【畢業(yè)論文】微型貨車驅動橋設計【2014年汽車機械專業(yè)答辯資料】

哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） I 摘 要 驅動橋位于傳動系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和車架或車身之家的作用力。它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤其重要。當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須搭配一個高效、可靠的驅動橋，所以采用傳動效率高的單級減速驅動橋已經成為未來載重汽車的發(fā)展方向。驅動橋設計應主要保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。本設計根據給定的參數，按照傳統(tǒng)設計方法并參考同類型車確定汽車總體參數，再確定主減速器、差速器、半軸、和 橋殼的結構類型，最后進行參數設計并對主減速器主從動齒輪、半軸齒輪和行星齒輪進行強度以及壽命的校核。驅動橋設計過程中基本保證結構合理，符合實際應用，總成紀律部件的設計能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求，維修保養(yǎng)方便，機件工藝性好，制造容易。 關鍵詞 ： 微型貨車；驅動橋；主減速器；差速器 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） II Abstract Drive axle is at the end of the powertrain, and its basic function is increasing the torque and reducing the speed, bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance. Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency ,high benefit today ， heavy truck , must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck， developing tendency . drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition . According to the design parameters given , firstly determine the overall vehicle parametres in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters , then identify the main reducer , differential , axle and axle housing structure type , finally design the parameters of the main gear ,the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle ,we should ensure a resonable structure , practical applications, the standardization of parts , components and products ， univertiality and the seralization and change , convenience of repair and maintenance , good mechanical technology ,being easy to manufacture. Key words: light truck ； drive axle ； single reduction ；final drive 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） III 全套 資料 ， 扣扣 414951605 目 錄 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 緒 論 . 1 1.1 課題研究的意義和目的 . 1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 . 2 1.3 本論文研究 的主要內容 . 2 第 2 章 驅動橋方案擬定 .3 第 3 章 主減速器設計 .4 3.1 主減速器結構形式及選擇 .4 3.2 主減速器 主、從動錐齒輪的支承方案 .6 3.3 主減速 齒輪類型 .6 3.4 主減速器 從動錐齒輪基本參數的選擇與計算 .8 3.4.1 主減速器比的確定 .8 3.4.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 .8 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） IV 3.4.3 錐齒輪主要參數的選擇 . 10 3.4.4 主減速器錐齒輪的材料 . 13 3.4.5 主減速器弧齒錐齒輪的幾何尺寸計算 . 13 3.4.6 主減速器弧齒錐齒輪的強度計算 . 17 3.5 軸承疲勞壽命計算 . 22 第 4 章 差速器設 計 與計算 . 24 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的工作原理 . 25 4.2 差速器齒輪的主要參數選擇 . 26 4.3 差速器齒輪的材料 . 28 4.4 差速器齒輪幾何尺寸計算 . 28 4.5 差速器齒輪強度計算 . 32 4.5.1 差速器齒輪 彎曲疲勞強度計算 . 32 4.5.2 差速器齒輪 齒面疲勞強度 計算 . 33 第 5 章 半軸設計 與計算 . 36 5.1 半軸結構形式的選擇 . 36 5.2 半軸 基本參數計算與校核 . 37 5.3 半軸的材料選擇與熱處理 . 39 第 6 章 驅動橋橋殼的設計 . 40 6.1 橋殼的結構型式選擇 . 40 6.2 橋殼的 結構設計與計算 . 42 6.2.1 橋殼的靜彎曲應力 分析與 計算 . 42 6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 . 44 6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時橋殼的強度計算 . 44 6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 . 46 結論 . 49 參考文獻 . 50 致謝 . 51 附錄 . 52 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） V 附錄 1外文文獻中文翻譯 . 52 附錄 2外文文獻原文 . 54 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 1 - 第 1 章 緒論 1.1 論文研究的意義和目的 汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳著傳動系中最大的轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。驅動橋結構形式和設計參數除對汽車的可靠性和耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能入動力性、經濟型、平 順性、通過性、機動性和操作穩(wěn)定性等有直接的影響。另外，汽車驅動橋在汽車各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置、橋殼及各種齒輪。 由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械了部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造業(yè)幾乎要涉及到所有現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，也可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。 驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛形式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸架時 ，都是采用非斷開式（整體式）驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則配以斷開式驅動橋。與非斷開式驅動橋相比較，斷開式驅動橋能顯著減少汽車簧下質量，從而改善汽車行駛平順性，提高了平均行駛速度；減少了其側滑行駛時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；增加了汽車的離地間隙；由于驅動車輪與路面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，增強了車輪的抗側滑能力；若與之匹配的獨立懸架導向機構設計合理，可增加汽車不足轉向效應，提高了汽車的操作穩(wěn)定性。但其結構復雜，成本較高。斷開式驅動橋在乘用車和部分越野車上應用廣泛。非 斷開式驅動橋結構簡單，成本低，工作可靠，但由于其晃下質量較大，對汽車的行駛平順性和降低動載荷有不利的影響。 本設計中的微型貨車驅動橋由主減速器、差速器、車輪傳動裝置（半軸）和橋殼組成。 設計應滿足的基本要求： 1）適當的主減速比，以保證微型貨車在給定條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。 2）外廓尺寸要小，保證微型貨車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。 3）齒輪及其他傳動性工作平穩(wěn)，噪聲要小。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 2 - 4）在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率。 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，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的行駛平順性。 6）與懸架導向機構運動協(xié)調。 7）結構簡單，加工工藝好，制造容易，維修、調整方便。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 目前我國正在大力發(fā)展汽車產業(yè)，采用后輪驅動汽車的平衡性和操作性都將會有很大的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點，盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。如果變速器 出了故障對于后輪驅動的汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就有這個必要了，因為這兩個部件是坐在一起的。所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適、，從而帶來客觀的經濟效益。目前國內研究的重點在于：從橋殼的制造技術上尋求制造工藝先進、制造效率更高、成本低的方法；從減速器形式上將傳統(tǒng)的中央單級減速器發(fā)展到現(xiàn)在的中央及輪邊雙級減速器或雙級主減速器結構；從齒輪加工形式上車橋內部的主從動齒輪、行星齒輪及圓柱齒輪逐漸采用精磨加工，以滿足汽車高速行駛要求及法規(guī)對于噪聲的控制要求。 1.3 本論文研究 的主要內容 （ 1）完成微型貨車基本參數的選擇； （ 2）汽車驅動橋方案擬定； （ 3）主減速器、差速器、半軸及橋殼等部件的設計計算及校核。 第 2 章 驅動橋結構方案擬定 由 于 要 求的是載貨汽車的后驅動 橋，要涉及這樣的一個級 別的驅動橋，一般選用非 斷開式驅動橋與非獨立懸 架相適應。該 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 3 - 種形式的驅動橋是一根支撐在左右驅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安裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。 圖 2-1 斷開式驅動橋 圖 2-2 非斷開式驅動橋 第 3 章 汽車主減速器設計 3.1 主減速器的結構形式及選擇 主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。 1)單級主減速器可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點，但是其主傳動比不能太大，一般0i 7，一般位于 3.5-6.7，太大的傳動比將會使從動錐齒輪的尺寸過大，影響驅動橋殼下的離地間隙，使從動齒輪熱處理困難 ,離地間隙越小，汽車的 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 4 - 通過性就越差，這 也限制了從動錐齒輪的最大尺寸。 2)雙級主減速器是由第一級圓錐齒輪副和第二級圓錐齒輪副或第一級圓錐齒輪副和第二級圓錐齒輪副所組成。采用雙級主減速器可達到兩種目的：一是可以獲得較大的傳動比 6 至 10，其二是采用雙級主減速器后，第二級的傳動比可以小一些，由此，第二級的從動齒輪尺寸在差速器安裝尺寸允許的情況下可相應減小，由此減少了橋殼的外形尺寸增加了離地間隙，而雙級主減速器的重量及制造成本都比單級主減速器要高得多。 3）雙速主減速器內有齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。汽車在良好路面上行駛時，使用較小的傳動比。它與五 檔變速器配合使用，可使汽車有十個檔位，使汽車獲得良好的使用性能。同時，改減速器的成本也相當高的。 4）單級主減速器加論辯減速器：越野車、重型礦用自卸車和重型貨車需要減速比更大的驅動橋，同時也要很大的離地間隙，因此發(fā)展了輪邊減速器。于是驅動橋分成兩次減速具有兩個減速比（主減速器傳動比和輪邊減速比）。相對這時的主減速器傳動比要比沒有輪邊減速器的傳動比要小得多。其結果是驅動橋中央部分的外形尺寸減小很多，相對地面增加了離地間隙。同時，在主減速器后河輪邊減速器前的零件如差速器、半軸等載荷大大減少，其零件尺寸也相應的減 小。它能縮短橋中心到連接傳動軸凸緣間的距離，能減少傳動軸的夾角。當然這種減速器復雜，制造裝配精度要求高，成本自然也是普通主減速器的幾倍。 綜上所述，中央單級主減速器還有以下特點： （ 1）結構最簡單，制造工藝簡單，成本較低，是驅動橋的基本類型，其在重型汽車上占有重要地位。 （ 2）貨車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展趨勢，使得驅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動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率 提高，易損件減少，可靠性提高。 根據以上信息，針對微型貨車在主減速比小于 6 的情況下，應盡量選用單級減速器驅動橋所以此設計采用中央單級減速器驅動橋，再配以鑄造整體式驅動橋。其結構見圖 3-1。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 5 - 圖 3-1 單級主減速器 3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中必須保證主從、動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除去齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器的殼體的剛度以外，還與軸承的支承剛度密切相關。 1） 主動錐齒輪的支承 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，見圖 3-2 、圖 3-3 所示。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 6 - 圖 3-2 懸臂式 圖 3-3 跨置式 懸臂式支承結構的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度 a 和增加兩支承間的距離凸 b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離 b 應大于 2.5 倍的懸臂長度 a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的 70還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸 a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。 3.3 主減速器的齒輪類型 汽車主減速器廣泛采用的是弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪和蝸輪蝸桿等多種形式。 弧齒錐齒輪傳動：制造簡單，廣泛應用在汽車主減速器上。一對 弧齒錐齒輪嚙合時，輪齒并不在全場上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)的轉向另一端，并至少有兩隊以上的輪齒同時嚙合，所以它比直齒輪能承受更大的載荷，而且平穩(wěn)無聲。但其對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便是工作條件急劇變壞，伴隨磨損、噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將軸承頂緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 雙曲面齒輪傳動與弧齒錐齒輪傳動不同之處在于主從動軸線不相交而有一偏移距 E。由于存在偏移距，從而主動齒輪螺旋角 1 與從動論螺旋角 2 不等，且 1 2 。此時兩齒輪切向力 與 之比，可根據嚙合面上法向力彼此相等的條件求出 。 （ 3-1） 設 與 分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑，雙曲面的傳動比 為 （ 3-2） 對于圓弧錐齒輪傳動，其傳動比 ，令 K=cos / ,則 （ 3-3） 系數一般為 1.251.5。這說明當雙曲面齒輪尺寸與弧齒錐齒輪尺寸相當 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 7 - 時，雙曲面?zhèn)鲃佑懈蟮膫鲃颖?；當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪比弧齒錐齒輪有較大直徑，較高的齒輪強度及較大的主動齒輪軸和軸承剛度；當傳動比和主動齒輪尺寸一定時，雙曲面從動錐齒輪直徑比相應螺旋齒輪小，也讓離地間隙較大。 雙曲面齒輪副在工作過程中，除了有沿齒高方向側向滑動之外，還有沿齒長方向的縱向滑動。縱向滑動可改善齒輪的磨合過程，并使其工作安靜平滑。然而縱向滑 動可使摩擦損失增加，降低傳動效率，因而偏移距 E 不應過大。雙曲面齒輪傳動齒面間大的壓力和大的摩擦功，可能導致油膜破壞和吃面燒結咬死。因此，雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和避免齒面燒結的特殊雙曲面潤滑油。 考慮到生產條件、材料問題以及經濟性問題，我們選擇采用弧齒錐齒輪。 3.4 主減速器從動齒輪基本參數的選擇與計算 3.4.1 主減速比0i的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及檔變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油經濟性都有直接影響。 0i 的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌?0i下功率平衡來研究 0i 對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數做最佳匹配的方法來選擇 0i 值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃油經濟性。 本設計中主減速比0i=4.11 3.4.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 汽 車主減速器錐齒輪有格里森和奧利康兩種切齒方法，本設計中按照格里森齒制錐齒輪計算載荷。 按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 niiKiTK ed 0f1ce m a xT （ 3-4） mmri rG 2,2cs mT （ 3-5） cfT=ni rmm rtF （ 3-6） 式中 : eMaxT 發(fā)動機最大轉矩 eMaxT=78 N.m； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 8 - eTc 發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時作用在主減速器從動齒輪上的計算轉矩； csT 驅動車輪滑轉時作用在主減速器從動齒輪上的計算轉矩； cfT 主減速 器從動齒輪上的平均計算轉矩； G 汽車傳動系效率 G=0.95； dK 動載系數 dK=1 n 該汽車的驅動橋數 1n 1i 變速器最低檔傳動比 1i =3.429 K 液力變矩器變矩系數 K=1 2G 汽車后軸對地面的荷重 aG 汽車滿載質量 aG= 15500N 。 2G = tF / 2m = aG /2 2m （ 3-7） 代入數據得到 2G =7045.45N tF 地面對車輪的作用力； tF=7750N 2m 汽車加速行駛的質量轉移系數 2m =1.1； 輪胎對地面的附著系數 =0.85； r 車輪滾動半徑 50.24rr cm； mi 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率 mi=1 m 主減速器主動齒輪到車輪之間按的傳動效率 m=0.9 tF 地面作用在車輪上的轉矩 tF=7750N 把以上數據分別代入（ 3-4）（ 3-5）（ 3-6）得 ： eTc=1099.27 N m csT=1613.83N m cfT= =2109.72 N m 由式（ 3-4）和 (3-5)求的計算轉矩，是作用到從動錐齒輪上的最大轉矩，是作用在從動錐齒輪上的最大轉矩，不同于日常行駛平均轉矩。當計算錐齒 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 9 - 輪最大應力時，計算轉矩cT應取前面兩種的較小值，即cT=mineTc eTc，故主減速器齒輪的計算載荷：cT=1099.27N.m。 主動錐齒輪的計算轉矩為： Gi 0ZTcT （ 3-8） 式中： ZT 主動錐齒輪計算轉矩， 0i 主減速比 G 主從動錐齒輪之間的傳動效率，對于弧齒錐齒輪，G取 95%； 計算得 ZT =281.54N.m 3.4.3 錐齒輪主要參數的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動錐齒輪齒數 1Z 和 2Z 、從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 和端面模數sm、主從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 、雙曲面齒輪副的偏移距 E、中點螺旋角 、法向壓力角 等。 1、主從動錐齒輪齒數 1Z 和 2Z 選擇主從動錐齒輪齒數時應考慮以下因素： a) 為了磨合均勻， 1Z 和 2Z 之間應避免有公約數； b) 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主動錐齒輪齒數和應不少于 40； c) 威樂嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車， 1Z 一般不少于 9；對于一般商用車， 1Z 一般不少于 6； d) 主傳動比0i較大時， 1Z 盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙； e) 對于不同的主傳動比， 1Z 和 2Z 應有適宜的搭配； 根據上述條件：取 1Z =9和 2Z =37 故可以重新確定汽車的主減速比：0i= 2Z / 1Z =37/9=4.11 根據新的主減速比重新確定汽車的主減速器計算載荷： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 10 - niiKiTK ed 0f1ce m a xT =989.34N.m 2、從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 和端面模數sm 對于單級主減速器，增加尺寸 2D 會影響驅動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小 2D 會影響跨置式主動錐齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 2D 根據經驗公式初選，即 2D = 3cD TK 2 （ 3-9） 式中： 2D 從動錐齒輪大端分度圓直徑（ mm）； 2DK 直徑系數，一般為 13.015.3，取值為 15 cT 從動 錐齒 輪 的計 算轉 矩（ N.m ） , cT=mineTc eTc ，cT=1099.27N.m。 故可算得， 2D =154.8mm sm由下式計算：sm= 2D / 2Z 可得sm=4.18；同時sm還應滿足sm= 3cmK T，式中 mK 為模數系列，取0.30.4。經計算得，sm=（ 0.30.4） 3 27.1099 =3.0964.128，根據國家標準模數（ GB1357-87）選擇模數sm=4，故 2D =4 37=148mm 3、主、從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 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齒下端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過下。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，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齒輪小段，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。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低 。 對于從動錐齒輪齒面寬 2b ，推薦不大于其節(jié)錐距 2A 的 0.3倍，即 2b 0.3 2A ，并且一般推薦 2b =0.155 2D 。對于弧齒錐齒輪， 1b 一般比 2b 大 10%。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 11 - 故齒面寬選擇為 2b =0.155 148=22.94mm 1b =22.94 1.1=25.23mm 4、中點螺旋角 螺旋角沿 齒寬是變化的，輪齒大端螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小?；↓X錐齒輪齒輪副的中點螺旋角是相等的。選擇 時，應考慮它對齒面重合度f、輪齒強度和軸向力大小的影響。 越大，則重合度f越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲就越低，而且輪齒的強度越高。一般f不小于 1.25，在 1.252.0時效果最好。但是 過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為035 040 .乘用車選用較大的 值以保證較大的齒面重合度，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的 值以防止軸向力過大嗎，通常取 035 5、螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的螺旋方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒因卡死而損傷。 本設計中選取主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋方向。 6、法向壓力角 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最少齒數，但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀 尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的輪齒，一般采用小的壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對與弧齒錐齒輪，商用車的 為 020 或 05.22 ，乘用車的 一般選用 05.14 或 016 。 本設計中選取法向壓力角 020 。 3.4.4 主減速器錐齒輪的材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳東西中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪材料應滿足如下要求： a) 具有高的彎曲疲勞強度和表面解除疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 b) 齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 12 - c) 鍛造性能、切削加工性能以及特處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 d) 選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金 鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、 20MnVB、 20MnTiB、 22CrNiMo 和 16SiMn2WmoV.滲碳合金鋼的主要優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般含碳量的質量分數為0.8%1.2%） ,具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部腳軟，具有良好的韌性。因此這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費有較高，表面硬化層以下的基底腳軟，在承受很大的壓力時可能產生塑性變 形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪再熱處理以及精加工后，做厚度為 0.0050.020mm 的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高 25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 3.4.5 主減速器弧齒錐齒輪的幾何尺寸計算 根據圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，并根據主減速器齒輪的基本參數選擇，已經確定的項目如下： 主動錐齒輪齒數： 1Z =9 從動錐齒輪齒數： 2Z =37 端面模數 sm=4 齒面寬 1b =22.94mm 2b = 25.23mm 法向壓力角 = 020 軸交角 = 090 節(jié)圓直徑 1D =sm 1Z= 4 9=36mm； 2D =sm 2Z=4 37=148mm。 需要確定的那個的項目如下： （ 1） 齒全高與齒工作高 齒全高 h= 2H gm 齒工作高 gmHg 1h 表 3-1 圓弧齒螺旋齒輪的 1H 、 2H 、aH 主動錐齒 （ 5） 6 7 8 9 10 11 12 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 13 - 輪齒數 從錐齒輪最小齒 數min2Z 34 33 32 31 30 29 26 法向壓力角 020 螺旋角 035 040 035 齒工作高系數 1H （ 1.430） 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.695 1.700 齒全高系數 2H （ 1.588） 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齒輪齒高系數aK （ 0.160） 0.215 0.270 0.325 0.308 0.435 0.490 0.46+212Z39.0 ）（ Z 根據表 3-1選齒工作高系數 1H =1.650，齒全高系數 2H =1.832。 故計算得 :齒工作高 sg mH1h =1.65 4 =6.6 齒全高 h= 2Hsm=1.832 4=7.33 (2)節(jié)錐角 379a rc t a na rc t a n 211 zz066.13 （ 3-10） 2 = 090 -1 = 090 - 066.13 = 034.76 （ 3-11） （ 3）節(jié)錐距 220 sin2 DA =034.76sin2148 =76.17mm （ 3-12） （ 4）周節(jié) t=3.1416sm=3.1416 4=12.57 （ 3-13） (5) 齒頂高 samKh 2=0.308 4=1.23mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 14 - 21h hhg =6.6-1.232=5.37mm （ 3-14） (6)齒根高 1h =h- 1h ； 2h =h- 2h （ 3-15） 1h =7.33-5.37=1.96mm； 2h =7.33-1.23=6.10mm (7)徑向間隙 c =h -gh （ 3-16） c =7.33-6.6=0.73mm (8)齒根角 1 =01arctan Ah ； 2 =02arctan Ah （ 3-17） 1 =17.7696.1arctan= 57arctan0.02 = 0472.1 2 =17.76 10.6arctan= 0arctan0.08 = 0574.4 (9)面錐角 01=1 + 2 ； 02= 2 +1 (3-18) 01= 066.13 + 0574.4 = 023.18 ； 02= 034.76 + 0472.1 = 081.77 （ 10）外圓直徑 01D= 1D + 11 cosh2 ； 02D = 2D + 22 cosh2 (3-19) 01D=36+2 5.37 cos 066.13 =46.44mm 02D=148+2 1.23 cos 034.76 =148.58mm (11)節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 11201 s in2x hD ； 22102 s in2x hD (3-20) 001 66.13s in37.5214 8x =72.73mm 002 34.76s in23.1236x =16.80mm (12)理論弧齒厚 21 sts ； s2 mSs k (3-21) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 15 - 根據表 3-2選擇kS=0.860 故有 44.34860.02 s ； 13.944.357.121 s 表 3-2 弧齒錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚kS 2z 1z 6 7 8 9 10 11 30 0.911 0.957 0.975 0.997 1.023 1.053 40 0.803 0.818 0.837 0.860 0.888 0.948 50 （ 0.748） 0.757 0.777 0.828 0.884 0.946 60 （ 0.715） （ 0.729） 0.777 0.828 0.883 0.945 （ 13）齒側間隙 根據表 3-3選取齒側間隙 B（ mm） 為： B=0.150mm 表 3-3“格里森制”弧齒錐齒輪推薦采用的齒側間隙 B 3.4.6 主減速器弧齒錐齒輪的強度計算 在選好主減速器錐齒輪的主要參數后，就可以根據所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據所確定的計算載荷進行強度校核，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。 輪齒損壞的形式主要有彎曲疲勞折斷，過載折斷，齒面點蝕及剝落 、齒面膠合、齒面磨損等。在實際設計中往往還要依據臺架和道路試驗及實際使用情況等來檢驗。 （ 1） 單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算， 2bp F (3-22) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 16 - 式中： p 輪齒上單位齒長的圓周力（ N/mm） ； F 作用在輪齒上的圓周力（ N）； 2b 從動齒輪齒面 寬（ mm） 。 按發(fā)動機最大轉矩計算時 321m a x 102 bnD ikiTkp fged (3-23) 式中： gi 變速器傳動比，常取一檔及直接檔進行計算； 1D 主動錐齒輪中點分度圓直徑（ mm） ； 其他符號同前。 取一檔時：gi =3.429 31023.25361 95.01429.317812 p=559.49N/mm 取直接檔時：gi=1 31023.25361 95.010.117812 p=163.17N/mm 按驅動輪打滑的轉矩計算時： 32222 102p mmribD rmG (3-24) 式中： 2G 驅動橋對水平地面的負荷， N 輪胎與地面的附著系數， =0.85 r 輪胎滾動半徑， 0.245m 2D 主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑， mm； 2m 汽車最大加速度時后軸負荷轉移系數，商用車： 1.11.2，取為1.1； mi 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； m 主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率； 其他符號同前。 2G =7045.45N 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 17 - 31095.023.25148 245.085.01.145.70452p =956.44N/mm 許用的單位齒長圓周力【 p】 見表 3-4。在現(xiàn)代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，【 p】 有時高出表中數值的 20%50%。對于不滿足需用單位齒長圓周力的情況可以通過改變材料的方法來滿足其要求。 表 4-4 許用單位齒長上的圓周力 （ 2） 輪 齒 彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為 3m0w 102 WsVSc b D JmK KKKT (3-25) 式中：w 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力（ Mpa） CT 所計算齒輪的計算轉矩（ Nm），對于從動齒輪：cT=mineTc eTc 對于主 動齒輪，cT還要按式（ 3-5）換算； 0K 過載系數，一般取 1； sk 尺寸系數，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關， 當 mmms 6.1，sk= 25.04.25 sm；當 mmms 6.1時，sk=0.5，本設計中sk=0.5 mk 齒面載荷分配系數，跨置式：mk=1.01.1，懸臂式：mk=1.001.25， Vk 質量系數，當齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時Vk=1.0,； B 所計算齒輪的齒面寬（ mm） D 所討論齒輪的大端分度圓直徑（ mm） WJ 所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，從圖 3-1 中可查詢得WJ=0.234 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 18 - 圖 3-1 用于壓力角 020 、螺旋角 035 、軸交角 090 的汽車用弧齒錐齒輪輪齒彎曲應力綜合系數 WJ 。 對于從動錐齒輪 ： 3m0w 102 WsVSc b D JmK KKKT= 310234.014894.2241 5.01.1127.10992 =380.5N/mm 對于主動錐齒輪： Gi 0ZTcT = 95.011.41099.27 =281.54N/mm 上述 ZT =mineTc eTc計算的最大彎曲應力不超過 700Mpa，因此本設計中的錐齒輪是可以達到彎曲強度要求的。 （ 3） 輪齒接觸強度 錐 齒輪輪齒的齒面接觸應力為 j= 3mS0Z1p 10bKKKT2C jvfJKKD (3-26) 式中：j 錐齒輪的齒面接觸應力（ Mpa） ； D1 為主動錐齒輪打斷分度圓直徑（ mm） ； B 取齒寬的較小值； mK 尺寸系數，它考慮了齒輪對淬透性的影響，通常取 1.0； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 19 - fK 齒面品質系數， 它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質，對于制造精確的齒輪，fK取 1.0； PC 綜合彈性系數，這里取為 231.6 21N /mm； jJ 齒面接觸強度綜合系數，根據圖 4-2取之為 0.123； 圖 3-2 接觸強度計算用綜合系數jJ（ 020 壓力角、 035 螺旋角） 故計算得 j= 310123.094.22111 . 10 . 512 8 1 . 5 42362 3 1 . 6 =67.38Mpa 上述按 mineTc eTc計算最大接觸應力不應超過 2800Mpa，主從動錐齒輪的齒面接觸應力是相同的。 3.5 軸承疲勞壽命計算 （ 1）軸承的選擇 選擇型號 7000C 型（ 015 ）角接觸球軸承 （ 2） 疲勞壽命計算 由 Tn =1500r/min V=wr=21.56 032.0 =0.069m/s zT =281.54 N m 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 20 - Fr=VTj =4080N 當量動載荷計算由型號已知 0C=15000N Fa= Frtan15 =1093.2N 0aCF =0.0729 查機械設計手冊： e=0.46 X=0.44 Y=1.23 P=X Fr +Y Fa=0.44 4080+1.23 1093.2=3039.8N hL =PfCpTfn6010 6 = 368.3 03 91 50 002.111 50 06010 =1111.5h Tn 最大轉矩對應的發(fā)動機轉速； V 軸承轉速； Fr 軸承受徑向力； Fa 軸承受軸向力； hL 軸承壽命。 第 4 章 差速器的設計與計算 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 21 - 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪 式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止差速器。 汽車在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內所滾過 的路程往往不等。轉彎時內外兩側車輪行程顯然不同，外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；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，也會引起左右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會 產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉，這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。威樂防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速器用來在兩軸間分配轉矩，并保證兩軸輸出軸有可能以不同的角速度轉動，差速器有多種形式，在此設計中匹配普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪， 4 個行星齒輪（少數汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪）行星齒輪軸（不少裝有 4 個行星齒輪的差速器采用十字軸結構），半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛的運用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上。 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 4-1 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的工作原理 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 22 - 圖 4-1 差速器差速原理 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同意半徑 r 上的 A、 B、 C 三點的圓周速度都相等（圖 4-1），其值為00r 于是021 ，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 除公轉外，還繞本身的軸 5 以角速度 4 自轉時（圖），嚙合點 A 的 圓 周 速 度 為 r401 rr ，嚙合點 B 的圓周速度為rrr 402 ；于是 )rr()r 404021 rrr （ 即 021 2 （ 4-1） 若角速度以每分鐘轉數 n 表示，則 021 2nnn （ 4-2） 式（ 4-2）為兩半軸齒輪直徑相等對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關，因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。 由式（ 4-2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半 軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。 4.2 差速器齒輪的主要參數選擇 （ 1）行星齒輪數 n 行星齒輪數 n 需要根據承載情況來選擇，在承載不大的情況下 n可取兩個，反之應取 n=4。在本設計中選擇 4個行星齒輪。 （ 2） 行星齒輪球面半徑bR 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 23 - 行星齒輪球面半徑bR反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據經驗公式來確定。 bR= 3bK dT (4-3) 式中：bK 行星齒輪球面半徑系數，bK=2.53.0，對于四個行星齒輪的乘 用車和商用車取小值，對于有兩個行星齒輪的乘用車及四個行星 齒輪的越野車何況用車取最大值；所以bK=2.5 dT 差速器計算轉矩（ Nm），dT=mineTc eTc； bR 球面半徑（ mm） . 故可計算得： bR= 3bK dT= 3 27.10992.5 =25.8（ mm） （ 4-4） 行星齒輪節(jié)錐距0A為 0A=（ 0.980.99）bR=25.2925.54（ mm） 取之為 25.32mm （ 3） 行星齒輪和半軸齒輪齒數 1Z 和 2Z 為了使輪齒有較高的強度，希望取得較大的模數，但尺寸會增大，于 是又要求齒數應取少些，但 1Z 一般不少于 10。半軸齒輪齒數 2Z 在 1425 之間選用。大多數汽車的半軸齒輪與行 星齒輪的齒數比 2Z / 1Z 在 1.52.0 之間范圍內，且半軸齒輪齒數和必須能被行星齒輪齒數整除。 查閱資料，經方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數比 2Z / 1Z =2，半軸齒輪齒數 2Z =24，行星齒輪的齒數 1Z =12。 （ 4） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1 、 2 及模數 m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角分別為 1 = )/arctan( 21 ZZ =arctan0.5= 056.26 （ 4-5） 2 = )/arctan( 21 ZZ = 043.63 （ 4-6） 錐齒輪大端的端面模數 m為 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 24 - m=110 sinZA2 =220 sinZA2 （ 4-7） 故計算得 m= 056.26s in9 32.252 =2.43 根據模數取 m=2.5 由 d=mz可計算得節(jié)圓直徑 1d =12 2.5=30mm 2d =24 2.5=60mm （ 5） 壓力角 汽車差速器齒輪大都采用壓力角為 ,03022 、齒高系數為 0.8的齒形，某些總質量較大的商用車采用 025 的壓力角，以提高齒輪強度。 本設計中采用 ,03022 的壓力角。 （ 6） 行星齒輪軸直徑 d及支承長度 L 行星齒輪軸直徑 d（ mm） 為 d= dc rn1.1 10T30 （ 4-8） 式中： 0T 差速器殼傳遞的轉矩（ Nm）； n 行星齒輪數； n=4 dr 行星齒輪支承面重點到錐頂的距離（ mm），約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半 ； c 支承面許用擠壓應力，取 98Mpa. 0T=max10 eTii=4.11 3.429 78=1099.27N.m dr=0.4 2d =0.4 60=24(mm) d=244981.1101099. 27 3 =10.31mm 行星齒輪在軸上的支承長度 L為： L=1.1d=1.1 10.31=11.34mm 4.3 差速器齒輪的材料 差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為 20CrMnTi、 20CrMoTi、 22CrMnMo 和 20CrMo 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 25 - 等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。 4.4 差速 器齒輪幾何尺寸計算 根據汽車差速器支持錐齒輪計算步驟，差速器齒輪基本參數的選擇已經王城的計算如下 ： 行星齒輪齒數： 1Z =12 半軸齒輪齒數： 2Z =24 差速器直齒錐齒輪模數： m=2.5 直齒錐齒輪壓力角： = ,03022 差速器直齒錐齒輪軸交角： 090 差速器直齒錐齒輪節(jié)圓直徑： 1d =12 2.5=30mm 2d =24 2.5=60mm 差速器直齒錐齒輪節(jié)錐角： 1 = 056.26 2 = 043.63 需要完成的計算步驟如下： （ 1）直齒錐齒輪的齒寬面 b=(0.250.30)0A （ 4-9） 取齒面寬系數為 0.27，得 b=0.27*25.32=6.84mm （ 2）齒工作高 gh=1.6m （ 4-10） =1.6*2.5=4mm (3)齒全高 h=1.788m+0.051=1.788*2.5+0.051=4.521mm (4)直齒圓錐齒輪周節(jié) t=3.1416m=3.1416*2.5=7.854mm (5)齒頂高 1h =gh- 2h ； （ 4-11） 2h =212 )(370.0430.0 ZZ m （ 4-12） 根據前述計算： 1h =4-1.036=2.694mm 2h =1.306mm (6)齒根高 1h =1.788m- 1h ； （ 4-13） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 26 - 2h =1.788m- 2h （ 4-14） 1h =1.788 2.5-2.694=1.751mm 2h =1.778 2.5-1.306=3.139mm (7)徑向間隙 C=h-gh=0.188m+0.051 （ 4-15） =0.188 2.5+0.051=0.521mm (8)齒根高 1 =01arctan Ah ； （ 4-16） 2 =02arctan Ah ； （ 4-17） 1 =32.25751.1arctan= 096.3 2 =32.25139.3arctan= 007.7 （ 9）直齒圓錐齒輪面錐角 01=1 + 2 ； （ 4-18） 02= 2 +1 （ 4-19） 01= 056.26 + 007.7 = 062.33 02= 043.63 + 096.3 = 039.67 （ 10）直齒錐齒輪根錐角 1g=1 -1 ； (4-20) 2g= 2 - 2 (4-21) 1g= 056.26 - 096.3 = 06.22 2g= 043.63 - 007.7 = 036.56 （ 11）直齒錐齒輪外圓直徑 01d= 1d +2 1h 1cos ； (4-22) 02d= 2d +2 2h 2cos (4-23) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 27 - 01d=30+2 2.694 056.26cos =34.82mm 02d=60+2 1.306 043.63cos =61.17mm (12)直齒錐齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 01=22d- 1h 1sin ； (4-24) 02=21d- 2h 2sin (4-25) 01=28.8mm 02=13.8mm (13)直齒錐齒輪理論弧齒厚 1S =t- 2S (4-26) 2S = mhht ta n)(2 21 (4-27) 根據下圖選?。?圖 4-1汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數（弧齒厚系數） 21/zz =12/24=0.5 根據上圖取值 =-0.048 根據上述公式得 2S = ）（ 5.2048.05.22t a n)306.1694.2(2854.7 0 =3.472mm 1S =t- 2S =7.854-3.472=4.382mm (14)直齒錐齒輪齒側間隙 選擇差速器直齒錐齒輪齒側間隙為 B=0.150mm （ 15）差速器錐齒輪弦齒厚 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 28 - X1S =1S -2d6 2131 BS ； (4-28) X2S = 2S - 2d6 2232 BS (4-29) X1S =4.382-2150.0306 382.4 23 =4.29mm X2S =3.427-2150.0606 427.3 23 =3.35mm 4.5 差速器齒輪強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪形式不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。 4.5.1 齒根彎曲疲勞強度計算 輪齒彎曲應力w（ Mpa） 為： w=32s 10TK2 Jnmbk kvm (4-30) 式中： n 行星齒輪數； J 綜合系數，其值可根據 4-2圖選取； 2b 半軸齒輪齒寬， mm 2d 半軸齒輪大端分度圓直徑， mm CT 半軸齒輪計算轉矩（ N.m），C T=0.60T； sk、 mk 、vk按照主減速器齒輪強度計算的有關轉矩選取。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 29 - 圖 4-2 壓力角為 05.22 汽車差速器用直齒錐齒輪的彎曲計算用綜合系數 根據上圖，選取 J=0.223；CT=0.6*1099.27=659.56N.m；sk=0.5； mk =1.1； vk =1.0； m=2.5；2b =6.84mm； 2d =60mm；n=4； 故計算得： w= 3104223.06084.65.20.1 1.10 . 527.1 0 992 =1321.2Mpa 當0T= mincsceTT時， w=1500Mpa， 因此，本設計中差速器齒輪的彎曲強度達到要求。可以通過修改其基本參數或者通過采用較先進的材料來改善其強度。 4.5.2 齒面接觸疲勞強度計算 由于錐齒輪的各個截面的齒廓大小不同，受載后的變形不同，故直齒錐齒輪傳動的強度計算比較復雜，為簡化計算可近似的認為 一對直齒錐齒輪傳動和位于齒寬中點處的當量圓柱齒輪的強度相等，整個嚙合過程載荷由一對齒承擔，即無重合度的影響；這樣直齒錐齒輪傳動的強度計算就可以引用支持圓柱齒輪傳動的相應公式。 直齒圓錐齒輪的當量齒輪齒面接觸強度 驗算公式： H = HZ EZ Zv2e u1b211 vvv udKT H (4-31) 1VT 當量小齒輪傳遞的名義轉矩； 1Vd 當量小齒輪分度圓直徑； 1Vu 當量齒數比。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 30 - 式中： 代入 R =Rb ， b為齒寬 R為外錐距； 1Vd=1cosd 1m=1md uu21 = u uR2115.01d 1VT=1Tu2u1 1Vu=utan 2 =u2 be=0.85b=2185.0 21 udR 重合度為 1時，疲勞強度校核公式： H = HZ EZ udTRR 31215.01k71.4 H （ 4-32） H =HNHS Zim 1l （ 4-33） u 齒數比 2u ； 1T 計算轉矩 1T =281.54Nm ； 1d 行星齒輪節(jié)圓直徑 mmd 82.341 ； k -載荷系數 k = AKK vK=2.24； AK 使用系數 AK =1； K 齒向載荷分布系數 K=1.6； vK 圓錐齒輪強度計算用質量系數 vK=1.4； 1 、 2 分別為行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角； H 、 H 分別為齒面接觸強度和許用強度； imHl 接觸疲勞極限 取imHl=1300Mpa； HZ 節(jié)點區(qū)域系數 HZ =2.5； EZ 彈性系數 EZ =190MPa； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 31 - Z 重合度系數 Z=1； 1NZ、2NZ 壽命系數 1NZ=2NZ=1； HS 安全系數 HS =1。 代入式得 H =190 5.2 242.38496.0496.05.01 54.28124.271.4 32 =145Mpa 代入式得 H =HNHS Z 1lim = 1 11300 =1300Mpa H H 疲勞強度設計公式： 1d uT RR 213 5.01 k71.4 32 H HE ZZ （ 4-34） 代入數據 1d = 24 96.04 96.05.0154.2 812 . 2471.423 3 213005.2190 =13.94mm 選用系列尺寸符合要求。 第 5 章 驅動半軸的設計 驅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矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋，車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。 5.1 結構形式的選擇 半軸根據其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、 3/4 浮式和全 浮式三種形式。 半浮式半軸結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，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。半浮式半軸結構接單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。 3/4 浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅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與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載荷情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車和輕型貨車上。 全浮式半軸的結構特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪 轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 32 - 承受轉矩，作用域驅動橋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的半軸法蘭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 570Mpa。全浮式半軸主要用于中、重型貨車上。 a)半浮式 b)3/4 浮式 c)全浮式 圖 5-1 半軸結構形式簡圖及受力情況 設計半軸的主要尺寸是其直徑，在設計時首先可根據對使用條件和載荷工況相同或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。 計算時首相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： 縱向力 2X (驅動力或制動力 )最大時，其最大值為 2G ，附著系數 在計算時取 0.85，沒有側向力作用； 側向力 2Y 最大時，其最大值為 12G （發(fā)生于汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向附著系數 1 在計算時取 1.0，沒有縱向力作用； 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dw Kg )G 2 （，其中wK為車輪對地面的垂直載荷，dK為動載荷系數，這是不考慮縱向力和側向力作用。 由于車輪承受的縱向力 2X ,側向力 2Y 值的大小手車輪與地面最大附著力的限制，即有 2G = 2222 YX 故縱向力最大時不會有側向力作用，而側向力最大時也不會有縱向力作用。 5.2 半軸基本參數計算及校核 經方案論證，本設計中采用全浮式半軸。半軸 結構設計中主要應注意以下幾個問題： 半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底經，以便使半軸各部分基本達到等強度；半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在設計中應盡量增大各過 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 33 - 渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的國度部分，以減小應力集中；當桿部較粗且凸緣也大時，可采用花鍵連結的結構；設計全浮式半軸桿部的強度儲備應低于驅動橋其他傳動零件的強度儲備，使半軸起一個“熔絲”的作用，全浮式半軸直接安裝于車輪，應視為保安件。 全浮式半軸的桿部直徑可按下式初步選取 d = 3MK (5-1) 式中： d 半軸桿部直徑（ mm） M 半軸計算轉矩（ N.m） K 直徑系數，取為 0.2050.218 M= rrG22m21 (5-2) 代入數據，可計算得M=806968N.mm d=(0.2050.218) 3 806968 =19.0920.30mm 取值為 d=20mm 半軸的扭轉切應力， =3dM16 (5-3) 式中： 半軸扭轉切應力 D 半軸直徑 故計算得 =330.214.3 10806.96816 =513.99Mpa M pa)588490（ 半軸的扭轉角為： )180(l PGIM (5-4) -扭轉角（ m/0 ） ； l-半軸長度（ m） ,參考同類型車輛，取值為 615mm G 材料的切變模量，這里取之為 80Gpa pI-半軸斷面的極慣性矩，pI= 32/d4 pI= 32/2014.3 4 =15700 4mm 帶入可計算得： )14.3180(10157001080 615968.806 129 =2.27 m/0 半軸計算時的許用應力與所選用的材料、加工方法，熱處理工藝及汽車的使 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 34 - 用條件有關。當采用 C r M n M oVBMM n B 40,n40,40,4 0 C r ,40號及 45號鋼管等作為全浮式半軸的材料時，其扭轉屈服極限達到 784Mpa 左右。在保證安全系數在1.31.6范圍時，半軸扭轉許用應力可取為 490588Mpa. 對越野車、礦用汽車等使用條件差的汽車，應該 取較大的安全系數，這時需用應力應取小值；對于使用條件較好的公路汽車則可取較大的許用應力。當傳遞最大轉矩時，半軸花鍵剪切應力不應超過 71.05Mpa，擠壓應力不應該超過 196Mpa,半軸單位長度的最大轉角不應大于 8 m/0 。 5.3 半軸的材料與熱處理 為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做的粗些，并適當地見小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加，通常取 10齒（轎車半軸）至 18 齒（載貨汽車半軸）。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應 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，外端凸緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為花鍵連接的結構，且取相同花鍵參數以簡化工藝。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線花鍵用的較廣，但也又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C r M n T iC r M n S iC r M o AC r M n S iC r M n M oCr 35,35,40,40,40,40 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制處理的方法，調質后要求桿部硬度為 HB388 444（凸緣部分可將至 HB248）。近年來采用高頻、中頻感應淬火的增多。這種處 理方法使半軸表面淬火硬度達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)（凸緣等）的硬度可定在 HB248-277 范圍內。由于硬化層的本身強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸凸緣根部過度圓角等工藝，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 50號）鋼的半軸也日益增多。 第 6 章 驅動橋結與設計 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 35 - 驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，并承受由車輪傳 來的路面的反力和反力矩，并經懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體。 6.1 橋殼的結構型式選擇 a)可分式橋殼 可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直結合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央結合面處的一圈螺栓連成一個整體。其特點是橋殼制造工藝簡單、主減速器軸承支撐剛度好，但對主減速器的裝配、調整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這種所謂兩端可分式橋殼見于輕型汽車上 ，由于上述缺點現(xiàn)已很少采用。 b)整體式橋殼 整體式橋殼的特點是將整個橋殼支撐一個整體，橋殼猶如以整體的空心梁，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器軍裝在獨立的主減速器殼里，構成單獨的總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起，使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)都十分方便。 整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和光管擴張成形式三種。 c)組合式橋殼 將主減速器殼作為橋殼中間部分，而在其兩端壓入無縫鋼管，再用銷釘或塞焊 于與固定而成。組合式橋殼同樣具有可分式橋殼所具有的軸承座剛度好的優(yōu)點，同時由于其后端有課拆裝的后蓋，主減速器及差速器均由后蓋孔處裝入，因此使拆裝、調整主減速器及差速器比可分式橋殼方便。與整體式橋殼相比，組合式橋殼較小，故橋殼質量小，另外組合式橋殼對加工精度要求較高，整個橋殼的剛度比整體式差。 驅動橋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生附加彎曲應力， 2）在保證強度和剛度的前提下，盡量減少質量以提高汽車行駛平順性， 3）保證足夠的離地間隙， 4）結構工藝性 好，成本低， 5）保護裝于其上的傳動部件和防止泥水侵入， 6）拆裝、調整、維修方便。 考慮設計的是微型載貨汽車，驅動橋殼的結構形式采用組合式橋殼。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 36 - a)鑄造式 b）鋼板沖壓焊接式 圖 6-1 整體式橋殼示意圖 圖 6-2 組合式橋殼示意圖 6.2 橋殼的結構設計與計算 選定橋殼的結構形式以后，應對其進行受力分析，選擇其端面尺寸，進行強度計算。 汽車驅動橋的橋殼是汽車上的主要承載構件之一，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)又是千變萬化的，因此要精確的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，這是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手里狀況簡化成三種典型的計算工況，即當車輪承受最大的鉛垂力（當汽車滿載行駛于不平路面，受沖擊載荷）時；當車輪承受最大切應力（當汽車滿載并以 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 37 - 最大牽引力行駛并緊急制動）時；以及當車輪承受最大側向力（當汽車滿載側滑）時。只要在這三種載荷計算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盈利計算。 6.2.1 橋殼的靜彎曲應力分析與計算 橋殼猶如一空心橫梁，兩端經輪轂軸承支承于車輪上，在鋼板彈簧座處橋殼承受汽車的簧上載荷，而左右輪胎的 中心線，地面給輪胎的反力 2G /2（雙輪胎 時則沿雙胎中心），橋殼則承受此力與車輪重力wg之差值，即（WgG 22），計算簡圖如圖 6-3 所示。 圖 6-3 橋殼靜彎曲應力計算簡圖 橋殼按靜載荷計算時，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩 M 為 2 s)-2G(M 2 Bg w N.m （ 6-1） 式中： 2G 汽車滿載時靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷， 2G =7045.45N wg 車輪重力， N； B 驅動車輪輪距，在此為 1.3m； S 驅動橋殼桑兩鋼板彈簧座中心間的距離，在此為 1.1m； 橋殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座附近。通常由于wg遠小于 2G /2，且設計時不易準確預計，當無數據時可以忽略不計，所以， 2 1. 13.1270 45. 45M =352.27N.m （ 6-2） 而靜彎曲應力wj則為 wj=310VWM Mpa （ 6-3） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 38 - 式中： M 兩鋼板彈簧座之間的彎矩，此時為 352.27N.m； vW 危險斷面處（鋼板彈簧座附近）橋殼的垂向彎曲截面系數，具體見下：截面圖如圖 6-4所示，其中 B=110mm,H=120mm, =20mm,1 =25mm. 圖 6-5 鋼板彈簧座附近橋殼的截面圖 垂向彎曲截面系數： vW= )b-BHH61 33 h（= )7070-1 2 01 1 01 2 06 1 33 （=230652.78mm3 水平彎曲截面系數： hW = )b-BHB61 33 h（ = )7070-1 2 01 1 01 1 06 1 33 （ =251621.2 mm3 扭轉截面系數： tW= )(2 11 HB =2 25(110-20) （ 120-25） =427500 mm3 垂直彎曲截面系數，水平彎曲截面系數，扭轉截面系數的計算參考材料力學關于橋殼在鋼板彈簧座附近的危險斷面的形狀，主要由橋殼的結構形式和制造工藝來確定，從橋殼的使用強度來看，矩形管狀（高度方向為長邊）的比圓形管狀的要好。所以在此采用巨型管狀。 根據上式橋殼的靜彎曲應力wj= 31078.230652 27.352 =1.53Mpa 6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 當汽車在不平路面上高速行駛時，橋殼出承受靜止狀態(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，橋殼所產生的彎曲應力wd 為 wd=wjdk Mpa （ 6-4） 式中：dk 動載荷系數，對于再活汽車取 2.5； wj 橋殼在靜載荷下的彎曲應力， Mpa。 根據上式wd= 53.15.2 =3.83 Mpa 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 39 - 6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 為了使計算簡化，不考慮側向力，僅按汽車作直線行駛的情況進行計算，另從安全系數方面做適當考慮。如圖 6-6 所示為汽車以最大牽引力行駛的受力簡圖。 圖 6-6 汽車以最大牽引力行駛的受力簡圖 作用在左右驅動車輪的轉矩所引起的地面對于左右驅動車輪的最大切向反作用力共為 maxp=rge r iiT 1max N （ 6-5） 根據上式可計算得maxp=245.0 95.011.441.378 =4238.85N 由于設計時某些參數未定而無法計算出汽車加速行駛時的質量轉移系數2m 值，而對于載貨汽車的后驅動橋 2m 可在 1.11.3范圍內選取，在此取 1.1。 此時后驅動橋橋殼在左右鋼板彈簧座之間的垂向彎矩VM為 VM=2)m2G 22 sBg w （ N.m （ 6-6） 根據上式VM=2 1.13.11 . 127 0 4 5 . 4 5 =387.5 N.m 由于驅動車輪所承受的地面對其作用的最大切向反作用力maxp，使驅動橋殼也承受著水平方向的彎矩 hM ，對于裝有普通圓錐齒輪差速器的驅動橋，由于其左右驅動輪車輪的驅動轉矩相等，故有 hM = 22max sBp N.m （ 6-7） 所以根據上式 hM =2 1.13.12 85.4238 =211.94 N.m 橋殼還承受因驅動橋傳遞驅動轉矩而引起的反作用力矩，這時在兩鋼板彈簧 間橋殼承受的轉矩 T 為 T =2Temax i N.m （ 6-8） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 40 - 式中：maxeT 發(fā)動機最大轉矩，在此為 78N.m i 傳動系最低傳動比； 傳動系的傳動系的傳動效率，在此取 0.95； 根據上式可計算得 T =2 95.011.441.378 =519.26 N.m 所以在鋼板彈簧座附近的危險斷面處的彎曲應力w和扭轉應力 分別為 w=hhVV WMWM Mpa （ 6-9） =tWT Mpa （ 6-10） 式中：VM ， hM 分別為橋殼在兩鋼板彈簧之間的垂向彎矩和水平彎矩； VW ， hW, tW 分別為橋殼在未向斷面處的垂向彎曲截面系數，水平彎曲截面系數和扭轉截面系數 根據上式可以計算得w=2.2 5 1 6 2 1 1094.2 1 178.2 3 0 6 2 2 105.3 8 733 =17.6 Mp =427500 1026.5193 =1.22 Mpa 6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 這時不考慮側向力，圖 6-7 為汽車在緊急制動時的受力簡圖。 圖 6-7 汽車在緊急制動時的受力簡圖 由于設計時一些參數是未知的，所以后驅動橋計算用的汽車緊急制動時的質 量轉移系數 2m 不可計算，一般對于載貨汽車后驅動橋 2m 取 0.750.95 圖 6-7 為汽車緊急制動時 后驅動橋殼的受力分析簡圖，此時作用在左右驅動 車輪上除垂向反作用力 2/mG 22 外，尚 有切向反向力，即地面對驅動輪的制 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 41 - 動 力 2/G2 ， 因此可求得緊急制動時橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩VM及水平方向彎矩 hM 分別為 VM=2)m2G 22 sBg w （ （ 6-11） hM = 2m2G 2 sB （ 6-12） 式中： m 汽車制動時的質量轉移系數，計算后驅動橋時 m = 2m =0.85； 驅動車輪與路面的附著系數，計算時可取 0.750.80，在此取 0.8； 根據上式可以計算得VM=2 1.13.10 . 8 527 0 4 5 . 4 5 =299.43N.m hM = 2 1.13.185.00 . 827 0 4 5 . 4 5 =239.54 N.m 圖 6-8 汽車緊急制動時前后驅動橋的受力簡圖 橋殼在兩鋼板彈簧座的外側部分處同時還承受制動力所引起的轉矩 T，對于后驅動橋 ： rr22 m2GT N.m （ 6-13） 根據上式 245.08.00 . 8 527 0 4 5 . 4 5T =586.88 N.m 所以根據上式計算出在鋼板彈簧座附近危險斷面的彎曲應力和扭轉應力分別為 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 42 - w=2.2 5 1 6 2 1 1094.2 1 178.2 3 0 6 2 2 105.3 8 733 =17.6 Mp =427500 1026.5193 =1.22 Mpa 由于橋