驅動橋畢業(yè)設計

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　驅動橋作為汽車四大總成之一，其基本的功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，再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承載車身之間的鉛垂力、縱向力，橫向力及其力矩，其質量，性能的好壞直接影響整車的安全性，經(jīng)濟性、舒適性、可靠性，它的性能的好壞直接影

2、響整車性能。而對于商用汽車顯得尤為重要。當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足目前商用載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅動橋。本設計參照傳統(tǒng)驅動橋的設計方法進行了載重汽車驅動橋的設計。本設計首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數(shù)；然后參考類似驅動橋的結構，確定出總體設計方案；最后對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪，全浮式半軸和整 體式橋殼的強 度進行校核以及對支承軸承進行了壽命的校核

3、 。</p><p>　　關鍵詞：商用汽車 驅動橋 單級減速橋 錐齒輪</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It` performance directly influe

4、nce on the entire automobile，especially for the heavy truck.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,sing

5、le reduction final drive axle is.This design following the traditional designing method of the drive axle. First,make up the main parts`structure and the key designing parameters; thus r</p><p>　　Key words:

6、heavy truck drive axle single reduction final drive bevel gear. </p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要1</b></p><p>　　ABSTRACT2</p><p><b&g

7、t;　　前言1</b></p><p>　　第一章 驅動橋結構方案分析3</p><p>　　第二章 主減速器總成設計4</p><p>　　2.1 主減速器的結構形式設計4</p><p>　　2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與計算4</p><p>　　2.3 主減速器圓弧錐齒輪的計算7

8、</p><p>　　第三章 差速器設計17</p><p>　　3.1 差速器的結構設計17</p><p>　　3.2 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇17</p><p>　　3.3 差速器齒輪的幾何計算19</p><p>　　3.4 差速器齒輪的強度計算21</p><p&g

9、t;　　第四章 驅動半軸的設計23</p><p>　　4.1 半軸計算載荷的確定23</p><p>　　4.2半軸的強度計算24</p><p>　　第五章 驅動橋殼的設計26</p><p>　　5.1 鑄造整體式橋殼的結構26</p><p>　　5.2 橋殼的強度計算27</p

10、><p><b>　　結 論31</b></p><p><b>　　謝 辭32</b></p><p><b>　　參考文獻33</b></p><p><b>　　前 言</b></p><p>　　驅動橋一般由主減速器、差

11、速器、半軸和驅動橋殼等組成。其功用是：將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現(xiàn)降速、增大轉矩；通過主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向；通過差速器實現(xiàn)兩側車輪差速作用，保證內、外車輪以不同轉速轉向。</p><p>　　汽車傳動系的首要任務是與發(fā)動機協(xié)同工作，以保證汽車在各種行駛條件下正常行駛所必需的驅動力與車速，并使汽車具有良好的動力性與燃油經(jīng)濟型。在一般汽車的機械式傳動中，

12、有了變速器還不能完全解決發(fā)動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。</p><p>　　首先，是因為絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上是縱向安置的，為使其轉矩能傳給左、右驅動車輪，必須經(jīng)由驅動橋的主減速器來改變轉矩的傳遞方向，同時還得由驅動橋的差速器來解決左、右驅動車輪間的轉矩分配問題和差速要求。</p><p>　　其次，是因為變速器的主要任務僅在于通過選擇適當?shù)臋n位數(shù)及各檔傳動比,以使

13、發(fā)動機的轉矩——轉速特性能適應汽車在各種行駛阻力下對動力性與經(jīng)濟性的要求。而驅動橋主減速器的功用則在于當變速器處于最高檔位（通常為直接檔，有時還有超速檔）時，使汽車有足夠的牽引力，適當?shù)淖罡哕囁俸土己玫娜剂辖?jīng)濟性。為此，則需將通過變速器或分動器經(jīng)萬向傳動裝置傳來的動力，通過驅動橋的主減速器，進行進一步增大轉矩，降低轉速的變化。因此，要想使汽車傳動系設計得合理，首先必須選擇好傳動系的總傳動比，并適當?shù)貙⑺峙浣o變速器和驅動橋。后者的減速比

14、稱為主減速比。當變速器處于最高檔位時，汽車的動力性及燃油經(jīng)濟性主要取決于主減速比。在汽車的總布置設計時，應根據(jù)該車的工作條件及發(fā)動機、傳動系、輪胎等有關參數(shù)，選擇合適的主減速比來保證汽車具有良好的動力性和燃料經(jīng)濟性。</p><p>　　差速器的功用是當汽車轉彎行駛或在不平路面行駛時，使左右驅動車輪以不同的角速度滾動，以保證兩側驅動車輪與地面間作純滾動運動。</p><p>　　汽車行駛過

15、程中，車輪對路面的相對運動有兩種狀態(tài)——滾動和滑動，其中滑動又有滑轉和滑移兩種。</p><p>　　汽車行駛時，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的。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，則不可避免地產(chǎn)生驅動輪在路面上的滑移或滑轉，這不僅會加劇輪胎

16、的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，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。</p><p>　　差速器是個差速傳動機構，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的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分

17、為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。</p><p>　　驅動橋的傳動效率主要決定于其齒輪嚙合及軸承運轉是的摩擦損失和潤滑油的擾動、飛濺引起的功率損失。除齒輪精度及支承剛度外，正確選擇潤滑油可減小齒面間的摩擦損失，改善嚙合；除轉速影響外，正確選擇軸承的尺寸及型號、間隙或預緊度，改善潤滑等是減小軸承摩擦損失的有效措施；除主減速器從動齒輪輪緣的寬度、切線速度及潤滑油黏度的影響外，選擇合理的油面高度，可控

18、制潤滑油的擾動、飛濺引起的功率損失，這些都是減小驅動橋的功率損失提高其傳動效率的主要方法。</p><p>　　隨著高速公路網(wǎng)狀況的改善和國家環(huán)保法規(guī)的完善，環(huán)保、舒適、快捷成為貨車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅動橋而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為貨車主減速器技術的發(fā)展趨勢。</p><p>　　貨車發(fā)動機向低速大扭矩方向發(fā)展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展。為

19、順應節(jié)能、環(huán)保的大趨勢，貨車的技術性能在向節(jié)能、環(huán)保、安全、舒適的方面發(fā)展。因此，要求貨車車橋也要輕量化、低噪聲、高效率、大扭矩、寬速比、長壽命和低生產(chǎn)成本。</p><p>　　對不同用途的汽車來說，驅動橋的結構形式雖然可以不同，但在使用中對他們的基本要求卻是一致的。綜上所述，對驅動橋的基本要求可以歸納為以下幾點：</p><p>　　(1)所選擇的主減速器比應滿足汽車在給定使用條件下具

20、有最佳的動力性和經(jīng)濟性；</p><p>　　(2)當兩驅動車輪以不同角速度轉動時，應能將轉矩平穩(wěn)且連續(xù)不斷地傳遞到兩個驅動車輪上；</p><p>　　(3)當左右兩驅動車輪的附著系數(shù)不同時，應能充分利用汽車的牽引力；</p><p>　　(4)能承受和傳遞路面與車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力及其力矩；</p><p>　　(5)驅

21、動橋各零部件在強度高、剛性好、工作可靠及使用壽命長的條件下，應力求做到質量小，特別是非懸掛質量應盡量小，以減小不平路面給驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性；</p><p>　　(6)輪廓尺寸不大，以便于汽車的總布置及與所要求的驅動橋離地間隙相適應；</p><p>　　(7)齒輪及其他傳動機件工作平穩(wěn)，無噪音或低噪音；</p><p>　　(8)驅動橋總成及零

22、部件的設計應能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化汽車變型的要求；</p><p>　　(9)在各種載荷及轉速工況下有高的傳動效率；</p><p>　　(10)結構簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易。</p><p>　　第一章 驅動橋結構方案分析</p><p>　　由于要求設計的是4噸級的后驅動橋，要設計這樣一個

23、級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅動橋的橋殼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裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。</p><p>　　驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下：</p><p>　　1)中央單級減速驅動橋。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在

24、載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。</p><p>　　2)中央雙級驅動橋。由于中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質量較大時，作為系列產(chǎn)品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅

25、動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。</p><p>　　3)中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊</p><p>　　減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅動橋。</p><p>　　綜上所述，將設計的驅動橋的傳動比定為4.45，小于

26、6。況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，重型汽車驅動橋技術已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢。</p><p>　　單級橋產(chǎn)品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設計的角度看， 重型車產(chǎn)品在主減速比小于6的情況下，應盡量選用單級減速驅動橋。</p><p><b>　　主減速器總成設計</b></p><p>　　2.1

27、 主減速器的結構形式設計</p><p>　　主減速器的結構形式主要是根據(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。</p><p><b>　　1. 齒輪的類型</b></p><p>　　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

28、。由于輪齒端面重疊的影響，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)的地轉向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。</p><p>　　2. 主減速器的減速形式</p><p>　　由上段分析設定采用i＜6小傳動比，設定i=4.45，采用單級主減速器，單級減速驅動橋產(chǎn)品的優(yōu)勢：單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一

29、種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動橋的基本型，在重型汽車上占有重要地位；</p><p>　　3. 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式</p><p>　　作為一個6噸級的驅動橋，傳動的轉矩很大，所以主動錐齒輪采用騎馬式支承。裝于輪齒大端一側軸頸上的軸承，多采用兩個可以預緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個齒輪稱為主動錐齒輪

30、后軸承；當采用騎馬式支承時，裝于齒輪小端一側軸頸上的軸承稱為導向軸承。導向軸承都采用圓柱滾子式，并且內外圈可以分離（有時不帶內圈），以利于拆裝。 </p><p>　　2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與計算</p><p>　　1. 主減速器計算載荷的確定</p><p>　　<1> 發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Ｔce: <

31、/p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中 ——傳動系的最低擋傳動比，在此取9.01，此數(shù)據(jù)此參考斯太爾1291.260/N65</p><p><b>　　車型；</b></p><p>　　——發(fā)動機的輸出的最大轉矩360；</p><p>　　

32、——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.85；</p><p>　　——該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1；</p><p><b>　　——1.0</b></p><p><b>　　由以上各參數(shù)可求</b></p><p><b>　　==13612.7</b></p>

33、;<p>　　<2> 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 ： </p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷， 取50000N</p><p>　　——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；</p&g

34、t;<p>　　——車輪的滾動半徑，輪胎型號為12.00R20，滾動半徑為 0.527m；</p><p>　　，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9， 取1.0</p><p>　　所以 :==20108.9</p><p>　　<3>. 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩<

35、;/p><p>　　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)的轉矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定平均牽引力： </p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中：——汽車滿載時的總重量，此取902000N；</p><p>　　——所牽引的掛車滿載時總重量，0N，但僅用于牽引車的計算；&

36、lt;/p><p>　　——道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015——0.020；在此取0.018</p><p>　　——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</p><p>　　——汽車的性能系數(shù)，取0；</p><p>　　，，n——見式（2-1），（2-3）下的說明。</p>

37、<p><b>　　所以 </b></p><p><b>　　==47326.2</b></p><p>　　2. 主減速器基本參數(shù)的選擇</p><p>　　1)主、從動錐齒輪齒數(shù)和</p><p>　　選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：</p><p

38、>　　1>為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)。</p><p>　　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。</p><p>　　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。</p><p>　　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。</p>

39、<p>　　5>對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。</p><p>　　根據(jù)以上要求參考《汽車車橋設計》[1]中表3-12 表3-13取=9 =40 </p><p>　　2）從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)</p><p>　　對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，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

40、裝。</p><p>　　可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即增大尺寸： </p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0</p><p>　　——從動錐齒輪的計算轉矩，，為Tce和Tcs中的較小者，所以在此取=13612.7</p><p>　　=（

41、13.0～16.0）=（310.4～382）</p><p>　　初選=370 則=/=370/40=9.25</p><p>　　有參考《機械設計手冊》[2]表23.4-3中選取9 ， 則=360</p><p>　　根據(jù)=來校核=9選取的是否合適，其中=（0.3～0.4）</p><p>　　此處，=（0.3～0.4）=（7.16

42、～9.55），因此滿足校核。</p><p>　　3）. 主，從動錐齒輪齒面寬和</p><p>　　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：</p><p>　　=0.155428=55.9 在此取60</p><p>　　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

43、齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大20%較為合適，在此取=80</p><p><b>　　4）中點螺旋角</b></p><p>　　螺旋角沿齒寬是變化的，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

44、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。</p><p>　　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°。</p><p><b>　　5）. 螺旋方向</b></p><p>　　主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋

45、方向與錐齒輪的旋轉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，驅動汽車前進。</p><p><b>　　6.) 法向壓力角</b></p><p>　　加大壓力角可以提高齒輪的強度，

46、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，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定重型載貨汽車可選用22.5°的壓力角。</p><p>　　2.3 主減速器圓弧錐齒輪的計算</p><p>　　1. 減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算</p><p>　　表2-1 主減速器

47、圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表</p><p>　　2. 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算</p><p>　　1） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算</p><p>　　1> 單位齒長上的圓周力</p><p>　　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估算即</p><p><b&g

48、t;　　單位齒長圓周力：</b></p><p><b>　　(2-5)</b></p><p>　　式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； </p><p>　　——從動齒輪的齒面寬，在此取80mm. 則：</p><p><b&g

49、t;　　發(fā)動機最大轉矩</b></p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取360,——變速器的傳動比,</p><p>　　——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取108mm.</p><p>　　按上式 =745N／mm</p><p&

50、gt;　　2>輪齒的彎曲強度計算</p><p>　　汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為：</p><p><b>　　（2-7） </b></p><p>　　式中：——該齒輪的計算轉矩，N·m,——超載系數(shù),在此取1.0,——尺寸系數(shù).</p><p>　　當ｍ時，，在此＝0.829</p&g

51、t;<p>　　——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.1；</p><p>　　——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向</p><p>　　跳動精度高時，可取1.0,</p><p>　　——計算齒輪的齒面寬，mm;</p><p>　　——計算齒輪的齒數(shù)；</p>

52、<p>　　——端面模數(shù)，mm;</p><p>　　——計算彎曲應力的綜合系數(shù)，它綜合考慮了齒形系數(shù)?！　　?lt;/p><p>　　載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。按圖2-1選取小齒輪的＝0.225，大齒輪＝0.195.<

53、/p><p>　　按上式＝183 N/< 210.3 N/</p><p>　　=199.6 N/<210.3 N/ </p><p>　　所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。</p><p>　　圖2-1 彎曲計算用綜合系數(shù)J</p><p>　　3> 輪齒的表面接觸強度計算</p>&

54、lt;p>　　錐齒輪的齒面接觸應力為：</p><p><b>　　(2-8)</b></p><p>　　式中：——主動齒輪的計算轉矩；</p><p>　　——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.5/mm;</p><p>　　，，——見式(2-9)下的說明；</p><p>　　—

55、—尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取1.0；</p><p>　　——表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0</p><p>　　——計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配

56、系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2-2選取=0.115</p><p>　　按上式=1444 〈1750 N/</p><p>　　主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。</p><p>　　圖2-2 接觸計算用綜合系數(shù)</p><p>　　2.4 主減速器軸承的計算</p><p>　　1．錐齒

57、輪齒面上的作用力</p><p>　　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。</p><p>　　為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。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矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲

58、勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按按下計算，當量轉矩：　 (2-9)</p><p>　　式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取360N·m；</p><p>　　，…——變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選??；</p><p>　　，…——變速器各擋的傳動比；</p><p>　　，…—

59、—變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表2-3選??；</p><p>　　表2-2　及各擋使用率</p><p>　　經(jīng)計算為1164.8Ｎ·ｍ，對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑：</p><p>　　經(jīng)計算＝91.54mm =406.82mm</p><p>　　(1) 齒寬中點處的圓周力</p><p

60、>　　齒寬中點處的圓周力為：</p><p>　?。健?　　 (2-10)</p><p>　　式中：——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見</p><p><b>　　式(2-9);</b></p><p>　　——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑.&

61、lt;/p><p>　　按上式圓周力 ==25.44KN</p><p>　?。?）錐齒輪的軸向力和徑向力：</p><p>　　圖2-3 主動錐齒輪齒面的受力圖</p><p>　　如圖2-3，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，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，F(xiàn)分解成兩個相互垂

62、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。在此平面內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)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有：</p><p><b>　?。?-11）</b></p><p><b>　　（2-12）</b></p><p>

63、<b>　　（2-13）</b></p><p>　　于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為：</p><p><b>　　（2-14）</b></p><p><b>　?。?-15）</b></p><p>　　有式（2-14）可計算：</p>

64、<p><b>　　20201N</b></p><p>　　有式（2-15）可計算：</p><p><b>　　=9661N</b></p><p>　　2. 主減速器軸承載荷的計算</p><p>　　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

65、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。</p><p>　　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2-4所示</p><p>　　圖2-4 主減速器軸承的布置尺寸</p><p>　　軸承A，B的徑向載荷分別為</p><p>　　R=

66、 （2-16）</p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　根據(jù)上式已知=20201N，=9661N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm</p><p><b>　　所以軸承A的徑向力</b></p><p>　　= =16985

67、N </p><p><b>　　其軸向力為0</b></p><p>　　軸承B的徑向力RB：</p><p><b>　　R==14374N</b></p><p>　　（1）對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承N307E，此軸承的額定動載荷Cr為102.85KN，所承受的當量動載荷Q

68、=X·R=1×15976=16276N。</p><p>　　所以有: s </p><p>　　式中:——為溫度系數(shù)，在此取1.0;</p><p>　　——為載荷系數(shù)，在此取1.2。</p><p>　　所以==2.703×10s</p><p

69、>　　對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為轉速: </p><p><b>　　(2-18)</b></p><p>　　式中：——輪胎的滾動半徑</p><p>　　——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取32.5 km/h。</p><p

70、>　　所以有上式可得==163.89 r/min</p><p>　　而主動錐齒輪的計算轉速=163.89×4.444=728 r/min</p><p>　　所以軸承能工作的額定壽命：</p><p>　　h (2-19) </p><p>　　式中: ——軸承的計算轉

71、速，r/min。</p><p>　　有上式可得軸承A的使用壽命=6188 h</p><p>　　若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命：</p><p>　　= (2-20)</p><p>　　所以==3076.9 h</p><p>　　和比

72、較，〉，故軸承符合使用要求。</p><p>　　（2）對于軸承B，選用圓錐滾子軸承33217。</p><p>　　在此徑向力R=13369N 軸向力A=20202N，所以=1.51〈e 由《機械設計》[6]中</p><p>　　表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8</p><p><b&g

73、t;　　當量動載荷： </b></p><p>　　Q= （2-21）</p><p>　　式中：——沖擊載荷系數(shù)在此取1.2</p><p>　　有上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N</p><p>　　由于采用的是成對軸承=

74、1.71Cr</p><p>　　所以軸承的使用壽命由式（2-20）和式（2-22）可得</p><p>　　===3876.6 h>3076.9 h=</p><p>　　所以軸承符合使用要求。</p><p>　　對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力計算公式見式（2-18）和式（2-19）已知F=25450N，=9662N，=20202

75、N，a=410mm，b=160mm.c=250mm</p><p>　　所以，軸承C的徑向力：</p><p>　　==10401.3N</p><p><b>　　軸承D的徑向力：</b></p><p>　　==23100.5N</p><p>　　軸承C，D均采用圓錐滾子軸承32218，其額

76、定動載荷Cr為134097N</p><p>　?。?）對于軸承C，軸向力A=9662N，徑向力R=10401.3N，并且=0.93〉e，在此e值為1.5tana約為0.402，由《機械設計》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6</p><p>　　所以Q==1.2(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N </p

77、><p>　　===28963 h></p><p>　　所以軸承C滿足使用要求。</p><p>　　（4）對于軸承D，軸向力A=0N，徑向力R=23100.5N，并且=.4187〉e</p><p>　　由《機械設計》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6</p><p>　　所以Q==1

78、.2×(1.6×23100.5)=44552.96N</p><p>　　===4064.8 h ></p><p>　　所以軸承D滿足使用要求。</p><p>　　第三章 差速器設計</p><p>　　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的角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱

79、式圓錐行星齒輪差速器。</p><p>　　3.1 差速器的結構設計</p><p>　　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。如圖3-1所示。其廣泛用于各類車輛上。</p><p>　　圖3-1 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器</p><p>　　1，12-軸

80、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；</p><p>　　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</p><p>　　由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，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。</p&g

81、t;<p>　　3.2 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇</p><p>　　1. 行星齒輪數(shù)目的選擇</p><p>　　載貨汽車采用4個行星齒輪。</p><p>　　2. 行星齒輪球面半徑的確定</p><p>　　圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，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

82、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。</p><p>　　球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定：球面半徑： </p><p><b>　　(3-1)</b></p><p>　　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；</p><p>　　T——計算轉矩

83、，取Tce和Tcs的較小值，T =13612.7N·m.</p><p>　　根據(jù)上式=2.6=62mm 所以預選其節(jié)錐距A=62mm</p><p>　　3. 行星齒輪與半軸齒輪的選擇</p><p>　　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

84、齒數(shù)比/在1.5～2.0的范圍內。</p><p>　　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：</p><p><b>　?。?-2）&l

85、t;/b></p><p>　　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，=</p><p><b>　　——行星齒輪數(shù)目；</b></p><p><b>　　——任意整數(shù)。</b></p><p>　　在此=18，=10 滿足以上要求。</p><

86、p>　　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</p><p>　　首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角，</p><p>　　==29.05° =90°-=60.95°</p><p>　　再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m</p><p><b>　　m==

87、==6.78</b></p><p>　　由于強度的要求在此取m=8mm</p><p>　　得=80mm =8×18=144mm</p><p><b>　　5. 壓力角α</b></p><p>　　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

88、。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。</p><p>　　6. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L</p><p>　　行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸

89、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?。?lt;/p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中：——差速器傳遞的轉矩，N·m；在此取13612.7N·m</p><p>　　——行星齒輪的數(shù)目；在此為4</p><p>　　——行星齒輪支承面中點至錐頂

90、的距離，mm， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8； </p><p>　　——支承面的許用擠壓應力，在此取69 MPa</p><p>　　根據(jù)上式 =144mm =0.5×144=72mm</p><p>　　≈25mm ≈28mm</p><p>　　3.3 差速器齒輪的幾何

91、計算</p><p>　　表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表</p><p>　　3.4 差速器齒輪的強度計算</p><p>　　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(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，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。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強

92、度校 核。輪齒彎曲強度為</p><p>　　= (3-4)</p><p>　　式中：——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式</p><p>　　在此為1547.25 N·m；</p><p>　　——差速器的行星齒輪數(shù)；</p><

93、p><b>　　——半軸齒輪齒數(shù)；</b></p><p>　　——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖3-2可查得=0.225</p><p>　　圖3-2 彎曲計算用綜合系數(shù)</p><p>　　根據(jù)上式==201.7 MPa〈210.9 MPa</p><p>　　所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。

94、</p><p>　　第四章 驅動半軸的設計</p><p>　　驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器的半軸齒輪傳給驅動車輪。在一般的非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，半軸將差速器的半軸齒輪與車輪的輪轂聯(lián)接起來，半軸的形式主要取決半軸的支承形式：普通非斷開式驅動橋的半軸，根據(jù)其外端支承的形式或受力狀況不同可分為半浮式，3/4浮式和全浮式，在此由于是

95、載重汽車，采用全浮式結構。</p><p>　　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。</p><p>　　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：</p><p>　?、倏v向力（驅動力或制動

96、力）最大時，其最大值為，附著系數(shù)在計算時取0.8，沒有側向力作用；</p><p>　?、趥认蛄ψ畲髸r，其最大值為（發(fā)生于汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)在計算時取1.0，沒有縱向力作用；</p><p>　?、鄞瓜蛄ψ畲髸r（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向力的作用。</p><

97、p>　　由于車輪承受的縱向力，側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有 </p><p>　　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。</p><p>　　4.1 半軸計算載荷的確定</p><p>　　全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩可有求得，其中，的計算，可根據(jù)以下方法計算，并

98、取兩者中的較小者。</p><p>　　若按最大附著力計算，即:</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中：——輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8；</p><p>　　——汽車加速或減速時的質量轉移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.3。</p><p>　　根據(jù)上式=2

99、60000 N </p><p>　　若按發(fā)動機最大轉矩計算，即</p><p><b>　　（4-2）</b></p><p>　　式中：——差速器的轉矩分配系數(shù)，對于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6；</p><p>　　——發(fā)動機最大轉矩，N·m；</p><p>　　——汽車傳動

100、效率，計算時可取1或取0.9；</p><p>　　——傳動系最低擋傳動比；</p><p>　　——輪胎的滾動半徑，m。</p><p>　　上參數(shù)見式（2-1）下的說明。</p><p>　　根據(jù)上式=14359.9 N</p><p>　　在此14359.9 N =14359.9 N·m</p

101、><p>　　全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進行:</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　根據(jù)上式=（49.83～52.99）mm</p><p>　　根據(jù)強度要求在此取52.5mm。</p><p>　　4.2 半軸的強度計算</p><p>

102、　　首先是驗算其扭轉應力：</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　式中：——半軸的計算轉矩，N·m在此取14359.9N·m；</p><p>　　——半軸桿部的直徑，mm。</p><p>　　根據(jù)上式＝＝384.9 MPa< =(490～588) MPa<

103、/p><p><b>　　所以滿足強度要求。</b></p><p>　　在計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。</p><p>　　半軸花鍵的剪切應力為:</p><p><b>　　(4-5)</b></p><p>　　半軸花鍵的擠壓應力為:<

104、;/p><p><b>　　（4-6）</b></p><p>　　式中：——半軸承受的最大轉矩，N·m ，在此取14359.9N·m;</p><p>　　——半軸花鍵的外徑，mm，在此取62.5mm;</p><p>　　——相配花鍵孔內徑，mm，在此取57.74mm;</p><

105、p>　　——花鍵齒數(shù)；在此取24</p><p>　　——花鍵工作長度，mm，在此取120mm;</p><p>　　——花鍵齒寬，mm，在此取3.925mm;</p><p>　　——載荷分布的不均勻系數(shù)，計算時取0.75。</p><p>　　根據(jù)上式可計算得==56.3 MPa</p><p>　　==47

106、.3 MPa </p><p>　　根據(jù)要求當傳遞的轉矩最大時，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。</p><p>　　第五章 驅動橋殼的設計</p><p>　　驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，并承受有車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車身，它同時又是主減速器，差速器和半軸的裝配體。

107、</p><p>　　驅動橋殼應滿足如下設計要求：</p><p>　　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；</p><p>　　2 在保證強度和剛度的情況下，盡量減小質量以提高行駛的平順性；</p><p>　　3保證足夠的離地間隙；</p><p>　　4 結構工藝性好

108、，成本低；</p><p>　　5 保護裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入；</p><p>　　6 拆裝，調整，維修方便。</p><p>　　考慮的設計的是載貨汽車，驅動橋殼的結構形式采用鑄造整體式橋殼。</p><p>　　5.1 鑄造整體式橋殼的結構</p><p>　　整體式橋殼通?？刹捎们蚰T鐵、可鍛鑄

109、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，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)男螤睿ǔ６酁榫匦?。安裝制動底板的凸緣

110、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。</p><p>　　另外，由于汽車的輪轂軸承是裝在半軸套管上，其中輪轂內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向，所以必須將橋殼與半軸套管用銷釘固定在一起。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<

111、/p><p>　　圖5-1 鑄造整體式驅動橋結構</p><p>　　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，適于采用這種結構。尤其是重型汽車，其驅動橋殼承載很重，在此采用球鐵整體式橋殼。</p><p>　　除了優(yōu)點之外，鑄造整體式橋殼還有一些不足之處

112、，主要缺點是質量大、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。</p><p>　　5.2 橋殼的強度計算</p><p>　　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。</p><p>　　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

113、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

114、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強度特征得到保證，就認為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的。</p><p>　　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。</p><p>　　1. 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算</p><p>　　當汽

115、車在不平路面上高速行駛時，橋殼除承受靜止狀態(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(chǎn)生的彎曲應力為</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中：——動載荷系數(shù)，對于載貨汽車取2.5；</p><p>　　——橋殼在靜載荷下的彎曲應力 ，MPa。</p><p>

116、<b>　　根據(jù)上式 MPa</b></p><p>　　2. 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算</p><p>　　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(shù)方面作適當考慮。如圖5-4所示為汽車以最大牽引力行駛的受力簡圖。</p><p>　　圖5-2 汽車以最大牽引力行駛的受力簡圖</p>

117、<p>　　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：</p><p><b>　　（5-2）</b></p><p>　　根據(jù)上式可計算得=25633.7N</p><p>　　由于設計時某些參數(shù)未定而無法計算出汽車加速行駛時的質量轉移系數(shù)值，而對于載貨汽車的后驅動橋可在1.1～1.3范圍內選取

118、，在此取1.2。</p><p>　　此時后驅動橋橋殼在左、右鋼板彈簧座之間的垂向彎矩為：</p><p><b>　　(5-3)</b></p><p>　　式中：，，，——見式（5-1）下的說明。</p><p>　　根據(jù)上式==17802.9 N·m</p><p>　　由于驅動車

119、輪所承受的地面對其作用的最大切向反作用力，使驅動橋殼也承受著水平方向的彎矩，對于裝有普通圓錐齒輪差速器的驅動橋，由于其左、右驅動車輪的驅動轉矩相等，故有： </p><p><b>　　（5-4）</b></p><p>　　所以根據(jù)上式=4966.1N·m</p><p>　　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

120、兩鋼板彈簧座間橋殼承受的轉矩為</p><p>　　= (5-5) </p><p>　　式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此為350N·m;</p><p>　　——傳動系的最低傳動比；</p><p>　　——傳動系的傳動效率，在此取0.9。</p><p&g

121、t;　　根據(jù)上式可計算得=6306.4N·m</p><p>　　所以在鋼板彈簧座附近的危險斷面處的彎曲應力和扭轉應力分別為</p><p><b>　　(5-6)</b></p><p><b>　　(5-7)</b></p><p>　　式中：——分別為橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩