汽車后橋總體設計

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. 隨著我國農村和城鄉(xiāng)經濟的不斷發(fā)展，交通運輸已經不再僅限于畜力和人力，汽車幾乎完全代替了畜力和人力。輕型貨車憑借其運輸靈活、快捷、性價比高的優(yōu)勢被廣泛應用于運輸事業(yè)，包括家用運輸和工業(yè)運輸。 我國的汽車工業(yè)發(fā)展迅速，歷經四十余年，汽車產量已居于世界前列，但是在產品技術開發(fā)上還依舊處于落后狀況。通過結合我國實際，總結自己的經驗，又廣泛吸收國外先進技術以及具有前瞻性的技術工具書，對于提高我國汽車行業(yè)技術水平將具有格外重要的意義。 作為一位機械設計制造及其自動化專業(yè)的畢業(yè)生，我們應該牢牢掌握機械設計與制造的基本知識及技能。本次畢業(yè)設計給我們提供了一個非常重要的實踐機會。這本說明書記錄了我這次畢業(yè)設計的主要內容和步驟，較詳細地說明了汽車后橋的設計流程。 1 概述----結構方案的確定 1.1 概述 驅動橋是汽車傳動系中的主要部件之一。它位于傳動系統(tǒng)的末端，其基本功用是增大由傳動軸傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。在一般的汽車結構中，驅動橋主要有主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置和驅動橋殼等部件組成，保證當變速器置于最高檔時，在良好的道路上有中夠的牽引力以克服行駛陰力和獲得汽車的最大車速，這主要取決于驅動橋主減速器的傳動比。雖然在汽車總體設計時，從整車性能出發(fā)確定了驅動橋的傳動比，然而用什么型式的驅動橋，什么結構的主減速器和差速器等在驅動橋設計時要具體考慮的；絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上是縱置的，為使扭矩傳給車輪，驅動橋必須改變扭矩的方向，同時根據車輛的具體要求解決左右車輪的扭矩分配，如果是多橋驅動的汽車亦同時要考慮各橋間的扭矩分配問題。整體式驅動橋一方面需要承擔汽車的載荷，另一方面車輪上的作用力以及傳遞扭矩所產生的反作用力矩皆由驅動橋承擔，所以驅動橋的零件必須具有足夠的剛度和強度，以保證機件可靠的工作。驅動橋還必須滿足通過性急平順性的要求。采用斷開式驅動橋，可以使橋殼離地間隙增加，非簧載質量減輕等均是從這方面考慮；前橋驅動或多橋驅動的轉向驅動軸要既能驅動又能轉向。 所以，驅動橋的設計必須滿足如下基本要求： 1） 所選擇的主減速比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性； 2） 結構簡單、維修方便，機件工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便； 3） 在各種載荷及轉速工況有高的傳動效率； 4） 與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動相協(xié)調； 5） 驅動橋各零部件在保證其剛度、強度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質量，以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性； 6） 輪廓尺寸不大以便于汽車總體布置并與所要求的驅動橋離地間隙相適應； 7） 齒輪與其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 1.2　結構方案分析及選擇 不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅動形式以及布置形式上有區(qū)別：汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質量；汽車驅動形式有42、44、62、64、66、84、88等。而采用42驅動形式的汽車結構簡單、制造成本低，多用于轎車和總質量小些的公路用車輛上。我們設計的汽車為輕型的貨車，故只需采用42后橋驅動方式就能滿足要求。 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式(或稱為整體式)。即驅動橋殼是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁。而主減速器、差速器及車輪傳動裝置(由左、右半軸組成)都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調，驅動橋應為斷開式。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。為了防止運動干涉，應采用滑動花鍵軸或一種允許兩軸能有適量軸向移動的萬向傳動機構。 圖1.1 整體式驅動橋 1-主減速器 　2-套筒 　3-差速器 4、7-半軸?。?調整螺母?。?調整墊片?。?橋殼 具有橋殼的非斷開式驅動橋結構簡單，制造工藝性好，成本低，工作可靠。維修調整容易，廣泛應用于各種載貨汽車、客車及多數(shù)的越野汽車和部分小轎車上。但整個驅動橋均屬于簧下質量。對汽車平順性和降低動載荷不利。斷開式驅動橋結構較復雜，成本較高，但它大大地增加了離地間隙，減小了簧下質量，從而改善了行駛平順性，提高了汽車的平均車速，減小了汽車在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；由于驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，大大增強了車輪的抗側滑能力; 與之相配合的獨立懸架導向機構設計得合理，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。 這種驅動橋在轎車和高通過性的越野汽車上應用相當廣泛。 . 圖1.2 非斷開式驅動橋 本課題要求設計2噸輕型貨車的驅動橋，根據結構、成本和工藝等特點，驅動橋我們采用整體式結構，這樣成本低，制造加工簡單，便于維修。 2　主減速器設計 2.1　主減速器型式及選擇 驅動橋主減速器為適應使用要求發(fā)展多種 結構型式：如單級主減速器、雙級主減速器、和單級主減速器加輪邊減速等。 (1) 單級主減速器常由一對錐齒輪所組成。這對錐齒輪的傳動比是根據整車動力性和燃油經濟性的要求來選定的。它結構簡單，質量輕，所以在可能條件下盡量采用單級主減速器的型式。 然而單級主減速器的傳動比一般在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。離地間隙越小，汽車通過性就越差，這也就限制了從動錐齒輪的最大尺寸。 (2) 雙級減速器是由第一級圓錐齒輪副和第二級圓柱齒輪副或第一級圓柱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個目的：一是可獲得較大的傳動比6－10，其二是采用雙級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情況下可以相應減小，由此減小橋殼的外形尺寸，增加了離地間隙。 然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很多。 (3) 雙速主減速器內由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各擋速比的大小來選定的。 大的主減速比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減速比則用于汽車空載、 半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經濟性和提高平均車速。但是，該減速器的成本也相當高的。 (4) 單級主減速器加輪邊減速器，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－－主減速傳動比和輪邊減速器傳動比。相對這時的主減速器傳動比要比沒有輪邊減速的主減速器傳動比要大得多。其結果使驅動橋中央部分的外形尺寸減小很多，相對地增加了離地間隙。 同時，在主減速器后和輪邊減速器前的零件如差速器、半軸等載荷大大減少，其零件尺寸也相應地減小。它能縮短橋中心到連接傳動軸凸緣的距離，能減少傳動軸的夾角。當然這種減速器結構復雜，制造裝配精度要求高，成本自然也是普通主減速器的幾倍。 根據以上信息，針對我們的普通的輕型貨車，選擇單級錐齒輪主減速器就 滿足要求。 2.2　主減速器齒輪的齒型 汽車主減速器廣泛采用的是螺旋圓錐齒輪，它包括圓弧齒錐齒輪、準雙曲面齒輪、延擺線齒錐齒輪等多種形式。 圖1.3 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動 (a)螺旋錐齒輪傳動；(b)雙曲面齒輪傳動 螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。圓弧齒錐齒輪一般采用格里森制。 雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂 直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角β1大于從動齒輪螺旋角β 2。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比： F2/F 1 = cos β 2/cos β 1 式中， F 1 、 F 2 分別為主、從動齒輪的圓周力； β 1 、 β2 分別為主、從動齒輪的螺旋角。 雙曲面齒輪傳動比為: 式中， 為雙曲面齒輪傳動比； r1 、 r 2 分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。 對于圓弧錐齒輪，令 K = cos β 2 / cos β1 ，則傳動比為： 　　 　 　　由于 β1 > β 2 ，所以系數(shù)K>1， 一般為1.25～1.5。 這說明：當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪小，因而有較大的離地間隙。 另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下特點： 1) 在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 2) 沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。 3) 齒面間大的壓力和摩擦力，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。因此，雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油。 綜上信息，考慮到生產條件、材料問題、以及經濟性問題，我們選擇采用格　里森圓弧齒錐齒輪。 2.3　主減速器齒輪設計和計算 齒輪型式選定后可進行載荷計算、參數(shù)初步計算、齒輪幾何尺寸計算和強度計算等等，并根據計算結果擬定齒輪工作圖。 2.3.1　載荷計算 影響汽車驅動橋錐齒輪副合理設計的重要因素之一是要合適地選擇齒輪副上所受的扭矩。過去計算扭矩是根據發(fā)動機的最大輸出扭矩來推算出從動錐齒輪上的扭矩，或者根據輪胎不打滑時的最大附著力矩來計算，而這兩種情況都比較極端，它不能反映齒輪副在日常工作時所受的實際載荷。一種新的分析驅動橋計算扭矩的方法是從日常工作載荷和整車性能出發(fā)來考慮的，這種計算扭扭矩稱為性能扭矩或日常行駛扭矩。除那些具有高性能的運動汽車外，用這一計算扭矩來確定一般驅動橋齒輪副的尺寸是比較合適的。 在計算載荷之前必須知道發(fā)動機的最大轉矩Memax和確定主傳動比。 由汽車總體設計得： 輪胎型號為7.00-20 10PR 121/117 G,輪胎滾動半徑＝0.43m； 發(fā)動機型號:新柴495B發(fā)動機最大轉矩N/m,r/min, 最大功率Kw，最高車速Km/h。 可按下式計算確定： 　　　　Nm 式中，－－，取1.1 ； 主減速比的確定： 　　 取。 　　 下面分別介紹三種確定計算扭矩的方法： １） 按驅動輪打滑扭矩確定從動錐齒輪載荷 式中，G2－－汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷， N; －－加速時重量轉移系數(shù)，＝1.1~1.2,取1.1； 　　　 －－輪胎的滾動半徑，m； －－主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動比，?。保? 　　　 －－主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率，取0.95； 　 －－輪胎對路面的附著系數(shù)，安裝一般輪胎的公路用汽車取＝0.85。 ２） 按最大使用扭矩確定從動錐齒輪載荷 式中，－－變速器一檔傳動比，取6.75； －－主減速器傳動比，5.625； －－分動器傳動比，此處不采用分動器，故?。?； －－超載系數(shù)，取１； －－考慮由于接合離合器發(fā)生沖擊的超載系數(shù)，?。?； －－液力變矩器變矩比，這里不采用液力變矩器，故取１； --驅動橋數(shù)目； －－發(fā)動機到主減速器的傳動效率，取為0.95 。 ３） 按日常行駛扭矩確定從動錐齒輪載荷 式中，－－汽車滿載時的總重力，N； －－道路滾動阻力系數(shù)，貨車取0.015~0.020，取0.018； －－汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常貨車取0.05~0.09，取0.07; －－汽車的性能系數(shù)，，故?。剑?。 對于最大計算轉矩，應取發(fā)動機最大扭矩和驅動輪打滑扭矩兩者的最小值； 當按最大扭矩計算齒輪強度時，所得應力不超過齒輪材料應力允許值。 當按日常行駛扭矩計算齒輪強度時，所得應力不應超過齒輪材料的疲勞極限； 2.3.2 主、從動齒輪主要參數(shù)的選擇 （1） 從動齒輪齒數(shù)的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮Z1、Z2之間應避免有公約數(shù),以便在齒輪在使用過程中各齒之間都能互相嚙合,起到自動磨合作用并均勻磨合的效果。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。根據經驗及《齒輪傳動設計手冊》，初步擬定我們設計的主、從動齒輪齒數(shù)Z1=8、Z2=45。 （2） 從動齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)的確定 對于單級主減速器，對驅動橋殼尺寸有影響，大將影響橋殼的離地間隙；小則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。 可根據經驗公式初選： 　　　　　　　　 ，mm 式中， --從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm） ； --直徑系數(shù)， 一般為 13.0～16,取15； --從動錐齒輪的計算轉矩 N? m） （ ) 代入數(shù)據：mm 從動錐齒輪分度圓直徑選好后可按求得m=6.33,標準化為6.5。 （3） 其它參數(shù)的確定 表2.1 名稱 代號 計算公式和說明 計算結果(mm) 軸交角 按需要確定,一般 10~170,最常用90 中點螺旋角 通常=35~40,最常用=35 壓力角 標準 大端分度圓直徑 d 分錐角 外錐距 R R=148.54 齒寬系數(shù) 齒寬 b b=43 中點模數(shù) 中點法向模數(shù) 中點分度圓直徑 中點錐距 切向變位系數(shù) ,按查表得到 徑向變位系數(shù) ,按查表得到 頂隙 c c=1.222 齒頂高 齒根高 工作齒高 全齒高 齒根角 齒頂角 頂錐角 根錐角 齒頂圓直徑 冠頂距 A 當時, 當量齒數(shù) （參考《齒輪傳動設計手冊》） 對計算數(shù)據的幾點說明： 1）Z1的確定原則：為了磨合均勻,Z1、Z2之間應避免有公約數(shù)。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。為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于貨車，Z1一般不少于6，對于轎車Z1一般不少于9，當主傳動比較大時，盡量使Z1 取得小些，以便得到滿意的離地間隙。對于不同的主傳動比，Z1和 Z2應有適宜的搭配，可參閱一些優(yōu)先值。 2）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旋轉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，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。當變速器在倒檔時，軸向力方向改變，但此力因倒檔偶爾應用故影響較小。如將主齒輪可靠定位，雖用倒檔可避免齒輪卡住。根據上述原因及發(fā)動機為順時針旋轉，所以一般汽車主減速器所用的主動齒輪為左旋，而從動輪為右旋。 3）主、動錐齒輪的齒面寬和：一般推薦齒面寬的數(shù)值，對于螺旋錐齒輪b在1/4-1/3節(jié)錐距之間。主動齒比從動齒大10%左右，故主齒輪寬度為43，從動齒寬為48。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寬過窄及刀尖 圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在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的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。 2.3.3 主減速器螺旋錐齒輪強度校核 錐齒輪要安全可靠地工作，必須有足夠的強度和壽命。設計時應根據其所受載荷、尺寸大小驗算其強度。 齒輪的損壞形式有很多，常見的主要有齒輪折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。齒輪的使用壽命除與設計的正確與否有直接關系外，在實際生產中也往往是由于材料、加工精度、熱處理、裝配調試以及使用條件不當造成損壞的。正確的設計只是減少或避免上述損壞的產生，強度計算是檢驗設計可靠性辦法之一。目前強度計算多是近似的 ,在汽車行業(yè)中確定齒輪強度的主要依據是臺架及道路試驗，以及齒輪在實際使用中對情況的判斷，而計算可作設計參考。隨著計算機技術在汽車設計中的應用、試驗設備與技術的發(fā)展，為有限壽命和有限元計算方法創(chuàng)造了條件，使計算更符合實際使用情況。 下面是格里森齒輪驗算性的強度計算方法： （１） 單位齒長上的圓周力 在汽車工業(yè)的實踐中，主減速器齒輪的表面耐磨性常常用齒輪上單位齒長的圓周力來估算。 　　　　　 ?。∟/mm） 式中，p--作用在齒輪上的圓周力,N; 　　　 b--從動齒輪的齒面寬，mm; 按發(fā)動機最大轉矩（ Nmm）計算時為： ?。∟/mm） 式中，－－變速器傳動比，常取一檔或直接檔的； 　　?。鲃育X輪節(jié)圓直徑，mm； 直接檔： 一檔： 　故，齒輪單位齒長上的圓周力符合安全要求，通過驗證。 （２）齒輪彎曲強度計算 螺旋錐齒輪的彎曲應力強度計算公式為： 　　　　　　?。∟/mm） 式中，－－計算轉矩，（，對主動齒輪需將上述計算轉矩按Nm轉換； 　　　－－超載系數(shù)，取１； 　　?。叽缦禂?shù)，當端面模數(shù)mm，取； 　　?。d荷分配系數(shù)，取1.02; 　　?。|量系數(shù)，對驅動橋齒輪可?。剑?； J －－計算彎曲應力的綜合系數(shù)，查圖4-9-32得，； 　　?。S用彎曲應力，按和較小都計算時?。?00N/。 主動齒輪： 從動齒輪： 故，齒輪彎曲強度符合安全要求，通過驗證。 （３）齒輪接觸強度計算 圓弧錐齒輪的接觸強度計算公式為： 　　　　　 式中，－－材料的彈性系數(shù)，鋼制齒輪副取232.6; 　　?。鲃育X輪計算轉矩，Nm; 　　　－－超載系數(shù)，?。保? 　　?。|量系數(shù)，對驅動橋齒輪可取＝１； 　－－載荷分配系數(shù)，取1.02； 　　?。砻尜|量系數(shù)，取1； 　　?。嬎憬佑|應力綜合系數(shù)，查圖4-9-36得＝0.133; 　　?。S用接觸應力，按和較小都計算時?。?800N/。 代入數(shù)據得： 　　　 故，齒輪接觸強度符合安全要求，通過驗證。 2.3.4　主減速器齒輪材料的選擇及表面熱處理 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當繁重的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊力等特點。它是傳動系的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應滿足以下要求： （1） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性； （2） 輪齒芯應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷； （3） 鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制； （4） 選擇合金材料時，盡量少用鎳、鉻元素的材料，而先用錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼； 根據以上要求，我們選用20CrMnTi的滲碳合金鋼作為驅動橋錐齒輪的材料。 它的優(yōu)點是表面能得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數(shù)為0.8%~1.2%）,具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力較好。由于較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用高，表面硬化層以下的基層較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在運動初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.002~0.020mm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。 在齒輪執(zhí)處理時，考慮到從動齒輪輪齒的使用頻率比主動齒輪輪齒要低，為均衡零件的使用壽命及經濟性，我們可以使從動齒輪的硬度弱小于主動齒輪。主動齒輪齒面硬度在60HRC以上，配對的從動齒輪只需在58-60HRC之間。 2.3.5　主減速器齒輪支承方案及軸承支承力計算 （1） 　主減速器錐齒輪支承方案 主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪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。 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?shù)妮S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?？拷X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。 跨置式支承結構的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難。 圖2.1　主齒輪支承示意圖 a) 懸臂式　 b)跨越式 在需要傳遞較大轉矩情況下，懸臂式支承難以滿足剛度要求，而殼體中的空間又允許安裝軸承的支承時，最好采用跨置式支承。 此處，我們設計輕型貨車，故只需采用懸臂式支承方式。 （2） 從動錐齒輪的支承 圖2.2　 從動齒輪跨越式支承示意圖 從動錐齒輪的支承，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，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十d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。 在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。 為提高主動齒輪的支承剛度，將小齒輪軸端鎖緊螺母旋緊，給軸承一個預緊力。在實際情況中對軸承的預緊是為了消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。然而過大的預緊力會降低傳動效率，縮短軸承的壽命，還會導致軸承發(fā)熱而損壞。通常預緊力的大小是用軸承的摩擦力矩來衡量，即在軸承預緊后測量軸承開始轉動時的必要力矩，預緊后軸承摩擦力矩的合理值應根據實驗來確定。 主動錐齒輪軸承預緊度的調整，可通過精選兩軸承內圈間的套筒長度、調整 墊圈厚度、軸承與軸肩之間的調整墊片等方法進行。近年來采用波形套筒調整軸 承預緊度極為方便，波形套筒安裝在兩軸承內圈間或軸承與軸肩間。 （3） 　主減速器齒輪支承力 　1）錐齒輪上的力 動力裝置驅動圓弧螺旋錐齒輪的小齒輪，由小齒輪帶動從動大齒輪。在工作齒面上有一法向力。它分解為三個方向的分力：一個沿齒輪的切線方向稱為切向力或圓周力，一個沿齒輪軸線方向的力稱為軸向力，另一個與齒輪軸垂直的力稱為徑向力。齒輪的法向力與作用在齒面寬中點處的圓周力有關。 對于圓錐齒輪副來說，作用在主、從動齒輪上的圓周力大小是一樣的，方向相反；主動齒輪徑向力與從動齒輪軸向力大小相等，方向相反；同樣，主動齒輪軸向力與從動齒輪徑向力大小相等，方向相反。 圖2.3　主、從動齒輪受力圖 ?齒面寬中點處的圓周力P: 為確定齒面中點處的圓周力，首先要計算從動齒輪齒面寬中點處的分度圓直徑： ?主動齒輪的軸向力和從動齒輪徑向力 主動齒輪逆時針轉動時（汽車前進）： 主動齒輪順時針轉動時（汽車后退）： 　　 計算結果如果軸向力是正值表明力的方向離開圓錐頂點；負值表明軸向力方向指向頂點。徑向力是正值表明徑向力使該齒輪離開相配齒輪，負值表明徑向力使該使齒輪趨向相配齒輪。同時從動齒輪上的徑向力和軸向力與主動齒輪上的力大小相等、方向相反。 2）軸承上的支反力 當主減器的齒輪尺寸及軸承位置確定后，即計算出螺旋錐齒輪上的作用力后，由此求出軸承上的支反力。 軸承上的支反力見下表： 軸承代號 力的名稱 公式 計算結果 A 徑向力 81940.77 軸向力 42950.2 B 徑向力 74101.2 軸向力 0 0 C 徑向力 32645.89 軸向力 0 0 D 徑向力 58241.6 軸向力 0 0 表中：a=48,b=100,c=105,d=105。a,b,c,d各個尺寸位置如下圖所示： 　　　 圖2.4 軸承分布位置圖 3） 主動齒輪軸和從動齒輪軸及軸承的確定 ?主動齒輪軸的直徑計算 mm 結合主動齒輪分度圓直徑及A、B軸承受力情況，齒輪軸取值盡量大，故前軸頸mm，后軸頸mm,在《機械設計手冊》中選擇圓錐滾子軸承30307和30308。 ?從動齒輪軸的直徑計算 mm 取mm,選用圓錐滾子軸承30211。 2.4　主減速器結構設計 進行結構設計時，必須與制造和使用修理密切結合起來。結構設計時如對結構細節(jié)考慮不周，它會嚴重影響產品的性能與質量。 （１） 主減速器齒輪外形設計 任何齒輪加工工質量的好壞，在很大程度上決定于齒輪外形設計，所以設計時必須考慮影響齒輪加工質量、經濟效果等的重要因素。所設計的齒輪應當避免產生過大的應力集中和引起的嚴重變形。 跨越式小齒輪設有前軸頸以便安裝前軸承，如果齒數(shù)選得少則齒根圓直徑也小，而軸頸卻需要一定的尺寸，這時需要注意在小齒輪設計時必須避免刀具干涉而把軸頸切掉。因此，軸頸必須為刀具提供間隙。軸承座前端有一段螺紋，用來鎖定軸承及凸緣，其固定方法是要使齒輪在作用力時，螺栓不承受拉伸力。為了防止螺栓螺母松動，應采取措施將其銷售，如用鎖緊墊片、用開口銷螺母鎖緊，而螺栓則由齒輪凸臺球的邊緣予以止動。齒輪裝在凸緣上時，支承的凸緣應有足夠的剛度。所以差速器殼前上一般有增強剛度而置的加強筋，其筋一般不少于6條。 （２） 錐齒輪的調整 為保證錐齒輪副能正常嚙合，在齒輪裝配后，對齒輪副需要檢驗調整，以保證齒輪副的嚙合痕跡正常。為此，在設計時應考慮齒輪的調整裝置，本設計中，主齒輪通過兩處調整墊片和大螺母綜合調整，調整好后，將螺母墊片打進軸頸槽（事先加工好的槽）鎖死，從動齒輪的調整是要用其支承軸承外側的墊片和調整螺母進行調整。調整完后，用墊片鎖死。 （３） 潤滑 主減速器齒輪、差速器和軸承都要進行潤滑。 為防止主減速器和軸殼內由于溫度高使殼內部氣壓加大而引起漏油，常在主減速速器上裝有通氣塞，通氣塞的位置應比較隱蔽而不易油濺四處。 加油孔應設在加油方便的地方，油孔位置應是油面的高度位置。 放油孔的位置應設在軸殼的最低點，以便在換油時能把油放盡。但是也不能把油塞突出軸殼點太多，這樣在汽車通過障礙時，油塞極易碰落，從而齒輪、軸承和差速器等由于缺油而燒損。 對于主動錐齒輪輪軸上的后軸承的潤滑應特別注意，該軸承距齒輪較遠是無法采用飛濺潤滑的，為使后軸承潤滑，需要設法引潤滑油到達軸承處，于是常從齒輪的前端近小齒輪處的主減速器殼體上設有油道，使油直通后軸承，靠齒輪飛濺出來的油，流入油杯的油口，使?jié)櫥土鞯胶筝S承處，最后一個圓錐滾子軸承的錐頂朝外，它起著向外泵油的作用，所以在主動小齒輪的外軸承外面要有回油道，把油回到軸殼，以保護油封不被破壞。 要有足夠的潤滑油能流進差速器以保證一切接觸表面的潤滑。 提高從動齒輪支承剛度措施 承受大負荷的主減速器中，有時從動齒輪的尺寸較大，為提高從動齒輪的剛度，有些是在齒輪背后設有支承推銷。在齒輪沒有負荷的時候，支承推銷與齒輪背平面間的間隙一般為0.25mm,可根據實際情況調節(jié)。在本設計中，相對來說從動齒輪負荷不是很大，故無須采用支承推銷裝置。  3　差速器及半軸設計 　　　　 　　　　　　圖3.1 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖 3.1　差速器的功能原理 差速器的作用是為了消除由于左、右驅動輪在運動學上的不協(xié)調而產生的弊病，保證汽車 驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉的特征，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。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是不相等的，如轉彎時內側車輪行程比外側車輪短；左右兩輪胎內的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行駛或直線行駛，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面 會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左、右車輪間都裝有輪間差速器。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。 差速器有很多種類，包括對稱錐齒輪式差速器、滑塊凸輪式差速器、牙嵌式自由輪差速器、蝸輪式差速器等等。其中錐齒輪式差速器又包括普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器、強制鎖止式差速器。目前汽車常采用的差速器有三種不同的結構形式：?普通的傘齒輪差速器，簡稱普通差速器，?防滑自鎖差速器，又稱NO-SPIN差速器，?有限打滑差速器，又稱PLSI-TORQ差速器或防滑差速器。這三種差速器的結構、原理、特性是不同的，適用范圍也有差別，因此根據我們設計的驅動橋的工作要求及經濟性，我們采用了普通差速器的結構形式。 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，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。動力由從動齒輪輸入，半軸齒輪輸出，通過半軸傳遞到輪轂，帶動車輪轉動。 差速器工作原理： 當時（即行星不自轉），差速器作整體回轉，車輛作直線運行，轉速為，當車輛右轉彎時，不等于０是，即行星輪以轉速自轉。它將加快闐軸齒輪１的轉速。同時又使半軸齒輪２轉速減慢。此時半軸齒輪１增高的轉速為，半軸齒輪２減低的轉速為，即： 由于，故。故由上述可知，可實現(xiàn)左、右齒輪轉速不相等，其轉速差為。從而實現(xiàn)左、右丙車輪差速，減少輪胎的磨損。 假設左、右車輪由于轉彎或者其它原因引起左右車輪切線方向產生一個附加阻力△P，它們方向相反。以P表示行星輪軸上作用力，則左、右半軸的扭矩均為Pr/2. 故直線稈駛時左、右驅動輪扭矩相等（r為半軸齒輪的半徑）。 當機械轉彎時，行星輪隨著差速器內的行星軸公轉外，同時還繞其自身軸自轉。使他轉動的力矩為2△Prl，附加阻力△P和P/2。而快側△P和P/2方向相反，故慢側所受的扭矩大，快側所受的扭矩小。即： 　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　 若以２△Pr＝MF表示差速器內摩擦力矩，以Pr＝M０表示差速器傳遞的扭矩，則： 　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　 由上面的分析可知，如果不計摩擦力矩，即,則，故可以認為動錐齒輪的扭矩平均分給左右半軸，如果考慮到內摩擦，則快側車輪力矩下，慢車輪力矩大，在普通差速器中，內摩擦較小，，這就是普通差速器“差速不差扭”的傳扭特性。 普通差速器的“差速不差扭”的傳扭特性，會給機械行駛帶來不得的影響，如一車輪陷入泥濘時，由于附著力不夠，就會發(fā)生打滑，這時另外一個車輪的力不但不會增加，反而會減少到與此車輪一樣，致使整車的牽引力大大減少。如果牽引力不能克服行駛阻力，此時打滑的車輪以兩倍于差速器殼的轉速轉動，而另外一側不轉動，此時整車停留不前。 3.2　差速器的基本參數(shù)的選擇和設計計算 3.2.1　差速器的基本參數(shù)的選擇 （1） 行星齒輪數(shù)目的選擇 依照《汽車工程手冊》，轎車及一般乘用車多用2個行星齒輪，貨車和越野汽車多用4個，少數(shù)汽車用3個行星齒輪，本設計是輕型貨車，故采用4個齒輪。 （2） 行星齒輪球面半徑的確定 差速器的尺寸通常決定于，它就是行星齒輪的安裝尺寸，可根據公式來確定。 mm 式中，－－差速器計算扭矩； 　　?。行驱X輪球面半徑系數(shù)，＝2.52－2.99（有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值，有２個行星齒輪的轎車以及越野汽車、礦用車取大值），此處取2.58； （3） 預選其節(jié)錐錐距 mm （4） 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應小于 10。半軸齒輪的齒數(shù)采用 14~25,半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多 在 1.5~2 范圍。為滿足安裝要求，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，否則不能安裝。根據這些要求初定半軸齒輪齒數(shù)Z2為20，差速器行星齒輪個數(shù)4個，齒數(shù)Z1為11。 （5） 行星齒輪節(jié)錐角、模數(shù)m和節(jié)圓直徑d的初步確定 行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、計算如下： 　　　　　　　　 　　　　　　　　 （6） 大端模數(shù)m及節(jié)圓直徑d的計算 　　　mm 　　圓整為m=4.5mm。 分度圓直徑，mm 　　　　　　　　　mm （7） 壓力角 過去汽車差速器齒輪都選用22壓力角，這時齒高系數(shù)為1，而最少齒數(shù)為13?，F(xiàn)在汽車差速器齒輪大都采用 2230′ 的壓力角，齒高系數(shù)為 0.8，最少齒數(shù)為 10，并且在齒輪齒頂不變尖的條件下，還可以有切向修正加大半軸齒輪齒厚， 從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。某些重型汽車也可選用25。此處選定壓力角為2230′ 。 （8） 行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定 根據《汽車工程手冊》： 　　　　　　　　　 式中，－－差速器傳遞的轉矩，N/m； n－－行星齒輪數(shù)； 　　?。行驱X輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x（，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而），mm; －－支承面的許用擠壓應力，取為98。 3.2.2　差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算 表3.1 名稱 代號 數(shù)值(mm) 行星齒輪齒數(shù) 11 半軸齒輪齒數(shù) 20 模數(shù) m 4.5 變位系數(shù) x 0 齒頂高系數(shù) 0.8 徑向間隙系數(shù) 0.2 齒面寬 b b1=13, b2=18 齒工作高 齒全高 h 8.097 壓力角 2230′ 軸交角 90 節(jié)圓直徑 d ， 節(jié)錐角 ， 節(jié)錐距 51.36 周節(jié) t 14.1372 齒頂高 ， 齒根高 ， 徑向間隙 c 0.897 齒根角 ， 頂錐角 ， 齒頂圓直徑 ， 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 ， 分度圓弧齒厚 ， 固定弦齒厚 , 固定弦齒高 ， 3.2.3　差速器直齒錐齒輪的強度計算 差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對于疲勞壽命則不考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經常只起等臂推力桿的作用，僅在左、右驅動車輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故。 汽車差速器齒輪的彎曲應力為： 式中,T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩（Nm）, ; ——計算轉矩，=6841.97Nm ； n——差速器行星齒輪數(shù)，n=4； ——尺寸系數(shù)，反映材料性質的不均勻性,=; ——超載系數(shù)，一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車，均取=1； km——載荷分配系數(shù)，取 km=1.02； kv——質量系數(shù)，取 kv=1； ——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù),由資料查得 J=0.226。 ——許用彎曲應力為980。 故，齒輪接觸強度符合安全要求，通過驗證。 3.3　半軸的設計 3.3.1　半軸型式 從差速器傳出來的扭矩經過半軸，輪轂最后傳給車輪，所以半軸是傳動系中傳遞扭矩的一個重要零件。 半軸由于受力情況不同，它有半浮式、3/4浮式和全浮式三種型式。半軸傳遞扭矩是它的首要任務。但由于輪轂的安裝結構不同，非全浮式半軸除受扭矩以外，還要受到車輪上的作用力，諸如：車輪上受到的垂直力、側向力以及牽引力或制動力所形成的縱向力。 1) 半浮式半軸 半浮式半軸除傳遞扭矩外，還要承受垂直力,側向力及縱向 所作用的彎矩。由此可見，半浮式半軸所受得載荷較大，故它只用于轎車和輕型客、貨兩用汽車上。它得最大優(yōu)點是結構簡單。半浮式半軸可以用結構簡單的圓錐面和鍵來固定輪轂。 2）3/4浮式半軸 半軸外端承裝在后軸殼端上，車輪轂裝在此軸承上。在此結構中，如車輪中心和軸承中心重合，即當b=0時，縱向力與垂直力，由車輪傳至軸殼，而側向力 產生的彎矩作用在半軸上。假如車輪與軸承中心間距離b不等于零，雖然縱向力 及垂直力經軸承傳給軸殼，但力與所形成的彎矩仍然由半軸承擔，不過b值要比半浮式的小。由于3/4浮式半軸承受載荷情況與半浮式相似，一般也僅用在轎車和輕型車上。 3） 全浮式半軸 全浮式半軸除傳遞扭矩外，其他力和力矩均由軸殼承受。全浮式半軸要采用比較復雜的輪轂，在它上面安裝兩個錐頂相對的圓錐滾子軸承。全浮式半軸汽車半軸與輪轂結構，軸承由鎖緊螺母予以鎖緊，并有一定的預緊。重汽駕駛室半軸端鍛成凸緣，用螺栓通過定位錐套固定在輪轂上。全浮式半軸的最大特點是，半軸端固定輪轂的凸緣是與半軸制成兩體的，其間用花鍵連接。重汽駕駛室半軸的鍛造工藝性好，因此許多重型貨車的半軸大都采用這種結構。 根據本次設計車型為輕型貨車，確定半軸采用半浮式結構，具體結構采用以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接。半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。 3.3.2　半軸的計算 進行半軸計算先得確定作用在半軸上的載荷。 全浮式半軸的計算扭矩由發(fā)動機傳動系統(tǒng)來的扭矩或車輪的附著力矩兩者取其小的一個作為計算值。 （1） 半浮式半軸 　　　　　　　 圖3.2 半浮式半軸及受力簡圖 半浮式半軸設計應考慮如下三種載荷工況： １）縱向力最大，側向力為0：此時垂向力，縱向力最大值，計算時可取1．2，取0．8。 半軸彎曲應力，和扭轉切應力為： 　　　　　　　 　　　 式中，d為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離。 合成應力： ２）側向力最大，縱向力=0，此時意味著發(fā)生側滑：外輪上的垂直反力和內輪上的垂直反力分別為： 　　　　　　　 　　 式中，為汽車質心高度；為輪距；為側滑附著系數(shù)，計算時可取1.0。 外輪上側向力和內輪上側向力分別為 　　　　　　　 　　 內、外車輪上的總側向力為。 這樣，外輪半軸的彎曲應力和內輪半軸的彎曲應力分別為： 　　　　　　　 3）汽車通過不平路面，垂向力最大，縱向力，側向力：此時垂直力最大值為： 　　　　　　　　 式中，是為動載系數(shù)，轎車：，貨車：，越野車：。 半軸彎曲應力，為： 　　　　　　　 半浮式半軸的許用合成應力為600—750MPa。 （2）3/4浮式半軸 3/4浮式半軸計算與半浮式類似，只是半軸的危險斷面不同，危險斷面位于半軸與輪轂相配表面的內端。 半軸和半軸齒輪一般采用漸開線花鍵連接，對花鍵應進行擠壓應力和鍵齒切應力驗算。擠壓應力不大于200MPa，切應力不大于73MPa。 （3） 全浮式半軸 圖3.3 全浮式半軸及受力簡圖 全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩計算  式中，G2為驅動橋的最大靜載荷；為車輪滾動半徑；為負荷轉移系數(shù)；為附著系數(shù)，計算時取0.8。 半軸的扭轉切應力為: 式中，為半軸扭轉切應力；d為半軸直徑。 半軸的扭轉角為: 式中，為扭轉角；為半軸長度；G為材料剪切彈性模量；為半軸斷面極慣性矩，。 半軸的扭轉切應力宜為500～700MPa，轉角宜為每米長度～。 3.3.3　半軸材料 過去汽車半軸大部分用含鉻的合金鋼40Cr、40CrMnMo、40CrMnSi、35CrMnSi、35CrMnTi等制造，近來我國采用新鋼種40MnB制造半軸，熱處理性能很好。40MnB經高頻淬火，其靜強度超過40Cr，制造后經調質處理的半軸，其扭轉屈服極限超過了800N/mm２。 在中小噸位的汽車上已有不少采用40或45碳鋼制造的半軸。經中頻淬火的中碳鋼半軸的表面強度及疲勞強度與40Cr等中碳合金鋼經調質處理的半軸不相上下，就用中頻淬火保證具有適當?shù)挠不瘜?，同時硬化層本身強度較高，并且在表面上形成大殘余壓應力，因此可大大提高半軸的靜扭轉強度和疲勞強度。本車設計中采用45鋼作為材料。 4　橋殼及橋殼附件設計 驅動橋殼的主要功用是支撐汽車質量，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。因此，驅動橋殼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，盡量減小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浸入； 6）拆裝，調整，維修方便。 4.1　驅動橋殼結構方案選擇 圖4.1 整體式橋殼 a) 可分為鑄造式、b) 鋼板沖壓焊接式 橋殼大體可分為三種形式：可分式、整體式、組合式。 （1） 可分式橋殼 可分式橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過螺栓聯(lián)接成一體。每一部分均由一鑄造殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接。這種橋殼結構簡單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調整、維修很不方便，橋殼的強度和剛度受結構的限制，曾用于重型汽車上，現(xiàn)已較少使用。 （2） 整體式橋殼 整體式橋殼的特點是整個橋殼是一根空心梁，橋殼和主減速器殼為兩體。它具有強度和剛度較大，主減速器拆裝、調整方便等優(yōu)點。按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，主要用于中、重型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產，廣泛應用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。 詳細D=W=G圖=紙：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六 全 套 資 料 低 拾10快起 （3） 組合式橋殼 組合式橋殼是將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定。它的優(yōu)點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車中。 本車設計時綜合考慮各種因素及經濟性要求，選擇了整體式的沖壓焊接式橋殼，它由鋼板彈簧座、通氣孔、后蓋、橋殼主件、加強圈、放油孔等部分焊接組成，橋殼主件都是經過沖壓成形的。 4.2　驅動橋殼強度計算 橋殼好似一個橫梁，它的支點位于輪胎中心，載荷作用鋼板彈簧座上，一般貨車用雙胎以提高整體承載能力，雙胎的軸支點間距離按兩胎間距離進行計算。 對于具有全浮式半軸的驅動橋，強度計算的載荷工況與半軸強度計算的三種載荷工況相同。橋殼危險斷面通常在鋼板彈簧座內側附近，橋殼的輪轂軸承座根部也應列為危險斷面進行強度驗算。 1） 牽引力或制動力最大時，橋殼鋼板彈簧座處危險斷面的彎曲應力δ和扭轉切應力τ分別為 ： 　　　　　　　　　 式中，Mv為地面對車輪垂直反力在危險斷面引起的垂直平面內的彎矩，Mv=m2’G2b/2; b為輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離；為一側車輪上的牽引力或制動力Fx2在水平面內引起的彎矩，=Fx2b；TT為牽引或制動時，上述危險斷面所受轉矩，TT=Fx2rr；Wv、Wh、WT 分別為危險斷面垂直平面和水平面彎曲的抗彎截面系數(shù)及抗扭截面系數(shù)。 2) 當側向力最大時，橋殼內、外板簧座處斷面的彎曲應力δi 、 δo分別為 ： 式中，為車輪的滾動半徑；為側滑時的附著系數(shù)。 3) 當汽車通過不平路面時，危險斷面的彎曲應力為： 式中，動載系數(shù)k的選擇同于半軸計算。橋殼的許用彎曲應力為300～500MPa，許用扭轉切應力為150～400MPa?？慑戣T鐵橋殼取較小值，鋼板沖壓焊接橋殼取較大值。 4.3　驅動橋殼的材料選擇 目前國內中、重型汽車多數(shù)采用整體鑄造式橋殼，材料多為球墨鑄鐵。鑄造橋殼的形狀和壁厚可根據設計需要變化，橋殼剛度大、強度高，且生產投資較小，換型改造比較方便，適合國內的生產和使用情況。其主要缺點是輪距、鋼板彈簧中心距、輪轂軸承等的變化均需重新設計橋殼；產品廢品率較高；生產條件差，環(huán)境污染嚴重。 國內輕型車和國外大多數(shù)車型則采用沖壓焊接橋殼，常用材料16Mn。其產品變形靈活；質量小，一般可降低10%~20%；廢品率低，生產效率高，適合大批量生產。結合本車的實際情況，考慮到我們采用的是整體擴展成形焊接式車橋，所以選材時要考慮材料的延展性和焊接性，因此，選擇16Mn。  5　制動器設計 5.1　概述 汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，