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重型货车驱动桥设计.doc

重型货车驱动桥设计【7张图纸】【Word+CAD全套设计】【优秀】

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[X0122]重型货车驱动桥设计.zip

【CM14-71】重型货车驱动桥设计

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2011.1驱动桥装配图.dwg---(点击预览)

2011.1.1轮毂.dwg---(点击预览)

2011.1-11差速器行星锥齿轮.dwg---(点击预览)

2011.1-07主减速器主动锥齿轮.dwg---(点击预览)

2011.1-06半轴花键.dwg---(点击预览)

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关键词：: x0122 重型货车驱动设计

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摘要

驱动桥位于传动系统的末端，作用为改变传动方向增大转矩，是汽车四大总成之一，其性能好坏是评价重型货车整体性能的重要指标。由于重型货车采用的发动机输出功率大，所以对驱动桥的要求就更加严格。目前新型重型货车对载重量和行驶速度都有着更高的要求，所以搭配高效、可靠、传动效率高的驱动桥显得尤为重要。同时对更先进的单级减速驱动桥的设计已成为未来驱动桥的发展方向。本文已传统驱动桥设计的模式进行重型货车驱动桥设计。依照技术指标要求翻阅相关资料比较相近产品确定主要部件的结构和参数；深入研究对比之后确定总体设计方案；对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，整体式桥壳，全浮式半轴等的强度进行校核并且对支承轴承进行了寿命校核。

关键字：重型货车驱动桥单级减速

Title The design of heavy trucks drive axle

Abstract

Drive axle at the end of the transmission system, the role of the drive to change the direction of increasing the torque assembly is one of four cars, the performance is good or bad is to evaluate the overall performance of heavy goods vehicles, an important indicator. Because of heavy goods vehicles using the engine output power, so the drive axle the more stringent requirements. New heavy goods vehicles on the load current and speed have a higher demand, so with efficient, reliable, high transmission efficiency of the drive axle is very important. Meanwhile, more advanced single-stage gear-driven design of the bridge has become the future development direction of drive axle.This article has been designed for the traditional model of drive axle heavy goods vehicles drive axle design. Accordance with the technical requirements of references, compare similar products to determine the structure and parameters of the main components; be determined after further study compared the overall design; on the driving and driven bevel gear, planetary gear differential cone, axle gears, the overall axle , full floating axle, etc., and check the strength of a bearing on life support check

Keywords: Heavy truck Drive axle Single Reduction

摘要1

1 前言5

2 总体方案论证7

2.1 驱动桥结构形式选择7

2.2.主减速器结构形式选择7

2.3差速器的结构形式选择9

3 主减速器设计10

3.1 主减速器结构方案分析10

3.2 轴承支撑形式11

3.3 主减速器基本参数选择及设计计算12

3.3.1 主减速器计算载荷确定12

3.3.2 主减速器基本参数的选择13

3.3.3 主减速器锥齿轮主要参数15

3.3.4 主减速器锥齿轮的材料选用16

3.3.5 主减速器锥齿轮的强度计算17

3.3.6 主减速器轴承的计算21

4 差速器设计28

4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理28

4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构29

4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计30

4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择30

4.3.2 差速器齿轮的几何计算32

4.3.3 差速器齿轮的强度计算33

5. 驱动半轴的设计35

5.1 全浮式半轴计算载荷的确定35

5.2 全浮式半轴的杆部直径的初选36

5.3 全浮式半轴的强度计算36

5.4 半轴花键的强度计算37

6 驱动桥壳的设计38

6.1 铸造整体式桥壳的结构38

6.2 桥壳的受力分析与强度计算39

6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算40

6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算41

6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算42

6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算44

7 结论47

8 致谢48

9 参考文献49

2011.1.1轮毂.jpg

2011.1-03主减速器从动锥齿轮.jpg

2011.1-04差速器半轴锥齿轮.jpg

2011.1-06半轴花键.jpg

2011.1-07主减速器主动锥齿轮.jpg

2011.1-11差速器行星锥齿轮.jpg

2011.1驱动桥装配图.jpg

QQ截图20150531154510.jpg

QQ截图20150531154556.jpg

内容简介：: 摘要驱动桥位于传动系统的末端，作用为改变传动方向增大转矩，是汽车四大总成之一，其性能好坏是评价重型货车整体性能的重要指标。由于重型货车采用的发动机输出功率大，所以对驱动桥的要求就更加严格。目前新型重型货车对载重量和行驶速度都有着更高的要求，所以搭配高效、可靠、传动效率高的驱动桥显得尤为重要。同时对更先进的单级减速驱动桥的设计已成为未来驱动桥的发展方向。本文已传统驱动桥设计的模式进行重型货车驱动桥设计。依照技术指标要求翻阅相关资料比较相近产品确定主要部件的结构和参数；深入研究对比之后确定总体设计方案；对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，整体式桥壳，全浮式半轴等的强度进行校核并且对支承轴承进行了寿命校核。关键字：重型货车驱动桥单级减速 1Title The design of heavy trucks drive axleAbstractDrive axle at the end of the transmission system, the role of the drive to change the direction of increasing the torque assembly is one of four cars, the performance is good or bad is to evaluate the overall performance of heavy goods vehicles, an important indicator. Because of heavy goods vehicles using the engine output power, so the drive axle the more stringent requirements. New heavy goods vehicles on the load current and speed have a higher demand, so with efficient, reliable, high transmission efficiency of the drive axle is very important. Meanwhile, more advanced single-stage gear-driven design of the bridge has become the future development direction of drive axle.This article has been designed for the traditional model of drive axle heavy goods vehicles drive axle design. Accordance with the technical requirements of references, compare similar products to determine the structure and parameters of the main components; be determined after further study compared the overall design; on the driving and driven bevel gear, planetary gear differential cone, axle gears, the overall axle , full floating axle, etc., and check the strength of a bearing on life support check.Keywords: Heavy truck Drive axle Single Reduction目录摘要11 前言52 总体方案论证72.1 驱动桥结构形式选择72.2.主减速器结构形式选择72.3差速器的结构形式选择93 主减速器设计103.1 主减速器结构方案分析103.2 轴承支撑形式113.3 主减速器基本参数选择及设计计算123.3.1 主减速器计算载荷确定123.3.2 主减速器基本参数的选择133.3.3 主减速器锥齿轮主要参数153.3.4 主减速器锥齿轮的材料选用163.3.5 主减速器锥齿轮的强度计算173.3.6 主减速器轴承的计算214 差速器设计284.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理284.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构294.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计304.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择304.3.2 差速器齿轮的几何计算324.3.3 差速器齿轮的强度计算335. 驱动半轴的设计355.1 全浮式半轴计算载荷的确定355.2 全浮式半轴的杆部直径的初选365.3 全浮式半轴的强度计算365.4 半轴花键的强度计算376 驱动桥壳的设计386.1 铸造整体式桥壳的结构386.2 桥壳的受力分析与强度计算396.2.1 桥壳的静弯曲应力计算406.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算416.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算426.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算447 结论478 致谢489 参考文献4931 前言汽车驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力，制动过程中的制动力和反作用力矩。在一般的重型货车结构中，驱动桥包括主减速器（又称主传动器）、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。而正确的确定上述机件的机构形势并成功地将他们组合成一个整体驱动桥，乃是设计者必须首先解决的问题。重型货汽车需要传递的转矩相对于轻型汽车来说要大的多，所以要求选用大功率的发动机。这样就对传动系统的设计特别是驱动桥的设计提出了相对小型车来说更加严格的要求。随着国际油价发疯般地不断上扬，人们对汽车的经济性有着更高的要求，如何做到低油耗高效率，成为汽车设计人员面临的新的挑战。重型货车对于油价的变化相对于小型车更加敏感。例如一般的载货量十吨左右的货车，百公里油耗在34升左右。所以降低油耗是提高重型货车经济效益的另一条捷径。对于重型货车来说，降低油耗不仅是要采用更高燃油效率的发动机，也需要减少传动系统中的能量损失。汽车动力传递过程是从发动机到传动轴到驱动桥，在这个过程中驱动桥是将动力转化为能量的最终执行者，驱动桥的传动效率直接影响到汽车整体的效率。所以高性能发动机配合高效率驱动桥才能达到整体降低油耗这一目标。故此新型驱动桥的设计会在未来汽车行业中受到越来越大的重视。驱动桥的结构形式虽然各不相同，但是在使用中对他们的基本要求却是一致的。可以归纳为以下几点：1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性；2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左右驱动车轮； 3）当左、右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分地利用汽车的牵引力；4）能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力、纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩；5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；7）齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声；8）驱动桥总成及零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求；9）在各种载荷机转速工况下有较高的传动效率；10）结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。2 总体方案论证2.1 驱动桥结构形式选择驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。本设计为重型货车的后驱动桥，采用非断开式驱动桥和非独立悬架。相适应。该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。2.2.主减速器结构形式选择主减速器的结构形式有多种，基本形式有三种如下：1) 中央单级减速驱动桥。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。2) 中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。3) 中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。本设计为重型货车驱动桥，其传动比为4.444，小于6。并且我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势。单级驱动桥优点：1) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位；2) 重型汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展；3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，重型汽车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性；4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看，重型车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。综上所述，本设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳（如图2-1）。图2-1 采用单级主减速器和半浮式半轴的非断开式驱动桥（整体式桥壳）2.3差速器的结构形式选择差速器结构形式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。差速器的结构形式有多种，其主要的结构形式见如下的差速器结构形式框图（图2-2）。图2-2 差速器结构形式框图对于公路运输车辆来说，行驶路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此应该采用结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。所以本设计差速器采用圆锥行星齿轮差速器。3 主减速器设计主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。3.1 主减速器结构方案分析按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。查阅文献1、2，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图3-1示）。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。图3-1 螺旋锥齿轮传动3.2 轴承支撑形式BA主动锥齿轮轴承支撑形式采用悬臂式（如图3-2）图3-2 主动锥齿轮悬臂式支撑DC从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支撑（如图3-3）图3-3 从动锥齿轮轴承支撑形式3.3 主减速器基本参数选择及设计计算3.3.1 主减速器计算载荷确定按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ce （3-1）式中发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，在此取9.01；发动机的输出的最大转矩1160Nm；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目在此取1；由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，货车取1；汽车满载时的总质量在此取18000Kg；（3-2）所以=-0.330 即=1.0 11600.911.00.94.444所以计算转矩 Tce=41802.2 Nm 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩（3-3）式中汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载115000N的负荷；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为12.00R20，滚动半径为0.527m；，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。所以Tcs=57230.8按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：（3-4）式中：汽车满载时的总重量，取180000N；所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算，不予考虑；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018；汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07；汽车的性能系数在此取0；，n见式（3-1），（3-3）下的说明。所以 =9275.2式（3-1）式（3-4）参考汽车车桥设计1式（3-10）式（3-12）。3.3.2 主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。1. 主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，之间应避免有公约数。2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求参考汽车车桥设计1中表3-12 表3-13取=9 =40 +=49402. 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即（3-5）直径系数，一般取13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者。所以 =（13.015.3）341802.2=（451.2531.0）。初选=500 则=/=500/40=12.5。有参考机械设计手册2表23.4-3中选取12 则=480。根据=来校核=12选取的是否合适，其中=（0.30.4）。此处，=（0.30.4）341802.2=（10.413.88），因此满足校核。3. 主，从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： =0.155480=74.4 在此取75一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取=804. 中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。5. 螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。6. 法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5的压力角。3.3.3 主减速器锥齿轮主要参数表3-1 主减速器螺旋锥齿轮几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数92从动齿轮齿数403端面模数124齿面宽=80 =755工作齿高20.46全齿高=22.6567法向压力角=22.58轴交角=909分度圆直径=108=48010节锥角arctan=90-=12.682=77.31811节锥距A=A=245.9712周节t=3.1416 t=37.69913齿顶高=10.214齿根高=12.456 15径向间隙c=c=2.25616齿根角=2.899 17面锥角=15.581=80.21718根锥角=9.783=74.41919齿顶圆直径=127.902=484.47920节锥顶点止齿轮外缘距离=237.761=44.04921理论弧齿厚 =27.38mm=10.32mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=353.3.4 主减速器锥齿轮的材料选用驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：1) 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。2) 齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。3) 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。4) 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC。为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。3.3.5 主减速器锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9Nmm.表3-2给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。表3-2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 Nmm计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按式（3-1）、式（3-3）计算出的最大计算转矩Tec，Tcs中的较小者7002800980按式（3-4）计算出的平均计算转矩Tcf210.91750210.9 实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。（1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm （3-6）式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N；从动齿轮的齿面宽，在此取80mm。按发动机最大转矩计算时： Nmm （3-7）式中：发动机输出的最大转矩，在此取1160；变速器的传动比；主动齿轮节圆直径，在此取108mm.按上式p=1419.35Nmm；按最大附着力矩计算时： Nmm （3-8）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取115000N；轮胎与地面的附着系数，在此取0.85；轮胎的滚动半径，在此取0.527m按上式P=14130.95Nm；在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。故p经计算为1865N/mm2。经验算以上两数据都在许用范围内。（2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/ （3-9）式中：该齿轮的计算转矩，Nm；超载系数；在此取1.0；尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当时，，在此0.829；载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.1；其他方式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时取1.0；计算齿轮的齿面宽，mm；计算齿轮的齿数；端面模数，mm；计算弯曲应力的综合系数（或几何系数，如图3-4所示），它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。选取小齿轮的0.225，大齿轮0.195.按上式1=155.8N/ 210.3 N/ 1=179.71N/3076.9 h=所以轴承符合使用要求。对于从动齿轮的轴承C，D的径向力计算公式见式（3-18）和式（3-19）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm所以，轴承C的径向力：= =10401.3N 轴承D的径向力：= =23100.5N轴承C，D均采用7315E，其额定动载荷Cr为134097N。（3）轴承C轴向力A=9662N，径向力R=10401.3N，并且 =0.93e，在此e值为1.5tana约为0.402，由机械设计6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6。所以Q=1.2(0.496621.610401.3)=24608.256N 。= = =2896 h所以轴承C满足使用要求。（4）轴承D轴向力A=0N，径向力R=23100.5N，并且 =.4187e。由机械设计6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6，所以Q=1.2(1.623100.5)=44352.96N。= = =4064.8 h 所以轴承D满足使用要求。此节计算内容参考了汽车车桥设计1和汽车设计3关于主减速器的有关计算。4 差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图4-1 差速器差速原理如图4-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4-1），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是：+=（+）+(-)即 + =2 （4-1）若角速度以每分钟转数表示，则：（4-2）式（4-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（4-2）还可以得知：1.当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；2.当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成（如图4-2所示）。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图4-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择载货汽车采用4个行星齿轮。2.行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径可按如下的经验公式确定： mm （4-3）式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值；T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，Nm.根据上式RB=80mm 所以预选其节锥距A=80mm。3.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.52.0的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：（4-4）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，=；行星齿轮数目；任意整数。在此=10，=18 满足以上要求。4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，： = =29.05 =90-=60.95 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m： m= = = =7.77 由于强度的要求在此取m=10mm，得=100mm =1018=180mm5.压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5的压力角。6. 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：（4-5）式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取29910Nm；行星齿轮的数目；在此为4；行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8；支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa；根据上式 =144mm =0.5144=72mm 36mm 40mm4.3.2 差速器齿轮的几何计算表4-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=102半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（4-4）=183模数=10mm4齿面宽b=(0.250.30)A;b10m30mm5工作齿高=16mm6全齿高17.9317压力角22.58轴交角=909节圆直径；；10节锥角；=29.05；11节锥距=102.97mm12周节=3.1416=31.42mm13齿顶高；=12.3mm；=5.6mm14齿根高=1.788-；=1.788-=7.32mm；=12.44mm15径向间隙=-=0.188+0.051=1.931mm16齿根角= ;=1.067；=6.86817面锥角；=35.94；=65.0218根锥角；=24.98；=54.0619外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离；mmmm4.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为： = MPa （4-6）式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩在此为1547.25 Nm；差速器的行星齿轮数；半轴齿轮齿数；、见式（4-9）下的说明；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数（图4-3）,查得=0.225。图4-2 弯曲计算用综合系数根据上式= =201.7 MPa210.9 MPa。所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。此节内容图表参考了汽车车桥设计1中差速器设计一节。5. 驱动半轴的设计驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式，在此由于是载重汽车，采用全浮式结构。设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：纵向力（驱动力或制动力）最大时，其最大值为，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用；侧向力最大时，其最大值为（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1.0，没有纵向力作用；垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为，其中为车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。5.1 全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有求得，其中，的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。若按最大附着力计算，即（5-1）式中：轮胎与地面的附着系数取0.8；汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.21.4在此取1.3。若按发动机最大转矩计算，即（5-2）式中：差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6；发动机最大转矩，Nm；汽车传动效率，计算时可取1或取0.9；传动系最低挡传动比；轮胎的滚动半径，m。上参数见式（4-1）下的说明。在此47592.7N =25081.3Nm5.2 全浮式半轴的杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行（5-3）根据上式=（60.0063.81）mm。根据强度要求在此取63mm。5.3 全浮式半轴的强度计算首先是验算其扭转应力： MPa （5-4）式中：半轴的计算转矩，Nm在此取17946.1Nm；半轴杆部的直径。根据上式 481 MPa =(490588) MPa所以满足强度要求。5.4 半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为 MPa （5-5）半轴花键的挤压应力为 MPa （5-6）式中：半轴承受的最大转矩，Nm ，在此取17946.1Nm；半轴花键的外径，mm，在此取63mm；相配花键孔内径，mm，在此取58mm；花键齿数；在此取24；花键工作长度，mm，在此取120mm；花键齿宽，mm，在此取4mm；载荷分布的不均匀系数，计算时取0.75。根据上式可计算得= =68.7 MPa = =59.1 MPa 根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过71.05 MPa，挤压应力不应超过196 MPa，以上计算均满足要求。此节的有关计算参考了汽车车桥设计中关于半轴的计算的内容。6 驱动桥壳的设计驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。驱动桥壳应满足如下设计要求：1) 应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常，并不使半轴产生附加弯曲应力；2) 在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性；3) 保证足够的离地间隙；4) 结构工艺性好，成本低；5) 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入；6) 拆装，调整，维修方便。考虑的设计的是载货汽车，驱动桥壳的结构形式采用铸造整体式桥壳。6.1 铸造整体式桥壳的结构通常可采用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。在球铁中加入1.7%的镍，解决了球铁低温（-41C）冲击值急剧降低的问题，得到了与常温相同的冲击值。为了进一步提高其强度和刚度，铸造整体式桥壳的两端压入较长的无缝钢管作为半轴套筒，并用销钉固定（如图6-1所示）。每边半轴套管与桥壳的压配表面共四处，由里向外逐渐加大配合面的直径，以得到较好的压配效果。钢板弹簧座与桥壳铸成一体，故在钢板弹簧座附近桥壳的截面可根据强度要求铸成适当的形状，通常多为矩形。安装制动底板的凸缘与桥壳住在一起。桥壳中部前端的平面及孔用于安装主减速器及差速器总成，后端平面及孔可装上后盖，打开后盖可作检视孔用。另外，由于汽车的轮毂轴承是装在半轴套管上，其中轮毂内轴承与桥壳铸件的外端面相靠，而外轴承则与拧在半轴套管外端的螺母相抵，故半轴套管有被拉出的倾向，所以必须将桥壳与半轴套管用销钉固定在一起。图6-1 铸造整体式驱动桥结构铸造整体式桥壳的主要优点在于可制成复杂而理想的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，其强度及刚度均较好，工作可靠，故要求桥壳承载负荷较大的中、重型汽车，适于采用这种结构。尤其是重型汽车，其驱动桥壳承载很重，在此采用球铁整体式桥壳。除了优点之外，铸造整体式桥壳还有一些不足之处，主要缺点是质量大、加工面多，制造工艺复杂，且需要相当规模的铸造设备，在铸造时质量不宜控制，也容易出现废品，故仅用于载荷大的重型汽车。6.2 桥壳的受力分析与强度计算选定桥壳的结构形式以后，应对其进行受力分析，选择其端面尺寸，进行强度计算。汽车驱动桥的桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其形状复杂，而汽车的行驶条件如道路状况、气候条件及车辆的运动状态又是千变万化的，因此要精确地计算出汽车行驶时作用于桥壳各处的应力大小是相当困难的。在通常的情况下，在设计桥壳时多采用常规设计方法，这时将桥壳看成简支梁并校核某些特定断面的最大应力值。我国通常推荐：计算时将桥壳复杂的受力状况简化成三种典型的计算工况，即当车轮承受最大的铅锤力（当汽车满载并行驶与不平路面，受冲击载荷）时；当车轮承受最大切应力（当汽车满载并以最大牵引力行驶和紧急制动）时；以及当车轮承受最大侧向力（当汽车满载侧滑）时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的强度特征得到保证，就认为该桥壳在汽车各种行驶条件下是可靠的。在进行上述三种载荷工况下桥壳的受力分析之前，还应先分析一下汽车满载静止于水平路面时桥壳最简单的受力情况，即进行桥壳的静弯曲应力计算。6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷，而左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力（双轮胎时则沿双胎中心），桥壳则承受此力与车轮重力之差值，即（），计算简图如6-2所示。图6-2 桥壳静弯曲应力计算简图桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 Nm （6-1）式中：汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，在此115000N；车轮（包括轮毂、制动器等）重力，N；驱动车轮轮距，在此为1860m；驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，在此为1030m。桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于远小于，且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略不计所以。 M=23862.5Nm而静弯曲应力则为 MPa （6-2）式中：见（6-1）；危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数，具体见下（如图6-3所示）：其中B=160mm，H=170mm，=25mm，=30mm。图6-3 钢板弹簧座附近桥壳的截面图垂向弯曲截面系数：=627127.5mm水平弯曲截面系数：=539127.5mm扭转截面系数： =230135140=1134000mm垂向弯曲截面系数, 水平弯曲截面系数, 扭转截面系数的计算参考材料力学9。关于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面的形状，主要由桥壳的结构形式和制造工艺来确定，从桥壳的使用强度来看，矩形管状（高度方向为长边）的比圆形管状的要好。所以在此采用矩形管状。根据上式桥壳的静弯曲应力38MPa。6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算汽车在不平路面上高速行驶时，桥壳除承受静止状态下那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。在这两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲应力为 MPa （6-3）式中：动载荷系数，对于载货汽车取2.5；桥壳在静载荷下的弯曲应力，MPa。根据上式 MPa。6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算为了使计算简化，不考虑侧向力，仅按汽车作直线行驶的情况进行计算，另从安全系数方面作适当考虑。如图6-4所示为汽车以最大牵引力行驶的受力简图。图6-4 汽车以最大牵引力行驶的受力简图作用在左右驱动车轮的转矩所引起的地面对于左右驱动车轮的最大切向反作用力共为 N （6-4）根据上式可计算得PMAX=7932N。由于设计时某些参数未定而无法计算出汽车加速行驶时的质量转移系数值，而对于载货汽车的后驱动桥可在1.11.3范围内选取，在此取1.2。此时后驱动桥桥壳在左、右钢板弹簧座之间的垂向弯矩为 Nm （6-5）式中：，见式（6-1）下的说明。根据上式= =49800 Nm由于驱动车轮所承受的地面对其作用的最大切向反作用力，使驱动桥壳也承受着水平方向的弯矩，对于装有普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，由于其左、右驱动车轮的驱动转矩相等，故有 Nm （6-6）所以根据上式 =11776.8Nm桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩，这时在两钢板弹簧座间桥壳承受的转矩为 = Nm （6-7）式中：发动机最大转矩，在此为1160Nm；传动系的最低传动比；

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