目錄[2-REF_Ref32629\r\h3]。應(yīng)力優(yōu)化法源于生物骨骼生長(zhǎng)過(guò)程，成功地使發(fā)動(dòng)機(jī)支架減重40％。樹(shù)木生長(zhǎng)過(guò)程的優(yōu)化機(jī)理，也為提出新的優(yōu)化方法提供了有益的參考REF_Ref942\r\h[4]。在設(shè)備零件的截面突變處經(jīng)常發(fā)生斷裂現(xiàn)象，促使著人們?nèi)パ芯窟@一現(xiàn)象的原因REF_Ref971\r\h[5]。Miner'srule是疲勞壽命估計(jì)中常用的方法，也被設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)所推薦。有關(guān)一個(gè)非線(xiàn)性疲勞損傷模型，它不需要任何額外的材料參數(shù)，除了S-N曲線(xiàn)REF_Ref997\r\h[6]。日本公司曾經(jīng)略去橋殼后蓋，將橋殼中部安裝主減速器處的凸包簡(jiǎn)化成規(guī)則環(huán)形的前提下，利用彈性力學(xué)方法對(duì)橋殼進(jìn)行變形和應(yīng)力計(jì)算REF_Ref1099\r\h[7-REF_Ref1046\r\h8-REF_Ref1050\r\h9]。德國(guó)公司推出的GFRP底盤(pán)部件相比鋼制結(jié)構(gòu)的傳統(tǒng)底盤(pán)減重約12－15％，GFRP材料制成的橫置彈簧可同時(shí)實(shí)現(xiàn)彈簧和擺臂的功能，從而不再需要單獨(dú)布置螺旋彈簧和擺臂，使底盤(pán)懸掛結(jié)構(gòu)得到了簡(jiǎn)化，因此實(shí)現(xiàn)新結(jié)構(gòu)和新材料兩個(gè)方面的優(yōu)化REF_Ref10305\r\h[10]。M.M.Topa?等采用試驗(yàn)和試有限元相結(jié)合的方法，確定了后橋殼疲勞易損區(qū)域，

并對(duì)橋殼進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化，從而提高了后橋殼的疲勞壽命REF_Ref31244\r\h[11]。Jae和Tomasz等人通過(guò)在機(jī)械零部件的危險(xiǎn)部位設(shè)計(jì)應(yīng)力減輕槽來(lái)減少應(yīng)力集中，從而提升車(chē)橋的疲勞可靠壽命REF_Ref31271\r\h[12]。1.2.2國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀目前高保有量的汽車(chē)對(duì)環(huán)境的影響已經(jīng)不容忽視，因此，汽車(chē)的輕量化設(shè)計(jì)已經(jīng)引起整個(gè)行業(yè)的高度重視REF_Ref31300\r\h[13]。張成波以重型貨車(chē)驅(qū)動(dòng)橋橋殼為研究對(duì)象進(jìn)行了輕量化研究，將HyperMesh軟件與Catia軟件結(jié)合，通過(guò)改變橋殼材料的厚度進(jìn)行了優(yōu)化，結(jié)果表明橋殼的質(zhì)量大幅度減少，達(dá)到了輕量化設(shè)計(jì)的目的REF_Ref4522\r\h[14]。孫忠云以汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋殼為研究對(duì)象，在理論分析的基礎(chǔ)上，對(duì)其進(jìn)行有限元受力分析，得到其應(yīng)力分布情況，發(fā)現(xiàn)該種橋殼存在材料冗余現(xiàn)象，并對(duì)橋殼結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，改善了其壁厚的整體分布情況REF_Ref31045\r\h[15-REF_Ref31048\r\h16]。崔巖巖對(duì)輕卡轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋殼進(jìn)行了有限元分析，計(jì)算出主要位置的受力應(yīng)力云圖和位移云圖實(shí)行優(yōu)化處理，從而到達(dá)符合橋殼的整體性能條件的情況下，減輕了橋殼的重量REF_Ref4571\r\h[17]。楊志卿基于路譜，獲得了汽車(chē)在空載和滿(mǎn)載下的載荷時(shí)間歷程，運(yùn)用準(zhǔn)靜態(tài)原則計(jì)算了固有頻率，對(duì)危險(xiǎn)截面根據(jù)靜強(qiáng)度結(jié)果進(jìn)行改進(jìn)，將所選橋殼降幅為11.8%REF_Ref4614\r\h[18]。郭軍團(tuán)等以純電動(dòng)汽車(chē)為研究對(duì)象，利用改裝前燃油車(chē)的傳統(tǒng)后橋?yàn)楦难b后純電動(dòng)汽車(chē)后橋，并對(duì)其進(jìn)行有限元模型的建立及模態(tài)和疲勞特性進(jìn)行了仿真分析，得出了后橋殼的固有振動(dòng)頻率及其疲勞壽命REF_Ref4650\r\h[19]。haohu首先確定傳動(dòng)軸的傳動(dòng)比并合理分配；其次對(duì)驅(qū)動(dòng)橋主傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)和參數(shù)設(shè)計(jì)，最終完成了驅(qū)動(dòng)橋殼體的設(shè)計(jì)，以完成驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)。并利用傳統(tǒng)的機(jī)械分析方法對(duì)驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行強(qiáng)度分析和計(jì)算REF_Ref4679\r\h[20]。驅(qū)動(dòng)車(chē)橋是汽車(chē)的重要組成部分，其可靠性將直接影響整車(chē)的使用壽命，目前國(guó)內(nèi)主要通過(guò)應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)車(chē)橋的整體性能進(jìn)行研究REF_Ref4708\r\h[21]。羊玢應(yīng)用ANYS去計(jì)算和研究了驅(qū)動(dòng)橋殼剛度和強(qiáng)度，并且進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。優(yōu)化后驅(qū)動(dòng)橋殼厚度減薄了1mm，使其質(zhì)量減小了4.2KgREF_Ref31773\r\h[22]。1.3論文的主要研究?jī)?nèi)容論文圍繞研究目的和研究意義展開(kāi)，結(jié)合微卡貨車(chē)自身特點(diǎn)，對(duì)后驅(qū)動(dòng)橋的零部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的研究，并閱讀相關(guān)文獻(xiàn)結(jié)合經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)典型工況下的驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行受力分析，得出受力的最大、最小值，并且以此作為應(yīng)力計(jì)算的依據(jù)來(lái)得出應(yīng)力值，再把這個(gè)應(yīng)力值與許用應(yīng)力相比較來(lái)進(jìn)行橋殼厚度的小改動(dòng)，最后得出一個(gè)與許用應(yīng)力相近的應(yīng)力值，然后這個(gè)應(yīng)力值結(jié)合材料S-N曲線(xiàn)進(jìn)行疲勞壽命的分析對(duì)比。對(duì)上述內(nèi)容展開(kāi)的研究：第一章，首先描述論文的研究目的及意義，并引用國(guó)內(nèi)外的研究形式來(lái)為自己的研究提供思路，最后是關(guān)于本文的行文主線(xiàn)和布局的闡述；第二章，首先閱讀文獻(xiàn)和資料確定好整車(chē)指標(biāo)，再以此來(lái)選擇動(dòng)力系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)，如發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱和驅(qū)動(dòng)橋速比等，為接下來(lái)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)做準(zhǔn)備；第三章，根據(jù)前面的參數(shù)來(lái)進(jìn)行主減速器、差速器和半軸等零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，具體是通過(guò)參數(shù)選擇、尺寸的確定和強(qiáng)度校核來(lái)進(jìn)行的，最后用CATIA軟件進(jìn)行建模，為接下來(lái)的輕量化設(shè)計(jì)做準(zhǔn)備。第四章，先根據(jù)驅(qū)動(dòng)橋殼在典型工況下受力情況進(jìn)行計(jì)算得出最大值，然后對(duì)半軸套筒進(jìn)行受力分析和應(yīng)力校核，接著進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，得出最大化的優(yōu)化結(jié)果；最后由國(guó)標(biāo)和得出的S-N曲線(xiàn)圖進(jìn)行分析，得出結(jié)論數(shù)據(jù)。2后驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)參數(shù)及計(jì)算2.1給定的設(shè)計(jì)參數(shù)要對(duì)驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，首先應(yīng)了解整車(chē)的參數(shù)指標(biāo)，由于選擇研究的對(duì)象是微卡，通過(guò)閱讀相關(guān)資料，羅列的數(shù)值如表2-1所示，通過(guò)所示的數(shù)據(jù)來(lái)對(duì)驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行研究。表2-1微型卡車(chē)的設(shè)計(jì)參數(shù)汽車(chē)最高時(shí)速(km/h)汽車(chē)滿(mǎn)載的質(zhì)量(ton)爬坡度max(100%)汽車(chē)的整備質(zhì)量（ton）1152.230%1.2通過(guò)對(duì)汽車(chē)整備質(zhì)量分析，驅(qū)動(dòng)橋的質(zhì)量是60kg。驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式有非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋、斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和多橋驅(qū)動(dòng)的布置等本文選擇是非斷開(kāi)式。如圖2-1所示就是關(guān)于驅(qū)動(dòng)橋裝配圖。圖2-1后驅(qū)動(dòng)橋裝配圖1—輪轂2—半軸3—?dú)んw4—差速器2.2汽車(chē)的參數(shù)確定及計(jì)算首先對(duì)汽車(chē)的相關(guān)參數(shù)進(jìn)行確定，這些參數(shù)的確定是為了接下來(lái)的計(jì)算做準(zhǔn)備的。（1）外廓的尺寸：通過(guò)閱讀文獻(xiàn)和相關(guān)資料，確定了本設(shè)計(jì)的尺寸是：5400×1950×2100mm。（2）車(chē)輛的乘客數(shù)q：本次設(shè)計(jì)選擇乘客數(shù)是3人。（3）滿(mǎn)載質(zhì)量ma：滿(mǎn)載質(zhì)量一般是包括乘客數(shù)、裝載質(zhì)量和整備質(zhì)量；當(dāng)然這個(gè)乘客數(shù)是取最大值，就是說(shuō)明已經(jīng)在汽車(chē)生產(chǎn)指標(biāo)中明確的最值。所以可以表示為：（2-1）式中：ma——滿(mǎn)載質(zhì)量，單位kg；me——裝載質(zhì)量，單位kg；m0——整備質(zhì)量，單位kg；q——乘客數(shù)；t是人的體重，這里假定為65kg。本設(shè)計(jì)中q=3,故把數(shù)據(jù)代入式（2-1）得出：ma=2395kg。（4）軸荷的分配：參考資料，滿(mǎn)載時(shí)前軸分配為百分之三十五，后軸分配為百分之六十五；空載時(shí)前后軸各一半。（5）軸距L和輪距B：關(guān)于軸距和輪距的相關(guān)參數(shù)整合為如表2-2所示。表2-2部分汽車(chē)的軸距和輪距車(chē)型汽車(chē)滿(mǎn)載質(zhì)量ma（ton）軸距L（mm）輪距B（mm）貨車(chē)≤2.02.0~6.06.0~14.01800~30002200~36003600~55001050~13501250~18501650~2100根據(jù)表2-2，軸距取2800mm上述提到總寬度是不得超出2500mm，那么輪距也不能太大。所以結(jié)合如表2-2所示的數(shù)據(jù)，取值為B1=B2=1500mm。（6）前懸LF和后懸LR在本次設(shè)計(jì)中決定選擇LF=750mm、LR=1300mm。（7）輪胎的選擇選擇輪胎的規(guī)格為6.50R14；滾動(dòng)半徑是0.3m。2.3汽車(chē)動(dòng)力確定及計(jì)算2.3.1汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)的指標(biāo)為了實(shí)現(xiàn)整車(chē)的設(shè)計(jì)指標(biāo)，查閱相關(guān)資料羅列出選擇好的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)如表2-3所示。表2-3發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)指標(biāo)名稱(chēng)最大扭矩（N·m）最大輸出功率（Kw）額定轉(zhuǎn)速（r/min）數(shù)值1829856002.3.2最高速度的校核對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇，是要通過(guò)比對(duì)校核是否能實(shí)現(xiàn)汽車(chē)的最高轉(zhuǎn)速，如果實(shí)現(xiàn)就在這個(gè)基礎(chǔ)上求出最高速度對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速并求出最后對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩。以下內(nèi)容的敘述就是關(guān)于這方面的詳細(xì)過(guò)程：第一步是通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出功率求其相對(duì)應(yīng)的最大速度：計(jì)算公式是REF_Ref2492\n\h[23]：（2-2）式中：P0——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出功率，單位Kw；ηi——發(fā)動(dòng)機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)總效率，ηi=0.9；g——重力加速度，單位m/s2；u——非滑動(dòng)的阻力系數(shù)，u=0.02；vmax——求解所需最大輸出功率下的速度，單位km/h；f——受到空氣阻礙的摩擦系數(shù)，f=0.9；A——迎風(fēng)面積，單位m2。其中關(guān)于A的確定也有一個(gè)計(jì)算公式，先解決好A值的確定，然后根據(jù)式子（2-2）就可以得出vmax。計(jì)算公式：（2-3）式中：B1——前輪的輪距，單位m；H——高度，單位m。把參數(shù)代入式（2-3）得出A=3.15m2.。接著把參數(shù)代入式（2-2）得出vmax=126km/h，說(shuō)明發(fā)動(dòng)機(jī)是可以滿(mǎn)足。那么第二步是用最高速度求發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速：（2-4）為了實(shí)現(xiàn)整車(chē)的設(shè)計(jì)指標(biāo)，查閱相關(guān)資料羅列出選擇好的變速箱速比和驅(qū)動(dòng)橋速比如表2-4所示。表2-4關(guān)鍵速比名稱(chēng)變速箱一檔ig驅(qū)動(dòng)橋主減速器i0驅(qū)動(dòng)橋差速器變速箱六檔ie速比4.15.1251.40.8把速度115km/h和滾動(dòng)半徑結(jié)合可以得出輪轂的轉(zhuǎn)速是1020r/min，又因?yàn)樽罡咚俣鹊膶?shí)現(xiàn)一般是在最高擋位下進(jìn)行的，所以把變速箱六檔和主減速器的速比代入到式子（2-4）得出發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速是4182r/min，圓整為4200r/min。第三步是求扭矩，由計(jì)算公式：（2-5）式中：T——發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出扭矩，單位N·m；α——扭矩適應(yīng)性系數(shù)，α=1.2；P——115km/h速度下的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率，單位Kw。把參數(shù)代入式（2-5）得到T=164N·m；所以可以滿(mǎn)足。2.3.3最大爬坡度的校核通過(guò)完成最大爬坡度的校核來(lái)完成速比的確定，思路過(guò)程是：從給定指標(biāo)中的爬坡度入手，由于爬坡度會(huì)有一個(gè)對(duì)應(yīng)的扭矩，而且最大爬坡度的實(shí)現(xiàn)一般都是在最低檔的前提下進(jìn)行的，因?yàn)榕榔碌膶?shí)現(xiàn)一般是通過(guò)犧牲轉(zhuǎn)速來(lái)增大扭矩，所以就從爬坡度求出扭矩，如果這個(gè)是小于發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩就可以說(shuō)明選擇的速比是符合標(biāo)準(zhǔn)的。首先根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)得出30％爬坡度的對(duì)應(yīng)的爬坡角是16.5°；然后再根據(jù)爬坡角的計(jì)算公式求出扭矩，其中涉及到多個(gè)公式，計(jì)算過(guò)程如下：（2-6）式中：β——爬坡角，單位°；Ft——驅(qū)動(dòng)力，單位N。（2-7）式中：Me——扭矩，單位N·m；ig——變速箱的一檔速比，ig=4.1；i0——驅(qū)動(dòng)橋主減速器速比，i0=5.125；nT——總傳動(dòng)效率，nT=0.88；r——滾動(dòng)半徑，r=0.3m。所以代入?yún)?shù)結(jié)合式（2-6）與（2-7）得出Me=108N·m。所以爬坡度30％對(duì)應(yīng)的扭矩是108N·m是小于發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩的，說(shuō)明發(fā)動(dòng)機(jī)在選擇的變速箱速比和驅(qū)動(dòng)橋速比的作用下是可以完成給定指標(biāo)要求的。2.4其他參數(shù)的確定關(guān)于驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì)還有一些相關(guān)參數(shù)需要確定，對(duì)于這些參數(shù)的確定就不再詳細(xì)闡述原理，只是簡(jiǎn)單進(jìn)行最終確定結(jié)果羅列，如表2-5所示。表2-5相關(guān)參數(shù)的數(shù)值名稱(chēng)后橋中心距（mm）數(shù)值9002.5本章小結(jié)本章通過(guò)閱讀文獻(xiàn)和相關(guān)參考資料完成了整車(chē)的設(shè)計(jì)指標(biāo)確定，并把相關(guān)的計(jì)算所需的參數(shù)進(jìn)行確定，然后對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇和變速箱、驅(qū)動(dòng)橋的速比進(jìn)行計(jì)算，確定了這些選擇是可以符合設(shè)計(jì)指標(biāo)要求的。

3后驅(qū)動(dòng)橋主要部件的設(shè)計(jì)及計(jì)算3.1主減速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算3.1.1主減速器的形式確定根據(jù)上述的研究選擇已經(jīng)完成了主減速器的主減速比的確定，值為5.125。本設(shè)計(jì)的主減速器形式選擇為單級(jí)主減速器。3.1.2主減速器齒輪載荷的確定先從發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動(dòng)比、驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩兩方面分別計(jì)算出從動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)矩，然后取其中的較小值進(jìn)行主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算。按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)矩Tce：（3-1）式中：Tce——從動(dòng)錐齒輪轉(zhuǎn)矩，單位N·m；Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；單位N·m；s——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，s=1；η——變速器傳動(dòng)效率，η=0.9；k——液力變矩器變矩系數(shù)，k=1；Kd——離合器產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，Kd=1。代入式（3-1），有：Tce=3441.85Nm按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)矩Tcs：（3-2）式中：Tcs——轉(zhuǎn)矩，單位N·m；G2——滿(mǎn)載下的最大載荷，0.65×2395×9.8N；m2——后軸負(fù)荷的轉(zhuǎn)移系數(shù)，m2=1.1；φ——輪胎與路面間的附著系數(shù)，φ=0.85；i2——主減速器的從動(dòng)齒輪到車(chē)輪這個(gè)傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)比，i2=1；η2——主減速器主動(dòng)齒輪到車(chē)輪這個(gè)傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)效率，η2=1。代入式（3-2），有：Tcs=4279.35Nm當(dāng)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力時(shí)，轉(zhuǎn)矩Tc應(yīng)取前面兩種的較小值，即Tc=min[Tcs,Tce]，故主減速器齒輪的載荷：Tc=3441.85N·m。主動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)矩為：(3-3)式中：Tz——主動(dòng)錐齒輪轉(zhuǎn)矩，單位N·m；ηG——主動(dòng)錐齒輪與從動(dòng)錐齒輪之間的傳動(dòng)效率，ηG=95%。計(jì)算得：Tz=706.9N·m3.1.3錐齒輪主要參數(shù)的選擇（1）主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2：取Z1=8；Z2=41（2）從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms：D2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即：(3-4)式中：D2——從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑，單位mm；KD2——直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3，取15；Tc——從動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)矩，單位N·m。故計(jì)算可得：D2=226.48mmms由下式可計(jì)算：（3-5）代入可得ms=5.52；同時(shí)ms還應(yīng)滿(mǎn)足ms=Km3Tc，式中Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4。經(jīng)計(jì)算得，ms=0.3~0.433441.85=4.53~6.04（3）主、從動(dòng)錐齒輪出面寬b1和b2：對(duì)于從動(dòng)錐齒輪齒面寬，推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，并且一般推薦b2=0.155D2。故齒面寬選擇為b2=0.155×205=31.775mm(4)中點(diǎn)螺旋角β：本設(shè)計(jì)選擇β=35°。（5）螺旋方向：在本設(shè)計(jì)中選取主動(dòng)齒輪為右旋，從動(dòng)齒輪為左旋方向。(6)法向壓力角α：本設(shè)計(jì)中選取法向壓力角α=20°。3.1.4主減速器錐齒輪的材料本設(shè)計(jì)采用20CrMnTi，相關(guān)力學(xué)性能如表3-1所示。表3-120CrMnTi的材料力學(xué)性能名稱(chēng)安全系數(shù)許用應(yīng)力（Mpa）屈服極限（Mpa）強(qiáng)度極限（Mpa）20CrMnTi1.3642.3183510803.1.5主減速器錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算（1）齒全高與齒工作高：齒全高：（3-6）齒工作高：（3-7）通過(guò)查閱資料羅列出關(guān)于圓弧齒螺旋齒輪的部分參數(shù)如表3-2所示。表3-2圓弧齒螺旋齒輪的H1、H2、Ka主動(dòng)齒輪齒數(shù)789從動(dòng)齒輪最小齒數(shù)Z2min333231法向壓角力α20°螺旋角β35°~40°齒工作高系數(shù)H11.5601.611.65齒全高系數(shù)H21.7331.7881.832大齒輪齒高系數(shù)Ka0.270.3250.380根據(jù)表3-2選齒工作高系數(shù)H1=1.61，齒全高系數(shù)H2=1.788。故代入公式（3-6）、（3-7）可計(jì)算得齒工作高：hg=H1ms=1.61×5=8.05mm；齒全高：h=H2ms=1.788×5=8.94mm。（2）螺旋錐齒輪節(jié)錐角：（3-8）（3-9）（3）螺旋錐齒輪節(jié)錐距：（3-10）（4）螺旋錐齒輪的周節(jié)：（3-11）（5）齒頂高：（3-12）（3-13）（6）齒根高：（3-14）（7）徑向間隙：（3-15）c=8.94-8.05=0.79mm（8）齒根角：（3-16）（9）面錐角：（3-17）（10）外圓直徑：（3-18）（11）節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離：（3-19）（12）理論弧齒厚：（3-20）查閱資料羅列出有關(guān)圓弧螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚的相關(guān)參數(shù)如表3-3所示。根據(jù)表3-3選擇Sk=0.837故有S2=0.837×5=4.185，S1=15.71－4.185=11.525。表3-3圓弧螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚SkZ2Z1789300.9570.9570.997400.8180.8370.860500.7570.7770.828600.7290.7770.828（13）齒側(cè)間隙：通過(guò)查閱資料羅列出格里森制的部分參數(shù)如表3-4所示。根據(jù)表3-4選取齒側(cè)間隙B(mm)為B=0.350mm。表3-4“格里森制”圓錐齒輪推薦采用的齒側(cè)間隙B端面模數(shù)m（mm）齒側(cè)間隙B（mm）低精度高精度（AGMA4~6級(jí)）（AGMA7~13級(jí)）4.23~5.080.152~0.3300.127~0.1785.08~6.350.203~0.4060.152~0.2033.1.6主減速器圓弧齒輪螺旋齒輪的強(qiáng)度計(jì)算（1）單位齒長(zhǎng)的圓周力：主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即（3-21）式中：p——輪齒上單位齒長(zhǎng)的圓周力，單位N/mm；F——作用在輪齒上的圓周力，單位N；b2——從動(dòng)齒輪的齒面寬，單位mm。按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：（3-22）式中：ir——變速器傳動(dòng)比，常取一檔及直接檔進(jìn)行計(jì)算；D1——主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑（mm）。取一檔時(shí)：ir=4.1P取直接檔時(shí)：ir=1P按驅(qū)動(dòng)輪打滑的轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：（3-23）式中：m3——汽車(chē)最大加速度時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，m3=1.1。代入公式（3-22）、（3-23）計(jì)算可得：GP許用的單位齒長(zhǎng)的圓周力[p]如表3-5所示。表3-5許用的單位齒長(zhǎng)上的圓周力汽車(chē)類(lèi)別參數(shù)PP輪胎與地面的附著系數(shù)φ一檔直接檔載貨汽車(chē)142925014290.85（2）輪齒彎曲強(qiáng)度：錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為：（3-24）式中：σw——錐齒輪齒輪的齒根彎曲應(yīng)力，單位Mpa；Tc——所計(jì)算齒輪的轉(zhuǎn)矩，單位N·m，對(duì)于從動(dòng)齒輪：Tc=min[Tce,Tcs],對(duì)于主動(dòng)齒輪，Tz還要按式(3-3)換算；K0——過(guò)載系數(shù)，K0=1；Ks——尺寸系數(shù)，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)ms≤1.6mm，Ks=（ms/25.4）0.25，當(dāng)msKm——齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：Km=1.0~1.1，懸臂式結(jié)構(gòu)：Km=1.00~1.25，本設(shè)計(jì)中Km=1；Kv——質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，Kv=1.0；b——齒輪的齒面寬，單位mm；D——齒輪的大端分度圓直徑，單位mm；Jw——齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，如圖3-1所示可以得Jw=0.238。圖3-1用于壓力角20°、螺旋角35°、軸交角為90°的汽車(chē)螺旋齒輪彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)Jw對(duì)于從動(dòng)錐齒輪：對(duì)于主動(dòng)錐齒輪：上述按min[Tce,Tcs]計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力不超過(guò)642.31Mpa，因此本設(shè)計(jì)中的錐齒輪是可以達(dá)到彎曲強(qiáng)度要求的。3.2差速器的設(shè)計(jì)及計(jì)算3.2.1差速器齒輪主要參數(shù)選擇（1）行星齒輪數(shù)n：在本設(shè)計(jì)中選擇為4個(gè)行星齒輪。（2）行星齒輪球面半徑Rb：行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力?？筛鶕?jù)經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)確定：（3-25）式中：Kb——行星齒輪球面半徑系數(shù)，取Kb=2.26；Td——差速器轉(zhuǎn)矩（N·m），Td=min[Tcs,Tce]；Rb——球面半徑（mm）。故可計(jì)算得：行星齒輪節(jié)錐距為：（3-26）取之為33.5mm（3）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)Z1和Z2：本設(shè)計(jì)選擇的半軸齒輪齒數(shù)Z2=25，行星齒輪的齒數(shù)Z1=14。（4）行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1與γ2及模數(shù)m：行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角分別為：（3-27）（3-28）錐齒輪大端的端面模數(shù)m為：（3-29）故計(jì)算得：m根據(jù)計(jì)算結(jié)果取整得：m=3。由D=mz可計(jì)算得節(jié)圓直徑：D1=3×14=42mm；D2=3×25=75mm。（5）壓力角α：本設(shè)計(jì)中采用α=22°30的壓力角。（6）行星齒輪軸直徑d及支承長(zhǎng)度L：行星齒輪軸直徑d(mm)為；（3-30）式中：T0——差速器殼傳遞的轉(zhuǎn)矩；n——行星齒輪數(shù)；rd——行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，單位mm；[σc]——支承面允許擠壓應(yīng)力，取98Mpa。通過(guò)代入?yún)?shù)進(jìn)行計(jì)算可得出以下這些計(jì)算過(guò)程：行星齒輪在軸上的支承長(zhǎng)度L為：L=1.1d故計(jì)算得：L=1.1×17.19=18.91mm。3.2.2差速器齒輪的材料目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。本設(shè)計(jì)選擇20CrMnTi。3.2.3差速器齒輪幾何尺寸計(jì)算（1）直齒錐齒輪的齒面寬：（3-31）取齒面寬系數(shù)為0.27，得b=0.27×33.5mm=9.05mm（2）齒工作高：（3-32）計(jì)算，由m=3得：hg=1.6×3=4.8mm（3）齒全高：（3-33）代入計(jì)算得：h=1.788×3+0.051=5.415mm（4）直齒圓錐齒輪周節(jié)：（3-34）代入計(jì)算得：t=3.1416×3=9.4248mm（5）齒頂高：（3-35）結(jié)合上述已計(jì)算參數(shù)可得出：?（6）齒根高：（3-36）代入?yún)?shù)計(jì)算可得：（7）徑向間隙：（3-37）代入計(jì)算可得：c=0.188×3+0.051=0.615mm（8）齒根角：（3-38）代入?yún)?shù)計(jì)算可得：（9）直齒圓錐齒輪面錐角：（3-39）代入計(jì)算得：（10）直齒錐齒輪根錐角：（3-40）代入計(jì)算得：（11）直齒錐齒輪外圓直徑：（3-41）（12）直齒錐齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離：（3-42）可得：（13）直齒錐齒輪理論弧齒厚：（3-43）τ根據(jù)如圖3-2所示的參數(shù)進(jìn)行選取：圖3-2汽車(chē)差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒厚系數(shù)）τ由Z1/Z2=14/25=0.56根據(jù)上圖取τ=-0.050根據(jù)式（3-44），得：（14）直齒錐齒輪齒側(cè)間隙：本設(shè)計(jì)選擇的間隙為B=0.150mm。（15）差速器錐齒輪弦齒厚:（3-44）代入計(jì)算得：Sx1=5.1948?3.2.4差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算差速器齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算如下：（3-45）式中：σw——輪齒彎曲應(yīng)力，單位Mpa；Jn——綜合系數(shù)，其值可由如圖3-3所示的內(nèi)容選取；b2——半軸齒輪齒寬，單位mm；d2——半軸齒輪大端分度圓直徑，單位mm；T——半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩（Nm），T=0.32T0；ks、km、kv按照主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)轉(zhuǎn)矩選取。圖3-3壓力角為22.5°汽車(chē)差速器用直齒錐齒輪的彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)根據(jù)如圖3-3所示的數(shù)據(jù)選取Jn=0.226；Tc=0.28×3441.85=963.718N·m；Ks=0.586；Kv=1.0；Km=1.0；m=3；b2=9.05mm；d2=75mm；故計(jì)算可得：當(dāng)T0=min[Tce，Tcs]時(shí)，差速器齒輪的彎曲強(qiáng)度不超過(guò)642.31Mpa，說(shuō)明材料可以滿(mǎn)足。3.3半軸的設(shè)計(jì)3.3.1半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料本設(shè)計(jì)中的半軸齒數(shù)為25齒。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。本設(shè)計(jì)是40Cr。3.3.2半軸基本參數(shù)計(jì)算及校核（1）半軸的桿部直徑可按下式進(jìn)行選取（3-46）式中：d——半軸桿部直徑，單位mm；Mφ——半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩，單位N·m；K——直徑系數(shù)，取為0.205~0.218.（3-47）代入相關(guān)數(shù)據(jù)，可計(jì)算得Mφ=2139675N·mm。故：d=（0.205~0.228）32139675（2）強(qiáng)度校核由半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力決定：計(jì)算公式：（3-48）故計(jì)算得：本設(shè)計(jì)采用40Cr作為半軸的材料，其扭轉(zhuǎn)屈服極限達(dá)到785MPa。取安全系數(shù)為1.3時(shí)，半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力為603.85MPa；所以是滿(mǎn)足要求的。3.4驅(qū)動(dòng)橋模型構(gòu)建為了更真實(shí)準(zhǔn)確分析模型，根據(jù)在工況的受力狀態(tài)、應(yīng)力參數(shù)和選擇好的結(jié)構(gòu)形式來(lái)對(duì)模型的結(jié)構(gòu)和尺寸進(jìn)行了確定。然后通過(guò)CATIA軟件做出了驅(qū)動(dòng)橋總成三維模型圖，如圖3-4所示。圖3-4驅(qū)動(dòng)橋模型關(guān)于模型的工作過(guò)程是發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速通過(guò)萬(wàn)向軸4傳遞給主減速器5，經(jīng)過(guò)驅(qū)動(dòng)橋的速比調(diào)整后再由半軸2傳遞給輪轂1，從而驅(qū)動(dòng)汽車(chē)行駛。3是驅(qū)動(dòng)橋的中部橋殼。為了體現(xiàn)速比的設(shè)計(jì)，主減速器的主齒輪齒數(shù)是41，副齒輪齒數(shù)是8，從而達(dá)到速比是5.125的要求；差速器的主齒輪齒數(shù)是14，副齒輪齒數(shù)是10，從而達(dá)到速比是1.4的要求。分別如圖3-5所示，如圖3-6所示。圖3-5主減速器的速比示意圖圖3-6差速器的部分示意圖3.5本章小結(jié)首先通過(guò)幾何參數(shù)、動(dòng)力參數(shù)和經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行主減速器、差速器和半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算，然后完成建模，為接下來(lái)的橋殼中的半軸套筒的厚度優(yōu)化進(jìn)行準(zhǔn)備工作。

4后驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì)這個(gè)章節(jié)是由上文確定好參數(shù)為基礎(chǔ)來(lái)對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼在四個(gè)典型工況下進(jìn)行受力分析，并且再由受力分析的計(jì)算結(jié)果進(jìn)一步引出關(guān)于應(yīng)力方面的計(jì)算。4.1關(guān)于工況下的受力分析可以通過(guò)接下來(lái)的各種情況下的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算得出一些關(guān)于驗(yàn)證驅(qū)動(dòng)橋橋殼是否滿(mǎn)足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)強(qiáng)度要求的參數(shù)。4.1.1最大垂直力當(dāng)車(chē)輛在這個(gè)工況下經(jīng)過(guò)一些不是很平穩(wěn)的路面時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋殼會(huì)受到來(lái)自地面的力，這個(gè)力是沖擊載荷，由于它的出現(xiàn)，橋殼會(huì)受到最大垂直力的作用。如果對(duì)這種情況分析，為了方便計(jì)算，可以通過(guò)忽略驅(qū)動(dòng)力和作用力矩等其他力和力矩對(duì)橋殼的影響，進(jìn)而把橋殼簡(jiǎn)化為支撐梁。根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)和資料，得出計(jì)算公式是：（4-1）式中:Fb——彈簧座受到的最大垂直力，單位N；δ——?jiǎng)討B(tài)載荷系數(shù)，被測(cè)車(chē)輛是裝載貨物的車(chē)輛時(shí)要取2.5REF_Ref2921\r\h[24]。將相關(guān)數(shù)據(jù)代入到式（4-1）后可得最大垂直力是19070.1875N。4.1.2最大驅(qū)動(dòng)力當(dāng)汽車(chē)是在最大驅(qū)動(dòng)力的作用下行駛時(shí)，此時(shí)為了計(jì)算是可以把驅(qū)動(dòng)橋的受力情況進(jìn)行簡(jiǎn)化處理：一是可以忽略側(cè)向力作用，二是只關(guān)注垂直力和驅(qū)動(dòng)力的作用。在這種工況情形下，每側(cè)彈簧座所要受到的垂直力應(yīng)該是：（4-2）式中：FT——驅(qū)動(dòng)橋單側(cè)所受到的垂直力，單位N；n——載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取值為1.2的。將已知參數(shù)代入式子（4-2）后可得FT=9153.69N。最大驅(qū)動(dòng)力的計(jì)算公式是：（4-3）式中：F1——路面對(duì)驅(qū)動(dòng)橋的最大驅(qū)動(dòng)力，單位N；Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，單位N·m；i0——驅(qū)動(dòng)橋的速比，（1.4×5.125=7.175）。將已知參數(shù)代入式子（4-3）后可得F1=1915.2N。4.1.3最大制動(dòng)力面對(duì)這種情況，驅(qū)動(dòng)橋的單側(cè)彈簧座會(huì)受到垂直力，并且這個(gè)力應(yīng)為：（4-4）面對(duì)這種情況，驅(qū)動(dòng)橋受到的最大制動(dòng)力應(yīng)該是：（4-5）在最大制動(dòng)力下，驅(qū)動(dòng)橋還會(huì)受到一個(gè)慣性轉(zhuǎn)矩，這個(gè)轉(zhuǎn)矩的計(jì)算如下： （4-6）式中：n——驅(qū)動(dòng)橋的載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，在當(dāng)前工況下的取值是0.7。將已知計(jì)算參數(shù)代入分別代入式（4-4）（4-5）（4-6）中，可得：FT=5339.65N，F(xiàn)A=4271.72N，MZ=1281.5N·m。4.1.4最大側(cè)向力汽車(chē)的轉(zhuǎn)彎分兩種情況，一是正常，二是極限；現(xiàn)在關(guān)于這種工況是極限的情況，此時(shí)假設(shè)有一個(gè)圓，那么汽車(chē)就是邊上的某點(diǎn)，會(huì)從汽車(chē)指向圓心產(chǎn)生一個(gè)向心力，而其中產(chǎn)生較大的側(cè)向力就是提供向心力的一部分，如果側(cè)向力大于路面所給的摩擦帶來(lái)側(cè)向附著力時(shí)，就說(shuō)明不足以提供向心力，這將會(huì)引起側(cè)向滑動(dòng)。側(cè)向滑動(dòng)的受力情況是有側(cè)滑現(xiàn)象的一端，垂直方向和側(cè)向的力是會(huì)變成最大值，但沒(méi)有發(fā)生側(cè)滑的一邊就是一種零作用力的狀態(tài)REF_Ref3009\r\h[25]。關(guān)于最大側(cè)向力下，車(chē)橋發(fā)生側(cè)滑現(xiàn)象的一端產(chǎn)生的垂直力應(yīng)該是：（4-7）關(guān)于最大側(cè)向力下，驅(qū)動(dòng)橋受到的最大側(cè)向力為：（4-8）式中：φ'--側(cè)滑附著系數(shù)，取0.8。將已知參數(shù)分別代入式（4-7）（4-8）中可得：FT=15256.15N、FC=12204.92N。如表4-1所示就是關(guān)于典型工況的計(jì)算結(jié)果。表4-1典型工況下橋殼受力分析結(jié)果典型工況受力（N）最大垂直力19070.2最大驅(qū)動(dòng)力1915.2最大制動(dòng)力4271.72最大側(cè)向力12204.924.2驅(qū)動(dòng)橋殼應(yīng)力校核關(guān)于半軸套筒的設(shè)計(jì)參數(shù)是D=65mm，d=55mm；然后通過(guò)對(duì)半軸套筒的受力分析結(jié)合彎矩圖進(jìn)行應(yīng)力校核。思路過(guò)程是先通過(guò)屈服極限和查資料得出的許用安全系數(shù)1.3算出一個(gè)許用應(yīng)力值，然后把這個(gè)應(yīng)力值和上述工況計(jì)算出的最大驅(qū)動(dòng)力載荷代入公式中得出一個(gè)抗彎截面系數(shù)，最后抗彎截面系數(shù)和已確定好的兩個(gè)內(nèi)外徑設(shè)計(jì)參數(shù)相聯(lián)系起來(lái)并把其中一個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)代入公式，就得出另一個(gè)值，而這個(gè)值再與余下未選的值相比較，根據(jù)比較結(jié)果就可以得出設(shè)計(jì)參數(shù)是否能滿(mǎn)足標(biāo)準(zhǔn)。關(guān)于應(yīng)力的研究是以驅(qū)動(dòng)橋殼的受力分布及彎矩圖為主體。因此把驅(qū)動(dòng)橋上的載荷對(duì)橋殼產(chǎn)生的影響描述到在橋殼分析圖上。關(guān)于驅(qū)動(dòng)橋殼的組成是分為主體部分和其余部分，其中主體部分為法蘭盤(pán)、半軸套管和中部的橋殼，其余部分由橋包、板簧、加強(qiáng)板、法蘭環(huán)和固定支架等組成REF_Ref19717\r\h[26]。下面先列出驅(qū)動(dòng)橋殼所選擇的材料的參數(shù)如表4-2所示，為后續(xù)的應(yīng)力計(jì)算提供依據(jù)。表4-2后橋殼材料參數(shù)名稱(chēng)彈性模量（Gpa）泊松比密度（g/cm3）屈服極限（Mpa）強(qiáng)度極限（Mpa）45號(hào)鋼2060.277.85355600輪距Lb=1500mm，中心距Ls=900mm，如圖所示的受力點(diǎn)就是半軸套筒的位置，根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)，其內(nèi)徑是55mm，而外徑是65mm。根據(jù)上述的工況計(jì)算可以知道最大的載荷是19070N,最小載荷是1915.2N。圖3-1在滿(mǎn)載載荷作用下的橋殼圖下面是關(guān)于受力點(diǎn)處的計(jì)算過(guò)程：第一步先通過(guò)計(jì)算得出最大扭矩和許用應(yīng)力：（4-9）式中：Fc——驅(qū)動(dòng)橋殼受到的載荷，單位N；Fw——車(chē)輛的輪子和制動(dòng)器等部件的重量，因?yàn)檫h(yuǎn)小于汽車(chē)載重，因此忽略不計(jì)。根據(jù)上述的參數(shù)代入式（4-9）可以得出Fsmax=19070N；Fsmin=1915.2N。（4-10）式中：Lb——輪距，單位m；Fs——半軸套筒受力點(diǎn)處的載荷，單位N；Ls——中心距，單位m。把參數(shù)代入式（4-10）得出Mmax=2860.5N·m；Mmin=287.28N·m。半軸套筒的選擇材料是45號(hào)鋼，關(guān)于應(yīng)力校核需要用到許用應(yīng)力，通過(guò)查找相關(guān)資料得出安全系數(shù)是1.3，通過(guò)以下計(jì)算公式：（4-11）式中：σs——屈服極限，單位Mpa；ns——是安全系數(shù)，ns=1.3。把參數(shù)代入式（4-11）得出許用應(yīng)力[σ]=273Mpa。第二步是把上述提到的計(jì)算結(jié)果代入公式得出一個(gè)抗彎截面系數(shù)：（4-12）式中：Mmax——最大扭矩，單位N·m；σmax——最大應(yīng)力值，這里選擇代入許用應(yīng)力，單位Mpa。所以代入公式（4-12）得出Wz=1.048×10-5。第三步是因?yàn)橐阎O(shè)計(jì)參數(shù)是內(nèi)徑為55mm，外徑為65mm；所以先把外徑和上述已求出的抗彎截面系數(shù)代入計(jì)算：（4-13）（4-14）把參數(shù)代入式（4-13）（4-14）得出d=57.5mm，這個(gè)值大于55mm，說(shuō)明這個(gè)許用應(yīng)力下的所需抗彎截面系數(shù)是一個(gè)比設(shè)計(jì)參數(shù)所得出的抗彎截面系數(shù)更小，則可以體現(xiàn)對(duì)半軸套筒的設(shè)計(jì)厚度是符合要求的。第四步應(yīng)用設(shè)計(jì)參數(shù)代入上述公式得出一個(gè)最大應(yīng)力值和最小應(yīng)力值，為接下來(lái)的計(jì)算做準(zhǔn)備：一：已知Mmax=2860.5N·m，Mmin=287.28N·m，D=65mm，d=55mm；二：代入式（4-13）、（4-14）得出：Wz=1.314×10-5；代入式（4-12）得出σ1max=217.7Mpa；三：關(guān)于最小應(yīng)力值的計(jì)算如下：（4-15）把參數(shù)代入到式（4-15）得出σ1min=21.86Mpa。結(jié)合上述計(jì)算，則受力點(diǎn)位置處平均應(yīng)力的計(jì)算如下REF_Ref4930\r\h[27]：計(jì)算公式：（4-16）應(yīng)力變化中的應(yīng)力幅計(jì)算如下：計(jì)算公式：（4-17）將已知參數(shù)代入式（4-16）（4-17）中可得:σm=119.78Mpa，σa=97.92Mpa。為了接下來(lái)的疲勞壽命分析要對(duì)Goodman方程中的各項(xiàng)數(shù)據(jù)先進(jìn)行計(jì)算，所以由以下公式可得出σ(a（R-1）)。計(jì)算公式： （4-18）式中：σe——零均值應(yīng)力幅，單位Mpa；σu——強(qiáng)度極限，單位Mpa。將已知參數(shù)代入式中可得出σe=122.34Mpa。先通過(guò)許用應(yīng)力與零均值應(yīng)力幅的對(duì)比，就可以知道在半軸套筒受力點(diǎn)處的承受應(yīng)力是有相對(duì)比較大的余量的，將會(huì)為接下來(lái)的橋殼厚度變化提供的方向性指標(biāo)。4.3半軸套筒輕量化設(shè)計(jì)為了盡量降低半軸套筒的重量和半軸套筒外側(cè)的整體表面積是不變的，并且這些改動(dòng)都是要確保不影響強(qiáng)度和剛度等性能要求REF_Ref3198\r\h[28]。因此外徑就不能發(fā)生變化，只能通過(guò)修改內(nèi)徑來(lái)進(jìn)行小改動(dòng)的優(yōu)化，于是在改進(jìn)過(guò)程中厚度是逐漸減小的，并且通過(guò)計(jì)算和比較。具體就是通過(guò)改變抗彎截面系數(shù)來(lái)計(jì)算出其相應(yīng)的應(yīng)力，并與許用值進(jìn)行對(duì)比判斷是否符合要求REF_Ref3290\r\h[29]。通過(guò)閱讀相關(guān)文獻(xiàn)、了解經(jīng)驗(yàn)公式和結(jié)合相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)得出：如表4-3所示的參數(shù)。表4-3改進(jìn)橋殼厚度的結(jié)果半軸套筒厚度（mm）最大應(yīng)力（Mpa）5217.74.5236.44259.573.8270.6由表4-3可知，在厚度為3.8mm時(shí)，橋殼的計(jì)算結(jié)果與許用應(yīng)力值相近，所以選擇3.8mm為半軸套筒的內(nèi)徑優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)值。厚度為3.8mm時(shí)，半軸套筒受力處的外徑為65mm，內(nèi)徑為57.4mm，此時(shí)的最大應(yīng)力達(dá)到了270.6Mpa同時(shí)也小于許用應(yīng)力273Mpa，是滿(mǎn)足要求的REF_Ref19887\r\h[30REF_Ref19887\n\h-31]，那么驅(qū)動(dòng)橋的重量就會(huì)有所降低，符合設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)；通過(guò)計(jì)算厚度從原來(lái)的5mm優(yōu)化為3.8mm，對(duì)于半軸套筒的質(zhì)量從原來(lái)的15kg變?yōu)?2.5kg。那么對(duì)驅(qū)動(dòng)橋而言，從原來(lái)的60kg下降為55kg，質(zhì)量下降了8.3％。所以該方案是具有一定的參考價(jià)值。4.4半軸套筒疲勞分析首先通過(guò)查找資料得出國(guó)標(biāo)下的一個(gè)要求值，同時(shí)對(duì)材料S-N曲線(xiàn)進(jìn)行獲取和修正；然后把S-N曲線(xiàn)的圖形畫(huà)出，最后通過(guò)應(yīng)力作為依據(jù)進(jìn)行讀圖得出一個(gè)對(duì)應(yīng)值；最后這個(gè)對(duì)應(yīng)值與相應(yīng)條件下的國(guó)標(biāo)要求相對(duì)比，如果滿(mǎn)足這個(gè)要求說(shuō)明這個(gè)壽命是符合的。上述提到橋殼材料是選擇為45號(hào)鋼，依據(jù)資料可以查到設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)的合格壽命下的循環(huán)次數(shù)是N>5×105。根據(jù)相關(guān)資料和具體情況進(jìn)行修正可以得出如圖4-2所示對(duì)應(yīng)的S-N曲線(xiàn)圖。圖4-2S-N修正曲線(xiàn)所以根據(jù)應(yīng)力計(jì)算中的得出的應(yīng)力數(shù)據(jù)是270.6Mpa，通過(guò)對(duì)S-N曲線(xiàn)的理解，找到對(duì)應(yīng)點(diǎn)的次數(shù)N=60.3萬(wàn)次，大于設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)的5×105次，是滿(mǎn)足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求的。4.5本章小結(jié)本章首先根據(jù)驅(qū)動(dòng)橋指標(biāo)，在典型工況下進(jìn)行參數(shù)計(jì)算，然后進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算；再根據(jù)計(jì)算的結(jié)果對(duì)橋殼厚度進(jìn)行修改優(yōu)化，接著得出的橋殼厚度是有一個(gè)對(duì)應(yīng)的最大應(yīng)力值，通過(guò)國(guó)標(biāo)下的標(biāo)準(zhǔn)和材料S-N曲線(xiàn)可以知道疲勞分析的結(jié)果是符合要求的。說(shuō)明驅(qū)動(dòng)橋這一改進(jìn)是有效果的。

總結(jié)本文首先按照給定的設(shè)計(jì)要求，選擇好其他設(shè)計(jì)參數(shù)，再通過(guò)典型工況下的計(jì)算來(lái)進(jìn)一步了解驅(qū)動(dòng)橋的特性，然后結(jié)合計(jì)算結(jié)果進(jìn)行應(yīng)力校核，接著進(jìn)行建模，在模型的基礎(chǔ)上對(duì)易斷裂處進(jìn)行厚度改變，達(dá)到一個(gè)減重的效果，最后通過(guò)疲勞壽命分析說(shuō)明這一改變是符合標(biāo)準(zhǔn)的。這一過(guò)程得出以下結(jié)論：（1）先通過(guò)給定參數(shù)完成