴作用144.2.2半轴设计144.2.3半轴有限元分析144.3轮毂164.3.1 设计思路164.3.2 设计步骤164.3.3 转向工况下，后轮毂的受力分析194.3.4 转向工况下，后轮毂的有限元分析224.3.5 轮制工况下，后轮毂的受力分析24结 论27致 谢28参 考 文 献29 本科毕业设计说明书（论文） 第 30 页 共29页 1 绪论1.1 课题研究背景大学生方程式赛车活动以院校为单位组织学生参与，赛事组织的目的主要有：一是重点培养学生的设计、制造能力、成本控制能力和团队沟通协作能力，使学生能够尽快适应企业需求，为企业挑选优秀适用人才提供平台； 二是通过活动创造学术竞争氛围，为院校间提供交流平台，进而推动学科建设的提升； 大赛在提高和检验汽车行业院校学生的综合素质，为汽车工业健康、快速和可持续发展积蓄人才,增进产、学、研三方的交流与互动合作等方面具有十分广泛的意义。本课题的研究设计可适用于2013年南京理工大学生方程式赛车的驱动桥总成。对赛车进行差速器，链传动系，后轴强度的研究。我们将通过对驱动桥的优化设计，来为赛车其他部件的分析优化提供新的思路和方法，以达到对赛车进行整体优化的目的。1.2 课题研究现状赛车的传动系统是赛车动力输出的关键，其首要任务是与发动机协同工作，以保证汽车能在不同使用条件下正常行驶，并具有良好的动力性和燃油经济性。滑差速器在赛车上的运用，可对赛车性能的提升起到关键的作用。相比国外学校对限滑差速器的研究以及使用，国内目前仍有一定的差距。调研发现，国外FSC车队差速器多采用限滑差速器。欧美车队多采用托森式差速器。由于国外有专门为FSC加工托森差速器齿轮的厂家，购买方便。而购买摩擦片是限滑差速器的可行性较高。目前国内对于小型车限滑差速器，尤其是对小型方程式赛车限滑差速器的研究比较少，而限滑差速器的设计对赛车的动力性以及操纵稳定性却有很大的影响，在赛车其他条件条件相近的情况下，装备限滑差速器对赛车成绩的提升至关重要。1.3 本课题的主要研究内容大学生方程式赛车的后驱动桥总成设计，主要包括大链轮的设计校核、链条选择、差速器的选择改进及差速器壳的设计、差速器支架的设计校核、法兰盘的设计校核、球笼的设计，差速器左右支撑的设计校核、左右调节吊耳的设计等。基于上述零部件的设计，完成后桥总成的装配，并与整车进行匹配调整，进而做局部改进。1.4 驱动形式目前大部分高校FSC赛车采用的都是中置后驱形式，动力由变速器输出轴传递到差速器壳体采用链传动（在差速器壳体上安装链轮，取消主减速器）。此传动方式有如下优点：省去传动轴与主减速器，减轻了整车装备质量；发动机制动时，由于链条有许多间隙，故能吸收震动。本设计中同样采用中置后驱式。1.5 主要参数1.5.1 质量参数本设计中，赛车的整车整备质量为300kg，簧上质量m1=253kg.质心高度Hg=267mm。1.5.2 轴距轴距是指车轮指向正前方时同侧两车轮的接地面中心点之间的距离。根据大赛规定，赛车的轴距必须至少为1525mm。本设计中，赛车轴距为L=1575mm。质心至前轴的距离a=841mm,质心至后轴的距离b=734mm. 前后轴荷比前：后=46.6%：53.4%。1.5.3 轮距汽车轮距对汽车的总宽、总质量、横向稳定性和机动性都有较大的影响。轮距越大，则悬架的角刚度越大，汽车横向稳定性越好。但轮距也不应过大，应与汽车的总宽相适应。根据大赛规定，赛车较小的轮距必须不小于较大轮距的75%。本设计中，前轮距L1=1220mm.后轮距L2=1180mm。1.5.4 轮胎半径轮胎半径r=232.4mm。2 后驱动桥传动部分的设计2.1大链轮和链条的设计计算2.1.1 赛车传动系的功用传动系统的主要任务是与发动机协同工作，以保证汽车能在不同的使用条件下正常行驶，并具有良好的动力性和燃油经济性。所以传动系统应具备以下功能：减速增扭；变速；必要时中断传动系统的动力传递；使车轮具有差速功能。2.1.2设计计算（1） 链轮齿数Z1、Z2和传动比i齿数的选取原则：链传动速度高时，齿数多些；为考虑磨损均匀，链轮齿数应取与链节数互质的奇数。链传动比i一般7。若传动比过大，则链轮包角在小链轮上的包角过小，啮合的齿数太少，这将加速轮齿的磨损，容易出现跳齿，破坏正常啮合。由变速器输出轴链轮齿数Z1=15，按变速器三档传动比ig=0.957设计，发动机处于最大扭矩时，转速n为10885r/min，车轮半径r=232.4mm。设定最高车速Ua=150km/h (2.1)由公式2.1，可得 i0=2.67。 （2.2）由公式2.2，可得 Z2=45。（2） 排数和节距的确定在一定的条件下，节距越大，链传动承载能力越强，但链传动的多边形效应越严重。所以为使链传动结构紧凑，寿命长，尽量取小节距的单排链。工况系数的选取见表2.1。表2.1 工作情况系数KA工作机特性原动机特性平稳传动轻微冲击中等冲击平稳运动1.01.11.3中等运动1.41.51.7严重冲击1.81.92.1故取KA=1.0。若传动速度高，传递的功率大；或传动中心距小，传动比大，去小节距的多排链。若传动中心距大而传动比小，取大节距的单排链。链排数的选取见表2.2。表2.2 排数系数KM排数1234KM11.752.53.3取主动链轮齿形系数Kz=1.1,采用单排链KM=1.0因为 初定链条型号525，节距p=15.875mm的单排链。（3）大链轮分度圆直径d2和齿顶圆直径da2的计算 （2.3）由公式2.3，可得d2=202.3mm。 （2.4）由公式2.4，可得da2=210.3mm。同理，可得d1=76.4mm，da1=83.26mm。（4）初选中心距a0a小，传动结构紧凑。但a太小，链条总长太短，单位时间里每一链节参与啮合次数过多，加剧链的磨损和疲劳。a过大，承载好，但链条长，横向振动大。一般。初定a0=30p=474mm。（5）链节数Lp （2.5）由公式2.5，可得Lp=88。（6）确定实际中心距 (2.6)由公式2.6，可得a=477mm。（7）链轮包角 （2.7）由公式2.7，可得。根据小链轮包角最小为1200，可得中心距a=121mm，故中心距可在121mm和477mm之间。根据总布置规划，取中心距a=16p=260mm。链轮包角。2.1.4总结综上所述，决定购买型号为520的链轮，链轮厚度8mm，材料45钢，并加工成如图2.1所示样式。一方面可减轻链轮质量，降低惯性，另一方面也保证了链轮强度。其中间六个螺栓孔予以和法兰盘连接，具体尺寸见工程图。图2.1 大链轮示意图2.2法兰盘的设计计算2.2.1 法兰盘的作用法兰连接是管道施工的重要连接方式，分螺纹连接（丝接）法兰和焊接法兰。本设计中，法兰盘用以连接大链轮与差速器外壳，起到差速器输入轴的作用。2.2.2设计法兰所用材料为40Cr，设计成如图2.2所示样式，外圈六个螺纹孔用以和大链轮连接，中间凸台部分的外圈和差速器壳可通过花键连接进行传动。周围镂空部分的设计，可在保证其工作强度的同时减轻惯性。其外花键齿数由差速器外壳的参数决定。具体尺寸见工程图。图2.2 法兰盘示意图2.2.3法兰盘受力计算法兰盘所受最大螺栓剪力Fmax的计算。 （2.8） （2.9）其中ri=56mm,发动机所传递最大扭矩T0=36.4NM，ig=2.833，i0=1.8222.67=4.86。本款发动机中，有内置变速器，变速比为1.822。将上述数据代入式2.8 、式2.9，可得Fmax=1490N。2.2.4法兰盘有限元分析已知零件材料为40cr，弹性模量2.11e+010N/m2，泊松比0.33，屈服强度7.85e+008N/m2。（1）根据装配关系，对法兰与差速器壳连接的外花键部分施加夹紧约束，约束如图2.3所示。图2.3 法兰所受约束示意图（2）由强度校核部分可假设，六个螺纹孔所受合力均为1500N。并且合力方向始终与螺纹孔的运动方向平行。故若假设最上端螺纹孔所受合力的大小为1500N（沿X轴正方向），那么按照法兰回转方向，螺纹孔二所受力为750N（沿X轴正方向）、1300N（沿Z轴负方向）；螺纹孔三所受力为因为750N(沿X轴负方向)、1300N（沿Z轴负方向）；由对称性可知，螺纹孔四、五、六所受的力分别与螺纹孔一、二、三所受的力大小相等，方向相反。法兰盘与大链轮之间通过螺栓实现运动，所以对螺纹孔施加轴承负载，受力形式为正弦，受力方向如图2.3所示。（3）计算完成后，其网格划分效果图2.4，米塞斯应力图2.5，位移图2.6如下所示。 图2.4 法兰网格划分示意图 图2.5 法兰米塞斯应力图图2.6 法兰位移图（4）结果表明，在施加的载荷作用下，法兰盘边最大位移约为0.193mm，在临近法兰支撑肋底部的附近，零件承受的较大应力为2.22e+008N/m2，而材料屈服强度为7.85e+008N/m2。约为钢材屈服应力值的四分之一，应力情况合格。3 后驱动桥差速器部分的设计计算3.1 差速器及差速器壳体3.1.1 差速器的作用汽车差速器主要是消除汽车在转弯时左右轮转速不一致而造成的机械干涉现象，如果没有差速器，就会因左右轮转速不一致而导致机械性损坏。Torsen的核心是蜗轮、蜗杆齿轮啮合系统，正是双蜗轮、蜗杆结构相互啮合互锁以及扭矩单向地从蜗轮传送到蜗杆齿轮的构造实现了差速器锁止功能，这一特性限制了滑动。托森差速器外形如图3.1所示。图3.1 大学生特别版托森差速器示意图3.1.2 差速器壳的作用速器壳的形状是根据不同车型及差速器的结构确定的。有左右盖合拢式、花蓝式等。差速器壳是差速齿轮和半轴齿轮及十字轴等的骨架，差速器壳将它们组合在一起，其外部与大八字齿轮或外齿环相连接。差速器壳是差速器的主体，其作用如下:安置十字轴或一字横轴；可保持差速器与后桥驱动车轮的传动轴线不变；力矩通过差速器传动出去。3.1.3 差速器的选择原则本次比赛我校所用差速器，本着体积小，成本低，惯性小的原则，选择了大学生特别版托森差速器，其限滑功能大大提高了赛车的过弯性能。3.1.4 托森差速器参数 大学生特别版托森差速器参数如图3.2所示，与法兰啮合的内花键齿数为46，与球笼啮合的内花键齿数为28。图3.2 大学生特别版托森差速器参数示意图3.2 差速器轴承3.2.1 差速器轴承的作用 差速器轴承位于差速器壳左、右两侧，安装在减速器壳承座孔上，本设计中安装在差速器支撑上。它的作用是承受并传递差速器和减速器的驱动力，并减小传动摩擦阻力，提高传动效率。3.2.2 选择原则 差速器轴承的类型定为深沟球抽成，内径大小由差速器外壳的参数决定。并尽量选取质量轻，外形小的轴承。最终选定差速器左侧轴承型号为6306，其基本参数如表3.1。表3.1 6306轴承基本参数基本尺寸（mm）d30安装尺寸（mm）da（min）36.5D72Da（max）68.5B19ra（max）1 差速器右侧轴承型号为6305，其基本参数如表3.2表3.2 6305轴承基本参数基本尺寸（mm）d25安装尺寸（mm）da（min）31.5D62Da（max）55.5B17ra（max）13.3.3 轴承校核(1) 轴承压轴力的计算1） 已知大小链轮齿数z1=15，z2=40，发动机最大输出功率P=35kw，链节数Lp=88，工况系数KA=1 （3.1）由公式3.1可得，计算功率。2） 已知链条所传递功率的效率为0.9 （3.2）由公式3.2，可得实际功率。3） 已知链节距p=15.875，链节数Lp=88 （3.3）由公式3.3，可得链长已知发动机最大功率时所对应转速n1=7105r/min， （3.4）由公式3.4，可得链速。5）工作拉力 故轴上的径向压力Q=1.2Fe=1351.1N。（2） 轴承寿命校核已知6305轴承基本额定载荷(Cr)为22.5KN，6306轴承基本额定载荷（Cr）为28.1kn，取基本额定载荷Cr小的轴承进行寿命计算。已知极限转速（脂润滑）为9000r/min。 （3.5）其中，当量动载荷由公式3.5，可得 根据往届比赛经验，可知轴承寿命符合比赛使用。3.4 差速器支撑3.4.1 差速器支撑的作用差速器支撑用以承放差速器轴承，并实现差速器在车架上的定位。3.4.2 差速器支撑的设计差速器支撑所用材料为7075Al，其结构如图3-3所示。采取这样三角板式设计，可以有效避免差速器、大链轮与车架干涉，板中间掏空，并设计加强筋，既可以减轻重量，同时也保证了支架的工作强度，保证两支架可以对差速器进行有效定位。其中大圆用来承放差速器轴承，两端小圆用来与差速器调节吊耳连接。左右两差速器支撑的具体尺寸，见工程图。图3.3 差速器支撑示意图3.4.3 有限元分析已知零件材料为Al，杨氏模量7.2e+010N/m2，泊松比0.33，屈服强度9.5e+008N/m2。通过对左右支撑进行对比可知，左侧支撑受力较大。故对左侧支撑进行有限元分析。（1）根据装配关系，对左支撑安装吊耳的两个螺栓孔施加夹紧约束。由上述轴承校核中压轴力的计算过程可知，支架所受最大压轴力为1351N，故对左支撑施加轴承负载，合力取1400N。因为差速器支撑主要用于差速器的定位，所以其在竖直方向所受的力要远大于其在水平方向的受力，故设定其受力为650N（沿Y轴负方向），1250N(沿Z轴负方向),设定其受力形式为正弦，方向如图3.4所示。图3.4 差速器支撑所受约束示意图（2）计算完成后，其网格划分效果图3.5，米塞斯应力图3.6，位移图3.7如下所示。 图3.5 网格划分效果图 图3.6 米塞斯应力图 图3.7 位移图（3）结果表明，在施加的载荷作用下，左支撑最大位移约为0.00614mm，在临近左支撑下部加强肋的附近，零件承受较大应力为9.11e+006N/m2，而材料屈服强度为9.5e+008N/m2，应力情况合格。3.5 调节吊耳的设计3.5.1 调节吊耳作用调节吊耳一可以防止差速器支架在赛车y轴上旋转，二可以通过调整拧入的牙数来调整链轮与车架的位置。3.5.2 调节吊耳的设计采用材料为45钢 ，其设计如图3.8所示。其具体尺寸见工程图。图3.8 吊耳示意图4 后驱动桥其他零部件的计算4.1 球笼4.1.1球笼作用球笼也叫做等速万向节，作用是将发动机的动力从变速器传递到两个驱动车轮，驱动轿车高速行驶。内球笼是连接变速箱差速器部位的，外球笼是连接车轮部位的，外球笼的作用不管是动力输出的还有车辆转弯时都是外球笼在起作用。4.1.2选择原则本设计中，赛车内球笼采用伸缩式万向节，外球笼为固定式万向节。球笼外形尺寸和花键齿数由差速器参数决定。决定采用奥拓汽车上的球笼，并加以修改。其中左侧内球笼与右侧相比，因为其要穿过链轮法兰与差速器齿轮相啮合，所以凸起部分加工得比右侧稍长。内球笼外形图4.1如下所示。图4.1 球笼示意图4.1.3 外球笼参数与差速器啮合的花键，齿数为28，与半轴啮合花键，齿数为21。4.2半轴设计4.2.1半轴作用半轴是差速器与驱动轮之间传递扭矩的实心轴，其内端一般通过花键与半轴齿轮连接，外端与轮毂连接。半轴将差速器传来的扭矩再传给车轮，驱动车轮旋转，推动汽车行驶。本设计采用全浮式半轴，其内端用花键与差速器的半轴齿轮相连接，半轴的外端锻出凸缘，用螺栓和轮毂连接。4.2.2半轴设计半轴采用材料为40cr，调质处理，其直径由球笼确定为22mm，根据赛车总布置参数，可知半轴长度360mm，半轴两端花键齿数为21。具体参数见工程图。4.2.3半轴有限元分析已知零件材料为40cr，弹性模量2.11e+010N/m2，泊松比0.33，屈服强度7.85e+008N/m2。（1）根据装配关系，对半轴一端施加夹紧约束。由上述法兰强度校核过程可知，半轴所传递扭矩为561.7NM，对半轴另一端添加扭矩570 NM。其约束受力如图4.2所示。图4.2 半轴所受约束示意图（2）计算完成后，其网格划分效果图4.3，米塞斯应力图4.4，位移图4.5如下所示。图4.3 半轴网格图图4.4 半轴网格图图 4.5 半轴位移图（3）结果表明，在施加的载荷作用下，半轴最大位移约为1.17mm，在临近左支撑下部加强肋的附近，零件承受最大应力为6.61e+008N/m2，已知材料屈服强度7.85e+008N/m2，其所受最大约为钢材屈服应力的六分之五，应力情况合格。4.3轮毂4.3.1 设计思路轮毂又称轮盘，是车轮上安装轮胎的零件。我校赛车轮毂设计思路如下，先竖立轮辋，在轮毂内放置立柱，卡钳，刹车盘，测量轮辋深度，观察并测量剩余空间，根据具体布置来设计外形，并不断改善，做校核分析。4.3.2 设计步骤（1）各个零件规格参数如下：轮辋规格：10inch。轮辋单边：如下图4.6所示。图4.6 轮辋单边尺寸示意图刹车盘：直径160mm；厚4mm；中间大孔直径60mm；四个螺纹孔的孔径为8mm、分布直径80mm。卡钳：卡钳尺寸如图所示。图4.7 卡钳尺寸示意图立柱：参照工程图立柱内部轴承：型号为32910,基本参数见表4.1。表4.1 轴承32910基本参数外形尺寸（mm）内径d50公称宽度T15外径D72外圈宽度C12内圈宽度B15倒角1（2）将刹车盘、立柱、卡钳、轴承在轮辋中按照规定位置布置后，其三维效果图4.8如下所示。图4.8 位置布置图（3）设计过程中，按照轮毂在后车架的作用，先确定其与轮辋单片的连接位置。固定销的长度，十字轴式的固定结构外形，不仅能确保在运动过程中轮毂的强度，也有效减轻了质量，减小惯性，将轮毂与轮辋单片中间进行轴向定位的凸台铣出深孔，也是为了减轻轮毂质量。（4）为避免卡钳与轮毂连接刹车盘的固定孔的干涉，要在轮毂的轴向留出足够空间。（5）轮毂与刹车盘的固定原则基本同（3），并根据刹车盘螺纹孔的规格选定螺栓和螺母。（6）轮毂轴向与轮边球笼连接部分的外径，由轴承决定，内径和花键尺寸，有球笼决定。（7）轮毂三维图4.9如下所示，具体尺寸见工程图。图4.9 轮辋示意图4.3.3 转向工况下，后轮毂的受力分析设侧向加速度a=1.3g。（1） 地面垂直力的计算静载下情况下，前轴受力 故其中单侧车轮受力 后轴受力 ,故其中单侧车轮受力 由于车轮转向时会引起内外侧车轮受地面垂直载荷发生转移，导致内侧车轮受力减少，外侧车轮受力增加。图4.10 转向工况下车轮受力示意图内外侧车轮载荷转移量相等 ，示意图4.10如上，由力矩平衡得到： （4.1）将数据带入式4.1，可得 后轮内侧车轮（右侧车轮）受地面垂直力为 后轮外侧车轮（左侧车轮）受地面垂直力为 （2） 地面侧向力的计算后轮所受侧向力 。（3） 以左后轮为研究对象忽略轮胎自重，其受力如下图4.11所示。图4.11 转向工况下左后轮受力示意图根据受力平衡，有 (4.2)式中Fuca 车架对上横臂的作用力。Fpr 车架对斜推杆的作用力。Flca车架对下横臂的作用力。F2L地面对左后车轮的侧向力。Fgr1地面对左后轮的法向载荷。r为轮胎半径。上横臂，斜推杆与水平方向夹角分别为7,42.4由方程组4.2，解得，Fuca=1396.2N Fpr=1596.7N Flca=2247.7N。（4） 以左后轮毂为研究对象忽略轮毂自重，其受力分析如图4.12所示图4.12 转向工况下轮毂示意图根据受力平衡，有 （4.3）式中Fl、Fu、Fm、Fz轮毂通过与轮辋连接处四个螺栓作用在轮胎上的力连接处螺栓到轮毂回转轴线的距离。r轮胎半径由方程组解4.3，可得 。垂直方向上，假设四个螺栓受力相等有 解得 。（5）轮毂受力与上述力大小相等，方向相反。4.3.4 转向工况下，后轮毂的有限元分析已知零件材料为40cr，弹性模量2.11e+010N/m2，泊松比0.33，屈服强度7.85e+008N/m2。（1）根据装配关系，对轮毂与半轴的连接端施加夹紧约束，对轮毂与轮辋连接处的螺栓施加夹紧约束。由上述法兰强度校核过程可知，半轴传递到轮毂的扭矩为561.7NM，故对轮毂与半轴的连接端添加扭矩570 NM。对螺栓添加4.3.3（5）中计算所得的力，已知螺栓径向截面面积78.5mm2，故对照图4-13所示，中间两个螺栓所受平均轴向压力载荷为6.5e+006N/m2，下部螺栓所受平均轴向压力载荷为6.5e+007N/m2，对上部螺栓施加分布力3900N。（2）同时根据轮毂所传递的最大扭矩，可知四个螺栓分别承受的最大扭矩为142.5NM，故可对四个螺栓施加如图4-13所示的四个径向力。其受力方向均与螺栓的运动方向平行，大小均为1866N。图4.13 转向工况轮毂所受约束示意图（3）计算完成后，其网格划分效果4.14，米塞斯应力图4.15，位移图4.16如下所示。图4.14 轮毂网格划分图图4.15 转向工况轮毂米塞斯应力图图4.16 转向工况轮毂位移图（4）结果表明，在施加的载荷作用下，轮毂边最大位移约为0.0122mm，在轮毂与球笼连接处的附近，零件承受较大应力为4.58e+008N m2，约为钢材屈服应力值的五分之三，应力情况合格。4.3.5 轮制工况下，后轮毂的受力分析设制动减速度a=1.4g，（1） 地面垂直力计算赛车在制动过程中会发生前后轮的载荷转移。根据受力平衡,有 （4.4）式中Fz1地面对单个前轮的法向作用力。Fz2地面对单个后轮的法向作用力。Hg为质心高度。由方程组4-4，解得 。（2） 面制动力计算 （3） 以后轮胎和后轮毂为研究对象其受力分析如下图4.17所示。图4.17 制动工况下轮毂受力分析根据受力平衡，有 （4.5）式中Fhw-T轮毂与轮辋连接处螺栓对轮辋作用力。Fhw-x轮毂对车轮作用x方向力。Fhw-z轮毂对车轮作用Z方向力。r轮毂与轮辋连接处螺栓半径，r=54mm。由方程组4.5，解得 （4）以刹车盘与轮毂的连接螺栓孔为研究对象根据力矩平衡，有 （4.6）式中F-卡钳对刹车盘的最大制动力，为2500N。R1-卡钳作用位置距离轮毂回转中心的距离，为72mm。R2-螺纹孔距离轮毂回转中心距离,为40mm。F-螺栓对螺纹孔的作用力。由式4.6，得F=1125N。（5）结论上述计算结果与4.3.4中轮毂受力相比，可知，后轮毂的设计满足制动工况下的受力要求。结 论设计并选定了后驱动桥中各个零部件，包括链轮、链条、差速器、球笼、轴承的选购以及半轴、差速器支撑、吊耳、轮毂的设计、计算、校核。所选用差速器在保证了后轮能以汽车动力学所要求的差速滚动外，还保证能将转矩平稳而连续的传递给左右驱动轮。在关键零部件的校核中，根据赛车的不同工况，对零件进行有限元分析，并在分析过程中对零件结构进行改善