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沈陽理工大學應用技術學院本科畢業(yè)設計（論文）
摘要
據參考車型EQ1070KT2D2技術參數，對此款車型的驅動橋殼進行了新設計。設計中對主減速器總成、半軸等驅動橋零部件進行了外廓設計，確保橋殼設計原始數據的準確性、系統(tǒng)性。在確定了轉速器總成、半軸等零部件外廓尺寸后對驅動橋橋殼進行了細節(jié)化設計，在設計過程中是有CATIA作為輔助設計軟件，對驅動橋殼進行了3D參數化建模，保證了橋殼結構上的準確性、合理性。橋殼結構設計完成后按照下列三種傳統(tǒng)工況對橋殼強度進行了強度分析：
向力或制動力最大時；
垂向力最大時汽車通過不平路面時；
汽車受最大側向力時。
經過校核計算，本文設計的驅動橋殼能滿足上述工況下的使用條件。同時本文還對橋殼加工的工藝性及經濟性進行了簡單的討論。
關鍵詞：驅動橋殼 強度計算 3D建模 工藝性
abstract
目錄
1 驅動橋殼形式 5
1.1非斷開式驅動橋殼的結構形式 5
1.1.1 鑄造整體式橋殼 6
1.1.2 鋼板沖壓焊接整體式橋殼 6
1.1.3鋼管擴張成形整體式橋殼 6
1.2橋殼的設計要求 7
2汽車基本技術參數 8
3主減速器總成外廓尺寸的確定 9
3.1主減速器的結構形式 9
3.1.1主減速器的減速形式 9
3.1.2轉減速器主動錐齒輪支撐型式及安置方法 9
3.2主減速器的基本參數選擇與設計計算 9
3.2.1主減速比的確定 10
3.2.2主減速器齒輪的計算載荷的確定 10
3.2.3主減速器從動齒輪的平均計算轉矩 11
3.2.4主減速器齒輪基本參數的選擇 11
3.3主減速器齒輪材料及熱處理 13
3.4差速器設計 13
3.4.1差速器的結構形式的選擇 13
3.4.2普通對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 14
4半軸輪廓的設計 17
4.1半軸的熱處理 17
5驅動橋殼的設計 18
5.1驅動橋殼的總體設計 18
5.2驅動橋殼的強度計算 18
5.2.1橋殼靜彎曲應力計算 19
5.2.2 在不平路面上沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 20
5.2.3汽車以最大牽引力行駛時橋殼強度計算 21
5.2.4汽車緊急制動時橋殼強度計算 22
5.2.4 汽車受最大側向力時橋殼的強度計算 23
5.3驅動橋殼的材料的選擇 25
5.4驅動橋潤滑 25
6技術經濟性及工藝性分析 26
7結論 27
致謝 28
參考文獻 29
1 驅動橋殼形式
汽車的驅動橋處于傳動系的末端，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，驅動橋包括主減速器(又稱主傳動器)、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。本文主要設計的是EQ1070KT2D2中型車橋殼。
驅動橋殼是汽車上的主要零件之一。驅動橋殼分為非斷開式驅動橋殼與非斷開式驅動橋殼。非斷開式驅動橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。斷開式橋殼主要用于獨立懸掛，保證懸掛跳動時橋體本身、橋體與其他零部件不發(fā)生干涉。本文主要設計輕型驅動橋殼，目前輕型車多采用前置后驅的布置方式。其中，前橋多采用獨立懸架，后橋采用非獨立懸架。因此采用非斷開式驅動橋的橋殼。
1.1非斷開式驅動橋殼的結構形式
非斷開式驅動橋殼的結構形式大致可以分為：可分式，整體式，組合式三種。
可分式橋殼由一個垂直結合面分為左右兩個部分，每一個部分均由一個鑄件殼體和一個壓入其半軸外端的半軸套管組成，由于其對主減速器的裝配，調整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度較低，由于缺點較多，故應經被淘汰；
整體式驅動橋殼的特點是整個殼體制成一個整體，橋殼猶如一個空心梁，其強度剛度都較好。橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好以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)等都十分方便。目前是中重型汽車驅動橋殼的主流方式。整體式橋殼可以分為：鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式、鋼管擴張形成三種形式。
組合式橋殼又稱為支架式橋殼，它是將主減速器殼作為橋殼中部分(鑄件)，而在其兩端壓入無縫鋼管，再用銷釘或塞焊予以固定而成。組合式橋殼同樣具有可分式橋殼所具有的軸承座支承剛度好的優(yōu)點，同時由于其后端有可拆裝的后蓋，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。與整體式橋殼相比較，由于組合式橋殼的鑄件尺寸較小，因此橋殼質量較小，但它還不具備像整體式橋殼那樣可將主減速器及差速器總成調整好后再裝人橋殼的優(yōu)點，而需要邊安裝邊調整。橋殼的擴張成形過程式橋殼對加工精度要求較高，整個橋殼的剛度與整體式的相比也差。
1.1.1 鑄造整體式橋殼
其可以采用球墨鑄鐵、可鍛鑄鐵或鑄鈉鑄造。鋼板彈簧座與橋殼鑄成一體，并在鋼板彈簧座附近的橋殼截面可根據強度要求鑄成適當形狀。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。為了進一步提高橋殼的強度和剛度，則將后蓋與橋殼鑄成一體。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，其強度及剛度均較大，工作可靠。但質量大、加工頂多，制造工藝復雜。故僅用于載荷大的載重汽車，也用于少數小型載貨汽車和越野汽車。
1.1.2 鋼板沖壓焊接整體式橋殼
鋼板沖壓焊接整體式橋殼具有制造工藝簡單、材料利用率高、廢品率很低、生產率高以及制造成本低、足夠的強度和剛度、質量小(僅為鑄造整體式橋殼的75％左右)、工作可靠等優(yōu)點。其主要缺點是橋殼不能做成復雜而理想的斷面，壁厚一定，故難于調整應力分布。由于鋼板沖壓焊接整體式橋殼的一系列優(yōu)點，近年來不僅在轎車、客車，輕、重型載貨汽車上得到了廣泛的應用，而且有些噸位更大的(單個軸荷在14t以下的)汽車也開始采用。逐漸成為主流橋殼方式。
1.1.3鋼管擴張成形整體式橋殼
這橋殼是由中碳無縫鋼管或鋼板卷焊鋼管擴張成形制成。這種制造工藝的生產效率高，材料的利用率最高。橋殼質量雖小但強度及剛度卻比較好。適合于轎車、輕中型載貨汽車的大量生產。
綜上所述，本文選用鋼板沖壓焊接整體式橋殼
1.2橋殼的設計要求
作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置(如半軸)的安裝支架及外殼。汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛乎順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方便。
2汽車基本技術參數
由設計資料包提供的EQ1070KT2D2車型基本參數如下表2-1:
技術參數表2-1
序號
項目名稱
具體參數
1
底盤自重(kg)
2320
2
底盤允許總重(kg)
7100
3
前/后載荷(空載)(kg)
1392/928
4
前/后載荷(滿載)(kg)
2800/5000
5
前后輪距(mm)
1835/1586
6
車架上表面離地高度后橋處(滿載)(mm)
747
7
發(fā)動機最大功率(Kw/rpm)
88/2800
8
發(fā)動機最大扭矩(N.m/rpm)
343/1600
9
變速器格擋速比
5.731/3.368/2.192/1.4664/1 R7.66
10
后橋速比
4.875
11
輪胎型號
8.25-16
12
輪輞規(guī)格
5.50F-16
3主減速器總成外廓尺寸的確定
3.1主減速器的結構形式
主減速器總成主要包含主動齒輪、從動齒輪、軸承、差速器、主減速器殼體、油封等。主減速器總成的結構形式，主要是根據器齒輪的類型、主動齒輪和從動齒輪的和的安裝方法以及減速器形式的不同而異。本文選用的驅動橋殼為鋼板沖壓焊接整體式橋殼。此種橋殼不包含主減速器殼體，主減速器殼體作為單獨的總成與鋼板沖壓焊接整體式橋殼進行螺接[3]。由于篇幅有限這里不進行主減速總成的詳細設計，只對主減速器總成輪廓進行粗略的計算，確保驅動橋殼準確性。
3.1.1主減速器的減速形式
影響減速器形式選擇的因素有汽車類型、使用條件、驅動條件、驅動橋處的離地間隙、驅動橋數和布置形式以及主傳動比i0。其中主傳動比的大小影響汽車的動力性和經濟性，由于主減速比小于i0≤7的汽車上、總質量較小的商用汽車上都采用單級主減速器。因此本論文才用單級主減速器。
3.1.2轉減速器主動錐齒輪支撐型式及安置方法
在殼體結構及軸承形式確定情況下轉減速器主動錐齒輪支撐形式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并且具有較高使用壽命的重要因素之一，現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有懸臂式和騎馬式，因本文設計的是中型車的驅動卡殼，主減速器承受的載荷較大，因此這里選用騎馬式支承來承受較大的載荷。
3.2主減速器的基本參數選擇與設計計算
主減速齒輪組的大小決定了驅動橋殼中間部分的尺寸，包括汽車行駛方向上的尺寸，也包括后輪軸向的尺寸，因此對其進行計算是十分必要的。
3.2.1主減速比的確定
由基本參數知，主減速器的主減速比為i0=4.875。
3.2.2主減速器齒輪的計算載荷的確定
通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（Tje、Tjφ）的較小者。
Tje=Temax*itl*K0*ηt……………………………………（3—1）
Tjφ=G2*φ*rrηlB*iLB………………………………………………（3—2）
式中：Temax——發(fā)動機最大轉矩，N*m；Temax=375 N*m。
itl——由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比， itl=6.33*7.31=27.94；
K0——過載系數，K0=1.0；
n——驅動橋數目，n=1；
G2——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；G2=5000*9.8= 4900 N；
ηt——傳動系傳動效率，ηt=0.9；
φ——輪胎對地面的附著系數φ=0.85；
rr——車輪的滾動半徑，m；經查GB/T2977得知：rr=0.407m；
ηlB iLB——分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減比ηlB=0.9；iLB=1。
代入上式可得Tje=8632.62N*m ；Tjφ=17727.11N*m。由此可知主減速齒輪的計算載荷為Tje=8632.62N*m。
通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（Tje、Tjφ）的較小者。
Tje=Temax*itl*K0*ηt/n…………………………（3—1） Tjφ=G2*φ*rrηlB*iLB………………………………………… （3—2）
式中：Temax——發(fā)動機最大轉矩，N*m；Temax=245 N*m。
itl——由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比， itl=6.8*4.125=26.1825；
K0——過載系數，K0=1.0；
n——驅動橋數目，n=1；
G2——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；G2=3200* 9.8=31360N； φ——輪胎對地面的附著系數φ=0.85；
rr——車輪的滾動半徑，m；經查GB/T2977得知：rr=0.375mm
ηlB iLB——分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比ηlB=0.9；iLB=1。
代入上式可得Tje=5773.24N*m ；Tjφ=11106.67 N*m。由此可知主減速齒輪的計算載荷為Tje=5773.24N*m 。
3.2.3主減速器從動齒輪的平均計算轉矩
主減速器從動齒輪的平均計算轉矩Tjm按由下式（3—3）進行計算
Tjm=Ga+Gt*rriLB*ηLB*n（fr+fh+fp）………………………………（3—3）
式中Ga——汽車滿載質量，N，Ga=7800*9.8=76440N(取底盤滿載質量)；
GT——所牽引的掛車質量，N, GT=0N；
fr fh fp——詳見參考文獻3，取fr+fh+fp=0.092；
rr ηlB iLB，n，Temax參見 （3——2）式說明。
由上式可知3180.24N*m。
3.2.4主減速器齒輪基本參數的選擇
對于單級主減速器，為了磨合均勻主減速器主動齒輪齒數Z1，與從動齒輪Z2應避免之間具有公約數。當i0較小時Z1可取5—12。此時還應考慮到主減速器的最小離地間隙，綜合上述，故選Z1=9；Z2=44。
節(jié)圓直徑的選擇
根據經驗公式可選擇
d2=Kd23Tj ……………………………………（3—4）
式中 ：d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
Kd2——直徑系數，取Kd2=13—16；
Tj——計算轉矩N*m；Tj=Tje=8632.62N*m。
經上式計算可知 d2=290mm;
齒輪端面模數的選擇
d2選定后，可按式m=d2/Z2算出錐齒輪大端模數，并用下式校核
m=km3Tjm……………………………………（3—5）
式中：Tjm——計算轉矩N*m；Tjm=3180.24N*m；
km——模數系數；取km=0.3—0.4；
經計算校核并查閱模數標準[5]可得大端模數為m=5。
齒面寬度的選擇
汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動齒輪寬度F（mm）推薦為：
F=0.155*d2……………………………………（3—6）
式中：d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
經計算可得F=45mm。
經查閱相關資料可得主減速器齒輪組幾何外廓尺寸如下表3-1:
圓弧齒錐齒輪的幾何尺寸表 3—1
序號
項目名稱
計算結果
1
主動齒輪齒數Z1
9
2
從動齒輪齒數Z2
44
3
端面模數m
5
4
齒面寬F(mm)
45
5
節(jié)圓直徑 (mm)
45/220
6
螺旋角的選擇
7
螺旋方向
左
3.3主減速器齒輪材料及熱處理
汽車驅動橋主減速器的工作量相當繁重，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，帶有沖擊載荷等特點，其損壞形式主要有齒根彎曲折斷，齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。據此驅動橋的材料及熱處理應滿足一下要求：
具有較好的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；
輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；
鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變行規(guī)律易控制，以提高產品質量，減少制造成本并降低廢品率；
選擇齒輪的材料的合金元素要符合我國國情。
汽車主減速器和差速器圓錐齒輪目前均采用滲碳合金鋼制造，常用的鋼號有20CrMnTi，22CrMnMo，20MnVB，和20Mn2TiB。這里選用20CrMnTi。
由于新齒輪潤滑不良，因此在熱處理及精加工后給予厚度為0005—0.010——0.020mm的磷化處理，或鍍銅、鍍錫。對齒面進行噴丸處理可能提高25%壽命。
3.4差速器設計
差速器的功用是當汽車轉彎行駛或在不平路面上行駛時，使左右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。
3.4.1差速器的結構形式的選擇
差速器的結構形式選擇，應從所設計的汽車類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定條件下的使用性能要求。
差速器的種類很多，其主要結構形式有：普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，凸輪滑塊式差速器，渦輪式差速器，牙嵌式自由輪差速器。由于國內路面狀況總體目前處于較好的路面狀態(tài)，因此本文才有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。
3.4.2普通對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計
3.4.2.1行星齒輪數目的選擇
轎車一般用兩個行星齒輪。
3.4.2.2行星齒輪球面半徑（mm）的確定
圓錐齒輪的差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。球面半徑可用下式確定：
（3——7）
式中： ——行星齒輪半徑系數，，對于2個行星齒輪的車型，其取較大值；
—— 計算轉矩，=8623.62N*m；
由上式可得=56mm。
確定后可用下式初步確定節(jié)錐距
=（0.98—0.99） （3——8）
可得=55mm。
3.4.2.3行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇
為了得到較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪齒數盡量少，但一般不少于10，半軸齒輪齒數采用14—25。
在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數之和，必須能被行星齒輪數目n整除，否則不能滿足安裝，即滿足
=整數 （3——9）
這里選用=11，=25，滿足上述要求。
3.4.2.4差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角 、
由式 = （3——10）
= （3——11）
式中：
為行星齒輪和半軸齒輪齒數；
求得= 、=；
再根據下式求得圓錐齒輪的大端模數m
m= （3——12）
式中參數已經初步確定，代入上式，初取m為3mm。
模數算出后，其節(jié)圓直徑可由下式求得
d=Z*m
計算結果見表3—2
差速器齒輪幾何尺寸表3—2
序號
項目名稱
計算結果
1
主動齒輪齒數
11
2
從動齒輪齒數
25
3
端面模數m
3
4
齒面寬F(mm)
11
5
節(jié)圓直徑 (mm)
33 75
4半軸輪廓的設計
半軸是驅動車輪的傳動裝置，位于傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋，驅動車輪的傳動裝置為萬向傳動裝置；對于非斷開式驅動橋，驅動車輪的裝置主要零件為半軸。
半軸根據其車輪的支撐方式不同，可以分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。根據總布置要求采用全浮式半軸。
參考相似同類車型，確定其外徑為?35mm，與差速器端用花鍵連接，車輪端用兩個軸承支撐并與輪轂固定。因后輪距為1586mm。初取半軸長度為780mm。
4.1半軸的熱處理
在半軸的結構設計中，為了使花鍵的內徑不致過多地小于半軸的桿部直徑，常常將半軸加工花鍵的端部設計的粗一些，并且適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應增多。這里選6齒。半軸的破壞型式多為扭轉疲勞破壞。該車型的半軸采用矩形線花鍵。材料為40Cr，采用感應淬火，桿部表面硬度為250HBS，心部硬度為230HBS；花鍵部分表面硬度為260HBS，。由于采用感應淬火，半軸桿部表面硬化層的深度為5mm。
5驅動橋殼的設計
根據上述計算的基本參數，可初步確定主減速器總成的外廓尺寸，對驅動橋殼的安裝連接尺寸設計提供了較為準確的理論基礎。同時也對半軸輪廓進行了初步的估算，確定了其外徑，對半軸軸承選擇、軸承座設計提供了數據基礎。驅動橋殼不僅是主減速器總成、半軸等安裝支架，同時也是制動器、車輪輪轂安裝底架。由于篇幅有限這里對制動器、車輪輪轂的外廓不進行理論計算。在參考相近車型結構上，對制動器、車輪輪轂的安裝支架進行粗略的結構設計。
5.1驅動橋殼的總體設計
由上述計算可知對橋殼進行初步的總布置，具體布置結果如下圖：
殼體總布置5-1
由主減速器總成的從動齒輪外廓可確定R1=150mm。暫確定車輛大梁外寬為800mm，參考同類車型將板簧間距設定為900mm，車輪輪距為1586mm。主減速器段殼體采用橋殼采用鋼板沖壓成型，成型后進行焊接?？拷囕喍瞬捎娩摴?，與主減速器段焊接成為一體。鋼板彈簧支座處截面形狀如下圖5-2。內徑R1為40mm。外徑R2為50mm，鋼管厚度為10mm。
5.2驅動橋殼的強度計算
驅動橋殼的強度計算分析我國目前推薦將橋殼復雜的受力情況簡化為三種典型的工況計算。只要在這三種載荷計算工況下橋殼強度得到保證，就認為汽車在各種行駛條件下是可靠的。三種典型工況分別為：縱向力或制動力最大時、垂向力最大時汽車通過不平路面時、汽車受最大側向力時。
板簧座處截面 圖5-2
5.2.1橋殼靜彎曲應力計算
橋殼能否滿足靜態(tài)狀態(tài)強度要求，是進行三種典型計算的前提，因此對橋殼進行靜態(tài)強度計算是十分必要的。橋殼的靜彎曲應力計算簡圖如下：
兩鋼板彈簧座之間的彎矩為：
M=（G22-gw）B-s2……………………………………(5-1)
式中：G2——汽車滿載時靜止于水平地面時驅動橋給地面的載荷，N。 G2=49000N(取后軸滿載載荷)
gw——車輪（包括輪轂、制動器等）的重力，N。忽略不計。
B——驅動輪輪距，m。B=1.586
S——驅動橋殼上兩鋼板彈簧中心間的距離，m。S=0.9m
可知M=8403.5N*m。
由彎矩圖可見，橋殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座附近，而靜彎曲應力δw1（MPa）則為：
δw1=MWv…………………………………………………（5-2）
式中 Wv——危險斷面橋殼的垂向彎曲界面系數[3]，Wv=π*0.13321- 0.084014=5.79*10-4m3
M——見式（5—1）
由此可知δw1=MWv=14.5Mpa小于材料許用應力值滿足設計要求。
靜應力簡圖 5-3
5.2.2 在不平路面上沖擊載荷作用下橋殼的強度計算
當汽車高速行駛于不平路面上時，橋殼除承受在靜載荷狀態(tài)下的那部分載荷外，還承受附加的沖擊載荷，這時橋殼在動載荷下的彎曲應力為：
δwd =Kdδw1 …………………………………………（5—3）
式中 Kd——動載荷系數，取1.75
δw1——橋殼在靜載荷下的彎曲應力，MPA，見式（5—2）
可知 δwd=1.75*1.45=25.4 7Mpa 小于材料許用彎曲應力
5.2.3汽車以最大牽引力行駛時橋殼強度計算
在進行汽車以最大牽引力行駛時橋殼強度計算計算時忽略汽車側向力。此時作用在左右驅動輪上除有垂向反力外，還有切向反力。地面對左右驅動車輪的最大切向力共為：
Pmax=Temax*iTL* ηlB/rr …………………（5-4）
式中 Temax——發(fā)動機最大扭矩，N.m
iTL——傳動系最低檔傳動速比
ηlB——傳動系的傳動效率
rr ——車輪滾動半徑，m。
由此可知：Pmax=21191.84 N.m
錐齒輪差速器的驅動橋，在兩簧座之間橋殼所受的水平方向的彎矩Mh為
Mh=Pmax2*B-S2…………………… ……………(5—5)
由此可知Mh=3634.40N.m
橋殼還承受因驅動橋傳遞驅動轉矩而引起的反作用力。這時在兩板簧座之間橋殼承受的轉矩T為：
T=Temax2*iTL2*ηlB2 ……………………………… (5—6)
式中：Temax——發(fā)動機最大扭矩，N.m
iTL——傳動系最低檔傳動速比
ηlB——傳動系的傳動效率
由此可知T=4312.54 N.m
后驅動橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩為Mv，可由下式進行計算：
Mv=(G22m2-gw) B-S2 …………………………………(5—7)
式中：G2，gw，B，見上述說明；
m2——汽車加速時質量轉移系數，m2=1.2
由式(5—7)可知，Mv=10084.20N.m
橋殼在鋼板，簧座附近的危險斷面為圓形斷面時，則在該處的合成彎矩M∑可由下式進行計算：
M∑=2Mv2+Mh2+T2…………………………………(5—8)
由計算可得 M∑=10727.08 N.m
在危險斷面的合成應力σ∑為：
σ∑= M∑W……………………………………………………(5—9)
式中W——危險斷面處的彎曲截面系數，W=Wh=Wv=5.79*10-4m3
由此可知：σ∑=18.52MPa
由上述計算結果可以看出，汽車以最大牽引力行駛時驅動橋殼完全滿足設計要求。
5.2.4汽車緊急制動時橋殼強度計算
此時作用在左右驅動輪上的力為垂向反力、切向反力。切向反力即地面對驅動車輪的制動力。因此可以求得緊急制動時橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩Mv和水平方向彎矩Mh分別問為：
Mv=(G22*m'-gw)B-s2…………………………………(5—10)
Mh=G22*m'*φ*B-s2……………………………………(5—11)
式中 m'——汽車制動時質量轉移系數，m’=0.75-0.95[3]
φ——驅動輪與路面的附著系數，φ=0.8
gw——此處忽略不計[3]。
G2——汽車滿載時靜止于水平地面時驅動橋給地面的載荷，N。 G2=49000N
由此可知Mv=6722.8 N.m
Mh=5579.9 N.m
橋殼在兩鋼板彈簧座的外側部分同時還受制動力引起的轉矩：
T=G22*m'*φ*rr …………………………………………（5—12)
式中 m'——汽車制動時質量轉移系數，m’=0.75-0.95[3]
φ——驅動輪與路面的附著系數，φ=0.8
G2=49000N。
由此可知 T=5884.7 N.m
將上述結果帶入式（5-8）、（5-9）可得出汽車緊急制動狀態(tài)下危險斷面的合成彎曲應力σ∑。σ∑=22.99Mpa
由計算結果可知，在汽車緊急制動狀態(tài)下此款橋殼滿足設計要求。
5.2.4 汽車受最大側向力時橋殼的強度計算
當車輛滿載、高速轉彎時，則會產生一個相當大的且作用于汽車質心處的離心力。汽車也會由于其他原因而承受側向力。當汽車所承受的側向力達到地面給輪胎的側向反作用力的最大值即側向附著力時，則汽車處于臨界狀態(tài)，此時沒有縱向力。此時一個車輪離開地面，后橋垂直載荷全部作用在另一面車輪上，其危險斷面在輪轂軸承附近。由于本文未進行車輪輪轂的外廓設計，在汽車受最大側向力工況狀態(tài)下進行強度校核時無準確數據支持，因此本文對此工況下的強度校核，只進行定性分析，不進行理論計算。
對于全浮式，在橋殼兩端的半軸套管上，各裝著一對輪轂軸承，他們布置在車輪垂向反作用力作用線的兩側。其具體狀態(tài)如下：
根據一個車輪的受力平衡可以得出下式：
S1L=rra+bY2l-ba+bZ2l ……………………………………… (5—13)
S2L=rra+bY2l+ba+bZ2l …………………………………… (5—14)
S1R=rra+bY2R+ba+bZ2R ………………………………………(5—15)
S1L=rra+bY2Rba+bZ2R …………………………………………(5—16)
式中： rr——車輪滾動半徑，m
S1L、S2L——內外輪轂軸承對輪轂的徑向支撐力，N。
Y2l、Y2R——地面給左右車輪的側向反作用力，具體參考文獻[3]，N。
Z2l、Z2R——左右車輪的支撐反力，具體參考文獻[3],N。
半軸套管的危險斷面位于輪轂軸承附近，該處的彎矩M輪轂為：
M_輪轂=S2R（a+b+l）-S1R*l ……………………（5—17）
式中：l——為輪轂內軸承支撐中心至該軸承內端支撐面間的距離。
彎曲應力為：
δ輪轂=M輪轂πD332（1-d4D4）*103…………………………(5—18)
剪切應力為：
τ輪轂=S2Rπ4（D2-d2） ………………………………(5—19)
合成應力為
δ合成=（δ輪轂2+3*τ輪轂2）…………………………(5—20)
式中 D、d——為半軸套管截面處的外徑、內徑，m。
半軸套管處的壓力不應超過490MPa ，即δ合成≤490MPa。
經上述計算分析可以看出，本文設計的驅動橋殼滿足多工況下載荷強度校核標準。但上述橋殼的分析方法有一定的局限性，只能算出橋殼一端面的應力平均值，而不能完全反應橋殼上應力及其分布的真實狀態(tài)。它僅能用于橋殼強度的驗算或作用于其他車型橋殼強度進行比較。人不能反應橋殼上某點的真實應力值。目前較為先進的橋殼受力分析方法為有限元分析方法，這種方法不僅能準確計算出各個點的應力分布，還能對其進行模態(tài)分析。從而能更快捷更直觀的去評價驅動橋殼的可靠性。
5.3驅動橋殼的材料的選擇
對于鑄造式、可分式及組合式橋殼來說，橋殼鑄件多采用可鍛鑄鐵、球墨鑄鐵、鑄鋼等對于鋼板沖壓焊接式橋殼來說多采用16Mn、09SiV、35或40號中碳鋼板。半軸套管多采用40Cr、40MnB等中碳合金鋼或45號中碳鋼無縫鋼管或鍛件。本文選用延展性較好的16Mn作為鋼板沖壓焊接式橋殼材料。
5.4驅動橋潤滑
車輛傳動系的可靠性是車輛保證動力性和行駛性以及燃油經濟性的最關鍵的部分之一,而車輛傳動裝置中最為重要、工作條件最為惡劣的部分就是驅動橋。減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，尤其應注意主減器主動錐齒輪的前端軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠飛濺潤滑油來實現。為了防止溫度升高而是主減速器和殼內部壓力增高所引起的漏油，應該在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。加油孔應設在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應設在橋殼最低處，但也應考慮到汽車通過障礙時放油塞不易被撞壞。保證驅動橋運行的可靠性、耐久性必須對驅動橋齒輪組進行潤滑。根據季節(jié)、驅動橋載荷狀態(tài)來選擇不同牌號的齒輪油。
由上述可知，對驅動橋潤滑是必要的，因此在驅動橋殼上應設計驅動橋齒輪油的加注孔與排液孔。驅動橋齒輪組采用的是飛濺潤滑，潤滑油的加注量一定的標準過多或過少都會對驅動橋造成不良影響。
6技術經濟性及工藝性分析
一個產品設計完成后，對其進行經濟性、工藝性分析是十分必要的，產品的實用性和價格要盡量的滿足消費者，才是產品設計開發(fā)的主要目的。性價比高才能滿足市場的要求，取得良好的經濟效益。產品的經濟性還應考慮在產品的研發(fā)、設計、生產、使用、報廢過程中對環(huán)境的影響。產品的工藝性直接決定了產品的經濟性。較好的工藝性不僅能起到降低成本的作用，對加工過程中質量的控制也是至關重要的。
本設計所涉及鋼板沖壓焊接整體式橋殼已經是成熟的技術了，在生產過程中初次生產投入較大，這是因為沖壓磨具成本較高，磨具互換性較差。但是隨著產品產產量的提升，均攤在各個橋殼上的磨具成本是逐漸降低的。因此合理設計各個系列橋殼，盡量提高沖壓模具通用性，能直接影響產品的經濟性。本產品在設計過程中使用了專業(yè)軟件進行輔助設計，大大的節(jié)約了設計的時間成本，進一步降低了設計成本。
綜上所述，本文設計的鋼板沖壓焊接整體式橋殼在工藝性、經濟性上有一定的優(yōu)勢，有較好的性價比。
7結論
在近半個學期的畢業(yè)設計之后，我的四年的大學生活即將畫上句號，在這里對本次的畢業(yè)設計進行總結。本文根據總布置要求對車型EQXXXXXXX的驅動橋殼進行了重新設計。設計過程中對四年來所學的專業(yè)知識進行了細致梳理總結。雖然不能做到面面俱到，但是在圖書館翻閱設計資料時，開闊了視野，增強了知識運用能力，為以后的工作打下了堅定地基礎。
這實際過程雖然自身有了很大的提高，但同時也暴露許多不足之處，在以后生活學習中要不斷地努力、進步，為祖國汽車事業(yè)盡一份力。
致謝
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