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楚风8吨载货汽车驱动桥的设计,楚风,载货,汽车,驱动,设计
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SY-025-BY-2任务书学生姓名院系专业、班级指导教师姓名职称从事专业是否外聘是否题目名称楚风8吨载货汽车驱动桥的设计一、设计（论文）目的、意义 楚风8吨载货汽车在汽车生产中占有一定的比重，在汽车运输行业应用较广，而驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。所以本题设计一款结构优良的楚风8吨载货汽车驱动桥具有一定的实际意义。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）（一）设计内容设计车型参数外型尺寸： 9000 24802880 (mm) 底盘型号： HQG1152GD3 总 质 量 ： 14865 (kg) 接近/离去角： 32/16() 额定质量： 8000(kg) 前悬/后悬： 1470/2180(mm) 整备质量： 6670(kg) 最高车速： 90(km/h) 发 动 机 ： YC6J220-31 排 量： 6500 (ml) 功 率： 118(kw) 前 轮 距： 1940 (mm) 轴 距： 5350 (mm) 后 轮 距： 1860 (mm) 轮胎规格： 10.00-20 燃料种类： 柴油 弹簧片数： 9/13+9 轴 荷： 5350 整车备注： 发动机的最大净功率(kW):153 最大转矩Nm/（r/min）255驱动桥结构方案确定；主减速器的结构设计、基本参数选择及设计计算；差速器齿轮的基本参数的选择、几何及强度计算；驱动半轴的结构设计及强度计算；驱动桥壳的结构设计及受力分析与强度计算。（二）研究方法 参考相关资料，对各种驱动桥优缺点进行对比，然后设计初步的设计方案，选择计算驱动桥零部件尺寸参数，然后进行校核对比看是否满足要求，满足要求后利用CAD绘图软件进行绘图，包括装配图和零件图，绘图完成后完成设计说明书，然后对以上步骤进行检查，修改其中的错误，待完整无误后再交老师核查。三、设计（论文）完成后应提交的成果（一）计算说明部分完成设计说明书1.5万字。其中包括主减速器的结构设计、基本参数选择及设计计算；差速器齿轮的基本参数的选择、几何及强度计算；驱动半轴的结构设计及强度计算；驱动桥壳的结构设计及受力分析与强度计算。（二）图纸部分驱动桥装配图零件图若干张，共计折合4张A0图纸。四、设计（论文）进度安排（1）调研、查阅相关资料、完成开题报告 第12周（2月28日3月11日） （2）确定总体方案 第34周（3月12日3月25日） （3）对驱动桥结构进行设计第56周（3月26日4月8日） （4）对驱动桥主要零部件尺寸进行设计78周（4月9日4月22日）（5）建立驱动桥的零件图第89周（4月23日5月6日） （6）建立驱动桥的装配模型第910周（5月7日 5月20日） （7）书写设计说明书第1113周（5月21日6月3日）（8）设计审核、修改 第1416周（6月4日6月17日）（9）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月18日6月27日）六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日）开题报告 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日1.1选题的依据、目的和意义中国的本土的设计能力跟国际先进水平还有一定差距，在国内汽车专利的申请还是跨国公司占绝大多数。所以中国要进一步发展汽车的行业，应该在自主设计和创新方面做出更大努力。驱动桥设计是汽车设计重要组成部分，汽车的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承载式车身之间的力和力矩。汽车车桥的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性和机动性和操作稳定性等有直接影响。 通过本课题可以达到以下目的：1) 通过对汽车驱动桥的学习和设计，可以锻炼查阅收集资料并进行实际设计操作的能力，掌握机械设计的方法和过程。2) 通过对汽车驱动桥的学习和设计，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。3) 通过对汽车驱动桥结构的研究并查阅了解制图软件，熟练掌握及操作CAD设计软件，利用已掌握的机械制图技能利用该软件完成汽车驱动桥结构设计。4) 通过查阅汽车驱动桥的相关资料，可以对汽车行业的发展有新的认识。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，对推动汽车经济的发展有着一定的意义。1.2研究现状 中国汽车工业的传统优势在载货车，中国载货车发展的现实水平及与国际汽车制造业的比较优势也有利于大力发展载货车。中国载货车市场，曾经以“中卡”为主导，“缺重少轻”，在这种背景下，一度出现东风与一汽两强对弈的竞争格局。伴随着载货车市场需求结构变化和产品结构的调整，载货车市场竞争，由“中卡”演化成重卡、中卡、轻卡、微卡等领域的多元竞争态势。中国载货车市场竞争，也因此由粗放走向细分，各细分市场的竞争格局异彩纷呈。中国是发展中的农业大国，正处于计划经济体制向市场经济体制、从农业国向工业国、从不发达的农业社会向发达的工业社会转型过程之中。这一巨大的社会进步和社会变迁，必然会带来市场对载货车的巨大需求。这是中国做强做大载货车自主品牌的坚实基础，也是中国汽车工业参与国际竞争的优势所在。楚风8吨载货汽车属于中型载货汽车，在汽车生产中占有一定的比重，在汽车运输行业应用较广，而驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。汽车驱动桥是汽车的重要总成，驱动桥设计是汽车设计的重要组成部分之一。驱动桥应能保证具有合适的主减速比，使汽车具有良好的动力性和经济性；具有较大的离地间隙以保证良好的通过性；尽可能减轻重量以提高行驶的平顺性。一般汽车驱动桥由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。驱动桥位于传动系末端，其基本功用是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮，其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。 随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计、制造工艺都在日益完善。驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化日标前进。应采用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或变型的目的，或力求做到将某一基型的驱动桥以更换或增减不多的零件，用到不同性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变型汽车上。例如，驱动桥主减速齿轮以几种典型的主减速比形成系列，就能达到以不同动力性要求为目的的汽车变型。为了防止功率循环现象的产生。在现代多桥驱动的汽车上泞往装有轴间差速器。后者也可显著地减少多桥驱动汽车主减速器出现过载的情况。但在安装轴问差速器的汽车上，必须考虑到能充分利用备驱动桥牵引力的要求。随着发动机转速及汽车行驶速度的提高，降低汽车无忧论文网的噪声已成为汽车设计中的一个重要课题。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高齿轮反其他传动零件的加工精度、装配精度增强齿轮的支承刚度，采用运转平稳、无噪声的双曲面齿轮作主减速器齿轮等等。目前国内外驱动桥设计出现了一下一些变化：1、主要部件和功能向驱动桥的中部集中有些厂家开始把主减速器, 制动器和行星减速机构等集合在桥的中部, 但其优点尚待考证。2、桥壳采用球墨铸铁, 以提高整桥外观质量 桥壳采用球墨铸铁, 加工成本低, 其铸造及加工后的外观质量均比现在大多采用的铸钢桥有了很大的提高。3、适应特种要求的多功能驱动桥为适应主机产品的特殊要求, 驱动桥产品供应厂家设法在桥上增加引进了一些特殊功能:自动充气功能、超载报警功能、增添转向油缸功能等, 增加了驱动桥产品的适应性。 对国内外货车驱动桥的现状进行对比。 随着高等级公路的发展，汽车的车速正在日益提高，同时节约能源，减少污染的环境意识使得发动机又正向着大转矩和低转速的方向发展。为适应以上情况，汽车驱动桥速比应该减少，此时不必在桥中采用双级减速。因而目前在国外公路型车上已广泛的采用单级的减速桥，单级桥具有成本低，质量轻，维修保养简单，传动效益高，噪音小，温升低和整车油耗低等优点。目前国外技术比较先进的单级桥的生产厂家有美国伊顿（EATON）公司，美国洛克威尔（ROCKWELL）公司，德国蔡夫（ZF）公司和曼（MAN）公司。在我国，随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，载重汽车驱动桥的技术已呈现出向单级化的发展趋势。单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在中型卡车上占有重要地位。随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多中型卡车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，中型卡车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性。相对重型载货汽车而言，中型载货汽车需求量逐年递减且需求趋于稳定，未来510年，中型车比重大幅度下降。 CAD技术在驱动桥的研究和设计中起了至关重要的作用。CAD是利用计算机系统在工程和产品设计的各个阶段为设计人员提供各种快速、有效的工具和手段，加快和优化设计过程及设计结果，以达到最佳设计需要的一种技术。将CAD技术应用于驱动桥的设计，不但可以缩短设计周期，还可以提高设计的精确度和可靠性，从而可以实现设计过程的最佳化和自动化。其发展呈开放、集成及智能的趋势2.1设计的基本内容2.1.1车型名称：楚风8吨载货汽车2.1.2主要参数：外型尺寸： 9000 24802880 (mm) 底盘型号： HQG1152GD3 总 质 量 ： 14865 (kg) 接近/离去角： 32/16() 额定质量： 8000(kg) 前悬/后悬： 1470/2180(mm) 整备质量： 6670(kg) 最高车速： 90(km/h) 发 动 机 ： YC6J220-31 排 量： 6500 (ml) 功 率： 162(kw) 前 轮 距： 1940 (mm) 轴 距： 5350 (mm) 后 轮 距： 1860 (mm) 轮胎规格： 10.00-20 轴 荷： 5350 整车备注： 发动机的最大净功率(kW):153 2.1.3基本内容：1.首先研究驱动桥的整体组成、结构以及工作原理；2.理解主减速器的基本结构，选择主减速器的基本参数，然后进行设计计算；3.理解差速器的基本结构，选择基本参数和尺寸进行设计计算；4.进行驱动半轴的结构设计及强度计算；5.对驱动桥壳的结构设计及受力分析与强度计算。6.用CAD绘制驱动桥的主要零件图和装配图2.2拟解决的主要问题 驱动桥整体参数的选取以及结构方案布置，主减速器零部件的尺寸选择及计算校核以及差速器的尺寸计算和校核，桥壳的选择，对驱动桥的装配图和零件图的绘制。3.1技术路线参考相关资料，对比各种驱动桥优缺点利用Autocad完成驱动桥主要部分零件图完成设计说明书检查修改错误完成毕业设计设计驱动桥零部件尺寸参数初步确定设计方案强度是否满足要求利用Autocad完成驱动桥装配图4.1设计进度安排（1）调研、查阅相关资料、完成开题报告 第12周（2月27日3月11日） （2）确定总体方案 第34周（3月12日3月25日） （3）对驱动桥结构进行设计第56周（3月26日4月8日） （4）对驱动桥主要零部件尺寸进行设计78周（4月9日4月22日）（5）建立驱动桥的零件图第89周（4月23日5月6日） （6）建立驱动桥的装配模型第910周（5月7日 5月20日） （7）书写设计说明书第1113周（5月21日6月3日）（8）设计审核、修改 第1416周（6月4日6月17日）（9）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月18日6月27日）参考文献1 王聪兴,冯茂林.现代设计方法在驱动桥设计中的应用J公路与汽运。2004，(1)：20-212 杨锁望，韩愈琪，杨钰.矿用自卸驱动桥结构分析与改进设计J.专用汽车,2005,(1):21-23.3 王铁,张国忠,周淑文.路面不平度影响下的汽车驱动桥动载荷J.东北大学学报,2003,(1):50-53.4 常曙光.重载汽车驱动桥齿轮用钢的成分设计J.现代零件,2006,(1):90-955 周开勤.机械零件手册M.北京：高等教育出版社，2001.6 温芳,黄华梁.基于模糊可靠度约束的差速器行星齿轮传动优化设J.2004.6.7 尹国臣.浅析汽车驱动桥主减速器的装配与调整J.科学教育家，2007，（10）.8 肖文颖，王书翰.普通锥齿轮差速器行星齿轮的力学分析J.科技资讯，2007，（11）.9 安晓娟，彭彦宏，郝春光.主减速器齿轮的失效分析J.拖拉机与农用运输车，2007，（8）.10 彭彦宏，吕晓霞，陆有. 差速器圆锥齿轮的失效分析J. 金属热处理，2006，（4）.11 陈珂,殷国富,汪永超.汽车后桥差速器齿轮结构设计优化研究J. 机械传动,2008， (4).12 付建红.载重汽车后桥半轴的技术改进J. 新余高专学报，2006，（2）.13 周小平.避免驱动桥半轴扭断的工艺改进J. 新余高专学报,2005，(10).14杨朝会，王丰元，马浩.基于有限元法驱动桥壳分析J. 农业装备与车辆工程，2006，（10）15 li-Ping,Jeong Kim,Beom-Soo Kang. Analysis and design of hydroforming proess for automobile rear axle housing by FEMJ. Internation Journal of Machine Tools & Manufacture,2000， (4).16 WANG Liang-mo，WANG He-fu，CHEN Jin-rong，LING Zhi-liang，CAO Yu-hua.Development of a Test Machine for IVECO Drive AxleJ. International Journal of Plant Engineering and Management,2007， (1). 第1章 绪 论1.1选题的依据、目的和意义中国的本土的设计能力跟国际先进水平还有一定差距，在国内汽车专利的申请还是跨国公司占绝大多数。所以中国要进一步发展汽车的行业，应该在自主设计和创新方面做出更大努力。驱动桥设计是汽车设计重要组成部分，汽车的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承载式车身之间的力和力矩。汽车车桥的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性和机动性和操作稳定性等有直接影响。 通过本课题可以达到以下目的：1) 通过对汽车驱动桥的学习和设计，可以锻炼查阅收集资料并进行实际设计操作的能力，掌握机械设计的方法和过程。2) 通过对汽车驱动桥的学习和设计，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。3) 通过对汽车驱动桥结构的研究并查阅了解制图软件，熟练掌握及操作CAD设计软件，利用已掌握的机械制图技能利用该软件完成汽车驱动桥结构设计。4) 通过查阅汽车驱动桥的相关资料，可以对汽车行业的发展有新的认识。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，对推动汽车经济的发展有着一定的意义。1.2研究现状 中国汽车工业的传统优势在载货车，中国载货车发展的现实水平及与国际汽车制造业的比较优势也有利于大力发展载货车。中国载货车市场，曾经以“中卡”为主导，“缺重少轻”，在这种背景下，一度出现东风与一汽两强对弈的竞争格局。伴随着载货车市场需求结构变化和产品结构的调整，载货车市场竞争，由“中卡”演化成重卡、中卡、轻卡、微卡等领域的多元竞争态势。中国载货车市场竞争，也因此由粗放走向细分，各细分市场的竞争格局异彩纷呈。中国是发展中的农业大国，正处于计划经济体制向市场经济体制、从农业国向工业国、从不发达的农业社会向发达的工业社会转型过程之中。这一巨大的社会进步和社会变迁，必然会带来市场对载货车的巨大需求。这是中国做强做大载货车自主品牌的坚实基础，也是中国汽车工业参与国际竞争的优势所在。楚风8吨载货汽车属于中型载货汽车，在汽车生产中占有一定的比重，在汽车运输行业应用较广，而驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。汽车驱动桥是汽车的重要总成，驱动桥设计是汽车设计的重要组成部分之一。驱动桥应能保证具有合适的主减速比，使汽车具有良好的动力性和经济性；具有较大的离地间隙以保证良好的通过性；尽可能减轻重量以提高行驶的平顺性。一般汽车驱动桥由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。驱动桥位于传动系末端，其基本功用是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮，其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。 随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计、制造工艺都在日益完善。驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化日标前进。应采用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或变型的目的，或力求做到将某一基型的驱动桥以更换或增减不多的零件，用到不同性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变型汽车上。例如，驱动桥主减速齿轮以几种典型的主减速比形成系列，就能达到以不同动力性要求为目的的汽车变型。为了防止功率循环现象的产生。在现代多桥驱动的汽车上泞往装有轴间差速器。后者也可显著地减少多桥驱动汽车主减速器出现过载的情况。但在安装轴问差速器的汽车上，必须考虑到能充分利用备驱动桥牵引力的要求。随着发动机转速及汽车行驶速度的提高，降低汽车无忧论文网的噪声已成为汽车设计中的一个重要课题。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高齿轮反其他传动零件的加工精度、装配精度增强齿轮的支承刚度，采用运转平稳、无噪声的双曲面齿轮作主减速器齿轮等等。目前国内外驱动桥设计出现了一下一些变化：1、主要部件和功能向驱动桥的中部集中有些厂家开始把主减速器, 制动器和行星减速机构等集合在桥的中部, 但其优点尚待考证。2、桥壳采用球墨铸铁, 以提高整桥外观质量 桥壳采用球墨铸铁, 加工成本低, 其铸造及加工后的外观质量均比现在大多采用的铸钢桥有了很大的提高。3、适应特种要求的多功能驱动桥为适应主机产品的特殊要求, 驱动桥产品供应厂家设法在桥上增加引进了一些特殊功能:自动充气功能、超载报警功能、增添转向油缸功能等, 增加了驱动桥产品的适应性。 对国内外货车驱动桥的现状进行对比。 随着高等级公路的发展，汽车的车速正在日益提高，同时节约能源，减少污染的环境意识使得发动机又正向着大转矩和低转速的方向发展。为适应以上情况，汽车驱动桥速比应该减少，此时不必在桥中采用双级减速。因而目前在国外公路型车上已广泛的采用单级的减速桥，单级桥具有成本低，质量轻，维修保养简单，传动效益高，噪音小，温升低和整车油耗低等优点。目前国外技术比较先进的单级桥的生产厂家有美国伊顿（EATON）公司，美国洛克威尔（ROCKWELL）公司，德国蔡夫（ZF）公司和曼（MAN）公司。在我国，随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，载重汽车驱动桥的技术已呈现出向单级化的发展趋势。单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在中型卡车上占有重要地位。随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多中型卡车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，中型卡车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性。相对重型载货汽车而言，中型载货汽车需求量逐年递减且需求趋于稳定，未来510年，中型车比重大幅度下降。 CAD技术在驱动桥的研究和设计中起了至关重要的作用。CAD是利用计算机系统在工程和产品设计的各个阶段为设计人员提供各种快速、有效的工具和手段，加快和优化设计过程及设计结果，以达到最佳设计需要的一种技术。将CAD技术应用于驱动桥的设计，不但可以缩短设计周期，还可以提高设计的精确度和可靠性，从而可以实现设计过程的最佳化和自动化。其发展呈开放、集成及智能的趋势1.3基本内容：1、首先研究驱动桥的整体组成、结构以及工作原理；2、理解主减速器的基本结构，选择主减速器的基本参数，然后进行设计计算；3、理解差速器的基本结构，选择基本参数和尺寸进行设计计算；4、进行驱动半轴的结构设计及强度计算；5、对驱动桥壳的结构设计及受力分析与强度计算。6、用CAD绘制驱动桥的主要零件图和装配图44 第2章 设计方案的确定本次设计任务是楚风8吨载货汽车驱动桥设计。汽车外形图： 图2.1 楚风8吨载货汽车设计参数：外型尺寸： 9000 24802880 (mm) 底盘型号： HQG1152GD3 总 质 量 ： 14865 (kg) 接近/离去角： 32/16() 额定质量： 8000(kg) 前悬/后悬： 1470/2180(mm) 整备质量： 6670(kg) 最高车速： 90(km/h) 发 动 机 ： YC6J220-31 排 量： 6500 (ml) 功 率： 162(kw) 前 轮 距： 1940 (mm) 轴 距： 5350 (mm) 后 轮 距： 1860 (mm) 轮胎规格： 10.00-20 弹簧片数： 9/13+9 轴 荷： 5350 整车备注： 发动机的最大净功率(kW):1532.1驱动桥的结构和种类和设计要求2.1.1 驱动桥的种类驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并合理的分配给左、右驱动车轮，其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩。驱动桥分为断开式和非断开式两种。驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥，其桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有的传动件都装在其中；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。2.1.2 驱动桥结构组成在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件。2.1.3 驱动桥设计要求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油经济性；2、外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求；3、齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小；4、在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率；5、能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅锤力、纵向力和横向力及其力矩；6、驱动桥个零件具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性；7、与悬架导向机构运动协调；8、结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。2.2 主减速器结构方案的确定2.2.1主减速器的齿轮类型 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。双曲面齿轮主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：1、尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。2、传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3、当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。4、工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。双曲面齿轮传动有如下缺点：1、长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。2、齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。3、双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。4、双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。2.2.2主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io7.6的各种中小型汽车上 （a） 单级主减速器 （b） 双级主减速器图2.2主减速器如图2.2（a）所示，单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车车上占有重要地位。目前货车车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多货车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；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，可靠性增加。如图2.2（b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂、质量加大；主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工的工时增加，制造成本也显著增加，只有在主减速比较大（7.616时，取=03.2 主减速器齿轮参数的选择(1)齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些(通常i01/ i021.42.0)，这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在915范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在6810的范围内。(2)节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩(见式3.2，式3.3并取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出： =356419mm (3.5)式中：直径系数，取=1316；计算转矩，取，较小的。计算得，=356419mm，初取=360mm。 (3)齿轮端面模数的选择 选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核= 8.1910.92由GB/T12368-90，取9 (4)齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155=55.8mm，可初取F=56mm。(5)螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。(6)螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使1.25。因愈大传动就愈平稳噪声就愈低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35。3.3 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算3.3.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见下表。 表3.1 主减速器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主动齿轮齿数92从动齿轮齿数603模数94齿面宽=605工作齿高14.856全齿高=16.4887法向压力角=208轴交角=909节圆直径=81=31010节锥角arctan=90-=8.5=81.511节锥距A=A=288.1312周节t=3.1416 T=28.2713齿顶高=11.43mm=3.42mm14齿根高=5.058mm=13.068mm15径向间隙c=c=1.63816齿根角=1.011=2.59617面锥角；=9.511=84.09618根锥角=7.489=78.90419齿顶圆直径=103.60=82.0120节锥顶点止齿轮外缘距离=269.5=37.1221理论弧齿厚=20.818mm=7.452mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.15mm23螺旋角=353.3.2 主减速器螺旋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。 螺旋锥齿轮的强度计算：(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力 (3.6)式中：单位齿长上的圆周力，N/mm; P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；按发动机最大转矩计算时： =630.721786.25N/mm (3.7)按最大附着力矩计算时:=2697.7 (3.8) 轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为 (3.9)式中：超载系数1.0； 尺寸系数=0.7713； 载荷分配系数1.11.25； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1，。图3.1 弯曲计算用综合系数J作用下： 从动齿轮上的应力=227.5MPa700MPa；作用下： 从动齿轮上的应力=163.04MPa210.9MPa；当计算主动齿轮时，/Z与从动相当，而，故,综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关，只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。 (2)轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力(MPa)为： (3.10) 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；注：=1, =1, =1.11, =1 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； J 计算应力的综合系数，=0.154，见图3.2所示； =174.6MPa=1750MPa =334.9145MPa=2800MPa，故符合要求、校核合理。图3.2 接触强度计算综合系数J3.4 主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：1、具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；2、轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；3、钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；4、选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号，及，在本设计中采用了。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，当m8时为HRC3245。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5时，为0.91.3mm。由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。3.5 主减速器轴承的计算设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。1、作用在主减速器主动齿轮上的力齿面宽中点的圆周力P为 (3.11)式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩； 该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式求得： (3.12)式中： 变速器，,档使用率为1，3，5，16，75； 变速器的传动比为7.64，4.27，2.61，1.59，1.00； 变速器处于，,档时的发动机转矩利用率50，60，70，70，60。对于螺旋锥齿轮 =214.51(mm) (3.13) =111.55(mm) (3.14)式中：主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 从动齿轮齿面宽 从动齿轮的节锥角81.5；计算得 =1395.14N螺旋锥齿轮的轴向力与径向力主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： (3.15)=468.6(N) (3.16) 从动齿轮的螺旋方向为右： =85.73(N) (3.17) =1439.11(N) (3.18)式中：齿廓表面的法向压力角22.5； 主、从动齿轮的节锥角8.5，81.5。 2、主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图3.3(a) 所示轴承A、B的径向载荷为 =10957(N) (3.19) =13368.21(N) (3.20) (a) (b) 图3.3 主减速器轴承的布置尺寸其尺寸为：悬臂式支撑的主动齿轮a=101.5,b=51,c=152.5;式中：齿面宽中点处的圆周力； 主动齿轮的轴向力； 主动齿轮的径向力； 主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。双级减速器的从动齿轮的轴承径向载荷轴承C、D的径向载荷分别为 =5305.9(N) (3.21) =24561.4(N) (3.22)式中： 齿面宽中点处的圆周力； 从动齿轮的轴向力； 从动齿轮的径向力； 第二级减速斜齿圆柱齿轮的圆周力、轴向力和径向力； 第二级减速主动齿轮的节圆直径； 从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 (3.23) (3.24) (3.25)式中：计算转矩；斜齿圆柱齿轮的螺旋角；法向压力角。3.6 主减速器的润滑 主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。 为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。3.7 本章小结本章根据所给参数确定了主减速器的参数，对主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的交待。选择了机械设计、机械制造的标准参数。 第4章 差速器设计4.1 前言根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。4.2 差速器的作用差速器作用：分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器由于本车为中型汽车，则普通的对称式圆锥行星齿轮差速器(如图4.1)由差速器左图4.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器壳为整体式，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用采用该结构。由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故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从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图4.2所示： 图4.2 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图4.3.1 差速器齿轮的基本参数选择 1、行星齿轮数目的选择 重型货车多用4个行星齿轮。 2、行星齿轮球面半径(mm)的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，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，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定： =68.9481.80mm) (4.1)圆整取=74mm式中：行星齿轮球面半径系数，2.522.99，对于有4个行星轮的公路载货汽车取小值，取2.99；确定后，即根据下式预选其节锥距： =(0.980.99)=73.574.25mm 取74mm (4.2) 3、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到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，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。取=10，=18。 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n所整除，否则将不能安装，即应满足： = =9(4.3)4、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角： (4.4)式中：行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数=5.83 (4.5)取标准模数6；式中：在前面已初步确定。 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： (4.6) 5、压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。 6、行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。 =35.97(mm) =14.82mm (4.7)式中：差速器传递的转矩 n行星齿轮数4； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. ，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径,l=64mm; 支承面的许用挤压应力，取为98MPa.4.3.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算表4.1为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数见图4.3。表4.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表序号项 目计 算 公 式 及 结 果1行星齿轮齿数z=112半轴齿轮齿数z=223模数4齿面宽F=20mm5齿工作高=1.6m=9.6mm6齿全高h=1.788m+0.051=10.779mm7压力角8轴交角9节圆直径10节锥角11节锥距A=62mm12周节t=3.1416m=18.85mm13齿顶高14齿根高15径向间隙16齿根角17面锥角18根锥角19外圆直径20节锥顶点至齿轮外缘距离21理论弧齿厚22齿侧间隙(高精度)注:实际齿根高比上表计算值大0.051mm。图4.3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数(弧齿系数)差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，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之间有相对滚动的缘故。 汽车差速器齿轮的弯曲应力为 (4.8)式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，； (4.9), n差速器行星齿轮数目4； 半轴齿轮齿数22； 超载系数1.0； 质量系数1.0； 尺寸系数； 载荷分配系数1.1； F齿面宽20mm; m模数6； J计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.226，见图4.4。图4.4 弯曲计算用综合系数J 以计算得：=847.02 MPa980 MPa以计算得：=198.93MPa210.9Mpa综上所述，差速器齿轮强度满足要求。4.4 本章小结本章首先说明了差速器作用及工作原理，对对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了必要的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸及强度进行了必要的计算，最终确定了所设计差速器的各个参数，取得机械设计、机械制造的标准值并满足了强度计算和校核。 第5章 半轴设计5.1 前言 驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。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铀齿轮与轮教连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。5.2 半轴的设计与计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：(1)纵向力(驱动力或制动力)最大时(=),附着系数取0.8，没有侧向力作用；(2)侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z21，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数1在计算中取1.0，没有纵向力作用；(3)垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。5.2.1 全浮式半轴的设计计算1、全浮式半轴在上述第一种工况下 纵向力应按最大附着力计算，即 =49884.74N (5.1)式中：满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，取95932.2N； 汽车加速和减速时的质量转移系数，对于后驱动桥可取1.3； 轮胎与的地面的附着系数0.8； 对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力小于按最大附着力所决定的纵向力时，则按下式计算，即 或=27585.6N (5.2)式中：差速器的转矩分配系数0.6； 发动机最大转矩700； 传动系最低档传动比39.59； 汽车传动效率0.9； 轮胎滚动半径0.5425m。取两者的较小值，所以27585.6N转矩为： 14965.2 (5.3)注：第二种和第三种工况未计算，图5.1为全浮式半轴支承示意图。图5.1 全浮式半轴支承示意图2、半轴的设计杆部直径的选择 设计时，半浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行： 取d=25 (5.4)式中：d半轴杆部直径mm； T半轴的计算转矩，14965.2； 半轴转矩许用应力，MPa。因半轴材料取40MnB，为926.1MPa左右，考虑安全系数在1.31.6之间，可取=692MPa； 半轴的扭转应力可由下式计算： =542.1692MPa (5.5)式中：半轴扭转应力，MPa； T半轴的计算转矩14965.2； d半轴杆部直径36mm。 半轴花键的剪切应力为： MPa (5.6) 半轴花键的挤压应力为： MPa (5.7)式中：T半轴承受的最大转矩14965.2； 半轴花键外径 相配的花键孔内径 z花键齿数 花键的工作长度 b花键齿宽载荷分布的不均匀系数，可取为0.75。注：花键的选择(30渐开线)初选分度圆直径D=54mm,则模数m=，取标准模数m=3 半轴的最大扭转角为 (5.8)式中：T半轴承受的最大转矩，14965.2； 半轴长度 G材料的剪切弹性模量8.410N/mm； J半轴横截面的极惯性矩，=613281.25mm。5.2.2 半轴的结构设计及材料与热处理 为了使半轴和花键内径不小于其干部直径，常常将加工花键的端部都做得粗些，并使当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。为了使半轴杆部和突缘间的过渡圆角都有较大的半径而不致引起其他零件的干涉，常常将半轴突缘用平锻机锻造。本设计半轴采用40，半轴的热处理采用高频、中频感应淬火。这种处理方法使半轴表面淬硬达,硬化层深约为其半径的1/3，心部硬度可定为；不淬火区(突缘等)的硬度可定在范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高十分显著。5.3 本章小结 本章对半轴做了设计计算。在全浮式半轴的设计计算中首先考虑到三种可能的载荷工况，对纵向力(驱动力或制动力)最大时，没有侧向力作用这一工况进行了计算。做了必要的半轴设计计算并进行了校核选取了机械设计、机械制造标准值，对材料和热处理做了必要的说明。 第6章 驱动桥桥壳6.1 前言 驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥完既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。 在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。6.2 桥壳的受力分析及强度计算6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算本次设计选取了同类车型JN150型重型货车的驱动桥桥壳。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支承簧上载荷，而沿两侧轮胎中心线，地面给轮胎以反力(双胎时则沿双胎中心线)，桥壳则承受此力与车轮重力之差值，计算简图如图6.1所示。桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 (6.1) 由弯矩图(图6.1)可见，桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。由于大大地小于/2，且设计时不易准确预计，当无数据时可忽略去。而静弯曲应力为：=88.45MPa (6.2)式中：危险断面处桥壳的垂向弯曲截面； 扭转截面系数。图6.1 桥壳静弯曲应力的计算简图6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算 当汽车高速行驶于不平路面上时，桥壳除承受在静载状态下的那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。这时桥壳载动载荷下的弯曲应力为： =221.12MPa (6.3)式中：动载荷系数，对载货汽车取2.5； 桥壳载静载荷下的弯曲应力，88.45MPa；6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算 这时不考虑侧向力。图6.2为汽车以最大牵引力行驶时桥壳的受力分析简图。此时作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外，尚有切向反力。地面对左右驱动车轮的最大切向反力共为 =45983N (6.4)式中：发动机的最大转矩700； 传动系最低档传动比39.59； 传动系的传动效率0.9； 轮胎的滚动半径0.5425m。 图6.2 汽车以最大牵引行驶时桥壳的受力分析简图后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯曲矩为： =16864.85 (6.5)式中：汽车加速行驶时的质量转移系数1.2； 由于驱动车轮的最大切向反力使桥壳也承受水平方向的弯矩，对于装用普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，在两弹簧之间桥壳所受的水平方向的弯矩为： (6.6) 桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩。这时在两板簧座间桥壳承受的转矩为： (6.7)式中： 见式(6.4)下的说明。 当桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面处为圆管断面时，则在该断面处的合成弯矩为： (6.8) 该危险断面处的合成应力为： (6.9)式中：危险断面处的弯曲截面系数158896.7。图6.2给出了汽车以最大牵引力行驶时后驱动桥桥壳的受力分析简图。 6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 这时不考虑侧向力。图6.3为汽车紧急制动时桥壳的手力分析简图.此时在作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外，尚有切向反力，即地面对驱动车轮的制动力。因此可求得：图6.3汽车紧急制动时桥壳的受力分析简图紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩及水平方向弯矩分别为 (6.11) (6.12)式中：见式(6.1)说明； 汽车制动时的质量转移系数，对于载货汽车的后桥，0.85； 驱动车轮与路面的附着系数0.8。 桥壳在两钢板弹簧的外侧部分同时还承受制动力所引起的转矩 (6.13)紧急制动时桥壳在两板簧座附近的危险断面处的合成应力： (6.14) 扭转应力 (6.15)综上所述,满足强度校核要求。6.2.5 汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算 当汽车满载、高速急转弯时，则会产生一想当大的且作用于汽车质心处离心力。汽车也会由于其他原因而承受侧向力。当汽车所承受的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，则汽车处于侧滑的临界状态，此时没有纵向力作用。侧向力一旦超过侧向附着力，汽车则侧滑。因此汽车驱动桥的侧滑条件是： (6.16)式中：驱动桥所受的侧向力； 地面给左、右驱动车轮的侧向反作用力； 汽车满载静止于水平面时驱动桥给地面的载荷45619N； 轮胎与地面的侧向附着系数1.0。由于汽车产生纯粹的侧滑，因此计算时可以认为地面给轮胎的切向反作用力(如驱动力、制动力)为零。 汽车向右侧滑时，驱动桥侧滑时左、右驱动车轮的支承反力为： (6.17)式中：左、右驱动车轮的支承反力，N； 汽车满载时的质心高度，0.55m; 见式(6.16)下的说明； 驱动车轮的轮距1.3m。 钢板弹簧对驱动桥壳的垂向作用力为： (6.18)式中：汽车满载时车厢通过钢板弹簧作用在驱动桥上的垂向总载荷14509.874N； 弹簧座上表面离地面高度，0.4720.060+0.020=0.372m； 见式(6.17)下的说明； 两板簧座中心间的距离1.19m。对于半轴为为全浮式的驱动桥，在桥壳两端的半轴套管上，各装着一对轮毂轴承，它们布置在车轮垂向反作用力的作用线的两侧，通常比外轴承离车轮中心线更近。侧滑时内、外轮毂轴承对轮毂的径向支承力如图6.4所示，可根据一个车轮的受力平衡求出。图6.4 汽车向右侧滑时轮毂轴承对轮毂的径向支承力S1、S2分析用图(a)轮毂轴承
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