柴油SUV后驱动桥与后悬架的设计

PAGEPAGE39前言近十年来我国汽车工业迅猛发展，车型越来越多，各种车型的用途与分类也越来越明显。SUV汽车最早起源在美国，其功用是山地越野和军事运用，后来发展为在各种条件下都可使用的车型，并且大受消费者喜爱。目前国内的SUV厂家甚多，但多数是中低档产品，追求的是价廉实用。城市SUV是目我国前发展的主流，可选择两驱和四驱类型，其功率不追求过高，动力也不必太强，所以排量比真正作为越野的SUV车小的多。因此其价格低，但空气污染小，相当实用。柴油动力是今后汽车动力的发展方向，目前很多国外的高端汽车厂家已经在开发柴油高级车，其动力爆发迅速，动力强劲，价格与汽油相比低廉。我国目前的柴油动力主要用在大客和货车上，这些车型的发动机技术含量较低，有少量的SUV也用柴油动力,但其技术含量低，油耗大，噪音大，这些弊端都是以后发展的技术攻关项目。本次设计的就是柴油动力的SUV，设计方向是中档车型，讲究经济实用。本人设计的是后驱动桥和后悬架，在设计过程中参阅了大量文献资料，和专业老师进行探讨，与同学共同克服种种困难，从设计方向出发，目标就是使本车型经久耐用，最终完成了任务。此设计说明书，记述了所有设计相关的数据和信息来源，按照驱动桥和悬架的先后顺序进行了编排，力争使读者能够轻松的读懂。在次要非常感谢我的指导教师李水良及车动学院的各位老师，还有很多同学对我的热情帮助。由于水平所限，书中难免有错误和漏洞之处，恳请各位老师和读者批评指正，在此表示感谢。

第二章驱动桥的设计§2.1驱动桥概述驱动桥位于传动系统的末端，其基本功用是增大由传动轴传来的转矩，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。驱动桥主要有主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和驱动桥壳等部件组成。对于各种不同类型的和用途的汽车，正确的确定上述机件的结构型式并成功地将它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。在汽车总体设计时，从整车性能出发确定了驱动桥的传动比，然而用什么型式的驱动桥，什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计时是要具体考虑的，绝大多数的发动机在汽车上是纵置的，为使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右车轮的扭矩分配，如果是多桥驱动的汽车亦同时要考虑各桥间的扭矩分配问题。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的重荷，另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的刚度和强度，以保证机件可靠的工作。驱动桥还必须满足通过性及平顺性的要求。对驱动桥的基本要求可以归纳为：一、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；二、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的传递给左右驱动车轮；三、当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；四、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；五、驱动桥各零部件在保证其刚度、强度、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；六、轮廓尺寸不大以便于汽车总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；七、齿轮与其它传动件工作平稳，无噪声；八、驱动桥总成及零部件设计应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；九、在各种载荷及转速工况有高的传动效率；十、结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。由于后桥结构基本已经固定，在后桥设计中需要改进的问题主要有：齿轮传动的噪声、振动；半轴的可靠性设计；后桥壳的应力分析；双曲面齿轮的设计方法等。§2.2驱动桥型式及选择驱动桥形式与整车有非常密切的关系，驱动桥分两大类：断开式驱动桥和非断开式驱动桥。根据整车的通过性、平顺性以及操纵稳定性对悬架结构提出了要求，如悬架选择了合适的结构型式，而驱动桥的结构也必须与悬架相适应。因此，驱动桥的选型应从汽车的类型、使用条件和生产条件出发，并和其他各部件的结构型式与特性相适应，以保证汽车达到预期性能要求。由于本设计中所设计的车型为SUV，由行驶条件及成本出发，采用非独立悬架及非断开式驱动桥。这种型式驱动桥在汽车，尤其是载重汽车上应用相当广泛。它主要优点是：结构简单、制造工艺性好、成本低、可靠性高、维修调整容易等。本次设计的是0.5吨柴油动力SUV乘用车的后桥，由经济性及低成本等因素考虑：故本次设计采用非断开式驱动桥，单级主减速器，双曲面齿轮传动，普通对称式圆锥行星齿轮差速器，半浮式半轴，整体式桥壳。

第三章主减速器的设计§3.1主减速器结构方案分析主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。主减速器的结构型式，主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的支撑形式以及减速型式的不同而异。驱动桥的主减速器为适应使用要求发展多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速器和单级主减速器加轮边减速等。由于两驱SUV发动机的功率不大以及扭矩中等的因素，故采用单级主减速器。在现代汽车的驱动桥上，主减速器齿轮采用得最广泛的是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。由于双曲面齿轮的螺旋角较大，则不产生根切得最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这又利于的传动比传动。同时双曲面齿轮传动平稳噪声小、负荷大、结构紧凑等优点，所以本次设计采用双曲面齿轮传动。§3.2主减速比及计算载荷的确定§3.2.1主减速器比i0的确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃油经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。i0＝0.377×rr×np/vamax×iGh(3-1)式中rr:车轮的滚动半径rr＝0.362mnp:最大功率时发动机的转速np＝3600r/minvamax:最高车速vamax＝140Km/higH:变速器最高档传动比igH＝0.76i0＝0.377×rr×np/vamax×igH＝0.377×0.362×3600/140×0.76＝4.6§3.2.2齿轮计算载荷的确定1．按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮计算转矩TgeTce=Temax×iTl×K0×ηT/N(3-2)式中Temax:发机最大转矩 Temax＝225N·mN：驱动桥数目N=1iTL：由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传系最档传动比iTL＝18.86ηT：上述传动部分传动效率取ηT＝0.9K0：离合器产生冲击载荷时超载系数K0=1Tce=Temax×iTl×K0×ηT/N=225×4.1×4.6×1×0.9/1=4715N·m2．按驱动轮打滑确定从动齿轮计算转矩TcsTcs=G2×ø×m2×rr/ηlBilB(3-3)式中G2:满载时一个驱动轮上的静载荷系数，NG2=2325×9.8×52%m2:汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数ø:轮胎与路面间的附着系数取ø＝0.85rr:车轮的滚动半径rr=0.362mηlBilB：分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比ηlB＝0.98、ilB＝1Tcs=G2×ø×m2×rr/ηlB×ilB=2325×9.8×52％×1.3×0.85×0.362/0.98×1=4836N·m3．按日常行使平均转矩确定从动锥齿轮计算转矩TGF=rr×FJ/ηlB×ilB(3-4)式中FJ：汽车日常牵引力（3000N）其他数据同上TGF=rr×FJ/N×ηlB×ilB=3000×0.362/0.98N=1108N§3.3主减速器齿轮主要参数的计算§3.3.1主、从动齿轮齿数的选择进行主从动锥齿轮齿数Z1、Z2选择时，Z1、Z2应没有公约数，这样可以保证主、从动齿轮之间都能相互啮合，起到自动磨合的作用。为了得到理想的重合系数和高的轮齿抗弯强度，大、小齿轮的齿数和应不小于40。查《汽车车桥设计》表3-12Z1＝8Z2＝i0×Z1=37§3.3.2从动齿轮大端分度圆直径及端面模数的选择根据从动锥齿轮的计算转矩，按经验公式d2=kd2·式中d2：从动锥齿轮的节圆直径，㎜；kd2：直径系数，取kd2=13～16；Tj：计算转矩，Tj=4715N·m所以，d2=kd2·=14×=205㎜圆整取d2＝205mm从动锥齿轮大端模数m＝d2/Z2=5.54取m＝6§3.3.3大齿轮齿面宽的选择汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F（mm）推荐为：F＝0.155×d2＝31.8mm取F＝31.8mm§3.3.4双曲面齿轮的偏移距E轿车、轻型客车和轻型货车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距的40％。图3—1双曲面齿轮的偏移距和偏移方向§3.3.5螺旋角的选择螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，“格里森”制推荐用下式，近似预选主动齿轮螺旋角的名义值：β1′＝＝49°式中：β1′：主动齿轮名义螺旋角的预选值；z1、z2：主、从动齿轮齿数；d2：从动齿轮节圆直径mm；E：双曲面齿轮的偏移距mm。§3.3.6圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸设计1.确定主动小齿轮的轮齿数Z1 .Z1=82.确定主动小齿轮的轮齿数Z2Z2=373.齿数比的倒数=0.2164.大齿轮的齿面宽FF=0.155d2=31.8㎜5.小齿轮轴线偏移距EE=31.6㎜6.大齿轮分度圆直径d2d2=205㎜7.刀盘名义直径rdrd=76.28.初定小齿轮螺旋角β1′=49°9.β1′角的正切值tgβ1′=1.1504010.初选大齿轮的分锥角之余切值ctgδ2i=1.2（3）=0.2592111.sinγ2i的正弦值sinγ2i=0.9681012.初定大齿轮中点分度圆半径Rm2==81.1072113.大小螺旋角差值之正弦值sinξi′==0.3512014.cosξi′之余弦cosξi′=0.9363015.初定小齿轮的扩大系数（14）+（9）（13）=1.3403216.小齿轮中点分度圆半径换算值（3）（12）=18.8151517.初定小齿轮中点分度圆半径Rm1=（15）（16）=25.2123018.轮齿收缩系数TR=0.02（1）+1.06=1.3019.近似计算公法线在大齿轮轴线上的投影＋（17）=361.2740720.大齿轮轴线在小齿轮回转平面内偏置角正切tgη==0.087535521.η角的余弦=1.0038222.η角的正弦sinη==0.08720223.大齿轮轴线在小齿轮回转平面内偏置角η=5.00263°24.初算大齿轮回转平面内偏置角正弦值sinε2==0.3375625.ε2角正切tgε2=0.3586126.初算小齿轮分锥角正切tgr1Ⅱ==0.2443927.r1Ⅱ角余弦cosr1Ⅱ=0.9714128.第一次校正小齿轮螺旋角的正弦sinε2′==0.3474929.ε2′的余弦cosε2′=0.9376830.第一次校正后小齿轮螺旋角正弦tgβ1Ⅱ==1.1587131.扩大系数修正量（28）·[（9）-（30）]=-0.002887632.大齿轮扩大系数修正量的换算（3）（31）=-0.0006237333.校正后大齿轮分偏置的正弦sinε1=（24）-（22）（32）=0.3376134.ε1角正切tgε1=0.3586735.校正后小齿轮分锥角正切tgr1==0.2431236.r1角值r1=13.66470°37.r1角余弦cosr1=0.9716938.第二次校正后螺旋角差值的正弦sinε1′==0.3474539.ε1′角的值ε1′=22.005562°40.ε1′角的余弦cosε1′=0.9271341.第二次校正后螺旋角差值的正切值tgβ1==1.1808942.β1角值β1=49.74159°43.β1角余弦cosβ1=0.6462444.确定大齿轮螺旋角β2=（42）-（39）=27.73273°45.β2角余弦cosβ2=0.8851346.β2角的正切tgβ2=0.5257247.大齿轮分锥角余弦ctgr2==2592848.r2的值r2=75.47389°49.r2的正弦sinr2=0.9680550.r2角的余弦cosr2=0.2507551.=25.8909452.=347.3866853.（51）+（52）=373.2776254.大齿轮分锥距在螺旋线上中点切线方向投影=79.6358955.小齿轮分锥距在螺旋线上中点切线方向投影=68.82156.极限齿形角正切-tgα01==0.1055657.极限齿形角负值-α01=6.025823°58.α01角的余弦cosα01=0.9944759.==0.004814760.=0.0001595761.（54）（55）=5481.3097962.=0.001974963.（59）+（60）+（62）=0.006949364.94.2785665.齿线中点曲率半径rd′=94.8028266.比较rd与rd′比值0.8037967.（3）（50）=0.054162（左）1.0-（3）=0.784（右）68.=81.97366（左）（35）（37）=0.23624（右）69.（37）+（40）（67）（左）=0.9718470.圆心至轴线交叉点的距离Zm=（49）（51）=25.0637271.大齿轮分锥顶点至轴线交叉点的距离Z=（12）（47）-（70）=-2.4785672.大齿轮分锥上中点锥距Am=89.9821473.大齿轮节锥距A0=105.8829674.大齿轮的分锥上齿宽之半（73）-（72）=15.9008275.大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高hgm=76.77.78.轮齿两侧压力角的总和αi=38°79.αi角正弦sinαi=0.6155780.平均压力角19°81.角的余弦cos=0.9455282.角的正切tg=0.3443383.=1.430984.双重收缩齿齿根角的总和ΣδD==6.80656°85.大齿轮齿顶高系数Kα=0.15086.大齿轮齿根高系数Kb=1.150-（85）=1.0087.大齿轮齿面宽中点处的齿顶高ham2=（75）（85）=1.1877888.大齿轮齿面宽中点处的齿根高hfm2=（75）（86）+0.05=7.968589.大齿轮齿顶角θ2=（84）（85）=1.020984°90.θ2角正弦sinθ2=0.01781991.大齿轮齿根角δ2=（84）-（89）=5.7855892.δ2角的正弦sinδ2=0.10080693.大齿轮大端齿顶高h2/=（87）+（74）（90）=1.4711294.大齿轮的齿根高h2//=（88）+（74）（92）=9.5585095.径向间隙C=0.15（75）+0.05=1.2377896.大齿轮齿全高h=（93）+（94）=11.0296297.大齿轮齿工作高hg=（96）-（95）=9.7918498.大齿轮的面锥角γ02=（48）+（89）=76.49939°99.γ02角的正弦sinγ02=0.97237100.γ02角的余弦cosγ02=0.23346101.大齿轮的根锥角γR2=（48）-（91）=69.69281°102.γR2角的正弦inγR2=0.93785103.γR2角的余弦cosγR2=0.34705104.γR2角的余切ctgγR2=0.37005105.大齿轮外圆直径d02==205.73777106.大端分度圆中心到轴线交叉点的距离（70）+（74）（50）=29.05065107.大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离X02=（106）-（93）（49）=27.62653108.=0.44328109.=1.17528110.大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z0=（71）-（108）=-2.92184111.大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离ZR=（71）+（109）=-1.30328112.（12）+（70）（104）=96.38204113.修正后小齿轮轴线在大齿轮回转平面那的偏置角正弦sinε==96.38024114.ε角的余弦cosε==0.94473115.ε角的正切tgε=0.34704116.小齿轮顶锥角正弦inγ01=（103）（114）=0.32787117.小齿轮的面锥角γ01=19.26950°118.γ01角的余弦cosγ01=0.94398119.γ01角的正切tgγ01=0.34960120.=0.044659121.小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离G0==10.91922122.tgλ/==0.019364123.λ/=01.10933°cosλ/=0.99974124.Δλ/=（39）-（123）左=20.89953°cosΔλ/=0.93421125.θ1=（117）-（36）=5.6048°cosθ1=0.99522126.（113）（67）右-（68）右=0.020802-（113）（67）右-（68）右=-0.45466127.=1.07014128.（68）左+（87）（68）右=92.25426129.=0.94851130.（74）（127）=17.01523131.小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离BR=（128）+（130）（129）+（75）（126）左=98.22868132.（4）（127）-（130）=17.015222133.小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离B1=（128）+（132）（129）+（75）（126）右=62.51491134.（121）+（131）=109.14790135.小齿轮的外缘直径d01==76.31622136.=93.12485137.在大齿轮回转平面内偏置角正弦sinε0==0.3393138.在大齿轮回转平面内偏置角ε0=19.84904°139.ε0角的余弦cosε0=0.94059140.=-6.86768141.小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离GR==18.71311142.sinrR1=（100）（139）=0.21959143.小齿轮根锥角rR1=12.68486°144.rR1角的余弦cosrR1=0.97560145.rR1角的正切tgrR1=0.1851580.22508146.最小齿侧间隙Bmin=0.102147.最大齿侧间隙Bmax=0.152148.（90）+（92）=0.11863149.（96）-（4）（148）=7.25719150.在节平面内大齿轮内锥距Ai=（73）-（4）=74.05296双曲面齿轮副的理论安装距与另外几个尺寸参数的关系如下图：图3—2双曲面齿轮副的安装尺寸§3.4主减速器齿轮强度计算§3.4.1单位齿上的圆周力按发动机最大扭矩计算时：p=Temax·ig·103/·F(3-5)式中：p：单位齿长上的圆周力N/mm;Temax：发动机最大扭矩N/m；ig：变速器Ⅰ档传动比；d1：主动齿轮节圆直径mm；F：动齿轮的齿面宽mm。P=Temax·ig·103/·F=1318.6N/mm＜［P］=1429N/mm§3.4.2齿轮的弯曲强度计算σw=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J(3-6)式中：Tj：齿轮的计算转矩N·m；K0：超载系数，取K0＝1；Ks：尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m≥1.6mm时，Ks＝；式中：Km：载荷分配系数，取Km＝1Kv：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，可取Kv＝1；Z：计算齿轮的齿数；m：端面模数mm；J：计算弯曲应力用的综合系数。σw=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J=615.9MPa汽车主减速器齿轮的弯曲应力应不大于700MPa，满足要求。§3.4.3齿轮的接触强度计算σj＝(3-7)式中T1j:主动齿轮计算转矩N·m；Cp:材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm;d1:主动齿轮的节圆直径mm；K0、Kv、Km:见上式说明；Ks:尺寸系数，可取Ks＝1；Kf:表面质量系数，对于制造精密的齿轮可取Kf＝1；F:齿面宽mm，取齿轮副中较小的；J:计算弯曲应力用的综合系σj＝＝2015Mpa主从动齿轮的接触应力是相同的，许用接触应力为2800Mpa。满足条件要求。§3.5主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系的薄弱环节。其损坏形式主要有：齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有一下要求：1).有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度及较好的齿面耐磨性；2).轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免轮齿根部折断；3).钢材的锻造、切削与热处理等加工性能好，热处理变形小，以提高产品质量，减少成本并降低废品；本次设计主减速器主、动齿轮材料选用20CrMnTi。齿轮渗碳1.2—1.5、齿面淬火使其硬度达到58—64。

第四章差速器的设计§4.1差速器机构方案分析汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传递给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不相等的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑的能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器。差速器保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足汽车行驶运动学的要求。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数器、防滑差速器，防滑差速器又可分为自锁式和强制锁止式。对于柴油SUV来说，由于路面状况一般，各驱动车轮与路面的附着系数变化小，因此采用结构简单、工作平稳、制造方便、造价又低的对称式圆锥行星齿轮差数器。图4—1普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图§4.2差速器齿轮参数的计算行星齿轮数目的选择：轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个。本次设计采用4个行星齿轮。1.球面半径/由经验公式/=其中行星齿轮的球面半径系数，=2.5-3.0，取=2.5差速器计算转矩取Tcs和Tce两者中较小值=4715所以/===42㎜2.锥齿轮的节锥距A0A0=（0.98-0.99）=40mm3.行星齿轮齿数Z1和半轴齿数齿数Z2取Z1=12Z2=24查《机械设计实用手册》表8-3查《机械设计实用手册》图8-34.节锥角γ5.锥齿轮大端端面模数meme=圆整后取me=36.压力角α取压力角α=22.5°7.节圆直径dede1=×me=36mmde2=×me=70mm8.轴交角∑＝90°9.周节t＝3.1416m＝9.4210.齿面宽F=1011.齿工作高hghg＝1.6m＝4.8mm12.齿全高hh＝1.788m+0.0515.415mm13.齿顶高h′h2′＝[0.430+]·m=3.23mmh1′=hg-h2′=1.57mm14.齿根高h″h1″=1.788m-h1′=2.13mmh2″=1.788m-h1′=3.79mm15.径向间隙cc＝h－hg＝0.61516.齿根角δδ1＝arctan=3.05ºδ2=arctan＝5.41º17.面锥角γ0γ01＝γ1＋δ2＝31.98°γ02＝γ2＋＝66.69°18.根锥角γRγR1=γ1-δ1=23.52°γR2=γ2-δ2=58.02°19.外圆直径d0d01=d1+2h1′cosγ1=41.78mmd02=d2+2h2′cosγ2=73.39mm20.节锥顶点至齿轮外缘距离χ0χ01＝-h1′sinγ1=34.26mmχ01＝-h2′sinγ2=16.59mm21.理论弧齿厚ss1=t-s2=3.96mms2=-(h1′-h2′)tanα-τm=5.46mm22.齿测间隙BB=0.13mm23.弦齿厚SXSX1=S1－－＝6.51mmSX2=S2－－＝5.43mm24.弦齿高=+=4.10mm2.59mm§4.3差速器齿轮强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工在作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左右驱动轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。汽车差速器齿轮的弯曲应力为：σw=2·103TK0KsKm/KvFz2m2J(4-1)式中T:差速器一个行星齿轮给予一个半轴的转矩N·m；T＝＝572.9N·m；Tj:计算转矩；n:差速器行星齿轮数目；Z2:半轴齿轮齿数；K0:超载系数，取K0＝1；Ks:尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m≥1.6mm时，Ks＝＝0.61；Km:载荷分配系数，取Km＝1Kv: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，可取Kv＝1；F:齿面宽mmm:端面模数J:计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。σw＝2·103TK0KsKm/KvFz2m2J＝707.3MPa差速器齿轮弯曲应力应不大于980MPa，满足要求。

第五章半轴及桥壳设计§5.1半轴的设计计算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箍连接起来。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同，分为：半浮式、3/4浮式和全浮式三种型式。半轴的首要任务是传递扭矩，但由于轮毂的安装结构的不同，非全浮式半轴除受扭矩外，还要受到车轮上的垂向力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力。由于本次设计的SUV车属于中档装备配制一般，对舒适性要求不高，后桥所受载荷较大，因此采用半浮式半轴。半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理的确定其载荷。半轴的计算应考虑以下三种可能的载荷公况：（1）半轴同时受垂直力Z、纵向力X所引起的弯矩Xr。对左右半轴来说，垂直力Z，Z为：Z=Z=Z－g=－g=N=6535.5NＧ满载静止汽车的驱动桥对水面的载荷，N；m’汽车加速和减速时的质量转移系数,取m’=1.2g侧车轮(包括轮毂、制动器等)本身对水平地面的载荷，Ｎ；对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩Ｔ及传动系最低档传动比计算所得的纵向力小Z，Z＝Ｔi／ｒ=0.62254.14.60.9/0.362=6345.5N差速器转矩分配系数，取=0.6Ｔ发动机最大转矩N.mi传动系最低档传动比；汽车传动系效率，取=0.9ｒ车轮滚动半径，m。左右半轴所承受的合成弯矩M（N·m）M=b=b=1184.2T=Xr=6345.5N0.362m=2297N·m10Mpa=438.5N·m=10Mpa=425.4N·m合成应力:=10.94Mpa(2)半浮式半轴在第二种工况下半轴只受弯矩。在侧向力Y作用下，左、右车轮承受的垂直力Z、Z和侧向力Z、Z各不相等，而半轴所受的力为Z=Z－g=－gZ=Z－g=－gY=Y=式中的“+”、“－”号的取舍是这样的：当侧向力Ｙ向右作用时，取上面的符号，Ｙ向左作用时，取下面的符号。B驱动车轮的轮距,mm;h汽车质心高，mm；车轮与路面的侧向附着力系数，取=1.0左右半轴受的弯矩为：rbrb式中的“+”、“－”号的取舍同上。G=23259.80.52=11848Nb=0.13mmh=680mmｒ=0.362mmB=1470mm代入数据得：Y=21932.5NZ=552.5NY=852.5NZ=21632.5N弯矩为：M=2684.6NM=142.2N所受应力分别为:=Mpa=994.3Mpa<[]=Mpa52.7Mpa<[](3)半浮式半轴在第三种工况下半轴只承受弯矩:Mv=k式中k动载荷系数,取k=1.75代入数据得Mv=1.75(-300)0.13Mpa=1227.6Mpa则=Mpa=454.7MPa<[]故半轴的设计符合要求。（4）半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做的粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键的齿数必须相应的增加，通常取10齿至18齿。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度圆部分的圆角半径以减小应力集中。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr,40CrMnMo,40CrMnSi,35CrMnSi35CrMnTi等。本次设计采用的材料是40Cr。半轴的热处理都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388-444（突缘部分可降至HB248）。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大残余压应力，以及采用喷丸处理，滚压半轴突缘根部过度圆角等工艺，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的十分显著。§5.2桥壳的设计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载荷的作用，并将载荷传递给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力、和铅垂力也是经过桥壳传到悬架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传动件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置的外壳。驱动桥桥壳既是承载件又是传动件，因此桥壳需要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。桥壳大体可分三种型式：可分式、整体式、组合式。一、可分式桥壳可分式桥壳由两部分组成，每部分均有一个铸件壳体和一个压入其内部的轴管，轴管与壳体用铆钉连接。可分式桥壳制造工艺简单，主见速器轴承的支撑刚性好。但拆装，调整，维修很不方便，轴壳的刚度和强度受到结构的限制，现已很少采用，应用的也多在中小型汽车上。二、整体式桥壳整体式桥壳的刚度和强度都比较大。桥壳制成整体式结构后，主减速器和差速器装配总成再用螺栓安装到桥壳上，这种结构对主减速器的拆装，调整都比较方便。按照制造工艺的方法，整体式桥壳又可分为铸造式，冲压焊接式和扩张成形式三种。1.铸造式桥壳这种结构的桥壳强度和刚度较大，钢板弹簧座与桥壳壳体铸成一体，桥壳可根据强度要求铸成适当的形状。与冲压桥壳相比，主要缺点是重量大，加工面多，制造工艺复杂等。2.冲压焊接式桥壳钢板冲压焊接成型的整体式桥壳具有重量轻，工艺简单，材料利用率高等优点，并适合大量的生产，因此在中小吨位货车和矫车上被广泛采用。由于目前冲压设备有了长足发展，这种桥壳的优点更为突出，有许多重型车的桥壳也已采用了这种结构。扩张成形式桥壳这种桥壳无论是刚度和强度都比较大，其重量也轻材料还省。但制造这种桥壳需要专用的扩张设备，而这种设备目前国内很少，所以成本太高而不能被广泛使用。三、组合式桥壳组合式桥壳是主减速器壳与部分桥壳铸成一体，而后用无缝钢管压入壳体两端，两者间用塞焊方法焊接在一起。它具有较好的从动齿轮轴承的支撑刚度，主减速器的装配调整也较分开式桥壳方便。然而这种桥壳要求有较高的加工精度，它的维修，装配，调整，与整体式桥壳相比仍较复杂。桥壳刚度与整体式相比也较差，常见于轿车，轻型货车的驱动桥壳。本次设计的柴油SUV,由于追求的是实用性,因此采用整体式桥壳。后悬架悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架与车轴弹性地连接起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行使的平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动性，保证汽车操纵的稳定性，使汽车获得高速行使能力。悬架是有弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。悬架分为独立悬架和非独立悬架。非独立悬架的特点是，左右车轮用一根整体轴连接，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。依据本次设计车型，后悬架采用纵置钢板弹簧为弹性元件兼导向机构的非独立悬架，其主要优点是：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点就是平顺性较差，在不平路面上行驶时左右车轮相互影响等。由于前悬架采用的是双横臂式独立悬架，与后钢板弹簧悬架相匹配时能够通过将上横臂只撑承销轴线在纵向垂直平面上的投影设计成前高后底，使悬架的纵向运动瞬心位于有利于减少制动前俯角处，使制动时车身纵倾减少，保持车身有良好的稳定性。§6.1钢板弹簧的设计钢板弹簧是汽车悬架中应用最广泛的一种弹性元件。它是有若干片等宽但不等长的合金弹簧片组合而成的一根近似等强度的弹性梁。钢板弹簧本身还能起导向机构的作用，并且由于各片之间的摩擦起一定减振作用。1.钢板弹簧长度LL=(0.4～0.55)轴距取Ｌ=0.42760mm=1104mm2.满载弧高f=10～20mm3.钢板弹簧的总惯性矩：Ｊ=[(L-ks)c]/(48E)(6-1)式中：sU型螺栓中心距取90mmk挠性夹紧，取0挠度增大系数（重叠片数n=2，总片数n=4）=0.5=1.5/[1.04（1+0.5）]=1.15C钢板弹簧垂直刚度（N/mm）C==12090/90=134E为材料的弹性模量（MPa）取20.6MPa4.总截面系数WW[（L）/4（）][]弯曲应力取400MpaW（2323-5）/4=8342Mpa5.计算钢板弹簧的平均厚度hh=2J/W==5mm片宽b（推荐b/h在6～９范围内）b/h=9b=59=45mm6.钢板弹簧各片长度的确定按照三角形原则可得第一片长1104mm，第二片长900mm，第三片长640mm,第四片340mm。钢板弹簧强度检验汽车驱动时，后钢板弹簧承受的最大载荷=[Gl（l+c）]/[（l+l）w]+G（bh）=676Mpa<[]=1000Mpa钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算卷耳处所受应力是由弯曲应力和拉(压)力合成的应力=[3(D+)]/(b)+/()(6-2)式中:为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力=5287.5ND为卷耳内径D=15mmb为钢板弹簧宽度b=45mmh主片厚度h=5mm许用应力[]取350Mpa=347.8Mpa<[]=350Mpa弹簧销核算:销直径d=15mm =/bd=8.8Mpa<[]=9Mpa用55MnVB钢或602Mn钢制造 三.1.满载弧高取02.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高HH=++其中：==900mm+0+10.7mm=100.7mm3