解放ca1092货车双级主减速器驱动桥设计本科学.docx

摘要1第1章绪论41.1 课题研究的目的和意义41.2 课题研究现状51.2.1 主减速器型式及其现状51.2.差速器形式发展现状41.2.半轴形式发展现状51.2.桥壳形式发展现状51.3设计主要内容9第2章设计方案的确定72.1 基本参数的选择72.2 主减速比的计算72.3 主减速器结构方案的确定82.4 差速器的选择82.5 半轴型式的确定92.6 桥壳型式的确定92.7 本章小结9第3章主减速器的基本参数选择与设计计算133.1 主减速齿轮计算载荷的计算133.2 主减速器齿轮参数的选择错误!未定义书签。3.3 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算错误!未定义书签。3.3.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算错误!未定义书签。3.3.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算错误!未定义书签。3.4 主减速器齿轮的材料及热处理错误!未定义书签。3.5 第二级斜齿圆柱齿轮基本参数的选择错误!未定义书签。3.6 第二级斜齿圆柱齿轮校核错误!未定义书签。3.7 主减速器轴承的计算193.8 主减速器的润滑223.9 本章小结错误!未定义书签。第4章差速器设计错误!未定义书签。4.1 差速器的作用错误!未定义书签。4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器错误!未定义书签。4.2.1 差速器齿轮的基本参数选择错误!未定义书签。4.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算错误!未定义书签。4.4本章小结29第5章半轴设计165.1 半轴的设计与计算165.1.1 全浮式半轴的设计计算165.1.2 半轴的结构设计及材料与热处理185.2 本章小结19第6章驱动桥桥壳设计206.1 桥壳的受力分析及强度计算206.1.1 桥壳的静弯曲应力计算206.1.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算216.1.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算216.1.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算226.1.5 汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算246.2 本章小结26结论27参考文献28致谢29本次设计的题目是中型货车驱动桥设计。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴及桥壳四部分组成，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；此外，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。本文首先论述了驱动桥的总体结构，在分析驱动桥各部分结构型式、发展过程，及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案：采用整体式驱动桥，主减速器的减速型式采用双级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器，半轴型式采用全浮式，桥壳采用铸造整体式桥壳。在本次设计中，主要完成了双级减速器、圆锥行星齿轮差速器、全浮式半轴、桥壳的设计工作。关键词：驱动桥；主减速器；全浮式半轴；桥壳；差速器第1章绪论1.1 课题研究的目的和意义汽车驱动桥是汽车传动系统的重要组成，承载着汽车的满载荷重及地面经车轮、车架给予的垂直力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩。汽车驱动桥的结构型式和设计参数对汽车动力性、经济性、平顺性、通过性有直接影响。驱动桥的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计和性能极其重要I1对一些载重较大的载重汽车，要求较大的减速比，用单级主减速器传动，则从动齿轮的直径就必须增大，会影响驱动桥的离地间隙，所以采用两次减速。通常称为双级减速器。双级减速器有两组减速齿轮，实现两次减速增扭。为提高锥形齿轮副的啮合平稳性和强度，第一级减速齿轮副是螺旋锥齿轮。二级齿轮副是斜齿圆柱齿轮。主动圆锥齿轮旋转，带动从动圆锥齿轮旋转，从而完成一级减速。第二级减速的主动圆柱齿轮与从动圆锥齿轮同轴而一起旋转，并带动从动圆柱齿轮旋转，进行第二级减速。因从动圆柱齿轮安装于差速器外壳上，所以，当从动圆柱齿轮转动时，通过差速器和半轴即驱动车轮转动。随着中国公路建设水平的不断提高，公路运输车辆正向大吨位、多轴化、大马力方向发展，使得重型车桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展。但目前我国卡车中，双级减速桥的应用比例还在60%左右。如我国重卡大量使用的斯太尔驱动桥属于典型的双级减速桥，其一级减速的结构，主减速器总成相对较小，桥包尺寸减小，因此离地间隙加大，通过性好，承载能力也较大，是广泛用于公路运输，以及石油、工矿、林业、野外作业和部队等多种领域的车辆网。本次的设计题目为汽车驱动桥的设计，通过本次的设计能让我们更好的认识驱动桥，了解驱动桥的结构与工作原理，更锻炼了我们的动手能力，同时也更好的掌握了查阅资料的方法，把我们大学所学的知识贯穿到了一起，是我们能够更好的运用自己所学的理论知识，让理论与实践相结合，更好的让自己掌握其中的精髓。设计与专业关系紧密，可综合利用所学的专业课有汽车构造、汽车设计、机械设计、工程材料和CAD绘图等知识。更为我们以后工作打下了良好的基础。1.2 课题研究现状1.2.1 主减速器型式及其现状主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装(1)主减速器齿轮的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。螺旋锥齿轮如图1.2（八）所示主、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。双曲面齿轮如图1.2(b)所示主、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：尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。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。（八）(b)图1.2螺旋锥齿轮与双曲面齿轮当传动比一定，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。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：长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。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)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：悬臂式悬臂式支承结构如图1.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b,以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转银较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图1.3锥齿轮悬臂式支承骑马式骑马式支承结构如图1.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。(3)从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的l2o预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30%。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。(5)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(如图2.5)、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i。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1.,7.6的各种中小型汽车上。1.2.2差速器型式发展现状根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：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的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。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图1.5主减速器车轮行程不等。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给左右车轮，则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同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。这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。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有差速器，后者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。差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；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。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。1.2.3半轴型式发展现状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毂连接起来。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。半浮式半轴具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上,本设计采用此种半轴。124桥壳型式发展现状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1。结构形式分类：可分式、整体式、组合式。按制造工艺不同分类：铸造式一一强度、刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，用于中重型货车，本设计采用铸造桥壳。钢板焊接冲压式一一质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，轿车和中小型货车，部分重型货车U1.1.3设计主要内容(1)完成驱动桥的主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳的结构形式选择(2)完成主减速器的基本参数选择与设计计算(3)完成差速器的设计与计算(4)完成半轴的设计与计算(5)完成驱动桥桥壳的受力分析及强度计算(6)绘制装配图及零件图第2章设计方案的确定2.1 基本参数的选择技术参数：发动机最大功率PenaxkWnp(rmin)99/3000发动机最大转矩TenaXNmnr(rmin)373/1300最大装载质量kg5000汽车总质量kg9250最高车速km/h90后轮轮距mm1740最小离地间隙mm>265轮胎(轮辆宽度-轮辆直径)英寸9.00-202.2 主减速比的计算主减速比对主减速器的结构形式、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料经济性都有直接影响。4的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%25%,即按下式选择：Z0=0.377r,n=0.377×0.493×3000(90×1)=6.25(2.1)匕,max%,式中：rr车轮的滚动半径=0.0254+(1-)b=0.493(m)轮直径d=20英寸轮辆宽度b=9英寸，2=0.05；变速器最高档传动比1.0(为直接档)。2.3 主减速器结构方案的确定(1)主减速器齿轮的类型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。本次设计采用螺旋锥齿轮阳。(2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择本次设计选用：主动锥齿轮：悬臂式支撑(圆锥滚子轴承)从动锥齿轮：骑马式支撑(圆锥滚子轴承)(3)从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件,但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30%o主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。(5)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。本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过6t的重型货车和保证离地间隙上考虑。2.4 差速器的选择差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；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。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。2.5 半轴型式的确定3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上。本次设计选择全浮式半轴。2.6 桥壳型式的确定整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。其主要缺点是桥壳不能做成复杂而理想的断面，壁厚一定，故难于调整应力分布。铸造式桥壳强度、刚度较大多用于重型货车。本次设计驱动桥壳就选用铸造式整体式桥壳。2.7 本章小结本章首先确定了主减速比，以方便确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择、主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整及主减速器的减速形式上得以确定从而逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。第3章主减速器的基本参数选择与设计计算3.1 主减速齿轮计算载荷的计算通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车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(鼠,7；S)的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即Tje=,maxGK°n=5335(Nw)(3.1)Ti=°"P=9925(Nm)(3.2)H1.B式中：(max发动机最大转矩373N用；i7l由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；z7t=i0Z1=2×7.64=15.28iG(fcos%侬+sin,M)H*1T,'尔max"%根据同类型车型的变速器传动比选取Z1=7.64上述传动部分的效率，取%=0.9；KO超载系数，取KO=I.0；n驱动桥数目1；G2汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽车加速时负荷增大量，可初取：G2=G满×9.8×60%=68208N；ui,iui分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比,分别取0.96和3.125;由式(3.1),式(3.2)求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为二(Ga+GQ3R+3+力)=oo9(Nm)(3.3)I1.B.如式中：Ga汽车满载总重9450X9.8N；GT所牵引的挂车满载总重,N,仅用于牵引车取G7=0;道路滚动阻力系数，货车通常取0.0150.020,可初取人=0.015；此毕业设计已通过答辩，详细计算，完整说明书和全套设计图纸，请联系扣扣：®(2XS)零;®®(2XD画Ijj画Jj狗娠盼论文前+任务书利版翁-设计说明书孙振翁-说明书封皮列版翰-说总装配图明书目录计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.226,见图4.4o图4.4弯曲计算用综合系数JIaJ创驷/r蟋般如嫌倏以限计算得：5,二847.02MPa<J980MPa以7加计算得：u.=200.6MPa<l,210.9Mpa综上所述，差速器齿轮强度满足要求。4.3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 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：纵向力X2(驱动力或制动力)最大时(X2=Z2e),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Z2l,侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数l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。5.1.1 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，即式中：G2满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，取68208N；m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Xza或Xza=md%匕=19508.7N(5.2)式中：&差速器的转矩分配系数0.6；7；max发动机最大转矩373Nm:1.ll传动系最低档传动比47.75；汽车传动效率0.9；G轮胎滚动半径0.493mo取两者的较小值，所以X2l=X2r=19508.7N转矩为:T=X2lrr=X2rr=9167.8/Vw(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：d=(2.05-2.18)Vf取d=45(5.4)式中：d半轴杆部直径，mm；T半轴的计算转矩，9167.8Nm;r半轴转矩许用应力，MPa0因半轴材料取40MnB,上为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：(5.5)T=IO3-=537.8Nmmrj692MPa-dy16式中：半轴扭转应力，MPa；T半轴的计算转矩9167.8N?；d半轴杆部直径45mm。半轴花键的剪切应力为：=71.05rv=500MPa(5.6)TdO3/DR÷d.x,.()z1.pb半轴花键的挤压应力为:c71()3(%卢阳Mz1.p(P=158.61r=512MPa(5.7)式中：T半轴承受的最大转矩，14965.2N?；Db半轴花键外径，52mm；dA相配的花键孔内径，49.5mm；z花键齿数，16；1.P花键的工作长度,65mm；b花键齿宽，mm,万m=4.71mm;2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=45mm,则模数m=-=3,取标准模数m=3z半轴的最大扭转角为(5.8)6>=103=7.13oGJ11式中：T半轴承受的最大转矩，9617.8Nm;I半轴长度870mm；G材料的剪切弹性模量8.4×104NZmm2；J半轴横截面的极惯性矩，/=d4=402373.83mm4。5.1.2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40Cr,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HRC5263,硬化层深约为其半径的1/3,心部硬度可定为HRc3035；不淬火区（突缘等）的硬度可定在HRC248277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。5.2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章驱动桥桥壳设计6.1 桥壳的受力分析及强度计算6.1.1 桥壳的静弯曲应力计算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G2/2(双胎时则沿双胎中心线)，桥壳则承受此力与车轮重力以之差值，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M=(-gw)-=244.5Nm(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g.大大地小于G2/2,且设计时不易准确预计，当无数据时可忽略去。(6.2)而静弯曲应力为：w7=IO3-=133.1MPa岬式中：WV危险断面处桥壳的垂向弯曲截面Wv=Wh=(l-)=l58896.7加.W1扭转截面系数叱=(1)=317793Amm30图6.1桥壳静弯曲应力的计算简图6.1.2 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：区向=Zqm=332.75MPa(6.3)式中：kd动载荷系数，对载货汽车取2.5；Cv桥壳载静载荷下的弯曲应力，133.1MPa；6.1.3 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Rm=IMG/O=32514N(6.4)式中：ImaX发动机的最大转矩373N?；i7l传动系最低档传动比47.75；传动系的传动效率0.9；G轮胎的滚动半径0.493mo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：M二生出生?=25373Nw(6.5)v222式中：m2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：Mh=年=I(X)79.3Nm(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：T=TemeT=8015Nm(6.7)式中：T2tl,%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：My=Jm；+M；+P=28453.85Nm(6.8)该危险断面处的合成应力为：v=乜=179.07<=500MPa(6.9)2-WW式中：W危险断面处的弯曲截面系数158896.7ZmA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。6.1.4 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Gz啊/2外，尚有切向反力，即地面对驱动车轮的制动力G2tnw/2。因此可求得：紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩My及水平方向弯矩M,分别为M'=mj=17973Nm(6.11)22Mh=殍m(/>笥=14378Nm(6.12)图6.3汽车紧急制动时桥壳的受力分析简图式中：G21B,s见式(6.1)说明；m汽车制动时的质量转移系数，对于载货汽车的后桥，W=O.85；驱动车轮与路面的附着系数0.8o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T=牛根eg=U433Nm(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：cr-=亚;=61.73<W=500MPa(6.14)扭转应力TT=-=35.97<r=400MPtz(6.15)综上所述,满足强度校核要求。6.1.5 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：P2Y2l+Y2r=G2l=68208N(6.16)式中：P2驱动桥所受的侧向力；y2l,y2r地面给左、右驱动车轮的侧向反作用力；G2汽车满载静止于水平面时驱动桥给地面的载荷68208N；l轮胎与地面的侧向附着系数1.Oo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：1ht.Z.l=G1(也)=12544N-1.-2BZ2r=G2(-)二556647V(6.17)式中：Z2l,Z2左、右驱动车轮的支承反力，N；勺一汽车满载时的质心高度，0.55m;G2,x见式(6.16)下的说明；B驱动车轮的轮距1.74m0钢板弹簧对驱动桥壳的垂向作用力为：T2l=0.5G2-G20(hs-rr)s=269097VT2r=0.5G2+G2(P(hf,-rr)ls=34847N(6.18)式中：G2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1450×9,8×74%N;r；弹簧座上表面离地面高度，0.472+0.060+0.020=0.372m;G2,l,hg见式(6.17)下的说明；s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Z2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Si、S2分析用图（八）轮毅轴承的受力分析用图；(b)桥亮的受力分析用图汽车向右侧滑时左、右车轮轮毂内外轴承的径向支承力分别为：rb/Sx.=ZM=8902N(6.19),a+b2la+b2lS"=Y2,+Z2.=11154N(6.20)2ta+b2la+b21.rbS,r=-Y,r+-Z.r=3834486N(6.21)a+ba+bS>r=/一KR-=36606Q6V(6.22)2Ra+b2ra+b2r式中：.轮胎的滚动半径292mm;aY21.,Y2RiZ2liZ2R见图6.4,其中地面给左右驱动车轮的侧向反作用Y21.>Y2R可由下式求得：yn=Z2/=Zn.1.0=Z2A=24867VY2r-Z?R(pZ2i1.0=Z2li=67383N(6.23)轮毂内、外轴承支承中心之间的距离3+勿愈大，则由侧滑引起的轴承径向力愈小。另外，(a+。)足够大，也会增加车轮的支承刚度。否则，如果将两轴承的距离缩至使两轴承相碰,则车轮的支承刚度会变差而接近于3/4浮式半轴的情况。当然，(a+b)的数值过大也会引起轮毂的宽度及质量的加大而造成布置上的困难。在载货汽车的设计中，常取（+力乙/4。轮毂轴承承受力最大的情况是发生在汽车侧滑时，所以轮轴（即半轴套管）也是在汽车满载侧滑时承受最大的弯矩及应力。半轴套管的危险断面位于轮毂内轴承的里端处，该处弯矩为：M=S2lt(a+b+l)-SirI=3493()Nm式中I为轮毂内轴承支承中心至该轴承内端支承面间的距离28m加。弯曲应力MQu.=IO3=183.3MPa必“d剪切应力S=二4948MPa泗-屋）合成应力空=yl+32=202.39MPa半轴套管处的应力均不超过490MP4。(6.24)(6.25)(6.26)(6.27)对于钢板冲压焊接整体式桥壳【，多采用16M”,（）9SW,35或40号中碳钢板（化学成分控制为0.37%7）.42%的碳和不大于0.03%的硫）。上述桥壳强度的传统计算方法，只能算出桥壳某一断面的应力平均值，而不能完全反映桥壳上应力及其分布的真实情况。它仅用于对桥壳强度的验算或用作与其他车型的桥壳强度进行比较。而不能用于计算桥壳上某点（例如应力集中点）的真实应力值。使用有限元法对汽车驱动桥壳进行强度分析，只要计算模型简化得合理，受力与约束条件处理得恰当，就可以得到比较理想的计算结果。可以得到比较详细的应力与变形的分布情况，特别是能指出应力集中区域和应力变化趋势，这些都是上述传统计算方法所难以办到的。6.3本章小结本章对驱动桥桥壳进行了受力分析和强度计算。对静弯曲应力下，不同路面冲击载荷作用下和汽车以最大牵引力行驶时及汽车紧急制动时的四种情况下桥壳受力和强度做了计算。最后指出了这种桥壳设计的弊端，提出利用有限元