0018-4座微型客货两用车设计（后驱动桥、后悬设计）（CAD图+翻译）
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0018-4座微型客货两用车设计（后驱动桥、后悬设计）（CAD图+翻译）,0018,微型,客货两用车,设计,驱动,CAD,翻译
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车辆与动力工程学院毕业设计说明书第一章 前 言汽车是20世纪最具代表性的人文景观，也是21世纪最具影响力的社会事物。而作为汽车组成部分的后驱动桥、后悬架的设计对汽车的性能影响是相当大的，对汽车工业的发展也具有深远的意义。本次设计的车型为4座微型客货两用车，属于轻型车系列。由于该车型是大批量生产，使用条件较好，且后悬架的结构形式定为非独立悬架，故本次设计中将后驱动桥设计为与后悬架结构形式和特性相适应的非断开式驱动桥。非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，大大降低了设计和制造成本。随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，在驱动桥结构设计中还应朝着能以几种典型的零部件、以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化和变型的方向发展。悬架，在英语里悬架系统对应的是单词Suspension。顾名思义，它是将车轮通过弹簧连接在车体上，并与其它部件构成可动的机构。在本次设计中，4座客货两用车的载重量为0.5吨，整车质量也不大，故考虑采用钢板弹簧式非独立悬架。在这种悬架中，钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件。这种形式的悬架技术成熟，结构简单，成本低廉。这样既降低了生产成本，又保证了汽车的行驶平顺性和衰减振动的能力。在本次设计中，后驱动桥和后悬架的设计都在满足汽车性能要求的前提下采用了经济合理的设计理念，这对汽车的批量生产提供了可靠的保证，也使此类汽车在市场竞争中处于有利地位。物美价廉的汽车产品对消费者也具有相当的吸引力。第二章 驱动桥结构设计2.1 驱动桥的组成与结构方案分析在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器，差速器，驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单，制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。但整个驱动桥属于簧下质量，对汽车的平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构较复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶时作用在车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计的合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。本设计根据所定车型及其动力布置形式（前置后驱）采用了非断开式驱动桥。2.2 主减速器的结构形式的分析和确定主减速器的结构形式，主要是依据其齿轮类型和主动齿轮的安装方法及减速形式的不同而异。2.2.1 主减速器传动齿轮的类型主减速器传动齿轮的类型有：“格里森”或“奥利康”制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮传动；圆柱齿轮传动；涡轮涡杆。由于双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最小齿数可减小，所以可选用较小的齿数，这样可以增大传动比，并可使进入啮合的齿数增多，因而双曲面齿轮传动要比螺旋锥齿轮传动更加平稳，无噪声，强度也高；双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来了方便。综上所述，本设计采用双曲面齿轮传动。2.2.2 主减速器的减速形式主减速器的减速形式主要有：单级主减速器；双速主减速器；单级贯通式主减速器；双级贯通式主减速器；单级（或双级）主减速器附轮边减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点，因此，它广泛地用在主减速比小于7.6的各种中、小型汽车上。根据本车总布置对传动比的要求，本设计采用单级主减速器。2.3 差速器的方案分析及确定差速器的结构型式有多种，其主要的结构型式有：对称式圆锥行星齿轮差速器；强制锁止式防滑差速器；自锁式差速器；带有摩擦元件的圆锥齿轮防滑差速器；滑块凸轮式高摩擦差速器；涡轮式高摩擦差速器；带有常作用式摩擦元件的圆锥齿轮差速器；自由轮式差速器；变传动比式差速器。多数汽车都属于公路运输车，对于在公路上行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此，几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用与公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。由于本设计为4座微型客货两用车在良好路面上行驶，故采用对称式 圆锥行星齿轮差速器即可满足使用要求。2.4 半轴驱动车轮的传动装置位于汽车传动系统的末端，其功用是将转矩有差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支撑形式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。全浮式半轴理论上只承受转矩而不承受弯矩，工作可靠，故广泛的应用于轻型以上的各类汽车上。本设计采用全浮式半轴的支撑型式。2.5 驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。组合式桥壳是将主减速器壳和部分桥壳铸为一体，而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者间用塞焊或销钉固定。优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度，常用于轿车、轻型货车中。由于本设计是4座微型客货两用车，整备质量小，故采用整体式桥壳。第三章 驱动桥尺寸计算3.1 主减速器的基本参数选择与设计计算3.1.1 主减速比的确定对于有很大功率储备的轿车，的值应能满足汽车达到的最高车速时发动机正发出最大功率。所以 =0.377 （3-1）=0.377=5.137式中，车轮的滚动半径；M变速器最高档传动比；发动机最大功率时对应的转速；车轮滚动半径。考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对值予以校正为。3.1.2 主减速器齿轮计算载荷的确定按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩。 = （3-2） = =1167.74 Nm式中，为计算转矩（Nm）。按驱动桥打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩。= （3-3） = =2745.98 Nm式中，为计算转矩。在式（3-2）（3-3）的计算中：猛接离合器所产生的动载系数；发动机最大转矩，Nm；由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间传动系最低档传动比；传动系上述传动部分的传动效率，取=0.9；n该汽车的驱动桥数目；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85； 车轮滚动半径。m;,分别为由所计算的主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率和传动比。主减速器从动齿轮的平均计算转矩为： （3-4） =3.1.3 主减速器齿轮基本参数的选择减速器齿轮应满足以下条件：1)为了磨合均匀和得到理想的齿面重叠系数，并避免小齿轮根切和两齿轮齿数有公约数。2)为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯矩强度，主从动齿轮齿数和应不小于40。3)为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，对于轿车不小于9，对于货车一般不小于6。4)当主动比较大时，应尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。5)对于不同的主传动比，和应有适当的搭配。一、主从动齿轮齿数的选择，二、从动齿轮大端分度圆直径和齿轮端面模数 根据经验公式 = （3-5）代入数据得：=15=157.957mm式中，为直径系数，一般取13.015.3；为从动齿轮的计算转矩，=min。根据 = （3-6）=0.35=3.68 取m=4三、主、从动齿轮的齿面宽F和偏移距E 齿面宽F：=0.155 （3-7）=0.155157.957=24.48mm双曲面齿轮的偏移距EE0.2 （3-8）=31.59四、双曲面齿轮的螺旋方向从动齿轮左旋，主动齿轮右旋，主动齿轮轴线上偏移。这样可使主从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。五、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，小端的螺旋角最小。选择时，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，重合度就大，同时啮合的齿数也越多，传动就平稳，噪声低。但是过大，齿轮上受的轴向力也会过大。根据“格里森”制推荐用公式近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值：式中，为主动齿轮的名义螺旋角的预选值；和为主、从动齿轮齿数；为从动齿轮的节圆直径；为双曲面齿轮的偏移距。六、法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少不发生根切的最少齿数。一般为或，本设计取=。3.1.4主减速器准双曲面齿轮的几何尺寸计算表3-1 主减速器准双曲面齿轮几何尺寸计算用表序号算 例注 释（1）7小齿轮齿数（2）36大齿轮齿数（3）0.1944（4）F24.48大齿轮齿面宽（5）E31.59小齿轮轴线偏距（6）157.957大齿轮分度圆直径按式=预选（7）63.5刀盘名义直径按式2=预选（8）小齿轮螺旋角的预选值（9）tan1.3937(10)cot=1.2（3）0.2333(11)sin0.9738(12)67.0587大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（13）sin=0.4588(14)cos0.8886(15)(14)+(9)(13)1.5279(16)(3)(12)13.0391(17)=(15)(16)19.9229小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径(18)=0.02（1）+1.06或=1.301.2(19)+(17)307.3173齿轮收缩系数(20)Tan=0.1027930.1130720.124379(21)1.0052691.0063721.007705(22)sin=0.1022540.1123560.123428(23)5.8696.4517.09(24)sin=0.4407010.4376990.434409(25)tan0.4909470.4868070.482294(26)tan=0.2082790.2308010.2559189(27)cos0.9789910.9743840.968778(28)sin=0.45015790.4492060.448409(29)cos0.8929490.8934280.893828(30)tan=1.4105771.4124991.414115(31)（28）（9）-（30）-0.007597-0.008444-0.009154(32)（3）（31）-0.0014773-0.001642-0.00178(33)Sin=(24)-(22)(23)0.4408520.4378840.434629(34)tan0.4911560.4870610.482595(35)tan=0.2081910.2306810.255759(36)(37)cos0.9790080.9744090.968815(38)sin=0.4503040.4493830.448619(39)26.70413326.655143(40)cos0.8928750.8933390.893723(41)tan=1.393411.3933481.393283(42)(43)cos0.5830530.5830710.583089(44)=(42)-（39）27.676741(45)cos0.8864370.8859690.885582(46)tan05221460.5234230.524493(47)cot=0.2319460.2565890.283985(48)(49)sin0.9741390.9686220.961962(50)cos0.2259480.2485380.273183(51)20.24897820.33319620.441061(52)296.787905269.812965245.471914(53)(51)+(52)317.036883290.146161265.912975(54)61.02132561.33650861.734216(55)56.70886251.39425546.602235(56)-tan=0.1487420.1361540.122412(57)-8.467.756.98(58)cos0.9891180.9908580.992591(59)0.0102350.009330.008344(60)0.0002620.0002640.000261(61)(54)(55)3460.4499543152.3441752876.952499(62)0.0012460.0031530.005259(63)(59)+(60)+(62)0.01174340.0127480.013865(64)74.19179668.23874862.660645(65)=75.008018968.86834663.128372(66)0.8465760.9220491.005887(67)(3)(50);1.0（3）0.05311890.805556左栏用左公式；右栏用右公式(68)(35)(37)60.3631510.247784左栏用左公式；右栏用右公式（69）（37）+（40）1.016289（70）=（49）（50）19.663527（71）Z=（12）（47）（70）-0.619875大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，正(+)号表示该节锥顶点越过了小齿轮轴线，负(-)号表示该节锥点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间。（72）=69.710313在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距（73）=82.101462大齿轮节锥距（74）（73）（72）12.391149（75）=5.938598：大齿轮在齿面宽中点处的齿高工作系数，(76)0.553887(77)（76）0.53236（78）齿轮两侧压力角之和。（79）Sin0.707106(80)(81)cos0.923879(82)tan0.414214(83)1.285232(84)=377.001311双重收缩齿齿根角的总和（分）(85)0.13大齿轮齿顶高系数(86)1.02(87)0.772018大齿轮齿面宽中点处的齿顶高(88)6.10737大齿轮齿面宽中点处的齿根高(89)双重收缩齿：标准收缩齿：倾根锥母线收缩齿：大齿轮齿顶角23,4,为负值。故，即用双重收缩齿，5，按双重收缩齿计算=49.01大齿轮齿顶角（单位为分）：为了得到良好的收缩齿，应按下述计算来确定采用双重收缩齿，还是倾根锥母线收缩齿：1.用标准收缩齿的公式来计算2.算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和；3计算4.当为负数：=（84）即为双重收缩齿应按双重收缩齿计算公式；当为正数：=（18）为倾根锥母线收缩齿。(90)sin0.014256(91)双重收缩齿：标准收缩齿：倾根锥母线齿：5.466519大齿轮的齿根角（单位为分）(92)sin0.095264(93)0.948665大齿轮齿顶高(94)7.287801大齿轮齿根高(95)C=0.150(75)+0.050.940789颈向间隙C为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15%再加上0.05(96)8.236467大齿轮齿全高(97)7.295677大齿轮齿工作高(98)大齿轮面锥角(99)sin0.965759(100)cos0.259441(101)=(48)大齿轮根锥角(102)sin0.931563(103)cos0.363581(104)cot0.390291(105)158.475318大齿轮外圆直径(106)(70)+(74)(50)23.048575(107)22.135994大齿轮外援至小齿轮轴线的距离(108)0.229635(109)0.572713(110)-0.849509大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离正（+）号表示该面锥顶点越过小齿轮轴线；负（-）号表示该面锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间(111)-0.047161大齿轮根锥角顶点至小齿轮轴线的距离，正（+）号表示该跟锥顶点越过小齿轮，负（-）号表示该根锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间(112)(12)+(70)(104)74.733185(113)sin0.422704(114)cos0.906268(115)tan0.466423(116)sin0.329502(117)19.238523大齿轮面锥角(118)cos0.944155(119)tan0.348991(120)2.466731(121)12.012431小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离，正（+）号表示该面锥顶点越过大齿轮轴线，负（-）表示该面锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间(122)tan0.023448(123)；0.999725(124);cos; 0.90399(125); 0.996357(126)0.092728: -0.5883(127)1.105898(128)60.554444(129)0.947607(130)(74)(127)13.703351(131)74.09051小齿轮外圆至大齿轮轴线的距离(132)(4)(127)（130）13.36904(133)44.392198小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离(134)(121)+(131)86.102942(135)60.09829小齿轮外圆直径(136)72.341088(137)sin0.436681(138)(139)cos0.899616(140)0.463951(141)14.818329小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离，正（+）号表示该根锥顶点越过大齿轮轴线，负（-）号表示该根锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间(142)sin0.233398(143)小齿轮根锥角(144)cos0.972381(145)tan0.240027(146)0.2(147)0.4(148)(90)+(92)0.10952(149)(96)（4）（148）(150)57.621462在节平面内大齿轮内锥距3.2 差速器的基本参数选择与设计计算3.2.1差速器齿轮的基本参数的选择一、行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。根据载荷计算本车采用4个行星齿轮。行星球面半径有公式： mm （3-9）确定。式中：行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取最小值，对于2个行星齿轮的轿车以及所有越野车和矿车取最大值。计算转距，取=min。则：mm （0.980.99）mm=26.45mm上式中,为节锥距。二、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两个半轴齿轮齿数、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的分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器无法安装。即应满足的安装条件为： （3-10）式中，左、右半周齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说，；n行星齿轮数目；I任意整数。取=14则行星齿轮齿数为：，半轴齿轮齿数为。三、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、； （3-11） （3-12）则；式中，分别为行星齿轮与半轴齿轮齿数。再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m （3-13）得：m=2.986 取m=3 反推出26.74mm节圆直径d即可根据齿数Z和模数m由下式求得： d=mz （3-14）则,四、压力角的确定取，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10。五、行星齿轮安装孔直径及深度L的确定 （3-15）=13.483 取l=1.1=15.43.2.2差速器齿轮的几何尺寸设计计算表3-2差速器齿轮的几何尺寸计算序号项目计算公式（1）行星齿轮数（2）半轴齿轮=14（3）模数M=3（4）齿面宽F=7.975269（5）齿工作高(6)齿全高（7）压力角（8）轴交角=（9）节圆直径,（10）节锥角，（11）周节T=3.1416m=9.4248（12）节锥距（13）齿顶高(14)齿根高（15）径向间隙C=（16）齿根角（17）面锥角（18）根锥角（19）外圆直径（20）节锥顶点至外缘距离（21）理论弧齿厚=4.92027（22）齿侧间隙B=0.21（23）弦齿厚（24）弦齿高3.3 全浮式半轴的设计计算在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行： (3-16)因为半轴承受的最大纵向力为式中, 为汽车加速或减速时的质量转移系数；为满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷。则左右半轴承受的转矩T为： 所以 取 3.4 驱动桥桥壳的设计计算驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。3.4.1驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。一、可分式桥壳可分式桥壳(图31)由一个垂直接合面分为左右两部分，两部分通过螺栓联接成一体。每一部分均由一铸造壳体和一个压入其外端的半轴套管组成，轴管与壳体用铆钉连接。这种桥壳结构简单，制造工艺性好，主减速器支承刚度好。但拆装、调整、维修很不 图3-1可分式桥壳方便，桥壳的强度和刚度受结构的限制，曾用于轻型汽车上，现已较少使用。二、整体式桥壳整体式桥壳(图32)的特点是整个桥壳是一根空心梁，桥壳和主减速器壳为两体。它具有强度和刚度较大，主减速器拆装、调整方便等优点。 图3-2 整体式桥壳 按制造工艺不同，整体 a)铸造式 b）钢板冲压焊接式式桥壳可分为铸造式(图32a)、钢板冲压焊接式(图32b)和扩张成形式三种。 铸造式桥壳的强度和刚度较 大，但质量大，制造工艺复杂，但整体式桥壳可以制成复杂的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，故其强度和刚度均较好，工作可靠，主要用于中、重型货车上。钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，但其桥壳不能做成复杂而理想的断面，因壁厚一定，故难于调整应力分布。钢板冲压焊接式桥壳主要应用于轿车和中、小型货车及部分重型货车上。三、组合式桥壳 组合式桥壳(图33)是将主减速器壳与部分桥壳铸为一体，而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者间用塞焊或销钉固定。它的优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工 精度，常用于轿车、轻型货车 图3-3 组合式桥壳中。 3.4.2驱动桥壳强度计算对于具有全浮式半轴的驱动桥，强度计算的载荷工况与半轴强度计算的：三种载荷工况相同。图3-4为驱动桥壳受力图，桥壳危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥儿端郎的轮毂轴承座根部也应列为危险断面进行强度验算。桥壳的许用弯曲应力为300500MPa，许用扭转切应力为150400MPa。可锻铸铁桥壳取较小值，钢板冲压焊接桥壳取较大值。一、桥壳的静弯曲应力计算图3-4 桥壳受力简图桥壳像一个空心梁,两端经过轮毂支撑在车轮上,在钢板弹簧座处承受汽车的簧上载荷。两个钢板弹簧座之间的弯矩为： Nm （3-17）计算结果为：=836.97Nm由于桥壳的危险截面在钢板弹簧座的附近,通常由于远小于,而且设计时不易准确的预计,当没有数据时,可以忽略.而静弯曲应力则为: MPa （3-18）其中 -为地面对车轮垂直反力在危险断面引起的垂直平面内的弯矩 -危险截面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数： （3-19） =14523.8计算 关于桥壳的危险截面在钢板弹簧座的附近的形状,主要有桥壳的结构形式和制造工艺来确定。二、在不平的路面冲击载荷的作用下的强度计算当汽车在不平的路面行驶,桥可还会另外的承受附加的冲击载荷,在这两种载荷的作用下所产生的弯曲应力： （3-20）其中 -动载荷系数，对轿车、客车取1.75，对货车取2.5，对越野汽车取3.0。此处取2.5。计算结果：三、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算为使计算简化,不考虑侧向力,汽车直线行使.假设地面对后驱动桥左右轮的垂直反作用力为： （3-21）而作用于左右驱动轮的转矩所引起的地面对左右驱动轮的最大切向反作用力为： （3-22） 由于驱动桥车轮所承受的地面对其作用的最大切向力反作用力，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： （3-23） 桥壳还承受因为驱动桥传递转矩而引起的反作用力矩,这时,两个钢板弹簧座之间的桥壳承受的转矩为: （3-24） 设计中,钢板弹簧座附近的桥壳为圆管断面,在该处合成的弯矩为: （3-25）该危险截面的合成应力为: （3-26） 桥壳的许用弯曲应力为300500Mpa,许用扭转应力为150400Mpa,可锻铸铁桥壳取小值，钢板冲压焊接桥壳取大值。四、汽车紧急制动时的桥壳强度计算假设地面对驱动桥左右轮的垂直反作用力相等,则: （3-27）因为 （3-28）所以制动减速度为： a=g （3-29）代入式（3-27）得: （3-30）因此,可以求的紧急制动时,两钢板弹簧座之间的垂向弯矩以及水平方向的弯矩: （3-31） （3-32）桥壳在两个钢板弹簧座的外侧部分还承受由于制动力所引起的转矩T为： （3-33） 所以,可以求得紧急制动时,桥壳在左右钢板弹簧座危险截面处的合成应力为: （3-34）得：五、汽车受最大侧向力时的桥壳的强度计算汽车高速行驶时,会产生一个作用于汽车质心的相当大的离心力.当汽车所受的汽车侧向力达到地面给轮胎的侧向反作用力的最大值即侧向附着力时,汽车处于临界的侧滑状态.因此,汽车侧滑的条件: （3-35）式中 ，-驱动桥所受的侧向力，N ； -地面给左、右驱动车轮的侧向反作用力，N； -汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，N； -轮胎鱼地面间的侧向附着系数，计算时取。 设计桥壳时，应充分考虑汽车的使用条件，根据汽车的类型及使用条件，合理地选择桥壳的结构类型、材料、及安全条件。 关于桥壳材料，铸造整体式多采用可锻铸铁（KT350-10,KT370-12）、球墨铸铁（QT400-18）、铸钢（ZG45,多用于重型汽车的桥壳铸件）；对于钢板冲压焊接整体式桥壳，多采用16Mn、09SiV、35或40中碳钢板。半轴套管多采用40Cr、40MnB等中碳合金钢或45中碳钢的无缝钢管或铸件。第四章 驱动桥强度计算4.1 主减速器准双曲面齿轮的强度校核 主减速器准双曲面齿轮的强度计算主要有单位齿长上的圆周力、轮齿弯曲强度、轮齿的接触强度计算等。4.1.1 单位齿长圆周力一、对于主动齿轮按发动机最大转矩计算 = （4-1）= =699.02893= （4-2）= =147.628321式中 P单位单位齿长上的圆周力，； 发动机最大扭距； 主动齿轮节圆直径，mm；变速器传动比。二、对于从动齿轮按最大附着力矩计算时 p= （4-3）=563.241071式中 从动齿轮节圆直径，mm；驱动桥对水平地面的负荷，N；轮胎与地面的附着系数；轮胎滚动半径，m。4.1.2 轮齿的弯曲强度计算锥齿轮轮齿弯曲应力为： = （4-4）对于从动齿轮，按=计算时=474.75700对于主动齿轮 = （4-5）按=计算时=527.5700式中，超载系数； 齿轮的计算转矩，取；超载系数；尺寸系,；载荷分配系数，当两个齿轮均为骑马式支撑时，=1.001.10；当一个齿轮用骑马式支撑时，=1.101.25；质量系数；Z计算齿轮齿数；m端面模数；J计算弯曲应力综合系数。4.1.3 轮齿接触强度计算小齿轮轮齿工作频率高，且小齿轮曲率半径较大齿轮的小，因此小齿轮的接触强度较弱，故只校核小齿轮的接触强度即可。按=计算= （4-6）= =357.92800按=计算= （4-7）= =839.81750 式中材料的弹性系数，其它同上。由以上计算可知：主减速器齿轮满足使用要求。4.2 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮主要是进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只是起等臂推力杆的作用，仅在左右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮才有相对滑动的缘故。由于半轴齿轮的齿数大于行星齿轮的齿数，故半轴齿轮的弯曲强度较低，因此只对半轴齿轮进行弯曲强度校核即可。按半轴齿轮承受的最大转矩计算：= （4-8）=859.75980按半轴齿轮承受的工作转矩计算：= （4-9）=192.82210.9。式中 、分别为主减速器从动齿轮承受最大转矩和工作转矩；其它意义同上。4.3 半轴强度计算4.3.1 半轴扭转应力 （4-10）=Mpa=500Mpa式中半轴的扭转应力，；T半轴的计算转距， d半轴杆部直径，；半轴扭转的许用应力。4.3.2 半轴的最大扭转角 （4-11）=式中T半轴承受的最大转距，；l半轴长度，G材料的剪切弹性模量，；J半轴横截面的极惯性距，J=，。第五章 轴承寿命的计算5.1 主减速器主动锥齿轮支承轴承的计算5.1.1 主减速器主动齿轮上的当量转矩的计算= （5-1） =62.1 式中，为变速器1，2，3，4档使用率； 为变速器1，2，3，4档传动比； 为变速器处于1，2，3，4档时发动机转矩利用率； 为发动机最大转矩。5.1.2 主从动圆锥齿轮齿面宽中点处的圆周力p的计算=3120.6N （5-2）=3120.6=4739.486N （5-3）5.1.3 双曲面齿轮的轴向力与径向力的计算一、双曲面锥齿轮的轴向力和径向力的计算= （5-4）=4653.417N = （5-5） = =1097.89N二、从动齿轮的轴向力和径向力的计算= （5-6）=1453.22N = =2996.9N5.1.4 悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷的确定图5-1 主动锥齿轮支承轴承轴承A的径向载荷为：= （5-7） = =1574.3N= = =4455.8N5.1.5 轴承寿命的计算一、初选轴承型号根据已知轴径和工作条件，初选轴承A为30305，B为30306。查表得 =44.8KN，=30KN，=0.31，=1.9 =55.8KN，=38.5KN，=0.31，=1.9二、 计算两轴承的内部轴向力、及轴向载荷、 =414.3N （5-10）=1172.6N因为 +=4653.417+414.3=5067.717N所以 =414.3N =+=5067.717N三、计算两轴承的当量载荷、轴承A：=0.263 故查表得 =1，=0轴承A在工作中受冲击比较严重，故取=1.8=1.81574.3=2833.74N轴承B：= 故查表得=0.4，=1.9工作中B没有A受冲击大，故取=1.2= （5-11）=1.2（0.44455.8+1.95067.717） =13693.2N四、 计算轴承使用寿命 =30052h （5-12）=3274h式中 主减速器主动齿轮支承轴承的计算转速，；5.2从动齿轮支承轴承校核5.2.1单级主减速器从动齿轮支承轴承径向载荷的确定图5-2 从动齿轮支承轴承= = =1293.25N= = =3674.4N5.2.2 轴承寿命计算一、初选轴承型号选C、D为30207型轴承,查表得=51.5, =37.2,e=0.4,Y=1.7二、计算两轴承的内部轴向力,及轴向载荷,=380.37N=1080.7N因为 +=1080.7+1453.22=2533.92所以 =1080.7N=+=2533.92N三、计算两轴承当量载荷,轴承C:=e,故查表得=0.4,=1.9.轴承C在工作中受到的冲击大故取=1.5=1.5(0.41293.25+1.92533.92) =7997.7N轴承D: =0.294e,故查表得=1, =0;取=1.5 =1.53674.6=5511.9N四、计算轴承寿命= =82792h= = 286331h式中为主减速器从动齿轮支承轴承的计算转速。第六章 后悬架结构分析6.1 悬架概述悬架的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力、纵向反力和侧向反力及这些反力所造成的力矩传到车架上，以保证汽车到正常行驶。现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但一般都由弹性元件、减震器和导向机构三部分组成。此外，为限制弹簧的最大变形并防止弹簧直接撞击车架，一般铺由缓冲块。悬架设计的基本要求为：1）保证汽车有良好的行驶平顺性；2）具有合适的衰减振动的能力；3）保证汽车具有良好的操纵稳定性；4）汽车制动或加速时，要保证车身稳定，减少车身纵倾，转弯时车身侧倾角）合适；5）结构紧凑，占用空间尺寸要小；6）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同，还要保证有足够的强度和寿命；7）制造成本低，便于维修和保养。6.2悬架结构形式和布置的分析汽车悬架可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。非独立悬架的特点是左、右车轮用一根整体轴线连接，再经过悬架与车架连接；独立悬架的结构特点是左、右车轮通过各自的悬架与车架连接。非独立悬架的优点是：1、结构简单，制造、维护方便，经济性好；2、工作可靠，使用寿命长；3、车轮上下振动所引起的前轮定位变化小，轮胎磨损小；4、转向时，车身侧倾后车轮的外倾角不变，传递测向力的能力不降低；5、侧倾中心位置较高，有利于减小转向时车身的侧倾角。缺点是：汽车行驶平顺性较差，在不平路面上行驶时左、右车轮相互影响，当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左右摆动，使前轮容易产生摆振。独立悬架的优点是：1、减轻簧下部分重量，提高车轮的附着性；2、左右前轮不是连在一起的，这就减少了对转向杆系的干涉，因而不易发生跳摆；3、一般车轮机构和悬架弹簧是分开的，这样可减少跳摆的危害，因而常使用软弹簧提高车的舒适性；4、由于没有连接左右车轮的车轴，能降低发动机和驾驶室的高度，从而降低了重心，同时也能扩大车身和行李箱等等面积。缺点是：1、结构复杂，成本较高，维修困难；2、一般在车轮上下跳动时前轮外倾角、轮距等定位产生变化，影响轮胎寿命。这种悬架主要用在乘用车和部分总质量不大的商用车上。根据本次设计任务书的要求及动力布置的形式，对比非独立悬架与独立悬架的优缺点后，本设计后悬架采用非独立悬架。为改善汽车的行驶平顺性，大多数汽车的悬架系统内部都装有减震器。减震器可分为：（1）、液力减震器，（2）、充气式减震器，（3）、阻力可调式减震器。由于液力式减震器结构简单，可以维修，制造成本低，因此本次设计采用液力式减震器汽车悬架系统中采用的弹簧元件主要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、气体弹簧和橡胶弹簧等几种结构形式。其中，钢板弹簧是汽车悬架中应用最广泛的一种弹性元件，主要用于小型乘用车的后轮和大中型的货车的前后轮。因此本设计后悬架即采用钢板弹簧。第七章 后悬架参数确定和尺寸计算7.1 总体布置及其基本参数本次所设计的4座客货两用微型车采用发动机前置后轮驱动。整车总质量：=1640kg轴荷分配：后轴： kg 轴距： 轮距：l=1290mm. 轮胎选择：型号： 断面宽度：157mm外径：533mm， 负荷静半径：249mm滚动半径：268mm 轮辋：初步选定后悬架的偏频为本次设计的悬架采用弹性特性为线性变化的悬架，则后悬架的静挠度为： 汽车悬架必须有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对于乘用车取69cm,对于客车取58 cm，对于货车取68 cm。本次设计后悬架的动挠度取为7 cm。7.2 弹性元件的设计计算7.2.1 钢板弹簧的布置方案钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置，横置因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂，质量加大，所以只在极少类汽车上应用纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，在汽车上被广泛应用。纵置钢板弹簧有对称式与不对称式之分，本次设计采用对称式钢板弹簧。7.2.2 钢板弹簧结构尺寸参数计算一、满载弧高 满载弧高 用来保证汽车具有给定的高度，常取=1020 mm，本次设计取=15 mm。二、 确定钢板弹簧的长度L原则上在总体布置可能的条件下，应尽可能的将刚板弹簧取长一些，以提高使用寿命，降低弹簧刚度，改善汽车行驶平顺性。根据该车的总体布置选取L=0.4。三、钢板弹簧断面尺寸和片数的确定汽车行驶平顺性在很大程度上取决于钢板弹簧的挠度，而所需要的挠度是由确定的钢板弹簧的刚度来保证的，根据材料力学梁弯曲的基本公式，对称式钢板弹簧的刚度为： （7-1）对于对称式钢板弹簧： （7-2）式中：sU型螺栓的中心距； k刚性夹紧系数；取=0.5； c 钢板弹簧垂直刚度； 挠度增大系数； E材料的弹性模量，取E=2.1Mpa。其中： （7-3） 与主片弹簧等长的重叠片数，=0 总片数，初步取=4。 则 ： 钢板弹簧总截面积系数用下式计算： （7-4）式中：许用弯曲应力，推荐在下列范围内选取，400550该钢板弹簧选取=500 ； 钢板弹簧所承受的载荷。 （7-5） 则： 钢板弹簧的断面片厚： （7-6）钢板弹簧的总片数： =4钢板弹簧片厚、片宽、片数与总惯性矩有下列关系： （7-7）为了不使片宽取的过大，因此片厚取为 =6.5 则 取片宽 =65。四、钢板弹簧各片长度的确定 采用作图法得第二、三、四片钢板弹簧的长度分别为：780mm、540mm、310mm。五、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算钢板弹簧总成在自由状态下的弧高为： （7-8）式中：静挠度满载弧高钢板弹簧总成用形螺栓夹紧后引起的弧高变化。 （7-9）形螺栓中心距钢板弹簧主片长度，则：则：=121.727mm钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 （7-10）钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定： （7-11）式中: 第片弹簧在自由状态下的曲率半径； 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径； 各片弹簧的预应力； 第片弹簧厚度。设计时取第一片弹簧预应力为-（80160），后几片取+（2060）。第一至第四片弹簧的预应力分别取为:六、钢板弹簧总成弧高的核算根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的 （7-12） 式中: 为钢板弹簧第片的长度。钢板弹簧总成的弧高为:与由公式计算结果相近,因此所选取的预应力满足条件七、钢板弹簧的强度验算汽车驱动时,钢板弹簧承受的载荷最大,在其前半段出现的最大应力用下式表示: （7-13）作用在后轮上的垂直静负荷；驱动时后轴负荷转移系数, 取 =1.25；道路附着系数 取为0.8；弹簧固定点到路面的距离, =311；钢板弹簧前后段长度, ；钢板弹簧片宽；钢板弹簧主片厚度。其中： 后轴承受质量，后轴簧下质量则： +(4218.9x1.25x0.8)/(65x6.5)八、钢板弹簧其它零件的设计及计算1、弹簧支架部分一般中小型汽车的支架用厚度为左右的钢板制成，且大多数焊接在车架或车身上，本次设计支架厚度取2、弹簧衬套轿车以及小型客货车一般都用橡胶衬套，本次设计弹簧衬套采用橡胶衬套3、弹簧销小型汽车弹簧销直径在之间，一般按钢板弹簧受静载荷时的挤压应力计算为： （7-14）式中：钢板弹簧端部载荷；卷耳处叶片宽；钢氰化处理，。其中： 则： 因此取为。4、吊耳小型汽车的吊耳多用
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