553 Kd1080型載貨汽車后橋總成設(shè)計（有exb圖）

553 Kd1080型載貨汽車后橋總成設(shè)計（有exb圖）,553,Kd1080型載貨汽車后橋總成設(shè)計（有exb圖）,kd1080,載貨,汽車,后橋,總成,設(shè)計,exb 河 南 科 技 大 學(xué) 畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文） 題目 KD1080型載貨汽車設(shè)計（后橋總成設(shè)計） 姓 名 ＿ 劉 洋＿ 院 系 車輛與動力工程學(xué)院 專 業(yè) ＿ 車輛工程＿＿ 指導(dǎo)教師 ＿＿ 曹青梅＿＿＿ 2010年06月01日 畢業(yè)設(shè)計（論文）包含內(nèi)容及裝訂順序 1. 畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書 2. 中英文摘要（含關(guān)鍵詞） 3. 目錄 4. 前言 5. 正文 6. 結(jié)論 7. 參考文獻(xiàn) 8. 致謝 9. 附錄 10. 外文資料譯文 Kd1080型載貨汽車后橋總成設(shè)計 摘 要 本設(shè)計為中型載貨汽車的后橋總成設(shè)計。在本設(shè)計中后橋?yàn)轵?qū)動橋，是汽車傳動系主要總成之一，具有承載車身和驅(qū)動汽車的功用。后橋設(shè)計應(yīng)滿足汽車動力性，經(jīng)濟(jì)性的要求，并符合汽車運(yùn)動學(xué)規(guī)律。 根據(jù)本車的各項(xiàng)具體參數(shù)，經(jīng)過必要的論證分析，確定了本次所設(shè)計的驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)方案。后橋采用非斷開式驅(qū)動橋殼，單級螺旋錐齒輪主減速器，對稱式圓錐行星齒輪差速器，半浮式支承半軸，驅(qū)動車輪為四個，后橋采用軸承為圓錐滾子軸承。在已知主傳動比的情況下，選擇準(zhǔn)螺旋錐齒輪主減速器齒輪的型式，目的是為了降低成本,并且工作平穩(wěn)，噪聲小。對稱式圓錐行星齒輪差速器結(jié)構(gòu)簡單，使用可靠。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，所受載荷較大。圓錐滾子軸承承載能力強(qiáng)，且有利于主減速器齒輪副調(diào)整。 在說明書的計算部分，說明了主要參數(shù)選擇的依據(jù)，對主減速器，差速器，半軸和驅(qū)動橋殼進(jìn)行了尺寸和強(qiáng)度計算。此外，還計算了主減速器支撐軸承的壽命。本文提供了關(guān)于以上計算的詳細(xì)計算依據(jù)、步驟和計算數(shù)據(jù)。 關(guān)鍵詞：驅(qū)動橋，半軸齒輪，差速器，半軸 DESIGN OF REAR AXLE FOR MEDIUM GOODS VEHICLE ABSTRACT The aim of this project is to design the rear axle for the medium goods vehicle. The rear axle acts as the driving axle in this project., which is used to bear the frame and drive the car. The design of the rear axle should meet with the requirement of the performance of power and economic, and the same time, it must be accord to the principle of the mechenics of vehicle. According the specific parameters of the driving system and necessary reasoning, this rear axle conclude the integrated driving axle housing, the main drive of single spiral bevel gear ,the differential with taper planetary gear, the half axle and so on. There are four driving wheel and the bearings that the rear axle used are both taper roller bearings. With the provision of the drive ratio, the spiral bevel gear is selected in this design, which aimed to minimize the cost and make little noise. The differential with the symmetric taper planetary has a relatively simple structure, and it is reliable. The calculation section of this paper is mainly concerning about the physical dimension of the gear of the main drive and the differential,the driving axle, and the strength proofread of it. In addition, the strength proofread of it. In addition, the life of the bearing of the main drive is also calculated in this section.Majority of computations basis,the step and the estimated data for these project and advanced in paper. KEY WORDS: Driving axle, Hypoid gear, Differential, Axle shaft 目 錄 前 言 ..................................................1 第一章 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)方案分析..............................2 第二章 主減速器的設(shè)計................................4 §2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式和選擇......................4 §2.2主減速比的確定.................................4 §2.3主減速器齒輪計算載荷的確定........................5 §2.4主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇...................8 §2.5主減速器齒輪的強(qiáng)度校核.......................11 第三章 差速器的設(shè)計 ....................................26 §3.1差速器的結(jié)構(gòu)形式的選擇........................26 §3.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計.............. 26 第四章 驅(qū)動車輪的傳動裝置 ...............................32 §4.1半軸概述...................................32 §4.2半軸的設(shè)計計算...............................32 第五章 驅(qū)動橋橋殼........................................36 第六章 結(jié)論......................... .... . . ......41 參考文獻(xiàn).................................................42 致謝.....................................................43 前 言 汽車的驅(qū)動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運(yùn)動學(xué)所要求的差速功能；同時，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或承載式車身之間的鉛垂力、縱向力和橫向力及其力矩。 在一般的汽車結(jié)構(gòu)中，驅(qū)動橋包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。 汽車傳動系的總?cè)蝿?wù)是傳遞發(fā)動機(jī)的動力，并使之適應(yīng)于汽車行駛的需要。砸死一般汽車的機(jī)械式傳動中，有了變速器還不能完全解決發(fā)動機(jī)特性與汽車行駛要求間的矛盾和結(jié)構(gòu)布置上的問題。首先是因?yàn)榻^多大數(shù)的發(fā)動機(jī)在汽車上是縱向安置的，為使其轉(zhuǎn)矩能傳給左、右驅(qū)動車輪，必須由驅(qū)動橋的主減速器來改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，同時還得由驅(qū)動橋的差速器來解決左、右驅(qū)動車輪的差速要求及轉(zhuǎn)矩分配問題。 本課題所設(shè)計的是8噸中型載貨汽車后橋總成，要求傳動平穩(wěn)高效，要求最大車速100 km/h ，最小離地間隙240mm。設(shè)計思路可分為以下幾點(diǎn)：首先選擇初始方案，KD1080屬于中型貨車，采用后橋驅(qū)動，所以設(shè)計的驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)需要符合中型貨車的結(jié)構(gòu)要求；接著選擇各部件的結(jié)構(gòu)形式；最后選擇各部件的具體參數(shù)，設(shè)計出各主要尺寸。單級主減速器采用弧齒錐齒輪，差速器采用對稱式行星齒輪差速器，整體式橋殼。 汽車驅(qū)動橋設(shè)計涉及的機(jī)械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設(shè)計到所有的現(xiàn)代機(jī)械制造工藝。因此，通過對汽車驅(qū)動橋的學(xué)習(xí)和設(shè)計實(shí)踐，可以更好的學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計與機(jī)械設(shè)計的全面知識和技能。所以這次設(shè)計將對將來的學(xué)習(xí)工作有著深遠(yuǎn)影響。 第一章 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)方案分析 驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩,并將動力合理地分配給左、右驅(qū)動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。 驅(qū)動橋設(shè)計應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： a)所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 d)在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率。 e)在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應(yīng)盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動協(xié)調(diào)，對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應(yīng)與轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動協(xié)調(diào)。 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋。當(dāng)驅(qū)動車輪采用非獨(dú)立懸架時，應(yīng)該選用非斷開式驅(qū)動橋；當(dāng)驅(qū)動車輪采用獨(dú)立懸架時，則應(yīng)該選用斷開式驅(qū)動橋。因此，前者又稱為非獨(dú)立懸架驅(qū)動橋；后者稱為獨(dú)立懸架驅(qū)動橋。獨(dú)立懸架驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)叫復(fù)雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 斷開式驅(qū)動橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動橋的明顯特點(diǎn)在于前者沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅(qū)動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運(yùn)動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨(dú)立懸掛相匹配，故又稱為獨(dú)立懸掛驅(qū)動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側(cè)的驅(qū)動車輪由于采用獨(dú)立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應(yīng)地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應(yīng)擺動。 由于斷開式驅(qū)動橋及與其相配的獨(dú)立懸掛的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故這種結(jié)構(gòu)主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上。 其結(jié)構(gòu)如圖1-1所示： 圖 1-1 斷開式驅(qū)動橋 普通非斷開式驅(qū)動橋，由于結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結(jié)構(gòu)。他們的具體結(jié)構(gòu)、特別是橋殼結(jié)構(gòu)雖然各不相同，但是有一個共同特點(diǎn)，即橋殼是一根支承在左右驅(qū)動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。本設(shè)計根據(jù)所定車型及其動力布置形式（前置后驅(qū)）采用了非斷開式驅(qū)動橋。 其結(jié)構(gòu)如圖1-2所示： 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 1-2 非斷開式驅(qū)動橋 第二章 主減速器的設(shè)計 §2.1主減速器的結(jié)構(gòu)形式和選擇 主減速器是根據(jù)齒輪類型、減速形式以及主、從動齒輪的支承形式不同分類的。對于最常見的主減速器齒輪——普通螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪來說，在模數(shù)已定的情況下，從動齒輪的齒數(shù)越少，則它的直徑就越小，并由此使主減速器的垂向輪廓尺寸也越小，但是齒輪的選擇是有一定范圍的。在給定的主減速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足驅(qū)動橋下面的離地間隙要求，則可選用雙極主減速器。由于單級主減速器能滿足驅(qū)動橋下的離地間隙和強(qiáng)度的要求，所以采用單極主減速器。 §2.2主減速比的確定 對于有很大功率儲備的轎車，的值應(yīng)能滿足汽車達(dá)到最高車速時發(fā)動機(jī)正發(fā)出大功率。設(shè)發(fā)動機(jī)發(fā)出最大功率時車速為，最高車速為，則 所以= 式中：—車輪的滾動半徑，0.416m； —變速器最高檔傳動比，1； —最高車速， 小齒輪齒數(shù)少，可減少外廓尺寸，但齒數(shù)過少，會增加運(yùn)動的不均勻性和動載荷；可見小鏈輪的齒數(shù)不宜取的過少。但是又不宜取的過大。綜合考慮取13，大鏈輪取58。此時。 §2.3主減速器齒輪計算載荷的確定 由于汽車行駛時傳動系載荷的不確定性，因此要準(zhǔn)確的算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（、）的較小者，作為載貨汽車在強(qiáng)度計算中用以驗(yàn)算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。上述的計算載荷為最大轉(zhuǎn)矩，而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。汽車的類型很多，形使工況又非常復(fù)雜，但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定。 §2.3.1以發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比計算從動齒輪的載荷 以發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比計算從動齒輪的載荷的公式為： 式中： ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，； ——由發(fā)動機(jī)至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； ——傳動系上述傳動部分的傳動效率； ——由于“猛結(jié)合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)； ——汽車的驅(qū)動橋數(shù)目； 上式各個參數(shù)的確定： ：385 ； ：變速器一檔傳動比； ：傳動效率，； ：對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速的各類汽車取=1； ：這次設(shè)計的載貨汽車是后橋單橋驅(qū)動，所以=1。 代入上式得： 。 §2.3.2以驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)來計算從動齒輪的載荷 以驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)來計算從動齒輪的載荷的公式為： 式中： ——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，； ——輪胎對地面的附著系數(shù)； ——汽車加速時的負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)； ——車輪的滾動半徑, ； ——為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間按的傳動效率； ——為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間按的傳動比。 上述各參數(shù)的確定： ：商用車的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)1.1～1.2之間，此時為重型載貨汽車，所以可取1.2； ：依照參考車型為8000×9.8×0.52%=41600 ； ：對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85； ：取0.416mm; ：因?yàn)闆]有輪邊減速，所以=1； ：因?yàn)闆]有輪邊減速，所以=1。 將上述參數(shù)帶入式中，得； 計算載荷； 因?yàn)榘l(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時所得的計算載荷，小于驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時所得的計算載荷，所以主減速器齒輪的計算載荷應(yīng)取按照發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時所得的計算載荷，即： 計算載荷； §2.3.3按照平均牽引力來計算從動齒輪的載荷 主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩為： 式中： ——汽車滿載總質(zhì)量，； ——所牽引的掛車的滿載總質(zhì)量，，僅用于牽引車的計算； ——道路滾動阻力系數(shù)； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)； ——汽車或汽車列車的性能系數(shù)； 其他參數(shù)、、、等見、下的說明。 式中各參數(shù)的確定： ：8000×9.8=78400； ：因僅用于牽引車的計算，所以此處為0； ：道路條件按“一般條件”，即是Ⅱ級公路，此時在0.015～0.020中來取，因現(xiàn)代高速公路的迅速發(fā)展，公路條件也有很大的改善，所以此處可取0.02； ：按照汽車平均爬坡能力來算，載貨汽車在0.05～0.09中來取，依上述，本次設(shè)計的載貨汽車的動力性能較好，所以此處可取0.09； ，當(dāng)時，取=0，此處，所以=0； 其他參數(shù)、、、等見、下的說明。 將上述參數(shù)代入式得： 計算載荷； §2.4主減速器齒輪參數(shù)的確定 在現(xiàn)代汽車的驅(qū)動橋上，應(yīng)用最廣泛的主減速齒輪是“格里森”制或“奧利康”制螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。在本次設(shè)計中，螺旋錐齒輪采用的是“格里森”制齒輪。 §2.4.1螺旋齒錐齒輪參數(shù)的確定 主減速器螺旋錐齒輪從動齒輪的端面大端模數(shù)，可根據(jù)該齒輪上述的計算轉(zhuǎn)矩(選擇、中較小者)，按照經(jīng)驗(yàn)公式選出； 式中： m——從動錐齒輪的端面大端模數(shù)，㎜; ——計算轉(zhuǎn)矩，. 式中各參數(shù)的確定： ：取、中較小者，即11304.53。 帶入式中得： 取m=6. 主從動齒輪齒數(shù)的選擇應(yīng)遵循以下原則： 1、 為了磨合均勻，、應(yīng)避免有公約數(shù)； 2、 為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，對于載貨汽車齒數(shù)之和應(yīng)不小于； 3、 對于普通的雙級主減速器，第一級主動錐齒輪齒數(shù)可選的較大，約在9~15范圍內(nèi)；第二級圓柱齒輪傳動的齒數(shù)和可選在范圍內(nèi)； 4、 對于載貨汽車，傳動比在1.5~1.75時，推薦主動錐齒輪最小齒數(shù)=14，允許齒數(shù)范圍12~16； 依據(jù)以上原則， 螺旋錐齒輪傳動主動齒輪齒數(shù)=13從動輪齒數(shù)=53， 依，可求出，。 在選擇齒寬時，通常對于汽車工業(yè)來說，推薦主減速器圓錐齒輪的齒寬采用如下： 將=348代入式中得=53.9，取=54。一般習(xí)慣是螺旋錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪的齒面.寬稍大，使其在大齒輪輪齒兩面都超出一些。通常小齒輪的齒面寬加大10%較為適合。則大齒輪齒面寬54，小齒輪齒面寬。59.4，取58。 依據(jù)上述螺旋錐齒輪基本參數(shù)的確定，可以計算出螺旋錐齒輪的各個參數(shù)，列表如下： 表2-1 圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算用表 號 項(xiàng)目 計算公式 計算結(jié)果 單位 1 主動齒輪數(shù) 2 從動齒輪數(shù) 3 端面模數(shù) mm 4 齒面寬 mm 5 齒工作高 mm 6 齒全高 mm 7 法向壓力角 度 8 軸交角 度 9 節(jié)圓直徑 mm 10 節(jié)錐角 度 11 節(jié)錐距 mm 12 周節(jié) mm 13 齒頂高 mm 14 齒根高 mm 15 徑向間隙 mm 16 齒根角 度 17 面錐角 度 18 根錐角 度 19 外圓直徑 mm 20 節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 mm 21 理論弧齒厚 mm 22 齒側(cè)間隙 mm 23 螺旋角 度 24 螺旋方向 主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋 25 驅(qū)動齒輪 小齒輪 26 螺旋方向 向齒輪背面看去，主動齒輪為順時針，從動齒輪為逆時針 §2.5主減速器齒輪的強(qiáng)度校核 §2.5.1齒輪的損壞形式及壽命 齒輪損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。汽車驅(qū)動橋齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。下表給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值，破壞的循環(huán)次數(shù)為： 表2-3 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力表 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 單位 最大輸入轉(zhuǎn)矩和最大附著轉(zhuǎn)矩中的較小者 700 2800 980 平均計算轉(zhuǎn)矩 210.9 1750 210.9 實(shí)踐證明，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(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸入轉(zhuǎn)矩和最大附著轉(zhuǎn)矩并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計算時只能用它來驗(yàn)算最大應(yīng)力，不能用來作為疲勞損壞的依據(jù)。 §2.5.2主減速器圓弧齒錐齒輪的強(qiáng)度計算 （1）“格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算 在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其輪齒上的假定單位壓力即單位齒長上的圓周力來估算，即按下式： 式中： ——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩者當(dāng)中載荷工況小的進(jìn)行計算，; ——從動齒輪的齒面寬，。 如上所述，按發(fā)動機(jī)計算轉(zhuǎn)矩較小，所以應(yīng)作為計算式的轉(zhuǎn)矩，即得下式： 式中的參數(shù)如上述所示，按照一般計算經(jīng)驗(yàn)，可載貨汽車可只計算Ⅰ檔和直接檔時單位齒長上的圓周力。 將=385、、=1、=58代入上式得： Ⅰ檔時： 1120.534 ； 直接檔時 。 許用單位齒長上的圓周力可依據(jù)下表： 表2-4 載貨汽車許用單位齒長上的圓周力表 單位 Ⅰ擋 直接擋 1429 250 N/mm 因?yàn)棰駲n時： 1120.534 ＜=1429；直接檔時：＜=250，所以圓弧齒螺旋錐齒輪的強(qiáng)度合格。 （2）圓弧齒螺旋錐齒輪的輪齒彎曲強(qiáng)度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪的計算彎曲應(yīng)力為： 式中： ——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，；對于從動齒輪，按照、兩者中間較小者和計算；對于主動齒輪還需要將上述計算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動齒輪上； ——超載系數(shù)； ——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關(guān)。當(dāng)端面模數(shù)時，； ——載荷分配系數(shù)，兩個齒輪均為騎馬式時，取1.00～1.10；當(dāng)一個齒輪用騎馬式支撐時，取1.10～1.25。支撐剛度大時取小值； ——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1； ——計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，它綜合考慮了齒形系數(shù)。 、——同上所述。 對于主動錐齒輪按照峰值載荷計算時各個參數(shù)的確定： ：2534.65; ：對于一般載貨汽車來說取1； ：0.697； ：可取1.25； ：可取1； ：查綜合系數(shù)圖表取0.29； ：58; ：6。 將上述各參數(shù)帶入式中，得，小于許用彎曲應(yīng)力，所以合格。 對于主動錐齒輪按照平均計算載荷時各個參數(shù)的確定： ：846; ：對于一般載貨汽車來說取1； ：0.697； ：可取1.25； ：可取1； ：查綜合系數(shù)圖表取0.29； ：58; ：6。 將上述各參數(shù)帶入式中，得，小于許用彎曲應(yīng)力小于許用彎曲應(yīng)力，所以合格。 對于從動錐齒輪按照峰值載荷計算時各個參數(shù)的確定： ：11304.5; ：對于一般載貨汽車來說取1； ：0.697； ：可取1.25； ：可取1； ：查綜合系數(shù)圖表取0.18； ：54; ：6。 將上述各參數(shù)帶入式中，得，小于許用彎曲應(yīng)力小于許用彎曲應(yīng)力，所以合格。 對于從動錐齒輪按照平均計算載荷時各個參數(shù)的確定： ：3776; ：對于一般載貨汽車來說取1； ：0.697； ：可取1.15； ：可取1； ：查綜合系數(shù)圖表取0.29； ：54; ：6。 將上述各參數(shù)帶入式中，得，小于許用彎曲應(yīng)力小于許用彎曲應(yīng)力，所以合格。 （3）圓弧齒螺旋錐齒輪的輪齒接觸強(qiáng)度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪的計算接觸應(yīng)力為： 式中： ——材料的彈性系數(shù)， ； ——主動錐齒輪的分度圓直徑，； ——主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，；對于主動齒輪還需要將從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動齒輪上； ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1； ——計算接觸應(yīng)力用的綜合系數(shù)，它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用位置、輪齒間的載荷分配、有效齒寬及慣性系數(shù)等因素的影響，可有圖表查的。 、、、——同下說明。 主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等，所以只計算主動齒輪即可。 按照峰值載荷計算時各個參數(shù)的確定： ：對于鋼制齒輪副取232.6； ：78； ：2534; ：對于一般載貨汽車來說取1； ：可取1； ：可取1； ：可取1.25； ：可取1； ：查綜合系數(shù)圖表取0.15； ：58。 將上述各參數(shù)帶入式中，得，小于許用彎曲應(yīng)力，所以合格。 按照平均計算載荷時各個參數(shù)的確定： ：對于鋼制齒輪副取232.6； ：78； ：846; ：對于一般載貨汽車來說取1； ：可取1； ：可取1； ：可取1.25； ：可取1； ：查綜合系數(shù)圖表取0.15； ：58。 將上述各參數(shù)帶入式中，得，小于許用彎曲應(yīng)力，所以合格。 §2.5.4主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點(diǎn)。這次選擇的汽車主減速器齒輪的材料為：，此材料也可用在差速器齒輪當(dāng)中。由于用的材料為低碳鋼，為了得到表面硬，芯部韌的齒輪，應(yīng)對齒輪進(jìn)行滲碳、淬火、回火處理，經(jīng)過熱處理后輪齒表面硬度達(dá)到58～64，芯部硬度達(dá)到29～45，滲碳層深度為1.2～1.6 。 §2.5.5主減速器軸承的計算 軸承的計算主要是計算軸承的壽命。在依據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步選定軸承的型號后計算軸承的壽命。影響主減速器軸承使用壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗(yàn)算軸承壽命之前，首先應(yīng)求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 （1）作用在主減速器螺旋齒主動錐齒輪上的力的計算 為了計算作用在主減速器螺旋齒主動錐齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。事件證明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式求得： 式中： 、、…——變速器在各擋的使用率，可參考下表； 、、…——變速器各擋傳動比，參看下表； 、、…——變速器各擋時的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率，可參看表； 其他參數(shù)如上述所示。 Ⅰ擋 Ⅱ擋 Ⅲ擋 Ⅳ擋 倒擋 6.93 3.58 1.91 1 6.77 7.64 4.27 2.6 1.59 0.82 50 60 70 70 70 將=385及上表中的各值帶入得： 451 主動錐齒輪上的圓周力、軸向力及徑向力的計算公式為： 上三式中： ——錐齒輪受的徑向力； ——錐齒輪受的圓周力； ——錐齒輪受的軸向力； ——錐齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑； 、、、如上述所示。 式中各參數(shù)的確定： ——按照下式確定，；其中、為主從動齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑，為從動齒輪的分度圓直徑，為從動齒輪的節(jié)錐角，為從動齒輪齒面，、為主從動齒輪的齒數(shù)。將上述各個參數(shù)帶入得分別=295.3，=66.2； ——451 、、如表所示。 將各個參數(shù)帶入式中、、中得： =13627 =8927.6 =-34.4 （2） 主減速器螺旋齒主錐動齒輪軸上軸承載荷的計算及校核 軸承、的分別選擇單列圓錐滾子軸承7218E、7322E，其徑向載荷分別為： 式中： 、、、如上所示。 各參數(shù)帶入式、中，得： =5230 =12394 軸承、的派生軸向力為： 式中： ——為各軸承的徑向力； ——為軸承的軸向系數(shù)。 各參數(shù)的確定： ：5230 ：12394 ：軸承、均為1.7。 將各參數(shù)代入式中得出軸承的派生軸向力為： =1538 =3645 因?yàn)椋?，所以軸承被放松，軸承被壓緊。對于圓錐滾子軸承，由軸承被放松，所以其軸向力為其派生軸向力；軸承被壓緊，所以其軸向力為軸承的派生軸向力加上齒輪的軸向力其軸向載荷分別為： =1538 =+=11286 軸承的當(dāng)量動載荷為： 式中： 、——如上述所示； ——徑向系數(shù)； ——軸向系數(shù)。 各個參數(shù)的確定： ：5230 ：12394 ：1538 ：11286 、：對于單列圓錐滾子軸承來說，時，=1，=0；時，=0.4，=1.7；對于軸承，，所以=1，=0；對于軸承，時，=0.4，=1.7；其中0.546=0.546 將上述各參數(shù)帶入式中得： =5230 =24144 軸承的額定壽命為： 式中： ——額定動載荷，； ——載荷系數(shù)； ——軸承的計算轉(zhuǎn)速，； ——壽命指數(shù)； ——當(dāng)量動載荷，。 各個參數(shù)的確定： ：軸承為188.92KN，軸承為444.32KN； ：對于車輛取1.2～1.8，取1.3； ：可根據(jù)汽車的平均行駛速度計算，對于載貨汽車可取為30～35，因?yàn)楝F(xiàn)代高速公路的發(fā)展，此時可取35。帶入公式，則可得到主減速器主動錐齒輪軸上的轉(zhuǎn)速為967.8； ：對于滾子軸承??； ：=5230，=24144。 代入式中，則 =554291 =95254 對于=95254來說，按照一天24小時，一年365天計算能工作10.9年，所以軸承的壽命是合格的。 （3） 作用在主減速器中間軸上齒輪的力的計算 由于齒輪傳動時，主動齒輪上的圓周力、軸向力和徑向力分別與從動齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力是作用力與反作用力，但此時需考慮傳動效率。上面已經(jīng)計算出了作用在主動圓錐齒輪上的力，且圓錐齒輪副的傳動效率為0.97，所以作用在從動圓錐齒輪上的力為： =11402 =-33.4 =9455 主動圓柱齒輪所受的圓周力、徑向力和軸向力分別為： 式中： ——作用在主動圓柱斜齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩，； 、——參看表。 式中各個參數(shù)確定： ：2643； 、——參看表。 將上述各參數(shù)帶入式、、中得： = 45187 = 17178 = 13626 （4） 主減速器中間軸上軸承壽命的計算 如圖所示，軸承、的選擇單列圓錐滾子軸承7315E，其徑向載荷分別為： 式中： 、、、、、、、如上所示；、、、、尺寸如上圖所示。 各參數(shù)帶入式、中，得： =11232 =24658 軸承、的派生軸向力的計算同式， 各參數(shù)的確定： =11232 =24658 ：軸承、均為1.7。 將各參數(shù)帶入得出軸承的派生軸向力為： =3304 =7252 因?yàn)?+，所以軸承D被放松，軸承C被壓緊。對于圓錐滾子軸承，由軸承D被放松，所以其軸向力為其派生軸向力；軸承C被壓緊，所以其軸向力為軸承D的派生軸向力加上齒輪的軸向力其軸向載荷分別為： = -=20911 =7252 軸承的當(dāng)量動載荷為： 式中： 、——如上述所示； ——徑向系數(shù)； ——軸向系數(shù)。 各個參數(shù)的確定： ：11232 ：24658 ：20911 ：7252 、：對于單列圓錐滾子軸承來說，時，=1，=0；時，=0.4，=1.7；對于軸承，，所以=0.4，=1.7；對于軸承，時，=1，=0； 將上述各參數(shù)帶入式中得： =11232 =18534 軸承的額定壽命為： 式中各參數(shù)如式下所示。 式中各個參數(shù)的確定： ：軸承、為237000； ：對于車輛取1.2～1.8，取1.3； ：主減速器主動錐齒輪軸上的轉(zhuǎn)速為 967.8，則可得到主減速器從動錐齒輪軸上的轉(zhuǎn)速為557.2； ：對于滾子軸承??； ：=11232，=18534。 代入式中，則 =320846 ，=65531 對于=65531來說，按照一天24小時，一年365天計算能工作7.4年，所以軸承的壽命是合格的。 第三章 差速器的設(shè)計 汽車行駛運(yùn)動學(xué)的要求和實(shí)際的車輪、道路及其相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左、右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程常常是不相等的，這樣會導(dǎo)致輪胎過早磨損、無益地消耗功率和燃料及使驅(qū)動車輪軸超載等，有時還會因?yàn)椴荒馨此蟮乃矔r中心轉(zhuǎn)向而使操縱性變壞。為了消除由于左、右驅(qū)動車輪在運(yùn)動學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪之間都裝有差速器，以保證汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時能以相應(yīng)的不同轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，從而滿足汽車行駛運(yùn)動學(xué)的要求。 §3.１差速器的結(jié)構(gòu)形式的選擇 汽車差速器的種類很多，在選擇時應(yīng)當(dāng)從所設(shè)計的汽車類型及其使用條件出發(fā)，使所選用的那種結(jié)構(gòu)形式的差速器，能夠滿足該型汽車在給定使用條件下的使用性能要求。本次設(shè)計的載貨汽車屬于公路運(yùn)輸車，由于路面較好，各驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)幾乎沒有差別，且附著較好，因此采用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。它結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)，制造方便，成本低，應(yīng)用廣泛。 §3 .2對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計 §3.2.1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 本次設(shè)計的汽車采用4個行星齒輪。 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背面的球面半徑，它決定了行星齒輪的安裝尺寸。球面半徑可按下面經(jīng)驗(yàn)公式確定： 式中： ——行星齒輪球面半徑系數(shù)； ——計算轉(zhuǎn)矩，取峰值載荷中較小的； 各參數(shù)的確定： ：通常在2.52～2.99之間選擇； ： 11304； 將參數(shù)代入式中得：=57。 差速器預(yù)選節(jié)錐距為： 代入，得： =55.86~56.43； 為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強(qiáng)度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不小于10。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之間。在圓錐行星齒輪式差速器中，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。本次設(shè)計選擇=20。為了得到差速器齒輪磨合均勻，可選行星齒輪齒數(shù)為=13。 依據(jù)初選的齒數(shù)可求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角： ； 式中： 、——分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。 將上面初步確定的齒數(shù)帶入式中得： 在按下式可初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)： 將上面確定的參數(shù)帶入式中得： =4.7。 為了得到足夠高的齒輪強(qiáng)度，可選擇=5.5?？傻玫?65.6，則球面半徑=34.87～35.22，可選擇35。 汽車差速器齒輪壓力角大都選擇，齒高系數(shù)選擇0.85。 依據(jù)上述基本參數(shù)的確定，可得到汽車差速器齒輪的幾何尺寸，列表如下： 表3-1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項(xiàng)目 計算公式 計算結(jié)果 1 行星齒輪齒數(shù) 13 2 半軸齒輪齒數(shù) 20 3 模數(shù) 5.5 4 齒面寬 5 齒工作高 8.8 6 齒全高 12.1 7 壓力角 8 軸交角 9 節(jié)圓直徑 10 節(jié)錐角 11 節(jié)錐距 65.6 12 周節(jié) 17.28 13 齒頂高 14 齒根高 15 徑向間隙 1.7 16 齒根角 17 面錐角 18 根錐角 19 外圓直徑 ? 20 節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣直徑 21 理論弧齒厚 22 齒側(cè)間隙 0.1 23 弦齒厚 24 弦齒高 25 驅(qū)動齒輪 差速器行星齒輪 ` §3.2.2差速器齒輪的強(qiáng)度計算 差速器齒輪主要進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計算，因?yàn)樾行驱X輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，只有左右驅(qū)動車輪有轉(zhuǎn)速差時行星齒輪和半軸之間才有相對滾動，所以對于疲勞壽命不予考慮。 汽車差速器的彎曲應(yīng)力為： 式中： ——半軸齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，； ——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關(guān)。當(dāng)端面模數(shù)時，； ——載荷分配系數(shù)，兩個齒輪均為騎馬式時，取1.00～1.10；當(dāng)一個齒輪用騎馬式支撐時，取1.10～1.25。支撐剛度大時取小值； ——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1； ——計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，它綜合考慮了齒形系數(shù)； ——模數(shù)； ——行星齒輪數(shù)； ——半軸齒輪齒寬； ——半軸齒輪大端分度圓直徑； 利用峰值載荷計算時，各個參數(shù)的確定： ：計算式為時，為峰值中的較小者，為11304，帶入可得6782 ； ：0.61； ：剛度較好，可取1； ：可取1； ：查綜合系數(shù)圖表，取0. 225； ：5.5。 ：4； ：19.7； ：110； 代入式，按計算時， 小于，故合格； 利用平均載荷計算時，各個參數(shù)的確定： ：當(dāng)計算式為時， =，帶入可得； 、、、、、、、同上按峰值載荷計算。 代入式，得：小于，故合格。 第4章 驅(qū)動車輪的傳動裝置 驅(qū)動車輪的傳動裝置位于傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器的半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。在一般的非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，半軸將差速器的半軸齒輪和車輪的輪轂連接起來。 §4．1半軸概述 半軸的形式主要取決于半軸的支撐形式。普通的非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端支撐形式或受力狀況的不同可分為半浮式、浮式和全浮式三種。 本次設(shè)計選用全浮式半軸。 §4．2半軸的設(shè)計計算 §4.2.1半軸計算載荷的確定 從前面載荷確定可知，按峰值來確定載荷時，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋確定的載荷小于按驅(qū)動車輪在良好的路面上開始滑轉(zhuǎn)確定的載荷，所以半軸計算載荷的確定也按照發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋來確定。其確定的公式為： 式中： ——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)； 、、、同上述所示。 各參數(shù)的確定： ：對于圓錐行星齒輪差速器可取0.6； ：0.9； 、、同上述所示。 將各個參數(shù)代入式中得： =7139.7。 §4.2.2半軸的強(qiáng)度校核 （1）半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力計算 式中： ——半軸桿部直徑，； ——半軸的計算載荷，。 各個參數(shù)的確定： ：44； ：7139.7。 將各個參數(shù)代入式中得：。半軸扭轉(zhuǎn)的許用應(yīng)力，在通常的設(shè)計中常使半軸的強(qiáng)度儲備低于驅(qū)動橋其他傳遞轉(zhuǎn)矩零件的強(qiáng)度儲備，使半軸起到類似電路中“保險絲”的作用，所以上面所計算的半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力校核合格。 （2） 半軸花鍵的剪切應(yīng)力齒側(cè)擠壓應(yīng)力的計算 花鍵選擇矩形花鍵，花鍵規(guī)格：。 花鍵的剪切應(yīng)力： 花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力： 式中： ——半軸花鍵軸外徑，； ——相配的花鍵孔內(nèi)徑，； ——花鍵齒數(shù)； ——花鍵工作長度，； ——花鍵齒寬，； ——載荷分布的不均勻系數(shù)； ——同上。 式各個參數(shù)的確定： ：花鍵軸外徑為48； ：花鍵軸底徑=42； ：100； ：8； ：可取0.75； ：同上。 將各個參數(shù)代入式中得：，剪切許用應(yīng)力，由于剪切許用應(yīng)力小于剪切許用應(yīng)力，所以合格。 ，齒側(cè)擠壓應(yīng)力，由于齒側(cè)擠壓應(yīng)力小于許用齒側(cè)擠壓應(yīng)力，所以合格。 （3） 半軸最大扭轉(zhuǎn)角校核 最大扭轉(zhuǎn)角公式為： 式中： ——半軸長度，； ——材料的剪切彈性模量，； ——半軸橫截面積的極慣性矩；。 各個參數(shù)的確定： ：600； ：80000； ：，按直徑為44確定，則為367968 ：同上。 將各個參數(shù)帶入式中得：=，則單位長度的最大扭轉(zhuǎn)角為，單位長度的最大許用扭轉(zhuǎn)角為/m，所以合格。 第5章 驅(qū)動橋橋殼 驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，本次設(shè)計的是中型載貨汽車，采用的是非斷開式驅(qū)動橋，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。橋殼的結(jié)構(gòu)形式有三種，即可分式橋殼、整體式橋殼和組合式橋殼，重型載貨汽車適合采用鑄造整體式橋殼。鑄造整體式橋殼的兩端壓入較長的無縫鋼管作為半軸套管，并用銷釘固定。 驅(qū)動橋橋殼受力分析和強(qiáng)度計算 橋殼形狀復(fù)雜，而汽車的行駛條件如道路狀況、氣候條件及車輛的運(yùn)動狀態(tài)等又是千變?nèi)f化的，因此要精確的計算汽車行駛時作用于橋殼各處應(yīng)力的大小時很困難的。我國通常推薦：計算時將橋殼復(fù)雜的受力狀況簡化成三種典型的計算工況，即是當(dāng)車輪承受最大的鉛垂力時；當(dāng)車輪承受最大切向力時；以及當(dāng)車輪承受最大側(cè)向力時。只要在這三種載荷計算工況下橋殼的強(qiáng)度得到保證，就認(rèn)為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的。 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計算 橋殼按靜載荷計算時，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩為： 式中： ——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，； ——車輪（包括輪轂、制動器等）的重力，； ——驅(qū)動車輪輪距，； ——驅(qū)動橋殼上兩鋼板彈簧座中心間的距離，。 式中各個參數(shù)的確定： ：4160×9.8=40768； ；因?yàn)檐囕喌闹亓h(yuǎn)小于，而且設(shè)計時不易準(zhǔn)確的預(yù)計，當(dāng)沒有數(shù)據(jù)時可以忽略； ：1.645； ：1.271。 將上述各參數(shù)帶入式中得： =3811.8。 靜彎曲應(yīng)力為： 式中： ——危險端面處（鋼板彈簧座附近）橋殼的垂向彎曲截面系數(shù)； 的確定： （=116，=120，=106，=100） 代入式中得： =38.89。 橋殼的許用應(yīng)力為300～500。所以靜載荷下合格。 橋殼在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強(qiáng)度計算 汽車在不平路面上高速行駛時，橋殼除了承受靜止?fàn)顟B(tài)下那部分載荷外，還承受附加的沖擊載荷。在這兩種載荷總的作用下，橋殼所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力為： 式中： ——動載荷系數(shù)，對載貨汽車取2.5。 代入式中得：=97.225小于橋殼的許用應(yīng)力，所以在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼也合格。 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強(qiáng)度計算 后驅(qū)動橋殼在作用鋼板彈簧之間的垂向的彎矩為： 式中： ——汽車加速行駛時質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)； 、、、——見式下的說明。 式中各參數(shù)的確定： ：計算公式為，在一些參數(shù)未知的情況下，對于載貨汽車去1.1～1.3之間，因?yàn)楸敬卧O(shè)計的載貨汽車的發(fā)動機(jī)動力性能較好，可取1.3； 、、、——見式下的說明。 將各個參數(shù)代入中得：=4955.3。 當(dāng)左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)矩不相等時，使橋殼也承受著水平方向的彎矩，其計算公式為： 式中各個參數(shù)如上述所示。 將各個參數(shù)代入式中得： =6784 橋殼還承受因驅(qū)動橋傳遞轉(zhuǎn)矩而引起的反作用力矩，這時兩個鋼板彈簧座之間的橋殼還承受著轉(zhuǎn)矩，為。 因?yàn)殇摪鍙椈勺浇鼮榫匦?，所以鋼板彈簧座附近端面的彎曲?yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： 式中： 、——分別為水平彎曲截面系數(shù)和扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)； 他們有下式確定： =116600（=10，=10） 將各個參數(shù)代入式、中得： =51.2 =33.6 橋殼的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為150～400，所以汽車以最大牽引力行駛時的橋殼彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，所以在這種載荷工況下是合格的。 汽車緊急制動時的橋殼強(qiáng)度計算 后驅(qū)動橋殼在作用鋼板彈簧之間的垂向的彎矩為： 式中： ——汽車緊急制動時質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)； 、、、——見式下的說明。 式中各參數(shù)的確定： ：計算公式為，在一些參數(shù)未知的情況下，對于載貨汽車取0.75～0.95之間，可取0.8； 、、、——見式下的說明。 將各個參數(shù)代入中得：=9789。 當(dāng)左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)矩不相等時，使橋殼也承受著水平方向的彎矩，其計算公式為： 式中： ——驅(qū)動車輪與地面附著系數(shù)，在0.75～0.8，由于道路條件的改善，此時取0.8。 其它各個參數(shù)如上述所示。將各個參數(shù)代入式中得：=7831 橋殼鋼板彈簧座之間還承受因因制動而引起的反作用力矩， =15240 將上面求出的參數(shù)帶入式、中得: =64.1 , =80.4 汽車緊急制動時的橋殼彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，所以在這種載荷工況下是合格的。 第六章 結(jié)論 本課題設(shè)計的KD1080貨車驅(qū)動橋，采用非斷開式驅(qū)動橋，由于結(jié)構(gòu)簡單、主減速器造價低廉、工作可靠，可以被廣泛用在各種輕型載貨汽車。 計介紹了后橋驅(qū)動的結(jié)構(gòu)形式和工作原理，計算了差速器、主減速器以及半軸的結(jié)構(gòu)尺寸，進(jìn)行了強(qiáng)度校核，并繪制了有關(guān)零件圖和裝配圖。 主減速器的設(shè)計采用了螺旋錐齒輪單級主減速器，具有工作平穩(wěn)，噪聲小，成本低等優(yōu)點(diǎn)。該設(shè)計采用對稱式錐齒輪差速器。它可以將轉(zhuǎn)矩平均分配給左右車輪，使其在良好路面上的行駛性能更好。并且滿足設(shè)計要求的同時，降低了后橋制造成本，有利于汽車生產(chǎn)的經(jīng)濟(jì)性。 本驅(qū)動橋設(shè)計結(jié)構(gòu)合理，符合實(shí)際應(yīng)用，具有很好的動力性和經(jīng)濟(jì)性，驅(qū)動橋總成及零部件的設(shè)計能盡量滿足零件的標(biāo)準(zhǔn)化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求，修理、保養(yǎng)方便，機(jī)件工藝性好，制造容易。 但此設(shè)計過程仍有許多不足，在設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸時，有些設(shè)計參數(shù)是按照以往經(jīng)驗(yàn)值得出，這樣就帶來了一定的誤差。另外，在一些小的方面，由于時間問題，做得還不夠仔細(xì)，懇請各位老師同學(xué)給予批評指正。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信.汽車車橋設(shè)計.北京：清華大學(xué)出版社，2003 [2] 徐　灝.機(jī)械設(shè)計手冊（3） 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995 [3] 余志生.汽車?yán)碚摗”本簷C(jī)械工業(yè)出版社，1995 [4] 余志生.汽車?yán)碚?第三版 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [5] 陳家瑞.汽車構(gòu)造（下冊）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002 [6] 東北工學(xué)院機(jī)械設(shè)計/機(jī)械制圖教研室.機(jī)械零件設(shè)計手冊.北京：冶金工業(yè) 出版社，1976 [7] 湘潭機(jī)電高等?？茖W(xué)校 劉小年.機(jī)械制圖（第二版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1999 [8] 王昆、何小柏、汪信遠(yuǎn).機(jī)械設(shè)計、機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計. 北京：高等教 育出版社，2005 [9