毕业设计（论文）-桑塔纳轿车前后桥的设计

II桑塔纳轿车前后桥的设计摘要关键词：驱动桥；悬架；力矩；底盘；传动轴PAGEPAGE10AbstractSantanafrontaxleisturnedtodriveaxleandrearaxleistosupportthebridge.Santanafrontaxletoreasonablearrangementoftheengine,gearbox,mainreducer,differentialparts,etc.SantanafrontaxleUSESmacphersonindependentsuspension,suchlayoutfrontaxlesuspensionsavedalotofspacetoarrangeotherparts;Rearaxleadoptstorsionbeamthanindependentsuspension,thislayoutnotonlysavethecost,butalsotakeintoaccountthecomfort.Santanaisamonocoqueaxlebymeansofsuspensionandmonocoquebodyislinkedtogether,itisinstalledonbothendsofthewheel,passingmonocoquebodywiththeforceandmomentbetweenthewheels.Thefrontaxleofdesignforthesinglestagethemainreducer,planetarygeardifferentialandcommonsymmetriccone,floatingdrivehalfshaftsteelplatestampingandweldingofintegralbridgeshell;Rearaxlebearingfortheselectionandchecking.Itisveryimportanttothepositionofdriveaxleinthechassissystem,thecaroftheautoindustrydevelopmentandmanufacturingtechnologytoimprovethetransmissiontechnologyisbecomingmoreandmoreperfect.Driveaxlelikeothercarassemblywidespreadadoptionofnewtechnology,successfulinstructuraldesignof"standardizationofparts,partsgeneralization,seriesofproducts,"thedirectionofthedevelopmentofincreasingly,aimingatproductionorganizationofprofessionalmovingforward.Throughtheresultofthedesigndrawingrelatedgeneralassemblydrawing,partsdiagramandpartdrawing.Keywords: driveaxle; suspension; torque; chassis; Theshaft目录摘要 IAbstract II第1章 绪论 1选题的目的、意义和研究现状 1国内外研究概况 1第2章桑塔纳轿车前后桥设计方案分析 4前后桥的选择 4主减速器的设计 5差速器的设计 5驱动半轴的设计 6驱动桥壳的设计 6第3章主减速器的设计 7主减速器简介 7主减速器的种类 7主减速器的齿轮类型 7主减速器主，从动锥齿轮的支撑形式 8主减速器的基本参数选择及计算 8主减速器计算载荷的确定 8主减速器锥齿轮基本参数的选择 9主减速器锥齿轮的材料 11主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 12主减速器轴承的设计 17锥齿轮齿面上的作用力 17主减速器轴承载荷的计算 19第4章差速器的设计 22差速器简介 23差速器的选择 23差速器齿轮的基本参数确定 23行星齿轮数目的选择 23行星齿轮球面半径RB的确定 23行星齿轮与半轴齿轮z2的选择 24差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 24压力角α 25行星齿轮安装孔的直径及其深度L 25差速器齿轮的强度计算 25差速器齿轮的材料 27第5章驱动半轴的设计 28半轴的简介 28半轴的分类 28半浮式半轴计算载荷的确定 29半轴杆径初选 30半轴强度计算 30半轴结构材料选择及热处理 32第6章驱动桥壳的设计 33驱动桥壳简介 33驱动桥壳的分类 33驱动桥壳的强度设计 35驱动桥壳的静弯曲应力计算 35在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 37汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算 37汽车紧急制动时的桥壳强度计算 39驱动桥壳材料的选择 41第7章后桥设计 42后桥简介 42后桥主要零件工作应力的计算 42结束语 45致谢 46参考文献 47第1章 绪论汽车上，必要的要求必须得到满足，即驱动桥所需要的牵引力。他传动部件，无噪音的准双曲面齿轮减速机齿轮等。有助于将现代设计方法。技术以及工艺的水平方面有明显的不间断的提升；通过先进的科学设计辅助工具的使用来实现优化的目的；通过不断学习吸收国外先进的技术逐步实现技术与国际接轨的目标，从而提高产品的核心竞争力；通过先进的技术和方法的使性和主动性。早期的非独立悬架在汽车上的广泛应用除了比其他车，因为它的可靠性和简单的特点，它被广泛应用于汽车后桥，后桥的皮卡和越野车，重型卡车的前、后桥非独立悬架。汽车在行驶的过程中，需要具有平稳的特性，其在被操作的时候也需要相性能有很大的提升，而在环保方面也会更加的绿色的悬架更具有竞争优势。第2章桑塔纳轿车前后桥设计方案分析该动力总成的总任务是发动机适应汽车动力传动。因此，选择合适的传动系总传动比而且恰好将它分配给驱动桥和变速器是使汽车驱动桥设计合理的前提。驱动桥和转向驱动桥四种。其中转向桥和支持桥都属于从动桥。根据悬架结构的不同型式，车桥也可分为独立悬架和非独立悬架这两种。悬架的汽车行驶平顺性较差，轮胎偏磨严重。非独立悬架按它所采用的弹性元件的不同，又可分为钢板弹簧式、螺旋弹簧式、空气弹簧式和油气弹簧式悬架。非独立悬架因其结构简单、工作可靠，被广泛应用于货车的前、后桥。成本高，维修不便，因而在货车上较少采用。图2-1断开式驱动桥的构造适性。图2-2非断开式驱动桥结构示意图将两个输出轴之间所产生的转矩进行相应的分配，这就是差速器所起到的论文所选择的类型。还有四分之三浮式，在本次设计对象是桑塔纳轿车，所以选用半浮式结构。AutoCADAutoCAD原始数据发动机AJR参数参数最大转矩/转速（N·m/rpm）额定功率/转速(KW、rpm)低怠速（rpm）主减速器传动比整备质量（kg）155/380074/5200800±304.4441140第3章主减速器的设计几个对齿轮减速器的结构。由输入输出驱动传动齿轮驱动齿轮。主减速器的种类情况除外。主减速器的齿轮类型动齿轮以及准双曲面齿轮的强度都能达到很高的要求，并且有许多相啮合的齿析，本课题选用螺旋锥齿轮。主减速器主，从动锥齿轮的支撑形式短可以缩小，这样来使得跨间距离得以减少，从而让支撑的刚度有效的增加。主减速器计算载荷的确定(1).从动的锥齿轮的转矩Tce的计算，可以按照发动机的传动比的最小档次，以及转矩的最大档次来进行。T

TemaxiTL

Ko/n

Nm

（3-1）式中 iTL——发动机到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，在此为i03.4554.44415.354；Temax——发动机的输出的最大转矩，取155Nm；T0.9；n——该汽车的驱动桥数目，取1；Ko——由于猛踩离合器而产生冲击载荷时的超载系数，在此取K01.0。由以上各参数可求TceTce=1553.4554.4441.00.9=2141.89Nm1TTce=

2141.89

507.34Nmz i 4.4440.950G按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsG2rr Tcs LBLBr

Nm

（3-2）式中 G2——汽车满载时的总重量，G2=14500N；——轮胎对地面的附着系数，在此取=0.85；rr——车轮的滚动半径，取0.295m；rLBiLB——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮间LB0.95iLB1.0。所以TsGrLBiLB145000.850.2953827.2Nm10.95c根据1、2选择最小值T=2141.89Nmc按汽车日常行驶平均转矩来确定从动锥齿轮的计算转矩TcfTcf(GaGT)rrfRfHfPiLBLBn式中 Ga——汽车满载时的总重量，取14500N；

Nm

（3-3）GT——所牵引的挂车满载时总重量,在此取0N；fR——路面滚动阻力系数，对于轿车可在0.010~0.015范围中取；取0.010；fH——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于轿车取0.08；fp——汽车的性能系数，在此取0；LB，iLB，n——见式（2-1），（2-2）下的说明。所以

(GaGT)rrfRiBBn

fH

fP=145000.2950.0100.080=405.24Nm0.951.01TTcf

405.24

95.99Nmz i 4.4440.950G主减速器锥齿轮基本参数的选择z1z2d2mb2、中点螺旋角β、法向压力角α等。(1)主、从动锥齿轮齿数z1、z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40；当主传动比较大时，尽量使z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。当i0≥6时，z155i0小时（3.5～5），z17～12。根据传动比i0=4.444,查阅资料选z1=9,z2=40,重新计算传动比i0=4.444。从动锥齿轮大端分度圆直径d2和端面模数mtd2根据经验公式初选，即3Tc2d23Tc2

（3-4）式中 Kd2——直径系数，正常取13.0～15.3，在此可取14；cTc——从动锥齿轮的计算转矩，取最小值T=2141.89Nmc2所以 初选d=1432141.89=180.47mm22则mtd/Z2=180.47/40=4.51mm2根据tKm3Tc来校核s=4.5mmKmmt=（0.3～0.4）32141.89=（3.88～5.16），因此校核合格。b2b210b2推荐值为：b2=0.155d2 （3-5）10%b2=0.155180.47=27.97mmb2=27.971.1=30.77mm,b2=31mm。中点螺旋角准双曲面齿轮的螺旋角，螺旋锥齿轮沿齿宽是不断变化的，所以通常螺旋齿宽中相等的角。根据“格里森”制推荐预选从动锥齿轮螺旋角名义值公式进行预选1‘=2551

90EZ2ZZ2Z1

（3-6）21式中 ‘——主动锥齿轮名义螺旋角预选值；1Z2——主从动齿轮齿数；d2——mm；E——双曲面齿轮偏移距mm2=27.07mm,0mm。1计算得35.541汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°,所以符合要求。锥齿轮螺旋方向法向压力角α切，运行更平稳，噪声将降低。在此桑塔纳轿车选择压力角α=20。主减速器锥齿轮的材料速器锥齿轮的工作条件较复杂，一般有一下几个特点：由于传递扭矩，齿根承受较大的交变弯曲应力。损较强。因此，作为主减速器锥齿轮的材料应具有一下主要的性能：1）高的弯曲疲劳强度和接触应力。齿面有高的硬度和耐磨性。强度和韧性需要十分充足，这是轮齿的中心部位所必要的条件。HT250HT300HT350、QT600-3、QT700-2对于合金渗碳钢，如今许多的汽车制造主减速器的锥形齿轮的时候是首选NiTiVMoB（0.001%～0.004%)能显20CrMnTi20MnVB20MnTiB22CrNiMo16SiMn2WMoV另外，为了提高齿轮的疲劳强度，在静默前会进行喷丸处理，可以消除氧化皮，20CrMnTi。主减速器圆弧锥齿轮的强度计算表3-1许用单位齿长上的圆周力[p]参数类别p2Temaxig103d1b2pGr103d2b2轮胎与地面的附着系数Ⅰ档Ⅱ档Ⅲ档轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公交车9822140.85牵引汽车5362500.65单位齿长上的圆周力p2Temaxig103d1b2

N／mm （3-7）式中：Temax—发动机最大转矩，N.mm；ig—变速器传动比；d1—主动齿轮分度圆直径（mm），对螺旋齿轮有d1mz1p=21554.444103=1097.28N／mm4.5931按最大附着力矩计算pGr103d2b2

（3-8）式中：G2—汽车满载时总装备重量，G2=14500N；—轮胎对地面的附着系数，取=0.85；r—车轮的滚动半径，取0.295m；D2—主减速器从动齿轮分度圆半径，D2=180.47mmp=2145000.850.295103=1299.79N／mm。180.4731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2103TK0KsKmKvbzm2J

N/mm

（3-9）式中 T——该齿轮的计算转矩，N·m；K0——超载系数；在此取1.0；Ks——尺寸系数，反映材质的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理相关，当4 25.4m4 25.44.5ｍ1.6时，K4 25.4m4 25.44.5

＝0.648；KmKm1.10；Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当周节及径向跳动精度高，齿轮接触良好时，可取1.0；b——计算齿轮的齿面宽，31mm；z — — 计 算 齿 轮 齿数,z=

z2o2

,2=arctan(i

0sin

0cos),z=41mm；mt——端面模数，4.5mm；J（或几何系数J＝0.217，J＝0.228.按上式从动轮齿根弯曲应力为21032141.8910.6481.102

128414.52

=605.3N/mm2<700N/mm22103405.2410.6481.1022 2 128414.52

=114.52N/mm<210N/mm主动轮齿根弯曲应力为2103507.3410.6481.10

=561.48N/mm2<700N/mm21 13194.520.228 2103405.2410.6481.101 128414.520.217

=114.52N/mm2<210N/mm2因此满足齿轮弯曲强度要求。图3-1 弯曲计算用综合系数J轮齿的接触强度计算锥齿轮轮齿的齿面接触应力为:2Tzk0kmks2Tzk0kmkskf103kvbJj

(3-10)D1式中:j—锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；Tz—主动齿轮计算转矩（N/m）；D1—主动锥齿轮大端分度圆直径,D1mtz1=40.5mm；b—取从动齿轮的b231mm；ks—尺寸系数，考虑到齿轮尺寸对淬透性的影响，一般取1.0；kf—齿面品质系数，它由齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质所决定，在此kf取1.0；1Cp232.6N2／mm；J—综合齿面接触强度系数，J=0.127；计算得

j

=2461.62N/mm〈2800232.6 2232.6 2507.340.6481.101110340.5 1310.127232.6 295.990.6481.1011232.6 295.990.6481.101110340.5 1310.1273-2接触计算用综合系数锥齿轮齿面上的作用力个法向方向的作用力可以被分解为三个不同方向的力，轴向力（沿着齿轮的轴线（沿着齿轮的切向方向（沿着齿轮的轴线的垂直方向1

fT13

fT23

fT3

1 fTR33TdTemax

fi1ig1

fi2ig2

fi3ig3

fiRigR

100

100

100

100

100

式中 Temax——发动机最大转矩，在此取155N·m；

(3-11)fi1，fi2…fiR——变速器在各挡位的使用率，可参考表3-2选取；ig1ig2igR——变速器各挡位的传动比；fT1，fT2…fTR——变速器在各挡位时的发动机的利用率，可参考表3-2选取。表3-2

fi及fT的参考值经计算Td

Nm对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径d2md2bsin2d1md2mz1z2经计算d2m＝4.54031sin77.32149.76mm(1)齿宽中点处的圆周力

d1m=149.76940

33.7mm齿宽中点处的圆周力为

F＝dm

N (3-12)式中 T——作用在该减速器主动锥齿轮上的转矩；dm——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。计算得主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 F=2106.2066.3KN33.7（2）锥齿轮的轴向力和径向力7-1主动锥齿轮齿面的受力图于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为FAzFNsinFScos

F sin

（3-13）cosFRzFNcosFSsin

F sin

（3-14）cos与主动齿轮相反，为右旋，这使得轴向力可以远离锥顶所在方位。FAz

6.3103cos35.54

tan

sin12.68

-sin35.54

cos12.68

3772NFRz

6.3103cos35.54

tan

cos12.68

sin35.54

sin12.68

3737N主减速器轴承载荷的计算形式和轴承位置来计算出轴承的径向载荷。图3-2轴承分布图其中：a=65mm，b=25mm，c=57.51mm，d=97.89mm。轴所承接的力如下表所示表3-3轴承载荷计算轴承号力的名称公 式计算结果B径向力(F(ab))2(Rz(ab)Az1m)2a a 2a9680N轴向力z3772NA径向力(Fb)2(FzbFzm)2a a 2a2466.26N轴向力00C径向力( Fd )2(FzdFzdm)2(cd) cd 2(cd)5761.46N轴向力Fz3737ND径向力( Fd )2(AzdRzd2m)2(cd) cd 2(cd)4010N轴向力00T30.2[T30.2[]d （3-15）[]在这取35，得d28.08mmdB35mmA3031mm，外径取50mmd[]=

T （3-16）0.1D

431 3得[]=

1960

D4=180MPa0.1

313

314504150～400MPa，50mmB，e3772=0.39>ee=0.37，选圆锥9680滚子轴承代号33207,，此轴承的额定动载荷Cr为当量动载荷 Q=fdXRYA

（3-17）式中 fd——冲击载荷系数在此取1.2；Q=1.20.496801.63772=11888.64N ftCr6L

fpQ

10

s (3-18)式中 ft——为温度系数，在此取1.0；fp1.2；——为寿命指数，对滚子轴承取=10/3。10170.51033 6 8所以L= 1.211888.64

10

=2.0446×10s 另外，就无轮边的减速器形式的驱动桥而言，主减速器上的从动锥齿轮轴承的计算转速n2为n22.66vamrr

r/min (3-19)式中 rr——轮胎的滚动半径，0.295m；vam——汽车的平均行驶速度，km/h；对于轿车可取50～55km/h，在此取55km/h所以由上式可得n2=2.6655=495.93r/min0.295而主动锥齿轮的计算转速n1=495.93×4.444=2203.9227r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命：Lh

L60n

h (3-20)式中: n——轴承的计算转速，r/min。2.0446108有上式可得轴承B的使用寿命Lh60

=1546h若大修里程S定为50000公里，可计算出预期寿命即L'h=Lh50000=909.09h55

S h (3-21)vamLhLhLh，故轴承符合使用要求。（2）对于轴承A，在此选用7206E型轴承。e=0.37,Y=1.6,Cr为43.2KN在此径向力F=2466.26N 轴向力F=0N，所以=0〈eR AQ=fdXRYA

FRfd取1.2有上式可得Q=1.2（1×2466.26）=2959.512N ftCr6所以有公式

L10

fpQ

10 s 143.2103 L=1.22466.26

106

=75.9435×108sLh

75.943510860

=57430h〉L'h所以轴承符合使用要求。从动轮轴直径未定，轴承C，D待定。轴承C，D均采用7210E，其额定动载荷Cr为73.2KN,e值为0.42，Y=1.4（3）对于轴承C，径向力F=3737N，轴向力F=5761.46N，并且FA=0.65〉e，FA RFRQ=fdXAYR=1.2（0.45761.46+1.43737）=9043.66N ftCr6L

fpQ

10 s10 173.2103 L=1.29043.66

106

=5.79×108sLh

5.79

=4378h〉L'h602203.9227所以轴承C满足使用要求。（4）同上轴承D校核通过，满足使用要求。第4章差速器的设计左边和右边，或者前边和后边的驱动轮可以在不一样的转速下完成转动过安装在汽车的差动电流是基于它的一般特征为齿轮式差速器和防滑差速器。选择这种设计的齿轮差速器，因为其结构简单，质量稳定可靠，制造方便，公路车的优势也非常可靠，因此被广泛应用于各种类型的车辆。图4-1对称式锥齿轮差速器零件分解图行星齿轮数目的选择一般轻载轿车选择2个行星齿轮RB的确定球面半径RB可按如下的公式确定：RBKB3Tc

mm (4-1)式中：KB——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，因为是轻载轿车所以所以选择小值，取KB2.6；TceTcs2141.89RB2.5232141.8933.51mm.预选其节锥距A0A0(0.98~0.99)RB0.985RB33mmz2的选择

(4-2)10。一14～25，另外，普遍来说，需要将汽车的半轴齿轮以及z1/z21.5--2.0z2L，z2R的周围有均匀分散开来的行星齿轮，即应该满足的安装条件是：z2Lz2Rn

(4-3)z2Lz2Rz2Lz2Rn——行星齿轮数目；I——任意整数。在此z1=12，z2=20 符合上述要求。差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先求出行星齿轮的节锥角1与半轴齿轮的节锥角212 arctanz1=arctan12=30.96° =90°-=59.03°12 z2 20再求出圆锥齿轮的大端端面模数m2m=z1

in1=

212

sin30.96=2.83mm,取m=4mm计算得分度圆直径d1mz1412=48mm压力角α

d2mz2=4×20=80mm22.5°，再加上0.81020小数量，所以你可以使用一个较大的模量提高齿轮的强度。在此选22.5°的压力角。L根据公式，通常取：

L1.1L1.12

T0103cnl

（4-4）T0T01031.cnl式中：T0——差速器传递的转矩，取T02141.89N·m;n——行星齿轮的数目,n2；ll≈0.5d'd'为半轴齿轮齿2 22面宽中点处的直径，而 d2

≈0.8d

，因此l0.4d20.48032mm；c69MPa2141.89102141.891031.169232计算得

≈21mm

L1.121≈23mmw为w

2TkskmkmbdJ

103

MPa (4-5)v 22n式中：T——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其公式为TT00.6，在此Tn

2141.890.62

N·m；n——差速器的行星齿轮数，n2；2 z——半轴齿轮齿数，z2 Ks——尺寸系数，它反应了材料的不均匀性，与齿轮的尺寸和热处理相关，m 4当ｍ1.6时，Ks4 ，在此Ks4 ＝0.63；25.4 25.4Km——载荷分配系数，在此取Km＝1.00～1.1，在此Km取1.05；Kv——质量系数，对于齿轮接触良好且周节及径向跳动精度高的汽车驱动桥齿轮可取1.0;Jn——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图4-1可查得Jn=0.267，b2=(0.25～0.30)A0=0.3A0=9.9mm；w980N/mm2；ww=

图4-2弯曲计算用综合系数2103642.571.050.63=428MPa〈980MPa1.049.9800.267因此，差速器齿轮满足弯曲强度要求。因为这种材料具有在零件的中心部位能够保障塑性以及韧性可以达到相应的要20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo20CrMo20CrMnTi。第5章驱动半轴的设计轴承的内圈。3/43/4不同的负载多少，通常只有在汽车和轻型卡车。采用半浮式半轴的设计。图5-1驱动桥原理图右半轴的垂向力，' ' m'GZLZRZgw2gw2

（5-1）式中：Z'L——左半轴作用垂向力，N；RZ'——右半轴作用垂向力，N；RG2——汽车满载时给地面的载荷，取14500N；m'——汽车加减速时的质量转移系数，可取1.2～1.4在此取1.2。gw——侧车轮本身对地面的垂向载荷，取G251％=7395N。L计算得ZL

ZR

'1.21450073951305N2纵向力按最大附着力计算,即

m'GX2L

X2

22

（5-2）式中 X2L——左半轴作用的纵向力，N；X2R——右半轴作用的纵向力，N；——轮胎与地面的附着系数，这里取0.8。根据上式X2LX2R1.2145000.86960N2左右半轴所承受的合成弯矩MNm为：ZX'22L2ZX'22L2LZX'2R22R1305269602

7081.3Nm半轴所受转矩TNm为：TX2LrrX2Rrr69600.2952053.2Nm一般可根据材料的许应剪切应力计算出半轴直径，再进行校核。316T103316T103式中：——半轴扭转许用应力，在此取490~588MPA；T——半轴的计算转矩，Nm；d——半轴的杆部直径，mm。初选杆径直径27mm。度计算。本设计计算半轴的最大扭转角、花键的剪切应力和挤压应力。半轴的最大扭转角为Tl180103

（5-4）Gj 半轴花键的剪切应力s为T103sDd

MPa (5-5)B AzLpb 4 半轴花键的挤压应力c为

T103DdDd

MPa （5-6）B AB AzLp 4 2 式中 T——半轴可以承受的最大转矩，N·m，在此取2053.2N·m；DB——半轴花键外径，这里取32mm；dA——相配花键孔的内径，这里取26mm；z——花键齿数；在此取14；Lp——花键工作长度，在此取55mm；b——花键齿宽，在此取6mm；——载荷分布不均匀系数，在此取0.75；l——半轴长度，很据一般桑塔纳轿车选取1328mm；G——8.1105

MPa；J——半轴横截面的极惯性矩，Jd427452147.65mm4。根据上式可计算得

322053.213288.1105

321801033.72053.2103=3226

40.87MPa4 145560.754 2053.2103=32263226

81.73MPa4 4

14552 由于如果传递的转矩为最大，半轴花键的切应力[71.05196轴是机器的一个最基本的部分，往往是角色的主轴线的最关键部分是支承传应具有以下几个特点：要有良好的机械性能，高的强度和韧性要求，防止变形和断裂；应具有高的疲劳抗力，以防疲劳断裂；应具有良好的耐磨性。含铬的中碳合金钢是大多数半轴所采用的材料，例如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi40MnB在回火的广泛采用，hb388444（hb248）。第6章驱动桥壳的设计驱动桥的主要功能是支持和汽车质量的持续，车轮从路面反作用力和力矩，并悬挂在框架（或身体）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。驱动桥壳是电力传输和负载，因此，驱动桥壳应满足下列要求：的正半轴。稳顺利。保证足够的离地间隙。结构工艺性好，成本低。保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入。拆装、调整、修理方便。驱动轴壳的形式及选择。驱动桥壳从结构上可分为整体式桥壳和分段式桥壳两类。6-1整体式桥壳是桥壳与主减速器壳分开制造，二者用螺栓连接在一起。它被普遍运用在各种类型的车上。图6-1整体式桥壳图6-2分段式桥壳是桥壳与主减速器壳铸造在一起，而且其通常被分为两段，样的话，是无法拆卸下来进行检测的。图6-2分段式桥壳6-3图6-3组合式桥壳比较通用的。6.3.1驱动桥壳的静弯曲应力计算面所反馈出来的反力G2/2（有成双的轮胎的情况下是沿着成双的轮子所在的中心线gG2g。w 2 w的弯矩为：MG2g

B

Nm

（6-1）2 w2 2式中 G2——汽车满载时静止在水平路面时驱动桥对地面的载荷，在此G2145000.51=7395N；gw——车轮（包括制动器、轮毂等）的重力，取78N；B——驱动车轮轮距，很据桑塔纳3000，在此取为1.414m；s——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，在此取s为0.9m。图6-4桥壳静弯曲应力的计算简图对较为危险的断面一般所在的位置。M7395781.4140.9=930.2N·m 22 22但静弯曲应力wj则为M

103

MPa （6-2）WwjWv式中 Wv—在危险断面处，桥壳垂向弯曲截面系数。表6-1桥壳垂向弯曲截面系数断面形状垂向及水平弯曲截面系数WvWh扭转截面系数WtdDD332d4D4)16D3d4D4)D=43mmd=33mm因此

D332

4d )dD4

32

334(1 )=5094.46434D3 d4 43

334 3Wt

)=16 D4 16

1 =10188.92mm434 wj

M103Wv

930.25094.46

103182.6MPa在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算到的。这时桥壳在动载荷下的弯曲应力为wd

kj

MPa （6-3）式中 kd—动载荷系数，在这里取1.75；wj—桥壳在静载荷下的弯曲应力，MPa。计算得

wd

kj=1.75182.6=319.55MPa汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算是Pmax

exiig1Trr

N （6-4）式中 max—发动机的最大转矩,在此取155Nm；T0.95；rr—轮胎的滚动半径，0.295m。故Pmax

exiig1Trr

=15515.3540.295

7663.99N图6-5汽车以最大牵引力行驶时桥壳的受力分析简图在此时后驱动桥桥壳的左、右板簧座之间的垂向弯矩Mv为MG2mg

B

N·m (6-5)v 2 2

w 2式中 m2——汽车加速行驶时的质量转移系数可在1.2～1.4范围内选取此取1.2；2计算得M73951.2781.4140.91120.26Nm2v 2 Pmax，这也使得水平方向所存在的弯矩力也是被驱动作用的桥壳所接受着的Mh车轮所存在的驱动转矩力是相同的，所以便得到M PmaxBs

Nm （6-6）h 2 2计算得Mh9857.831.4140.91266.73Nm2 2由于驱动桥能够传输驱动转矩力，这使得桥壳需要承载着其产生的反作用的力矩，在这个时候，两个板簧座的中间，桥壳所要承载的转矩T为T=Temaxi2

N·m (6-7)式中 Temax——发动机的最大转矩，这里取155N·m；i——传动系的最低传动比；0.95。计算得T15515.3540.951130.44Nm2w分别为wMvwWv

MWh

MPa (6-8)T

MPa (6-9)式中 Mv,Mh——分别为桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩和水平弯矩式（6-5）和式（6-6）；Wv,Wh,Wt——分别为桥壳在危险断面处的垂向弯曲截面系数，水平弯曲和是相同的。w120.261266.731000468.55Pa5094.461454.0310188.92

1000142.71MPa由于桥壳的许用弯曲应力[]为300～500MPa，许用扭转应力[]为130～400MPa，因此该设计的桥壳符合强度要求。汽车紧急制动时的桥壳强度计算6-6到的力的分析图。作用在左边和右边两侧的驱动车轮上的力，除了有垂向应力G2m/2以求得：当发生紧急制动，在两钢板弹簧座之间，驱动桥壳所存在的垂向弯矩MV及水平方向的弯矩Mh分别为M (G2mgV 2

)Bs2

（6-10）M G2mBs

（6-11）h 2 2式中 m'——汽车制动时的质量转移系数，计算后驱动桥时m'1；——驱动车轮与路面的附着系数，在这里取0.8。计算得Mv73951781.4140.9930.21Nm 22 22Mh=

73952

10.8

1.414¦Υ¦¦Υ2¦Υ¦¦Υ

760.21Nm Υ¦Υ Υ¦Υ6-6汽车紧急制动时桥壳的受力分析简图与此同时，在两个钢板弹簧座所在的外部位置，桥壳也承载着因为制动力而产生的转矩T，TG2m'rr

N﹒m （6-12）2 2计算得

T739510.80.295872.61Nm2扭转应力分别为930.21760.21103w 5094.46

331.82MPa872.6110188.92

10385.64MPa300～500150～400MPa，故该设计的桥壳符合强度要求。驱动桥壳材料的选择16Mn，0.9SiBV、35400.37%～0.42%0.03%据课题设计对象是桑塔纳轿车，由此可知，材料的性能如延展的好坏，焊接的难易，都是在选取材料的时候必须要考虑的因素。本设计驱动桥壳材料选择16Mn。第7章后桥设计图8-1轿车纵臂扭转梁式非独立悬架G1Z1

m12

（7-1）式中G1——汽车满载静止于水平路面时后桥给地面的载荷，N；m1——汽车制动时对后桥的质量转移系数，对轿车和载货汽车的后桥可取1.2-1.4，Z14509.81.440%3978.8N1 2前轮所承受的制动力Z

（7-2）——轮胎与路面的附着系数取0.6；计算得：

3978.80.62387.28NZ1Mh在两弹簧座之间的达最大值分别为：G2 BSMV