第一篇：E420輕型載貨汽車驅動橋設計說明書

鹽城工學院畢業設計說明書 2006

目錄 前言...........................................................................................................................1 1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求.......................................................1 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路.......................................................1 1.3 預期的成果...........................................................................................................1 2 國內外發展狀況及現狀的介紹...............................................................................3 3 總體方案論證...........................................................................................................4 4 具體設計說明...........................................................................................................7 4.1 主減速器的設計...................................................................................................7 4.1.1 主減速器的結構型式.......................................................................................7 4.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法...............................................9 4.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法.............................................10 4.1.4 主減速器的基本參數的選擇及計算.............................................................10 4.2 差速器的設計.....................................................................................................13 4.2.1差速器的結構型式..........................................................................................13 4.2.2差速器的基本參數的選擇及計算..................................................................15 4.3 半軸的設計.........................................................................................................16 4.3.1半軸的結構型式..............................................................................................16 4.3.2半軸的設計與計算..........................................................................................16 4.4驅動橋殼結構選擇..............................................................................................19 5 結論.........................................................................................................................21 參 考 文 獻...............................................................................................................22

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 1 前言

本課題是進行低速載貨汽車后驅動橋的設計。設計出小型低速載貨汽車后驅動橋，包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，協調設計車輛的全局。

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大的比重。驅動橋在整車中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經濟的發展。

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，設計選用驅動橋的各個部件，選出最佳的方案。

c.技術要求：設計出的驅動橋符合國家各項輕型貨車的標準[1]，運行穩定可靠，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驅動橋。汽車傳動系的總任務是傳遞發動機的動力，使之適應于汽車行駛的需要。在一般汽車的機械式傳動中，有了變速器還不能完全解決發動機特性與汽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動機在汽車上的縱向安置的，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。其次，需將經過變速器、傳動軸傳來的動力，通過驅動橋的主減速器，進行進一步增大轉矩、降低轉速的變化。因此，要想使汽車驅動橋的設計合理，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驅動橋。

b.本課題的設計總體思路：非斷開式驅動橋的橋殼，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汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃料經濟性。對載貨汽車，由于它們有時會遇到坎坷不平的壞路面，要求它們的驅動橋有足夠的離地間隙，以滿足汽車在通過性方面的要求。驅動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，是降低驅動橋工作噪聲的有效措施。驅動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，以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車行駛的平順性。1.3 預期的成果

設計出小型低速載貨汽車的驅動橋，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。

a.提高汽車的技術水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經濟，更

低速載貨汽車后驅動橋的設計

舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。

b.改善汽車的經濟效果，調整汽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

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 2 國內外發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汽車產業發展的新形勢，推進汽車產業結構調整和升級，全面提高汽車產業國際競爭力，滿足消費者對汽車產品日益增長的需求，促進汽車產業健康發展，特制定汽車產業發展政策。通過該政策的實施，使我國汽車產業在2010年前發展成為國民經濟的支柱產業，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和技術規范的強制性要求，對汽車、農用運輸車(低速載貨車及三輪汽車，下同)、摩托車和零部件生產企業及其產品實施管理，規范各類經濟主體在汽車產業領域的市場行為。低速載貨汽車，在汽車發展趨勢中，有著很好的發展前途。生產出質量好，操作簡便，價格便宜的低速載貨汽車將適合大多數消費者的要求。在國家積極投入和支持發展汽車產業的同時，能研制出適合中國國情，包括道路條件和經濟條件的車輛，將大大推動汽車產業的發展和社會經濟的提高。

在新政策《汽車產業發展政策》中，在2010年前，我國就要成為世界主要汽車制造國，汽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，汽車生產企業要形成若干馳名的汽車、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汽車企業集團，力爭到2010年跨入世界500強企業之列，等等。同時，在這個新的汽車產業政策描繪的藍圖中，還包含許多涉及產業素質提高和市場環境改善的綜合目標，著實令人鼓舞。然而，不可否認的是，國內汽車產業的現狀離產業政策的目標還有相當的距離。自1994年《汽車工業產業政策》頒布并執行以來，國內汽車產業結構有了顯著變化，企業規模效益有了明顯改善，產業集中度有了一定程度提高。但是，長期以來困擾中國汽車產業發展的散、亂和低水平重復建設問題，還沒有從根本上得到解決。多數企業家預計，在新的汽車產業政策的鼓勵下，將會有越來越多的汽車生產企業按照市場規律組成企業聯盟，實現優勢互補和資源共享。

低速載貨汽車后驅動橋的設計 總體方案論證

驅動橋的結構型式按齊總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅動橋，帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。

圖3-1 驅動橋的總體布置型式簡圖

(a)普通非斷開式驅動橋；(b)帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋；(c)斷開式驅動橋

方案

（一）：非斷開式驅動橋

圖3-2 非斷開式驅動橋

普通非斷開式驅動橋[2]，如圖3-2，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汽車、客車和公共汽車上，在多數的的越野汽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。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬簧下質量，使汽車的簧下質量較大，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驅動橋質量。采用鋼板沖壓-焊

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 接的整體式橋殼及鋼管擴制的整體式橋殼，均可顯著地減輕驅動橋的質量。驅動橋的輪廓尺寸主要決定于主減速器的型式。在汽車的輪胎尺寸和驅動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以上的大型汽車上。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）：斷開式驅動橋

圖3-3 斷開式驅動橋

斷開式驅動橋區別于非斷開式驅動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[2]。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，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，故又稱為獨立懸掛驅動橋。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。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。所以斷開式驅動橋也稱為“帶有擺動半軸的驅動橋”。

汽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汽車行駛平順性的主要因素，因汽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

低速載貨汽車后驅動橋的設計

情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜；提高汽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，由于斷開式驅動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越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。

方案

（三）：多橋驅動的布置

為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽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驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動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驅動橋，需分別由分動器經各驅動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，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對8×8汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難與布置了。為了解決上述問題，現代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動橋分別用自己的傳動軸與分動器直接聯接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯布置的。汽車前后兩端的驅動橋（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。其優點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計（如汽車的變形）、制造和維修，都帶來方便。四橋驅動的越野汽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載貨汽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。另由于輕型載重汽車對驅動橋并無特殊要求，和路面要求并不高，故本設計采用普通非斷開式驅動橋。

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 4 具體設計說明

4.1 主減速器的設計

4.1.1 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。

在現代汽車驅動橋上，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。

圖4-1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動

(a)螺旋錐齒輪傳動；(b)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，雙曲面傳動齒輪副的法向模數或法向周節雖相等，但端面模數或端面周節是不等的。主動齒輪的端面模數或端面周節是大于從動齒輪的。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，由于雙曲面傳動的主動齒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i0?4.5的傳動有其優越性。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

低速載貨汽車后驅動橋的設計

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、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。

不涂漆******

圖4-5 采用組合式橋殼的單級主減速器

減速型式的選擇與汽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 i0 的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動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。

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 4.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法

圖4-2 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。

圖4-3 騎馬式支承

1-調整墊圈；2-調整墊片

本設計采用騎馬式支承（圖4-3）。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

低速載貨汽車后驅動橋的設計

高軸承的配合的配合緊度。

4.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法

圖4-4 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4-4（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。

4.1.4 主減速器的基本參數的選擇及計算

主減速比i0,驅動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料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iT一起由整車動力計算來確定。可利用在不同io下的功率平衡圖來研究i0對汽車動力性的影響。通過優化設計，對發動機與傳動系參數作

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 最價匹配的方法來選擇i0值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。

為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i0按下式計算[3]：

i0?(0.377～0.472)式中：rr—車輪滾動半徑，m；

igh—變速器最高檔傳動比；

?amax—汽車最高車速；

np—發動機最大轉速

rrnp?amaxigh ?4?1?

i0?(0.377～0.472)rrnp?amaxigh?0.443?0.44?4000?6.67

23.61?4.95 根據所選定的主減速比io值，確定主減速器的減速型式為單級。查表得汽車驅動橋的離地間隙為200mm.B．主減速齒輪計算載荷的計算

通常是將發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、Tj?）的較下者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。既[3]：

Tje?Temax　?iTL?K0??T/n ?4?2?

Tj??G2???rr ?4?3?

?LB?iLB式中：Temax—發動機最大轉矩，N?m；

iTL—由發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；

?T—上述傳動部分的效率，取?T?0.9；

K0—超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取K0?1；

n—該車的驅動橋數目；

G2—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負載，N；對后橋來說還要考慮到汽車加速時的負荷增大量；

?—輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取??0.85；

rr—車輪的滾動半徑，m；

?LB，iLB—分別為由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（例如輪邊減速器等）。

由式（4-2）、式（4-3）求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續轉矩不能用它作為疲勞損壞的依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定，低速載貨汽車后驅動橋的設計

其正常持續轉矩是根據所謂平均牽引力來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩Tjm（Nm）為[4]

Tjm?(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP)?4?4?

iLB??LB?n式中：Ga—汽車裝載總重，N；

GT—所牽引的掛車滿載總重，N，但僅用于牽引車；

fR—道路滾動阻力系數；

fH—汽車正常使用時的平均爬坡能力系數；

fP—汽車或汽車列車的性能系數。

fP?0.195(GA?GT)?1?16??? ?4?5? 100?Temax?

當0.195?Ga?GT??16時 取fP?0

Temax(Ga?GT)?rr?4000?0??0.015?0.06?0?

(fR?fH?fP)?iLB??LB?n6.67?0.9?1 Tjm? =22?N?m?

C．主減速齒輪基本參數的選擇

a.齒數的選擇

對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數z1取得小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。當i0?6時，z1的最小值可取為5，但為了嚙合平穩及提高疲勞強度，z1最好大于5。取z1?6，z2?34[5]。

b.節圓半徑的選擇

可根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式4-

4、式4-5并取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出：

d2?Kd2?3Tj ?4?6?

式中 dd—從動錐齒輪的節圓半徑，mm；

Kd2—直徑系數，取Kd2?13～16；

Tj—計算轉矩，N?m。

d2?Kd2?3Tj?15?322?42mm

c.齒輪端面模數的選擇

d2選定后可按式m?d2/z2算出從動齒輪大端端面模數，并用下式校核：

m?Km?3Tj ?4?7?

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 式中 Km—模數系數。

m?d2/z2?42/34?1.2

m?Km?3Tj?0.4?322?1.2

d.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?為：

F?0.155d2 ?4?8?

F?0.155d2?0.155?42?6.51?mm?

4.2 差速器的設計

4.2.1差速器的結構型式

差速器選用對稱式圓錐行星齒輪差速器。其結構原理如圖（4-6）所示[6]。普通對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪等組成。其工作原理如圖所示。?0為主減速器從動齒輪或差速器殼的角速度；?

1、?2分別為左右驅動車輪或差速器半軸齒輪的角速度；?3為行星齒輪繞其軸的自轉角速度。

圖4-6 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖

當汽車在平坦路面上直線行駛時，差速器各零件之間無相對運動，則有

?1??2??0 ?3?0

低速載貨汽車后驅動橋的設計

這時，差速器殼經十字軸以力P帶動行星齒輪繞半軸齒輪中心作“公轉”而無自轉（?3?0）。行星齒輪的輪齒以P/2的反作用力。對于對稱式差速器來說，兩半軸齒輪的節圓半徑r相同，故傳給左、右半軸的轉矩均等于Pr/2，故汽車在平坦路面上直線行駛時驅動左、右車輪的轉矩相等。

當汽車轉彎時，假如左右輪之間無差速器，則按運動學要求，行程長的外側車輪將產生滑移，而行程短的內側車輪將產生滑轉。由此導致在左、右輪胎切線方向上各產生一附加阻力，且它們的方向相反，如圖所示。當裝有差速器時，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免內外側驅動車輪在地面上的滑轉和滑移，保證它們以不同的轉速?1和?2正常轉動。當然，若差速器工作時阻抗其中各零件相對運動的摩擦大，則扭動它的力矩就大。在普通的齒輪差速器中這種摩擦力很小，故只要左、右車輪所走路程稍有差異，差速器開始工作。

當差速器工作時，行星齒輪不僅有繞半軸齒輪中心的“公轉”，而且還有繞行星齒輪以角速度為?3的自轉。這時外側車輪及其半軸齒輪的轉速將增高，且增高量為?3z3（z3為行星齒輪齒數，z1為該側半軸齒輪齒數），這樣，外側半z1軸齒輪的角速度為：

?1??0??3z3 z1在同一時間內，內側車輪及其半軸齒輪（齒數為z2）的轉速將減低，且減低量為?3z3，由于對稱式圓錐齒輪差速器的兩半軸齒數相等，于是內側半軸齒輪z2的轉速為：

?2??0??3z3 z1由以上兩式得差速器工作時的轉速關系為

?1??2?2?0

?4?9?

即兩半軸齒輪的轉速和為差速器殼轉速的兩倍。由式（4-9）知：

當?2?0時，?1?2?0，或 當?1?0時，?2?2?0 當?0?0時，?1???2

最后一種情況?0?0，有時發生在使用中央制動時，這時很容易導致汽車失去控制，使汽車急轉和甩尾。

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 4.2.2差速器的基本參數的選擇及計算

由于差速器亮是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時．應考慮差速器的安裝；差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。

1．差速器齒輪的基本參數選擇 A．行星齒輪的基本參數選擇

本載貨汽車選用4個行星齒輪[7]。B．行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定

圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑RB，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錐矩，在一定程度上表征了差速器的強度。

球面半徑可根據經驗公式來確定：

RB?KB3Tj ?4?10?

式中：KB—行星齒輪球面半徑系數；

Tj—計算轉矩，N?m。

RB?KB3Tj?2.52?322?7mm

RB確定后，即可根據下式預選其節錐矩：

A0??0.98～0.99?RB ?4?11? A0??0.98～0.99?RB?0.98?7?6.86mm C．行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇

選用行星齒輪齒數為10，半軸齒輪齒數為16。

D．差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定

先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節錐角?1，?2：

?1?arctanz1z；

?2?arcta2n

?4?12? z2z1式中：z1，z2為行星齒輪和半軸齒輪齒數

?1?arctanz16?arctan?10? z234z234?arctan?80? z16?2?arctan再求出圓錐齒輪的大端模數：

m?2A02Asin?1?0sin??4?13? z1z2m?2A02A2?6.86sin?1?0sin?2?sin10??0.4 z1z2615

低速載貨汽車后驅動橋的設計

節圓半徑d右下式求得：

d?zm

?4?14?

d1?z1m?6?0.4?2.4mm d2?z2m?34?0.4?13.6mm

4.3 半軸的設計

4.3.1半軸的結構型式

采用半浮式半軸。半浮式以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定。半浮式半軸承受的載荷復雜，但它結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優點。

圖4-7 半浮式半軸的結構型式與安裝

4.3.2半軸的設計與計算

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計算載荷。

半軸的計算要考慮以下三種可能的載荷工況：

A．縱向力X2（驅動力或制動力）最大時（X2?Z2?），附著系數?取0.8，沒有側向力作用；

B．側向力Y2最大時，其最大值發生于側滑時，為Z2?1，側滑時輪胎與地面的側向附著系數?1在計算中取1.0，沒有縱向力作用；

C．垂向力最大時，這發生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z2?g?)kd，kd是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力作用。

半浮式半軸的設計計算，應根據上述三種載荷工況進行

鹽城工學院畢業設計說明書 2006

圖4-8

半浮式半軸及受力簡圖

a． 半浮式半軸在上述第一種工況下

半軸同時承受垂向力Z2、縱向力X2所引起的彎矩以及由X2引起的轉矩X2rr。

?L，Z2?R為 對左、右半軸來說，垂向力Z2?L?Z2?R?Z2?gw?Z2m?G2?gw

?4?15? 2式中：G2—滿載靜止汽車的驅動橋對水平地面的載荷，N；

m?—汽車加速和減速時的質量轉移系數；

gw—一側車輪（包括輪轂、制動器等）本身對水平地面的載荷，N。

?L?Z2?R?Z2?gw?

Z2m?G21.2?39200?gw??980?01372N0 22縱向力按最大附著力計算，即

X2L?X2R?式中：?—輪胎與地面的附著系數。

X2L?X2R?m?G21.2?39200???0.8?18816N 22m?G2?

?4?16? 2左、右半軸所承受的合成彎矩M??N?m?為

M??bM??b2?L?2?X2?Z2L2?L?2?X2?Z2L?b2?B?2?X2?Z2B

?4?17?

?b2?B?2?X2?Z2B?0.1?13720???18816?

2低速載貨汽車后驅動橋的設計

?2329N?m

轉矩為

T?X2Lrr?X2Rrr ?4?18?

T?X2Lrr?X2Rrr?18816?0.4

4?8279.04N?m b．半浮式半軸在上述第二種載荷工況下

半軸只受彎矩。在側向力Y2的作用下，左、右車輪承受的垂向力Z2L、Z2R和側向力Y2L、Y2R各不相等，而半軸所受的力為

?L?Z2L?gw?Z2G22?2hg??1????1?B??gw

?4?19?

2???R?Z2R?gw?Z2G22G22?2hg??1????1?B??gw

?4?20?

2??Y2L??2hg??1????1?B???4?21?

2??Y2R?G22?2hg??1????1?B??1

?4?22?

2??式中：B2—驅動車輪的輪矩，mm；

hg—汽車質心高度，mm；

?1—輪胎與路面的側向附著系數；

?L?Z2L?gw?

Z2G22?2hg??1?392001.0??02?60???1??g?1????980 0w??B2?2?1650??8

?2410N?R?Z2R?gw?Z2G22?2hg??1?39200?2?600?1.0???1??g??1???9800 w??B2?2?1650???4508N

Y2L?G22?2hg??1?39200?2?600?1.0???1????1?? 1??B2?2?1650??8

?3390N 18

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 Y2RG?22?2hg??1?39200?2?600?1.0???1????1?? 1??B2?2?1650??

2?529N左、右半軸所受的彎矩分別為：

?Lb

?4?23? M?L?Y2L?Z2?Rb

?4?24?

M?R?Y2R?Z2?Lb?33908?24108?0.1?31497M?L?Y2L?Z2.2N?m ?Rb?5292?4508?0.1?11034M?R?Y2R?Z2.8N?m

c．半浮式半軸在上述第三種載荷工況下半軸只受垂向彎矩：

?G?

M?V?kd?2?gw??b

?4?25?

?2?式中：kd—動載系數。

?G??39200?

M?V?kd?2?gw??b?2.5??980?0?0.1?245N0?m

22????4.4驅動橋殼結構選擇

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、維修和保養方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、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接。

低速載貨汽車后驅動橋的設計

圖4-9 可分式橋殼

鹽城工學院畢業設計說明書 2006 5 結論

此次設計了驅動橋及其各個部件，包括驅動橋的設計、主減速器的設計、差速器的設計、半軸的設計和橋殼的設計。

所選擇的主減速比在滿足汽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、右驅動車輪能以汽車動力學所要求的差速滾動外并能將轉矩平穩而連續不斷地傳遞給左、右驅動車輪。驅動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。初步改善了汽車的平順性。選用的結構簡單，維修也比較方便，制造容易。但同時，在驅動橋的設計上還存在著不足，有待解決。

低速載貨汽車后驅動橋的設計

參 考 文 獻

[1] GB18320-2001，農用運輸車 安全技術條件 [S]．

[2] 王望予．汽車設計[M]．北京：機械工業出版社，2005．

[3] 劉惟信.汽車設計[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化設計[J].2004.6.[7] 成大先．機械設計手冊（1~4冊）[M].北京：化學工業出版社，1993．

鹽城工學院畢業設計說明書 2006

致 謝

為期三個多月的畢業設計即將結束，回顧整個過程，我深有感受。在設計工作開始之前，李老師帶領我們參觀了很多汽車企業，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課本認真的溫習了一邊，增加了很多理論知識。以前我對汽車的工作原理、工廠的工作環境和汽車的構造，沒什么認識，但通過這次設計，我了解了，也感受到了。總之，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，培養了我獨立思考的能力，解決困難的方法，并且也培養了我獨立﹑創新﹑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。

由于本人以前對汽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度。在本次畢業設計中，李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，懇請各位老師同學給予批評指正。

第二篇：輕型載貨汽車車架設計說明書

第1章 緒論

1.1 課題背景

汽車的使用條件復雜，其受力情況也十分復雜，隨著汽車行駛條件（車速和路況）的變化，車架上的載荷變化也很大，而車架，作為汽車的主要承載工件，它的好壞直接關系著汽車的各方面性能，如操作穩定性、安全性、舒適性、燃油經濟性等。有過汽車在使用過程中，車架斷裂的情況發生。所以對車架的主要受力件車架縱梁的強度進行校核，有著至關重要的意義。確保車架在各個工況下，車架縱梁的彎曲強度都符合材料的彎曲強度極限要求，如果不符合要求的，找出解決的方案，保證人與財產的安全。

另外，隨著油價的上漲和國家對汽車尾氣排放標準的不斷提高，對載貨汽車車架進行設計，不管是對其結構參數的優化設計，對其進行輕量化的優化設計，還是對汽車車架進行疲勞壽命預測分析等，都是出于對汽車動力性、安全性、燃油經濟性的考慮。是非常有必要的。研究新的車架材料，減輕其質量，可以有效減少其整備質量。

1.2車架的發展歷程

車架”這個名稱原本是從法文的“Chassis”衍生而來的，早期汽車所使用的車架，大多都是由籠狀的鋼骨梁柱所構成的，也就是在兩支平行的主梁上，以類似階梯的方式加上許多左右相連的副梁制造而成。車體建構在車架之上，至于車門、沙板、引擎蓋、行李廂蓋等鈑件，則是另外再包覆于車體之外，因此車體與車架其實是屬于兩個獨立的構造。

第2章 方案論證

參考車型及其參數

公告型號 品牌 額定質量 整備質量 CA1092PK26L5E4 公告批次

228 載貨汽車 8785 2

3585/5200 28/12

2260,2445 6180 560 解放4990 3600

類型 總質量 燃料種類 軸數 軸荷 接近離去角 前輪距 識別代號 整車寬 貨廂長 貨廂高 排放依據標準 軸距 輪胎規格 前懸后懸 后輪距 整車長 整車高 貨廂寬 最高車速 4560

1080/2355 7995 2430 2115,2300 95

載質量利用系數 1.44 備注 該車帶OBD,防護材料材質:Q235-A,連接方式:螺栓連接,后部防護裝置的斷面尺寸(mm):145×50,離地高度:545mm。

2.1 汽車車架受力情況

2.1.1車架水平菱形扭動力 因為車輛在行駛時，每個車輪因為路面和行駛情況的不同，（路面的鋪設情況、凹凸起伏、障礙物及進出彎角等等）每個車輪會承受不同的阻力和牽引力，這可以使車架在水平方向上產生推拉以至變形，這種情況就好像將一個長方形拉扯成一個菱形一樣。2.1.2車架非水平扭動力

當前后對角車輪遇到道路上的不平而滾動，車架的梁柱便要承受這個縱向扭曲壓力，情況就好像要你將一塊塑料片扭曲成螺旋形一樣。2.1.3車架橫向彎曲力

所謂橫向彎曲，就是汽車在入彎時重量的慣性（即離心力）會使車身產生向彎外甩的傾向，而輪胎的抓著力會和路面形成反作用力，兩股相對的壓力將車架橫向扭曲。

2.1.4車架負載彎曲力

從字面上就可以十分容易的理解這個壓力，部分汽車的非懸掛重量，是由車架承受的，通過輪軸傳到地面。而這個壓力，主要會集中在軸距的中心點。因此車架底部的縱梁和橫梁(member），一般都要求較強的剛度。

2.2車架設計要求

2.2.1車架必須要有一定的強度

保證在各種復雜受力的使用情況下車架不受破壞。要求有足夠的疲勞強度，保證在汽車大修里程內，車架不致有嚴重的疲勞損傷。縱梁受力極為復雜，設計時不僅應注意各種應力，改善其分布情況，還應該注意使各種應力峰值不出現在同一部位上。例如，縱梁中部彎曲應力較大，則應注意降低其扭轉應力，減少應力集中并避免失穩。而在前、后端，則應著重控制懸架系統引起的局部扭轉。提高縱梁強度常用的措施如下：

(1)提高彎曲強度

選定較大的斷面尺寸和合理的斷面形狀（槽形梁斷面高寬比一般為3：1左右）；

(2)提高局部扭轉剛度

注意偏心載荷的布臵，使相近的幾個偏心載荷盡量接近縱梁斷面的彎曲中心，并使合成量較小；在偏心載荷較大處設臵橫梁，并根據載荷大小及分散情況確定連接強度和寬度；將懸臵點分布在橫梁的彎曲中心上；當偏心載荷較大并偏離橫梁較遠處時候，可以采用K形梁，或者將該段縱梁形成封閉斷面；偏心載荷較大且比較分散時候，應該采用封閉斷面梁，橫梁間距也應縮小；選用較大的斷面； 限制制造扭曲度，減少裝配預應力。

(3)提高整體扭轉強度

不使縱梁斷面過大； 翼緣連接的橫梁不宜相距太近。(4)減少應力集中及疲勞敏感

盡可能減少翼緣上的孔（特別是高應力區），嚴禁在翼緣上布臵大孔； 注意外形的變化，避免出現波紋區或者受嚴重變薄；注意加強端部的形狀和連接，避免剛度突變； 避免在槽形梁的翼緣邊緣處施焊，尤其畏忌短焊縫和“點”焊。

(5)減少失穩

受壓翼緣寬度和厚度的比值不宜過大（常在12左右）；在容易出現波紋處限制其平整度。

(6)局部強度加強采用較大的板厚；

加大支架緊固面尺寸，增多緊固數量，并盡量使力作用點接近腹板的上、下側面。

2.2.2車架的輕量化

由于車架較重，對于鋼板的消耗量相當大。因此，車架應按等強度的原則進行設計，以減輕汽車的自重和降低材料的消耗量。在保證強度的條件下，盡量減輕車架的質量。通常要求車架的質量應小于整車整備質量的10％。本設計主要對車架縱梁進行簡化的彎曲強度計算，使車架縱梁具有足夠的強度，以此來確定車架的斷面尺寸。（參照《材料力學》）另外，目前鋼材價格暴漲，汽油價格上漲，從生產汽車的經濟性考慮的話，也應盡量減輕整車的質量。從生產工藝性考慮，橫縱梁采用簡便可靠的連接方式，不僅能降低工人的工作強度，還能增強車架的強度。

2.3車架形式的確定

2.3.1邊梁式車架

這種車架由兩根縱梁及連接兩根縱梁的若干根橫梁組成，用鉚接和焊接的方法將縱橫梁連接成堅固的剛性構架。縱梁通常用低合金鋼板沖壓而成，斷面一般為槽型，z星或箱型斷面。橫梁用來連接縱梁，保證車架的抗扭剛度和承載能力，而且還用來支撐汽車上的主要部件。邊梁式車架能給改裝變型車提供一個方便的安裝骨架，因而在載重汽車和特種車上得到廣泛用。其彎曲剛度較大，而當承受扭矩時，各部分同時產生彎曲和扭轉。其優點是便于安裝車身、車箱和布臵其他總成，易于汽車的改裝和變形，因此被廣泛地用在載貨汽車、越野汽車、特種汽車和用貨車底盤改裝而成的大客車上。在中、輕型客車上也有所采用，轎車則較少采用。用于載貨汽車的邊梁式車架由兩根相互平行但開口朝內、沖壓制成的槽型縱梁及一些沖壓制成的開口槽型橫梁組合而成。通常，縱梁的上表面沿全長不變或局部降低，而兩端的下表面則可以根據應力情況相應地縮小。車架寬度多為全長等寬。

2.3.2中梁式車架（脊骨式車架）

其結構只有一根位于中央而貫穿汽車全長的縱梁，亦稱為脊骨式車架。中梁的斷面可做成管形、槽形或箱形。中梁的前端做成伸出支架，用以固定發動機，而主減速器殼通常固定在中梁的尾端，形成斷開式后驅動橋。中梁上的懸伸托架用以支承汽車車身和安裝其它機件。若中梁是管形的，傳動軸可在管內穿過。優點是有較好的抗扭轉剛度和較大的前輪轉向角，在結構上容許車乾有較大的跳動空間，便于裝用獨立懸架，從而提高了汽車的越野性；與同噸位的載貨汽車相比，其車架輕，整車質量小，同時質心也較低，故行駛穩定性好；車架的強度和剛度較大；脊梁還能起封閉傳動軸的防塵罩作用。缺點是制造工藝復雜，精度要求高，總成安裝困難，維護修理也不方便，故目前應用較少。2.3.3綜合式車架

綜合式車架是由邊梁式和中梁式車架聯合構成的。車架的前段或后段是邊梁式結構，用以安裝發動機或后驅動橋。而車架的另一段是中梁式結構的支架可以固定車身。傳動軸從中梁的中間穿過，使之密封防塵。其中部的抗扭剛度合適，但中部地板凸包較大，且制造工藝較復雜。此種結構一般在轎車上使用。車架承受著全車的大部分重量，在汽車行駛時，它承受來自裝配在其上的各部件傳來的力及其相應的力矩的作用。當汽車行駛在崎嶇不平的道路上時，車架在載荷作用下會產生扭轉變形，使安裝在其上的各部件相互位臵發生變化。當車輪受到沖擊時，車架也會相應受到沖擊載荷。因而要求車架具有足夠的強度，合適的剛度，同時盡量減輕重量。在良好路面行駛的汽車，車架應布臵得離地面近一些，使汽車重心降低，有利于汽車穩定行駛，車架的形狀尺寸還應保證前輪轉向要求的空間。

第3章 車架結構

3.1 車架結構形式的選定

3.1.1車架寬度的確定

車架寬度是指左右縱梁腹板外側面之間的寬度。在總體設計中，整車寬度確定后，車架前后部分寬度就可以根據前輪最大轉向角、輪距、鋼板彈簧片寬、裝在車架內側的發動機外廓寬度及懸臵等尺寸確定。從提高整車的橫向穩定性以及減小車架縱梁外側裝臵件的懸伸長度來看，車架盡量寬些，同時前后部分寬度應相等。本設計取的車架寬860mm。

3.1.2車架縱梁形式的確定

縱梁是車架的主要承載部件，在汽車行駛中受較大的彎曲應力。車架縱梁根據截面形狀分有工字梁和槽形梁。由于槽形梁具有強度高、工藝簡單等特點，因此在載貨汽車設計中選用槽形梁結構。另外為了滿足低速載貨汽車使用性能的要求，縱梁采用直線形結構。這樣既可降低縱梁的高度，減輕整車自身重量，降低成本，亦可保證強度。材料選用16Mn低合金鋼，16Mn低合金鋼在強度,塑性,可焊性方面能較好地滿足剛結構，是應用最廣泛的低合金鋼，綜合機械性能良好,正火可提高塑性，韌性及冷壓成型性能。根據本設計的要求，再考慮縱梁截面的特點，本方案設計的縱梁采用上、下翼面是平直等高的槽形鋼。縱梁總長為6815mm。優點：有較好的抗彎強度，便于安裝汽車部件。

3.1.3車架橫梁形式的確定

橫梁是車架中用來連接左、右縱梁，構成車架的主要構件。橫梁本身的抗扭性能的好壞及其分布，直接影響著縱梁的內應力大小及其分布 合理設計橫梁，可以保證車架具有足夠的扭轉剛度。

從早期通過試驗所得出的一些結論可以看出，若加大橫梁的扭轉剛度，可以提高整個車架的扭轉剛度，但與該橫梁連接處的縱梁的扭轉應力會加大；如果不加大橫梁，而是在兩根橫梁間再增加橫梁，其結果是增加了車架的扭轉剛度，同時還降低了與橫梁連接處的縱梁扭轉應力

在橫梁上往往要安裝汽車上的一些主要部件和總成，所以橫梁形狀以及在縱梁上的位臵應滿足安裝上的需要。橫、縱梁的斷面形狀、橫梁的數量以及兩者之間的連接方式，對車機架的扭轉剛度有大的影響。縱、橫梁材料的選用有以下三種：車架A：箱型縱梁、管型橫梁，橫、縱梁間采用焊接連接，扭轉剛度最大。車架B：槽型縱梁、槽型橫梁，橫、縱梁間采用鉚接連接，扭轉剛度適中。車架C：槽型縱梁、工字型橫梁，橫、縱梁間采用鉚接連接，扭轉剛度最小。

從以上三種車架的對比可以看出：輕型載貨汽車應該選用車架B。本設計共有八根橫梁，有前橫梁，發動機前懸臵橫梁，發動機后懸臵橫梁，駕駛室后懸臵橫梁，中橫梁，后鋼板彈簧前支架橫梁，后鋼板彈簧后支架橫梁，后橫梁。

3.2 縱梁與橫梁的連接

3.2.1車架縱梁與橫梁的連接形式

貨車多以鉚釘連接（見下圖）。鉚釘連接具有一定彈性，有利于消除峰值應力，改善應力狀況，這對于要求有一定扭轉彈性的貨車車架有重要意義。

車架鉚接示意圖

鉚接設計注意事項：

a.盡量使鉚釘的中心線與構件的端面重心線重合； b.鉚接厚度一般不大于5d； c.在同一結構上鉚釘種類不益太多；

d.盡量減少在同一截面上的鉚釘孔數，將鉚釘交錯排列；?8? 3.2.2橫梁在縱梁上的連接

常見有三種型式：橫梁和縱梁上下翼緣相連；橫梁和縱梁的腹板相連；橫梁同時和縱梁的任一翼緣以及腹板相連。

其中前后橫梁分別采用上下翼緣相連接的方式，可得到較大的連接跨度和連接剛度，使車架扭轉剛度增大，縱梁局部扭轉改善。

第四橫梁即車架中部的橫梁采用腹板連接的方式，腹板連接結構與翼面連接結構相比，前者比后者可使縱梁的扭轉翹曲應力降低。

橫梁和縱梁腹板及一個翼緣同時相連，則兼有以上兩種連接方式的特點，缺點在于作用在縱梁上的力直接傳到橫梁上。有時使橫梁只和縱梁的一個翼緣相連，則極難發揮其剛度作用，因此不常采用。3.2.3車架加強版

第4章 車架設計計算

4.1車架的載荷分析

汽車靜止時，車架上只承受彈簧以上部分的載荷稱為靜載荷。汽車在行駛過程中，隨行駛條件(車速和路面情況)的變化，車架將主要承受對稱的垂直動載荷和斜對稱的動載荷。

對稱的垂直動載荷是當汽車在平坦道路上以較高車速行駛時產生的，其值取決于作用在車架上的靜載荷及其在車架上的分布，還取決于靜載荷作用處的垂直加速度之值。這種動載荷會使車架產生彎曲變形。當汽車在不平道路上行駛時，汽車的前后幾個車輪可能不在同一平面上，從而使車架連同車身一起歪斜，其值取決于道路不平坦的程度以及車身、車架和懸架的剛度。這種動載荷將會使車架產生扭轉變形。由于汽車的結構復雜，使用工況多變，除了上述兩種主要載荷的作用外，汽車車架上還承受其他的一些載荷。如汽車加速或制動時會導致車架前后載荷的重新分配；汽車轉向時，慣性力將使車架受到側向力的作用。一般來說，車架主要損壞的疲勞裂紋起源于縱梁和橫梁邊緣處，然后向垂直于邊緣的方向擴展。在縱梁上的裂紋將迅速發展乃至全部斷裂，而橫梁上出現的裂紋則往往不再繼續發展或擴展得很緩慢。根據統計資料可知，車架的使用壽命主要取決于縱梁抗疲勞損傷的強度。因此，在評價車架的載荷性能時，主要應著眼于縱梁。

4.2車架縱梁的強度計算 4.3車架的應力計算

4.3.1支座反力的計算 4.3.1縱梁的剪力和彎矩計算

要計算車架縱梁的彎矩，先計算車架前支座反作用力，向后輪中心支座處求矩

F1——前輪中心支座對任一縱梁（左縱梁或右縱梁）的反作用力N;F2——后輪中心支座對任一縱梁（左縱梁或右縱梁）的反作用力N;

L——縱梁的總長，7215mm；

l——汽車軸距，4560mm；

a——前懸，1080mm； b——后懸，2355mm；

c——貨廂長，6180mm；

c1——車廂前端到二軸的距離，4120mm；

c2——車廂后端到二軸的距離，2060mm；

Ms——空車時的簧載質量，約2400kg；

Me——滿載時有效裝載質量，5190kg；

g——重力加速度，9.8m/s ； 代入(4-1)和(4-2)可得：

=3179.65N

=12451.35N

在計算縱梁彎矩時，將縱梁分成兩段區域，每一段的均布載荷可簡化為作用于區段中點的集中力。縱梁各端面上的彎矩計算采用彎矩差法，可使計算工作量大大減少。彎矩差法認為：縱梁上某一端面上的彎矩為該段面之前所有力對改點的轉矩之和。

4.4車架材料的選擇 4.5梁截面系數的計算 4.6彎矩應力計算與校核

第5章 車架制圖

5.1制圖方式 5.2傳統制圖 5.3 CAD制圖

5.3.1繪圖便利 5.3.2保存便利

5.3.3AutoCAD在機械零件上的優勢

第三篇：載貨汽車驅動橋設計開題報告

黑龍江八一農墾大學 本科畢業設計(論文)開題報告

姓 名：

學 院： 工程學院 專 業: 交通運輸 學 號：

課 題 名 稱： 載貨汽車驅動橋設計 指 導 教 師：

研究起止日期：2013 年 3月－2013年6月

交通運輸專業本科畢業設計（論文）開題報告書

1論文選題的目的和意義

隨著時代的發展，汽車的作用日益明顯，已成了我們生活比不缺少的工具。汽車發展程度也成為衡量一個國家工業發展程度的重要標志。汽車不僅作為一種代步工具，同時它在運輸業中也有著非常重要的地位，特別是在一些短途運輸中。因此載貨汽車的發展也非常迅速，載貨汽車總的分為重型和輕型兩種。

汽車驅動橋在汽車的各種總成中是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的總成。例如，驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼組成。由此可見，汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現代機械制造工藝。

并且隨著近年來油價的上漲，汽車的運輸成本也越來越高，因此在保證汽車的動力性的前提下，提高其燃油經濟性也變得非常重要。為了降低油耗，不僅要在發動機的環節上節油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發動機的動力輸出之后，在從發動機—傳動軸—驅動橋這一動力輸送環節中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環節中，發動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最終執行者。因此，在發動機相同的情況下，采用性能優良且與發動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節油的措施之一。同時，人們對于汽車的行駛平順性、操作穩定性和平均行駛速度有了更高的要求，這都和汽車驅動橋的選擇有著非常重要的關系。

綜上所述，通過對汽車驅動橋的學習和設計，可以更好的學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。

2國內外研究現狀及發展趨勢

（一）國內現狀

我國正在大力發展汽車產業，采用后輪驅動橋的汽車平衡性和操作性都將會有很大的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能好。維修費用低也是后輪驅動的一個優點，盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會很大的差別。如果變速器出了障礙，對于后輪驅動橋的汽車就不需要進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就有這個必要了，因為這兩個部件是坐在一起的。所以后輪驅動必然會使得乘車更加安舒適，交通運輸專業本科畢業設計（論文）開題報告書

從而帶來可觀的經濟效益。

國產驅動橋在國內市場占據了絕大部分份額，但仍有一定數量的車橋依賴進口，國產車橋與國際先進水平仍有一定差距。國內車橋長的差距主要體現在設計和研發能力上，目前有研發能力的車橋廠家還不多，一些廠家僅僅停留在組裝階段。實驗設備也有差距，比如工程車和牽引車在行駛過程中，齒輪嚙合接觸區的形狀是不同的，國外先進的實驗設備能夠模擬這種狀態，而我國現在還在摸索中。

在具體工藝細節方面，我國和世界水平的差距還比較大，歸根結底后橋的功用是承載和驅動。在這兩方面，今年來出現了一些新的變化。另外，在結構方面，單級驅動橋的使用比例越來越高；技術方面，輕量化、舒適性的要求將逐步提高。總體而言，現在汽車向節能、環保、舒適等方面發展的趨勢，要求車橋向輕量化、大扭矩、低噪聲、寬速比、壽命長和低生產成本。

目前，國內生產驅動橋的廠家較多，品種和規格也較齊全，其性能和質量基本上能夠滿足國產農業機械和工程機械的使用需求，呈現了明顯的產業特點：由進口國外產品向國產化發展，由小作坊向正規化產業化發展，由低端產品向高端產品發展，由引進國外技術向自主研發發展。在技術方面，通過不斷提高自身鑄鍛造技術及工藝水平來保證研發產品制造質量；通過利用先進科學的設計輔助手段來達到設計優化的目的；通過不斷學習吸收國外先進的技術逐步實現技術與國際接軌的目標，從而提高產品的核心競爭力；通過運用先進的技術及方法來提高產品的性能，滿足市場需求，推進機電一體化進程。

（二）國外現狀

在西歐，帶輪邊減速的雙級主減速器后驅動橋只占整個產品的40%，且有呈下降趨勢，在美國只占10%。其原因是這些地區的道路較好，采用單級減速雙曲線螺旋錐齒輪副成本較低，故大部分均采用這種結構。國外汽車驅動橋已普遍采用限滑差速器《N一Pin牙嵌式或多片摩擦盤式》、濕式行車制動器等先進技術。限滑差速器大大減少了輪胎的磨損，而濕式行車制動器則提高了主機的安全性能，簡化了維修工作。國內僅一部分車使用N。一Pin牙嵌式差速器。限滑差速器成本較高，因而在多數國產驅動橋上一直沒有得到應用。目前向國內提供限滑差速器的制造商主要是美國TraCtech公司和德國采埃孚公司。美國Tractech公司在蘇州的工廠即將建成投產，主要生產牙嵌式、多片摩擦盤式和比例扭矩(三周節)差速器(鎖緊系數3.5)。國內如徐工、鼎盛天工等主機制造商等原來自制一部分牙嵌式差速器，后因質量不過關而放

交通運輸專業本科畢業設計（論文）開題報告書

棄。

亞洲、非洲和南美國家則采用帶輪邊減速的雙級主減速器的驅動橋，用于非道路和惡劣道路使用的車輛。因此可以得出結論:一個國家的道路愈差，則采用帶輪邊減速雙級主減速器驅動橋愈多，反之，則愈少。國內有幾個制造商生產比例扭矩差速器，但均為單周節，鎖緊系數138，較三周節要小得多。徐州良羽傳動機械有限公司在停車制動器(液壓)上也做了一些工作，主要用于重型卡車產品，但國產此類產品的可靠性還有待提高。本課題的重點和研究方法

（一）主要技術分析

載貨汽車驅動橋主要由主減速器部分、差速器部分、半軸部分和橋殼部分等幾大部分組成。通過比較國內外貨車驅動橋的不同之處，使我們能更好地認識我國載貨汽車驅動橋系統的不足之處，積極吸取國外先進技術，更好的應用于我國載貨汽車驅動橋生產中。

（二）主要設計內容

(1)驅動橋結構方案的選擇與分析；(2)主減速器結構參數的選取；(3)差速器結構參數的選取；(4)橋殼參數的選取與強度的分析。

（三）本文研究的思路和方法

(1)通過查閱書籍、上網搜索以及文獻檢索等多種有效方法，系統收集驅動橋的研究成果和相關信息；

(2)在對國內外驅動橋的技術現狀、發展趨勢、市場等情況進行系統分析研究的基礎上，確定設計策略，作為構思總體設計方案的指導思想；

(3)選型設計：根據汽車行駛的路況條件和設計參數要求進行驅動橋的選型；(4)參數化設計：根據整體設計要求，質量、軸荷、載重量、動力性、制動性、平順性要求，確定發動機動力參數，確定主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼的件結構形式和基本參數；

（5）計算機二維圖紙繪制：根據理論計算的主要參數，對各零件和總成進行二維圖紙繪制和裝配。

（四）參考文獻：

交通運輸專業本科畢業設計（論文）開題報告書

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第四篇：輕型貨車轉向橋設計說明書 ---

目 錄

摘要...................................................................................................................................................................................2 ABSTRACT..............................................................................................................................................................................3 緒

論.......................................................................................................................................................................................4 1 轉向橋.................................................................................................................................................................................5

1.1 轉向橋的定義..........................................................................................................................................................5 1.2 轉向橋的安裝形式..................................................................................................................................................6 2 轉向橋的結構.....................................................................................................................................................................7

2.1 轉向橋的組成部分..................................................................................................................................................7 2.2 轉向橋的結構及其影響因素..................................................................................................................................8 3 轉向橋的設計計算.............................................................................................................................................................8

3.1 轉向橋主要零件尺寸的確定..................................................................................................................................8 3.2 非斷開式轉向從動橋前梁應力計算.....................................................................................................................10

3.2.1 在制動情況下的前梁應力計算..................................................................................................................10 3.2.2 在最大側向力（側滑）工況下的前梁應力計算......................................................................................11 3.3 轉向節在制動和側滑工況下的應力計算.............................................................................................................12

3.3.1 工況下的轉向節應力計算.........................................................................................................................13 3.3.2 在汽車側滑工況下的轉向節應力計算......................................................................................................13 3.4 主銷與轉向節襯套在制動和側滑工況下的應力計算.........................................................................................14

3.4.1 在汽車制動工況下的計算.........................................................................................................................14 3.4.2 在汽車側滑工況下的計算.........................................................................................................................15 3.5 推力軸承和止推墊片的計算................................................................................................................................16

3.5.1 推力軸承計算.............................................................................................................................................16 3.5.2 轉向節止推墊片的計算.............................................................................................................................17 輪胎的選取.........................................................................................................................................................................17

4.1 輪胎與車輪應滿足的基本要求.............................................................................................................................17 4.2 輪胎的分類..............................................................................................................................................................17 4.3 輪胎的特點與選用..................................................................................................................................................18 5 轉向橋定位參數.................................................................................................................................................................20

5.1 主銷后傾角..............................................................................................................................................................22 5.2 主銷內傾角..............................................................................................................................................................23 5.3 車輪外傾角..............................................................................................................................................................24 5.4 車輪前束..................................................................................................................................................................24 6 結論.....................................................................................................................................................................................25 參 考 文 獻...........................................................................................................................................................................26 致 謝.......................................................................................................................................................................................27

武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

摘要

隨著汽車工業的發展和汽車技術的提高，轉向橋的設計和制造工藝都在日益完善。轉向橋和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產品系列化”的方向發展及生產組織專業化目標前進。應采用能以幾種典型的零部件，以不同方案組合的設計方法和生產方式達到驅動橋產品的系列化或變形的目的，或力求做到將某一類型的轉向橋以更多或增減不多的零件，用到不同的性能、不同噸位、不同用途多變形汽車上。

本設計要求根據HX6560輕型客車在一定的程度上既有轎車的舒適性又有客車的載客性能，使車輛具有行駛范圍廣的特點，要求轉向橋在保證日常使用基本要求的同時極力強調其對不同路況的適應能力。轉向橋是汽車最重要的系統之一，是為汽車傳輸和分配動力所設計的。通過本課題設計，使我們對所學過的基礎理論和專業知識進行一次全面的，系統的回顧和總結，提高我們獨立思考能力和團結協作的工作作風。

關鍵詞：轉向從動橋；前梁；轉向節；主銷；輪轂 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

ABSTRACT With the development of automobile industry and automobile technology improves, steering bridge design and manufacturing process are increasingly perfect.Steering axle and other automotive assembly, in addition to the widespread adoption of new technology, in the structural design of the increasingly towards“ parts standardization, generalization of components, products series ” the direction of development and production of specialized organizations goals.Should be used with some typical parts, with a different scheme combination design method and production mode to drive axle series of products or deformation of the objective, or to do will be of a certain type of steering bridge with more or less parts to increase or decrease, use different performance, different uses, different tonnage deformation over cars.The design requirements according to HX6560 light bus in a certain degree of both cars have the comfort of truck loading ability, so that the vehicle is running a wide range of features, to meet the requirement of bridge in ensuring the routine use of basic requirements at the same time strongly emphasize their ability to adapt to different road conditions.Automobile steering bridge is one of the most important systems, for the automotive transmission and distribution power design.Through the design of this project, we have learned the basic theory and professional knowledge to conduct a comprehensive, systematic review and sum up, improve our ability of independent thinking and team work style.Key words : drive axle ；steering knucle;king pin;wheel hub 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

緒

論

隨著我國交通運輸事業的迅速發展，汽車運輸的承載重量和運行速度都在不斷增加。于是人們對汽車的安全運行也越來越重視，所以對汽車車橋的設計也提出了更高的要求。近幾年，我國汽車使用越來越多，我國作為一個發展中國家，而當前由于設計方案所限，不能精確地選擇零部件的尺寸和結構，造成有的地方強度不夠，而有的地方強度又過剩，嚴重地影響了產品的開發和設計，造成直接經濟損失。特別對于諸如轉向橋等部件,因不能準確確定其失效原因和部位，造成不能從根本上解決其失效問題。不同類型的客車在我國的市場中占有相當大的比例，他們的性能的好、壞在一定程度上也影響著汽車在市場上的地位。針對以上問題，本設計選用輕型客車的轉向橋作為設計對象，通過合理的計算，結構設計，而達到汽車轉向橋具有較好的轉向靈敏性。希望取得一個較好的結果，使輕型客車轉向橋提到一個新水平。

汽車的轉向橋結構基本相同，主要由前軸、主銷、轉向節和輪轂等四部分組成，如圖所示。通常，轎車中不設獨立的主銷，而以轉向節上、下球頭中心的連線為主銷的軸線。

前軸用中碳鋼鑄造，斷面呈工字形，以提高抗彎強度。兩端由工字形斷面過渡到方形斷面，以提高抗扭強度。中部兩處用以支承鋼板彈簧的底座，其上鉆有四個安裝騎馬螺栓的通孔和一個位于中心的鋼板彈簧定位凹坑。前軸中部向下彎曲，使發動機位置降低，降低汽車質心，減小傳動軸與變速器輸出軸之間夾角。前軸兩端各有一個拳形，主銷插入孔內。主銷中部切有槽，用楔形鎖銷將主銷固定在拳部孔內。

車輪輪轂通過兩個圓錐滾子軸承和支承在轉向節軸頸上，軸承的松緊度可用調整螺母加以調整。輪轂內側裝有油封，以防止潤滑脂進入制動器內。輪轂外端裝有金屬罩，以防止泥水和塵土侵入。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）轉向橋

本節重點介紹轉向橋的定義和安裝形式。

前橋即非驅動橋，又稱從動車橋。它通過懸架與車架(或承載式車身)相聯，兩側安裝著從動車輪，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。前橋還要承受和傳遞制動力矩。

根據從動車輪能否轉向，前橋分為前橋與非前橋。一般汽車多以前橋為前橋。為提高操縱穩定性和機動性，有些轎車采用全四輪轉向。多軸汽車除前輪轉向外，根據對機動性的要求，有時采用兩根以上的前橋直至全輪轉向。

一般載客汽車采用前置發動機后橋驅動的布置形式，故其前橋為轉向前橋。轎車多采用前置發動機前橋驅動，越野汽車均為全輪驅動，故它們的前橋既是前橋又是驅動橋，稱為轉向驅動橋。

前橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架相匹配的非斷開式前橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是前橋時，則其兩端經轉向主銷與轉向節相聯。斷開式前橋與獨立懸架相匹配。

非斷開式轉向前橋主要由前梁、轉向節及轉向主銷組成。轉向節利用主銷與前梁鉸接并經一對輪轂軸承支承著車輪的輪轂，以達到車輪轉向的目的。在左轉向節的上耳處安裝著轉向節臂，后者與轉向直拉桿相連；而在轉向節的下耳處則裝著與轉向橫拉桿相連接的轉向梯形臂。有的將轉向節臂與梯形臂連成一體并安裝在轉向節的下耳處以簡化結構。轉向節的銷孔內壓入帶有潤滑油槽的青銅襯套以減小磨損。為使轉向輕便，在轉向節上耳與前梁拳部之間裝有調整墊片以調整其間隙。帶有螺紋的楔形鎖銷將主銷固定在前梁拳部的孔內，使之不能轉動。

前橋的功用：前橋也稱非驅動橋，又稱從動車軸。它通過懸架與車架（或承載式車身）相聯，兩端安裝從動車輪，用以承受和傳遞車輪與車架之間的力（垂直力、縱向力、橫向力）和力矩，并保證轉向輪作正確的轉向運動。

1.1 轉向橋的定義

轉向橋是汽車的重要組成部分，轉向橋是利用車橋中的轉向節使車輪可以偏移一定角度，并承受

武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

地面與車架之間的力及力矩，以實現汽車的轉向。

前橋通過懸架與車架(或承載式車身)相聯，兩側安裝著從動午輪，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。前橋還要承受和傳遞制動力矩。前橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。前橋按與之匹配的懸架結構不同可分為非斷開式與斷開式兩種。由于小型載客汽車要求價廉，所以多采用非斷開式前橋。非斷開式的前橋主要有前梁，轉向節和轉向主銷組成。

1.2 轉向橋的安裝形式

各種車型的轉向橋結構基本相同，主要由前梁、轉向節組成。一般載客汽車采用前置發動機后橋驅動的布置形式，故其前橋為轉向從動橋。轎車多采用前置發動機前橋驅動，越野車均為全輪驅動，故他們的前橋既是轉向橋也是驅動橋，稱為轉向驅動橋。

轉向橋按與其匹配的懸架結構不用，又可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架匹配的非斷開式的轉向橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉向橋時，其兩端經轉向主銷與轉向節相連。斷開式轉向橋與獨立懸架相匹配。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）轉向橋的結構

2.1 轉向橋的組成部分

各種車型的非斷開式轉向橋的結構型式基本相同，它主要由前梁（由于汽車前橋為轉向橋，因此其橫梁常稱前梁）、轉向節、轉向主銷、轉向梯形臂、轉向橫拉桿等組成。

1)前梁

前梁是非斷開式轉向從動橋最主要的零件，由中碳鋼或中碳合金鋼模鍛而成。其兩端各有一呈拳形的加粗部分作為安裝主銷前梁拳部。為提高其抗彎強度，其較長的中間部分采用工字行斷面，并相對兩端向下偏移一定距離，以便降低汽車發動機的安裝位置，從而降低汽車傳動系的安裝高度并減小傳動軸萬向節主、從動軸的夾角；為提高前梁的抗扭強度，兩端與拳部相接的部分采用方形斷面，而靠近兩端使拳部與中間部分相連接的向下彎曲部分，則采用上述兩種斷面逐漸過度的形狀。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬支承面。

非斷開式轉向從動橋的前梁亦可采用組合式結構，即由無縫鋼管的中間部分和模鍛成型的兩端拳形部分組焊而成。這種組合式前梁適用于批量不大的生產，并可省去大型鍛造設備。

2)主銷

其結構型式有幾種，如圖2-1所示，其中（a）、（b）兩種型式是最常見的結構。3)轉向節

多用中碳合金鋼斷模鍛成整體式結構，有些大型汽車的轉向節，由于其尺寸過大，也有采用組焊式結構的，即其輪軸部分是經壓配并焊上去的。

4)轉向節臂、轉向梯形臂

由中碳鋼或中碳合金鋼如40、35Cr、40CrNi鋼等用模鍛加工制成。多采用沿其長度變化尺寸的橢圓形截面以合理地利用材料和提高其強度和剛度。

5)轉向橫拉桿

應選用剛性好、質量小的20鋼，30鋼或35鋼的無縫鋼管制造，其兩端的球形鉸接作為單獨組件，組裝好后以組件客體上的螺紋旋到桿的兩端端部，使橫拉桿的桿長可調，以便用于調節前束。球形鉸接的球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A,20CrNi,20CrMnTi,工作表面經滲碳淬火，滲碳層深1.5～3.0mm，表面硬度56～63HRC。允許采用40或

圖2-1 主銷的結構型式

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(a)圓柱實心型；(b)圓柱空心型；

(b)(c)上、下端為直徑不等的圓柱、中間為錐體的主銷；(d)下部圓柱比上部細的主銷

45中碳鋼制造并經高頻淬火處理，球銷的過渡圓角處用滾壓工藝增強，球形鉸接的殼體用35鋼或40鋼制造。為了提高球頭和襯墊工作表面的耐磨性，可采用等離子或氣體等離子金屬噴鍍工藝；亦可采用耐磨性好的工程塑料制造襯墊。后者在制造過程中可滲入專門的成分（例如尼龍-二硫化鉬），對這類襯墊可免去潤滑。

6)轉向節推理軸承

承受作用于汽車前梁上的重力。為減小摩擦使轉向輕便，可采用滾動軸承，如推力球軸承、推力圓錐滾子軸承等。也有采用青銅止推墊片的。

7)主銷上、下軸承 承受較大的徑向力，多采用滾動軸承（即壓入轉向節上、下中的襯套），也有采用滾針軸承的結構。后者的效率較高，轉向阻力小，且可延長使用壽命。

8)輪毅軸承

多由兩個圓錐滾子軸承組對，這種軸承的支承剛度較大，可承受較大負荷。轎車因負荷較輕，前輪毅軸承也有采用也有采用一對單列或一個雙列向心軸承的，球軸承的效率高，能延長汽車的滑行距離，有的轎車采用一個雙列圓錐滾子軸承。

9)左、右輪胎螺栓

多數為右旋螺紋，但有些汽車為了防松，左側用左旋，右側用右旋。

2.2 轉向橋的結構及其影響因素

非斷開式轉向橋主要由前梁、轉向節及轉向主銷組成。轉向節利用主銷與前梁鉸接并經一對輪毅軸承支承著車輪的輪毅，以達到車輪轉向的目的。在左轉向節的上耳處安裝著轉向梯形臂，后者與轉向直拉桿相連；而在左、右轉向節的下耳處則裝有與轉向橫拉桿聯接的轉向梯形臂。有的將轉向節臂與轉向梯形臂聯成一體并安裝在轉向節的下耳處以簡化結構。制動底版緊固在轉向節的凸緣面上。轉向節的銷孔內壓入帶有潤滑槽的青銅襯套以減小磨損。為使轉向輕便，在轉向節下耳與前梁拳部之間可裝滾子推力軸承，在轉向節上耳與前梁拳部之間裝有調整墊片以調整其間隙。帶有羅紋的楔形鎖銷將主銷在前梁拳部的孔內，使之不能轉動。轉向橋的設計計算

3.1 轉向橋主要零件尺寸的確定

轉向橋采用工子形斷面的前梁，可保證其質量最小而在垂向平面內的剛度大、強度高。工字形斷面尺寸值見圖3-1，圖中虛線繪出的是其當量斷面。該斷面的垂向彎曲截面系數Wv和水平彎曲截面系數Wh可近似取為

Wv=20a3=20×11.53=3.04×104 mm3(3-1)Wh=5.5a3 =5.5×11.5=8.36×103 mm3(3-2)式中：a——工字形斷面的中部尺寸，見圖3-1 在設計中為了預選前梁在板簧座處的彎曲截面系數Wv,可采用經統計取得的經驗公式：

武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

Wv=ml/2200=820×345/2200=128.60 cm(3-3)式中：m——作用于該前梁上的簧上質量，kg;l——車輪中線至板簧座中線間的距離，cm;2200——系數，kg·cm-2。

轉向橋前梁拳部之高度約等于前梁工字形斷面的高度，而主銷直徑可取為拳部高度的0.35～0.45倍。主銷上、下滾動軸承（即壓入轉向節上、下孔中的襯套）的長度則取為主銷直徑的1.25～1.50倍。

3圖3-1 前梁工字形斷面尺寸關系的推薦值

轉向橋主要零件工作應力的計算

本設計以HX6560汽車為研究對象，其有關參數為： 前軸軸荷：820kg；

整車質心高度：540mm； 滾動半徑：314mm。

主要是計算前梁、轉向節、主銷、主銷上下軸承（即轉向節襯套）、轉向節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、主銷后傾角及車輪外傾角均為零，而左、右轉向節軸線重合且與主銷軸線位于同一側向垂直平面內，如圖（3-2）所示[3]。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

圖3-2 轉向橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖（a）制動工況下的彎矩圖和轉矩圖；（b）側滑工況下的彎矩圖

3.2 非斷開式轉向從動橋前梁應力計算

3.2.1 在制動情況下的前梁應力計算

制動時前輪承受的制動力Pr和垂向力Z1傳給前梁，使前梁承受轉矩和彎矩。考慮到制動時汽車質量向前轉向橋的轉移，則前輪所承受的地面垂向反力為

Z1=G1m1'/2=8200×1.5/2=6150N(3-4)式中：G1——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷；

'

m1——汽車制動時對前橋的質量轉移系數，對前橋和載客汽車的前橋可取1.4~1.7。

前輪所承受的制動力為

Pr=Z1? =6150×1.0=6150N(3-5)武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

式中：?——輪胎與路面的附著系數。

由Z1和Pr對前梁引起的垂向彎矩Mv和水平方向彎矩Mh在兩鋼板彈簧座之間達最大值，分別為

Mv=（Z1-gw）l2=(1380?720G1m1'B?S8200?1.5?908)=(=1.73×106 N?mm ?gw)2222(3-6)Mh=Prl2= Z1?1380?720B?S=6150×1.0×=2.03×106 N?mm(3-7)

22式中：l2——為輪胎中線至板簧座中線間的距離，mm;

gw——車輪（包括輪毅、制動器等）的重力，N；

B——前輪輪距，mm；

S——前輪上兩板簧座中線間的距離，mm。

制動力Pr還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩T:

T=Prrr=6150×314=1.93×106 N?mm(3-8)式中：rr——輪胎的滾動半徑。

圖3-2給出了前梁在汽車制動工況下的彎矩圖及轉矩圖。

前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力?w和扭轉應力?（單位均為MPa）分別為

MvMh***000==300MPa(3-9)??WvWh304008360TT1930000?===150MPa(3-10)?WTJk/?max12866?w=式中：WT——前梁在危險斷面處的扭轉截面系數，mm;?max——前梁橫斷面的最大厚度，mm;Jk——前梁橫截面的極慣性矩，對工字形斷面：

Jk=0.4?h?3 mm4

h——工字形斷面矩形元素的長邊長，mm;?——工字形斷面矩形元素的短邊長，mm 前梁應力的許用值為[?w]=340MPa；[?]=150MPa。

前梁可采用45,30Cr,40Cr等中碳鋼或中碳合金鋼制造，硬度為241～285HB。

3.2.2 在最大側向力（側滑）工況下的前梁應力計算

當汽車承受大側向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力Z1L,Z1R和側向反力Y1L、Y1R各不相等，則可推出前輪的地面反力（單位均為N）分別為

2?540?1.0G12hg?18200（1?）=7308.70N(3-11)Z1L?（1?)=213802B12hg?18200G12?540?1.0 Z1R?（=902 N(3-12)1?)=（1?）2B1213802?540?1.02hg?18200G1（1?）=7308.70N(3-13)1?)=Y1L?（213802B1G12hg?182002?540?1.0 Y1R?（=902 N(3-14)1?)=（1?）2B121380式中：G1——汽車停于水平路面時的前橋軸荷，N；

武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

B1——汽車前輪輪距，mm;

hg——汽車質心高度，mm;

?1——輪胎與路面的側面附著系數。取?1=1.0。

側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂向作用力（N）為

T1l=0.5G1’+G1?1(hg-rr’)/s=0.5×8200+8200×1.0（540-260）/720=7288.9N(3-15)T1R=0.5G1’-G1?1(hg-rr’)/s=0.5×8200-8200×1.0（540-260）/720=911.1N

(3-16)式中：G1’——汽車滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷，N；

rr’——板簧座上表面的離地高度，mm；

S——兩板簧座中心間的距離，mm。

汽車側滑時左、右前輪輪轂內、外軸承的徑向力（單位為N）分別為

S1L=

31420rrb?7308.70??7308.70=49991.5N(3-17)Y1L?Z1L=

23?2023?20a?ba?b31420rra?7308.70??7308.70=56752.9N(3-18)S2L=Y1L?Z1L=

23?2023?20a?ba?b31420rrb?902??902=7004.1N(3-19)S1R=Y1R?Z1R=

23?2023?20a?ba?b31420rra?902??902=6165.2N(3-20)S2R=Y1R?Z1R=

23?2023?20a?ba?b式中：rr——輪胎的滾動半徑，mm;

a——S1L、S1R至車輪中線的距離，mm;

b——S2L、S2R至車輪中線的距離，mm。

求得Z1L，Z1R，Y1L，Y1R即可求得左、右前輪輪轂內軸承對輪毅的徑向支承S1L、S1R和外軸承對輪毅的徑向支承力S2L、S2R，這樣就求出了輪毅軸承對軸輪的徑向支承反力。根據這些力及前梁在鋼板彈簧座處的垂向力T1L,T1R,可繪出前梁與輪軸在汽車側滑時的垂向受力彎矩圖（見圖3-3）。由彎矩圖可見，前梁的最大彎發生在汽車側滑方向一側的主銷孔處（Ⅰ—Ⅰ剖面處）；而另一側則在鋼板彈簧座處（Ⅱ—Ⅱ剖面處），可由下式直接求出：

MⅠ—Ⅰ= Y1Lrr-Z1Ll1=7308.7×314-7308.7×99=1.57×106 N?mm(3-21)MⅡ—Ⅱ=Z1Rl2+Y1Rrr=902×340+902×314=5.90×105 N?mm(3-22)式中：M——彎矩，N?mm;Z1L, Z1R——左、右前輪承受地面的垂向反力，N； Y1L，Y1R——左、右前輪承受地面的側向反力，N。

3.3 轉向節在制動和側滑工況下的應力計算

如下圖所示，轉向節的危險斷面處于軸徑為d1的輪軸根部，即Ⅲ—Ⅲ剖面處。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

圖3-3 轉向節、主銷及轉向襯套的計算用圖

3.3.1 工況下的轉向節應力計算

轉向節在Ⅲ—Ⅲ剖面處的軸徑僅受垂向彎矩Mv和水平方向的彎矩Mh而不受轉矩，因制動力矩不經轉向節的輪軸傳遞，而直接由制動底板傳給在轉向節上的安裝平面。這時可按計算其Mv及Mh，但需以I3代替兩式中的I2，即gw

Mv=(Z1-gw)l3 =（6150-908）×48.5=2.54×105 N?mm(3-23)Mh= Z1?l3=

G1m1’?l3=6150×1.0×48.5=2.98×105 N?mm(3-24)2式中：Z1——前輪所承受的地面垂向反力，N；

?——輪胎與路面的附著系數； l3——輪胎中心線至Ⅲ—Ⅲ剖面間的距離。Ⅲ—Ⅲ剖面處的合成彎曲應力?w為

?w=

2Mv2?Mhw?2Mv2?Mh0.1d***?2030000= =620 MPa(3-25)30.1?35式中：d1——轉向節輪軸根部軸徑mm。

轉向節采用30Cr,40Cr等中碳合金鋼制造，心部硬度241～285HB，高頻淬火后表面硬度57～65HRC，硬化層深1.5～2.0mm。輪軸根部的圓角滾壓處理。

3.3.2 在汽車側滑工況下的轉向節應力計算

在汽車側滑時，左、右轉向節在危險斷面Ⅲ—Ⅲ處的彎矩是不等的，可按下公式求得：

MLⅢ—Ⅲ= Y1lrr-Z1Ll3 =7308.7×314-7308.7×48.5=1.94×106 N?mm(3-26)MRⅢ—Ⅲ=Z1Rl3+Y1Rrr=902×48.5+902×314=3.26×105 N?mm(3-27)左、右轉向節在危險斷面處的彎曲應力為 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

?wl?MlⅢ—Ⅲ?Z1Ll3-Y1lrr7308.7?314?7308.7?48.5==452 MPa(3-28)?3w0.1?3530.1d1MRⅢ—Ⅲ?Z1Rl3?Y1Rrr902?314?902?48.5==76MPa(3-29)?33w0.1d10.1?35?wl?3.4 主銷與轉向節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，在轉向節上、下襯套的中點，即與輪軸中心線相距分別為c,d的兩點處，在側向平面和縱向平面內，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。

3.4.1 在汽車制動工況下的計算

地面對前輪的垂向支承反力Z1所引起的力矩Z1l1,由位于通過主軸線的側平面內并在轉向節上、下襯套中點處垂直地作用于主銷的力QMZ所形成的力偶QMZ（c+d）所平衡，故有

QMZ=

Z1l16150?99=6277 N(3-30)=

(c?d)48.5?48.5制動力矩Prrr由位于縱向平面內并作用于主銷的力Qmr所形成的力偶Qmr（c+d）所平衡，故有

Qmr=Prrr/（c+d）=Z1?rrr/(c+d)=6150×1.0×314/（48.5+48.5）=2.00×104N(3-31)而作用于主銷的制動力Pr則由在轉向節上、下襯套中點出作用的主銷的力Qru、Qrl所平衡，且有

Qru=

6150?48.5Prd==3075 N(3-32)(c?d)48.5?48.56150?48.5Prc==3075 N(3-33)(c?d)48.5?48.5Prl16150?99==5294 N(3-34)l5115Qrl=由轉向橋的俯視圖可知，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l4，如將N的著力點移至主銷中心線與輪軸中心線交點處，則需對主銷作用一側向力矩Nl。力矩Nl4，由位于側向平面內并作用于主銷的力偶QMN（c+d）所平衡，故有

QMN=

Nl45294?99==5403 N(3-35)(c?d)48.5?48.5而力N則在轉向節上、下襯套中點處作用于主銷的力QNu,QNl所平衡，且有

QNu=

Nd5294?48.5==2647 N(3-36)(c?d)48.5?48.514 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

QNl=

5294?48.5Nc==2647 N(3-37)(c?d)48.5?48.5由圖3-3可知，在轉向節上襯套的中點作用于主銷的合力Qu和在下襯套的中點作用于主銷的合力Ql分別為

Qu=(QMZ?QMN?QNu)2?(QMr?Qru)2 =(6277?5403?2647)2?(20000?3075)2

=1.92×104 N(3-

38)Ql=(QMZ?QMN?QNl)2?(QMr?Qrl)2=(6277?5403?2647)2?(20000?3075)2

=2.72×104 N(3-39)由上兩式可見，在汽車制動工況下，主銷的最大載荷發生在轉向節下襯套的中點處，其值計算所得到的Ql。

3.4.2 在汽車側滑工況下的計算

僅有在側向平面內起作用的力和力矩，且作用于左、右轉向節主銷的力QMZ是不相等的，他們分別按下式求得：

.7?314?7308.7?99)/(48.5?48.5)QMZL=(Z1Ll1?Y1Lrr)/(c?d)?(7308=1.62×104 N(3-

40)QMZR=(Z1Rl1?Y1Rrr)/(c?d)?(902?314?902?99)/(48.5?48.5)

=2.00×103 N

(3-41)式中：Z1L，Z1R——汽車左、右前輪承受的地面垂向反作用力，N；

l1——輪胎中心線至主銷軸線的距離 mm;rr——輪胎的滾動半徑 mm;Y1L，Y1R——左、右前輪承受地面的側向反力，N； G1——汽車靜止于水平路面時的前橋的軸荷，N； hg——汽車質心高度，mm;B1——汽車前輪輪距，mm;?1——輪胎與路面的側向附著系數，計算時可取?=1.0.取Ql, QMZL, QMZR中最大的作為主銷的計算載荷Qj,計算主銷在前梁拳部下端處的彎曲力?w和剪應切力?s

?w=

Qjh27200?21==413 MPa(3-42)330.1d00.1?2415 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

??s=

4Qj4?27200==66 MPa(3-43)22?d03.14?24式中:d0——主銷直徑 mm;h——轉向節下襯套中點至前梁拳部下端面的距離,mm。

主銷的許用應力彎曲力[?w]=413MPa;許用剪切應力[?s]=66MPa。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,56～62HRC。轉向襯套的擠壓應力?c為

?c=

Qj27200==8.3 MPa(3-44)ld0136?24式中: l——襯套長,mm;Qj——j計算載荷,取Ql,QMZL,QMZR,中最大值,N;d0——主銷直徑,mm。

轉向節襯套的許用擠壓應力為[?c]=50MPa。在靜載荷下，上式的計算載荷取

Qj=QMZ=Z1l1/(c+d)=

G1l1/(c?d)=6277N(3-45)23.5 推力軸承和止推墊片的計算

3.5.1 推力軸承計算

計算時首先要確定推力軸承和止推墊片的當量靜載荷，對轉向節推力軸承，文獻推薦取汽車以等速va=40km/h、沿半徑R=50m或以va=20km/h,沿半徑R=12m的圓周行使的工況作為計算工況。如果汽車向右轉彎則其前外輪即前左輪的地面垂向反力Z1L增大。

汽車前橋的側滑條件為

2vaP1=m1≥Y1L+Y1R=G1?1=m1g?1=820×10×1.0=8200N(3-46)

R式中：P1——前橋所受的側向力，N；

m1——汽車滿載時的整車質量分配給前橋的部分； R——汽車轉彎半徑，mm;va——汽車行使速度，mm/s;g——重力加速度，mm/s2；

Y1L、Y1R——地面給左、右前輪的側向反作用力，N； ?1——輪胎與地面的側向附著系數；

G1——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N。由上式可得

2va?1=(3-47)

Rg16 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

2G12hgva)()](3-48)Z1L=[1?(2B1Rg將上述計算工況的va、R等的有關數據代入(3-44),(3-45)式，并hg/B=0.5, 則有

Z1L=1.25G1/2=0.625G1

可近似地認為推力軸承的軸向載荷F，等于上述前輪的地面垂向反力，即有

Fa=0.6256G1=0.625×6150=3844 N(3-49)鑒于轉向節推力軸承在工作中的相對轉角不大的及軸承滾道圈破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量C0進行，且取當量靜載荷P0為：

P0=（0.5～0.33）C0

3.5.2 轉向節止推墊片的計算

當采用青銅止推墊片代替轉向節推力軸承時，在汽車滿載情況下，止推墊片的靜載荷可取為

Fa=這時止推墊片的擠壓力為

G16150==3075 N(3-50)22?c=

4Fa=1 MPa(3-51)22?(D?d)式中：d；D——止推墊片的內、外徑。通常取[?c]≤30MPa 4 輪胎的選取

4.1 輪胎與車輪應滿足的基本要求

輪胎即車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋(軸)與地面之間傳力，駕駛人員經操縱轉向輪可實現對汽車運動方向的控制。

輪胎及車輪對汽車有許多重要性能，包括動力性、經濟性、通過性、操縱穩定性、制動性及行駛安全性和汽車運動方向的控制。

輪胎及車輪部件應滿足下屬基本要求：足夠的負荷能力和速度能力；較小的滾動阻力和行駛噪聲；良好的均與性和質量平衡性；耐磨損、耐老化、抗扎刺和良好的氣密性；質量小、價格低、拆裝方便、互換性好。

4.2 輪胎的分類

輪胎可以按胎體結構、簾線材料、用途、胎面花紋、斷面形狀、氣密方式不同等進行分類如下： 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

4.3 輪胎的特點與選用

子午線輪胎的特點是滾動阻力小、溫升低、胎體緩沖性能和路面附著性能都比斜交輪胎要好，裝車后油耗低、耐磨損壽命長、高速性能好（圖 4-1），因此，適應現代汽車對安全、高速、低油耗的發展要求，是汽車設計時首選的輪胎。子午線輪胎也有制造困難、造價不如斜交輪胎低和不易翻修等特點。

圖4-1 常在高速條件下行駛的汽車，適合選用強度高、導熱性好的鋼絲簾線輪胎。鋼絲簾線僅能做子午線輪胎。相對汽車常在低速條件下行駛時，可以選用尼龍、聚酯、人造絲等人造材料做簾線制造的輪胎。斜交輪胎多用上述材料制造。

低斷面輪胎的胎面寬平、側面剛性大、附著能力強、散熱良好、高速行駛穩定性好。無內胎輪胎的平衡性良好、發熱少、刺扎后不易快速失氣、高速行駛安全性能良好。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

乘用輪胎既是子午線結構，又是低斷面、無內胎輪胎并具備它們的各自優點。商用輪胎尺寸大、胎體厚、簾線層級多、承載能力強。非公路用輪胎附著性好，胎面耐刺扎，適用于在惡劣條件下使用，用于公路行駛時耗油量增加，噪聲大。

輪胎的胎面花紋對滾動阻力、附著能力、耐磨性及噪聲有影響。公路花紋輪胎滾動阻力小、噪聲小，適用在鋪裝路面上使用。其中，縱向花紋輪胎適用于良好路面，橫向花紋輪胎適用于土石路面。越野花紋輪胎附著性能良好，適用于在壞路面或無路地帶使用。混合花紋輪胎適用于使用路面條件變化不定的場合。圖4-2為幾種典型胎面花紋示例。

圖 4-2 隨輪胎氣壓的增加，其承載能力也越強；但輪胎的附著能力下降，振動頻率增加，乘坐舒適性和安全性變壞，對路面及汽車也有不良作用。標注輪胎不僅對外形尺寸，而且對使用氣壓也有標準規定。為了使用安全和滿足舒適性要求，乘用車輪胎的使用氣壓不應高于所選輪胎規定符合下限氣壓的80%；而商用車輪胎的使用氣壓可接近選定輪胎層級所限定的氣壓。考慮到操縱穩定性的需求，前輪輪胎氣壓應低于后輪的輪胎氣壓。

簾線層級越高，輪胎的承載能力也越強，并有與輪胎氣壓增加相似的缺點。汽車行駛速度也影響輪胎負荷能力，車速高輪胎的發熱量增加。溫度升高，易使胎面與輪胎簾線層脫落。這不僅使輪胎壽命降低，也會引發交通事故。子午線、無內胎、低斷面的輪胎工作時發熱少、導熱好、散熱迅速。因而溫度低，有良好的速度特性。選取時，應使選用輪胎的速度級別所限定的最高使用速度大于所設計汽車的最高車速。為了滿足不同乘用車對輪胎速度能力的需求，將輪胎的速度能力分級，譬如在70?210km/h之間，按每10km/h分為一級；具有更高速度能力的輪胎，用來分級的速度更大些。輪胎是專業化生產廠制造，并具有高度的標準化、系列化特點。輪胎的外直徑、斷面寬、斷面高寬比、配用輪輞名義直徑、輪輞輪廓形式及規格、胎面花紋形式及深度、額定負荷下的半徑等尺寸特性和負荷指數可查GB/T2977-1997、GB/T2978-1997、GB/T9743-1997、GB9744-1997等國家標準。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）轉向橋定位參數

為了保持汽車直線行駛的穩定性、轉向輕便性及汽車轉向后使前輪具有自動回正的性能，轉向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平面內部有一定傾角。在縱向平面內，主銷上部向后傾斜一個?角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內主銷上部相內傾斜一個β角，稱為主銷內傾角。

主銷后傾使主銷軸與路面的交點位于輪胎接地中心之前，該距離稱為后傾拖距。當直線行駛的汽車的轉向輪偶然受到外力作用而稍有偏移時，汽車就偏離直線行使而有轉向，這時引起的離心力使路面、對車輪作用著一阻礙其側滑的側向反力，使車輪產生主銷旋轉的回正力矩，從而保證了汽車具有較好的直線行使穩定性。此力矩稱為穩定力矩。穩定力矩也不宜過大，否則在汽車轉向時為了克服此穩定力矩需在轉向盤施加更大的力，導致轉向沉重。主銷后傾角通常在30以內。現在轎車采用低壓寬斷面斜交輪胎，具有較大的彈性回轉力矩，故主銷后傾角就可以減小到接近于零，甚至為負值。但在采用子午線輪胎時，由于輪胎的拖距較小，則需選用較大的主銷后傾角。

主銷內傾也是為了保證汽車直線行駛的穩定性并使轉向輕便。主銷內傾使主銷軸線與路面的交點至車輪中心平面的距離即主銷偏移距減小，從而可減小轉向時需加在轉向盤上的力，使轉向輕便，同時也可減小轉向輪傳到轉向盤上的沖擊力。主銷內傾使前輪轉向是不僅有繞主銷的轉動，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動，而當松開轉向盤是，所儲存的上升位能使轉向輪自動回正，保證汽車作直線行使。主銷內傾角一般為50～80；注銷偏移距一般為30～40mm。輕型客車、輕型客車及裝有動力轉向的汽車可選擇較大的主銷內傾角及后傾角，以提高其轉向車輪的自動回正性能。但主銷內傾角也大，即主銷偏移距 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

圖2-2轉向橋

1.轉向推力軸承；2轉向節；調整墊片；4.主銷；5前梁

不宜過小，否則在轉向過程中車輪繞主銷偏移時，隨著滾動將伴隨著沿路面的滾動，從而增加輪胎與路面的摩擦阻力，使轉向變得很沉重。為了克服因左、右前輪制動力不等而導致汽車制動時跑偏，近年來出現了主銷偏移距為負值的汽車。

前輪定位除上述主銷后傾角，主銷內傾角外，還有車輪外傾角及前束，共四項參數。

車前外傾指轉向輪安裝時，其輪胎中心平面不是垂直與地面，而是向外傾斜一個角度α，稱為車輪外傾角。此α角約為0.50～1.50,一般α為10左右。它可以避免汽車重載時車輪產生負外傾即內傾，同時車輪外傾也與拱行路面相適應。由于車輪外傾角使輪胎接地點內縮。縮小了主銷偏義距，從而使轉向輕便并改善了制動力的方向穩定性。

前束的作用是為了消除汽車在行駛中因車輪外傾導致的車輪前端向外張開的不利影響（具有外傾角的車輪在滾動時猶如滾錐，因此當汽車向前行駛時，左、右兩前輪的前端會向外張開），為此在車輪安裝時，可使汽車兩輪的中心平面不平行，且左、右輪前面輪緣間的距離A小于后面輪緣間的距離B，以使前輪在每一瞬間的滾動方向向著正前方。前束值即（B-A），一般汽車約為3～5mm，可通過改變轉向橫拉桿的長度來調整。設定前束的名義值時，應考慮轉向梯形中的彈性和間隙等因素。

在汽車設計、制造、裝配調整和使用中必須注意防止可能引起的轉向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉向車輪繞主銷不斷受迫振動的現象，它將破壞汽車的正常行駛。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

轉向車輪的擺振有自激振動與受迫振動兩種類型。前者是由于輪胎側向變形中的遲滯特性的影響，使系統在一個振動周期中路面作用與輪胎的力對系統做正功，即外面對系統輸入能量。如果后者的值大于系統內阻尼消耗的能量，則系統將作增幅振動直至能量達到平衡狀態。這時系統將在某一振幅下持續震動，形成擺振。其振動頻率大致接近系統的固有頻率而與車輪轉速并不一致。當車輪向車輪及轉向系統受到周期性擾動的激勵，例如車輪失衡。端面跳動，輪胎的幾何和機械特性不均勻及運動學上的干涉等，在車輪轉動下都會構成周期性的擾動。在擾動力周期性的持續作用下，便會發生受迫振動。當擾動的激勵頻率與系統的固有頻率一致時便發生共振。其特點是轉向車輪擺振頻率與車輪轉速一致，而且一般豆油明顯的共振車速，共振范圍（3-5km/h）。通常在告訴行駛時發生的擺振往往都屬于受迫振動型。

轉向車輪擺振的發生原因及影響因素復雜，既有設計結構的原因和制造方面的因素，如車輪失衡、輪胎的機械特性、胸的剛度與阻尼、轉向車輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調整方面的影響，如前橋轉向系統各環節間的間隙（影響系統的剛度）和摩擦（影響阻尼）等。合理地選擇有關參數。優化他們之間的匹配，精心地制造和調整裝配，就能有效的控制前輪擺振的發生。在設計中提高轉向器總成與轉向拉桿系統的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側向剛度，在轉向拉桿系中設置橫向減振器以增加阻尼等，都是控制前輪擺振的一些有效措施。

轉向橋在保證汽車轉向功能時，應使轉向輪有自動回正作用，以保證汽車穩定直線行使。即當轉向輪在偶遇外力作用發生偏移時，一旦作用的外力消失后，應能立即自動回到原來直線行使的位置。這種自動回正作用是由轉向輪的定位參數來保證的，也就是轉向輪、主銷和前軸之間的安裝應具有一定的相對位置。這些轉向的定位參數有主銷后傾角、主銷內傾角、前輪外傾角和前輪前束[4]。

5.1 主銷后傾角

設計轉向橋時，使主銷在汽車的縱向平面內，其上部有向后的一個傾角?，即主銷軸線

a)b)

5-1主銷后傾角作用示意圖

和地面垂直線在汽車縱向平面內的夾角，如圖5-1所示。

主銷后傾角?能形成回正的穩定力矩。當主銷具有后傾角時，主銷軸線與路面的交點a將位于車輪與路面接觸點b的前面，如圖5-1a所示。當汽車直線行使時，若轉向輪偶然受到外力作用稍有偏移（例如向右偏移），將使汽車行使方向向右偏離。這時，由于汽車本身離心力的作用，在車輪與路面接觸點b處，路面對車輪作用著一個側向反力Fy。反力Fy對車輪形成繞主銷軸線作用的力矩FyL，其方向正

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好與車輪偏移方向相反。在此力矩作用下，將使車輪回到原來中間的位置，從而保證汽車穩定直線行使，故此力矩稱為穩定力矩。但此力矩不宜過大。否則在轉向時為了克服該穩定力矩，駕駛員要在轉向盤上施加較大的力（即所謂轉向沉重）。因穩定力矩的大小取決力臂L的數值，而力臂L又取決于后傾角?的大小。現在一般采用?角不超過20～30。現在高速汽車由于輪胎氣壓降低、彈性增加，而引力穩定性增大。因此，?角可以減小到接近于零，甚至為負值。本設計采用主銷后傾角為六度。

5.2 主銷內傾角

在設計轉向橋時，主銷在汽車的橫向平面內，其上部向內傾斜一個?角（即主銷軸線與地面垂直線在汽車橫向平面內的夾角）稱為主銷內傾角，如圖5-2a所示。

a)b)c)

5-2主銷內傾角作用示意圖及車輪外傾角

主銷內傾角?也有使車輪自動回正的作用，如圖5-2b所示。當轉向輪在外力作用下由中間位置偏轉一個角度（為了方便解釋，圖中畫成1800即轉到如雙點劃線所示位置）時，車輪的最低點將陷入路面以下。但實際上車輪下邊緣不可能陷入路面以下，車輪將轉向車輪連同整個汽車前部向上抬起一個相應的高度，這樣，汽車本身的重力有使轉向輪回到原來中間位置的效應。

此外，主銷的內傾角還使得主銷軸線與路面交點到車輪中心平面與地面交線的距離c減小（圖5-2a），從而可減小轉向時駕駛員加在轉向盤上的力，使轉向操縱輕便，同時也可減小從轉向輪到轉向盤上的沖擊力。但c的值也不宜過小，即內傾角不宜過大，否則在轉向時車輪繞主銷偏轉的過程中，輪胎與路面間將產生較大的滑動，因而增加了輪胎與路面間的摩擦阻力。這不僅使轉向變得沉重，而且加速了輪胎的磨損。因此，一般內傾角?不大于80，本設計內傾角?為7.5度。

主銷內傾角是在前梁設計中保證的，由機械加工實現的。加工時，將前梁兩端主銷孔軸線上端向內傾角就形成內傾角?。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉向橋畢業設計（說明書）

5.3 車輪外傾角

?除上述主銷后傾角和內傾角兩個角度保證汽車穩定直線行使外，前輪外傾角?也具有定位作用。是通過車輪中心的汽車橫向平面與車輪平面的交線與地面垂線之間的夾角，如圖5-2c所示。如果空車時車輪的安裝正好垂直于路面，則滿載時，車橋將因承載變形而可能出現車輪內傾，這將加速汽車輪胎的偏磨損。另外，路面對車輪的垂直反作用力及輪轂緊固螺母的負荷，降低了他們的使用壽命。因此，為了使輪胎磨損均勻和減輕輪轂外軸承的負荷，安裝車輪時應預先使車輪有一定的外傾角，以防止車輪內傾。同時，車輪有了外傾角也可以與拱形路面相適應。但是，外傾角也不宜過大，否則會是輪胎產生偏磨損。

前輪外傾角是在轉向節設計中確定的。設計時使轉向節軸頸的軸線與水平面成一角度，該角度即為前輪外傾角?（一般?為10左右）。

5.4 車輪前束

車輪有了外傾角后，在滾動時就類似于滾錐，從而導致兩側車輪向外滾開。由于轉向橫拉桿和車橋的約束使車輪不可能向外滾開，車輪將在地面上出現邊滾邊滑的現象，從而增加了輪胎的磨損。為了消除車輪外傾帶來的這種不良后果，在安裝車輪時，使汽車兩前輪的中心面不平行，兩輪前邊緣距離的B小于后邊緣距離A，如圖5-3所示。這樣可使車輪在每一瞬間時滾動方向接近于向著正前方。從而在很大程度上減輕和消除了由于車輪外傾角而產生的不良后果。

前輪前束可通過改變橫拉桿的長度來調整，調整時，可根據各廠家規定的測量位置，使兩輪前后距離差A-B符合國家規定的前束值。一般前束值為0～12mm。測量位置除圖示位置外，還通常取兩輪胎中心平面出的前后差值，也可以選取兩車輪鋼圈內側面處前后差值。此外，前束也可用角度——前束角表示，如圖5-3中的?角。

5-3車輪前束 結論

近年來隨著生產水平汽車水平和路面的改善，汽車行使速度的不斷提高，同時人們對客車的性能要求也越來越高，如何保證既要具有高的行使速度又要具有良好的轉向性能以滿足用戶的要求，是亟待解決的問題。針對此現象，本論文選擇汽車的主要組成部分轉向橋來進行設計并以HX6560輕型客車轉向橋作為研究對象。

隨著我國交通運輸事業的迅速發展，汽車運輸的承載重量和運行速度都在不斷增加。于是人們對汽車的安全運行也越來越重視，所以對汽車車橋的設計也提出了更高的要求。由于國外汽車發展起步早，技術投入大，因此在技術上遠遠領先國內市場，當然也還有很多不足的地方，還需要改進，技術也還需要有所突破。汽車工業作為我國重點發展的支柱產業，其前景相當廣闊。目前汽車零部件的生產有一定的潛力，但大多數企業在產品研究，開發等環節存在一定的欠缺，尤其缺少產品的自主開發能力，不能適應系統配套，難以參與國際分工。因此，在今后的發展中，我國企業應積極吸收國際汽車先進技術，不斷完善自主體系，如制動系統，轉向系統等，擴大該產業的產品品種，提高整體技術水平，增強技術開發能力，促使企業更快的發展，適應汽車行業全球化趨勢。

本設計以《汽車設計》為理論基礎，在設計中確定了轉向橋設計方案，設計了轉向橋及其零件組成，通過計算設計出了主要零件的尺寸、強度和合理的整體布局。設計后的轉向橋具有結構簡單、緊湊、重量輕、轉向靈敏的特點，制造容易，成本低。廣泛用于微、輕型載客汽車。

本文所設計的轉向橋對同類型的轉向橋的設計有一定的參考價值。

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參 考 文 獻

[1] 陳家瑞.汽車結構[M].吉林工業大學,2000.[2] 中國第一汽車集團公司著編.中國轎車叢書-紅旗[M].北京:北京理工大學出版社,1998.[3] 竺延年.最新車橋設計、制造、質量檢測及國內外實用手冊[M].中國知識出版社,2005.[4] 王洪欣.機械設計工程學(Ⅰ)[M].徐州:中國礦業大學出版社,2001.[5] 徐清富.國外汽車最近結構手冊[M].北京:機械工業出版社,1996.[6] D.J.Segal.Highway Vehic Object Simulation Model[M].Programmers Manual,1976.[7] 程振彪.世界載客汽車工業最新發展動態[M].汽車科技,2001.[8] 謝衛國,汪紅心.客車平順性預測與優化[J].汽車工程,1991,(3):69～79.[9] 神龍汽車有限公司著編.中國轎車叢書-富康[M].北京:北京理工大學出版社,1998.[10] 李卓森等編.中外汽車圖冊車身分冊(一)[M].長春:吉林科學技術出版社,1995.[11] 王洪欣.機械設計工程學(Ⅱ)[M].徐州:中國礦業大學出版社,2001.[12] Boyes WE.Jigs and fixtures America SME.1982 103-120

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致 謝

本設計在****老師的悉心指導下完成。從課題的選擇、理論研究到論文的撰寫都得到了何老師的指導和熱情幫助。何老師淵博的知識、嚴謹的學風、豐富的經驗以及獨到的見解，使我受益匪淺，在此表示衷心的感謝。

由于本人水平能力有限，本設計中一定存在許多的錯誤，希望各位老師能給予批評、指正。最后，感謝在百忙之中評審論文和參加答辯工作的專家與教授們！

第五篇：汽車驅動橋說課稿

《汽車驅動橋拆裝》說課稿

各位領導，各位老師大家好！

我是廣西科技大學交通運輸專業學生，我的名字叫蒙泓龍。今天我說的課題是《汽車驅動橋的拆裝》。

下面我將從教材分析，學情分析，教學目標和教學過程四個方面對本節課進行說課。一、教材分析

《驅動橋拆裝》 一課選自《汽車底盤構造與維修》項目4中的任務一《驅動橋的拆裝》內容，于P75—P83頁內容成。本節課是底盤部分重要組成部分。驅動橋是汽車傳動系統的重要部件，它將變速器傳來的驅動力矩進行減速、增扭、調整方向后，傳遞給驅動軸從而帶動車輪轉動，實現車輛的行駛。

本任務主要講解有關驅動橋的基本結構和拆裝過程，通過學習了解驅動橋的相關理論知識，并掌握有關拆裝驅動橋的技能。

二、學情分析

要講好一節課，特別是實操課，不僅要有器材，最主要要提起學生的興趣與動手的積極性，要做好這一點就必須對所教教材以及設備認識清楚。對學生備課，只有對學生的知識結構與心理特征進行分析，才能制定出行之有效的教學目標，才能夠找出更好的方式去闡述教學難點。在學習本節內容時，學生對汽車驅動橋只是通過理論課有所了解，但是沒有能夠在實踐當中真正認識，因而學生需要通過實踐與理論相結合，提高自身的動手能力以及知識儲備能力為背景，探索和開發學生動手的積極性，對器件的親和性而入手。

基于學生的這些特點，結合教學內容，從知識能力層面，情感兩大方面來制定教學目標：

三、教學目標

知識目標：通過本節課的學習讓學生對驅動橋的組成、作用有一個明確的認識，并準

確的掌握主減速器及差速器的組成及工作原理。

能力目標：培養學生觀察能力，分析推理能力，培養學生運用已知知識認識未知知識的能力。

情感目標：培養學生形成正確的科學的態度、并掌握科學的研究方法。并能讓學生體

會發現新知識的樂趣，培養學生好學的精神。

重點與難點：結合教學大綱，我將本節課的重點問題設置為：主減速器的組成及工作原理；差速器組成及工作原理。將本節課難點設置為：差速器的工作原理

教學方法與手段：結合學生這一特點，在教學方法上為了能充分發揮學生的主觀能動性，我采用了啟發誘導式的教學方法，通過理論探究，實物展示，電腦多媒體等多種手段來完成本節課的講解。同時在學習中，也培養了同學們觀察問題解決問題的能力，使他們掌握科學的研究方法。

四、教學過程

本節課的教學過程我是這樣設計的：

（一）創設情境

首先我為同學們一起回顧發動機的工作原理，接著設疑“發動機的高速轉動，動力最 終將傳遞到哪里？”以此，引出新課，用這種方式來激發學生的學習興趣。

（二）認識新知

同學生一起觀看汽車動力傳遞的視頻，同時啟發引導同學們分析總結汽車在行駛過程 中，必須實現的作用，很自然的確定了汽車的驅動橋的基本組成。

（三）復習舊知識、探索新知

我的重點內容的講解是這樣實現的，先和同學一起復習直齒輪的動力傳動，然后和 同學們一起分析錐齒輪的傳動特點，這樣能夠提高同學們用已掌握的知識去探索新知識的能力，形成了認識上的突破，并提高學生探索積極性。

（四）設置疑問、小組競賽、學習新知

差速器的工作原理學習是個難點，針對學生的物理基礎薄弱的特點，我就采用避開 用純粹的用物理學原理研究問題的方法，而是讓同學們觀察差速器的工作視頻，然后讓同學總結看到的結果，這樣水到渠成的得出汽車行駛時差速器的工作原理。

實訓練習不僅起到鞏固所學知識的作用，還起到深化所學知識的作用，所以我用競賽的組裝的方式來鞏固同學們對復雜的差速器的學習。

（五）課堂小結

當然實訓小結也必不可少，通過學生自我小結，教師補充來完成對本節課的新知的整理。

（六）設疑引出新課

最后，我用曾經發生在實習課上一名同學提出的關于驅動橋的疑問來結束對本節課的 學習，同時引出下一節課的任務。

（七）布置課后習題

通過布置課后習題，增強學生對汽車驅動橋的分類、主要組成部分，各個器件、以及他們的工作原理有更深的認識。

我的說課到此結束，在課堂上，或許有些許不足，希望在座的領導老師能夠多多理解，我一定多努力，爭取下次說課更好！謝謝大家！