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畢 業(yè) 設 計（論 文）
題目 柴油動力SUV車設計----后驅動橋、后懸架設計
畢業(yè)設計（論文）開題報告
（學生填表）
院系： 車輛與動力工程學院 2007 年 04月 01 日
課題名稱
柴油動力SUV車設計----后驅動橋、后懸架設計
學生姓名
專業(yè)班級
課題類型
指導教師
職稱
副教授
課題來源
1. 設計（或研究）的依據與意義
Suv起源于美國20世紀80年代，SUV是為迎合青年白領階層的愛好而在皮卡的底盤上發(fā)展起來的一種箱體車。SUV的英文含義是sport utility vechicle意思就是運動型多用途汽車。SUV一般前懸掛是轎車型的獨立懸架，離地間隙大，一定程度上就有轎車的舒適性又有越野車的越野性，提高了此種車存在的價值。
驅動橋對于SUV的越野性來說是一重要環(huán)節(jié).驅動橋處于傳動系的末端，基本功能是增大由傳動軸傳來的轉矩，將動力合理的分配給左右驅動輪，另外,還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。
后懸架對于SUV的舒適性也相當重要。懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時所產生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的震動，以保證汽車的行使平順性。
2. 國內外同類設計（或同類研究）的概況綜述
目前，驅動橋的機構型式按其總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅動橋，帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。按其工作特性，它們又可歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。主減速器采用的最廣泛的是“格里森”制或“奧里康制的螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。在雙級主減速器中，通常還要加一對圓柱齒輪或一組行星齒輪。在輪邊減速器中則常采用普通的平行軸式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動，在某些柴油汽車，無軌電車或超重型汽車的主減速器上，有時也采用渦輪傳動。差速器按結構形式有如下幾種：對稱式錐齒輪差速器，強制式鎖止差速器，自鎖式差速器。
汽車懸架盡管經歷一百多年的不斷演進，但從結構功能而言，它都是由彈性元件，減震裝置和導向機構三部分組成。懸架按結構形式分為獨立懸架和分獨立懸架，獨立懸架又分為雙橫臂式獨立懸架，麥浮孫式獨立懸架，滑柱擺臂式后懸架，縱臂式后懸架，或斜臂式后懸架，單臂式獨立懸架。按照彈性元件分為鋼板彈簧懸架，螺旋彈簧懸架，扭桿彈簧懸架。按作用原理可分為被動懸架，主動懸架和介于兩者之間的半主動懸架。
我的設計是柴油動力SUV車的后驅動橋和后懸架設計，并且本車為中檔經濟型SUV。那么為了兼顧其越野性采用整體式后驅動橋，為了增大其離地間隙采用準曲面錐齒輪的主減速器。后懸架匹配的是非獨立懸架，采用鋼板彈簧和筒式減震器，其適應SUV的各項功能需要，并且降低其成本。
3. 課題設計（或研究）的內容
柴油動力SUV----后驅動橋設計,后懸架設計
SUV乘用車的參數為：發(fā)動機采用柴油發(fā)動機，最高車速為130km/h，最
小轉彎半徑<5.0m，成員數4~5人，檔位數4+1，載重量0.5噸。
4. 設計（或研究）方法
1．以當前市場上的SUV為參照，設計按照其經濟，實用，耐用為主體，使其盡量降低經濟成本的同時又能保證質量。
2．借鑒先進SUV的技術，在一般車型上進行改進設計，達到設計要求目的的同時使其更有創(chuàng)新性。
3．以小組討論為導向，以各個成員的設計內容為參照，相互討論，達到設計自己內容的同時又能兼顧小組成員的設計，達到整體車型的設計要求。
5. 實施計劃
（5~6周） 學生進行調研，搜集分析資料，完成開題報告（4月11日交）
（6~7周） 全組集體討論，確定總體方案。每個學生確定自己的設計內容與繪圖數量。
（8~9周） 整理本設計內容的相關資料，進行必要的理論計算，擬定說明書草稿。搜集相關外文資料并翻譯。
（10~11周） 完成主要總圖設計。
（12~13周） 完成零部件圖設計，并完成機繪圖。
（14~15周） 按要求整理，編寫設計說明書。
（16周） 整理圖紙及全部設計文件，準備上交。
（17周） 審閱，評閱設計資料，答辯，評定成績
指導教師意見
指導教師簽字： 年 月 日
研究所（教研室）意見
研究所所長（教研室主任）簽字： 年 月 日
車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
柴油SUV后驅動橋與后懸架的設計
摘 要
車橋有兩種基本形式：非斷開式和斷開式。非斷開式車橋不轉動，而車輪在車橋上轉動。最常見的例子就是在馬車上所見到的非斷開式車橋。斷開式車橋與車輪相連接，這樣兩者一起轉動。斷開式車橋根據其承載方式可分為：半浮式，四分之三浮式和全浮式。
后橋與車輪相連，內端裝有一個半軸齒輪。差速器殼支撐在左側車橋上，而且能夠在軸承上做獨立轉動。差速器殼支承在行星齒輪軸上，行星齒輪與兩個半軸齒輪相嚙合。冠狀齒輪與差速器殼相連接，這樣當冠狀齒輪由傳動齒輪驅動轉動時，差速器殼也轉動。也就是說，驅動力是從傳動軸末端的傳動齒輪輸送到差速器的。當汽車直線行駛時，兩個行星齒輪不在齒輪軸上轉動，但卻向兩個半軸齒輪傳遞動力，這樣半軸齒輪與冠狀齒輪的轉速相等。從而使兩個后輪也以同樣的速度轉動。當汽車轉彎時，外側車輪就必須比內側車輪轉的更快。為了達到這一目的，兩個行星齒輪在齒輪軸上傳動，給外側的車輪提供比內側的車輪更多的運動，這樣外側車輪軸上的半軸齒輪比內側車輪軸上的半軸齒輪轉動的更快。
目前使用的懸掛系統(tǒng)基本上為兩種，一種是整體橋與剛板彈簧組成的非獨立懸架，另一種是使用長短擺臂的獨立懸架。這些懸掛系統(tǒng)有各種不同的搭配，但是均運用相同的工作原理。非獨立懸掛使用整體式車橋，兩側用鋼板彈簧連接。通過裝在輪軸和車橋之間的驅動軸，兩端的車輪可以轉動。使用獨立懸架，每個車輪都可以自由的上下運動，幾乎不受另一車輪的影響。
關鍵詞：車橋，行星齒輪，半軸齒輪，非獨立懸架，獨立懸架，鋼板彈簧
DIESEL-POWERED SUV DESIGN
REAR AXELS AND SUSPENSION
ABSTRACT
There are two basic tyes of axle:dead axleds and live axle.The dead axle does not rotate:the wheel rotates on it .A common example is the axle on a horse –drawn wagon.Live axles are attached to the wheel so that both the wheel and the axle rotate together.Live axles are classified accorading to manner in which they are supported:semifloating,three-quarter-floaring,and full-floating.
The rear axles are attached to the wheels and have bevel side gears on their inner ends.The differential case isassembled on the left axle but can rotate on a bearing independently of the axle.The differential case supports the differdntial-pinion gear on a shaft,and this gear meshs with the two bevel gears.The ring gear is attched to the differential case so that the case rotates with the ring gear when the latter is driven by the drive pinpion.The driving power enters the diffential throuth the drive pinpion on the end of the ropeller shaft.When the car is on a straight road ,the two differential-pinion gears do not rotate on the pinion shaft ,but they do exert pressure on the side gear,causing both rear wheels to turn at the same speed ,also.When the car rounds a curve ,the outer wheel must turn faster than the inner wheel.To permit this,the two pinion gears rotate on their pinion shaft,transmitting more turning movement to the outer side gear than to the inner side gear.Thus the side gear on the outer-wheel axle turns more rapidly than the side gear on the inner-wheel axle .
There are two basic suspension systems is use today.One is the solid axle,leaf spring type;the other is the independent suspension using long and short swing arms.There are various sdaptations of these systenms,but all use the same basic principle.The solid axle suspension uses a solid steel dead axle with a leaf spring at each side.The wheels swivel on each end via a pivot arrangment between the axle and the wheel spindle.With independent suspension,each wheel is free to move up and down with minimum effect on the other wheel.
Key word: Rear axles,differential-pinion gear,bevel side fears,solid axle,
independent suspension,leaf spring.
符號說明
rr: 車輪的滾動發(fā)半徑
np: 最大功率時發(fā)動機的轉速
vamax: 最高車速
igH: 變速器最高檔傳動比
Temax: 發(fā)機最大轉矩
N: 驅動橋數目
iTL: 由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳系最檔傳動比
ηT：上述傳動部分傳動效率
K0：離合器產生沖擊載荷時超載系數
G2: 滿載時一個驅動輪上的靜載荷系數
?: 輪胎與路面間的附著系數
rr: 車輪的滾動半徑
ηlB ilB ： 分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比
p：單位齒長上的圓周力 N/mm
ig：變速器Ⅰ檔傳動比
d1：主動齒輪節(jié)圓直徑
F：動齒輪的齒面寬
τ: 半軸的扭轉應力
T ：半軸的計算轉矩
d：半軸桿部直徑
K ：超載系數
Ks：尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。
Km：載荷分配系數
Kv：質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時
目 錄
第一章 前 言 ……………………………………………………1
第二章 驅動橋的設計 …………………………………………2
§2.1 驅動橋概述 ……………………………………………2
§2.2 驅動橋型式及選擇………………………………………3
第三章 主減速器的設計 ……………………………………4
§3.1 主減速器結構方案分析…………………………………4
§3.2 主減速比及計算載荷的確定 …………………………4
§3.3 主減速器齒輪主要參數的計算…………………………6
§3.4 主減速器齒輪強度計算……………………………… 20
§3.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 ………………………22
第四章 差速器的設計 ………………………………………23
§4.1 差速器機構方案分析 …………………………………23
§4.2 差速器齒輪參數的計算 ………………………………24
§4.3 差速器齒輪強度計算 …………………………………26
第五章 半軸及橋殼設計 ……………………………………28
§5.1 半軸的設計計算 ……………………………………28
§5.2 橋殼的設計 ……………………………………………31
第六章 后懸架 ………………………………………………33
§6.1 鋼板彈簧的設計 ………………………………………33
§6.2 筒式減振器 ……………………………………………35
第七章 結 論……………………………………………………37
參考文獻 …………………………………………………………38
致 謝 ……………………………………………………………39
IV
外文資料譯文
英文翻譯
98頁 汽車底盤與車身
如圖2.12所示，子午線輪胎速度的分類是以當前速度標記，終止尺度和以前速度標記為基礎的。輪胎制造商將 VR和ZR作為輪胎最大速度的標志符號。F和M的意思是在緊急情況下所用的備胎。
個別輪胎上仍然用以前的表示方法：
例如 155SR13
155----新型輪胎和82系列的寬度
S-------速度標記
R-------子午線輪胎
13-------輪緣直徑（用英寸表示）
2.2.5.2 美國乘用車的輪胎和尺寸標準
美國和歐洲國家采用“P“來表示輪胎，并且用來說明輪胎的斷面比值。
如：P 155/80 R 13 79 S
輪胎舊的速度表示方式用V=210km/h（或240km/h）,沿用至1992年；保時捷的928S型汽車采用這種標記方法，例如：
225/50 VR 16
V-----速度符號
R-----子午線輪胎
99頁 輪胎和車輪
官方公文闡明了承載和氣壓的關系。在乘用車上把承載能力也就是載重說明（L1）當作速度標志，這些關系到車速160km/h?，胎壓2.5bar時的最小承載能力。車輛上未來的標準例如最高車速等對于輪胎氣壓是相當重要的。由于L1用在100km/h以上，所以將來的承載量的曾加是每一次曾25kg。
L1=101 表示825kg
L1=102 表示850kg
L1=108 表示1000kg
100頁 汽車底盤與車身
ETRTO標準手冊里的輪胎承載能力以承載指數L1形式表示是有效的，因為V型胎表示車速可達到210km/h，W型胎可達到240km/h，Y型胎可達到270km/h。在較高車速時，承載能力就會有較低的百分比的問題必須要解決；因為VR和ZR型的輪胎不再生產，由于它們的價值問題汽車和輪胎的生產商對其生產進行了控制。
下面是有關VR型輪胎的注釋：
1.超過210km/h并且達到220km/h（包括在內），承載量僅能是正常情況下的90%。
2.超過220km/h時，車速每曾加10km/h其搬運量至少將降低5%。
2.2.5.3輕型商用汽車輪胎的表示
對于乘用車來說，輕型商業(yè)性汽車輪胎有更強的結構，因此能承受較高的氣壓，也就意味著有更高的承載能力。在輕型乘用車上，用表示經久耐用的字母“C“來表示其適用性，或者”強有力“ 這一詞廣泛地出現作為標記。當前標志所包含的速度標尺和承載能力標尺一樣。在雙胎情況下可分但其承載能力。與過去市場情況相比，新的標準如下：
以前 現在
--- 205/65 R 15 98 S
185 SR 14 185 R 14 90 S
185 SR 14 reinforced 185 R 14 94 R
185 R 14 C 6 PR 185 R 14 99/97 M
185 R 14 C 8 PR 185 R 14 102/100 M
乘用車所用的185R的輪胎也適用于輕型商用汽車。
101頁 輪胎和車輪
圖表2.15顯示出了確定輪胎的數據
1. 尺寸
2. 標準輪圈和非標準輪圈
3. 輪胎尺寸：寬，外部滾動直徑
4. 靜態(tài)旋轉半徑
5. 旋轉周長
6. 承載能力
7. 輪胎在氣壓2.5bar，車速達到160km/h的承載能力。
2.2.6 輪胎承載能力和膨脹壓力
所允許的輪軸載荷和最大車速決定最小輪胎氣壓?？墒撬蟮臍鈮? 遠高于汽車達到最佳狀態(tài)所需要的氣壓。
2.2.6.1 輪胎承載能力的說明
在載荷指示中，所示的承載能力是在所有輪胎的速度標準達到“H”時每個輪胎所允許的最大承載能力。
有效車速達到210km/h時輪胎的標記為“V”，達到240km/h時標記為“K”“W”或“ZK”，因為車速更高時，其承載能力就會因此而下降。
因此，車速達到標準“V”即最大車速240km/h時，輪胎承載能力僅僅是標準時的91%，代號為“W”型的輪胎在速度270km/h時其所示承載能力為正常的85%。鑒于以上兩種情況，在車速210km/h到240km/h時承載能力最佳，并且最大速度可通過線性來確定。
為達到更高的車速，速度可在240—270km/h范圍內。在更高車速時，承載能力和輪胎膨脹壓力必須由汽車和輪胎生產商決定。可是，這種共識幾乎不能影響美國的特殊的輪胎市場，它用另外的標準“P”。
2.2.6.2 輪胎氣壓的指標
速度符號為“R”和“V”的輪胎和最小壓力與承載能力相符的路用輪胎的有效車速已經可以達到了163km/h。
在特殊操縱條件下，車輛或車輪懸掛和所期望的實用價值的設計被車輛制造商視作獲得更高氣壓的原因
進一步說，當車速達到210km/h時輪胎的基本氣壓將以0.3bar的速度直線曾加，并且車速超過210lm/h時輪胎的承載能力就不得不下降。
102頁 輪胎和車輪
圖表2.15 65系列的子午線輪胎的尺寸，最新的長、寬、高，以及標準的輪緣和承載能力都是在較高車速時曾加氣壓的必要性，在2.2.6段中已經說明。輪胎的所有尺寸與輪胎的標準、曾加其承載能力的設計和任何車速下的速度標準及代號為2R的速度值有關。
104頁 汽車底盤及車身
圖表2.16 因素Kv, 表示乘用車的子午線輪胎車速在60km/h以上時車速與其滾動半徑相關，用白分比表示?？稍试S的偏△Kv應當有所曾加，在德國的WDK Guideline一書的第一頁可查到。
圖表2.17 在美國市場上專門制造的ZR型輪胎用“P”表示，這不滿足歐洲市場的標準，因此在那里不被授權，依據的是2.6.1中的條款。如果輪胎的載荷比其最大的承載能力低，那么一個更低的附加輪胎氣壓將被輪胎制造商們開會商討。
速度標記為“W”輪胎，其氣壓在表2.13中可使用達190km/h的速度。之后，車速每曾加10km/h至到240km/h，氣壓每次曾加0.1bar。在更高車速時，輪胎承載能力將必須減少。
在汽車上，冷胎氣壓必須要測試，例如要與周圍的溫度相適應。如果輪胎氣壓的設定是在冬季溫暖的地區(qū)，當汽車在外是輪胎氣壓將會急劇下降。
對于M與S型號的冬季用輪胎，需要有較長的試用期，因為與標準輪胎相比其膨脹氣壓以0.2bar的速度曾長。更新的特殊型輪胎將不再要求那種調節(jié)。
2.2.6.3 車輪弧度角的影響
車輪弧度角￡w及大地影響輪胎的性能和效用性。在整個車輪晃動條下弧度角應不能超過4°。當弧度角在±2°時，輪胎的承載能力減少如下：
￡w>2°至3° 95%
￡w>3°至4° 95%
105頁 輪胎和車輪
必須加上有用的中介物質，用途如下：
弧度角 2°20ˊ 2°40ˊ 3° 3°20ˊ 3°40ˊ 4 °
壓力曾長 2.1% 4.3% 6.6% 9.0% 11.5% 14.1%
所有這些對計算結果的影響，例如高速、車輪弧度和軸的載荷，最小輪胎氣壓能計算出任一輪胎的種類?！癢DK99”的指導方針里有這一原則。
2.2.6.4 輪胎壓力影響其用途
我們不得不相信輪胎壓力對其用途的影響。這些用途是：
Q和T型輪胎 3.2bar
H至W和ZR型輪胎 3.5bar
M與S型輪胎 3.5bar
2.2.7 輪胎側壁的標記
歐洲所用的所有輪胎被標注的依據是歐洲標準。在美國、日本和澳大利亞，附加的標記要求能說明輪胎的設計和其性能。其性能也必須顯示進口的尺寸，這就是為什么歐洲生產的輪胎能看到歐洲的。
2.2.8 滾動圓周和駕駛速度
行駛車速：
V=0.006（1-Sx,w,a）
Sx,w,a 確定的牽引力下滑指數
Cr,dyn 滾動圓周
Nm 發(fā)動機轉速
Id 軸傳動比
Ig 變速器傳動比
106頁 汽車底盤及車身
Sx,w,a的內容如下：
1檔齒輪 0.08 2檔齒輪 0.065
3檔齒輪 0.05 4檔齒輪 0.035
5檔齒輪 0.02
圖 2.18對被克利伯爾颯制造的輪胎側面標記的解釋說明 :
在輪胎的側面上標號的法律和工業(yè)標準主要依據有:
FMVSS 和 CIR 104 UTQG(美國)
CSA 標準 (加拿大)
ADR 23B 標準 (澳洲)
ECE-R30標準 (歐洲)
1. 制造商 (商標) 產品名字
2. 尺寸記號 195=輪胎的公稱寬度尺寸
寬高比率=60％，子午線輪胎制造的輪輞的直徑尺寸１４英寸
3. 真空輪胎
4. 行業(yè)代號
5. 制造的國家
6. 負荷容量指數 (L1)
7. 美國要求最大承載負荷
8. 胎面 : 在胎面之下有 6個層重疊人造絲 , 2個層重疊鋼絲帶 ,2個層重疊尼龍) 輪胎側面:底部構造有 2個層重疊人造絲
9. 美國要求最大的輪胎壓力
10.11.12. 美國 :符合敘述的美國輪胎標準(UTQG)的作法的制造業(yè)者保證 : 10 胎面磨耗:平均壽命與美國特性標準測試值相比較；11. 牽引 : Ａ,B,C=制動在濕的表面方面的性能；12. 溫度阻力 :A,B,C=在較高的試驗臺加速時的溫度阻力級別;C是執(zhí)行美國的標準規(guī)定
13. E4= 輪胎執(zhí)行歐盟經濟委員會的 ECE R30 用途要求
4=在那些被批準的國家里執(zhí)行
(4= 荷蘭)
14. 編號 ：根據歐盟經濟委員會ECE R-30的標準規(guī)定
15. 質量認證 =輪胎執(zhí)行標準依據對外貿易109標準 (質量認證=美國交通部質量認證)
16. 制造業(yè)者的規(guī)范 :
CU= 制造廠(大陸的)
L2= 輪胎尺寸
AXCT= 模型
127= 制造的日期; 1987年第12周生產
107頁 輪胎和車輪
根據標準DIN75020第5部分，在輪胎中給定的動態(tài)圓周長 與速度62公里/小時和操縱壓力1.8帕有關。在低速行駛時，它下降到：
（2.1c）
在目錄中也給有有效半徑的值。以較高的速度時，由于的增加，從而增大了離心力。動力輪的圓周的線速度超過60千米/小時時，則由速度因數決定。圖表2.16詳細表明是一個百分率，則以 30 公里/小時的增量增加。其中間值一定被改變，則圓周長為：
(2.1d)
動態(tài)滾動半徑將用表示為：
或 , 以超過 60 公里/小時的速度行駛時,
（2.2）
以175/65 1482 H 輪胎為例子，在速度v=200千米/小時時，（圖2.15示）則
則，代入可得
由圖2.15所示的滾動周長，根據式（2.1d）可得
而動態(tài)半徑依據式2.2得
和
外徑（設計測量值）為
，則mm
當車輛在行駛的時，表示輪胎趨于垂直的范圍的值：僅僅比多9毫米或不少于6毫米。在第三章中給出更詳細的說明。
108頁 汽車底盤及車身
2.29輪胎度車速表的影響
設計的速度表非常清楚的表明，其測量值絕不亞于真實車速，輪胎影響其發(fā)展的進度，主要是以下的因素：
---磨耗的程度
---滾動周長的公差
---輪廓設計
---伴隨的滑移。
歐共體理事會的75/443標準,自從1991年生效以來，規(guī)定一幾乎線性的增加值△ v ,
+△v≤0.1*v+4(km/h) (2.2a)
從1991年以來的車輛的登記顯示值可能依下列各項：
實際的速度 (公里/小時) 30 60 120 180 240
最大顯示速度值 (公里/小時) 37 70 136 202 268
如圖2.15所示 ,在 60 公里/h轉動圓周速度的公差范圍在△=+1.5%到 -2.5%,和根據圖2.16所示的速度因數可能達到的的偏差△=+(-)1.6%。 當講到動的動輪圓周(方程式2.1 d所示), 當只有考慮負的公差的時候，下列的公差極限 ( 對最接近的數值) 可能采用而且造成被顯示的值，而且如果速度表有最大的許可預算值:
實際的速度 ( 公里/小時) 60 120 180 240
8
車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
第一章 前 言
近十年來我國汽車工業(yè)迅猛發(fā)展，車型越來越多，各種車型的用途與分類也越來越明顯。SUV汽車最早起源在美國，其功用是山地越野和軍事運用，后來發(fā)展為在各種條件下都可使用的車型，并且大受消費者喜愛。目前國內的SUV廠家甚多，但多數是中低檔產品，追求的是價廉實用。城市SUV是目我國前發(fā)展的主流，可選擇兩驅和四驅類型，其功率不追求過高，動力也不必太強，所以排量比真正作為越野的SUV車小的多。因此其價格低，但空氣污染小，相當實用。
柴油動力是今后汽車動力的發(fā)展方向，目前很多國外的高端汽車廠家已經在開發(fā)柴油高級車，其動力爆發(fā)迅速，動力強勁，價格與汽油相比低廉。我國目前的柴油動力主要用在大客和貨車上，這些車型的發(fā)動機技術含量較低，有少量的SUV也用柴油動力,但其技術含量低，油耗大，噪音大，這些弊端都是以后發(fā)展的技術攻關項目。
本次設計的就是柴油動力的SUV，設計方向是中檔車型，講究經濟實用。本人設計的是后驅動橋和后懸架，在設計過程中參閱了大量文獻資料，和專業(yè)老師進行探討，與同學共同克服種種困難，從設計方向出發(fā)，目標就是使本車型經久耐用，最終完成了任務。
此設計說明書，記述了所有設計相關的數據和信息來源，按照驅動橋和懸架的先后順序進行了編排，力爭使讀者能夠輕松的讀懂。在次要非常感謝我的指導教師李水良及車動學院的各位老師，還有很多同學對我的熱情幫助。
由于水平所限，書中難免有錯誤和漏洞之處，懇請各位老師和讀者批評指正，在此表示感謝。
第二章 驅動橋的設計
§2.1 驅動橋概述
驅動橋位于傳動系統(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。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。
對于各種不同類型的和用途的汽車，正確的確定上述機件的結構型式并成功地將它們組合成一個整體驅動橋，乃是設計者必須首先解決的問題。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是要具體考慮的，絕大多數的發(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重荷，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及平順性的要求。
對驅動橋的基本要求可以歸納為：
一、 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；
二、 差速器在保證左、右驅動車輪能以汽車運動學所要求的差速滾動外并能將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷的傳遞給左右驅動車輪；
三、 當左右驅動車輪與地面的附著系數不同時，應能充分利用汽車的牽引力；
四、 能承受和傳遞路面和車架或車廂間的鉛垂力、縱向力和橫向力，以及驅動時的反作用力矩和制動時的制動力矩；
五 、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；
六 、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；
七 、齒輪與其它傳動件工作平穩(wěn)，無噪聲；
八 、驅動橋總成及零部件設計應盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求；
九 、在各種載荷及轉速工況有高的傳動效率；
十 、結構簡單、維修方便，機件工藝性好，制造容易。
由于后橋結構基本已經固定，在后橋設計中需要改進的問題主要有：齒輪傳動的噪聲、振動；半軸的可靠性設計；后橋殼的應力分析；雙曲面齒輪的設計方法等。
§ 2.2 驅動橋型式及選擇
驅動橋形式與整車有非常密切的關系，驅動橋分兩大類：斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋。根據整車的通過性、平順性以及操縱穩(wěn)定性對懸架結構提出了要求，如懸架選擇了合適的結構型式，而驅動橋的結構也必須與懸架相適應。因此，驅動橋的選型應從汽車的類型、使用條件和生產條件出發(fā)，并和其他各部件的結構型式與特性相適應，以保證汽車達到預期性能要求。
由于本設計中所設計的車型為SUV，由行駛條件及成本出發(fā)，采用非獨立懸架及非斷開式驅動橋。這種型式驅動橋在汽車，尤其是載重汽車上應用相當廣泛。它主要優(yōu)點是：結構簡單、制造工藝性好、成本低、可靠性高、維修調整容易等。
本次設計的是0.5噸柴油動力SUV乘用車的后橋，由經濟性及低成本等因素考慮：故本次設計采用非斷開式驅動橋，單級主減速器，雙曲面齒輪傳動，普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，半浮式半軸，整體式橋殼。
第三章 主減速器的設計
§3.1 主減速器結構方案分析
主減速器的功用是將輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。主減速器的結構型式，主要是根據齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的支撐形式以及減速型式的不同而異。驅動橋的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。由于兩驅SUV發(fā)動機的功率不大以及扭矩中等的因素，故采用單級主減速器。
在現代汽車的驅動橋上，主減速器齒輪采用得最廣泛的是“格里森”（Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制的螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。由于雙曲面齒輪的螺旋角較大，則不產生根切得最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這又利于的傳動比傳動。同時雙曲面齒輪傳動平穩(wěn)噪聲小、負荷大、結構緊湊等優(yōu)點，所以本次設計采用雙曲面齒輪傳動。
§3.2 主減速比及計算載荷的確定
§3.2.1 主減速器比i0的確定
主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油經濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。
i0＝0.377×rr×np/vamax×iGh (3-1)
式中 rr: 車輪的滾動半徑 rr＝0.362m
np: 最大功率時發(fā)動機的轉速 np＝3600r/min
vamax: 最高車速 vamax＝140 Km/h
igH: 變速器最高檔傳動比 igH＝0.76
i0＝0.377×rr×np/vamax×igH
＝0.377×0.362×3600/140×0.76＝4.6
§3.2.2齒輪計算載荷的確定
1．按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動齒輪計算轉矩Tge
Tce=Temax×iTl×K0×ηT/N (3-2)
式中 Temax: 發(fā)機最大轉矩 Temax ＝225N·m
N： 驅動橋數目 N=1
iTL：由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳系最檔傳動比
iTL＝18.86
ηT：上述傳動部分傳動效率 取ηT＝0.9
K0： 離合器產生沖擊載荷時超載系數 K0=1
Tce = Temax×iTl×K0×ηT/N
=225×4.1×4.6×1×0.9 /1
=4715 N·m
2．按驅動輪打滑確定從動齒輪計算轉矩 Tcs
Tcs = G2×?×m2×rr/ηlBilB (3-3)
式中 G2: 滿載時一個驅動輪上的靜載荷系數，N
G2=2325×9.8×52%
m2:汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數
?: 輪胎與路面間的附著系數 取?＝0.85
rr: 車輪的滾動半徑 rr=0.362m
ηlB ilB ： 分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比 ηlB＝0.98、 ilB＝1
Tcs = G2×?×m2×rr/ηlB×ilB
= 2325×9.8×52％×1.3×0.85×0.362/0.98×1
= 4836 N·m
3．按日常行使平均轉矩確定從動錐齒輪計算轉矩
TGF =rr×FJ/ηlB×ilB (3-4)
式中 FJ：汽車日常牽引力（3000N）
其他數據同上
TGF =rr×FJ/N×ηlB×ilB
=3000×0.362/0.98N=1108N
§3.3 主減速器齒輪主要參數的計算
§3.3.1 主、從動齒輪齒數的選擇
進行主從動錐齒輪齒數Z1、Z2選擇時，Z1、Z2應沒有公約數，這樣可以保證主、從動齒輪之間都能相互嚙合，起到自動磨合的作用。為了得到理想的重合系數和高的輪齒抗彎強度，大、小齒輪的齒數和應不小于40。
查《汽車車橋設計》表3-12
Z1＝8 Z2＝i0×Z1=37
§3.3.2 從動齒輪大端分度圓直徑及端面模數的選擇
根據從動錐齒輪的計算轉矩，按經驗公式
d2=kd2·
式中 d2：從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，㎜；
kd2：直徑系數，取kd2=13～16；
Tj：計算轉矩，Tj=4715N·m
所以，d2=kd2·
=14×
=205㎜
圓整取 d2＝205mm
從動錐齒輪大端模數 m＝d2/Z2=5.54 取m＝6
§3.3.3大齒輪齒面寬的選擇
汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F（mm）推薦為：
F＝0.155×d2＝31.8mm
取F＝31.8mm
§3.3.4雙曲面齒輪的偏移距E
轎車、輕型客車和輕型貨車主減速器的E值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距的40％。
圖3—1 雙曲面齒輪的偏移距和偏移方向
§3.3.5 螺旋角的選擇
螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，“格里森”制推薦用下式，近似預選主動齒輪螺旋角的名義值：
β1′＝＝49°
式中： β1′：主動齒輪名義螺旋角的預選值；
z1、z2：主、從動齒輪齒數；
d2：從動齒輪節(jié)圓直徑 mm；
E：雙曲面齒輪的偏移距 mm。
§3.3.6 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸設計
1.確定主動小齒輪的輪齒數Z1 .
Z1=8
2.確定主動小齒輪的輪齒數Z2
Z2=37
3. 齒數比的倒數
=0.216
4. 大齒輪的齒面寬F
F=0.155d2=31.8㎜
5. 小齒輪軸線偏移距E
E=31.6㎜
6. 大齒輪分度圓直徑d2
d2 =205㎜
7. 刀盤名義直徑rd
rd=76.2
8. 初定小齒輪螺旋角
β1′=49°
9.β1′角的正切值
tgβ1′=1.15040
10. 初選大齒輪的分錐角之余切值
ctgδ2i =1.2（3）=0.25921
11. sinγ2i的正弦值
sinγ2i=0.96810
12. 初定大齒輪中點分度圓半徑
Rm2==81.10721
13. 大小螺旋角差值之正弦值
sinξi′==0.35120
14. cosξi′ 之余弦
cosξi′=0.93630
15. 初定小齒輪的擴大系數
（14）+（9）（13）=1.34032
16.小齒輪中點分度圓半徑換算值
（3）（12）=18.81515
17. 初定小齒輪中點分度圓半徑
Rm1=（15）（16）=25.21230
18. 輪齒收縮系數
TR=0.02（1）+1.06=1.30
19. 近似計算公法線在大齒輪軸線上的投影
＋（17）=361.27407
20. 大齒輪軸線在小齒輪回轉平面內偏置角正切
tgη==0.0875355
21. η角的余弦
=1.00382
22.η角的正弦
sinη==0.087202
23. 大齒輪軸線在小齒輪回轉平面內偏置角
η=5.00263°
24. 初算大齒輪回轉平面內偏置角正弦值
sinε2==0.33756
25. ε2角正切
tgε2=0.35861
26. 初算小齒輪分錐角正切
tgr1Ⅱ==0.24439
27. r1Ⅱ角余弦
cosr1Ⅱ=0.97141
28. 第一次校正小齒輪螺旋角的正弦
sinε2′==0.34749
29. ε2′的余弦
cosε2′=0.93768
30. 第一次校正后小齒輪螺旋角正弦
tgβ1Ⅱ==1.15871
31. 擴大系數修正量
（28）·[（9）-（30）]=-0.0028876
32. 大齒輪擴大系數修正量的換算
（3）（31）=-0.00062373
33. 校正后大齒輪分偏置的正弦
sinε1=（24）-（22）（32）=0.33761
34. ε1角正切
tgε1=0.35867
35. 校正后小齒輪分錐角正切
tgr1==0.24312
36. r1角值
r1=13.66470°
37. r1角余弦
cosr1=0.97169
38. 第二次校正后螺旋角差值的正弦
sinε1′==0.34745
39. ε1′角的值
ε1′=22.005562°
40. ε1′角的余弦
cosε1′=0.92713
41. 第二次校正后螺旋角差值的正切值
tgβ1==1.18089
42. β1 角值
β1=49.74159°
43. β1角余弦
cosβ1=0.64624
44.確定大齒輪螺旋角
β2=（42）-（39）=27.73273°
45. β2角余弦
cosβ2=0.88513
46. β2角的正切
tgβ2=0.52572
47. 大齒輪分錐角余弦
ctgr2==25928
48. r2的值
r2=75.47389°
49. r2的正弦
sinr2=0.96805
50. r2角的余弦
cosr2=0.25075
51.
=25.89094
52.
=347.38668
53.
（51）+（52）=373.27762
54.大齒輪分錐距在螺旋線上中點切線方向投影
=79.63589
55. 小齒輪分錐距在螺旋線上中點切線方向投影
=68.821
56. 極限齒形角正切
-tgα01==0.10556
57. 極限齒形角負值
-α01=6.025823°
58. α01角的余弦
cosα01=0.99447
59.
==0.0048147
60.
=0.00015957
61.
（54）（55）=5481.30979
62.
=0.0019749
63.
（59）+（60）+（62）=0.0069493
64.
94.27856
65. 齒線中點曲率半徑
rd′=94.80282
66. 比較rd與rd′比值
0.80379
67.
（3）（50）=0.054162（左）
1.0-（3）=0.784 （右）
68.
=81.97366（左）
（35）（37）=0.23624（右）
69.
（37）+（40）（67）（左）=0.97184
70. 圓心至軸線交叉點的距離
Zm=（49）（51）=25.06372
71. 大齒輪分錐頂點至軸線交叉點的距離
Z=（12）（47）-（70）=-2.47856
72. 大齒輪分錐上中點錐距
Am=89.98214
73. 大齒輪節(jié)錐距
A0=105.88296
74. 大齒輪的分錐上齒寬之半
（73）-（72）=15.90082
75. 大齒輪在齒面寬中點處的齒工作高
hgm=
76.
77.
78. 輪齒兩側壓力角的總和
αi=38°
79. αi角正弦
sinαi=0.61557
80. 平均壓力角
19°
81. 角的余弦
cos=0.94552
82. 角的正切
tg=0.34433
83.
=1.4309
84. 雙重收縮齒齒根角的總和
ΣδD==6.80656°
85. 大齒輪齒頂高系數
Kα=0.150
86. 大齒輪齒根高系數
Kb =1.150-（85）=1.00
87. 大齒輪齒面寬中點處的齒頂高
ham2=（75）（85）=1.18778
88. 大齒輪齒面寬中點處的齒根高
hfm2=（75）（86）+0.05=7.9685
89. 大齒輪齒頂角
θ2=（84）（85）=1.020984°
90. θ2角正弦
sinθ2=0.017819
91. 大齒輪齒根角
δ2=（84）-（89）=5.78558
92. δ2角的正弦
sinδ2=0.100806
93. 大齒輪大端齒頂高
h2/=（87）+（74）（90）=1.47112
94. 大齒輪的齒根高
h2//=（88）+（74）（92）=9.55850
95. 徑向間隙
C=0.15（75）+0.05=1.23778
96. 大齒輪齒全高
h=（93）+（94）=11.02962
97. 大齒輪齒工作高
hg=（96）-（95）=9.79184
98. 大齒輪的面錐角
γ02=（48）+（89）=76.49939°
99. γ02角的正弦
sinγ02=0.97237
100.γ02角的余弦
cosγ02=0.23346
101. 大齒輪的根錐角
γR2=（48）-（91）=69.69281°
102. γR2角的正弦
inγR2=0.93785
103. γR2角的余弦
cosγR2=0.34705
104. γR2角的余切
ctgγR2=0.37005
105. 大齒輪外圓直徑
d02==205.73777
106. 大端分度圓中心到軸線交叉點的距離
（70）+（74）（50）=29.05065
107. 大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離
X02=（106）-（93）（49）=27.62653
108.
=0.44328
109.
=1.17528
110. 大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離
Z0=（71）-（108）=-2.92184
111. 大齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離
ZR=（71）+（109）=-1.30328
112.
（12）+（70）（104）=96.38204
113. 修正后小齒輪軸線在大齒輪回轉平面那的偏置角正弦
sinε==96.38024
114. ε角的余弦
cosε==0.94473
115. ε角的正切
tgε=0.34704
116. 小齒輪頂錐角正弦
inγ01=（103）（114）=0.32787
117. 小齒輪的面錐角
γ01=19.26950°
118. γ01角的余弦
cosγ01=0.94398
119. γ01角的正切
tgγ01=0.34960
120.
=0.044659
121. 小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離
G0==10.91922
122.
tgλ/==0.019364
123.
λ/=01.10933°
cosλ/=0.99974
124.
Δλ/=（39）-（123）左=20.89953°
cosΔλ/=0.93421
125.
θ1=（117）-（36）=5.6048° cosθ1=0.99522
126.
（113）（67）右-（68）右=0.020802
-（113）（67）右-（68）右=-0.45466
127.
=1.07014
128.
（68）左+（87）（68）右=92.25426
129.
=0.94851
130.
（74）（127）=17.01523
131. 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離
BR=（128）+（130）（129）+（75）（126）左
=98.22868
132.
（4）（127）-（130）=17.015222
133. 小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離
B1=（128）+（132）（129）+（75）（126）右
=62.51491
134.
（121）+（131）=109.14790
135. 小齒輪的外緣直徑
d01==76.31622
136.
=93.12485
137. 在大齒輪回轉平面內偏置角正弦
sinε0==0.3393
138. 在大齒輪回轉平面內偏置角
ε0=19.84904°
139. ε0角的余弦
cosε0=0.94059
140.
=-6.86768
141. 小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離
GR==18.71311
142.
sinrR1=（100）（139）=0.21959
143. 小齒輪根錐角
rR1=12.68486°
144. rR1角的余弦
cosrR1=0.97560
145. rR1角的正切
tgrR1=0.1851580.22508
146. 最小齒側間隙
Bmin=0.102
147. 最大齒側間隙
Bmax=0.152
148.
（90）+（92）=0.11863
149.
（96）-（4）（148）=7.25719
150. 在節(jié)平面內大齒輪內錐距
Ai=（73）-（4）=74.05296
雙曲面齒輪副的理論安裝距與另外幾個尺寸參數的關系如下圖：
圖3—2 雙曲面齒輪副的安裝尺寸
§3.4 主減速器齒輪強度計算
§3.4.1 單位齒上的圓周力
按發(fā)動機最大扭矩計算時：
p=Temax·ig·103/·F (3-5)
式中：p：單位齒長上的圓周力 N/mm ;
Temax：發(fā)動機最大扭矩 N/m；
ig：變速器Ⅰ檔傳動比；
d1：主動齒輪節(jié)圓直徑 mm；
F：動齒輪的齒面寬 mm 。
P=Temax·ig·103/·F
=1318.6 N/mm＜［P］=1429 N/mm
§3.4.2齒輪的彎曲強度計算
σ w=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J (3-6)
式中：Tj：齒輪的計算轉矩 N·m；
K0：超載系數，取 K0＝1；
Ks：尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數m≥1.6mm時，
Ks＝；
式中： Km： 載荷分配系數，取Km＝1
Kv：質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1；
Z： 計算齒輪的齒數；
m： 端面模數 mm；
J：計算彎曲應力用的綜合系數。
σ w=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J
=615.9 MPa
汽車主減速器齒輪的彎曲應力應不大于700 MPa ， 滿足要求。
§3.4.3 齒輪的接觸強度計算
σj＝ (3-7)
式中 T1j : 主動齒輪計算轉矩 N·m；
Cp :材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6/mm;
d1 : 主動齒輪的節(jié)圓直徑 mm；
K0、 Kv 、Km :見上式說明；
Ks:尺寸系數，可取 Ks＝1；
Kf : 表面質量系數，對于制造精密的齒輪可取 Kf＝1；
F : 齒面寬 mm，取齒輪副中較小的；
J:計算彎曲應力用的綜合系
σj＝
＝2015 Mpa
主從動齒輪的接觸應力是相同的，許用接觸應力為2800 Mpa。滿足條件要求。
§3.5 主減速器齒輪的材料及熱處理
驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳動系的薄弱環(huán)節(jié)。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。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有一下要求：
1). 有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度及較好的齒面耐磨性；
2). 輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免輪齒根部折斷；
3). 鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能好，熱處理變形小，以提高產品質量，減少成本并降低廢品；
本次設計主減速器主、動齒輪材料選用20CrMnTi 。齒輪滲碳1.2—1.5、齒面淬火使其硬度達到58—64。
第四章 差速器的設計
§ 4.1 差速器機構方案分析
汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別。例如，轉彎時外側車輪的行程總要比內側的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳遞給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不相等的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑的能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都裝有差速器。差速器保證了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性，從而滿足汽車行駛運動學的要求。
差速器的結構型式有多種，其主要的結構型式有：對稱式圓錐行星齒輪差數器、防滑差速器，防滑差速器又可分為自鎖式和強制鎖止式。對于柴油SUV來說，由于路面狀況一般，各驅動車輪與路面的附著系數變化小，因此采用結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、造價又低的對稱式圓錐行星齒輪差數器。
圖4—1 普通圓錐齒輪差速器的 工作原理簡圖
§4.2 差速器齒輪參數的計算
行星齒輪數目的選擇：轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數汽車采用3個。本次設計采用4個行星齒輪。
1. 球面半徑/由經驗公式
/=
其中---行星齒輪的球面半徑系數，=2.5-3.0，取=2.5
---差速器計算轉矩取Tcs 和Tce兩者中較小值 =4715
所以
/===42㎜
2. 錐齒輪的節(jié)錐距A0
A0=（0.98-0.99）=40 mm
3. 行星齒輪齒數Z1和半軸齒數齒數Z2
取Z1=12 Z2=24
查《機械設計實用手冊》 表8-3
查《機械設計實用手冊》 圖8-3
4. 節(jié)錐角γ
5. 錐齒輪大端端面模數me
me=
圓整后取me=3
6. 壓力角α
取壓力角α=22.5°
7. 節(jié)圓直徑de
de1= × me=36mm
de2= × me=70mm
8. 軸交角
∑＝90°
9. 周節(jié)
t＝3.1416m＝9.42
10. 齒面寬F
= 10
11. 齒工作高 hg
hg＝1.6m＝4.8mm
12. 齒全高h
h＝1.788m+0.0515.415 mm
13. 齒頂高 h′
h2′＝[0.430+]·m =3.23 mm
h1′=hg- h2′=1.57 mm
14. 齒根高h″
h1″=1.788m- h1′=2.13 mm
h2″=1.788m- h1′=3.79 mm
15 .徑向間隙 c
c＝h－h(huán)g＝0.615
16. 齒根角δ
δ1 ＝arctan=3.05o
δ2=arctan＝5.41o
17. 面錐角γ0
γ01＝γ1＋δ2＝31.98°
γ02＝γ2＋ ＝66.69°
18. 根錐角γR
γR1=γ1-δ1=23.52°
γR2=γ2-δ2=58.02°
19. 外圓直徑d0
d01=d1+2 h1′cosγ1=41.78 mm
d02=d2+2 h2′cosγ2=73.39 mm
20. 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離χ0
χ01＝- h1′sinγ1=34.26mm
χ01＝- h2′sinγ2=16.59mm
21. 理論弧齒厚s
s1=t-s2=3.96mm
s2=-( h1′- h2′)tanα-τm=5.46mm
22. 齒測間隙 B
B=0.13mm
23. 弦齒厚 SX
SX1=S1－－＝6.51mm
SX2=S2－－＝5.43mm
24. 弦齒高
=+=4.10mm
2.59mm
§4.3 差速器齒輪強度計算
差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對疲勞壽命則不予考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工在作中經常只起等臂推力桿的作用，僅在左右驅動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：
σw=2·103TK0KsKm/KvFz2m2J (4-1)
式中 T :差速器一個行星齒輪給予一個半軸的轉矩 N·m；
T＝＝572.9N·m；
Tj : 計算轉矩；
n : 差速器行星齒輪數目；
Z2 : 半軸齒輪齒數；
K0: 超載系數，取 K0＝1；
Ks: 尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數m≥1.6mm時，Ks＝＝0.61；
Km: 載荷分配系數，取Km＝1
Kv:質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1；
F :齒面寬 mm
m :端面模數
J :計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合 系數。
σw＝2·103TK0KsKm/KvFz2m2J
＝707.3MPa
差速器齒輪彎曲應力應不大于980MPa，滿足要求。
第五章 半軸及橋殼設計
§5.1 半軸的設計計算
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半軸齒輪傳給驅動車輪。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪箍連接起來。
普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端的支承型式或受力狀況的不同，分為：半浮式、3/4浮式和全浮式三種型式。半軸的首要任務是傳遞扭矩，但由于輪轂的安裝結構的不同，非全浮式半軸除受扭矩外，還要受到車輪上的垂向力、側向力以及牽引力或制動力所形成的縱向力。由于本次設計的SUV車屬于中檔裝備配制一般，對舒適性要求不高，后橋所受載荷較大，因此采用半浮式半軸。
半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理的確定其載荷。半軸的計算應考慮以下三種可能的載荷公況：
（1）半軸同時受垂直力Z、縱向力X所引起的彎矩Xr。對左右半軸來說，垂直力Z，Z為：
Z= Z=Z－g
=－g=N=6535.5N
Ｇ------滿載靜止汽車的驅動橋對水面的載荷，N；
m’------汽車加速和減速時的質量轉移系數,取m’=1.2
g-------側車輪(包括輪轂、制動器等)本身對水平地面的載荷，Ｎ；
對于驅動車輪來說，當按發(fā)動機最大轉矩Ｔ及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小
Z，Z＝Ｔi／ｒ=0.62254.14.60.9/0.362
=6345.5N
-------差速器轉矩分配系數，取=0.6
Ｔ----發(fā)動機最大轉矩N.m
i-----傳動系最低檔傳動比；
-----汽車傳動系效率，取=0.9
ｒ-----車輪滾動半徑，m 。
左右半軸所承受的合成彎矩M（N·m）
M=b=b=1184.2
T=Xr=6345.5N0.362m=2297N·m
10Mpa=438.5 N·m
=10Mpa=425.4 N·m
合成應力:
=10.94Mpa
(2)半浮式半軸在第二種工況下
半軸只受彎矩。在側向力Y作用下，左、右車輪承受的垂直力Z、Z和側向力Z、Z各不相等，而半軸所受的力為
Z=Z－g=－g
Z=Z－g=－g
Y=
Y=
式中的“+”、“－”號的取舍是這樣的：當側向力Ｙ向右作用時，取上面的符號，Ｙ向左作用時，取下面的符號。
B--------驅動車輪的輪距,mm ;
h---------汽車質心高，mm；
--------車輪與路面的側向附著力系數，取=1.0
左右半軸受的彎矩為：
rb
rb
式中的“+”、“－”號的取舍同上。
G=23259.80.52=11848N b=0.13mm h=680mm ｒ=0.362mm B=1470mm 代入數據得：
Y=21932.5N Z=552.5N
Y=852.5N Z=21632.5N
彎矩為：M=2684.6N M=142.2N
所受應力分別為:
=Mpa =994.3Mpa<[]
=Mpa52.7Mpa <[]
(3)半浮式半軸在第三種工況下半軸只承受彎矩:
Mv=k
式中k-----動載荷系數,取k=1.75代入數據得
Mv=1.75(-300)0.13Mpa =1227.6Mpa
則 =Mpa =454.7MPa<[]
故半軸的設計符合要求。
（4）半軸的結構設計及材料與熱處理
為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做的粗些，并適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵的齒數必須相應的增加，通常取10齒至18齒。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過度圓部分的圓角半徑以減小應力集中。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr,40CrMnMo,40CrMnSi,35CrMnSi
35CrMnTi等。本次設計采用的材料是40Cr。半軸的熱處理都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為HB388-444（突緣部分可降至HB248）。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大殘余壓應力，以及采用噴丸處理，滾壓半軸突緣根部過度圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高的十分顯著。
§5.2 橋殼的設計
驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車載荷的作用，并將載荷傳遞給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力、和鉛垂力也是經過橋殼傳到懸架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳動件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置的外殼。
驅動橋橋殼既是承載件又是傳動件，因此橋殼需要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、提高汽車的行駛平順性，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。
橋殼大體可分三種型式：可分式、整體式、組合式。
一、 可分式橋殼
可分式橋殼由兩部分組成，每部分均有一個鑄件殼體和一個壓入其內部的軸管，軸管與殼體用鉚釘連接?？煞质綐驓ぶ圃旃に嚭唵?，主見速器軸承的支撐剛性好。但拆裝，調整，維修很不方便，軸殼的剛度和強度受到結構的限制，現已很少采用，應用的也多在中小型汽車上。
二、 整體式橋殼
整體式橋殼的剛度和強度都比較大。橋殼制成整體式結構后，主減速器和差速器裝配總成再用螺栓安裝到橋殼上，這種結構對主減速器的拆裝，調整都比較方便。按照制造工藝的方法，整體式橋殼又可分為鑄造式，沖壓焊接式和擴張成形式三種。
1. 鑄造式橋殼
這種結構的橋殼強度和剛度較大，鋼板彈簧座與橋殼殼體鑄成一體，橋殼可根據強度要求鑄成適當的形狀。與沖壓橋殼相比，主要缺點是重量大，加工面多，制造工藝復雜等。
2. 沖壓焊接式橋殼
鋼板沖壓焊接成型的整體式橋殼具有重量輕，工藝簡單，材料利用率高等優(yōu)點，并適合大量的生產，因此在中小噸位貨車和矯車上被廣泛采用。由于目前沖壓設備有了長足發(fā)展，這種橋殼的優(yōu)點更為突出，有許多重型車的橋殼也已采用了這種結構。
3. 擴張成形式橋殼
這種橋殼無論是剛度和強度都比較大，其重量也輕材料還省。但制造這種橋殼需要專用的擴張設備，而這種設備目前國內很少，所以成本太高而不能被廣泛使用。
三、 組合式橋殼
組合式橋殼是主減速器殼與部分橋殼鑄成一體，而后用無縫鋼管壓入殼體兩端，兩者間用塞焊方法焊接在一起。它具有較好的從動齒輪軸承的支撐剛度，主減速器的裝配調整也較分開式橋殼方便。然而這種橋殼要求有較高的加工精度，它的維修，裝配，調整，與整體式橋殼相比仍較復雜。橋殼剛度與整體式相比也較差，常見于轎車，輕型貨車的驅動橋殼。
本次設計的柴油SUV,由于追求的是實用性,因此采用整體式橋殼。
第六章 后懸架
懸架是現代汽車上的重要總成之一，它把車架與車軸彈性地連接起來。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力和力矩；緩和路面?zhèn)鹘o車架的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車行使的平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動性，保證汽車操縱的穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行使能力。
懸架是有彈性元件、導向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。
懸架分為獨立懸架和非獨立懸架。非獨立懸架的特點是，左右車輪用一根整體軸連接，再經過懸架與車架連接；獨立懸架的結構特點是，左右車輪通過各自的懸架與車架連接。
依據本次設計車型，后懸架采用縱置鋼板彈簧為彈性元件兼導向機構的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是：結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點就是平順性較差，在不平路面上行駛時左右車輪相互影響等。由于前懸架采用的是雙橫臂式獨立懸架，與后鋼板彈簧懸架相匹配時能夠通過將上橫臂只撐承銷軸線在縱向垂直平面上的投影設計成前高后底，使懸架的縱向運動瞬心位于有利于減少制動前俯角處，使制動時車身縱傾減少，保持車身有良好的穩(wěn)定性。
§6.1 鋼板彈簧的設計
鋼板彈簧是汽車懸架中應用最廣泛的一種彈性元件。它是有若干片等寬但不等長的合金彈簧片組合而成的一根近似等強度的彈性梁。鋼板彈簧本身還能起導向機構的作用，并且由于各片之間的摩擦起一定減振作用。
1.鋼板彈簧長度L
L=(0.4～0.55)軸距
?。?0.42760mm=1104mm
2.滿載弧高
f=10～20mm
3.鋼板彈簧的總慣性矩：
Ｊ=[(L-ks)c]/(48E) (6-1)
式中：s----U型螺栓中心距取90mm
k----撓性夾緊，取0
----撓度增大系數（重疊片數n=2，總片數n=4）=0.5 =1.5/[1.04（1+0.5）]=1.15
C-----鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）
C==12090/90=134
E-----為材料的彈性模量（MPa） 取20.6 MPa
4.總截面系數W
W [（L）/4（）]
[]-----彎曲應力 取400 Mpa
W（2323-5）/4=8342 Mpa
5.計算鋼板彈簧的平均厚度h
h=2J/W=
=5mm
片寬b （推薦b/h在6～９范圍內）
b/h=9 b=59=45mm
6.鋼板彈簧各片長度的確定
按照三角形原則可得 第一片長1104mm，第二片長900mm，第三片長640mm,第四片340mm。
二. 鋼板彈簧強度檢驗
1. 汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的最大載荷
=[Gl（l+c）]/[（l+l）w]+ G（bh）
=676 Mpa<[]=1000 Mpa
2. 鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算
卷耳處所受應力是由彎曲應力和拉(壓)力合成的應力
=[3(D+)]/(b)+/() (6-2)
式中: ------為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力 =5287.5N
D-------為卷耳內徑 D=15mm
b-------為鋼板彈簧寬度 b=45mm
h-------主片厚度 h=5mm
許用應力[]取 350Mpa
=347.8 Mpa<[]=350 Mpa
3. 彈簧銷核算:
銷直徑d=15mm
=/bd=8.8 Mpa< []=9 Mpa
用55MnVB鋼或602Mn鋼制造
三. 1.滿載弧高取0
2.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H
H=++ 其中： =
=900mm+0+10.7mm
=100.7mm
3.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑
R=L/（8H）=1104/8100.7mm=1513mm
§6.2筒式減振器
為加速車架與車身振動的衰減，以改善汽車的行駛平順性，在大多數汽車的懸架中系統(tǒng)內部裝有減振器。減振器與彈性元件是并聯安裝的。汽車懸架中廣泛采用液力減振器，而雙向筒式減振器在壓縮行程和伸張行程均能起減振作用，并且現代汽車上廣泛應用，因此本次車型也選用雙向作用筒式減振器。
１.根據伸張行程的最大卸荷力F計算工作缸直徑
D=
式中：[P]-----工作缸的最大允許壓力，取3～４Mpa
-----連桿直徑與虹筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.4～0.5
２.計算伸張行程的最大卸荷力F
F= =
式中 ------減振器相對阻尼系數=0.30
-----簧上質量，Kg
------懸架系統(tǒng)的固有振動頻率 =
代入數據得：
=(20.3155010)/cos7 =9370
設定減振器壓縮行程阻尼系數和伸張行程的阻尼系數的關系
=0.3
則 ==14416
選擇卸荷過度 V=0.2 m/s
代入數據得D==34.98
所以減振器工作缸直徑為34.98mm 按照標準選用40 mm缸徑，貯油管直徑D=1.3540=54 mm ,壁厚取2mm 材料選用20鋼。
第七章 結 論
時至此時,歷時兩個多月的畢業(yè)設計已接近尾聲了，而伴隨著的是即將告別的大學生活?；厥桩厴I(yè)設計的全過程，其中也是充滿了酸甜苦辣，不說是汗水與淚水共灑吧，但卻是挫敗與成功、灰心與喜悅相互交織，猶如二年大學生活的一個小小縮影，我又風雨兼程地生活了一遍。
本次設計的是0.5噸柴油動力SUV乘用車的后驅動橋。經過仔細認真的計算，驅動橋的主減速器、差速器、半軸等主要零件的強度和剛度均符合要求。本設計在經指導老師的指導和參考相關資料信息的基礎上，努力將各種結構方案最優(yōu)化，并在保證質量的前提下，盡量降低成本。由于缺乏實際經驗，在其設計過程中，出于安全性考慮各項計算的安全系數都較偏大。
從本次設計中可以看到，雙曲面齒輪的計算量相對比較大，并且針對的主要是轎車、越野汽車。如何簡化計算過程，減輕工作量并總結出一套適合本車型的設計計算，保證其正確性和安全可靠性， 值得我們進行進一步研究。另外，如何選擇低成本、選擇高質量的材料也很關鍵。在今后的設計工作中，如何利用前人已有的研究成果，并將其應用到實際生產中，是值得我們去深入探討的。
總之，通過本次設計，既復習了功課又增加了實踐經驗，鍛煉了思維能力，發(fā)現了不足之處。在此基礎上，我將繼續(xù)努力！為了祖國的汽車工業(yè)，我將繼續(xù)學習、努力工作！
由于本人的水平及經驗有限，在本設計中難免出現疏漏和錯誤，請各位老師多批評指正。
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致 謝
畢業(yè)設計隨著這篇致謝的完成而結束?；仡^想想感慨頗多，來到河南科技大學的，兩年的學習使我們學到了許多專科時未觸及到的東西，豐富了我們的知識，同時又為我們未來的發(fā)展提供了一個更高的平臺。感謝科大，感謝車動學院的老師。
此次設計既是對兩年學習的檢驗，更是對五年學習的一個階段性總結。在本次設計中，指導老師李水良老師給予了我們很大的幫助。李老師有著深厚的理論，同時對實際生產非常熟悉,他總是能很輕松的解答我們提出的問題，并仔細講解到我們懂為止。風里來雨里去的對我們進行深刻教導和指導，有時進行到晚上十一點了，李老師還沒有覺察。他還把自己多年來所收集的資料借給我們查閱。在此我對他表示深深的感謝！
同時也要感謝車輛研究所的李忠利老師、徐銳良老師、及其他老師，當李老師不在的時候對我們提出的難題，他們總是盡心盡力地給我們講解，我在此對他們表示由衷地感謝！
以后我們的成績就是車動學院老師們的功績，我們也覺不會辜負老師們的辛勤栽培的。老師們，你們辛苦了。
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