断开式轿车驱动桥设计【含CAD图纸、说明书】
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断开式轿车驱动桥
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轿车驱动桥设计摘 要 随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。驱动桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。本说明书中，根据给定的参数，首先对主减速器进行设计。主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了设计。主减速器的形式设计为单级主减速器。而主减速器的齿轮形式主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。本次设计采用的是齿轮形式是渐开式圆柱斜齿轮。其次，对差速器的形式进行选择，差速器的形式主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器两种。本次设计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器。最后，对半轴的结构、支承形式，以及桥壳的形式和特点进行了分析设计。本次设计采用半浮式半轴和整体式驱动桥壳。在设计之后对以上的零件进行了强度的校核，并用AUTOCAD二维图纸。 关键词：驱动桥、主减速器、差速器、ATUOCADThe Excogitation Of Saloon Car Drive AxleABSTRACTWith the development of the automotive industry and vehicle technology to improve the design and manufacturing process of the drive axle are increasingly improved. Drive Axle and other automotive assembly, in addition to the widespread adoption of new technology in the structural design, the direction of development and production organizations increasingly toward standardization of parts, components universal product series professional goal. This manual, according to the given parameters, the first main gear box design. The structure of the main gear box, and the geometric dimensions of the design. The main gear box in the form of single-stage main gear box and two-stage main gear box. Final drive gear mainly in the form of spiral bevel gears, hypoid gears, cylindrical gears, worm and other forms. This design is integral single-stage main gear box, gear forms of hypoid gears. Secondly, in the form of differential selection, differential forms are divided into ordinary symmetric cone planetary gear differential and limited slip differential two. The design uses a common symmetric cone planetary gear differential. Finally, on the structure of the axle, supporting forms, and the axle housing forms and characteristics of the analysis and design. The design uses a full floating axle shaft bearing and the overall drive axle housing.After finishing the whole design,I use AUTOCAD to draw 2-D pictures. Keywords: Drive axle、Main reducer、Differential、AUTOCAD目录1章 绪论1 1.1 概述1 1.2 驱动桥设计与分析的理论研究现状1 1.3 设计驱动桥是应满足如下要求22章 驱动桥结构方案的选定2 2.1 主减速器的结构形式33章 主减速器的设计3 3.1 主减速器的结构形式3 3.2 主减速器的类型3 3.3 主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式4 3.4 主减速器的基本参数选择与计算4 3.4.1 主减速器主减速比的确定5 3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定5 3.4.3 驱动桥的离地间隙8 3.5 主减速器渐开线斜齿圆柱齿轮设计计算表8 3.6 主减速器的齿轮材料及其热处理13 3.7 主减速器轴承的计算13 3.7.1 作用在主减速器主动齿轮上的力15 3.7.2 主减速器轴承载荷的计算和校核174章 差速器设计19 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理19 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构20 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计21 4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择21 4.3.2 差速器齿轮的几何计算22 4.3.3 差速器齿轮的强度校核255章 半轴的设计26 5.1 半轴的型式26 5.2 半轴的设计计算27 5.3 三种可能工况28 5.4 半浮式半轴计算载荷的确定29 5.5 半轴的结构设计及材料与热处理306章 万向节设计1 6.1 万向节结构选择31 6.2 万向节的材料及热处理317章 驱动桥壳设计31 7.1 驱动桥壳的选型32 7.2 桥壳的静弯曲应力计算32 7.3 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算33 7.4 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算337.5 汽车紧急制动时的桥壳强度计算34总结36参考文献37附件清单38致谢39轿车驱动桥设计1章 绪 论1.1 概述 位于汽车传动系的端部的驱动桥，具有降低速度并增加扭矩的功能，并且将扭矩合理地分配来驱动左和右驱动轮，从而使左，右驱动轮可以有汽车行驶运动学理论上可达到的差速功能。同时，驱动桥还从路，车框以及承担它们之间的垂直力、侧向力和纵向力。一般理论中提到的汽车布局，大部分都是主传动器（也称为主减速器），差速器，驱动齿轮和桥壳等配件。在日常中，车辆的驱动桥和驱动器悬挂方式的结构形式是紧密联系在一起的。例如，在大多数商用车辆和客车的部分，将采用非独立车轮悬架形式的非断开式驱动桥结构。当驱动轮采用独立悬挂的形式时，为了获得良好的性能，通常会使用断开式驱动桥。其主要职责是从发动机提供汽车传动功率，从而满足汽车的一般需求。因此，机械驱动汽车在正常情况下的结构中，单一的传动装置和发动机的性能不能完全解决要求和带来结构及驱动布局上的冲突和缺陷。这是因为一个相当大部分的发动机是纵向设置，并能够传递扭矩到左和右驱动轮，它必须通过主减速器来驱动，以改变扭矩传动的方向，并且，有驱动所述差速器的轮轴向制剂和差问题之间的左，右车轮的驱动扭矩。变速器的主要任务是通过齿轮的选择为当前行驶状况和各种数量的传动比，使发动机的转速 - 转矩特性能够满足汽车动力，经济性能根据不同的行驶阻力的需求，并驱动桥主减速器（有时还有轮边减速器）的功能是，当传输进行时，汽车在最高档位或超速档时具有良好的牵引力，卓越的最高速度和出色的燃油经济性。为此，原本直接经由变速器，动力传递轴输送，改变后的是从主齿轮轴再到驱动车轴从而提高转矩极限速度。因此，为了合理设计汽车变速器，首先要准确，恰当地选择整体齿轮比，它是更合理地分配给传动和驱动桥。后者的减速比被称为主减速比。当变速箱处于最高档位，该车的动力和燃油经济性主要取决于主传动比。根据汽车的工作环境和发动机，变速箱，轮胎等，当汽车的整体设计布局，选择最合适的传动比，以保证汽车具有良好的动力性和燃油经济性的参数。由于相对增加发动机动力，跌幅逐步改善汽车的品质和道路状况，主减速比往下降的趋势。既要满足人们对高速行驶的需求，而且在日常驾驶速度范围内主要的齿轮比选择间隔使发动机转速下降，减少燃料消耗，提高了发动机寿命，降低了噪音和振动并且提高性能。1.2驱动桥设计与分析的理论研究现状 随着技术的开展及完成测试，采用新的测试技术和各种新设备，开展合理的驱动桥设计过程的科学实验，因此在产品结构性质和零件的强度进行寿命试验，并大量运用现代数学物理分析，在该产品及其零部件的进行装配综合分析和研究，从而使驱动桥设计上升到新的水平方向即开发实验和理论分析。1.3设计驱动桥时应当满足如下基本要求 1）在理论上，具有最佳的动力和燃油经济性为前提，选择合适的传动比。 2）通过保证有足够的离地间隙为前提，降低汽车整体尺寸性，以满足要求。 3）降低噪音，同时使光滑齿轮等传动部件的正常工作。 4）在负荷和转速条件的变化比较频繁的环境下使得传送效率比较高。 5）保证拥有足够的强度和刚度可以承受和传递作用于路面和车架或车身的各种力和力矩的条件下，并尽量减少质量，尤其是簧下质量，造成路面不平削减的冲击载荷，提高了车辆的乘坐舒适性。 6）确保维护，优化结构的前提下，能够调整方便，提高加工技术。2章 驱动桥结构方案的选定2.1结构方案分析本设计的课题是轿车驱动桥设计。目前，一般设计使用的轿车布局类型大多是发动机前置前轮驱动形式，而后轮驱动大多是豪华轿车基于动力与舒适性方面的考虑的。首先，在汽车驱动桥主要特点是：动力是通过传动轴的传输从而减速增矩后驱动车轮转动，由于设计的是日常家庭用车驱动桥，设计要求，通常采用了开放式的驱动桥及独立悬架，提高了汽车的驾驶操控及稳定性，并拥有良好通过性。由于其分段的轴，不具有刚性整体壳体或梁，因此他们进行相对彼此运动。由分段的驱动桥，通过铰链连接，使车轮可以独立地互相相对的被驱动至框架或托架向上和向下摆动。总之，本设计选择中的结构是可断开驱动桥的形式。虽然分离式驱动桥结构较复杂，成本较高，但会增加离地间隙，减少了非簧载质量，良好的驾乘舒适性，提高平均速度;减少移动的动态负载交往过程中，提高了使用的寿命;因为与地面和形式的接触驱动轮能够很好地适应各种地形，极大地提升了能力，车轮防滑;合理的独立悬挂设计为导向的组织相匹配，是为了配合汽车的转向不足的影响，从而提高操纵稳定性。3章 主减速器设计3.1 主减速器的结构形式 选择主减速器其主要区别是齿轮的类型，不同布局方案的驱动齿轮和从动齿轮的齿轮的结构类型也会不同。 减速模式影响的主要因素，不同类型的车，离地间隙，使用条件，布局和驱动桥数量，以及主驱动桥齿轮比，它的大小会影响汽车的动力性和经济性。设计应最大限度满足如下基本要求： 1）在理论上，具有最佳的动力和燃油经济性为前提，选择合适的传动比。 2）通过保证有足够的离地间隙为前提，降低汽车整体尺寸性，以满足要求。 3）降低噪音，同时使光滑齿轮等传动部件的正常工作。 4）在负荷和转速条件的变化比较频繁的环境下使得传送效率比较高。 5）保证拥有足够的强度和刚度可以承受和传递作用于路面和车架或车身的各种力和力矩的条件下，并尽量减少质量，尤其是簧下质量，造成路面不平削减的冲击载荷，提高了车辆的乘坐舒适性。 6）确保维护，优化结构的前提下，能够调整方便，提高加工技术。3.2 主减速器的类型由最终传动比，驱动桥格式分为多种结构，有三种基本形式如下： 1）中央单级减速。这时最简单的结构，减速机与小质量好，体积小，成本低的制造，是最基本驱动桥，它被广泛应用在主传动比的汽车。因为乘用车的主减速比一般在，所以主传动比较小，就应尽可能采用中央单级减速驱动桥。 2）中央双级减速终传动。由于该中心的桥梁是双级减速而在中央单级比例超过一定值或牵引的总质量较大，同时，两级减速桥一般不作为基本类型的驱动桥开发的，通常被认为是为了一个特例的驱动桥而得来。 3）中央单级、轮边减速器。 其中，中央单级主齿轮广泛应用于轿车。它具有以下优点： 1）结构和制造工艺简单，成本低，广泛用于传输比较小的乘用车上; 2）前置发动机前轮驱动，需要一个相对简单的驱动桥，简化结构; 3）随着道路条件的改善，特别是高速公路的迅速发展，降低了汽车行驶过程中对汽车通过性的要求。 4）与驱动桥带轮边减速器的相比，产品结构的简化，提高单级减速驱动桥机械传动效率，降低脆弱性和提高可靠性。按主要类型齿轮减速器，主减速器可分为：螺旋锥齿轮，准双曲面齿轮，圆柱齿轮，蜗轮蜗杆四种不同的传动形式。由于思迪1.5AT的轿车的发动机采用的是横向前置形式，又采用横置式变速器，所以动力输出的方向正好平行于前桥轴线的方向。因此，此设计不必采用圆锥齿轮的传动形式来改变动力旋转的方向，采用斜齿圆柱齿轮传动就可以基本满足。3.3 主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式现代汽车渐开式圆柱斜齿轮的支承型式有以下两种：1) 悬臂式：齿轮以其轮齿悬臂式地支承一对轴承的外侧于大端一侧的轴颈；2) 骑马式：以轴承支承齿轮前后两端的轴颈，故又称为“两端支承式”。要使主减速器良好工作，必须保证主、从动锥齿轮的良好啮合。齿轮的啮合状况，除与齿轮的加工质量，齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关外，还与齿轮的支撑形式有关。主动锥齿轮的支撑形式有悬臂式和跨置式两种。从动锥齿轮的支撑刚度与轴承的形式、支撑间的距离及载荷在支撑之间的分配比例有关。从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承支撑。本设计采用的是广汽本田思迪车型，主动锥齿轮的支撑方式采用悬臂式，而从动锥齿轮采用的使圆锥滚子轴承支撑。3.4 主减速器的基本参数选择与计算3.4.1 主减速比的确定变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性以及主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量取决于主减速比的大小。而在汽车总体设计时，主减速比和传动系的总传动比一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作环境不同，汽车传动系的传动比可以采用优化设计，用发动机参数匹配出最优的传动系的传动比及主减速比，进而获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有较大储备功率的轿车、客车和长途公共汽车，特别是对竞赛汽车，在给定发动机最大功率的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有理论上的最高车速。这时值就按下式来确定： （3.1）式中，车轮的滚动半径，m； 最大功率时发动机的转速，5800r/min； 汽车的最高车速，取180km/h； 变速器最高挡传动比，通常为1。查阅思迪轿车的有关资料得：轮胎类型与规格：185/60r15其中：185断面宽（断面宽约185mm）； 60扁平率（高宽比约为60%）； R轮胎结构记号（子午线结构）； 15表示适用轮辋直径轮辋直径15inch(38.1mm)；所以自由半径=38.110/2+1850.6=301.5mm=0.3015m 在实际分析中，有作动力学分析的静力半径与做运动学分析的，但是通常不计他们之间的差别，统称为车轮半径r。确定得出主减速比。3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定在实际生活中，由于各种不同因素的影响下，无法完全计算出主减速器齿轮所承受的载荷。所以通常在设计中，将发动机最大转矩配以传动系统最低档传动比时、驱动车轮打滑时这两种情况下，作用于主减速器从动齿轮上的转矩（、）中的较小者，作为计算中用以验算主减速器从动齿轮所承受的最大应力的计算载荷。即 （3.2） （3.3）式中：发动机最大转矩，Nm； 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； 传动系上述传动部分的传动效率，取=0.9； 由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取；当性能系数时，可取=2，或由实验决定； 该汽车的驱动桥数目； 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于驱动桥来说，应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量），N； 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：=1.21.4，商用车：=1.11.2； 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；对于越野汽车，取=1.0；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取=1.25； 车轮的滚动半径，m； 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速器）。其中查资料的=143Nm；=13.012；=0.90；由后式计算可得=1；由于该车只有一个驱动桥，所以=1；由数据可得，满载质量=15109.8=14798N；又因为汽车前置前驱切满载时前轴承受47%60%，这里取60% ，所以=60%=8878.8N；由于该轿车是安装为一般斜交轮胎公路用车，所以=0.85；查资料得：=0.3015m；=0.96；由于该车无轮边加速器，所以1；最后可得：Nm Nm上两式求得的计算载荷是理论上的最大转矩，而在实际计算中，并不是正常持续转矩，不能用来作为疲劳损伤的依据。依据各个汽车类型不同，又有情况多变的行驶工况中，乘用车在高速轻载条件下工作，而越野车和矿用汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有一条简单的公式可算出正常持续使用过程中汽车的实际转矩。但相对公路车辆来说，因为使用环境和条件较为稳定，可以通过所谓平均牵引力的值确定正常持续转矩，即主减速器从动齿轮上的平均计算转矩为 （3.4）式中，汽车总重量，kN； 为挂车总质量，若无为0,N； 车轮的滚动半径，m； 道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取0.0100.015；对于载货汽车可取0.0150.020；对城越野汽车可取0.0200.035； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.30； 汽车或汽车列车的性能系数： （3.5） 当时，取；、和等见前面的说明。已知思迪数据，满载质量=15109.8=14798N；由于是轿车所以=0；所以；Nm3.4.3 驱动桥的离地间隙由于本设计为轿车驱动桥设计，且采用广汽本田思迪车型，所以并且经由数据查表得离地间隙为150mm。3.5主减速器渐开线斜齿圆柱齿轮设计计算表表3.1斜齿轮设计计算表格项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查10选用7级精度级72材料选择查14续表3.1-209大齿轮、小齿轮均选用20CrMnTi结构钢（淬火+回火+渗碳处理）硬度为5862HRC大齿轮、小齿轮均为240HBS3选择齿数Z=（1840）=i取=21则=3.662621=76.9146取=77；=3.6667个 =21=77U=3.674选取螺旋角=1420取度5按齿面接触强度设计（1）试选=1.21.8取=1.6=1.6(2)区域系数ZH由10图10-30=2.42=2.42（3）由10图10-26查=0.74=0.890.74+0.89=1.63=1.63(4)计算小齿轮传递的转矩由上计算可知Nmm(5)齿宽系数d由10表10-7=0.71.15=0.8(6)材料的弹性影响系数由10表10-6=189.8=189.8(7) 齿轮接触疲劳强度极限由10图10-21c由10图10-21d =600=550MPa=600=550（8）应力循环次数由10式10-13 （9）接触疲劳强度寿命系数由10图10-19（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为，由10式10-12得（11）试算小齿轮分度圆直径按10式（1021）试算mm（12）计算圆周速度m/s（13）计算齿宽mm（14）模数度（15）计算纵向重合度 （16）计算载荷系数K由10表10-2查得使用系数根据，7级精度，由10图10-8查得动载荷系数由10表10-4查得由10图10-13查得假定，由10表10-3查得故载荷系（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径由10式10-10（18）计算模数mm6按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数K（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度，从10图10-28可得（3）计算当量齿数ZV（4）齿形系数由10表10-5，（5）应力校正系数由10表10-5，（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由10图10-20b（7）弯曲疲劳强度寿命系数由10图10-18利用插值法可得（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 （9）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的系数较大，以大齿轮的计算（10）齿根弯曲强度设计计算由1式10-17mm结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则取3几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为150mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。度（3）计算齿轮的分度圆直径mm（4）计算齿轮的齿根圆直径mm（5）计算齿轮宽度B圆整后取：mm（6）验算；所以合适3.6 主减速器的齿轮材料及其热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：具有较高的表面接触疲劳强度和疲劳弯曲强度，以及齿表面应有高的硬度，故会有较好的齿面耐磨性；轮齿心部应有适当的韧性可以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下使得轮齿根部折断；切削与热处理、钢材的锻造等加工性能良好，易于控制热处理过程变形小或变形规律，以减少生产成本、缩短制造时间、提高产品的质量并降低废品率；以适合我国的情况为前提去选择齿轮材料的合金元素。汽车差速器用的直齿锥齿轮以及主减速器用的渐开线斜齿圆柱齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，本设计中齿轮所采用的钢为20CrMnTi即渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火等过程后，轮齿表面硬度将达到5862HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时，为2945HRC。由于刚装上去的新齿轮会引起接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤等现象，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）等过程后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化或镀铜、镀锡等处理。这种表面将不用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑的过程。进行喷丸处理的齿面有可能提高25的使用寿命。而对于滑动速度高的齿轮，可以进行渗硫处理去提高其耐磨性，。因为渗硫处理时温度低，所以不引起齿轮变形。在渗硫过程后摩擦系数可以显著降低，即使润滑条件较差，也会防止胶合、擦伤和齿轮咬死等现象产生。3.7 主减速器轴承的计算 在主减速器的设计中，轴承的计算主要是计算轴承的寿命。在一般设计中，通常是先在主减速器的结构尺寸基础上初步选定轴承的型号，然后去验算轴承寿命。因为影响主减速器轴承使用寿命的外因大多是它的工作载荷和工作条件，所以在验算轴承寿命之前，先求出作用在齿轮上的径向力、轴向力，接着再求出轴承反力，进而以确定轴承载荷。3.7.1 作用在主减速器主动齿轮上的力在一般斜齿轮的传动中，作用于齿面上的法向载荷仍垂直于齿面。如图3.1所示，作用于主动轮上的是位于法面内，且与节圆柱的切面倾斜向一法向啮合角 。而力将沿齿轮的周向、轴向及径向分解为三个相互垂直的分力。图3.1 斜齿轮的轮齿受力分析所以在计算作用在齿轮的圆周力之前，首先需要确定计算转矩。在汽车行驶过程中，因为变速器挡位的改变，并且发动机也不全处于最大转矩状态，所以主减速器齿轮的工作转矩是频繁变化的。经由实践表明，轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩量进行计算。所以作用在主减速器主动斜齿轮上的当量转矩可按下式计算的： （3.6）式中：发动机最大转矩，在此取143； 变速器在各挡的使用率，可参考表3.1选取； 变速器各挡的传动比； 变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3.1选取；表3.1 及的参考值经计算，主动斜齿轮各力的大小为： （3.7）式中：节圆螺旋角,对标准斜齿轮即分度圆螺旋角，取为； 啮合平面的螺旋角,亦即基圆螺旋角，取为； 法向压力角，取为；端面压力角，取为； 分度圆直径，取为； 所以：圆周力 径向力 轴向力 法向载荷从动轮轮齿上的载荷可分解为，和三个力，二它们分别与主动轮上的各力大小相等且方向相反。3.7.2 主减速器轴承载荷的计算和校核轴承的轴向载荷即上述的齿轮的轴向力。如果采用圆锥滚子轴承作支承的同时，还应考虑径向力所引起的派生轴向力影响。而轴承的径向载荷，则是上述齿轮的径向力、轴向力及圆周力这三者所引起的共同轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，轴承位置和支承形式已确定，则可计算出轴承的理论径向载荷。而由于本设计是广本思迪车型为基础,在设计变速器时已经考虑到，它主动齿轮的轴承安装于变速器的输出轴上，所以我们只要校核从动此轮的轴承就可以了。1、轴承的选择:选择轴承为一对30209轴承，校核轴承，本设计中轴承使用寿命为10年，每年按365天，一天按5个小时算。2根据滚动轴承型号，查出和。 3、校核轴承是否满足工作要求: （1）求轴承径向支反力、a、垂直平面支反力、 b、水平面支反力、 c、合成支反力、 （2）求两端面轴承的派生轴向力、 ； （3）确定轴承的轴向载荷、； （5）计算轴承的当量载荷、因为，查10表13-5、13-6 ：所以：（6）校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承2计算，滚子轴承的，查10表13-6取冲击载荷系数 ，查10表13-4取温度系数，计算轴承工作寿命：结论：此轴承合格4章 差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。1 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图4.1 差速器差速原理 如图4.1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4.1），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （4.1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （4.2）式（4.2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（4.2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图4.2所示。1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳 图4.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1、行星齿轮数目的选择 载货汽车采用4个行星齿轮,轿车常用两个齿轮,在此取2个齿轮 2、行星齿轮球面半径的确定 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定： (4.3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值；对于有两个行星齿轮的轿车以及所有的越野汽车取最大值,在这里取； T计算转矩，由上面计算载荷最小值可得，；根据上式 所以预选其节锥距3、行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.52.0的范围内。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （4.4）式中，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说， 行星齿轮数目；在此行星齿轮，半轴齿轮。即可满足上述要求。4、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m 由于强度的要求在此取得 5、压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选的压力角。6、行星齿轮安装孔的直径及其深度行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： （4.5）式中，差速器传递的转矩，在此取：； 行星齿轮的数目；在此为； 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，；为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而； 支承面的许用挤压应力，在此取根据上式 4.3.2 差速器齿轮的几何计算表4.1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数，应尽量取最小值2半轴齿轮齿数，且需满足式（3-4）3模数4齿面宽5工作齿高6全齿高7压力角8轴交角9节圆直径；10节锥角，11节锥距12周节13齿顶高；14齿根高；15径向间隙16齿根角； 17面锥角；18根锥角；19外圆直径；mm20节圆顶点至齿轮外缘距离21理论弧齿厚,22齿侧间隙23弦齿厚24弦齿高4.3.3 差速器齿轮的强度校核差速器齿轮的打消受布局限制，而且受到的载荷挺大，它不像主减速器齿轮那样时常处于啮合状态下，只有当汽车转向或左、右轮行驶不同的长度时，或一侧车轮打滑而滑行时，差速器齿轮才会产生啮合传动的相对运动。因此对于主要在差速器齿轮上进行弯曲强度校核就可以了。轮齿弯曲应力（）强度为 （4.6） 式中，差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式； 差速器的行星齿轮数，； 半轴齿轮齿数，； 超载系数；在此取；尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当时，在此；载荷分配系数，在此取； 即质量系数，对于汽车差速器齿轮，当齿轮有良好接触面，径向跳动及周节精度高时，可取； 齿轮齿面宽，； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-1可查得；图4.3 弯曲计算用综合系数按上式并以计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力，不应大于210.9MPa；，所以:按，两种计算转矩中的较小值进行计算时，弯曲应力不应大于980MPa。,所以：所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。5章 半轴的设计驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。5.1 半轴的型式半轴的型式主要取决于半轴的支承型式。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式。半浮式半轴以其靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有圆锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以凸缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴所承受的载荷较复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点，故被质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和微型客、货汽车所采用。基于上述特点，思迪1.5AT轿车选用半浮式半轴的结构。5.2 半轴的设计计算 半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。 思迪1.5AT轿车的驱动型式为，查参考文献可得： 半轴的计算转矩： （5.1） 式中，发动机最大转矩，； 差速器的转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取：； 变速器I挡传动比，； 主减速比，；由参考文献得 （5.2） 取许用应力代入计算得：出于对安全系数以及半轴强度的较核的考虑，取。本设计半轴只校核扭转应力，其计算转矩可有求得，其中，的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小值。若按最大附着力计算，即 （5.3）式中 轮胎与地面的附着系数取0.8； 汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.21.4在此取1.2。根据上式若按发动机最大转矩计算，即 （5.4）式中 差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器取； 发动机最大转矩，； 汽车传动效率，计算时可取； 传动系最低挡传动比，； 轮胎的滚动半径，。根据上式在此情况下，取其中较小值：所以：5.3 三种可能工况计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：1) 纵向力（驱动力或制动力）最大时，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用；2) 侧向力最大时即汽车发生侧滑时，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取站1.0，没有纵向力作用；3) 垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时）这时不考虑纵向力和侧向力的作用。故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。5.4 半浮式半轴计算载荷的确定：在计算半轴在承受最大转矩时，还应校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴的扭转切应力为 （5.5）半轴花键的剪切应力为 （5.6）半轴花键的挤压应力为 （5.7）半轴的最大扭转角为 （5.8）式中：半轴承受的最大转矩，在此取； 半轴花键的外径，在此取； 相配花键孔内径，在此取； 花键齿数；在此取； 花键工作长度，在此取； 花键齿宽，在此取 载荷分布的不均匀系数，计算时取； 半轴长度，在这取；材料的剪切弹性模量，查表得； 半轴横截面的极惯性矩，；根据上式可计算得: 根据要求，当传递的转矩最大时，半轴花键的扭转切应力，切应力，挤压应力，最大转角，以上计算均满足要求。5.5 半轴的结构设计及材料与热处理在半轴的结构设计中，为了使花键的内径不致过多地小于其杆部直径，常常将半轴加工花键的端部设计得粗一些，并适当地减小花键的深度，因此花键齿数发布相应增多，一般为10齿（轿车半轴）至18齿（载货汽车半轴）。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有用矩形或梯形花键的。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388-444（突缘部分可低至HB248）。近年来采用高频、中频感应淬火的工艺日益增多。这种处理方法使半轴表面淬火硬度达HRC52-63，硬化层深约为其半径的1/3，心部硬度可定为HRC30-35；不淬火区（突缘等）的硬度可定在HB248-277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳（40号、45号）钢的半轴也日益增多。6章 万向节设计6.1 万向节结构选择对于转向驱动桥,断开式驱动桥来说,在其驱动车轮的传动装置中必须采用万向节传动,以便使转向车轮能够转向,或使断开式驱动桥的摆动半轴便于摆动。在转向驱动桥上,常常在通往左右转向车轮的传动装置中,在车轮的转向方主销处,各安装一个等速万向节;而在断开式驱动桥上,在其左右驱动车轮的传动装置中,则往往各采用一对普通的十字轴万向节;也有一些汽车的断开式驱动桥,每侧只有一个十字轴万向节或一个等速万向节;也有左右摆动半轴共有一个十字轴万向节的桥车驱动桥结构。 在选择万向节的结构型式时,应考虑以下使用要求:1.能够在足够宽的角度范围内可靠地传递动力;2.能够在大的转速变化范围内使所联接的两轴均匀地旋转,由于两轴间有夹角而产生的附加载荷应在允许范围内;3.能够补偿由它所联接的两零件之间在运动时所引起的长度变化;4.传动效率高,使用寿命长,结构简单,制造方便。万向节分为十字轴式万向节,准等速万向节,等速万向节和挠性万向节四种,按照捷达CIF型小轿车的参数可知,它的万向节用BIRFIELD型的球龙式等速万向节,所以下面我们就选用BIRFIELD型的球龙式等速万向节。6.2 等速万向节的工作原理主、从动轴的角速度在两轴之间的夹角变动时仍然相等的万向节,称为等角速 万向节或等速万向节。 等速万向节的“等角速”工作原理,可用一对大小相同的圆锥齿轮伟动为例来说明。两齿轮的轴线交角为,这两个齿轮的轮齿的接触点P位于轴间夹角平分线上,由P点到两轴、线的垂直距离相等并等于r。在P点处两齿轮的圆周速度是相等的,因而两齿轮的角速度相等。多数等速万向节工作时的特点也都在于:它们所有的传力点总是位于两轴夹角的等分平面上,这样,被万向节所联接的两轴的角速度就永远相等。在转向驱动桥,断开式驱动桥的车轮传动装置中,广泛地采用着各种型式的等速万向节和近似等速万向节.其常见的结构型式有球笼式,球叉式,双联式,凸块式和三销式等。对于驱动桥，在其驱动车轮的传动装置中必须采用万向节传动，以便使转向车轮能够转向。在转向驱动桥上，常常在通往左右转向车轮的传动装置中和靠近车轮处，各安装一个等速万向节。固定型球笼式万向节和伸缩型球笼式万向节广泛应用于采用独立悬架的轿车转向驱动桥，如红旗、桑塔纳、捷达、宝来、奥迪等轿车的前桥。其中RF节用于靠近车轮处，VL节用于靠近驱动桥处。因此在本设计中也采用这两种万向节。球笼式万向节广泛应用于轿车前驱动桥，制造较复杂，但结构紧凑，安装简单，传动效率高，其失效形式主要是钢球与接触滚道表面的疲劳点蚀。在特殊情况下，因热处理不妥、润滑不良或温度过高等，也会造成磨损而损坏。由于星形套滚道接触点的纵向曲率半径小于外半轴滚道的纵向曲率半径，所以前者上的接触椭圆比后者上的要小，即前者的接触应力大于后者。因此，应控制钢球与星形套滚道表面的接触应力，并以此来确定万向节的承载能力。不过，由于影响接触应力的因素较多，计算较复杂，目前还没有统一的计算方法。假定球笼式万向节在传递转矩时六个传力钢球均匀受载，则钢球的直径可按下式确定 (6.1)式中，d为传力钢球直径(mm)；Ts 为万向节的计算转矩(Nm);其中，装在转向驱动桥和摆动半轴驱动桥的等速万向节所传递的最大转矩，Nmm,取为 (6.2)式中：驱动车轮对水平地面的垂直载荷,8878.8N； 驱动车轮的滚动半径,301.5mm； 驱动车轮与地面的附着系数，计算时取其为1.0.分别代入上式的=2676.96N,d=5.03mm,取最接近的标准直径d=19.05mm。 球笼、星形套等零件及有关结构尺寸按如下关系确定：钢球中心分布圆半径 R=171d=20.955mm 星形套宽度 B=18d=34.29mm 球笼宽度 B1=18d=34.29mm 星形套滚道底径 Dl=25d=47.625mm 万向节外径 D=49d=93.345mm 球笼厚度 b=0185d=3.524mm 球笼槽宽度 b1=d=19.05mm 球笼槽长度 L=(133180)d=25.337mm 滚道中心偏移距 h=018d=3.492mm 轴颈直径 d 14d=26.67mm 星形套花键外径 D2155d=29.528mm 球形壳外滚道长度 L1=24d=45.72mm中心偏移角 6挠性万向节弹性元件的拉应力为 (6.3)式中静强度计算用转矩，143Nmm； i一个万向节叉上的螺栓数；6 R橡胶盘平均半径，mm; S拉断面积，; 橡胶盘的外半径及内半径，mm； b橡胶盘的厚度，mm; 路栓孔直径，mm。拉应力不应大于12-15MPa.挤压应力为 (6.4)许用挤压应力。图6-1 RF节与VL节在转向驱动桥中的布置6.2 万向节的材料及热处理在传递转矩时，钢球与滚道间产生较大的接触应力，因此对材料要求较高。球形壳和星形套采用15NiMo低碳合金钢制造，并经渗碳、淬火、回火处理；钢球则选用轴承用钢球，材料为15Cr。7章 驱动桥壳设计7.1 驱动桥壳的选型驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。思迪1.5AT桥壳的结构型式应该选择组合式桥壳。7.2 桥壳的静弯曲应力计算桥壳犹如一空心横梁，半浮式驱动桥半轴支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷 。 桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 （7.1） 式中，汽车满载时停于水平路面时驱动桥作用于地面的载荷，在此； 车轮（包括制动器、轮毂等）重力，根据轮胎型号查得同型号米其林轮胎重量，取； 驱动车轮轮距，查思迪数据在此取为； 驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，查思迪数据，近似取。桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。 而静弯曲应力则为 （7.2）式中 见（5-1）； 危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数，具体见下：关于桥壳在板簧座附近的危险断面的形状，主要由桥壳的制造工艺和结构形式来确定，在此采用圆形管状。取内径d=33mm和外径D=43mm垂向及水平弯曲截面系数: 扭转截面系数: 垂向弯曲截面系数, 水平弯曲截面系数, 扭转截面系数的计算参考材料力学8。根据上式桥壳的静弯曲应力7.3 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算当汽车高速行驶于不平路面上时，桥壳不但承受静止状态下那部分载荷外而且承受附加的冲击载荷。在这两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲应力为 （7.3）式中 动载荷系数，对于轿车取1.75； 桥壳在静载荷下的弯曲应力，。根据上式 7.4 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算作用在左右驱动车轮的转矩所引起的地面对驱动车轮的最大切向反作用力共为 （7.4）根据上式可计算得此时后驱动桥桥壳在左、右板簧座之间的垂向弯矩为 (7.5)式中 汽车加速行驶时的质量转移系数，可在1.21.4范围内选取，在此取1.2；，见式（7.1）下的说明。根据上式：由于驱动车轮所承受的地面对其作用的最大切向反作用力，使驱动桥壳同时也承受着水平方向的弯矩，对于装有普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，由于其左、右驱动车轮的驱动转矩相等，故有 （7.6）所以根据上式桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而产生的反作用力矩，这时在两板簧座之间桥壳承受的转矩为 = (7.7) 式中，发动机最大转矩； 传动系的最低传动比； 传动系的传动效率，在此取0.9。根据上式可计算得所以在板簧座附近的危险断面处的弯曲应力和扭转应力分别为 (7.8) (7.9)式中 分别为桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩和水平弯矩，见式（7.5），和式（7.6）；分别为桥壳在危险断面处的垂向弯曲截面系数，水平弯曲截面系数和扭转截面系数，由于桥壳是圆管形截面相同。根据上式可以计算得由于桥壳的许用弯曲应力为300500 MPa，许用扭转应力为150400MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。7.5 汽车紧急制动时的桥壳强度计算由于设计时一些参数是未知的，所以后驱动桥计算用的汽车紧急制动时的质量转移系数不可计算，对轿车后驱动桥取极限1。可求得紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩及水平方向的弯矩分别为 （7.10） = （7.11）式中，见式（7.1）下的说明； 汽车制动时的质量转移系数，计算后驱动桥时1； 驱动车轮与路面的附着系数，计算时可取0.750.80，在此取0.8。 根据上式可以计算得 =桥壳在两钢板弹簧座的外侧部分处同时还承受制动力所引起的转矩，对于后驱动桥： （7.12）根据上式 所以可根据式（7.8），（7.9）计算出在板簧座附近危险断面的弯曲应力和扭转应力分别为 由于桥壳的许用弯曲应力为300500 MPa，许用扭转应力为150400 MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。冲压焊接桥壳与铸造桥壳的分析与比较1.冲压焊接桥壳钢板冲压焊接桥壳以中厚钢板为原料，通过冲压、拉延工艺，制造上下两个半壳零件。冲压焊接桥壳在制造过程中，上下两个半壳通过焊接形成空腔件。实际生产中，由于上下两个半壳冲件在前后琵琶孔两侧，不能吻合，所以需要另加4块三角形连接板。此外，在前琵琶孔处要焊上一个大法兰盘，后琵琶孔处要焊上一个冲压件后盖，左右两侧支架各需焊上一个法兰盘，桥壳左右两侧上面各需焊上钢板弹簧垫板。因此冲压焊接后桥壳是由12个钢板零件拼焊而成的一个总成零件。在采用同厚度的钢板冲压零件时，必然会带来拉延部分的减薄，从而导致冲压件各部位截面厚度的不同，造成桥壳服役时各部位所受的应力不同。采用冲焊工艺无法按零件各部位应力大小分配冲件截面的度，一般需要保证薄断面有足够的安全系数，若不够，只好增大原材料厚度或是提高材料性能(桥壳材质可以采用强度为520 MPa的低合金高强度钢板)，但是钢板强度越高，成形越困难，冲件开裂比例明显上升。由于冲焊桥壳零件尺寸大、钢板厚，需用很大吨位的机械压床或油压机才能够满足要求。部分工厂由于投资有限，不能采用冷压成形，只能采取热压成形，在钢板加热时会引起表面脱碳，不利于提高桥壳的疲劳强度。2.铸造桥壳与冲焊桥壳相比，铸造桥壳可将除后盖以外的其他零件统一成整体铸件，显著减少了零件数量，节省了工序；其次可以根据应力载荷的情况在一定范围内调整截面厚度。因此只要桥壳设计得当，铸造桥壳完全可以减轻白重。铸造桥壳通常采用牌号为QT45010的球墨铸铁或铸钢ZG270500铸造。铸铁桥壳材质早期采用可锻铸铁，如一汽1956年起生产的解放牌CA10型载货车便采用KT35010牌号，该型汽车长期是国家的主要车型，以坚固耐用著称。1969年，二汽(东风汽车公司)首创用铁素体球墨铸铁代替可锻铸铁制造底盘铸件中最大最重的桥壳，随后一汽也采用了球墨铸铁后桥。20世纪60年代我国曾引进法国贝利埃重型汽车生产技术，采用了水玻璃砂型和电弧炉炼钢技术生产铸钢后桥壳用于四川红岩牌重型汽车。德国奔驰和MAN公司为了加强后桥壳承载能力，曾联合开发了钢质锻造后桥壳，引起全世界的广泛关注。在随后的考察中发现法国原厂已放弃了铸钢后桥壳的生产，改为球墨铸铁，MAN重型汽车也放弃了锻钢桥壳，全部采用了球墨铸铁后桥壳。由此可见，球墨铸铁后桥在重型商用车中占据不可替代的地位。与冲焊桥壳相比，铸造桥壳材质的另一个优良性能是其优异的抗腐蚀性能，商用车长期在环境恶劣的条件下工作，桥壳处容易粘附土壤等物质，易产生腐蚀。在青岛黄岛912个月周期的施工中，采用冲焊桥壳的国产斯太尔K29重型白卸车有8台后桥壳出现裂纹，而采用铸造桥壳的重型白卸车则没有出现问题。分析表明是由于材料的耐蚀性能不足，在交变应力和土壤腐蚀的共同作用下产生了腐蚀疲劳破坏。由于铸造桥壳的抗腐蚀性能优于16 Mn，因此在同样的工作环境下没有出现问题。3.冲压焊接桥壳与铸造桥壳的承载能力对比6MnL热轧钢板在力学性能方面具有明显的优势。需要注意的是国内重型车超载严重，原有冲焊桥壳不能适应国内的装载量和道路状况，需要增加钢板厚度。由于冲焊桥壳钢板厚度的增加，焊缝处需铣坡口保证熔合深度，即便如此焊缝也不易完全焊透。失效分析表明，大多数冲焊桥壳开裂，不是因为钢板本身强度不够，而是由于钢板焊缝质量难保证而致。桥壳钢板焊缝处容易出现未焊透、咬边等缺陷，并导致应力集中而使强度下降，特别是在三角板、轴头
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