EQ1135F19D東風(fēng)重型汽車9噸級驅(qū)動橋橋殼設(shè)計研究優(yōu)秀課程畢業(yè)設(shè)計】

充值購買 費領(lǐng)取圖紙 九噸級驅(qū)動橋橋殼設(shè)計研究 摘要 ： 汽車的驅(qū)動橋處于傳動系的尾端，是汽車的特別重要的一個部件，它的基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使兩個車輪具備汽車行駛運動學(xué)所要求的差速功效。而本文則重點介紹 9噸級加強型驅(qū)動橋設(shè)計的全過程。這對于我們以后從事設(shè)計工作是非常有用的。 關(guān)鍵詞 ： 主減速器；橋殼；差速器；后橋 of at It is a by or be to nd of by At to of or of In of as of to of an is on as a is us in ey 目 錄 1 緒論 . 1 2 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)組成、功能、工作特點及設(shè)計要求 . 2 3 主減速器 . 3 減速器的功能和結(jié)構(gòu)形式 . 3 減速器的齒輪類型 . 3 減速器的減速形式 . 3 減速器齒輪的主要參數(shù)和強度計算 . 3 速器齒輪載荷的確定 . 3 減速器準(zhǔn)雙曲面齒輪參數(shù) . 4 減速器齒輪的強度設(shè)計計算 . 5 減速器錐齒輪軸承的載荷計算 . 7 4 差速器 . 13 速器齒輪參數(shù)的選擇和計算 . 11 速器的作用及型式的選擇 . 11 星齒輪球面半徑 . 12 星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)1Z、2Z. 12 速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 . 13 力角和軸交角 . 13 軸齒輪齒面寬 . 13 側(cè)間隙的選擇 . 14 速器齒輪強度的計算 . 14 算部位 . 14 荷條件 . 14 速齒輪的強度計算 . 15 5 驅(qū)動橋殼 . 16 次設(shè)計的驅(qū)動橋殼的有關(guān)參數(shù) . 16 動橋 殼的結(jié)構(gòu)選擇 . 17 殼的受力分析及強度計算 . 18 險斷面距車輪中心的距 . 18 險斷面系數(shù)的計算 . 19 種工況下橋殼載荷的計算 . 21 6 驅(qū)動橋螺旋錐齒輪的優(yōu)化設(shè)計 . 27 立優(yōu)化數(shù)學(xué)模型 . 27 標(biāo)函數(shù) . 27 束條件 . 28 學(xué)模型 . 28 用 計算 . 29 7 總結(jié)與展望 . 30 致謝 . 31 參考文獻 ： . 32 1 1 緒論 由于汽車平均車速的提高，載重量的加大，這也成為當(dāng)今汽車的發(fā)展趨勢，從而引起發(fā)動機功率的增加，使得汽車傳動系，其中包括驅(qū)動橋，提出了更高的要求。 與小轎車相比，卡車經(jīng)常需要在更為復(fù)雜的路面上長時間的行駛 ,所以卡車不僅僅要滿足駕駛 過程中的穩(wěn)定性、安全性以外 ,他還需要有良好的舒適性。在具備了良好的舒適性的時候 ,駕駛員的才能夠經(jīng)得起長時間駕駛。為了可以直觀的衡量汽車的舒適性 ,我們選取了汽車的車身固有振動特性作為他的一個重要的指標(biāo)參數(shù)來評判 ,而為了可以得到汽車的車身固有振動特性我們需要通過汽車的驅(qū)動橋特性的衡量 ,因此汽車的驅(qū)動橋特性 ,用來評判汽車舒適性。汽車驅(qū)動橋可以保障汽車在行駛過程中的完全性、穩(wěn)定性和舒適性 ,同時 ,又對車架和車軸起到了鏈接的作用。在衡量一輛輕型卡車好壞的時候驅(qū)動橋作為了一個重要的指標(biāo) ,被編譯在了輕型卡車的技術(shù)規(guī)格里了。 驅(qū)動橋機構(gòu)已經(jīng)是汽車上一個不可或缺的機構(gòu)。驅(qū)動橋機構(gòu)可以承受來自車輪的垂直力矩 ,可以緩沖來自車輪的沖擊力 ,從而使試車可以更加平穩(wěn)的行駛 ,同時驅(qū)動橋機構(gòu)也是是車軸和車身鏈接在一起的彈性機構(gòu)。 可以承受來自車軸的許多振動 ,用以緩解汽車的振動。隨著有限元軟件的開發(fā)和不斷的完善 ,而驅(qū)動橋機構(gòu)的要求也不斷地提高 ,人們可以使用軟件對驅(qū)動橋機構(gòu)進行更加深入的分析 ,得到了許多人的關(guān)注。一個優(yōu)秀的驅(qū)動橋機構(gòu)的設(shè)計 ,他在之前一定要閱讀與大量的文獻資料 ,通過整理學(xué)習(xí) ,才能很好的了解驅(qū)動橋機構(gòu)的組成和各個部件的功能作用 ,首先經(jīng)過計算 ,根據(jù)計算的結(jié)果畫出三維模型 ,運用有限元分析軟件對其進行分析驗證 ,不斷的改進模型 ,使其在達(dá)到目標(biāo)的強度、剛度和耐磨性的同時。還可以盡可能的去減輕自身的自重 ,優(yōu)化結(jié)構(gòu)。 汽車工業(yè)一直以來是 衡量一個國家工業(yè)水準(zhǔn)的指標(biāo)之一 ,我國的汽車工業(yè)是從上世紀(jì) 50,60年代才開始發(fā)展 ,進過了近半了世紀(jì)的發(fā)展 ,已經(jīng)有了很多的突破與進展 ,但是相比于國外的汽車工業(yè) ,他們已經(jīng)有了上百年的發(fā)展 ,我們之間任然存在著巨大的差距。面對這個能源短缺 ,環(huán)保意識不斷加強的今天 ,我們應(yīng)該更加努力發(fā)展汽車工業(yè)技術(shù) ,開發(fā)我屬于我們的自主知識產(chǎn)權(quán)。而驅(qū)動橋機構(gòu)的設(shè)計和開發(fā)是這其中重要的一個環(huán)節(jié)。 我國汽車行業(yè)起步較完 ,各種汽車技術(shù)的研究也發(fā)展緩慢 ,也別是驅(qū)動橋的技術(shù)研究 ,驅(qū)動橋的研究一定程度上受到了我國鋼鐵行業(yè)發(fā)展的限制 ,隨著后來 ,人們對驅(qū)動橋的研究也進一步的加深、 加快。楊宗孟提出了一種驅(qū)動橋的計算模型有效的改善了驅(qū)動橋的剛度要求和疲勞強度。郭孔輝院士在之后將剛度和應(yīng)力統(tǒng)一計算的方式 ,有效的改善了共同曲率的一些問題。劉廣寬 ,鄭賢中等在之后也推出了一系類的關(guān)于驅(qū)動橋的模 2 型 ,分別從集中載荷和三維動態(tài)計算分析的方法來對之前的模型改進 ,取得了顯著的成效。但是總有一些誤差的存在。后來 ,有了非線性有限元分析方法 ,進一步改善了人們對驅(qū)動橋的分析。 鄒北京航空航天大學(xué)、武漢理工大學(xué)、吉林大學(xué)的許多教授和老師通過有限元分析軟件對驅(qū)動橋進行了大量的模擬分析。通過從不同的研究角度、不同的參數(shù)之間的關(guān)系。都取得了一定得進展。 國家對大型基建項目的大量投入，國內(nèi)市場對重型商用車噸位提高的要求不斷增大，因此我們必須不斷研發(fā)新的重型車驅(qū)動橋來迎合市場需求，通過廣泛深入的市場調(diào)研，我們發(fā)現(xiàn)，市場對價位低、 動力強、經(jīng)濟性好而且載重能力大的重型車需求非常迫切。針對目前的情況，東風(fēng)汽車公司本著系列化、通用化、標(biāo)準(zhǔn)化的原則，開發(fā)設(shè)計了 驅(qū)動橋設(shè)計基本要求： （ 1） 驅(qū)動橋各零部件在高強度、工作可靠及使用壽命長的條件下，應(yīng)盡力做到重量輕，尤其是簧下質(zhì)量應(yīng)盡量減小，以減小不平路面帶給驅(qū)動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性。 （ 2） 汽車總體布置并與驅(qū)動橋離地間隔相適應(yīng)。 （ 3） 齒輪及其它傳動零件工作平穩(wěn)、無噪音。 （ 4） 在不同的負(fù)載和速度條件下的高傳輸效率。 （ 5） 布局簡易、修理保養(yǎng)便利、部件工藝性能好、生產(chǎn)容易 2 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)組成、功能、工作特點及設(shè)計要求 驅(qū)動橋包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼部件。驅(qū)動橋的構(gòu)造形式與驅(qū)動輪的懸掛型式緊密相關(guān)。斷開式驅(qū)動橋用于裝有獨立懸架的汽車上，用于安裝主減速器和差速器的橋殼固定在車架或車身上，車輪通過懸架擺臂和車輪萬向傳動軸與橋殼相連， 獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計合理，可提高轉(zhuǎn)向效果，提高車輛操縱穩(wěn)定性。 關(guān)于載重卡車和越野汽車，驅(qū)動橋，特別是中部安裝主減速器處的輪廓尺寸要小，有足夠的離地間隙，滿足汽車通過性的要求。 一般情況下非斷開式驅(qū)動橋的一個明顯特點是汽車的簧下質(zhì)量 相對比較大。 3 3 主減速器 減速器的功能和結(jié)構(gòu)形式 主減速器的結(jié)構(gòu)形式大部分根據(jù)齒輪類型、減速形式以及主從動齒輪的安裝及支承方式的不同來分類。 減速器的齒輪類型 包括弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和渦輪渦桿等 。 減速器的減速形式 根據(jù)減速形式特點不同，主減速器分為： 圖 （ 3 減速器齒輪載荷的確定 1、確定從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 m a x 0 /G e e d i k i n (3式中： 計算轉(zhuǎn)矩 0i 主減速器 傳動比 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 從發(fā)動機到主減速器從動輪之間的傳動效率 1i 變速器一檔傳動比 由于猛接離合器產(chǎn)生的動載系數(shù) 主減速器 雙極主減速器 單極主減速器 雙速主減速器 單、雙級減速配輪邊減速 貫通式主減速器 集體式 單極貫通式 分開式 雙極貫通式 4 分動器傳動比 n 計算驅(qū)動橋數(shù) 2、確定從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩 22 /G s r m m r i (3式中： 轉(zhuǎn)矩 2G 滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜負(fù)荷 r 車輪滾動半徑 2m 汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù) 輪胎與路面的附著系數(shù) m 主減速器傳動效率， 3、確定從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩 /G F j r m r i n （ 3 式中： 計算轉(zhuǎn)矩 減速器準(zhǔn)雙曲面齒輪參數(shù) 如下： 速比 數(shù)： 小齒輪 6 大齒輪 41 從動輪節(jié)圓直徑 從動輪齒面寬 63 主動輪偏置距 35 （下偏） 齒兩側(cè)壓力角 45o 主動齒螺旋角 45 主動輪螺旋方向 左旋 軸交角 90o 齒側(cè)間隙（ 刀盤半徑（ 6 刀尖圓角半 徑（ 動輪） 從動輪齒形：非滾切 5 輪齒收縮：中點傾根錐母線收縮齒 減速器齒輪的強度設(shè)計計算 1、計算部位： 彎曲應(yīng)力、接觸應(yīng)力 2、負(fù)荷條件： 發(fā)動機最大扭矩 56速器頭檔速比 減速傳動比 傳動系效率按 慮 則 56× 566 5703、齒輪強度系數(shù)的計算 對于主動輪 p p （ 3 式中： 主動輪強度系數(shù) 主動輪輸入扭矩 p 主動輪齒根彎曲應(yīng)力（ 2/kg 對于從動輪 (3式中： G 從動輪齒根彎曲應(yīng)力（ 2/kg 從動輪強度系數(shù) 主減速比 耐久性系數(shù)即 (3式中 ： P 齒面接觸應(yīng)力（ 2/kg T （ （ Z 主動輪或從動輪的壽命系數(shù) 強度系數(shù) Q（公制）由英制到公制的單位換算系數(shù)為 命系數(shù) Z（公制 ）由英制到公制的單位換算系數(shù)為 6 4、最大輸出扭矩時的齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力的計算 最大輸入扭矩時主動齒輪上的輸出扭矩 F i (3式中： 為主減速器傳動效率 取 570/396大 輸出扭矩時的齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力 T 396× 396× 8.6 kg/ =1003 × 41.7 kg/中 表（ 1）最大輸入扭矩時齒根 的彎曲應(yīng)力及接觸應(yīng)力見 11下表 項 目 輪齒的彎曲應(yīng)力 面壓 小輪 kg/輪 kg/kg/利森推薦最大值 70 70 280 日產(chǎn)柴推薦最大值 次設(shè)計驅(qū)動橋的計算參數(shù)值 、 7%爬坡時齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力的計算 (1)計算條件以最大總重為條件 (2)7%爬坡時的主動輪輸入扭矩 輸入扭矩i )(m a x (3式中： 最大總重 9850 輪胎滾動半徑 i 坡度 u 路面滾動阻力系數(shù) 7 傳動效率 (3)7%爬坡時齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力 p G 0.2 = 2/ 10 0 6 5 0 3 g f 表（ 2） 7%爬坡時齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力 項目 輪齒的彎曲應(yīng)力 面壓 小輪kg/輪 kg/kg/利森推薦值 21 21 175 日產(chǎn)柴推薦值 5 次設(shè)計驅(qū)動橋所采用的參數(shù)值 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算 表（ 3）錐齒輪主要參數(shù)選擇 齒輪參數(shù) 主動錐齒輪 從動錐齒輪 偏置距 38(下 ) 38(下 ) 齒數(shù) 6 38 模數(shù) 度圓直徑 376 8 齒頂高 全高 均壓力角 22 30 22 30 螺旋角 50 36 58 58 螺旋方向 左旋 右旋 刀盤直徑 12 ） 12 ） 齒側(cè)間隙 音檢驗 按標(biāo)準(zhǔn) 確定主減速器錐齒輪軸承的載荷是該軸承計算的基礎(chǔ)。首先知道錐齒輪在嚙合中齒面上的作用力才能確定軸承載荷。 1、錐齒輪齒面上的作用力 (1) 齒面寬中點處的圓周力 ； 22 (3式中： T 從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩 = 2 2 2s i b =3765178 = 分度圓直徑 =D 從動齒輪分度圓直徑 =376b 齒面寬； 46 從動齒輪節(jié)錐 角。 F=22 =12 2 即： 5936501 co F 1F =2)錐齒輪上的軸向力和徑向力 下圖是主動小齒輪齒面的受力圖。圖中 作用在齒面寬中點 A（該點位于節(jié)錐面 9 上）的法向力。該法向力 A 點出的螺旋方向的法平面內(nèi)，可以分解成兩個互相垂直的力 f. 所在的平面且垂直于 圓周力 圖（ 3動小齒輪齒面受力圖 顯然： ,因而： T ss （ 3 s s（ 3 N N 用在小齒輪輪齒面上的軸向力 + s o s (3公式中的 算小齒輪時用面錐角代替 ,算大齒輪時用根錐角代替 . 綜合（ 3, （ 3, (3 (3。因此得作用在主動齒輪上的軸向力和徑向力為： )c o ss in(c o s 0 = )o i i 0c o s 指向錐頂 ) )s o s(c o s p= )i i o 0c o s 開配齒 ) 從動齒輪上的軸向力和徑向力為： )c o ss in(c o s )o i i 0c o s s o s(c o s G= )i i o 0c o s 、齒面圓周力、軸向力和徑向力得出之后，確定軸承上的載荷得： 圖（ 3減速器軸承的布置尺寸 軸承 C、 )( 221 = ) 7 0 2 5 4 7 7() 9 7 2 6(22120 1 =11 )( 221 = ) 7 0 2 5 4 7 7() 9 7 2 6(22120 1 =( 221 = )2300 1 =( 221 = ) 3 0 8 3 1 0() 8 2 0 6(22300 1 = 差速器 速器的作用及型式的選擇 汽車在行駛過程中兩車輪在同一時間內(nèi)所走過的行程常常是不一樣的。所以在驅(qū)動橋上都設(shè)有差速器，以提高通過性，同時避免在驅(qū)動橋間產(chǎn)生功率循環(huán)及由此引起 的附加載荷，造成傳動系零件損壞、輪胎磨損和增加燃料消耗等。 能夠滿足改姓汽車在給定使用條件下的使用性能要求。差速器的構(gòu)造型式有很多種，其主要的結(jié)構(gòu)型式如下圖 ： 12 圖（ 4差速器的結(jié)構(gòu)型式 本次采用的是對稱式圓錐行星齒輪差速器。 星齒輪球面半徑 3計球球 （毫米） ( 4驅(qū)動橋低計發(fā)計 按 0m a x 2計附最小者計算 由公式計算得： 計附計發(fā)則 計M=25659N 式中： 輪胎對地面附著系數(shù) 取 13 低發(fā)動機到所計算的主減速從動輪之間的最低檔速比 0 取 、 為主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和減速比 計算可得 球R= 計算值是作為參考值，實際選取要根據(jù)結(jié)構(gòu)布置來確定。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置最后確定球面直徑為 157 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)1Z、2軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比在 范圍之內(nèi)。且 右左 (4式中： 左Z 左半軸齒輪的齒數(shù) . 右Z 右半軸齒輪的齒數(shù)通常情況下 左Z、右n 行星齒輪數(shù) I 任意整數(shù) 定差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直 徑 首先要確定行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角1r、2r； 112a rc ta n zr z221a rc ta z (4式中 ：1 分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) 然后按下式初步求得圓錐齒輪的大端端面模數(shù) m: 22 011 0 s (4 14 0 球 節(jié)圓直徑 d=錐齒輪模數(shù)為 軸齒輪節(jié)圓直徑為 壓力角 和軸交角 汽車差速器齒輪過去一般都選用 20時齒高系數(shù)為 1，2的壓力角，齒高系數(shù)為 數(shù)最少可 減少到 10，并且在小齒輪齒頂不變的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，于是使行星齒輪與半軸齒輪趨向于恰等強度。在這里設(shè)計用的交軸角是 90o【 5】 軸齒輪齒面寬 齒寬取為 27 （取外錐距的 33%以下） 外錐距 = 1 12( ) z0(4式中 ： 半軸齒輪節(jié)圓直徑 1 分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) 側(cè)間隙的選擇 嚙合輪齒的非工作面間具有的一定的間隙。即借所謂原始齒廓位移的方法達(dá)到獲得側(cè)隙的目的。在這里我們齒側(cè)取 速器齒輪強度的計算 算部位 齒根應(yīng)力計算 荷條件 減速器輸入扭矩 2570大總重 985015 速齒輪的強度計算 1、齒輪強度系數(shù)計算 強度系數(shù) Q 的定義：強度系數(shù) Q 是用于計算齒根彎曲應(yīng)力的系數(shù)，齒根彎曲應(yīng)力由下式（強度系數(shù)是英制單位，需換算成公制，換算系數(shù)為 定 行星齒輪 18(4式中： 行星齒輪強度系數(shù) 差速器殼的輸入扭矩（ 數(shù)（見附頁中尺寸長） C 英制轉(zhuǎn)化為公制單位換算系數(shù) 半軸齒輪 (4式中 ： 半軸齒輪齒根彎曲應(yīng)力（ kg/ 半軸齒輪強度系數(shù) 強度系數(shù)的值見附頁 2 中 2、最大輸入扭矩時齒根彎曲應(yīng)力的計算 570=2570× 10× 8× 16)=G=2570× 8× （ 4）最大輸入扭矩時齒輪的彎曲應(yīng)力值 11 16 項 目 輪齒的彎曲應(yīng)力 小輪 kg/輪 kg/利森推薦值 98 98 日產(chǎn)柴推薦值 73 73 本次設(shè)計的驅(qū)動橋所采用的計算參數(shù)值 、 7%爬坡時齒根彎曲應(yīng)力的計算 7%爬坡時齒根彎曲應(yīng)力是在齒根最大總重爬坡的條件下 7%爬坡時差速器殼輸入的扭矩 )(m a x =9850× (%爬坡時齒根彎曲應(yīng)力 10× 8× 16)=8× （ 5） 7%爬坡時的輪齒彎曲應(yīng)力值 【 11】 項 目 輪齒的彎曲應(yīng)力 小輪 kg/輪 kg/利森推薦值 21 21 日產(chǎn)柴推薦值 30 30 本次設(shè)計的驅(qū)動橋所采用的計算 參數(shù)值 驅(qū)動橋殼 17 表（ 6） 驅(qū)動橋殼的有關(guān)參數(shù) 11 汽車的額定許可總重 850軸軸荷 2G 9000車前后軸的距離 4200橋輪距 t 1860橋鋼板彈簧座中心距 b 1030輪動力半徑鋼板沖壓焊接式橋殼同另外兩種整體式橋殼（鋼管擴張和鑄造橋殼） 相比較，鋼管擴張式橋殼適用于小轎車和輕型載荷汽車，并且需要專用設(shè)備和工藝。沖焊橋殼同鑄造橋殼相比較，沖焊橋殼的斷面形狀簡單，壁厚一定，應(yīng)力分布不理想，但其鋼板的許用應(yīng)力高，因此，沖焊橋殼的重量分布較鑄造橋殼的重量還要輕，這是沖焊橋殼的一個十分重要的優(yōu)點，從生產(chǎn)的角度看，鑄造橋殼形狀復(fù)雜，加工面多，并且鑄件的質(zhì)量較沖壓件的質(zhì)量不易控制，容易出現(xiàn)廢品，制造工藝比較復(fù)雜，適用于多品種的小量生產(chǎn)。鋼板沖壓、焊接整體式橋殼生產(chǎn)率高及制造成本低，適用于大批量生產(chǎn)。 不帶三角鑲塊的橋殼 上下兩半橋的對縫是平直的 ，易于實現(xiàn)焊接自動化，也可消除前一種方案中三角鑲塊中間頂角尖部與橋殼對應(yīng)處可能出現(xiàn)過大的縫隙，而給焊接造成困難。橋殼的焊縫倒角也容易（因為消除了帶三角塊時的彎曲部分），但帶來了上料方面的麻煩、板料的利用率低、沖壓工藝也比較復(fù)雜。 為了提高鋼板彈簧座附近危險斷面處的垂向抗彎強度，而將其設(shè)計成深槽斷面較合理，上下橋殼焊接起來就成為矩形斷面。為了提高兩半殼焊接處的強度以及橋殼的剛度，在橋殼中央的前端面焊接上一塊加強圈，后端面焊有一個半球形后蓋 18 通常由于車輪總成、輪轂總成和制 動器總成的總重 2的一半很小很小，并且設(shè)計時不易準(zhǔn)確預(yù)計，在計算時可以不考慮這時： M 靜彎2 )(2 2 (5=2 =式中： m m 圖（ 5殼靜載荷及靜彎曲應(yīng)力 而靜彎曲應(yīng)力為： 310M 靜 彎靜 彎彎 = 險斷面距車輪中心的距 橋殼斷面 A A 距車輪中心（同側(cè)車輪）的距離 1L 的計算公式： 1L =(2 (5 19 輪軸軸承座臺肩處斷面 B B 距車輪中心的距離 2L 的計算公式： 2L =(2 (5式中： B 汽車后輪輪距 b 汽車后懸架鋼板彈簧座中心的距離 a 后橋左右兩輪軸軸承座臺肩之間的距 離 代入上式得 1L 415 2L =115 危險斷面系數(shù)的計算 鋼板彈簧座處橋殼斷面 A A 近似為矩形，端面繞軸和軸的抗彎斷面系數(shù)按下列公式計算 圖（ 5A A 斷面 )(2 21 (22433 )2 234()9164(6 )2(12 )2( x (式中： 1 ; 2由上式計算的： 1107 1107 2107 210720 則 105I =105- A 斷面的抗扭斷面系數(shù)的計算 圖（ 5 111111111212112)2)(2()4(2)(22 (5式中 ： 17 2 135 15512 帶入得 : 1A= 17485 105（ 5殼的另一危險斷面形狀如圖所示 21 )(116)(1324343(5尺寸 D=114 d=71 代入得： 105 105 種工況下橋殼載荷的計算 1、 當(dāng)車輪承受最大垂直力時 圖（ 5 汽車驅(qū)動橋橋殼所承受的垂直力，等于車輪地面支反力減去車輪、制動器的重量，但載貨汽車驅(qū)動橋橋殼所受的鉛垂負(fù)荷要比車輪及制動器的重量大得多，并且橋殼的安全系數(shù)要考慮路面不平引起的沖擊，安全系數(shù)要求比較大，也就是說，考慮或不考慮車輪及制動器的重量對最后判斷橋殼是否滿足要求沒有多大的影響，所以我們忽略車輪和制動器的質(zhì)量。 汽車后軸軸荷 2G = 900012G=4500殼斷面 A A 彎矩 11415=186750022 最大彎曲應(yīng)力 M1867500/105=橋殼材料為 16屈服極限應(yīng)力為 s35kg/屈服安全系數(shù) /35/頭輪轂內(nèi)側(cè)軸承 臺肩處的斷面 B B 彎矩 21115=517500大彎曲應(yīng)力 M517500/105=4.2 kg/頭材料為 40 鋼調(diào)質(zhì)處理，其屈服極限應(yīng)力為 s56kg/ （參照日產(chǎn)柴數(shù)據(jù)） 則屈服安全系數(shù)5n /56/（ 5車承受最大垂直力時 2、當(dāng)汽車倒車緊急制動時 F 23 為路面附著系數(shù)，取 (21 22 式中： 汽車重心高度 H=1020 前后軸距 L=4200車額定許可總重850 2（ 5車制動時汽車受力圖 12 415=2165304值為 M2165304/105=輪制動力產(chǎn)生的彎矩 1131× 415=1299365M1299365/105=24 圖（ 5面簡圖 車輪制動力產(chǎn)生的扭矩 =31× 485=1518535 剪應(yīng)力在斷面的外廓中點處為最大值 T / 1518535/105=曲應(yīng)力在 D、 E 兩點達(dá)最大彎曲應(yīng)力，其值為 合成應(yīng)力最大值在 F、 G，根據(jù)第四強度理論可得 2222 合 = 合，說明最大應(yīng)力點在 E、 D， 只要此點能夠滿足要求，則該工況也能滿足要求 / 35/軸內(nèi)側(cè)軸承座臺肩處的斷面 B B 垂直力產(chǎn)生的彎矩 22 115=600024平力產(chǎn)生的彎矩 22 115=360065合成彎矩 2222 360 0 65600 0 24 5 =105M105/105=全系數(shù) /56/（ 5當(dāng)汽車倒車緊急制動 3、當(dāng)汽車受最大側(cè)向力時 (5式中： 用于后軸上的側(cè)向慣性力 左右車輪的輪荷轉(zhuǎn)移數(shù)值 汽車重心高度 H=1020后橋輪距 B=1860223 21 (5 為車輪與路面間的側(cè)向加速度，取 26 圖（ 5 計算得 ； 3 20323