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1、 　前　言 3 設計要求 4 第一章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案擬定 5 圖1-2　中央主減速器整體式驅(qū)動橋 5 第二章 主減速器設計 6 2.1　主減速器的結(jié)構(gòu)形式 6 主減速器的齒輪類型 8 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 8 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 9 主減速器計算載荷的確定 9 主減速器基本參數(shù)的選擇 11 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 13 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 15 2.齒輪彎曲強度 16 3.輪齒接觸強度 17 主減速器軸承的載荷計算 18 第三章 差速器設計 23 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理

2、23 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 24 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 26 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 26 差速器齒輪的幾何計算 28 差速器齒輪的強度計算 30 第四章 驅(qū)動半軸的設計 32 4.1　結(jié)構(gòu)形式分析 32 4.1 全浮式半軸計算載荷的確定 34 4.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 35 4.3 全浮式半軸的強度計算 35 4.4 半軸花鍵的強度計算 36 4.5　半軸的結(jié)構(gòu)設計及材料與熱處理 36 第五章 驅(qū)動橋殼的設計 38 5.1 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 39 5.2 橋殼的受力分析與強度計算 40

3、參考文獻 41 附　件 42 　前　言 汽車驅(qū)動橋位于傳動系的末端。其基本功用是增扭、降速和改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動車輪；其次，驅(qū)動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅(qū)動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。 設計驅(qū)動橋時應當滿足如下基本要求： 1） 選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。 2） 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 3） 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種載荷

4、和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。 5） 具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6） 與懸架導向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。 7） 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式按工作特性分，可以歸并為非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋兩大類。當驅(qū)動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅(qū)動橋，稱為非獨立懸架驅(qū)動橋；當驅(qū)動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅(qū)動橋，稱為獨立懸架驅(qū)動橋。獨立懸架驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)較復雜，但大大提高了汽車在不平路面上的行駛平順性。 設計要求

5、 Ⅰ 車型：載貨汽車 Ⅱ 設計基礎數(shù)據(jù)： 1.車型：載貨汽車； 2.空載質(zhì)量：4080kg 前：1930kg　后：2150kg； 3.滿載質(zhì)量：9290kg 前：2360kg　后：6930kg； 4.輪距：前：1810mm　后：1800mm； 5.最高車速：90km/h　最大爬坡度：大于30%； 6.傳動系最小傳動比：7.31　主減速器傳動比：6.33； 7.額定功率：99kw（最高車速時3000r/min時）； 8.最大轉(zhuǎn)矩：353Nm（1200－1400r/min時）； 9.輪胎規(guī)格：GB516-8219設計要求：； Ⅲ 附件要求： 1.裝配圖一張； 2.軸圖

6、一張； 3.齒輪圖一張。 第一章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案擬定 由于要求設計的是載貨汽車的后驅(qū)動橋，要設計這樣一個級別的驅(qū)動橋，一般選用非斷開式驅(qū)動橋以與非獨立懸架相適應。該種形式的驅(qū)動橋是一根支撐在左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪都屬于簧下質(zhì)量。 　　1　　　2　　3　4　　　　　5　　6　　7　　　　8　　　　9　　10 1－半軸　2－圓錐滾子軸承　3－支承螺栓　4－主減速器從動錐齒輪　5－油封 6－主減速器主動錐齒輪　　7－彈簧座　　8－墊圈　　9－輪轂　　10－調(diào)整螺母 圖1-1 驅(qū)動橋

7、 圖1-2　中央主減速器整體式驅(qū)動橋 第二章 主減速器設計 2.1　主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。 驅(qū)動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構(gòu)與動協(xié)調(diào)。 d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 e）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易

8、，拆裝、調(diào)整方便。 按主減速器的類型分，驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種如下： 1)中央單級減速器。此是驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)中最為簡單的一種，是驅(qū)動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比較小的情況下，應盡量采用中央單級減速驅(qū)動橋。 　　　　　　 　　圖2-1　單級主減速器 　　　 圖2-2　雙級主減速器 2)中央雙級主減速器。 由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質(zhì)量較大時，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅(qū)動橋存在。 3)中央單級、輪邊減速器。

9、 綜上所述，中央單級主減速器。它還有以下幾點優(yōu)點： (l)結(jié)構(gòu)最簡單，制造工藝簡單，成本較低， 是驅(qū)動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 載重汽車發(fā)動機向低速大轉(zhuǎn)矩發(fā)展的趨勢，使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展； (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。 (4) 與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。 單級驅(qū)動橋產(chǎn)品的優(yōu)勢為單級驅(qū)動橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設計的角度看， 載重車產(chǎn)品在主減速比小于6的情況下，應盡量選用單級減速驅(qū)動橋。 所以此設計采用中央

10、單級減速驅(qū)動橋，再配以鑄造整體式橋殼。 圖2-3　中央主減速器 主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重迭的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動效率。 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 　　　 圖2-3　主動錐齒輪懸臂式支承　　　　　　圖2-4　主動錐齒輪跨置式

11、 圖2-5　從動錐齒輪支撐形式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證，采用懸臂式支承結(jié)構(gòu)（如圖2-3示）。跨置式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。但結(jié)構(gòu)較復雜，所以選用跨置式。 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖2-5示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐

12、齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 主減速器計算載荷的確定 1. 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce 從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩Tce Tce= （2-1） 式中： Tce—計算轉(zhuǎn)矩，； Temax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；Temax =353 n—計算驅(qū)動橋數(shù)，1； if—變速器傳動比，if=7.31； i0—主減速器傳動比，i0=6.33； η—變速器傳動效率，取η=0.9； k—液力變矩器變矩系數(shù)，K=1；

13、Kd—由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動比，i1=1； 代入式（2-1），有： Tce=14700.7 主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩T=2322.39 Nm 2. 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （2-2） 式中 ——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，后橋所承載69300N的負荷; ——輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；對于越野汽車取1.0；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.2

14、5; ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為GB516-82 9.0～20，則車論的滾動半徑為0.456m； ，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0 所以==29845.2 3. 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定： （2-3） 式中：——汽車滿載時的總重量，92900N； ——所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算； ——道路滾動阻力系數(shù)，對

15、于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018 ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07； ——汽車的性能系數(shù)在此取0； ——主減速器主動齒輪到車輪之間的效率； ——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； n——驅(qū)動橋數(shù)。 所以 ==38502.7 主減速器基本參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù)和、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。 1. 主、從動錐齒輪齒數(shù)和 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素： 1）為了磨合

16、均勻，，之間應避免有公約數(shù)。 2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40。 3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。 4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 根據(jù)以上要求，這里取=6 =38，能夠滿足條件：+=44〉40 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù) 對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即

17、 （2-4） ——直徑系數(shù)，一般取13.0～15.3； ——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，，為Tce和Tcs中的較小者。 所以 =（13.0～15.3）=（318.5～374.8） 初選=340 則=/=350/38=8.95 參考《機械設計手冊》選取 9，則=342 根據(jù)=來校核=10選取的是否合適，其中=（0.3～0.4） 此處，=（0.3～0.4）=（7.35～9.80），因此滿足校核條件。 3. 主，從動錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小

18、了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： =0.155342=53.01 在此取54 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常使小齒輪的齒面比大齒輪大10%，在此取=60 4.中點螺旋角 螺旋角

19、沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小。 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。 5. 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有分離的趨

20、勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進。 6. 法向壓力角 法向壓力角大一些可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重合度下降。對于弧齒錐齒輪，乘用車的а一般選用14°30’或16°,商用車的а為20°或 22°30’。這里取а＝20°30’。 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果 主動齒輪齒數(shù) 6 從動齒

21、輪齒數(shù) 38 端面模數(shù) 9㎜ 齒面寬 =54㎜ =60㎜ 工作齒高 18㎜ 全齒高 =20.25㎜ 法向壓力角 =20° 軸交角 =90° 節(jié)圓直徑 = 54㎜ =228㎜ 續(xù)　表 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果 節(jié)錐角 arctan =90°- =8.973° =81.027° 節(jié)錐距 A== 取A=150.0㎜ 周節(jié) t=3.1416 t=28.27㎜ 齒頂高 =9㎜ 齒根高 = =11.25 ㎜ 徑向間隙 c= c=2.25㎜ 齒根角 =

22、4.285 ° 面錐角 =13.258° =85.312° 根錐角 = = =4.688° =76.042° 齒頂圓直徑 = =71.780㎜ =230.793㎜ 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =112.596㎜ =18.110㎜ 理論弧齒厚 =27.38mm =10.32mm 齒側(cè)間隙 B=0.305～0.406 0.4mm 螺旋角 =35° 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 在選好主減速器齒輪的主要參數(shù)后，應根據(jù)所選的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命。在進行強度計算之前應首

23、先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 1.單位齒長圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 N／mm (2-6) 式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； ——從動齒輪的齒面寬，在此取60mm. 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： N／mm （2-7） 式中：——發(fā)動機

24、輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取353； ——變速器的傳動比，7.31； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取54mm. 按上式 N／mm 按最大附著力矩計算時： N／mm （2-8） 式中：——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅(qū)動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取69300N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85： ——輪胎的滾動半徑，在此取0.456m 按上式=981.8 N／mm 在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造

25、質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用資料的20%～25%。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力[p]都為1865N/mm，故滿足條件。 2.齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： = （2-7） 式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa； —齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，對從動齒輪，取中的較小值，為14700.7 Nm；對 主動齒輪取為2580.43 Nm； k0—過載系數(shù)，一般取1； ks—尺寸系數(shù)，0.682； km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)，km=1.25； kv—質(zhì)量

26、系數(shù)，取1； b—所計算的齒輪齒面寬；b=54mm D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D=342mm Jw—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取0.03； 對于主動錐齒輪， T=2580.43Nm；從動錐齒輪，T=14700.7Nm； 將各參數(shù)代入式（2-7），有： 主動錐齒輪， =466MPa； 從動錐齒輪， =458MPa； 按照文獻[1], 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。 3.輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： σj= （2-

27、8） 式中： σj—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa； D1—主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=64mm b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=54mm kf—齒面品質(zhì)系數(shù)，取1.0； cp—綜合彈性系數(shù)，取232N1/2/mm； ks—尺寸系數(shù)，取1.0； Jj—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取0.01； Tz—主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩；Tz=2322.39N.m k0、km、kv選擇同式（2-7） 將各參數(shù)代入式 （2-8），有： σj=813.5MPa 按照文獻《汽車設計》，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求

28、。 汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm.表2-2給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力數(shù)值。 表2-2 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力 N／mm 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速器齒輪的許用彎曲應力 按式（2-1）、式（2-3）計算出的最大計算轉(zhuǎn)矩Tec，Tcs中的較小者 700 2

29、800 980 按式（2-4）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩Tcf 210.9 1750 210.9 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉(zhuǎn)矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。 主減速器軸承的載荷計算 1.錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 為計算作用在齒輪的圓周力，

30、首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉(zhuǎn)矩進行計算。 經(jīng)估算,這里取=2000 N·ｍ 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑 經(jīng)計算＝45.11mm =285.67mm。 上式參考《汽車設計》。 (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為 ＝　　N　 (2-9) 式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩，=2000 N·

31、ｍ； ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑. 按上式主減速器從動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 ==14.00 KN 由可知，對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。 （2）錐齒輪的軸向力和徑向力 圖2-5 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖2-5，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的

32、夾角為法向壓力角，這樣就有： （2-10） （2-11） （2-12） 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為 （2-13） （2-14） 有式（2-13）可計算10787.1N 有式（2-14）可計算=5463.2N 式（2-10）～式（2-

33、14）參考《汽車設計》。 2.主減速器錐齒輪軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷。 對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2-6所示 圖2-6 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為 R= （2-18） （2-19） 根

34、據(jù)上式已知=10787.1N，=5463.2N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm 所以軸承A的徑向力= =8922.38N 其軸向力為0 軸承B的徑向力R= =3526.09N （1）對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承42608E(內(nèi)徑40，外徑90)，此軸承的額定動載荷Cr為102.85KN，所承受的當量動載荷Q=X·R=1×15976=15976N。 （2）對于軸承B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當量載荷時徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y值按雙列軸承選用，e值

35、與單列軸承相同。在此選用7514E型軸承。 （3）對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力由計算公式較核，軸承C，D均采用7315E(內(nèi)徑75，外徑160)，其額定動載荷Cr為134097N。 此節(jié)計算內(nèi)容參考了《汽車設計》關于主減速器的有關計算和《機械設計》關于軸承的選擇。 第三章 差速器設計 汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等。轉(zhuǎn)彎時內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側(cè)車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、

36、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅(qū)動輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅(qū)動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖3-1　差速器差速原理 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速

37、器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是==，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-) 即 + =2 （3-1） 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則 （3-2） 式（3-2）為兩半軸齒

38、輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。 有式（3-2）還可以得知：①當任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；②當差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側(cè)半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星

39、齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖3-2所示。由于其具有結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。 圖3-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片； 7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼 圖3-2 1-軸承；2-左外殼；3-墊片；4-半軸齒輪；5-墊圈；6-行星齒輪； 7-從動齒輪；8-右外殼；9-十字軸；10-螺栓 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 由于在差速器殼上裝著主減速器

40、從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 1.行星齒輪數(shù)目的選擇 載貨汽車采用4個行星齒輪。 2.行星齒輪球面半徑的確定 圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定： mm

41、 (3-3) 式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52～2.99，對于有4個行星齒輪的載貨汽車取小值2.6； T——計算轉(zhuǎn)矩，取Tce和Tcs的較小值，14700.7 . 根據(jù)上式=63.7mm 所以預選其節(jié)錐距A=63.7mm 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/在1.5～2.0的范圍內(nèi)。 差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪

42、式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù)，之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： （3-4） 式中：，——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，= ——行星齒輪數(shù)目； ——任意整數(shù)。 在此=10，=18 滿足以上要求。 4.差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角， ==29.05°

43、 =90°-=60.95° 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m m=== 由于強度的要求在此取m=8mm 得 5.壓力角α 目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數(shù)為0.8。最小齒數(shù)可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。在此選22.5°的壓力角。 6. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L 行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義

44、尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常?。? （3-5） 式中：——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m；在此取14700.7 ——行星齒輪的數(shù)目；在此為4 ——行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8； ——支承面的許用擠壓應力，在此取69 根據(jù)上式 =0.5×99.2=49.6 31 34 差速器齒輪的幾何計算 表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾

45、何尺寸計算用表 項目 計算公式 計算結(jié)果 行星齒輪齒數(shù) ≥10，應盡量取最小值 =10 半軸齒輪齒數(shù) =14～25，且需滿足式（3-4） =18 模數(shù) =8mm 齒面寬 b=(0.25～0.30)A;b≤10m 20mm 續(xù)　表 項目 計算公式 計算結(jié)果 工作齒高 =12.8mm 全齒高 14.355 壓力角 22.5° 軸交角 =90° 節(jié)圓直徑 ； 節(jié)錐角 ， =29.05°， 節(jié)錐距 =82.4mm 周節(jié) =3.1416 =25.13mm 齒頂高 ; =8.45mm

46、=4.35mm 齒根高 =1.788-;=1.788- =5.85mm; =9.95mm 徑向間隙 =-=0.188+0.051 =1.555mm 齒根角 =; =4.061°; =6.885° 面錐角 ； =35.94°，=65.01° 根錐角 ； =24.99°，=54.07° 外圓直徑 ； mm mm 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 續(xù)　表 項目 計算公式 計算結(jié)果 理論弧齒厚 =15.24 mm =12.66 mm 齒側(cè)間隙 =0.245～0.330 mm =0.250mm 弦齒厚 =14.36mm

47、 =11.32mm 弦齒高 =10.10mm =4.86mm 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為 MPa (3-6) 式中：——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，其計算式 在此為2205.10 N·m； ——差速器

48、的行星齒輪數(shù)； ——半軸齒輪齒數(shù)； 、、——見式（2-8）下的說明； ——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖3-3查得=0.225 圖3-3彎曲計算用綜合系數(shù) 根據(jù)上式783.6 MPa〈 980 MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。 此節(jié)內(nèi)容圖表參考了《汽車設計》中差速器設計一節(jié)。 第四章 驅(qū)動半軸的設計 驅(qū)動半軸位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅(qū)動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷

49、開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。萬向傳動裝置的設計見第四章，以下僅講述半軸的設計。 4.1　結(jié)構(gòu)形式分析 半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為牛浮式、3／4浮式和全浮式三種形式。 半浮式半軸(圖5—28a)的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。 3／4浮式半軸(圖5—28b)的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣

50、與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用　在轎車和輕型貨車上。 全浮式半軸(圖5—28c)的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同女、半軸法蘭平面相對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應力一般為5～70MPa。全浮式半軸主要用于中、重型貨車上。在這里我們選擇全浮式半軸。 設計半軸的主要尺寸是其直徑，在設計時首先可根據(jù)對使用條件和載荷工況相同或

51、相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核。 計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況： ①縱向力（驅(qū)動力或制動力）最大時，其最大值為，附著系數(shù)在計算時取0.8，沒有側(cè)向力作用； ②側(cè)向力最大時，其最大值為（發(fā)生于汽車側(cè)滑時），側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)在計算時取1.0，沒有縱向力作用； ③垂向力最大時（發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時），其值為，其中為車輪對地面的垂直載荷，為動載荷系數(shù)，這時不考慮縱向力和側(cè)向力的作用。 由于車輪承受的縱向力，側(cè)向力值的

52、大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有 故縱向力最大時不會有側(cè)向力作用，而側(cè)向力最大時也不會有縱向力作用。 4.1 全浮式半軸計算載荷的確定 全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，其計算轉(zhuǎn)矩可有附著力矩求得，其中，的計算，可根據(jù)以下方法計算，并取兩者中的較小者。 若按最大附著力計算，即 （4-1） 式中：——輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8； ——汽車加速或減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.3。 根據(jù)上式=3603

53、6 N ， 16432.42 若按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算，即 （4-2） 式中：——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m； ——汽車傳動效率，計算時可取1或取0.9； ——傳動系最低擋傳動比； ——輪胎的滾動半徑，m。 根據(jù)上式=23841.4 N 在此23841.4 N =10871.7 N·m 4.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進行

54、 （4-3） 取小值為10871.7，根據(jù)上式=（45.41～48.29）mm 根據(jù)強度要求在此取48 mm。 4.3 全浮式半軸的強度計算 首先是驗算其扭轉(zhuǎn)應力： MPa （4-4） 式中：——半軸的計算轉(zhuǎn)矩，N·m在此取10871.7 N·m； 　　　——半軸桿部的直徑，48 mm。 根據(jù)上式＝＝500.9 MPa< =(490～588) MPa 所以滿足強度要求。 半軸的扭轉(zhuǎn)角為 　　　　　　　　　　　　　　　　　 (4-5)

55、 式中，為扭轉(zhuǎn)角；為半軸長度，?。籊為材料剪切彈性模量，；為半軸截面極慣性矩，。 轉(zhuǎn)角宜為每米長度～。計算較核得，滿足條件范圍。 4.4 半軸花鍵的強度計算 在計算半軸在承受最大轉(zhuǎn)矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。 半軸花鍵的剪切應力為 （4-6） 半軸花鍵的擠壓應力為 （4-7） 式中T——半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，T=10871.7 Nm； DB——半軸花鍵(軸)外徑，DB=52mm； dA——相配的花鍵孔內(nèi)徑，dA=48mm； z——花鍵齒數(shù)，在此取20； Lp——花鍵工作長度，Lp=70mm； b—

56、—花鍵齒寬，b=3.77 mm； ——載荷分布的不均勻系數(shù)，取0.75。 將數(shù)據(jù)帶入式（5-5）、（5-6）得： =62.9 MPa =142.6 MPa 根據(jù)要求當傳遞的轉(zhuǎn)矩最大時，半軸花鍵的切應力[]不應超過71.05 MPa，擠壓應力[]不應超過196 MPa，以上計算均滿足要求。 此節(jié)的有關計算參考了《汽車車橋設計》中關于半軸的計算的內(nèi)容。 4.5　半軸的結(jié)構(gòu)設計及材料與熱處理 為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。半軸的破壞形式多

57、為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)，且取相同花鍵參數(shù)以簡化工藝。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線花鍵用得較廣，但也有采用矩形或梯形花鍵的。 半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。半軸的熱處理過去都采用調(diào)質(zhì)處理的方法，調(diào)質(zhì)后要求桿部硬度為HB388—444(突緣部分可降至HB248)。近年來采用高頻、中頻感應淬火的口益增多。這種

58、處理方法使半軸表面淬硬達HRC52～63，硬化層深約為其半徑的1／3，心部硬度可定為HRC30—35；不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在HB248～277范圍內(nèi)。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得十分顯著。由于這些先進工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳(40號、45號)鋼的半軸也日益增多。 第五章 驅(qū)動橋殼的設計 驅(qū)動橋課的主要功用是支撐汽車質(zhì)量，并承受由車輪傳來的路面的反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體 驅(qū)動橋殼

59、應滿足如下設計要求： 1）應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力． 2）在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質(zhì)量以提高汽車行駛平順性． 3）保證足夠的離地間隙． 4）結(jié)構(gòu)工藝性好，成本低． 5）保護裝于其上的傳動部件和防止泥水浸入． 6）拆裝，調(diào)整，維修方便． 考慮的設計的是載貨汽車，驅(qū)動橋殼的結(jié)構(gòu)形式采用鑄造整體式橋殼。 圖5-1　整體式橋殼 a)鑄造式　b)鋼板沖壓焊接式 5.1 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 通?？刹捎们蚰T鐵、可鍛鑄鐵或鑄鋼鑄造。在球鐵中加入1.7%的鎳，解決了球鐵低溫（-41°C）沖擊值急劇降低的問題，

60、得到了與常溫相同的沖擊值。為了進一步提高其強度和剛度，鑄造整體式橋殼的兩端壓入較長的無縫鋼管作為半軸套筒，并用銷釘固定。如圖5-1所示，每邊半軸套管與橋殼的壓配表面共四處，由里向外逐漸加大配合面的直徑，以得到較好的壓配效果。鋼板彈簧座與橋殼鑄成一體，故在鋼板彈簧座附近橋殼的截面可根據(jù)強度要求鑄成適當?shù)男螤?，通常多為矩形。安裝制動底板的凸緣與橋殼住在一起。橋殼中部前端的平面及孔用于安裝主減速器及差速器總成，后端平面及孔可裝上后蓋，打開后蓋可作檢視孔用。 另外，由于汽車的輪轂軸承是裝在半軸套管上，其中輪轂內(nèi)軸承與橋殼鑄件的外端面相靠，而外軸承則與擰在半軸套管外端的螺母相抵，故半軸套管有被拉出的傾

61、向，所以必須將橋殼與半軸套管用銷釘固定在一起。 圖5-2 鑄造整體式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu) 鑄造整體式橋殼的主要優(yōu)點在于可制成復雜而理想的形狀，壁厚能夠變化，可得到理想的應力分布，其強度及剛度均較好，工作可靠，故要求橋殼承載負荷較大的中、重型汽車，適于采用這種結(jié)構(gòu)。尤其是重型汽車，其驅(qū)動橋殼承載很重，在此采用球鐵整體式橋殼。 除了優(yōu)點之外，鑄造整體式橋殼還有一些不足之處，主要缺點是質(zhì)量大、加工面多，制造工藝復雜，且需要相當規(guī)模的鑄造設備，在鑄造時質(zhì)量不宜控制，也容易出現(xiàn)廢品，故僅用于載荷大的重型汽車。 5.2 橋殼的受力分析與強度計算 選定橋殼的結(jié)構(gòu)形式以后，應對其進行受力分析，選擇其端面

62、尺寸，進行強度計算。 汽車驅(qū)動橋的橋殼是汽車上的主要承載構(gòu)件之一，其形狀復雜，而汽車的行駛條件如道路狀況、氣候條件及車輛的運動狀態(tài)又是千變?nèi)f化的，因此要精確地計算出汽車行駛時作用于橋殼各處的應力大小是相當困難的。在通常的情況下，在設計橋殼時多采用常規(guī)設計方法，這時將橋殼看成簡支梁并校核某些特定斷面的最大應力值。我國通常推薦：計算時將橋殼復雜的受力狀況簡化成三種典型的計算工況，即當車輪承受最大的鉛錘力（當汽車滿載并行駛與不平路面，受沖擊載荷）時；當車輪承受最大切應力（當汽車滿載并以最大牽引力行駛和緊急制動）時；以及當車輪承受最大側(cè)向力（當汽車滿載側(cè)滑）時。只要在這三種載荷計算工況下橋殼的強度特

63、征得到保證，就認為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的。 在進行上述三種載荷工況下橋殼的受力分析之前，還應先分析一下汽車滿載靜止于水平路面時橋殼最簡單的受力情況，即進行橋殼的靜彎曲應力計算。 參考文獻 [1] 劉惟信 編著.汽車車橋設計 .北京：清華大學出版社，2004 [2] 徐顥 主編.機械設計手冊（第3，4卷）.北京：機械工業(yè)出版社，1991 [3] 吉林大學 王望予 主編.汽車設計(第四版).北京:機械工業(yè)出版社，2004 [4] 吉林大學 陳家瑞 主編.汽車構(gòu)造(下冊).北京:機械工業(yè)出版社，2005 [5] 朱孝錄 主編.齒輪傳動設計手冊.北京：化學工業(yè)出

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