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機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: ZQ1080型商用車驅動橋、后懸架設計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
20xx年 5 月 25 日
目錄
1 緒論 1
2 驅動橋總體方案的布置 2
2.1 驅動橋的設計要求 2
2.2 驅動橋的結構方案 2
3 驅動橋各組成的設計 3
3.1 主減速器的設計 3
3.2 差速器的設計 11
3.3 半軸的設計 13
3.4 驅動橋殼的設計 15
4 后懸架設計 16
4.1 后懸架結構形式的選擇 16
4.2 后懸架主要參數(shù)的確定 17
4.3彈性元件的計算 18
設計總結 24
參 考 文 獻 25
致謝 26
1 緒論
本次課題主要針對ZQ1080型商用車驅動橋、后懸架來進行設計，而本說明書則是對驅動橋、后懸架以及其主要零部件的結構和設計計算作具體介紹。
汽車驅動橋是一種通過主減速器、差速器、半軸等把發(fā)動機傳遞過來的轉矩傳到驅動車輪的中間裝置，它位于傳動系末端，有減速增扭的作用，對于發(fā)動機縱置的汽車而言，它還可以通過主減速器圓錐齒輪副來改變力矩的傳遞方向；通過差速器實現(xiàn)兩側車輪的差速作用，保證內外側車輪以不同的轉速轉向；通過橋殼和車輪實現(xiàn)承載及傳力作用。其次，路面和車架之間的作用力及其力矩作用于驅動橋上，主減速器是驅動橋的組成之一，它主要起減速增扭作用；差速器為其主要組成之一，它主要向兩軸分配不同扭矩，確保兩輸出軸能夠以不一樣的角速度轉動；另外，半軸、橋殼也是其不可分割的一部分，分別有傳遞轉矩和支撐的作用。
對于8.0T級后驅動橋的商用汽車來說，需要傳遞的轉矩比乘用車和客車，以及輕型商用車都要大很多，從而能夠用較低的成本運輸較多的貨物，因此選用功率較大的發(fā)動機，這就需要對傳動系統(tǒng)有很高的要求，而驅動橋在傳動系統(tǒng)中有著很大的作用，設計新型驅動橋對于現(xiàn)在的汽車來說顯得越來越重要，而且其影響因素也在改變。，燃油經濟性問題越來越突出，許多公司都在致力于更加節(jié)油的汽車的研發(fā)上，對于乘用車和貨車來說，這次變革均是一個提升自身競爭力的機遇；的重，承受著各種各樣的作用力；除了驅動橋自身所具有的一些作用外，它對汽車其他方面也起著不可或缺的作用或者影響，比如對汽車一些性能（可靠性、耐用性、平順性、靈活性、經濟性等等）的影響，因此，它的設計參數(shù)及結構也是決定汽車這些重要性能好壞的重要因素之一，所以驅動橋對汽車來說是其重要部分之一，也是改善汽車性能的有效措施之一?？傊环N設計新型的驅動橋的趨勢油然而生,并且,學習這個設計過程不僅是對我們以前所學知識的檢驗與鞏固,更是對我們設計能力的加強。
懸 架 是 現(xiàn) 代 汽 車 的 重 要 組 成 之 一 ，它 把 車 架 和車橋（或車輪）彈性的連接起來。其 功 用 是 ： 把 路 面 作 用 于 車 輪 上 的 垂 直 反 力 、 縱 向 力 和 及 其 力 矩 都 要 傳 遞 到車 架 （或承 載 式 車 身 ） 上 ， 緩 和 路 面 車 架 （ 或 車 載 式 車 身 ） 側 向 反 力 的 沖 擊 載 荷 ， 衰 減由此引 起 的 振 動 ； 保 證 車 輪 在 不 平 路 面 和 載 荷 變 化 時 有 理 想 的運 動 特 性 ，保證汽車的操縱 穩(wěn) 定 性 ， 保 證 汽 車 的 行 駛 平 順 性 ， 使 汽 車 具 有 高 速 行 駛 的 能 力 。 因 此 對 懸 架 進行設計 和 強 度 計 算 是 提 高 商 用 車 性 能 的 重 要 途 徑 之 一 。
本課題所設計的商用車最高車速為V=90km/h,發(fā)動機最大功率為（2800r/min）91kW，最大扭矩為（1300～1500r/min）345 n.m。本課題的設計思路可分為如下幾方面：第一，選取初始方案，ZQ1080型商務車屬于中型貨車，采用后輪驅動，因此設計的驅動橋及后懸架的結構類型需符合中型貨車的結構要求；第二，選用各部件的結構類型；第三，選取各部件的詳細參數(shù)，設計其主要尺寸。本次設計的ZQ1080型商務車使用條件一般，車速不高，要求有較為一般的行駛平順性和舒適性，是實用性高且物美價廉的車型。基于這幾方面的需求，下面即為設計過程。
2 驅動橋總體方案的布置
2.1 驅動橋的設計要求
具 有 完 整 橋 殼 的 非 斷 開 式 驅 動 橋 的 橋 殼 是 一 根 支 承 在 左 右 驅 動 車 輪 上 的 剛 性 空心梁 ， 主 減 速 器 、 差 速 器 和 半 軸 等 所 有 傳 動 件 都 裝 在 其 中 。 而 驅 動 橋 位 于 傳 動 系 的 終 端 ， 其 主 要 功 能 是 減 速 增 扭 ， 并 把 動 力 恰 當 地 分 配 給 左 、 右 驅 動 輪 ，此 外 還 承 擔 作 用 在 路 面 和 車 架 之 間 的 垂 直 力 及 橫 向 力 。 主 減 速 器 、 差 速 器 、 車 輪 傳 動 裝 置 和 驅 動 橋 殼 等 共 同 構 成 了 驅 動 橋 。
設計驅動橋時應該滿足以下的幾點基本要求：
（1）具有合適的主傳動比，以確保汽車有最好的動力和經濟性能；
（2）內部齒輪工作穩(wěn)定，噪聲和振動小；
（3）齒輪傳動裝置的傳動效率高；
（4）擁有合適的最小離地間隙，增加通過性；
（5）和懸架導向機構不會產生運動干涉;
（6）剛度和強度適當，來承擔和傳遞作用在路面和車架之間的各種力及力矩；
（7）質量小，平順性高。
（8）調整、拆裝便潔，成本低廉。
2.2 驅動橋的結構方案
驅動橋有斷開式和非斷開式兩種。驅動輪使用獨立懸架時，應使用斷開式驅動橋；驅動輪使用非獨立懸架時，則使用非斷開式驅動橋。?
普通非斷開式驅動橋的特點為：布置方便，結構緊湊且簡單，材料利用率高，方便檢修，造價低，在貨車應用較廣上。雖然它們的具體結構、尤其是橋殼結構都不相同，但有一個一樣特點，即橋殼為一根在左右驅動車輪上支承著的剛性空心梁，齒輪和半軸等傳動件安置于其中。其結構如圖1所示。
斷 開 式 驅 動 橋 結 構 比 較 復 雜 ， 成 本 也 較 高 。 但 是 它 們 與 獨 立 懸 架 結 合起來，對 改 善 汽 車 的 平 順 性 、 操 縱 穩(wěn) 定 性 和 通 過 性 較 有 利 ，所 以 在 轎 車 和 要 求 高 通 過性的越野 汽 車 上 應 用 相 當 廣 泛 。其 次 ，它 總 是 與 獨 立 懸 架 相 匹 配 ，因 此 又 稱 之 為 獨 立懸架驅動橋。這種橋的中間，主減速器和差速器為懸置于車架橫粱或車廂底板上。主減速器、傳動軸和差速器以及部分驅動輪傳動裝置的質量都是簧上質量。因為獨立懸架應用于兩側的驅動車輪上，所以相對與車架他們之間可以做上下擺動，相對應的擺動對應的能發(fā)生在驅動車輪的傳動裝置和其外殼或套管上。
由于這次所設計的為中型商用車，基于非斷開式驅動橋基于結構簡便、造價低、工作牢靠，故采用非斷開式驅動橋。
3 驅動橋各組成的設計
3.1 主減速器的設計
3.1.1 主減速器的結構形式
遞的方向是對于發(fā)動機縱置的汽車而言的主減速器的一個功用。因為當汽車在不同的道路,要求驅動輪必須有一個特定的驅動轉矩和轉速,在驅動輪的力量分流微分在安裝主減速機之前,可以使主減速器傳動部件之前傳輸扭矩小,從而使其規(guī)模較小的尺寸和質量,容易操作。以下幾點基本要求可作為主減速器設計的基本參考：
（a)汽車的最佳的動力性和燃料經濟性是選擇主減速比的前提條件。
(b)外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。
（c)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協(xié)調。
(d)強度足夠、剛度滿足要求，質量小，汽車平順性好。
(e)結構緊湊，工作可靠，成本低廉，拆裝、調整方便。
對于不同的汽車，不同的使用條件，有不同的主減速器與之相匹配，如圖1所示。
圖1 主減速器結構形式
單級主減速器常由一對圓錐齒輪副組成。這種主減速器結構較簡單，質量小，成本低，使用方便。但是主傳動比不能太大，一般不大于7.0。從動齒輪直徑隨主減速器傳動比的變化而變化，因此，不能過分地增加傳動比，另一方面，大傳動比對應大尺寸橋殼和小離地間隙，對汽車的通過性有不好的影響，故此，一般，輕中型貨車上采用單級主減速器。
雙級主減速器的不同方面有：它有兩對嚙合副,可以保證間隙從地面同樣的情況可以獲得較大的傳動比,傳動比一般在7 - 12;但是其尺寸和質量較大，成本高，傳動效率較低。雙級主減速器主要用于中、重型貨車、越野車和大客車上。
本次設計的ZQ1080型商用貨車，其總質量有8噸，且考慮成本低廉，故采用單級主減速器。
主減速器主要由以下集中類型，他們的特點如下所述。
（1）弧齒錐齒輪
（2）雙曲面錐齒輪
準雙曲面錐齒輪傳動的特點是主要的,驅動齒輪軸垂直的但不相交,和主動齒輪軸相對于從動齒輪軸偏距E,向上或向下偏移。與弧齒錐齒輪相比,準雙曲面錐齒輪的優(yōu)勢:當準雙曲面齒輪和螺旋傘齒輪規(guī)模同時,準雙曲面齒輪傳動具有較大傳動比;相同時,傳動比時,從動齒輪尺寸雙曲面要比相應的弧齒錐齒輪傳動裝置有一個更大的直徑和高強度齒輪的牙齒和更大的驅動齒輪軸和軸承剛度;與此同時,比一定時,傳動裝置的大小相雙曲面從動齒輪小于相應的弧齒錐齒輪的大小,可以獲得更大的差距從地面;此外,由于偏移的存在,不僅使準雙曲面齒輪存在使用過程中弧齒錐齒輪沿深度方向相同的橫向滑動,和垂直滑動方向的牙齒,這可以提高磨齒過程中,使其具有更高的運行穩(wěn)定性,雙曲面?zhèn)鲃友b置的傳動螺旋角較大,與此同時,嚙合的牙齒,重合度大,可以提高傳輸穩(wěn)定,可使齒輪彎曲強度提高約30%。
一般來說,當主減速器比率大于4.5和輪廓大小是有限的,準雙曲面齒輪傳動更合理;當比小于2.0時,弧齒錐齒輪的選擇更加合理,因為后者有更大的差異可用空間;媒介傳動比,可以使用兩種齒輪傳動。
（3）圓柱齒輪
圓柱齒輪傳動一般不用于后輪驅動的中型貨車上，它一般常出現(xiàn)在有雙級主減速器德的驅動橋中，而且它常采用斜齒輪作為其輪齒的齒形。
（4）蝸輪蝸桿
，以下優(yōu)點：結構簡單且緊湊，制造簡單，傳動比大，工藝性好；工作非常平穩(wěn)，無噪聲；便于汽車的總體布置及貫通式多橋驅動布置；可以傳遞較大的載荷，使用壽命較長，易檢修。其主要缺點是造價昂貴，浪費材料；此外，傳動效率較低。此種類型的傳動主要用于重型汽車，不適合大批量生產。
本次設計的ZQ1080型商用貨車采用雙曲面錐齒輪。
3.1.2 主減速器基本參數(shù)的選擇與計算
1 主減速傳動比的確定
在給定發(fā)動機最高功率及最高功率時的轉速時，主減速比應能滿足汽車行駛時的最高車速的要求。
=0.377=0.377=5.82
式中：—車輪滾動半徑；
—發(fā)動機最高轉速；
—最高車速；
—最高檔傳動比
2 主減速器齒輪計算載荷的確定
(1)根據(jù)發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定：
式中：—發(fā)動機最大轉矩；
— 動載系數(shù)，對于性能系數(shù)=0的汽車=1；
k—液力變矩器變矩系數(shù)；
—分動器傳動比；
—傳動系上述傳動部分的傳動效率；
—該汽車的驅動橋數(shù)目；
(2)根據(jù)驅動輪打滑確定：
式中：—汽車滿載時水平地面所承受一個驅動橋的最大負荷；
—輪胎對地面的附著系數(shù)；
—汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)；
—主加速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；
=（）
=80009.8（0.016+0.08+0）
=7526.4
則
式中：Ft—日常行駛中汽車牽引力（N）；
rr—車輪滾動半徑；
如果計算錐齒輪最大應力，則Tc=min[Tce ,Tcs]；如果計算錐齒輪疲勞壽命，則Tc=Tcf。主動齒輪計算轉矩是
=2377.05（）
式中：io—主傳動比；
—主、從動錐齒輪間的傳動效率。
3 齒輪主要參數(shù)的確定
（1）選取主減速器齒輪應考慮下面幾個因素：
①由的大小來確定主減速器的主、從動齒輪的齒數(shù)、。
②為了讓磨合均勻，和之間應該避免公約數(shù)。
③為了獲得理想的齒面重合系數(shù)，主、從動齒輪齒數(shù)之和對貨車不應該小于40。
④若比較大，則盡量使取得小些，從而得到恰當?shù)尿寗訕螂x地間隙。
基于不同的主傳動比，和應該有合適的搭配。
綜合以上各種因素，分別選取主、從動齒輪齒數(shù)為：=8，=41。
對于單級減速器，可由經驗公式選?。?
式中：—直徑系數(shù)，一般為;
—從動錐齒輪的計算轉矩（N·m）
的計算公式為：，?。?
同時，還需滿足：
式中為模數(shù)系數(shù)，常取0.3~0.4。
故滿足要求。
（3）主、從動錐齒輪齒面寬和
錐齒輪齒面太寬不僅不能提高齒輪的強度，增加齒輪的壽命，還會導致錐齒輪制造困難，減小齒根圓角半徑，增大應力集中，同時會減小刀具的壽命。此外，齒面寬過大就會導致裝配空間的減小。
10，即，有時也取，故取=54mm。對弧齒錐齒輪，比一般大10%，則，取為60mm。
（4）雙曲面齒輪副偏移距E
選擇值時需注意：值過大會導致齒面縱向滑動增大，進而引起齒面早期磨損與擦傷；值過小就不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動應有的特點。一般就乘用車和總質量不大的商用車而言，，且E不大于40%就總質量較大的商用車而言，E不大于且。此外，主傳動比越大，E應越大，但需確保齒輪不會發(fā)生根切。
，則取E為34mm。
要參數(shù)。為了增加離地間隙，本設計中采用上偏移。
（5）螺旋角
螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小 。選取齒輪螺旋角時，應該注意它對重合度、齒輪強度及軸向力的大小的影響，螺旋角越大，那么也越大，同時嚙合的齒數(shù)就越多，傳動越穩(wěn)定，噪聲就越小且輪齒強度就越大。，選擇。但是若螺旋角過大，就會令軸向力變大。
3.1.3 主減速器錐齒輪強度計算
1 單位齒長圓周力
式中：
—作用在齒輪上的圓周力；
—從動齒輪齒面寬。
按發(fā)動機最大轉矩計算：
式中：—變速器傳動比；
—主動錐齒輪中點分度圓直徑；其他符號同前。
代入上式得：
按驅動輪打滑時的轉矩計算：
，滿足條件。
2 輪齒彎曲強度
齒根彎曲應力為：
式中：—的計算轉矩（N·m）；
—尺寸系數(shù)。當≥1.6mm時，；當≤1.6mm時，=0.5。
—齒面載荷分配系數(shù)，跨置結構：=1.0~1.1，懸臂式結構：=1.00~1.25。
—系數(shù)；—的輪齒的綜合系數(shù)。
3 輪齒接觸強度
齒面接觸應力是：
式中：—主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；
b取、中的較小值；
—齒面品質系數(shù)。對制造精確齒輪來說，取1.0。
—綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪：取232.6;
—齒面接觸強度的綜合系數(shù)。
3.1.4 主減速齒輪的材料及熱處理
對驅動橋主減速器齒輪的材料和熱處理需符合以下幾個要求：
1）擁有較大的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度,以及較強的表面耐磨性；因此輪齒表面需有較高的硬度；
2）齒輪芯部的韌性大；
3）鋼材鍛造、切削和熱處理加工性能應較好，熱處理時形變小或變形規(guī)律便于控制，從而提升產品質量、減少制造時間、降低生產成本；
現(xiàn)在，汽車主減速器雙曲面齒輪與差速器的直齒錐齒輪通常選取滲碳合金鋼制造，其鋼號主要有：20CrMnTi、22CrMnTiB、20MnVB、20CrNiMo、16SiMn2WMoV等。
齒輪經一系列熱處理過程后，其硬度會發(fā)生明顯的變化，表面硬度可達58～64HRC，芯部硬度會根據(jù)模數(shù)的不同而不同，比如在模數(shù)m大于8時為29～45 HRC，在m小于8時為32～45 HRC。對齒面進行噴丸處理可以增加壽命達25％。對滑動速度高的齒輪，為了增強其耐磨性，可以采取滲硫處理措施。滲硫處理時的溫度較低，因此不會引發(fā)齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)會明顯減小，所以即便潤滑狀況差，也可以預防齒輪咬死、膠合及擦傷等現(xiàn)象的發(fā)生。
本設計中主減速器主、從動齒輪材料均選用20CrMnTi。
3.2 差速器的設計
3.2.1 差速器結構形式選擇
差速器就是一個差速傳動機構，用于在兩輸出軸之間分配扭矩，同時確保兩輸出軸能夠以不一樣的角速度轉動，從而確保各驅動輪在各種運動狀況下的動力輸出，防止輪胎與地面間發(fā)生打滑現(xiàn)象。差速器根據(jù)結構特征可分成齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等。汽車被廣泛使用微分對稱錐齒輪類型差,具有結構簡單,質量輕,廣泛應用。它可以分為普通傘齒輪類型、摩擦板,并迫使鎖定類型差,等等。參考< <汽車設計> >的書可以選擇對稱圓錐行星齒輪差動微分結構形式。
3.2.2 普通錐齒輪差速器齒輪設計
1 差速器齒輪主要參數(shù)的選擇
（1）行星齒輪數(shù)n
查相關書籍可知：貨車和越野車輛通常選擇四個行星齒輪。綜上，本設計方案選用4個行星齒輪，即=4。
（2）行星齒輪球面半徑的確定
承載力和截面尺寸的差速器錐齒輪錐距行星球體半徑,可以由經驗公式確定:
式中：—行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.5～3.0之間；
—差速器計算轉矩,取和兩者較小值；
—球面半徑。
行星齒輪節(jié)錐距為：，
取為57mm。
（3）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
若想讓輪齒有較大的強度，則期望選擇較大的模數(shù)，然而尺寸會變大，故又需要行星齒輪齒數(shù)小些，但，半軸齒輪齒數(shù)一般介于之間，一般汽車的半軸齒輪和行星齒輪的齒數(shù)之比介于1.5～2之間。兩個半軸齒輪和四個行星齒輪嚙合，與此同時,它的輪齒需要滿足整除行星齒輪可分割的,因此,以20為半軸齒輪的牙齒,12對行星齒輪的輪齒。則半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比是20/12=1.67，滿足要求。
（4）行星齒輪及半軸齒輪節(jié)錐角、及模數(shù)m
可以分別求出行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角為
錐齒輪大端的端面模數(shù)為：
取m=5。
（5）壓力角
某些中型與輕型貨車上采用20°的壓力角。所以，本次設計中壓力角選取為20°，齒高系數(shù)為0.8。
（6）行星齒輪軸直徑d及支撐長度L
可確定行星齒輪軸直徑為：
，取d為27mm。
式中：—差速器殼傳遞的轉矩；
—行星齒輪數(shù)目；
—行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x；≈0.5, 為半軸齒輪齒面
中點處的直徑，而≈0.8；
[]—支承面的許用擠壓應力，可取為98MPa。
行星齒輪在軸上的支撐長度為：L=1.1d=29.7mm。
3.2.3 差速器齒輪強度計算
差速齒輪承受更大的載荷經常因為結構限制的大小差速齒輪,和差速齒輪不經常的嚙合傳動,差速齒輪只在汽車的側方向或車輪打滑時才會出現(xiàn)的相對運動嚙合傳動。故此，對差速器齒輪主要需進行彎曲強度計算。齒輪彎曲應力σw為： ，滿足題意。
式中：—半軸齒輪計算轉矩，
—差速器行星齒輪數(shù)；
J—綜合系數(shù)；
n—行星齒輪數(shù)；
、—分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑。
3.2.4 差速器齒輪的材料
3.3 半軸的設計
3.3.1 半軸的設計的要求
種：半浮式、3/4浮式和全浮式。根據(jù)本次所設計車型的特點，采用全浮式。
半軸的最主要尺寸為其直徑，設計與計算時應適當?shù)卮_定其計算載荷。
半軸的計算需考慮到下列三種載荷工況：
3.3.2 全浮式半軸的設計計算
（1）全浮式半軸計算載荷的確定
全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩計算
=
式中：—負荷轉移系數(shù)；
—驅動橋最大靜載荷；
—車輪滾動半徑；
—附著系數(shù)。
=0.5×1.2×57330×9.8×0.496×0.8=133761.2
（2) 半軸的強度計算
半軸扭轉應力：
=16/≤[]
式中：
—半軸的扭轉切應力；
—半軸計算轉矩；
—半軸直徑；
[]—半軸扭轉的許用應力，可取為[]=490～588MPa。
3.3.3 全浮式半軸桿部直徑的初選
半軸桿部直徑：=(2.05～2.18)
=（2.05～2.18）×=47.51mm～50.53mm
式中： d—半軸直徑；
—半軸的計算轉矩。
3.3.4 半軸的結構設計及材料與熱處理
適當減小花鍵槽的深度可以減小花鍵的內徑與軸的桿部直徑差別，適當加粗要加工花鍵的部也能達到相同的效果故應合理增加花鍵齒數(shù)至10～18齒，半軸的破壞形式常為扭轉疲勞破壞。故需在結構設計上增大各過渡部分的圓角半徑，這對減小應力很有效。
本次所設計半軸的材料選用40MnB。采用調質處理的方法對半軸進行熱處理，調質之后要求桿部硬度為388～444HB。
3.4 驅動橋橋殼的設計
3.4.1 驅動橋殼結構形式的選擇
驅動橋殼結構可分為分割,集成和組合三種形式。
可分式橋殼一般由兩部分組成，它們通過螺栓連接成一體。這種橋殼的優(yōu)點是制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好；缺點是拆裝、調整、維修很不方便。這種橋殼用于輕型汽車上，目前已很少采用這種結構。
整體式橋殼強度和剛度較大，主減速器拆裝調整方便。壓焊接式擴張成形式鑄造式又是整體式橋殼三種不同的形式。擴張成形工藝制造橋殼的過程，從最上面的鋼管逐漸擴張成最下面的橋殼。結構緊湊、產生的廢料少、價格低廉、大規(guī)模生產是沖壓焊接式和擴張成形式制造的橋殼的優(yōu)點，在汽車制造業(yè)中應用較為廣泛。鑄造式整體橋殼抗壓能力大，其缺點有：不輕便、工藝程序多，成本高，結構不緊湊，主要用于中、重型貨車的制造。
在合式橋殼中，有一個鑄造主減速器殼和一根半軸套管，它們分別位于中間及主減速器殼的兩邊，且半軸套管是一根無鋼管，再由鉚釘將它們結在一起。其特點有：支撐強度大，裝配、調整不困難，結構緊湊。但工藝結構復雜，不易達到所要求的精度，在轎車中應用較廣。
在本次設計中采用沖壓焊接或者擴張成形的整體式橋殼。
3.4.2 驅動橋殼強度計算
不平路面沖擊載荷作用下驅動橋殼強度計算
（5－1）
=
=
即300MPa<<500MPa,符合要求。
式中，－汽車在不平路面上，危險斷面的彎曲應力，；
－輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離，；
－動載系數(shù)，乘用車取；貨車取；越野車取。
4 后懸架的設計
由于后懸架只有鋼板彈簧組成，所以只需對鋼板彈簧進行設計。
4.1 后懸架結構形式的選擇
立懸架非獨立懸架均稱之為懸架非獨立懸架的構特點是一根整體軸將右車連在一起在經過與車身連接；獨立懸架的結構特點是：左右車輪通過各自的懸架與車身連接。驅動橋的形式影響懸架的選擇，非獨立懸架與整體式驅動橋相匹配；驅動橋為斷開式時，獨立懸架與斷開式驅動橋相匹配。
非獨立懸架主要優(yōu)點是：容易布置，結構緊湊，工藝程序少，易維修，工作可靠。缺點是：由于兩輪通過一根軸剛性相連，其中一個車輪的跳動都會一起另一個車輪跳動，行駛平順性差。
獨立懸架的優(yōu)點是：輕便，結構緊湊，受力小，平順性好，制造容易，舒適度高。缺點是：結構復雜，成本較高，維修困難，
由于驅動橋已經選擇了整體式，故懸架選用非獨立懸架。
4.2 后懸架主要參數(shù)的確定
4.2.1 懸架靜撓度
（6-1）
汽車后部分車身的固有頻率為：
（6-2）
彈性特性的線性變化的懸架時后懸架的靜撓度為：
（6-3）
式中，－后懸架剛度，；
－后懸架的簧上質量，；
－重力加速度，。
將（2）代入（3）得：
（6-4）
更次之。車滿載時后懸架要求偏頻在～之間。
本次設計選定后懸架偏頻 n1=1.76HZ。
將代入（4）得：
（6-5）
=
=
同理可知，fc1=80 mm
4.2.2 懸架的動撓度
時，中心相對的垂直位移。要求以防止在壞路面上行駛時碰撞緩沖塊。對乘用車，取～；對客車，取～；對貨車，取～。本次設計取。
4.3 彈性元件的計算
4.3.1 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定
初始條件：
滿載靜止時汽車后軸負荷；
滿載靜止時汽車后軸簧下部分荷重；
懸架的靜撓度；
懸架的動撓度；
汽車的軸距；
單個鋼板彈簧的載荷。
（1）滿載弧高
用來保證汽車具有給定的高度。當=時，鋼板彈簧在對稱位置上工作。考慮到鋼板彈簧性變形的響和為了在已限定時得到足夠的撓度值，常取=～。
本次設計取=。
（2）鋼板彈簧長度的確定
增加鋼板的長度能顯著彈簧應力，提高壽命；降低彈簧度，改善汽車行駛平順性。但長的鋼板彈簧，汽車布置上困難。故在總布置的條件下，盡選用較長的板彈簧。推薦乘用車（～）；貨車前懸架（～），后懸架（～）。
本次設計取。
（3）鋼板斷面寬度和厚度的確定
鋼板彈簧所需要的總慣性矩為：
（6-6）
其中，－型螺栓中心距，110；
－無效長度系數(shù)，剛性夾緊取，撓性夾緊取；本次??；
－鋼板彈簧垂直剛度，；
－撓度增大系數(shù)；
－材料彈性模量，取
鋼板彈簧垂直剛度為：
（6-7）
=
=154.6
先確定與主片彈簧等長的重疊片數(shù)=1，在估計一個總片數(shù)=10，則=0.1。
撓度增大系數(shù)為：
（6-8）
=1.374
（6-9）
=75109
鋼板彈簧總截面系數(shù)為：
（6-10）
式中，為許用彎曲應力。推薦前彈簧和平衡懸架彈簧為350～450；后主簧為450～550；后副簧為220～250。本次取=500。
(6-11)
=7564.73
鋼板彈簧平均厚度為：
（6-12）
=
=10.31
取=10。
越來越寬,可以增加卷耳,但是當身體受到的壓力彈簧。建議其寬度和厚度比率= 。鋼板彈簧部分寬度:70。
（4）鋼板彈簧片數(shù)的確定
（6-13）
則
=12.87 （6-14）
取。
4.3.3 鋼板彈簧各片長度的確定
第一片厚度沿著垂直立方以同樣比例值,繪制在圖上測量沿水平主要運行時間一半,一半的U形螺栓中心距離,A和B兩個點,A和B可以三角形板連接彈簧擴張計劃。AB與每個葉片上節(jié)點每一塊的長度。如果有很長的重疊,如主要的運行時間,從B點重疊到最后一塊的一側端點不是一條直線,線和每件每件長度。每一塊長后的實際大小。作圖得：從第三片到十三片鋼板彈簧長度分別為930；850；780；690,620；540；460；380,310；230；160。4.3.4 鋼板總成在狀態(tài)下的弧及半徑計算
（1）鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的弧高
（6-15）
式中，－靜撓度；
－滿載弧高；
－弧高變化。
（6-16）
=
=9.58
式中，－形螺栓中心距，110；
－鋼板彈簧主片長度（）。
將（6－16）代入（6－15）得：
（6-17）
=91.58
鋼板彈總成在自由狀態(tài)的曲率半徑為
（6-18）
=
=1565.76
（2）板彈簧各片由狀態(tài)下曲率徑的確定
（6-19）
式中，－第片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（）；
－鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑（）；
－各片彈簧預應力（）；
－材料的彈性模量（），??；
－第片彈簧厚度（）。
選取各片彈簧預應力時，要求做到：裝配前各片彈簧片間的間隙相差不大，且裝配后各片能很好地貼和；保證及其相鄰的足夠的使用壽命應適當降主片及其長片的應力。
為此，選取各片時，對于片厚相等的彈簧，各片預力值不宜選取過大薦在根部工作應力與疊加后的合成應在300～350內,1～4片長片疊負的預應力短片正的預應力。預應力從到短片由負值逐漸至正值。
則第一片至第十三片各片自由狀態(tài)下的曲率半徑分別為：3465，2430，2400，2290，1975，1810，1540，345，1255，1210，1205，1230，1280.
4.3.5 鋼板彈簧總成弧高的核算
由于各片在由狀態(tài)下的徑是經選取預應力后用計算受其影響后鋼板彈簧總成由下的弧高用計算的會有不同因此，需核算鋼板彈簧總成的弧高。
最小勢能原理鋼板總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)時各片總和最小狀態(tài)，因此可等厚葉片彈簧的為：
（6-20）
式中，為鋼板彈簧第片的長度，。
R0=2340mm （6-21）
則鋼板彈簧總成的弧高為：
=121.61 （6-22）
4.3.6 鋼板彈簧的強度驗算
汽車時，后鋼板承受的載荷最大，在其前出現(xiàn)的最大應力為：
（6-23）
=312<350MPa,符合要求。
式中，－作用在后輪上的垂直靜負荷，；
－驅動時負荷轉移系數(shù)，對于車：=1.25～1.30，車：=1.10～1.20；
－道路附著系數(shù)，取=0.8；
－鋼板彈簧片寬，；
－鋼板彈簧主片厚度，；
－彈簧固定點到路面的距離，；
－鋼板彈簧前段長度，；
－鋼板彈簧后段長度，；
－鋼板彈簧總截面系數(shù)
4.3.7 鋼板彈簧上其它零件的設計計算
（1）彈簧支架
一般中小型汽車上鋼板彈簧支架的壁厚為3～6，用鋼板焊接在車身上。
本次設計取壁厚為6。
（2）彈簧襯套
轎車以及微型客車車一般都用橡膠襯套，本次設計彈簧襯套采用橡膠襯套。
（3）吊耳
小型汽車的吊耳多用鋼板制成，鋼板吊耳的安裝方式分為承壓型和受拉型兩類，本設計采用受拉式吊耳。
設計總結
在這次畢業(yè)設計中，我設計的是驅動橋和后懸架。在驅動橋方面主要是選擇和計算主減速器的一對雙曲面錐齒輪、差速器行星直齒錐齒輪和半軸齒輪。在計算好齒輪的幾何尺寸后，對它們進行裝配。在裝配過程中，選擇合適的軸承、調整裝置和支承形式。最后就是計算合理的壁厚，設計工藝性好的橋殼。在懸架方面，主要是計算鋼板彈簧的所有幾何尺寸和選擇合適的吊耳支承形式。
經過一學期的畢業(yè)設計，我對汽車構造尤其是底盤部分有了更深層次的理解。對于底盤部分各總成的裝配關系和動力傳遞路線，有了深刻的了解。當然，由于需要完成相應的外文翻譯，所以英語水平也相應有所提高。
這次畢業(yè)設計的主要設計思路是根據(jù)任務書已知的參數(shù)和要求，利用各種參考資料和經驗公式選定必要的設計參數(shù)。計算和計算機繪圖同時進行，依據(jù)計算數(shù)據(jù)畫圖，同時反過來，根據(jù)所畫圖形的結構和裝配關系及時調整計算的設計參數(shù)，使所設計的各零件尺寸盡可能精確，力求能完美配合，并且符合國家相關汽車標準。
整體來說，這次所設計的驅動橋和后懸架整體構造還是相對較簡單的，這是從實用性、經濟性和工藝性來決定的。在設計過程中的確遇到過相當多的困惑，特別是剛開始時，由于不知道從入手，困惑了好長時間。最后，還是在閱讀和參考了相當多的課本和參考資料后，才慢慢進入狀態(tài)的。當然，馬冬梅老師和我的同學們是功不可沒的。有了你們，我的畢業(yè)設計才能順利進行和完成。
由于個人設計次數(shù)不多，經驗不足，水平有限，在本次設計中若出現(xiàn)疏漏和錯誤，敬請各位老師諒解并指正。
參考資料
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致謝
本次畢業(yè)設計是我大學四年最后的結晶，是我辛辛苦苦努力這幾個月完成的成果。其中困難重重、困惑和迷茫是不可避免的，畢竟在之前我還沒有獨立的設計汽車上的某一總成。做完這個畢業(yè)設計，回頭看看，以前的課程設計，機械設計之類的實在是不值一提。但是，正是因為有了以前的小的設計題目，才使我學會了設計的思路、步驟和宗旨，以及積累了一定的設計經驗。這次的畢業(yè)設計才能順利完成。
在此，我要特別感謝我的指導老師馬冬梅老師。在畢業(yè)設計完成過程中，馬老師每周都會給我們開會，作指導和督促工作。每當我們有什么問題，馬老師總是會孜孜不倦的給我們講解。同時，同樣感謝教過我的吳心平吳老師和其他在大學中教過我的老師和幫助過我的同學們。
附錄：中英文文獻翻譯名稱——不當?shù)臒崽幚碓斐善嚭筝S的失效
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