【《汽车起重机贯通式驱动桥设计》19000字】

III第1章绪论汽车起重机贯通式驱动桥设计目录15570摘要 I162511引言 -1-295321.1概述 -1-63201.2驱动桥研究现状 -1-111381.3驱动桥发展趋势 -1-229252汽车总体设计 -2-38602.1汽车形式选择 -2-56272.2SJD3000全地面汽车起重机贯通式驱动桥设计指标 -2-60203驱动桥总成的结构方案分析 -3-271663.1贯通式驱动桥 -3-242864主减速器设计 -4-93224.1主减速器结构形式选择 -4-276624.1.1主减速器减速形式选择 -4-3124.1.2主减速器齿轮类型选择 -4-78464.1.3主减速器主从动锥齿轮支撑方式选择 -5-30804.2主减速器齿轮计算与校核 -7-75704.2.1主减速比确定 -7-71264.2.2变速器传动比及各挡传动比确定 -8-21934.2.3主减速器齿轮载荷确定 -9-192534.2.4主减速器锥齿轮基本参数确定 -11-272604.2.5主减速器弧齿锥齿轮几何尺寸计算 -14-46104.2.6主减速器弧齿锥齿轮强度计算 -15-68014.2.7主减速器齿轮材料选择及热处理 -20-56144.3主减速器轴承计算 -21-280074.4锥齿轮轴承型号确定 -27-123474.5.主减速器锥齿轮轴设计 -30-230954.5.1主减速器锥齿轮轴结构设计 -30-231194.5.2主减速器主动齿轮轴校核 -31-80814.6主减速器润滑 -35-255差速器设计及优化 -36-27605.1差速器结构及形式选择 -36-282465.2差速器齿轮主要参数选择 -37-244605.2.1行星齿轮数 -37-10765.2.2行星齿轮球面半径 -37-24505.2.3行星齿轮与半轴齿轮参数确定 -37-191785.2.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径确定 -38-205355.3差速器的优化设计 -39-274575.3.1优化函数设计 -39-175365.3.2行星齿轮安装孔直径及深度确定 -42-307485.4差速器齿轮强度计算 -42-91975.5差速器齿轮材料选择 -43-323826驱动半轴设计 -44-324936.1半轴结构形式选择 -44-37566.2半轴的设计与计算 -44-102366.2.1半轴杆部径确定 -44-203056.2.2半轴的强度校核 -45-227106.3半轴花键设计计算 -45-293916.3.1半轴花键尺寸参数计算 -45-93056.3.2半轴花键强度校核 -46-266676.4半轴花键结构设计及材料选择 -47-193477驱动桥壳设计 -48-113117.1桥壳结构形式选择 -48-254907.2桥壳的强度计算和校核 -48-12037.2.1桥壳的静弯曲应力计算 -48-47757.2.2汽车在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算 -50-325647.2.3汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算 -50-304677.2.4汽车紧急制动时桥壳的强度计算 -52-54098经济技术性分析 -55-123739结论 -56-2893参考文献 -57-1引言1.1概述在汽车的传动系统组成部分中驱动桥是重点之一。驱动桥位于传输系统的末端。基本功能有:首先增加扭矩，降低转速，改变扭矩传递方向，允许左轮右轮速度不同，即从传动轴增加扭矩，将扭矩分别给到到左右轮。1.2驱动桥研究现状我国正在大力发展汽车工业，后驱的车辆平衡性和操纵性大大提高。当后轮驱动的汽车加速时，前轮不会产生牵引力，因此驾驶员会感觉到更强的侧向抓地力，并在加速转弯时操作得更好。后轮驱动的优点还有维修成本较少，但成本会因各种原因有差异。变速器失灵时，后驱车辆的差速器就不需要维修，前驱车辆因为这两个部分是连在一起的可能需要维修。所以后驱车辆会更加安全、舒适。目前，我国制造的目光主要集中在轴壳的制造工艺，以满足高速传动的要求和法规的要求。1.3驱动桥发展趋势我国汽车驱动桥的研究设计水平与世界先进驱动桥设计技术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是先引进国外技术、模仿外国技术，再加上改进取得的。有实力的企业，有独立的研发机构但都处于起步阶段。但当今时代技术发展速度快，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水平。汽车驱动桥已经经过好多年的发展了，现有的产品比较笨重没有什么技术含量，大多用在卡车大客车上，这种产品从诞生到现在基本没有多大的更新。所以，如果还是生产老式产品的话，会陷入同质化竟争难以取得好的效益，如果要在这外行业有所发展的话一定要有自己创新。开发出轻巧坚固的桥，另外老式的车桥一能更好地与地面保持平行，所以在路面不平时轮胎的抓地能力很差，现在的轿车大都淘汰了这种桥，而采用性能更优越的多连杆整车桥。第4章主减速器设计2汽车总体设计2.1汽车形式选择不同汽车的不同之处主要在轴数、驱动形式以及布置形式。2.1.1轴数汽车有2轴、3轴、4轴或者更多的轴。影响车辆轴数选择的主要因素是车辆总质量、道路规范对轴重质量的限制、轮胎承载能力和车辆结构。由于本车的最大总质量为3.3t，故采用两轴式。2.1.2驱动形式汽车的驱动形式有很多，第一位数字表示汽车车轮总数，第二位数字表示驱动轮数。本设计SJD3000全地面汽车起重机采用结构简单、制造成本低的4×2后双胎的驱动形式。2.1.3布置形式车辆布局是指发动机、车轴和车身（或驾驶室）之间的关系和布局特性，除了车辆及其部件的参数外，车辆的布置对车辆的性能也有很大的影响。本设计SJD3000全地面汽车起重机拟用平头式货车，发动机前置后桥驱动设计。2.2汽车主要参数选择汽车的主要参数包括尺寸参数、质量参数和汽车性能参数。2.2.1汽车主要尺寸确定原则上，对发动机排量大的乘用车，轴距越长。对机动性要求高的汽车，轴距越短。本设计SJD3000全地面汽车起重机设计要求，汽车总质量3300kg，参考表2-1，表2-1汽车的轴距和轮距车型类别轴距L/mm轮距B/mm4x2后驱1.8~6.02300~36001300~16506.0~14.03600~55001700~20003驱动桥总成的结构方案分析3.1贯通式驱动桥贯通式驱动桥，它的结构简单、造价低廉、工作可靠、维修方便，广泛应用于各种载货汽车、大型客车和公共汽车上。贯通式驱动桥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、齿轮车速器和半轴安装在空心钢梁里面，这样的话，驱动桥、驱动车轮均属簧下质量，从而增大了簧下质量，故而车桥要承受不平路面的冲击载荷，从而不利于汽车的平顺性、通过性和操纵稳定性，这是其缺点。贯通式驱动桥结构如图3-1所示。图3-1贯通式驱动桥主减速器；2-套筒；3-差速器；4、7-半轴；5-调整螺母；6-桥壳4主减速器设计4.1主减速器结构形式选择主减速器的结构主要是基于底盘和齿轮的设置方法、齿轮的类型和各种减速形式。4.1.1主减速器减速形式选择主减速器的分为单级减速、双级减速等减速形式。1、单级主减速器单级主减速器如图4-1所示、由于单级主减速器结构简单、质量小、尺寸紧凑、成本低等优点，故而广泛用在主加速比各种中小型汽车上。单级主减速器通常采用一对螺旋锥齿轮或准双曲面齿轮传动，也有采用涡轮传动。图4-1单级主减速器图4-2双级主减速器2、双级主减速器如图4-2所示为双级主减速器，它由两个级的减速齿轮组成，结构复杂，质量大，制造成本高，。4.1.2主减速器齿轮类型选择按照齿轮副的结构形式分类，主减速器的齿轮传动可分为弧齿锥齿轮传动、双曲面齿轮传动、圆柱齿轮传动[1]，如图4-3所示。a）弧齿锥齿轮传动b）双曲面齿轮传动c）圆柱齿轮传动d）蜗杆-涡轮传动图4-3减速器齿轮传动形式4.1.3主减速器主从动锥齿轮支撑方式选择1、主动锥齿轮的支撑主减速器必须确保主齿轮和齿轮处于良好的啮合状态，以便它们能够很好地一起工作。齿轮的正确啮合不仅取决于齿轮的质量、安装调整以及轴承和主减速器壳体的刚度，也取决于齿轮的刚度。现代汽车主减速器主动齿轮的支撑形式主要有以下两种：（1）悬臂式图4-4悬臂支撑如图4-4所示，悬臂式支撑的结构特点是，在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在上面安装一对圆锥滚子轴承。为了改善支撑刚度，因减小悬臂长，并增加两端支撑的距离b，还应使两端圆锥滚子轴承的大端朝外，是作用在齿轮上离开锥顶的轴向力又靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力有另一轴承承受。为了进一步增加支撑刚度，b2.570%还大，另外靠近齿轮。为了方便拆装，靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支撑轴径要打一些。悬臂式支撑（2）跨置式图4-5跨置式支撑如图4-5所示，齿轮两端都是以轴承支撑，故又称为两端支撑。那么跨置式支撑的特点是：在锥齿轮的两端上均有轴承，这样的话可以大大增加支撑刚性，又使轴承负荷较小，齿轮的啮合条件就得到了改善，因此齿轮的承载能力是要高于悬臂式支撑。由于此轮大端一侧轴径上的两个相对安装的圆锥滚子轴承指间距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更加紧凑，并可减小传动轴的夹角，有利于整车布置。2、从动锥齿轮的支撑从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承支撑如图4-6所示。为了增加支撑刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d，为了是从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋，以加强支撑刚性和稳定性。c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能够均匀的分配两轴承上，应是c大于d。图4-6从动锥齿轮支撑形式4.2主减速器齿轮计算与校核主减速比，驱动桥的离地间隙和计算载荷，为汽车主减速器设计的原始数据，在汽车总体设计时已经确定了。4.2.1主减速比确定当变速器处于最高档位时，主减速器传动比直接影响主减速器的结构、质量和尺寸以及车辆的功率和燃油节约性。的选择应在汽车总体设计时和传动系的传动比一起由整车动力计算来确定。通过优化设计，对发动机和传动系参数作最佳匹配的方法来选择值，可以使汽车获得最佳的动力性和燃油经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途汽车，尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的车速。此时应按照式（4-1）来确定：（4-1）式中：—车轮的滚动半径，；—最高车速（公里/小时）；—最大功率时的发动机转速（转/分）；—变速器最高档传动比，。将以上数据带入式（4-1）中得对于货车而言，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，一般选得比上式求得的大10%~25%，故的取值变为4.95~5.62，取=5.3。按以上所得出的主减速器的传动比还需根据主减速齿轮可能有的齿数予以校正。4.2.2变速器传动比及各挡传动比确定在确定变速器传动比时，需考虑驱动条件和附着条件。1、为了满足驱动条件，其值应符合式（4-2）的要求：（4-2）式中，G为汽车总质量31009.8=30380N；为滚动阻力系数，取0.02；为最大爬坡度对应的角度，取为16.7°，为车轮滚动半径，取为0.24m；为发动机最大转矩，取为153N·m；为主减速器传动比，取为5.3；为传动系的传动效率，取为0.86。将数据G=30380N、=0.02、=16.7°、=0.24m、=153N·m、=5.3、=0.86代入上式算得。2、为了满足附着条件，其值应符合式（4-3）的要求：（4-3）式中，驱动轮所承受的静载荷，；为轮胎与地面的附着系数，取为0.8。把数据=21266N、=0.8、=0.24m、=153N·m、=5.3、=0.86代入式（4-3）算得5.85。取得。按等比数列分配其他各挡传动比，，则，=5，=3.3，=2.2，=1.46，=1。4.2.3主减速器齿轮载荷确定1、从动锥齿轮的转矩计算主减速器计算载荷通常是将发动机最大转矩来匹配传动系最低挡传动比时和驱动轮打滑时这两种情况下，作用于主减速器从动齿轮上的转矩的较小值，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。根据发动机最大转矩和最低档传动比计算转矩，按式（4-4）计算。（4-4）式中：—计算转矩，；—发动机最大转矩，，；—计算驱动桥数；—分动器的传动比，因无分动器，故；—主减速器传动比；—变速器最低档传动比；—发动机到万向传动轴之间的传动效率，一般取；—液力变矩器变矩系数，因无液力变矩器，故；—由于猛抬离合而产生的动载荷系数，。将、、、代入式（4-4）得：2、由驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩，按式（4-5）计算：（4-5）式中:—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，；—汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，对于商用车，在此取1.1；—轮胎的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取；—轮胎的滚动半径，；，—分别是有所计算的主减速器从动齿轮到驱动齿轮之传动效率和减速比（如：轮边减速器）。该车无轮边减速器，故取将数据代入式（4-5）得：3、上述所获得的计算载荷，是在最大转矩时而不是在正常持续运转下的转矩，故不能用作疲劳损坏的依据。对于公路车来说，按照汽车日常行驶时的平均转矩来确定从动锥齿轮的计算转矩，按式（4-6）计算。（4-6）式中：—汽车日常行驶平均牵引力，，(其中为满载总重，，为汽车正常使用时的爬坡能力，一般轿车取0.08；载货汽车和公共汽车取0.05~0.09；长途汽车取0.06~0.10；越野车取0.09~0.30。在此取0.08；为性能系数，取为0)故；、、见式（4-3）和（4-4）。将，等参数代入式（4-6）得：由于，所以主减速器主动齿轮的转矩计算按式（4-7）和式（4-8）确定（4-7）（4-8）式中：，—从动锥齿轮最大转矩和平均转矩；—主减速比；—主、从动锥齿轮间的传动效率，对于弧齿锥齿轮取：0.95.4.2.4主减速器锥齿轮基本参数确定主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数、，主、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、，中点螺旋角、法向压力角等。1、主、从动锥齿轮齿数和的选择。对于单级主减速器，当较大时，则应该使主动齿轮的齿数取得较小一点，以增加驱动桥的离地间隙。当时，最小值可以取5，但是为了使啮合平稳和提高疲劳强度，最好大于5；当较小时，即时，可取7~12，但是这常会因主、从动齿轮齿数太多，尺寸太大而影响所要求车桥的最小离地间隙。为了使两次轮磨合均匀，主、从动齿轮的齿数、之间应避免有公约数；另外得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于货车来说应不小于40，对于轿车应不小于50。本设计的汽车的主减速比为5.3，主减速比较小，选择，因为，，所以：，取因此实际的主减速比为5.375；，所以满足要求。2、从动齿轮大端分度圆直径和端面模数的确定。对于单级减速器，尺寸的增大会影响驱动轴的最小距离地板间隙，尺寸的减小会影响底盘前支撑座的安装空间和差速器的安装。根据式（4-9）初选：（4-9）式中：—从动锥齿轮的节圆直径，mm；—直径系数，一般取13~16；—从动锥齿轮的就算转矩，。代入数据得：又因为要满足式（4-10）：（4-10）同时，还要满足式（4-11）：（4-11）式中：—模数系数，取0.3~0.4。代入数据得：取：，代入式（4-10）得：，在范围之内，满足条件。3、主、从动锥齿轮齿面宽度和的确定。如果锥形齿轮的齿面过宽，则不会增加齿轮的强度和刚度。相反，由于齿缝小端的凹槽变窄，会导致铣削顶部过窄，圆角过小。这不仅会减齿根圆的填充半径，同时也增加了集中载荷，降低了刀具的使用寿命，另外，由于装配过程中的位置偏差或生产和热处理变形，齿轮箱的载荷集中在齿轮箱的小端，造成齿轮小端的过早损坏和疲劳损伤，齿面过宽会减少安装空间，齿面过窄会降低齿面耐磨性和齿轮强度。对于从动锥齿轮的齿面宽度，推荐不大于其节锥距的0.3倍，取。一般习惯是锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮额两端都超过一定的宽度，通常小齿轮的齿面宽度加大到大齿轮的齿面宽度的10%较为合适，所以在此取。4、中点螺旋角的确定。螺旋角沿齿宽变化。齿轮大端螺旋角较大，齿轮小端螺旋角较小，螺旋锥齿轮的平均螺旋角相等，因此在选择时应充分考虑对齿面的影响，以及齿轮强度和轴向力的影响。齿厚越大，齿传递越稳定，噪声越低，齿轮强度越高。主减速器螺旋球传动的中间螺旋角为。但商用车应选择较小的螺旋角，以避免轴向力过大。所以选。5、主减速器主、从动齿轮螺旋方向的选择。如图4-7所示，对于锥轮的螺旋方向，从锥尖开始，左转时齿廓从中间向左倾斜，右转时齿廓向右倾斜。此外，锥形轮的旋转方向和旋转方向影响轴向力的方向。当变为前进档时，锥形轮的轴向力应影响锥形轮顶部的方向。扔掉碗。这样，转向锥齿轮和推进锥齿轮分离，轮齿不会因扰动而损坏。因此，主动齿轮是左旋的，从动锥齿轮右旋，从而从动锥齿轮从锥齿轮顶部向右和顺时针方向移动。图4-7弧齿锥齿轮的螺旋方向及轴向力6、法向压力角增大法向压力角可以增加齿轮的强度，以减少不跟切的最小齿数。但对于小齿轮，压力角过大容易使齿顶变尖，刀尖宽度过小，齿面重合度下降。螺旋齿轮一般用于乘用车或商用车。本设计中，由于是围绕全地形汽车起重机，即商用车，所以选择压力角为。4.2.5主减速器弧齿锥齿轮几何尺寸计算主减速器弧齿锥齿轮几何尺寸计算见表4-1表4-1主减速器弧齿锥齿轮的几何尺寸计算表4.2.6主减速器弧齿锥齿轮强度计算在完成了主减速器齿轮的几何计算之后，应该对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠的工作。在进行齿轮的强度的计算之前，应先了解齿轮被破坏的形式以及其影响因素。齿轮的损坏形式常见有齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合、齿面磨损等。在此轮的设计当中，通常需要对齿轮的单位齿长圆周力、齿轮弯曲强度和齿面接触强度进行强度校核，在实际设计当中还要依据台架和道路试验以及实际使用情况来检验。1、单位齿长圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在齿轮上的假定单位压力，即单位齿长圆周力；按式（4-12）计算。（4-12）式中：—作用在齿轮上的圆周力（N）—从动齿轮的齿面宽，。按发动机最大转矩计算时，由式（4-13）计算。（4-13）式中：—猛接离合器所产生的动载系数，取为1；—发动机的最大转矩，为;—液力变矩器变矩系数，取为1；—变速器一挡传动比，取为5；—分动器传动比，取为1；—发动机到万向传动轴之间的传递效率，取为0.9；—主动锥齿轮中点分度圆直径，取为48mm；把以上数据代入式（4-13）算得。见表4-2。表4-2单位齿长圆周力许用值汽车类型参数/()(按发动机最大转矩计算时)/()（按驱动轮打滑转矩计算时）轮胎与地面的附着系数商用车货车一挡二挡直接挡1429一25014290.85按驱动轮打滑的转矩计算时，由式（4-14）计算。（4-14）式中：—满载状态下驱动桥上的静载荷，取为21266；—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车=1.2~1.4，商用车=1.1~1.2,本设计取1.1；—轮胎与地面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青上，可取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车，可取1.25，对于越野车，值变化较大，一般取1，故取0.85；—车轮滚动半径，取为0.24m；—从动锥齿轮的分度圆直径，取为258mm；—从动锥齿轮齿面齿宽40mm；—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取为1；—主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，取为1。把数据代入式（4-14）得：式（4-14）算出来的一挡单位齿长圆周力小于其对应的许用值，故符合要求。虽然最大附着力距产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p只有1429可知校核结果满足要求。2、齿轮的弯曲强度计算汽车主减速器齿轮的齿根弯曲应力按式（4-15）计算。（4-15）式中：—该齿轮的计算转矩，；—超载系数；在此取：；—尺寸系数，反应材料的不均匀性，其与齿轮尺寸和材料热处理有关，当时，，在此；—齿面载荷分配系数，跨制式结构：=1.0~1.1，悬臂式结构：=1.00~1.25，取为1.0；—质量系数，对于载货汽车驱动齿轮而言，当齿轮接触良好，周节及经向跳动精度高时，可取1.0；—计算齿轮的齿面宽度：—齿轮端面模数，mm；—计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它应综合考虑了齿形系数、载荷作用点的位置、载荷的齿间分布、有效齿面宽、从动锥齿轮：根据表4-3得汽车驱动桥齿轮的最大许用弯曲应力为，经过上述验算知：，，所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。表4-3汽车驱动桥齿轮的许用应力计算载荷许用弯曲应力许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力最大计算转矩7002800980平均计算转矩210.91750210.93、齿轮的接触强度计算：锥齿轮的齿面接触应力按式（4-16）确定。（4-16）式中：—主动锥齿轮大端分度圆直径，；—主动锥齿轮的计算转矩；—材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取；，，—见式（4-15）下的说明；—尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在此取1.0；—表面质量系数，决定于齿面最后的加工性质（如铣齿、磨齿等），表面覆盖层的性质（如镀铜、磷化、喷丸处理等）以及表面粗超度，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0；—计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径，载荷作用位置、齿轮间的分配系数、有限齿宽以及惯性系数的影响，按图4-9选取图4-9锥齿轮接触计算用综合系数按照计算得：按照计算得：上诉按照min计算的最大接触应力不应超过2800MPa；按计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa，主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。所以齿轮强度满足设计要求。4.2.7主减速器齿轮材料选择及热处理在传动过程中，传动装置的工作条件相对较差。与变速箱中的其它齿轮相比，它具有负载大、运行时间长、变化大、冲击大等特点，是必要的，提高传动系统中主减速器的表面硬度和耐磨性，因此，主减速器的材料应满足以下要求：（1）具有高度的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面有很高硬度，以保证齿轮表面有高的耐磨性；（2）齿轮材料应有良好的锻造性能、切削加工性能以及热处理性能，并且在热处理之后变形小，变性规律易控制。（3）齿轮芯部应有良好的韧性，以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根被折断；在选择齿轮合金材料时，要尽量少选用含镍、铬等的材料，而是选用含锰、硼、钛、钼、硅钒等元素的合金钢。目前，汽车主减速器和差速器齿轮一般采用合金钢制造，主要有、、和等。渗碳合金钢的优点是渗碳后，其表面可获得含碳量较高的渗碳层，具有较高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，韧性较好，因此具有抗弯强度、抗弯强度、抗弯强度、抗弯强度、抗弯强度、抗弯强度、抗弯强度、抗弯强度等优点。这些材料的表面接触强度和冲击强度较好。此外，由于钢本身含碳量低，具有良好的锻造和切削性能，但也存在热处理成本高、表面硬化层以下基体柔软、易磨损等缺点。在高压下会发生塑性变形，如果渗碳层和芯部的含碳量相差太大，则表面硬化层会脱落。为了改善新齿轮的磨损，避免早期磨损、磨损、粘连或咬伤，锥齿轮热处理后应进行磷化处理或镀铜锌处理，对齿轮表面进行应力喷丸处理，可提高齿轮的使用寿命。也可进行硫化处理以提高耐磨性。硫化处理温度低，不会引起齿轮变形。经过硫化处理后，摩擦系数可以大大降低，即使润滑条件较差，也可以避免齿轮的粘结、咬伤或磨损。4.3主减速器轴承计算1、锥齿轮齿面上的的作用力为计算作用在齿轮上的圆周力，首先需要确定齿轮轴上的计算转矩。实践表明，轴承的主要损坏形式一般为疲劳损伤，所以应按照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以按照式（4-17）计算：（4-17）式中：—，…—，…—；，…—可以参考表4-4选取；表4-4及的参考值挡位变速器车型轿车公共汽车载货汽车Ⅲ挡Ⅳ挡ⅣⅣ带超速挡ⅣⅣ带超速挡ⅤⅠ挡Ⅱ挡Ⅲ挡Ⅳ挡Ⅴ挡超速挡19901420750.82.51680.7262765141550-301311850.53.5759-300.5251577.5Ⅰ挡Ⅱ挡Ⅲ挡Ⅳ挡Ⅴ挡超速挡60605073656060656050507070606070706060-755060706050607070-705060707060将数据带入式（4-17）得：齿宽中点处的圆周力F，按式（4-18）计算。（4-18）式中：—，；—主动锥齿轮分度圆直径，，其中，代入得。根据：，上的圆周力是相等的。锥齿轮上的轴向力和径向力：图4-10主动锥齿轮齿面的受力图如图：4-10主动齿轮的螺旋方向为左旋，从锥顶看为逆时针方向，为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，将分解为两个相互垂直的力，垂直于且位于所在的平面，位于以为切线的节锥切平面内。在此平面内又可以分为沿切线方向的力和沿节圆母线方向的力。与之间的夹角为螺旋角，与之间的夹角为法向压力角，这样有：（4-19）（4-20）（4-21）如式（4-24）和式（4-25）所示（4-22）（4-23）如式（4-24）和式（4-25）所示（4-24）（4-25）上述七式中：——；—。将参数代入上述四式得：2、主减速器轴承的载荷计算（1）主动锥齿轮轴承载荷计算当锥齿轮面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图4-11主减速器轴承的布置尺寸如图4-11，在锥齿轮轴承的布置上，应使两轴承支撑中心之间的距离比锥齿轮面宽中点的悬臂长度大2.5倍以上，同时尺寸应比齿轮节圆直径的还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺。由于主动锥齿轮的轴向齿宽，以及中等宽度系列轴承内圈宽度估算出悬臂长，初选。轴承的内径必须大于，有前面对锥齿轮的受力结果可知，主动锥齿轮所受到的轴向力要比径向力大得多，因此应采用大锥角圆锥滚子轴承。由于，所以根据轴径初选轴承（靠近锥齿轮的轴承）的型号为，其额定动载荷，判断系数；为了保证拆装维修方便轴的内径应该比轴承的内径要大，所以初选轴承（远离锥齿轮端）的型号为，其额定动载荷，判断系数。由此可以得到：，其中为锥齿轮的实际宽度，、均为轴承30209的安装尺寸，为轴承内圈支撑凸台宽度。轴承：径向力按式（4-26）计算：（4-26）轴向力按式（4-27）计算：（4-27）轴承：径向力按式（4-28）计算：（4-28）轴向力按式（4-29）计算：（4-29）（2）从动锥齿轮轴承载荷计算从动锥齿轮的布置形式如图4-11，为了增加支撑刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d，为了是从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋，以加强支撑刚性和稳定性。c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配到两轴承上，应是c小于d。因为，所以，所以初选，。所以：从动齿轮中点分度圆直径：轴承:径向力按式（4-30）计算：（4-30）轴向力按式（4-31）计算：（4-31）将各参数代入（4-30）和（4-31）得：轴承：径向力：（4-32）（4-33）将各参数带入（4-32）和（4-33）得：4.4锥齿轮轴承型号确定1、主动锥齿轮轴承的确定轴承：径向力：轴向力：计算当量动载荷：查阅文献[2]，锥齿轮圆锥滚子轴承30307的计算系数e=0.31，由上式可知，由此可得：，，。当量动载荷：轴承（4-34）式中：—轴承计算转速，r/min；，分别为主、从动锥齿轮的计算转速，，对于载货汽车的平均行驶速度可取,在这里取；车轮滚动半径；则，所以；—；—；—对于滚子轴承，。将各参数代入式（4-34）得：若大修里程定位公里，可计算出预期寿命按式（4-35）计算：（4-35）经过比较，因为>，故轴承符合要求。轴承：径向力：轴向力：计算当量动载荷：查阅文献[2],锥齿轮圆锥滚子轴承30209的计算系数e=0.31，由上式可知，由此可得：，，。所以当量动载荷：将轴承各参数带入式（4-35）得：由式（4-35）知：，显然>，。2、从动锥齿轮轴承的确定轴承：径向力：轴向力：计算当量动载荷：，以及上式可知，由此可得：，。当量动载荷：（4-36）式中：、、、—见式（4-34）可知；由式（4-32）知：，所以轴承的额定工作寿命为：，所以:将轴承的数据带入式（4-36）得：由，查阅参考文献[2]选轴承为，其动载荷为>满足要求。轴承：径向力：轴向力：计算当量动载荷：，以及上式可知，由此可得：，。当量动载荷：将轴承的各参数代入式（4-36）得：由，查阅参考文献[2]选轴承为，其动载荷为>满足要求。4.5.主减速器锥齿轮轴设计4.5.1主减速器锥齿轮轴结构设计主动锥齿轮轴采用与齿轮相同的材料，为锻造合金钢。根据前面所设计出来齿轮的参数尺寸和轴承的大小以及装配时所要求对的间隙等，再参照现有车型对轴进行结构设计。如图4-12所示：轴的各段尺寸分别为:图4-12主动锥齿轮轴的结构设计第1段：主动锥齿轮端，宽度为；第2段：与轴承B配合轴肩部分，宽度为；第3段：与轴承配合段，，宽度为；第4段：直径为，宽度为；第5段：与轴承配合段，，宽度为；第6段：花键段，直径为，宽度为；第7段：螺栓连接段，；4.5.2主减速器主动齿轮轴校核1、齿轮和轴承上的载荷（1）齿轮上的载荷由前面可知，齿轮的圆周力，齿轮上轴向力，齿轮上的径向力（2）轴承上的载荷轴承：轴向力：径向力：轴承：轴向力：径向力：图4-13主动锥齿轮轴受力图如图4-13，因轴受到的轴向力和径向力与轴承受到的轴向力和经向力别为一对作用力和反作用力。如图规定齿轮受到的轴向力和经向力为正，前、后轴承给轴的力的方向分别为与圆锥此轮受的力方向相反，则为负；径向力为正，为负。后面的花键轴和螺栓轴可以不校核，其结果影响不大。2、轴承上的支反力（1）水平面上：受力图如图4-14所示：图4-14水平面上受力图支反力按式（4-37）和式（4-38）计算：（4-37）（4-38）代入数据得：求出水平面的弯矩：水平面弯矩图如图4-15所示：图4-15水平面上弯矩图（2）垂直面上：受力图如图4-16所示：图4-16垂直面上的受力图支反力按式（4-39）和式（4-40）计算： （4-39） （4-40）代入数据得：求出垂直面的弯矩：轴向力产生的转矩：按照逆时针为正得垂直面弯矩为负：垂直面弯矩图如图4-17所示：图4-17垂直面弯矩图转矩：转矩图如图4-18所示：图4-18转矩图合成弯矩：合成弯矩图如图4-19所示：图4-19合成弯矩图由图4-19知危险界面出现在处，计算危险截面上轴的直径，轴的材料为，经过调制等处理后弯曲应力为，按式（4-41）计算： （4-41）式中：—为危险截面合成玩弯矩；—危险截面轴径；将数据代入式（4-41）得：因为<,所以轴的设计满足要求。4.6主减速器润滑必须润滑主油门和差速器的齿轮、轴承和其他摩擦表面，尤其是主减速器驱动伞齿轮的前轴承，这些轴承不能通过润滑油飞溅进行润滑。在从动齿轮前端靠近从动齿轮的主减速器壳体内壁上，通常设置一个专用的集油槽，用于收集溅在壳体内壁上的部分润滑油，并将其引至小齿轮。前轴承锥形滚柱端部通过附近的油孔。由于在旋转过程中锥滚子泵油的作用，润滑油从伞齿轮下端流向大齿轮，通过前轴承前端回油孔循环，返回驱动桥壳体中部的油池，不仅润滑良好，良好的散热和轴承清洁，同时保护前端油封不受损坏。为确保差速器中有足够的润滑油，使用了专用的油匙。为防止因温度升高导致终传动壳体和车桥壳体内部压力升高而导致机油泄漏，必须在终传动壳体或车桥壳体上安装通气塞，应避免溅油。注油孔应设置在便于注油的位置，注油孔的位置也决定油位的位置，放油孔应位于车桥壳的最下端。但也必须考虑到，当车辆通过障碍物时，放油塞不易被撞击。第6章驱动半轴设计5差速器设计及优化5.1差速器结构及形式选择差速器的结构形式选择，应从所设计汽车的类型以及使用条件出发，以满足该型汽车在给定的实用条件下的使用性能要求。对称式圆锥行星齿轮差速器图5-1普通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-差速器右半壳如图5-1，普通的对称式行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮及行星齿轮垫片组成。由于其结构简单、运行稳定、制造方便、可靠性高，最常用于轿车、客车和各类道路车辆。一些越野车也采用这种结构，但应采取防滑措施。（2）强制锁止式防滑差速器强制锁止式防滑差速器就是在普通圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁止。此时左、右驱动车轮可以传递有附着力决定的全部转矩。当汽车驶入较好路面时，差速器的锁止机构应及时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题。（3）自锁式差速器为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁死止差速器的缺点，创造了各类型的自锁式差速器，常见的有滑块-凸轮式、蜗轮式、自由轮式等。经上述方案和查阅文献[1]，本设计选用对称式圆锥行星齿轮差速器。5.2差速器齿轮主要参数选择5.2.1行星齿轮数轿车一般有两个行星齿轮，载重汽车和越野车常用四个行星齿轮。在本设计当中，由于是汽车起重机，采用四个行星齿轮。5.2.2行星齿轮球面半径行星齿轮轮半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可由式（5-1）来确定（5-1）式中：—行星齿轮球面半径系数，=2.5~3.0，对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取最小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取最大值，本设计中取2.5；—差速器计算转矩（N·m），，=3649N·m。将数据代入上式得=38.49mm。行星齿轮节锥距可按式（5-2）计算（5-2）带入数据求得=37.72~38.10mm，取=38mm。5.2.3行星齿轮与半轴齿轮参数确定为了使齿轮更加坚固需要得到较大的模数，行星传动齿轮的齿数尽可能减少，但一般不少于10.半轴齿轮的齿数采用。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在的范围内。同时考虑到在任何行星齿轮差速器中，左、右两半轴齿轮之和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。在本设计当中取行星齿轮参数，因为，所以根据此比值得，取。5.2.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径确定（1）先确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角，按式（5-3）和式（5-4）计算（5-3）（5-4）式中：—。将参数代入式（5-3）和式（5-4）得：（2）确定圆锥齿轮大端模数由式（5-5）初步确定圆锥齿轮的大端模数：（5-5）将参数代入得：取标准值（3）确定圆锥齿轮节圆直径直径由式（5-6）计算：（5-6）行星齿轮节圆直径：半轴齿轮节圆直径：5.2.5压力角汽车差速器齿轮大都采用压力角为、齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25°压力角，以提高齿轮强度。在本设计中差速器齿轮采用的压力角，齿高系数为0.8。5.3差速器的优化设计5.3.1优化函数设计1、目标函数的设计差速器体积可以近似用行星齿轮和半轴齿轮的体积和来代替。因此，目标函数表达式如式（5-7）所示：（5-7）式中：C—行星齿轮个数，取为4；m—齿轮的模数；z—行星齿轮与半轴齿轮的齿数。根据上述公式可知有四个变量，故记作式（5-8）（5-8）2、约束函数的设计（1）行星齿轮齿数条件：；（2）半轴齿轮齿数条件：；（3）模数条件：；（4）齿轮模数与齿宽、齿数的关系式为（5）装配条件：由于所设计的差速器的行星齿轮数为2，对应的两半轴齿轮的齿数和肯定能被行星齿轮数整除。则其装配条件一定满足，故该约束条件不用给出。（6）行星齿轮孔径条件：为了保证工艺性，行星齿轮小端齿根圆至内孔也应有足够厚度，并满足条件如式（5-9）（5-9）式中：—行星齿轮小端齿根圆直径，；R—锥距，；—行星齿轮大端齿根圆直径，；—行星齿轮分度圆直径，；—行星齿轮径向变位系数—齿顶间隙，；—行星齿轮小端齿根圆至内孔的最小厚度，=1.6m；D—行星齿轮孔径（其中，为差速器的计算转矩，取为3649N·m;为允许挤压应力，取为98MPa；n为行星齿轮个数，取为4；为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，，为半轴齿轮分度圆直径，=）（7）半轴齿轮孔径条件：为了保证强度要求，半轴齿轮小端齿根圆到花键孔外径应有足够的厚度，并满足下列条件式中：—半轴齿轮小端齿根圆直径，；—半轴齿轮大端齿根圆直径，；—半轴齿轮径向变位系数，；—半轴齿轮小端齿根圆至花键内孔外径的最小厚度，取=1.6m；—半轴齿轮轴径，取为46mm；（8）强度条件：由于差速器齿轮的啮合次数比传动系其它齿轮少得多，很少因为齿面点蚀而损坏。因此不必检验接触强度，只需要计算弯曲强度。轮齿弯曲应力为：式中：n—行星齿轮数，取为4；J—综合系数，取为0.224；—半轴齿轮的齿宽；—半轴齿轮大端分度圆直径；—半轴齿轮计算转矩，此处取，，且；—参考主动锥齿轮轮齿弯曲强度校核处的值，分别取为、1.0、1.0。根据以上所列的八个约束条件，化简出对应的非线性不等式约束条件如下：（1）（2）（3）（4）（5）（6）（7）（8）（9）（10）（11）3、主函数的设计利用MATLAB进行编程，调用优化工具箱中的最优化函数fmincon，并将其结果输出在命令行里，具体的程序如图5-2所示。得出的优化结果为=12，=18，m=4，b=13mm。图5-2MATLAB优化主函数根据以上所优化后的数据，和最初设计的数值进行比较，对优化后的数据而言，从差速器的体积可以看出，优化设计值比原设计值的体积小16%，故可知之前所设计的数据不是最优解。因此，采用优化方法进行设计比用传统方法提高了设计水平。5.3.2行星齿轮安装孔直径及深度确定行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，可由式（5-10）确定。（5-10）式中：—，；—，；—，；—支撑面许用挤压应力，取为。代入得：；行星齿轮的安装孔的深度通常取：5.4差速器齿轮强度计算差速器齿轮受其结构限制，承受着巨大的负担。与主减速器不同，它通常处于啮合状态。汽车只有在车轮左右转弯或一侧打滑行驶时，差速传动才有啮合齿轮的相对运动，因此应检查差速齿轮的弯曲强度。齿轮弯曲应力如式（5-11）。（5-11）式中；—；—；—半轴齿轮齿宽，取为13mm；—；—；。代入参数到式（4-8）得：得按照文献[1]，差速器齿轮的，；（2）根据文献[1]，差速器齿轮的，。5.5差速器齿轮材料选择差速器齿轮与主减速器一样，基本上都用渗碳合金钢制造，目前用于差速器齿轮的材料有，此处选用。6驱动半轴设计6.1半轴结构形式选择驱动轮驱动装置位于传动系统的末端。它的基本功能是接收来自差速器的扭矩并将其传递给车轮，对于分体桥和转向桥，驱动轮驱动装置是一种万向驱动系统；与贯通式驱动桥不同的是，驱动装置的主要部分是半轴。而半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式、全浮式三种形式，各自的特点有所不同。本次设计为SJD3000全地面汽车起重机，故选用全浮式半轴，其结构特点是：轴外端法兰与轮毂用螺钉连接，轮毂由驱动壳体轴盖处的两个圆锥滚子轴承支撑，理论上轴只承载扭矩，影响驱动轮的其他反作用力和弯矩由轴壳承担。6.2半轴的设计与计算设计轴的主要尺寸是其直径。在设计的情况下，通过对同一车辆在相同或类似工况和载荷条件下的同一轮轴进行分析比较，可以从整个驱动轴的布置中大致选择合适的轴半径，然后对其进行强度校核。6.2.1半轴杆部径确定1、全浮式半轴计算载荷按式（6-1）确定：（6-1）式中：—，；—；—；—；将参数代入（6-1）式得：2、全浮式半轴杆部直径按式（6-2）确定：（6-2）式中：—；—；—，在此取。所以初选半轴杆部直径为。6.2.2半轴的强度校核1、全浮式半轴扭转应力按式（6-1）确定：（6-3）式中：—；—；—；—半轴扭转切应力，可取为。将数据代入上式求得。在保证安全系数在1.3~1.6范围内，半轴的许用应力。故设计满足要求。6.3半轴花键设计计算6.3.1半轴花键尺寸参数计算半轴、半轴齿轮一般都采用渐开线花键连接，由于本设计为汽车起重机，属于载重汽车，所以花键内径应大于其杆部直径，所以选齿数为、模数为2、压力角为的圆柱渐开线花键齿轮，并对花键进行切应力和挤压应力校核，半轴花键尺寸计算见表6-1。表6-1半轴花键尺寸计算序号项目计算公式计算结果1齿数2模数23压力角4分度圆直径5基圆直径6内花键大径尺寸7内花键小径尺寸8作用齿槽宽9外花键大径尺寸10外花键小径尺寸6.3.2半轴花键强度校核1、半轴花键的剪切应力按式（6-1）计算（6-4）式中：—；—；—；—；—，取—；—；2、半轴花键的挤压应力按式（6-1）计算（6-5）式中：—；当传递最大转矩时，半轴花键传递的剪切应力不得超过，半轴花键承受的挤压应力不得超过，由上述计算可得，，，故本设计满足要求。6.4半轴花键结构设计及材料选择为了使半轴花键的内径不小于其杆的直径，花键端部应变厚，花键的深度应相应减小，齿数应相应增加，半轴的破坏为扭转疲劳破坏，因此在设计中应按过渡段的分支半径增加荷载，渐开线花键广泛应用于现代汽车半轴中，也有矩形或梯形键，如：、40CrMnMo、、、、等，本设计采用，其实我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴热处理，过去都采用调制处理的方法，调制后要求杆部硬度为（凸缘部分可降至）。近年来多采用高频、中频淬火，这种处理方法可使半轴表面淬硬达，硬化层深达其半径的1/3，芯部硬度可定为；不淬火区域（突圆）的硬度可定在的范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成较大的残余压应力，以及采用喷丸处理，滚压半轴突圆根部采用过渡圆角等工艺，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得十分显著。综上：本设计半轴材料选用，半轴热处理为高频、中频淬火。

附录A：差速器优化设计程序7驱动桥壳设计7.1桥壳结构形式选择1、可分式桥壳可分式桥壳的整个轴壳由垂直结合面分为左右两部分，每个部分由铸造壳和半轴壳组成，半轴壳与壳体采用铆接连接，主减速器与差速器装配后，左右桥壳在中心结合面用螺栓圈连接，其特点是桥壳结构简单，安装方便主减速器具有良好的承载刚度，但不适合主减速器的装配、调整和维修，而桥壳的强度和刚度也相对较低，过去这种桥壳多用于轻型车辆，但由于上述缺陷，目前还没有使用。2、整体式桥壳整体式桥壳的特点是整个桥可以转换成一个整体。轴套为整体中空体，强度和刚度良好。轴壳体和主减速室分为两部分。主减速器传动和差速器内置在独立的主减速器壳体内，形成一个独立的总成，它用螺栓固定在桥壳上，因此主减速器和差速器的长度、调整、修理，整体式桥壳可分为铸造整体式、钢板舞动焊接式和钢管加长式三种。3、组合式桥壳组合桥壳由主减速器壳和桥壳的一部分组成，然后用无缝钢管压入桥壳的两端，中间用连接焊缝或销钉固定，其优点是从动齿轮承载强度更好，主减速器的装配比可拆式轴箱的装配更为舒适。然而，它对加工精度要求较高，因此常用于总质量较低的乘用车和商用车。综上：考虑到本设计的是汽车起重机，故本设计采用钢板冲压焊接式整体桥壳。7.2桥壳的强度计算和校核驱动桥桥壳是汽车上最重要的支撑部件之一，其形状和行驶工况复杂，在我国一般建议简化三种典型计算工况下桥壳的复杂状态。只要在这三种典型工况下保证了桥壳的强度，就可以假定桥壳在不同行驶工况下的强度与其可靠性相对应。7.2.1桥壳的静弯曲应力计算1、在两钢板弹簧座之间的弯矩按式（7-1）确定。（7-1）式中：—；—；桥壳的危险截面在钢板弹簧附近，由于远远小于，且设计时不易准确预计，故取；—驱动车轮的轮距，取1.223m；—；；将数据代入式（7-1）得：2、车桥的载荷计算和弯矩图（1）车桥载荷计算由设计及参数可知，车桥的左右车轮载荷均匀分布，所以此时左右车轮载荷为，同理在钢板弹簧位置处的载荷为。（2）车桥受力图和弯矩图a车桥受力图如图7-1所示：图7-1车桥受力图b车桥弯矩图如图7-2所示：图7-2车桥弯矩图3、危险截面弯曲应力的计算危险截面弯曲应力按式（7-2）计算：（7-2）式中：—两钢板弹簧之间的弯矩；—如表7-1所示。表7-1抗弯截面系数断面形状垂直及水平弯曲截面系数、扭转截面系数初步确定方管的断面为矩形，其中、、、，厚度都为，则垂直、水平面内的弯曲截面系数分别为：所以弯曲应力为：7.2.2汽车在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算此时桥壳在动载荷下的弯曲应力按式（7-3）所示：（7-3）式中：—动载荷系数，对轿车、客车取1.75，对货车取2.5，本设计使用车型为SJD3000全地面汽车起重机，故取；将参数代入（7-3）式得：7.2.3汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算1、地面最大切反力此时不考虑侧向力，那么作用在左、右车轮上除了垂直反力外，还有切反力，地面最大切反力按式（7-4）计算：（7-4）式中：—；—传动系最大传动比，；—；—；将所有数据代入式（7-4）得：2、垂直面内弯矩驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂直弯矩按式（7-5）确定。 （7-5）式中：—见式（7-1）；—；将数据代入式（7-5）得：3、水平面弯矩驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的水平弯矩按式（7-6）计算： （7-6）将数据代入式（7-6）得：此时在两钢板座之间桥壳承受的转矩按式（7-5）计算：（7-7）式中：—见式（7-4）；将数据代入式（7-7）得：4、受力弯矩图如图7-3，图7-4，图7-5所示图7-3垂直面弯矩图7-4水平面弯矩图7-5桥壳承受的转矩5、弯曲应力和扭转应力桥壳则在该断面处的弯曲应力和扭转应力按式（7-8）和式（7-9）计算：（7-8） （7-9）将数据代入式（7-8）和式（7-9）得：桥壳的许用应力为，许用扭转应力为，由上述计算可得：，，所以本设计中的桥壳在汽车以最大牵引力行驶时的强度满足设计要求。7.2.4汽车紧急制动时桥壳的强度计算紧急制动时无需考虑侧向力，作用在左、右车轮上除了垂直反力外，还有切反力（地面对驱动车轮的制动力）1、垂直面内的弯矩紧急制动时驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂直弯矩按（7-10）计算： （7-10）式中：—汽车制动时汽车质量移动系数；对于载货汽车后驱动桥可取此时取0.85；—；—见式（7-1）；将数据代入式（7-10）得：2、垂直面内的弯矩紧急制动时驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的水平弯矩按式（7-11）计算：（7-11）式中：—见式（7-1）；—。将数据代入式（7-11）得：；所以转矩按式（7-12）计算：（7-12）将数据代入式（7-12）得：3、受力弯矩图如图7-6，图7-7，图7-8所示图7-6垂直面弯矩图7-7水平面弯矩图7-8桥壳所受转矩4、弯曲应力和扭转应力桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面为矩形断面时，则在该断面处的弯曲应力和扭转应力分别按式（7-13）和式（7-14）计算：（7