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機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: ZQ1030型皮卡車驅動橋、后懸架設計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
20xx 年 5 月 27 日
1
目錄
1. 前言 1
2. 主減速器設計 1
2.1 概述 1
2.2 主減速器結構形式的選擇 2
2.3 主減速器錐齒輪結構的選擇 3
2.4 主減速器錐齒輪支承形式的選擇 4
2.5 主減速器基本參數選擇和計算 4
2.6 主減速器錐齒輪強度計算 10
3. 差速器設計 13
3.1 概述 13
3.2 差速器結構形式的選擇 13
3.3 普通錐齒輪差速器錐齒輪設計 15
3.4 差速器錐齒輪材料的選擇 18
3.5 差速器錐齒輪強度計算 18
4. 車輪傳動裝置設計 19
4.1 半軸形式的選擇 19
4.2 半軸的結構設計 20
4.3 半軸材料的選擇 20
4.4 半軸強度計算 20
5. 驅動橋殼設計 21
5.1 驅動橋殼結構形式的選擇 21
5.2 驅動橋殼強度計算 22
6. 后懸架設計 22
6.1 懸架結構形式的選擇 23
6.2 懸架主要參數的確定 23
6.3 彈性元件計算 24
設計總結 30
參考資料 31
致謝 32
1. 前言
傳動系由多個部分所組成，驅動橋是其不可缺少的一部分，它主要是將發(fā)動機傳來的轉矩通過驅動橋的一系列傳動裝置，將所需轉矩傳到驅動車輪上，實現(xiàn)減速增扭。主減速器是要是改變轉矩的傳遞方向，差速器主要是在車輪拐彎或左右高低不平的路面行駛時，使車輪左右兩輪子轉速不同，另外，驅動橋承受了路面和車架之間的橫向力、垂直力和縱向力，制動力矩和反作用力矩等，起一定承載作用。
驅動橋應當滿足的基本要求：（1）選擇的傳動比應滿足汽車經濟性和動力性的要求；（2）減小汽車行駛時的噪聲和震動；（3）質量越小越好；（4）最小離地間隙合適；（5）轉向驅動橋應與懸架導向機構和轉向機構相配合（6）傳動效率高；（7）調整、拆裝方便；（8）成本不高。
懸架主要是用來連接車架和車橋，通過彈性元件減小地面通過車輪傳到汽車上的震動，把路面作用在車輪上的各種力及力矩傳遞到車架上，以此保證汽車平穩(wěn)行駛。
汽車懸架應滿足的要求：
（1）懸架應具有合適的剛度，使汽車振動頻率合適；為了快速衰減振動減少車身和車輪在共振區(qū)的振幅，使汽車在遇到不平路面時仍能順利平穩(wěn)行駛；
（2）汽車在轉向時具有一定的不足轉向特性，因此需針對車輪定位參數有一定的要求，即在車輪跳動時有合適的變化規(guī)律。對于前軸，需要懸架和轉向桿系共同來完成這個任務，使汽車操縱平穩(wěn)；
（3）對輪胎破損小，懸架的制造和維護成本不高；
（4）車架或車身與輪子之間所有的力和力矩能夠有效地被傳遞。
2. 主減速器設計
主減速器能夠在降低轉速的同時將輸入的轉矩增大，并且還能夠有改變轉矩的傳遞方向（發(fā)動機縱置）。
2.1 概述
驅動橋結構的選擇應與車輪懸架結構相符合。如果驅動車輪運用獨立懸架，那么驅動橋應運用斷開式驅動橋。如果驅動車輪運用非獨立懸架，那么驅動橋應運用非斷開式驅動橋。
非斷開式驅動橋，如圖2-1，橋殼是由左右驅動車輪上支承著，包含了驅動橋所有的傳動件。非斷開式驅動橋與斷開式驅動橋相比，其最大的優(yōu)點就是結構簡單，由于其搭配的是非獨立懸架，所以對于左右車輪，驅動橋殼是一個整體，制造工藝好，相比斷開式驅動橋，其成本也要低很多?？墒怯捎谄鋺覓熨|量較大，因此它在提高平順性提高平順性和提高平順性上不好。
圖2-1非斷開式驅動橋示意圖
所設計得車型為ZQ1030型皮卡車，要求具有一定的承載能力。驅動橋的結構形式為非斷開式驅動橋。
2.2 主減速器結構形式的選擇
有很多種不同結構形式的主減速器，如圖2-2所示。
圖2-2主減速器結構形式
單級主減速器的優(yōu)缺點十分明了，其結構僅由一對圓錐齒輪副組成，因此其結構簡單使用方便。缺點是主傳動比小。當提高主減速器傳動比時，必須要增大從動齒輪的直徑，增大驅動橋殼的尺寸，因此將會使最小離地間隙減小，降低汽車的通過性。單級主減速器應用于轎車和輕、中型貨車上。
雙級主減速器的優(yōu)點是采用雙級主減速器與單級主減速器相比，傳動比大，但是為了獲得較大的傳動比，需要經過兩對齒輪副的減速增扭，需要較大的空間，使得整個驅動橋的尺寸都隨之增大，制作工藝復雜，因此也使得雙級主減速器的費用增加很多。雙級主減速器用于中、重型貨車、大客車和越野車上。
畢業(yè)設計的車型為ZQ1030型皮卡車，其總質量只有3噸，因此選擇單級主減速器。
2.3 主減速器錐齒輪結構的選擇
主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面錐齒輪、圓柱齒輪和渦輪蝸桿等形式。這里主要介紹弧齒錐齒輪和雙曲面錐齒輪。
弧齒錐齒輪最主要的優(yōu)點是主、從動齒輪在傳動時軸線垂直相交于一點。然而弧齒錐齒輪由于對嚙合精度要求不是很高，因此當齒輪副錐頂稍微不吻合，會使工作條件急劇變壞，從而加劇齒輪的磨損增大噪聲。
雙曲面錐齒輪傳動的優(yōu)點是主、從動錐齒輪的軸線相互垂直但不相交。雙曲面錐齒輪的優(yōu)點有：在它們尺寸相同情況下，雙曲面齒輪傳動的傳動比要更大一些；在傳動比一定，從動齒輪尺寸相同的情況下，雙曲面主動齒輪與相應的弧齒錐齒輪相比較，它有較大的直徑，較高的輪齒強，較高的主動齒輪軸剛度以及軸承剛度；在傳動比一定，主動齒輪尺寸相同的情況下，雙曲面從動齒輪與相應的弧齒錐齒輪相比較，它的尺寸更小，更易得到較大的離地間隙。
在主減速器比高于4.5，輪廓尺寸有限，選雙曲面齒輪傳動；在傳動比小于2.0的情況下，選弧齒錐齒輪，它的的差速器可利用空間多；在中等傳動比的情況下，兩種齒輪都可運用。
本次畢業(yè)設計的車型為ZQ1030型皮卡車，綜上原因選擇雙曲面錐齒輪。
2.4 主減速器錐齒輪支承形式的選擇
若要使主減速器能夠很好地工作，則要求主、從動輪有較好的嚙合狀況。齒輪的正確嚙合，與很多因素有關，在加工時生產出的齒輪的質量，以及主減速器殼體的剛度的大小等都會影響齒輪的正確嚙合。
下面我們主要分析兩種主動錐齒輪的支承形式：
（1） 懸臂式支承的優(yōu)點是結構簡單，缺點是剛度較差，主要用在傳遞的轉矩較小的主減速器上。
（2）跨置式支承，在一般情況下跨置式齒輪的承載能力要高。然而跨置式支承需要有支承導向軸承及軸承座，結構復雜，加工成本高，綜合懸臂式支承和跨置式支承的優(yōu)缺點，承載式車身更適合本次的設計要求。
本次畢業(yè)設計的車型為ZQ1030型皮卡車，其減速器主動錐齒輪用懸臂式支承。
2.5 主減速器基本參數選擇和計算
2.5.1 主減速器傳動比的確定
=0.377 （2－1）
=0.377
=6.08
式中：－車輪滾動半徑；
－變速器最高檔傳動比。
2.5.2 主減速器錐齒輪計算載荷的確定
錐齒輪計算載荷的確定方法：
（1）按發(fā)動機的最大轉矩，發(fā)動機最低檔的傳動比來確定從動錐齒輪的計算轉矩
= （2－2）
=
=3832.32
式中，－計算轉矩，；
－發(fā)動機最大轉矩，，由任務書中比轉矩計算所得；
n－計算驅動橋數，n=1；
－變速器一檔傳動比，=4；
－分動器傳動比，=1；
－主減速器傳動比；
－從發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的傳動效率，=90%；
K－液力變矩器變矩系數，K=1；
－動載系數，=1。
（2）按驅動輪打滑扭矩確定從動輪計算轉矩
= （2－3）
=
=7371.05
式中，－計算轉矩，；
－滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷，；
－汽車在發(fā)出最大加速度時的后橋負荷轉移系數；
－輪胎與地面間的附著系數，對一般輪胎的公路用車，取=0.85（水泥或瀝青路），對于越野車一般取=1.0；
－輪胎的滾動半徑，；
－主減速器從動錐齒輪到車輪間的傳動比；
－主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率，=1（無輪邊減速器）
（3）按日常行駛平均（當量）轉矩確定從動錐齒輪計算轉矩
= （2－4）
=（） （2－5）
=29400（0.016+0.08+0）
=2822.4
將（2－5）代入（2－4）得：
==1156.24 （2－6）
式中，－汽車牽引力，；
－計算轉矩，；
－驅動橋數；
－汽車總重量，；
－道路滾動阻力系數，取=0.016；
－日常公路坡度系數，取=0.08；
－汽車的性能系數，取=1。
2.5.3 主減速器錐齒輪主要參數的選擇
（1）主動和從動錐齒輪齒數和
當主、從動輪的齒數和之間有公約數時，會在運行時齒輪每個齒不能得到均勻磨損，降低齒輪壽命，因此主從動輪齒數的選擇不能存在公約數；主、從動齒輪齒數和大于40，是考慮到兩個方面做出的規(guī)定，一是為了主從動齒輪有較高的齒面重合度，二是為了提高輪齒強度；乘用車，大于9，商用車，大于6，這是在考慮齒數越大，齒輪質量越大，則其在運行時產生的噪音，振動也較大，限制主從動輪齒數是為了嚙合更加平穩(wěn)；當主傳動比較大的時候，的取值會對離地間隙的大小產生影響，越小，離地間隙越合適；傳動比不一樣的時候，應不同分析，根據情況選擇合適齒數，和配合好。
取=7，=44 則Z2/Z1=6.08，符合要求。
（2）從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數
可以根據從動齒輪上的最大計算轉矩來進行從動錐齒輪大端分度圓直徑的初選。
= （2－7）
=
=277
式中，－是大端分度圓直徑， ；
－直徑系數，取13～16.2；
－從動錐齒輪的最大計算轉矩，;
==3832.32 （2－8）
齒輪斷面模數===5.23 （2－9）
取=5
同時，還應滿足：
= （2－10）
=(0.3～0.4)=4.69～6.26
所以=5滿足要求。
（3）主、從動錐齒輪齒面寬和
從動錐齒輪齒面寬度的選擇方法按照其錐距的0.3倍，即：
（2－11）
而且應滿足：
（2－12）
=105=50
一般推薦:
=0.155 (2－13)
=32.9
故取=33。b1一般比b2大10%，即b1=1.1b2=36.19，取36mm。
（4）雙曲面齒輪副偏移距E
E值過大或過小都會產生不好的影響。對于負載較小，質量不大的皮卡車，E0.2，且E40%；對于總質量較大的皮卡車，E（0.10～0.12），且E20%。另外，主傳動比越大，則E也應越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切。
0.2 (2－14)
=0.2=46
取E=35。
（5）中點螺旋角
在選擇螺旋角時需要考慮多方面的原因，當取越大時，其齒面接觸寬度也隨之增大，因此也越大，在傳動過程中隨著嚙合齒數的增多，其動力在傳遞過程中的振動也會減弱，降低噪聲，使其傳動更加平穩(wěn)。但是過大，會導致軸向力增大。本設計中點螺旋角選取。
（6）螺旋方向
在選擇旋向時主動小齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，這是一般規(guī)定的。
（7）法向壓力角
法向壓力角較大時減大其重合度，從而提高輪齒強度。當齒輪尺寸，負荷較小時，宜采用較小的壓力角，增大其齒輪端面重合度，使其在運轉過程中更平穩(wěn)，噪聲小，振動小。
本次設計采用=。
2.5.4 主減速器錐齒輪的幾何尺寸
主減速器的準雙曲面齒輪的幾何尺寸的公式及數據如下表2-1。
表2-1 主減速器準雙曲面齒輪的幾何尺寸
參數
公式
主動齒輪
從動齒輪
分度圓直徑
79
277
齒頂高
4.52
5.22
齒根高
6.86
5.48
大端齒頂圓直徑
83.49
282.81
齒根圓直徑
72.11
254.19
分錐角
15.5°
74.5°
頂錐角
根錐角
錐距
121.8
133.7
全齒高
11.38
11.11
齒寬
33
36
2.6 主減速器錐齒輪強度計算
2.6.1 單位齒長上的圓周力
在汽車行業(yè)中，輪齒上單位齒長上的圓周力
（2－15）
式中，－單位齒長上的圓周力，；
－作用在齒輪上的圓周力，；
－從動齒輪齒面寬，。
圓周力有兩種計算方法。
（1）按發(fā)動機最大轉矩計算
（2－16）
=
=9528.57
將（2－16）代入（2－15）得：
（2－17）
=
=190.57＜ 符合要求。
式中，－變速器傳動比，常取一檔或直接檔傳動比，上式取直接檔傳動比=1；
－主動錐齒輪分度圓直徑，。
（2）按輪胎最大附著力矩計算
（2－18）
=
=41880.97
將（2－18）代入（2－15）得：
（2－19）
=
=837.62＜
通過計算可以看出，該對雙曲線錐齒輪表面耐磨性符合規(guī)定的要求。
2.6.2 輪齒彎曲強度計算
（2－20）
式中，－彎曲應力， ；
－齒輪上的計算轉矩，；
－端面模數，；
－齒面寬，；
－齒輪大端分度圓直徑，；
－齒根彎曲強度和齒面接觸強度的過載系數，對于汽車，=1；
－齒根彎曲強度和齒面接觸前度的尺寸系數，當時，=；當＜時，=0.5；
－齒面載荷分配系數，跨置式=1～1.1；懸臂式=1.1～1.25；
－質量系數，=1；
－輪齒彎曲應力的綜合系數。
（1）主動錐齒輪輪齒彎曲強度計算
=3832.32時，
（2－21）
=
=630.32
= （2－22）
=
=585.42＜
（2）從動錐齒輪輪齒彎曲強度計算
=3832.32時，
= （2－23）
=432.53＜
通過計算結果可以看出，該對雙曲線錐齒輪的輪齒彎曲強度是符合規(guī)定的。
2.6.3 輪齒接觸強度計算
（2－24）
=
=1769.32＜2800
式中，－齒面接觸應力，；
－主動齒輪計算轉矩，；
－尺寸系數，一般取=1；
－表面品質系數，一般取=1；
－齒面寬，取齒輪副中的較小值，一般取大齒輪的齒面寬，；
－主動齒輪分度圓直徑，
－綜合彈性系數，鋼對鋼的齒輪=234；
－齒面接觸強度的綜合系數。
通過計算結果可以看出，該對雙曲線錐齒輪輪齒的接觸強度是符合要求的。
3. 差速器設計
3.1 概述
汽車在路上行駛時，會經過一些高低不平的路，或者在轉彎時，或者左右兩輪胎內的氣壓不等，輪胎磨損程度不一致等因素，會造成左右兩車輪轉速不一樣，若是不采取任何措施，則會加劇車輪的磨損，且極易出現(xiàn)打滑的現(xiàn)象，這對駕駛人以及路上其他汽車上的人的安全，是存在很大隱患的，還有一點需要注意的是當左右兩車輪轉速不一致時，會造成轉彎時轉向沉重，從而影響其操縱穩(wěn)定性。所以，差速器在行車過程中的應用是很有必要的。
差速器主要是用來控制左右車輪的轉速不同，從而增加了汽車的操縱穩(wěn)定性，平順性，同時也減少了輪胎的磨損，增大了行車安全。
3.2 差速器結構形式的選擇
差速器的分類如下圖3-1所示：
圖3-1差速器的分類
對稱式錐齒輪差速器的優(yōu)點有質量小，結構簡單，成本低，它的優(yōu)點使很多汽車均采用該種差速器。其構造如圖3-2所示：
圖3-2對稱式錐齒輪結構示意圖
1-滾動軸承；2-差速器左殼；3-半軸齒輪推力墊片；4-半軸齒輪；5-行星齒輪球面墊片；6-行星齒輪；7-從動錐齒輪；8-差速器右殼；9-行星齒輪軸；10-螺栓
本次畢業(yè)設計的車型為ZQ1030型皮卡車，選擇對稱式普通錐齒輪差速器。
3.3 普通錐齒輪差速器錐齒輪設計
3.3.1 差速器錐齒輪主要參數的選擇
（1）行星齒輪數
考慮到ZQ1030型皮卡車的承載大小，選擇=4。
（2）行星齒輪球面半徑
可根據經驗公式來確定行星齒輪球面半徑。
（3－1）
=
=39.5
式中，－行星齒輪球面半徑系數，=2.5～3.0，設計取=2.5；
－差速器計算轉矩，=；
－球面半徑，。
行星齒輪節(jié)錐距
=(0.98～0.99) （3－2）
=(0.98～0.99)
=38.71～39.105
取=39。
（3）行星齒輪和半軸齒輪齒數、
本次設計取=12，=18。
（4）行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、及模數
行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、分別為
== （3－3）
== （3－4）
錐齒輪大端的端面模數為
（3－5）
取。
（5）壓力角
對于一些質量較大，承載能力大的皮卡車需要采用更大的壓力角，本次設計取。
根據任務書要求，該設計取=。
（6）行星齒輪軸直徑及支承長度
（3－6）
=
=22.73
取行星齒輪軸直徑23。
式中，－差速器殼傳遞的轉矩，
－行星齒輪支承面中點到錐頂的距離，；約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半；
－行星齒輪數；
－支承面允許擠壓應力，取=98。
行星齒輪在軸上的支承長度為
（3－8）
=
=25.3
3.3.2 差速器齒輪的幾何尺寸
差速器齒輪的幾何尺寸如表3-1所示。
表3-1差速器齒輪幾何尺寸
序號
名稱
計算公式
（1）
行星齒輪齒數
（2）
半軸齒輪齒數
=
（3）
模數
3.5
（4）
齒面寬
（5）
齒工作高
=5.6
(6)
齒全高
=
（7）
壓力角
（8）
軸交角
=
（9）
節(jié)圓直徑
=,=
（10）
節(jié)錐角
，
，
（11）
周節(jié)
（12）
節(jié)錐距
=
（13）
齒頂高
=3.52
=2.08
(14)
齒根高
=
（15）
徑向間隙
C=
（16）
齒根角
（17）
面錐角
（18）
根錐角
（19）
外圓直徑
3.4 差速器錐齒輪材料的選擇
差速器齒輪材料的選擇是需要考慮其適用范圍，以及所需達到的剛度，強度要求來選擇的，其基本成分多為滲碳合金鋼。
3.5 差速器錐齒輪強度計算
差速器的齒輪只有在左右兩車輪轉速不一致時才受力，因此其計算方式和主減速器的不同，主減速器的齒輪副是長期處于結合狀態(tài)，但是差速器齒輪只是在汽車特定情況下才發(fā)揮作用，它的受力是變化的。綜上原因，差速器齒輪不用進行疲勞強度計算，只需彎曲強度計算。
按照主減速器錐齒輪在行駛過程中承受的最大轉矩
（3－9）
=
=948＜
其中，－彎曲應力，；
－半軸齒輪計算轉矩，，；
－差速器計算轉矩，，；
－行星齒輪數；
－綜合系數，；
－半軸齒輪齒寬，；
－齒根彎曲強度和齒面接觸強度的尺寸系數，當時，；當＜時，=；
－半軸齒輪大端分度圓直徑，。
4. 車輪傳動裝置設計
驅動車輪的傳動裝置的主要功能是把從差速器傳出來的轉矩傳到驅動車輪上，再作用于地面，從而產生使車前進的動力，它在驅動橋的后端，是驅動橋不可缺少的一部分，主要由半軸和萬向節(jié)傳動裝置組成。根據不同的驅動橋結構（斷開式驅動橋或非斷開式驅動橋），半軸的形式也有所不同對于非斷開式驅動橋，半軸直接連接差速器的半軸齒輪和輪轂，半軸就是整個驅動橋的傳動裝置。
4.1 半軸形式的選擇
普通非斷開式驅動橋的半軸主要有三種不同的形式，下面分別對這三種進行分析：
（1） 半浮式半軸，由于其支撐條件的限制，半浮式車軸安裝后不僅需要承受轉矩，還要承受一定的彎矩作用，半軸受力越復雜，則其承載能力越弱，但是，半浮式半軸的優(yōu)點在于質量較小，結構簡單，因此可用于輕載類汽車上。
（2）3/4浮式半軸，它的外端由一個軸承支承，另一端則沒有，因此其支承剛度極差，并且考慮到它并不是全浮式，因此還要承受部分彎矩作用，但其所受彎矩要比半浮式半軸所受彎矩小。綜合其優(yōu)缺點考慮，該結構在汽車上應用不是特別多。
（3）全浮式半軸，它的整個軸都是放在半軸套管里，而半軸套管則由一對軸承支承。分析其結構便可知道，全浮式半軸的一個優(yōu)點就是拆裝，維修方便。當半軸出現(xiàn)問題時，無需拆下整個驅動橋，半軸可從半軸套管里完全抽出。再考慮到其全浮的結構，因此，該全浮半軸只承受轉矩，而不受任何彎矩的作用。
綜合以上三種不同支承方式的半軸，該設計采用全浮式半軸。
4.2 半軸的結構設計
在進行半軸結構設計時，首先應滿足其工作時剛度，強度的要求。根據上述的分析可知，半軸大部分承受扭矩，小部分承受彎矩，因此，其破壞方式多為扭轉疲勞破壞，為了延長半軸的使用壽命，其制造工藝要求比較嚴格，不能有較大的應力集中，不能有較小的過渡圓角，采取一切措施減小其應力集中。還可以選擇將其尺寸增大，做成較粗的半軸，改善其工藝。同時軸的兩端在制造時可選擇花鍵形狀，其中漸開線花鍵用的相對比較多一些。
4.3 半軸材料的選擇
半軸的材料很多都是含鉻的中碳合金鋼，分析后，該設計中半軸的材料為。
4.4 半軸強度計算
計算扭轉應力，轉角。
（4－1）
（4－2）
式中，－半軸直徑，，；
－半軸長度，，；
－材料的剪切彈性模量，，；
－半軸端面極慣性矩，；
－車輪的附著力矩，。
（4－3）
=
=
（4－4）
=
=
式中，－汽車總重落在一個驅動橋上的靜負荷，；
－負荷轉移系數；
－車輪滾動半徑，；
－附著系數，計算時取。
將（4－3）和（4－4）代入（4－1）和（4－2）得：
（4－5）
=＜
根據上述計算說明，本次設計的半軸的強度是符合要求的。
5. 驅動橋殼設計
當我們從汽車的外部所能直接看到的驅動橋部分就是驅動橋橋殼，它是驅動橋的重要組成部分，在承載和傳力部分發(fā)揮著重要的作用。驅動橋的其它主要部分（主減速器，差速器，半軸，萬向節(jié)等）也都被包在驅動橋殼之中。
在對驅動橋殼進行設計時，我們不僅僅應滿足其承載和傳力的作用，承載即應有足夠的強度和剛度，在復雜載荷的作用下，還能保持其原本形狀，不會輕易遭到破壞，還應盡可能減少其質量，縮小其結構，并且在結構設計上應便于拆裝，還需考慮其制造材料等問題。
5.1 驅動橋殼結構形式的選擇
驅動橋殼主要有三種不同的結構形式：
（1）可分式橋殼，它的好處是制造工藝特別簡單，制造效率高，不好的地方在于一旦裝上去不易拆裝，維修和保養(yǎng)都很不方便，不符人們的要求，現(xiàn)已逐漸淘汰掉了。
（2）整體式橋殼，由于其結構的一體性，不像可分橋殼一樣，存在連接問題，因此其具有較大的強度和剛度，又由于其結構簡單，其拆裝要比可分式橋殼方便很多。
（3）組合式橋殼，它的優(yōu)點在于不僅具有好的軸承支承剛度，而且方便調整和維修。
綜上考慮，該設計中選擇整體式橋殼。
5.2 驅動橋殼強度計算
橋殼的受力如圖5-1所示。
圖5-1橋殼受力示意圖
不平路面沖擊載荷作用下驅動橋殼強度計算
（5－1）
=
=
即300MPa<<500MPa,符合要求。
式中，－汽車在不平路面上，危險斷面的彎曲應力，；
－輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離，；
－動載系數，乘用車??；貨車取；越野車取。
6. 后懸架設計
綜合考慮,在本次設計中后懸架選擇為鋼板彈簧。
6.1 懸架結構形式的選擇
懸架是汽車在行駛過程中不可缺少的一部分，它主要用來連接車輪和車身，并能夠緩和車輪對車架的各種反作用力，提高駕駛人員的舒適性。按照其結構不同，懸架分為獨立懸架和非獨立懸架，兩種不同形式的懸架各有各的優(yōu)點，在進行選擇時應根據不同的車型，載貨量，以及制造方案等因素，做出合適的選擇。
非獨立懸架的結構是左右兩輪通過一根剛性軸連接，因此結構簡單制造成本低，但由于兩車輪剛性連接，在經過左右兩車輪 高低不平的路面時就會造成顛簸嚴重，影響其乘坐舒適性和行駛平順性。
獨立懸架是針對左右兩個不同的車輪分別安裝兩個懸架，與非獨立懸架相比，其結構更加復雜，制作不方便，成本高，但是，在汽車行駛過程中，獨立懸架能更好的處理路面不平問題，能提供更好的乘坐舒適性和行駛平順性。
根據前面所選的驅動橋的結構為整體式，因此懸架的結構為非獨立懸架。
6.2 懸架主要參數的確定
（1）懸架靜撓度
懸架靜撓度為汽車滿載靜止時，懸架上的載荷與懸架剛度之比：
（6－1）
汽車后部分車身的固有頻率為：
（6－2）
當運用彈性特性為線性變化的懸架時，后懸架的靜撓度為：
（6－3）
式中，－后懸架剛度，；
－后懸架的簧上質量，；
－重力加速度，。
將（6－3）代入（6－2）得：
（6－4）
在貨車滿載的情況下，后懸架的偏頻在～之間。
該設計選定的后懸架偏頻
將代入（6－4）得：
（6－5）
=
=
（2）懸架的動撓度
通常要求懸架的動撓度的值較大，動撓度的值越大，越能在行駛到壞路上時避免碰撞緩沖塊。該設計取。
6.3 彈性元件計算
在后懸架的彈性元件選擇中，鋼板彈簧占很大一部分，由于其在汽車上可縱置，可橫置，并且鋼板彈簧在縱置時能傳遞各種力和力矩，因此，鋼板彈簧在汽車上得到了廣泛的應用。
6.3.1 鋼板彈簧主要參數的確定
初始條件：
滿載靜止時汽車后軸負荷；
滿載靜止時汽車后軸簧下部分荷重；
懸架的靜撓度；
懸架的動撓度；
汽車的軸距；
單個鋼板彈簧的載荷。
（1）滿載弧高，本次設計取=。
（2）鋼板彈簧長度的確定
鋼板彈簧長度過長，會產生一系列不好的影響，比如降低彈簧應力，降低彈簧高度，但反之它也有其好的一面，增加彈簧長度可以提高彈簧使用時間，更好的保護彈簧，并且改善汽車行駛平順性。
該設計取。
（3）鋼板斷面寬度和厚度的確定
鋼板彈簧所需要的總慣性矩為：
（6－6）
其中，－型螺栓中心距，100；
－考慮型螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數，剛性夾緊取，撓性夾緊取；本次取；
－鋼板彈簧垂直剛度，；
－撓度增大系數；
－材料彈性模量，取
鋼板彈簧垂直剛度為：
（6－7）
=
=91.77
先確定與主片彈簧等長的重疊片數=1，在估計一個總片數=10，則=0.1。
撓度增大系數為：
（6－8）
=1.374
（6－9）
=20292.73
鋼板彈簧總截面系數為：
（6－10）
式中，為許用彎曲應力。推薦前彈簧和平衡懸架彈簧為350～450；后主簧為450～550；后副簧為220～250。本次取=500。
（6－11）
=4663.58
鋼板彈簧平均厚度為：
（6－12）
=
=8.7
取=8。
當彈簧鋼片的寬度越大，則在連接到車架上的卷耳部分強度就會增大，提高其連接強度，但同時彈簧鋼片的寬度越大，受到側傾力時，彈簧的扭轉應力也將會變大。片寬與片厚的比值=6～10。則鋼板彈簧斷面寬為：70。
（4）鋼板彈簧片數的確定
（6－13）
則
=6.79 （6－14）
取。
6.3.2 鋼板彈簧各片長度的確定
彈簧個片的長度是由畫圖確定的，首先畫出一個坐標軸，它的縱坐標為各片厚度的立方值按同比例畫上，橫坐標為主片長的一半和U型螺栓中心距的一半，分別將其標為A,B兩點，連接A,B就畫出了三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片的上側交點即為各片長度。各片的實際長度尺寸經過四舍五入后確定。
作圖得：從第三片到第六片鋼板彈簧長度分別為1074；886；796；450。
6.3.3 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算
（1）鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的弧高
（6－15）
式中，－靜撓度，；
－滿載弧高，；
－鋼板彈簧用形螺栓固定后引起的高度變化，。
（6－16）
=
=10.21
式中，－形螺栓中心距，100；
－鋼板彈簧主片長度，。
將（6－16）代入（6－15）得：
（6－17）
=112.71
則鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑為：
（6－18）
=
=1635.24
（2）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定
（6－19）
式中，－第片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑，；
－鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑，；
－各片彈簧預應力，；
－材料的彈性模量，，取；
－第片彈簧厚度，。
為了使鋼板彈簧在安裝后能更好的被人們所使用，因此要保證各片彈簧上應力大小合適。在鋼板彈簧組裝后，應使各片彈簧接觸合適，主片和與它相鄰的其它長片所受的應力不宜過大，才能使鋼片彈簧更長久的使用。
彈簧鋼片從一至六片自由狀態(tài)下的曲率半徑依次為：1967.35mm，1752.47mm，1593.62mm，1432.33mm，1327.52mm，1263.14mm。
6.3.4 鋼板彈簧總成弧高的核算
在鋼板彈簧進行設計時每一片的曲率半徑是在自由狀態(tài)下通過公式計算得到的，而當鋼板彈簧安裝后，在工作狀態(tài)下，每個鋼板彈簧的曲率在載荷的作用下還會發(fā)生變化，與鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下的弧高是不一樣的，綜上所述，我們在設計時需要對鋼板彈簧的總成進行檢驗。
利用最小勢能理論，可求得等厚葉片彈簧的為：
（6－26）
式中，是鋼板彈簧第片的長度，。
R0=1635mm （6－27）
則鋼板彈簧總成的弧高為：
=121.61 （6－28）
6.3.5 鋼板彈簧的強度驗算
汽車啟動時，后鋼板彈簧承受的負荷很大，在它前半部分有最大應力為：
（6－29）
=2231.1
式中，－作用在后輪上的垂直靜負荷，；
－驅動時后軸負荷轉移系數，對于乘用車：=1.25～1.30，貨車：=1.10～1.20；
－道路附著系數，取=0.8；
－鋼板彈簧片寬，；
－鋼板彈簧主片厚度，；
－彈簧固定點到路面的距離，；
－鋼板彈簧前段長度，；
－鋼板彈簧后段長度，；
－鋼板彈簧總截面系數。
6.3.6 鋼板彈簧上其它零件的設計計算
（1）彈簧支架
一般中小型汽車上鋼板彈簧支架的壁厚為3～6，用鋼板焊接在車身上。
本次設計取壁厚為6。
（2）彈簧襯套
轎車以及微型客車車一般都用橡膠襯套，本次設計彈簧襯套采用橡膠襯套。
（3）吊耳
小型汽車的吊耳多用鋼板制成，鋼板吊耳的安裝方式分為承壓型和受拉型兩類，本設計采用受拉式吊耳。
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設計總結
在這次畢業(yè)設計中，我設計的是驅動橋和后懸架。在驅動橋方面主要是選擇和計算主減速器的一對雙曲面錐齒輪、差速器行星直齒錐齒輪和半軸齒輪。在計算好齒輪的幾何尺寸后，對它們進行裝配。在裝配過程中，選擇合適的軸承、調整裝置和支承形式。最后就是計算合理的壁厚，設計工藝性好的橋殼。在懸架方面，主要是計算鋼板彈簧的所有幾何尺寸和選擇合適的吊耳支承形式。
經過一學期的畢業(yè)設計，我對汽車構造尤其是底盤部分有了更深層次的理解。對于底盤部分各總成的裝配關系和動力傳遞路線，有了深刻的了解。當然，由于需要完成相應的外文翻譯，所以英語水平也相應有所提高。
這次畢業(yè)設計的主要設計思路是根據任務書已知的參數和要求，利用各種參考資料和經驗公式選定必要的設計參數。計算和計算機繪圖同時進行，依據計算數據畫圖，同時反過來，根據所畫圖形的結構和裝配關系及時調整計算的設計參數，使所設計的各零件尺寸盡可能精確，力求能完美配合，并且符合國家相關汽車標準。
整體來說，這次所設計的驅動橋和后懸架整體構造還是相對較簡單的，這是從實用性、經濟性和工藝性來決定的。在設計過程中的確遇到過相當多的困惑，特別是剛開始時，由于不知道從入手，困惑了好長時間。最后，還是在閱讀和參考了相當多的課本和參考資料后，才慢慢進入狀態(tài)的。當然，馬冬梅老師和我的同學們是功不可沒的。有了你們，我的畢業(yè)設計才能順利進行和完成。
由于個人第一次設計這么復雜的系統(tǒng)，經驗和水平欠缺，難免會出現(xiàn)各種各樣的錯誤，希望老師能諒解，對于老師們提出來的不足，我會在往后的學習和工作中努力改正，完善自己。
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致謝
這次畢業(yè)設計是我大學四年最后的大豐收，是我辛辛苦苦努力完成的成果。其中困難重重、困惑和迷茫是不可避免的，畢竟在之前我還沒有獨立的設計汽車上的某一總成。做完這個畢業(yè)設計，回頭看看，以前的課程設計，機械設計之類的實在是不值一提。但是，正是因為有了以前的小的設計題目，才使我學會了設計的思路、步驟和宗旨，以及積累了一定的設計經驗。這次的畢業(yè)設計才能順利完成。
在此，我也非常感謝馬冬梅老師和吳心平老師對我的指導。在畢業(yè)設計完成過程中，老師每周都會給我們開會，作指導和督促工作。每當我們有什么問題，老師總是會孜孜不倦的給我們講解。同時，同樣感謝在大學中教過我的老師和幫助過我的同學們。
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