黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計PAGE12目錄摘要 IAbstract II第1章緒論 11.1本課題的來源、基本前提條件和技術要求 11.2本課題要解決的主要問題和設計總體思路 11.3預期的成果 21.4國內外發(fā)展狀況及現狀的介紹 21.5設計內容 3第2章總體方案確定 42.1驅動橋方案確定 42.2轉向系方案確定 72.2.1概述 72.2.2轉向器結構形式及選擇 72.2.3循環(huán)球式轉向器結構及工作原理 92.3本章小結 10第3章驅動橋的設計計算 113.1主減速器的設計 113.1.1主減速器的結構型式 113.1.2主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法 133.1.3主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法 143.1.4主減速器的基本參數的選擇及計算 143.2差速器的設計 203.2.1差速器的結構型式 203.2.2差速器的基本參數的選擇及計算 223.3半軸的設計 243.3.1半軸的結構型式 243.3.2半軸的設計與計算 243.3.3半浮式半軸的結構設計 283.4車橋殼結構選擇 283.4.1驅動橋殼結構方案分析 293.5懸架結構分析 293.6本章小結 30第4章轉向橋的設計計算 314.1轉向橋主要零件工作應力的計算 314.2在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算 334.3轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力 344.4主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算 354.5轉向節(jié)推力軸承的計算 374.6轉向梯形的優(yōu)化設計 384.7轉向傳動機構強度計算 414.8懸架的結構分析 424.9本章小結 44結論 45參考文獻 46致謝 47附錄 48PAGE46摘要車橋通過懸架與車架（或承載式車身）相聯(lián)，兩側安裝著車輪，用以在車架（或承載式車身）與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。汽車行駛過程中，經常需要改變行駛方向，即所謂的轉向，這就需要有一套能夠按照司機意志使汽車轉向的機構，它將司機轉動方向盤的動作轉變?yōu)檐囕喌钠D動作。汽車轉向系是保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛中，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。保證汽車在行駛中能按駕駛員的操縱要求，適時地改變行駛方向，并能在受到路面干擾偏離行駛方向時，與行駛系配合，共同保持汽車穩(wěn)定地直線行駛。轉向系和前橋對汽車行駛的操縱性、穩(wěn)定性和安全性都具有重要的意義。絕大多數的發(fā)動機在上的縱向安置的，為使其轉矩能傳給左、右驅動車輪，必須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。通過對汽車前橋轉向系和后橋驅動機構的設計可以使學生掌握汽車前橋轉向系和后橋驅動機構的結構設計的原則和方法。培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的技能。設計與專業(yè)關系緊密，可綜合利用所學的專業(yè)課有汽車構造、汽車設計、機械設計、工程材料和CAD繪圖等知識。關鍵詞:轉向系;驅動車輪;前橋;行使方向;改變轉矩ABSTRACTFrontaxlethroughsuspensionandframe(orintegralbody)ontheinstallationassociatedwithdrivewheels,theframe(orto)andwheelsandspacebodysendsbetweenverticalforce,leadthelongitudinalforcesandtransverseforce.Automobiledrivingprocess,oftenneedtochangedirections,theso-calledsteering,whichrequiresaabletofollowthedriverwillmakessteeringinstitutions,itwillbethedriverturnedthesteeringwheelactionintowheeldeflectionofaction.Automotivesteeringsystemistokeeporchangethecardrivingdirectionoftheorganization,inautomotivesteeringdriving,guaranteethesteeringwheelAnglerelationbetweencoordination.Guaranteeindrivingcardriverscanmanipulaterequirements,accordingtotimelychangedirectionsbyroad,canbeinwhendrivingdirectioninterferencedeviation,andcooperate,togethermaintaindrivingissteadilyrunstraightcar.Steeringsystemandofthecarfrontaxleforhandling,stabilityandsafetyisofsignificance.Mostoff-roadvehicleinthelongitudinalengineplacement,sothattorquecanbetransmittedtotheleftandrightdrivewheels,driveaxlemustbethemainsteeringgeartochangethedirectionoftorquetransmission,whiletheshifthadtodriveaxledifferentialtosolvetheleftandrightdrivetorquebetweenthewheelsandthedifferentialdistributionrequirements.Throughtheautomobilesteeringsystemandfrontaxledesignsothatstudentscanmasterautomobilesteeringsystemandfrontaxlestructuredesignprincipleandmethod.Trainingtheorywithpracticeskills.Designandprofessional,comprehensiveutilizationofcloserelationshipbetweenthecoursecanbelearnedaautomobilestructure,automobiledesign,mechanicaldesign,engineeringmaterialsandCADdrawingknowledge.Keywords:Steeringsystem;Drivingwheel;Frontaxle;Exerciseofdirection;Changethetorque第1章緒論本課題是輕型載貨汽車車橋的設計。設計出輕型載貨汽車車橋，包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置,轉向機構及橋殼等部件，協(xié)調設計車輛的全局。1.1本課題的來源、基本前提條件和技術要求a.本課題的來源：輕型載貨汽車在汽車生產中占有一定的比重。車橋在整車中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的車橋，能大大降低整車生產的總成本，推動輕型載貨汽車經濟的發(fā)展。b.要完成本課題的基本前提條件是：在主要參數確定的情況下，設計選用車橋的各個部件，選出最佳的方案。c.技術要求：設計出的車橋符合國家各項輕型貨車的標準，運行穩(wěn)定可靠，成本降低，適合本國路面的行駛狀況和國情。1.2本課題要解決的主要問題和設計總體思路a.本課題解決的主要問題：設計出適合本課題的車橋。輕型載貨汽車傳動系的總任務是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應于輕型貨車行駛的需要。在一般輕型貨車的機械式傳動中，有了變速器還不能完全解決發(fā)動機特性與輕型貨車行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。首先是因為絕大多數的發(fā)動機在輕型貨車上的縱向安置的，為使其轉矩能傳給左、右驅動車輪，必須由后驅動橋的主減速器來改變轉矩的傳遞方向，同時還得由車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。其次，需將經過變速器、傳動軸傳來的動力，通過后驅動橋的主減速器，進行進一步增大轉矩、降低轉速的變化。因此，要想使輕型貨車車橋的設計合理，首先必須選好傳動系的總傳動比，并恰當地將它分配給變速器和車橋。b.本課題的設計總體思路：非斷開式車橋的橋殼，相當于受力復雜的空心梁，它要求有足夠的強度和剛度，同時還要盡量的減輕其重量。所選擇的減速器比應能滿足輕型貨車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃料經濟性。對載貨輕型貨車，由于它們有時會遇到坎坷不平的壞路面，要求它們的車橋有足夠的離地間隙，以滿足輕型貨車在通過性方面的要求。車橋的噪聲主要來自齒輪及其他傳動機件。提高它們的加工精度、裝配精度，增強齒輪的支承剛度，是降低車橋工作噪聲的有效措施。車橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質量，以減小不平路面對車橋的沖擊載荷，從而改善輕型貨車行駛的平順性。通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定載重量為二噸的轉向橋總成設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：1具有足夠的強度，以保證可靠地承受車輪與車架之間的作用力。2保證真確的車輪定位，使轉向輪運動穩(wěn)定，操作輕便并減輕輪胎的磨損。3前橋要有足夠的剛度，以使車輪定位參數保持不變。4轉向節(jié)與主銷、轉向節(jié)與前粱之間的摩擦力應盡可能的小，以保證轉向操作的輕便性，并有足夠的耐磨性。5轉向輪的擺振應盡可能的小，以保證汽車的正常、穩(wěn)定行駛。前橋的質量應盡可能的小，以減輕非懸掛質量，提高汽車行駛平順性。1.3預期的成果設計出輕型貨車的車橋，包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，配合其他同組同學，協(xié)調設計車輛的全局。使設計出的產品使用方便，材料使用最少，經濟性能最高。提高輕型貨車的技術水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經濟，更舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。b.改善輕型貨車的經濟效果，調整輕型貨車在產品系列中的檔次，以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經濟效益1.4國內外發(fā)展狀況及現狀的介紹為適應不斷完善社會主義市場經濟體制的要求以及加入世貿組織后國內外輕型貨車產業(yè)發(fā)展的新形勢，推進輕型貨車產業(yè)結構調整和升級，全面提高輕型貨車產業(yè)國際競爭力，滿足消費者對輕型貨車產品日益增長的需求，促進輕型貨車產業(yè)健康發(fā)展，特制定輕型貨車產業(yè)發(fā)展政策。通過該政策的實施，使我國輕型貨車產業(yè)在2010年前發(fā)展成為國民經濟的支柱產業(yè)，為實現全面建設小康社會的目標做出更大的貢獻。政府職能部門依據行政法規(guī)和技術規(guī)范的強制性要求，對輕型貨車、農用運輸車（三輪車，下同)、摩托車和零部件生產企業(yè)及其產品實施管理，規(guī)范各類經濟主體在輕型貨車產業(yè)領域的市場行為。在輕型貨車發(fā)展趨勢中，有著很好的發(fā)展前途。生產出質量好，操作簡便，價格便宜的輕型貨車將適合大多數消費者的要求。在國家積極投入和支持發(fā)展輕型貨車產業(yè)的同時，能研制出適合中國國情，包括道路條件和經濟條件的車輛，將大大推動輕型貨車產業(yè)的發(fā)展和社會經濟的提高。在新政策《輕型貨車產業(yè)發(fā)展政策》中，在2010年前，我國就要成為世界主要輕型貨車制造國，輕型貨車產品滿足國內市場大部分需求并批量進入國際市場；2010年，輕型貨車生產企業(yè)要形成若干馳名的輕型貨車、摩托車和零部件產品品牌；通過市場競爭形成幾家具有國際競爭力的大型輕型貨車企業(yè)集團，力爭到2010年跨入世界500強企業(yè)之列，等等。同時，在這個新的輕型貨車產業(yè)政策描繪的藍圖中，還包含許多涉及產業(yè)素質提高和市場環(huán)境改善的綜合目標，著實令人鼓舞。然而，不可否認的是，國內輕型貨車產業(yè)的現狀離產業(yè)政策的目標還有相當的距離。自1994年《輕型貨車工業(yè)產業(yè)政策》頒布并執(zhí)行以來，國內輕型貨車產業(yè)結構有了顯著變化，企業(yè)規(guī)模效益有了明顯改善，產業(yè)集中度有了一定程度提高。但是，長期以來困擾中國輕型貨車產業(yè)發(fā)展的散、亂和低水平重復建設問題，還沒有從根本上得到解決。多數企業(yè)家預計，在新的輕型貨車產業(yè)政策的鼓勵下，將會有越來越多的輕型貨車生產企業(yè)按照市場規(guī)律組成企業(yè)聯(lián)盟，實現優(yōu)勢互補和資源共享。1.5設計內容由于本次設計車型有兩根車橋，所以主要圍繞前轉向橋與后驅動橋展開，包括前橋中轉向器以及轉向器中的萬向節(jié)，后驅動橋中的減速器，差速器，半軸，橋殼以及其他部分零件的設計。第2章總體方案確定2.1驅動橋方案確定車橋的結構型式按齊總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式車橋，帶有擺動半軸的非斷開式車橋和斷開式車橋。(a)普通非斷開式車橋；(b)帶有擺動半軸的非斷開式車橋；(c)斷開式車橋圖2.1車橋的總體布置型式簡圖方案（一）：非斷開式車橋圖2.2非斷開式車橋普通非斷開式車橋，如圖2.2，由于其結構簡單、造價低廉、工作可靠，最廣泛地用在各種載貨輕型貨車、客車和公共輕型貨車上，在多數的的輕型貨車和部分轎車上也采用這種結構。它的具體結構是橋殼是一根支承在左、右驅動車輪上的剛性空心梁，而齒輪及半軸等所有的傳動機件都裝在其中。這時整個車橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬簧下質量，使輕型貨車的簧下質量較大，這是它的一個缺點。采用單級主減速器代替雙級主減速器可大大減小車橋質量。采用鋼板沖壓-焊接的整體式橋殼及鋼管擴制的整體式橋殼，均可顯著地減輕車橋的質量。車橋的輪廓尺寸主要決定于主減速器的型式。在輕型貨車的輪胎尺寸和車橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定主減速器速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，則可改用雙級結構。后者僅推薦用于主減速比大于7.6且載貨在6t以上的大型貨車上。在雙級主減速器中，通常是把兩級減速齒輪放在一個主減速器殼內，也可以將第二級減速齒輪移向驅動車輪并靠近輪轂，作為輪邊減速器。在后一種情況下又有五種布置方案可供選擇。方案（二）：斷開式車橋圖2.3斷開式車橋斷開式車橋區(qū)別于非斷開式車橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式車橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸架相匹配，故又稱為獨立懸掛車橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫梁或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管，作相應擺動。所以斷開式車橋也稱為“帶有擺動半軸的車橋”。輕型貨車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定輕型貨車行駛平順性的主要因素，因輕型貨車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動的簧下質量較小，又與獨立懸架相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小輕型貨車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜；提高輕型貨車的行駛平順性和平均行駛速度；減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式車橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分及一些輕型貨車上，且后者多屬于輕型以下的貨車或多橋驅動的重型貨車。方案（三）：多橋驅動的布置為了提高裝載量和通過性，有些重型貨車及全部中型以上的貨車都是采用多橋驅動，常采用4×4、6×6、8×8等驅動型式[2]。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各車橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動貨車各車橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各車橋，需分別由分動器經各車橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各車橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對8×8輕型貨車來說，這種非貫通式車橋就更不適宜，也難與布置了。為了解決上述問題，現代多橋驅動貨車都是采用貫通式車橋的布置型式。在貫通式車橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各車橋分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。前后兩端的車橋（第一、第四橋）的動力，是經分動器并貫通中間橋（分別穿過第二、第三橋）而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各車橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于輕型貨車的設計（如輕型貨車的變形）、制造和維修，都帶來方便。四橋驅動的越野輕型貨車也可采用側邊式及混合式的布置。經上述分析，考慮到所設計的輕型貨車的載重和各種要求，其價格要求要盡量低，故其生產成本應盡可能降低。另由于輕型貨車對車橋并無特殊要求，和路面要求并不高，故本設計采用普通非斷開式車橋。2.2轉向系方案確定2.2.1概述汽車在行駛過程中，經常需要改變方向。就輪式汽車而言，改變行駛方向的方法是，駕駛員通過一套專設的機構，使汽車的轉向橋上的車輪相對于汽車縱軸線偏轉一定角度。此時路面作用于轉向輪上的向后的反力就有了垂直與車輪的分量并成為汽車作曲線運動的向心力。在汽車直線行駛時，往往轉向輪也會受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動偏轉而干擾行駛方向。此時，駕駛員也可以利用這一套機構使轉向輪向相反的方向偏轉，從而使汽車恢復原來的行駛方向。這一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構即稱作汽車的轉向系。轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系和動力轉向系兩大類。在現代汽車結構中，常用機械式轉向系。機械式轉向系依靠駕駛員的手力轉動方向盤，經過轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車裝有防傷機構和轉向減振裝置。還有一些汽車的專門裝有動力轉向機構，并借助此機構來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員的勞累程度。對轉向系的主要要求有：1、操縱輕便。轉向時加在方向盤上的力對轎車不超過200N，對輕型貨車不超過360N,對中型貨車不超過450N,方向盤的回轉圈數要少。2、工作安全可靠。3、在轉向后，方向盤有自動回正能力，能保持汽車有穩(wěn)定的直線行駛能力。4、在前輪受到沖擊時，轉向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。5、應盡量減小轉向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應能自動補償即調整，除了設計應正確的選擇導向輪的定位角外，轉向盤在中間式的自由行程應當保證直線行駛的穩(wěn)定性和轉向盤相對導向輪偏轉角的靈敏度。2.2.2轉向器結構形式及選擇對轉向系設計的要求有：1.汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞順時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車行駛穩(wěn)定性。2.汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。3.汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產生自震，轉向盤沒有擺動。4.轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產生的擺動應最小。5.保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。6.操縱輕便。7.轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。8.轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。9.在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。10.進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。機械式轉向器大體可分為齒輪齒條式轉向器，循環(huán)球式轉向器，蝸桿滾輪式轉向器和蝸桿指銷式轉向器幾類。循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成。循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：如圖2.4，在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到75%—85%；在結構和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋槽經淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整工作容易進行；適合用來做整體式動力轉向器。效率高、工作可靠、平穩(wěn)，蝸桿和螺母上的螺旋槽在淬火后經過磨削加工，所以耐磨且壽命較長。齒扇和齒條嚙合間隙的調整工作容易進行。和其它形式轉向器比較，其結構復雜，對主要零件加工精度要求較高。圖2.4循環(huán)球式轉向器齒輪齒條式轉向器的結構簡單，因此制造容易，成本低；但逆效率比較高，極易發(fā)生反沖現象，會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害，為了防止和緩和反向沖擊傳給方向盤，必須選擇較大的傳動比，或裝有吸振裝置的減振器。圖2.5齒輪齒條轉向器蝸桿滾輪式轉向器角傳動比的變化特性和嚙合間隙特性變化受限制，不能完全滿足設計者的意圖。循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。轉向器的結構形式，決定了其效率特性以及對角傳動比變化特性的要求。選用那種效率特性的轉向器應有汽車用途來決定，并和轉向系方案有關。經常行駛在好路面上的轎車和市內用客車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉向器。綜上，本次選用循環(huán)球式轉向器。2.2.3循環(huán)球式轉向器結構及工作原理循環(huán)球式轉向器中一般有兩級傳動副。第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副。轉向螺桿的軸頸支撐在兩個圓錐滾子軸承上。軸承緊度可用調整墊片調整。轉向螺母的下平面上加工成齒條，與齒扇軸內的齒扇部分相嚙合。通過轉向盤轉動轉向螺桿時，轉向螺母不轉動，只能軸向移動，并驅使齒扇軸轉動。為了減小轉向螺桿和轉向螺母之間的摩擦，其間裝有小鋼球以實現滾動摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面輪廓的螺旋管狀通道。轉向螺母外有兩根導管，兩端分別插入螺母的一對通孔。導管內裝滿了鋼球。兩根導管和螺母內的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球流道。轉向器工作是兩列鋼球只是在各自封閉的流道內循環(huán)，而不脫出。轉向螺母上的齒條式傾斜的，因此與之嚙合的齒應當是分度圓上的齒厚沿齒扇軸線按線性關系變化的變厚齒扇。因為循環(huán)球轉向器的正傳動效率很高，操作輕便，使用壽命長。經常用于各種汽車。綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉向器。2.3本章小結本章通過對車橋類型的比較和具體分析，總結出各種不同車橋的應用場合和車橋的優(yōu)缺點及使用方式。通過本章內容對本次設計的車橋進行初步選取。第3章驅動橋的設計計算3.1主減速器的設計3.1.1主減速器的結構型式主減速器的結構型式，主要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。在現代輕型貨車車橋上，主減速器采用得最廣泛的是“格里森”Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制的螺旋錐齒輪和雙面錐齒輪。(a)螺旋錐齒輪傳動；(b)雙曲面齒輪傳動圖3.1螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動采用雙曲面齒輪。他的主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角（即將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用90°。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。這對于增強支承剛度、保證齒輪正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。和螺旋錐齒輪由于齒輪的軸線相交而使得主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同，雙曲面齒輪的偏移距使得主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數或法向周節(jié)雖相等，但端面模數或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數或端面周節(jié)是大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高至175%。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產生根切的最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這有力于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比的傳動有其優(yōu)越性。對中等傳動比，兩種齒輪都能很好適應。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪沖動工作更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給輕型貨車的總布置帶來方便。圖3.2采用組合式橋殼的單級主減速器減速型式的選擇與輕型貨車的類型及使用條件有關，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及車橋下的離地間隙、車橋的數目及布置型式等。本設計采用組合式橋殼的單級主減速器（圖）。單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低等優(yōu)點。其主、從動錐齒輪軸承都直接支承在與橋殼鑄成一體的主減速器殼上，結構簡單、支承剛度大、質量小、造價低。3.1.2主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法圖3.3主動錐齒輪齒面受力圖在殼體結構及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確捏合并具有較高使用壽命的因素之一。1-調整墊圈；2-調整墊片圖3.4騎馬式支承本設計采用騎馬式支承（圖3.4）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式1/30以下。而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。此外，由于齒輪大端一側前軸承及后軸承之間的距離很小，可以縮短主動錐齒輪軸的長度，使布置更緊湊，這有利于減小傳動軸夾角及整車布置。騎馬式支承的導向軸承（即齒輪小端一側的軸承）都采用圓柱滾子式的，并且其內外圈可以分離，以利于拆裝。為了進一步增強剛度，應盡可能地減小齒輪大端一側兩軸承間的距離，增大支承軸徑，適當提高軸承的配合的配合緊度。3.1.3主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法圖3.5主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置辦法主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布而定。兩端支承多采用圓錐錐子軸承，安裝時使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相背朝外。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸承（圖3.5（b））具有自動調位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這在主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極其重要。3.1.4主減速器的基本參數的選擇及計算主減速比,車橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數據。A.主減速比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輕型貨車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在輕型貨車(3.25)式中：—動載系數。3.3.3半浮式半軸的結構設計1.半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分基本達到等強度。2.半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在結構設計時應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減少應力集中。3.當桿部較粗且外端凸緣也較大時，可采用兩端用花鍵連接的結構。3.4車橋殼結構選擇車橋橋殼是輕型貨車上的主要零件之一，非斷開式車橋的橋殼起著支承輕型貨車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。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動件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置（半軸）的外殼。在輕型貨車行駛過程中，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。為了減小輕型貨車的簧下質量以利于降低動載荷、提高輕型貨車的行駛平順性，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。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮輕型貨車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。選用可分式橋殼。它的結構如圖所示，整個橋殼由一個垂直結合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼提和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。驅動橋殼應滿足如下設計要求：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生附加彎曲應力。2.在保證剛度和強度的前提下，盡量減少質量以提高行駛平順性。3.保證足夠的離地間隙。4.結構工藝性好，成本低。5.保護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。6.拆裝、調整、維修方便。3.4.1驅動橋殼結構方案分析驅動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種形式。本次選用可分式橋殼。可分式橋殼（如圖3.9）由一個垂直結合面分為左右兩部分，兩部分通過螺栓連接成一體。每一部分均由一鑄造殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接。這種橋殼結構簡單，制造工藝性好，主減速器支撐剛度好。但拆裝、調整、維修很不方便，橋殼的強度和剛度受結構的限制，經常用于一些總質量不大的汽車上。圖3.9可分式橋殼3.5懸架結構分析懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩類。非獨立懸架的結構特點是，左、右車輪用一根整體軸連接，再經過懸架與車架（或車身）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（或車身）連接，本驅動橋采用非獨立懸架。以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是：結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是：由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度，使之剛度較大，所以汽車平順性較差；簧下質量大；在不平路面上行駛時，左右車輪互相影響，并使車身和車橋傾斜（如圖3.10）；當兩側車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產生擺振；前輪跳動時，懸架易與轉向機構產生運動干涉；當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側車輪反向跳動或只有一側車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產生不利的軸轉向特性；汽車轉彎行駛時，離心力也會產生不利的軸轉向特性；車橋上方要求有與彈簧行程相適應的空間。這種懸架主要用在商用車前后懸架以及某些乘用車的后懸架上。圖3.10非獨立懸架左右車輪通過不同路面時的互相影響3.6本章小結本章通過已知的后驅動橋主要參數對驅動橋內的主減速器，差速器，半軸，驅動橋殼等部件進行計算和選取。第4章轉向橋的設計計算4.1轉向橋主要零件工作應力的計算主要是計算前梁、轉向節(jié)、主銷、主銷上下軸承(即轉向節(jié)襯套)、轉向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認為主銷內傾角、主銷后傾角，車輪外傾角均為零，而左右轉向節(jié)軸線重合且與主銷軸線位于同一側向垂直平面內。如圖（4.1）所示：制動工況下的前梁應力計算：制動時前輪承受的制動力和垂直力傳給前梁，使前梁承受彎矩和轉矩?？紤]到制動時汽車質量向前，轉向橋轉移，則前輪所承受的地面垂直反力為：(4.1)1.制動工況下的彎矩圖2.側滑工況下的彎矩圖圖4.1轉向轉向橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖式中：——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，8855N；——汽車制動時對前橋的質量轉移系數，對轎車和載貨汽車的前橋可取1.5；質量分配給前橋35%；==0.35×8855×1.5=6641.25前輪所承受的制動力式中：——輪胎與路面的附著系數取為0.6；=6641.250.6=3984.75N由于和對前梁引起的垂向彎矩和水平方向的彎矩在兩鋼板彈簧座之間達最大值，分別為：N·mm(4.2)N·mm(4.3)式中：取=285mm—車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，N；取=980N；B—前輪輪距取B=1650mm；S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為550mm則=2179581.25N·mm=1534128.75N·mm制動力還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩T：T=N·mm式中：—輪胎的滾動半徑取為373.425mm則有T=3984.75×373.425=1488005.269N·mm前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力和扭轉應（單位均為MPa）分別為：EMBEDEquation.3(4.4)(4.5)式中:W—前軸彎曲截面系數，W=。前梁應力的許用值為[]=300～500MPa,當取D=68mm，d=58mm時，W==11714.2=2643533.9N·mm=225.67〈[]=300MPa故D=68mm，d=58mm滿足使用條件。4.2在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算當汽車承受最大側向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力和與側向反力，各不相等，前輪的地面反力(單位都為N)分別為：式中：—汽車質心高度取為840mm；—車輪與地面附著系數取為0.3；此時，向右作用。則有：側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂直作用力為：式中:—滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷—板簧座上表面離地高度取400mm=12399.8=12142.2N；則有4.3轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力如圖4.2所示，轉向節(jié)的危險斷面在軸徑為的輪軸根部即III-III剖面處。圖4.2轉向節(jié)，主銷及轉向節(jié)襯套的計算用圖一、在制動工況下III—III剖面處的軸徑僅受垂向彎矩和水平方向的彎矩而不受轉矩，因制動力矩不經轉向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板傳給在轉向節(jié)上的安裝平面。這時的，及III—III剖面處的合成彎矩應力（MPa）為：(4.6)(4.7)(4.8)式中：—轉向節(jié)的輪軸根部軸徑取為50mm，=30mm，[]=550MPa，則==22.7Mpa<550Mpa轉向節(jié)采用30Cr，40Cr等中碳合金鋼制造，心部硬度HRC241～285，高頻淬火后表面硬度HRC57～65，硬化層深1.5～2.0mm。輪軸根部的圓角液壓處理。二、在側滑工況下在側滑時左、右轉向節(jié)在危險斷面III—III處的彎矩是不等的，可分別按下式求得：因此左右轉向節(jié)都符合要求。4.4主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算在制動和側滑工況下，在轉向節(jié)上、下襯套的中心，即與輪軸中心線相距分別為c，d的兩點處，在側向平面(圖4.2(c))和縱向平面(圖4.2(d))內，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。一、在制動工況下地面對前輪的垂向支承反力所引起的力矩，由位于通過主銷軸線的側向平面內并在轉向節(jié)上下襯套中點處垂直地作用于主銷的力所形成的力偶矩（c+d）所平衡(見圖4.2(b))，故有N式中取95，c取57，d取62mm；制動力矩由位于縱向平面內并作用于主銷的力所形成的力偶（c+d）所平衡(見圖4.2(c))。故有而作用于主銷的制動力，則由在轉向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，平衡(見圖4.2(c))，且有：N由轉向橋的俯視圖(圖4.2(d)的下圖)可知，制動時轉向橫拉桿的作用力N為：N=力N位于側向平面內且與輪軸中心線的垂直距離為（取為80mm）如將N的著力點移至主銷中心線與輪鈾中心線的交點處．則需對主銷作用一側向力矩N(見圖4.2(b))。力矩N由位于側向平面內并作用于主銷的力偶矩所平（c+d）衡，故有而力N則內存整向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，所平衡，且有：==由圖4.2(b)可知，在轉向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力和下襯套的中心作用于主銷的合力分別為：(4.9)==11912.88N(4.10)=16878.59N由上兩式可見，在汽車制動時，主銷的最大載荷發(fā)生在轉向節(jié)下襯套的中點處，其值為=16878.59N二、在側滑工況下僅有在側向平面內起作用的力和力矩，且作用于左右轉向節(jié)主銷的力是不相等的，它們可分別按下式求得：取中最大的作為主銷的計算載荷N，計算主銷在前梁拳部下端面應力和剪切應力：MPa；(4.11)MPa；(4.12)式中：—主銷直徑取為32mm；h—轉向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離，見圖4.2(a),取h=28mm；<[];<[];其中[]=500MPa；[]=100MPa。主銷采用20cr，20CrNi，20crMnTi等低碳合金鋼制造，滲碳淬火，滲碳層深1.0～1.5mm，HRC56～62。轉向節(jié)襯套的擠壓應力為：式中：—襯套長為30mm。在靜載荷下，上式的計算載荷取N。4.5轉向節(jié)推力軸承的計算對轉向節(jié)推力軸承，取汽車以等速＝40km／h，沿半徑R＝50m的圓周行駛的工況作為計算工況。如果汽車向右轉彎，外輪即左前左輪的地面垂向反力增大。，將上述計算工況的有關數據代入上式，并沒＝0.5，則有：，可近似地認為推力軸承的軸向載荷等于上述前外輪的地面垂向外力，即:N。鑒于轉向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉角不大及軸承滾輪使圓周破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量進行，且取當量靜載荷》，故此推力軸承滿足要求。4.6轉向梯形的優(yōu)化設計轉向梯形機構用來保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉向梯形的主要任務之一是確定轉向梯型的最佳參數和進行強度計算。轉向梯形有整體式和斷開式兩種。一般轉向梯形機構布置在前軸之后，但當發(fā)動機位置很低或前軸驅動時，也有位于前軸之前的。兩軸汽車轉向時，若忽略輪胎側偏影響，兩轉向前軸的延長線應交于后軸延長線。設，分別是外內轉向車輪轉角，k為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，則梯形機構應保證內外轉向車輪的轉角有如下關系：ctg，若自變角為則因變角的期望值為：，現有轉向梯形機構僅能滿足上式要求。如下圖所示，在圖上作輔助虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所繪出的實際因變角為：其中m—梯形臂長—梯形底角圖4-3汽車瞬時轉向圖應使設計的轉向梯形所繪出的實際因變角盡可能接近理論上的期望值。其偏差最常使用的中間位置附近小轉角范圍應盡可能小，以減小高速行駛時輪胎的磨損。而在不經常使用且車速較慢的最大轉角時可適當放寬要求，因此在加入加權因子構成評價優(yōu)略的目標函數f(x)為:f（x）=﹪將上式代得：f(x)=－﹪其中x—設計變量x==—外轉向輪最大轉角，又上圖可得：=其中—汽車最小轉彎半徑為6.5m，a—主銷偏移距為55mm，K=1650mmL=3600mm=考慮到此時使用工況下轉角小于，且100以內的小轉角使用的更加頻繁，因此?。寒斀⒓s束條件時應考慮到：設計變量m及過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對的下限應設置約束條件。因越大，梯形越接近矩形．f(x)值就越大，而優(yōu)化過程是求f(x)的極小值，故可不必對的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為：m-梯形臂長度m設計時常取在＝0.11K，＝0.15K梯形底角＝此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角不宜過小，通常取。如上圖所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時即可。利用該圖所作的輔助虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為，式中，為最小傳動角。由上述數學模型可知，轉向梯形機構的優(yōu)化設計問題是一個小型的約束非線性規(guī)劃問題，可用復合形法來求解。4.7轉向傳動機構強度計算1、球頭銷球頭銷常由于球面部分磨損而損壞，為此用下式驗算接觸應力式中，F為作用在球頭上的力；A為在通過球心垂直于F力方向的平面內，球面承載部分的投影面積。許用接觸應力為[]≤25～30。設計初期，球頭直徑d可根據表4-1中推薦的數據進行選擇。表4.1轉向輪負荷對應的球頭直徑球頭直徑/mm轉向輪負荷/N206000226000-9000259000-125002712500-160003016000-240003524000-340004034000-490004549000-700005070000-100000球頭銷用合金結構鋼12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液體碳氮共滲鋼35Cr、35CrNi制造。2、轉向拉桿拉桿應有較小的質量和足夠的剛度。拉桿的形狀應符合布置要求，有時不得不做成彎的，這就減小了縱向剛度。拉桿應用《材料力學》中有關壓桿穩(wěn)定性計算公式進行驗算。穩(wěn)定性安全系數不小于1.5～2.5。拉桿用20、30或40鋼無縫鋼管制成。3、轉向搖臂在球頭銷上作用的力F，對轉向搖臂構成彎曲和扭轉力矩的聯(lián)合作用。危險斷面在搖臂根部，應按第三強度理論驗算其強度式中，、為危險斷面的抗彎截面系數和抗扭轉截面系數；尺寸d、e見圖4.4。圖4.4轉向搖臂受力圖要求式中，為材料的屈服點；n為安全系數，取n=1.7～2.4。轉向搖臂與轉向搖臂軸經花鍵連接，因此要求驗算花鍵的擠壓應力和切應力。4.8懸架的結構分析本次設計采用獨立懸架。獨立懸架的優(yōu)點是：簧下質量??；懸架占用的空間小；彈性元件只能承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善了汽車行駛平順性；由于采用斷開式車軸，所以能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質心高度下降，改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著力（如圖4.5）；獨立懸架可提供多種方案供設計人員選用，以滿足不同設計要求。獨立懸架的缺點式結構復雜，成本較高，維修困難。這種懸架主要用于乘用車和部分總質量不大的商用車上。圖4.5獨立懸架與非獨立懸架通過不同路面時的比較獨立懸架又分為雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂式、麥弗遜式和扭轉梁隨動臂式等幾種類型。對于不同結構形式的獨立懸架，不僅結構特點不同，而且許多基本特征也有較大區(qū)別。評價時常從以下幾個方面進行：1.傾斜中心高度汽車在側向力作用下，車身在通過左、右車輪中心的橫向垂直平面內發(fā)生側傾時，相對于地面的瞬時轉動中心，稱為側傾中心。側傾中心到地面的距離，稱為側傾中心高度。側傾中心位置高，它到車身質心的距離縮短，可使側向力臂及側傾力矩小些，車身的側傾角也會減小。但側傾中心位置高，會使車身傾斜時輪距變化大，加快輪胎的磨損。2.車輪定位參數的變化車輪相對車身上、下跳動時，主銷內傾角、主銷后傾角、車輪外傾角及車輪前束等定位參數會發(fā)生變化。若主銷后傾角變化大，容易使轉向輪產生擺振；若車輪外傾角變化大，會影響汽車的直線行駛穩(wěn)定性，同時也會影響輪距的變化和輪胎的磨損速度。3.懸架側傾角剛度當汽車作穩(wěn)態(tài)圓周行駛時，在側傾力作用下，車廂繞側傾軸線轉動，并將此轉動角度稱之為車廂側傾角。車廂側傾角與側傾力矩和懸架總的側傾角剛度大小有關，并影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性。4.橫向剛度懸架的橫向剛度影響操縱穩(wěn)定性。若用于轉向軸上的懸架橫向剛度小，則容易造成轉向輪發(fā)生擺振現象。不同懸架的懸架占用空間尺寸不同，占用橫向尺寸大的懸架影響發(fā)動機的布置和從車上拆裝發(fā)動機的困難程度。占用高度空間小的懸架，則允許行李箱寬敞，而且底部平整，布置油箱容易。因此，懸架占用的空間尺寸也用來作為評價標準之一。4.9本章小結本章通過已知的轉向系主要參數對轉向系內的轉向節(jié)，主銷，襯套，轉向軸承等部件進行計算和選取。結論此次設計了車橋及其各個部件，包括前后車橋的設計、主減速器的設計、差速器的設計、半軸的設計、轉向機構的設計和橋殼的設計。所選擇的主減速比在滿足輕型貨車在給定使用的條件下，具有最佳的動力性和燃料經濟性。差速器在保證左、右驅動車輪能以輕型貨車動力學所要求的差速滾動外并能將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷地傳遞給左、右驅動車輪。車橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及使用壽命的前提下，減小簧下質量。初步改善了輕型貨車的平順性。選用的結構簡單，維修也比較方便，制造容易。但同時，在車橋的設計上還存在著不足，有待解決。車輛在制動和側滑情況下,出現重量前移的現象,此時前轉向橋受力最大。因此本次設計在制動和側滑兩中工況下對前軸,轉向節(jié)主銷,轉向節(jié)襯套,轉向推力軸承進行應力校核。兩鋼板彈簧座附近斷面處的應力最大,在此處校核其彎曲應力和扭轉應力的大小。主銷:在汽車制動時它的最大載荷發(fā)生在下轉向節(jié)襯套的中點,對其進行校核。轉向節(jié)襯套進行擠壓應力校核。推力軸承進行最大當量載荷校核。轉向梯形的優(yōu)化設計保證了汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心,車輪在圓周上作無滑動的純滾動.也可以編程對其優(yōu)化設計。參考文獻[1]GB18320-2001，農用運輸車安全技術條件[S]．[2]王望予．輕型貨車設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005．[3]劉惟信.輕型貨車設計[M].北京：清華大學出版社，2001.[4]成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，2004，1.[5]周開勤.機械零件手冊[M].北京：高等教育出版社，2001.[6]溫芳,黃華梁.基于模糊可靠度約束的差速器行星齒輪傳動優(yōu)化設計[J].2004.6.[7]劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社,2000[8]王望予.汽車設計(第三版).北京：機械工業(yè)出版社,2000[9]陳家瑞.汽車構造(下冊).北京：機械工業(yè)出版社,2005[10]余志生.汽車理論(第三版)北京：機械工業(yè)出版社,2000[11]張洪欣.汽車設計(第二版).北京：機械工業(yè)出版社,1996[12]吳宗澤.機械設計實用手冊.北京：化學工業(yè)出版社,1999[13]自動車技術協(xié)會[日].小林明.汽車工程手冊.北京：機械工業(yè)出版社,1996[14]劉鴻文.材料力學.北京：高等教育出版社,1991[15]祖業(yè)發(fā).工程制圖.重慶：重慶大學出版社,2001[16]浙江交通學校.汽車構造教學圖冊.人民交通出版社,1986[17]徐灝.機械設計手冊（3、4卷）北京：機械工業(yè)出版社,1991[18]陳軍.汽車拖拉機轉向梯形優(yōu)化設計.西北農業(yè)大學學報,2000年,第7期,N0.18[19]陳思忠.拖拉機與農用運輸車,2000年,第8期,N0.32[20]安徽飛彩有限公司.農用運輸車的發(fā)展趨勢,2001年第3期,N0.12[21]張武農.我國汽車工業(yè)創(chuàng)新的策略研究,2001年,第6期,N0.9[22]錢振為.汽車工業(yè)研究,2001年,第4期,N0.17[23]閻蔭棠.幾何量精度設計與檢測.北京：機械工業(yè)出版社,1996致謝為期三個多月的畢業(yè)設計即將結束，回顧整個過程，我深有感受。在設計工作開始之前，老師帶領我們參觀了很多輕型貨車企業(yè)，老師和一些技術人員認真地給我們講解了其工作原理，分析了各部件的功能特性和構造，避免了我在畢業(yè)設計過程中的盲目性。在設計過程中，我翻閱了大量的相關資料，同時將大一至大四上學期所學的相關專業(yè)課本認真的溫習了一邊，增加了很多理論知識。以前我對輕型貨車的工作原理、工廠的工作環(huán)境和輕型貨車的構造，沒什么認識，但通過這次設計，我了解了，也感受到了?？傊?，這次設計，使我將四年中所學到的基礎知識得到了一次綜合應用，使學過的知識結構得到科學組合，同時也從理論到實踐發(fā)生了一次質的飛躍，可以說這次設計是理論知識與實踐運用之間互相過渡的橋梁。知識的鞏固固然重要，但能力的培養(yǎng)同樣不可忽略。我覺得這次設計的完成,不僅鍛煉了我搞設計的工作能力，培養(yǎng)了我獨立思考的能力，解決困難的方法，并且也培養(yǎng)了我獨立﹑創(chuàng)新﹑力求先進的思想。同時我認識到：無論做什么事，只要你深入的去做，難事不難，但如果你不去用心的做，易事不易。機不可失，我在這次的設計中傾注了大量的心血，盡一切力量爭取將設計做到在最好。我認為我在這段時間內所有的收獲，對我今后的學習和工作會是一筆難得的財富。由于本人以前對輕型貨車結構和制造過程了解不多，實踐知識更是不足，但李老師總是耐心地給我講解有關方面的知識，及時了解我設計中遇到的難題，使我得以在短時間內完成設計工作，同時教導我們不管是在以后的工作還是學習中，都要保持治學嚴謹的態(tài)度。在本次畢業(yè)設計中，紀老師以及其他指導老師付出了辛勤的勞動，在此向他們表示衷心的感謝。此次設計的圓滿完成與同組其他人員的通力合作也是分不開的，他們給了我許多幫助和指點，在此一并表示感謝！由于自己能力所限，時間倉促,設計中還存在許多不足之處，懇請各位老師給予批評指正。附錄(1)外文文獻Driveaxle/differentialAllvehicleshavesometypeofdriveaxle/differentialassemblyincorporatedintothedriveline.Whetheritisfront,rearorfourwheeldrive,differentialsarenecessaryforthesmoothapplicationofenginepowertotheroad.Powerflow

SeeFigure1Thedriveaxlemusttransmitpowerthrougha90°angle.Theflowofpowerinconventionalfrontengine/rearwheeldrivevehiclesmovesfromtheenginetothedriveaxleinapproximatelyastraightline.However,atthedriveaxle,thepowermustbeturnedatrightangles(fromthelineofthedriveshaft)anddirectedtothedrivewheels.Thisisaccomplishedbyapiniondrivegear,whichturnsacircularringgear.Theringgearisattachedtoadifferentialhousing,containingasetofsmallergearsthataresplinedtotheinnerendofeachaxleshaft.Asthehousingisrotated,theinternaldifferentialgearsturntheaxleshafts,whicharealsoattachedtothedrivewheels.Figure1Componentpartsofatypicaldrivenaxleassembly

Differentialoperation

SeeFigure2Thedifferentialisanarrangementofgearswithtwofunctions:topermittherearwheelstoturnatdifferentspeedswhencorneringandtodividethepowerflowbetweenbothrearwheels.Theaccompanyingillustrationhasbeenprovidedtohelpunderstandhowthisoccurs.Thedrivepinion,whichisturnedbythedriveshaft,turnstheringgear(1).Theringgear,whichisattachedtothedifferentialcase,turnsthecase(2).Thepinionshaft,locatedinaboreinthedifferentialcase,isatrightanglestotheaxleshaftsandturnswiththecase(3).Thedifferentialpinion(drive)gearsaremountedonthepinionshaftandrotatewiththeshaft(4).Differentialsidegears(drivengears)aremeshedwiththepiniongearsandturnwiththedifferentialhousingandringgearasaunit(5).Thesidegearsaresplinedtotheinnerendsoftheaxleshaftsandrotatetheshaftsasthehousingturns(6).Whenbothwheelshaveequaltraction,thepiniongearsdonotrotateonthepinionshaft,sincetheinputforceofthepiniongearsisdividedequallybetweenthetwosidegears(7).Whenitisnecessarytoturnacorner,thedifferentialgearingbecomeseffectiveandallowstheaxleshaftstorotateatdifferentspeeds(8).Astheinnerwheelslowsdown,thesidegearsplinedtotheinnerwheelaxleshaftalsoslows.Thepiniongearsactasbalancingleversbymaintainingequaltoothloadstobothgears,whileallowingunequalspeedsofrotationattheaxleshafts.Ifthevehiclespeedremainsconstant,andtheinnerwheelslowsdownto90percentofvehiclespeed,theouterwheelwillspeedupto110percent.However,becausethissystemisknownasanopendifferential,ifonewheelshouldbecomestuck(asinmudorsnow),alloftheenginepower