轻型载货汽车驱动桥设计

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1、安徽农业大学 课程设计（论文） 题目YZK1026CAE轻型载货车驱动桥设计 学院名称工学院 指导教师1 职称教授 班级车辆工程（2） 学号」） 学生姓名（储著忠） 2011年1月6日 目录 1、 课程设计题目分析 2、 主减速器设计 （一）减速器的结构形式 （二）主速器的基本参数选择与设计计算 （三）主减速器锥齿轮的主要参数的选择 （四）主减速器锥齿轮的材料 （五）主减速器双曲面齿轮强度的计算 （六）主减速器轴承计算及选择 3、 差速器的设计 （1） 差速器的结构形式的选择 （2） 差速器参数的确定 （3） 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸的计算 （4

2、） 差速器直齿锥齿轮的强度计算 4、 半轴的设计 （1） 半轴型式 （2） 半轴参数设计计算 （3） 半轴花键的强度计算 （4） 半轴其他主要参数的选择 （5） 半轴的机构设计及材料与热处理 5、 桥壳及桥壳附件的设计 驱动桥壳结构方案的选择 （2） 驱动桥壳强度计算 （3） 材料的选择 参考文献 [1] 刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001. [2] 陈家瑞.汽车构造[M].北京：机械工业出版社，2003. [3] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]：设计篇.北京：人 民交通出版社，2001. [4] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程

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6、655） 货箱内部尺寸：长*宽*高mm（1500*1470*440） 轮距（前/后）mm1430/1426 轴距mm3025 最小离地间隙：185mm 最小转弯半径直径：三16m 乘坐人数：5人 装载质量：500kg 整车整备质量：1500kg 轴荷分配： 空载 前轴 790kg 后轴 710kg 满载 前轴 900kg 后轴 1425kg=: 最高车速：140km/h 最大爬坡高度：呈30% 限工况百公里油耗：8.3L 最低稳定车速（直接挡）<25km/h 设计之前，阅读《汽车设计》、《机械设计》、《机械设计课程设计》、《汽车工程手册》等书

7、设计要求： 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配到左右驱动轮，另外还承受路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳。 设计驱动桥时应满足以下基本要求： 1）选取适当的主减速器，以保证汽车在给定的条件下有最佳动力性和燃油经济性 2）满足离地间隙的要求 3）齿轮工作噪声小，传动平稳 4）在各种载荷和工况下有较高的传动效率 5）具有足够的刚度和强度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩，尽可能的降低簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性 6）与悬架的

8、导向机构运动协调 7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便 本课题要求设计的是扬子轻型载货汽车的驱动桥，所以参照国内轻型货车的设计，选用非断开式驱动桥，这样成本低，制造加工简单，便于维修。 主减速器设计 （一）减速器的结构形式 总体来说车用主减速器发展趋势和特点是向着承载能力高、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、低噪声、低成本、标准化、多样化发张。 3.3.1 主减速比%的确定在给定发动机最大功率PemaxR转速时，所选择i口应能尽可能保证汽车有最高车速Vamax这时i口可以根据以下经典公式确定 式中，％汽车主减速器的主减速比 rP车轮滚动半径m

9、Np为最大功率转速（r/min） Vamax纯发动机驱动要求汽车达到的最高车速km/h Igh汽车变速器的最高挡传动比 代人公式即可得1=4.55 数据是查找预定车型的基本参数，根据整车和发动机对后驱动桥的要求，确定主减速器传动比 3.3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 计算载荷通常将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比和驱动车轮打滑时这两种情况下作用下用于主减速器从动齿轮上的转矩Tce,Tce中的较小者, 作为载货汽车或者越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力载荷。 （1） .按照发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce kdTpm鼻算ki

10、iiqifr|175*4.452*4.55 Tce=—=3544.905 n1 式中Tce发动机最大扭矩，本车取175N•m 一档传动比，本车取4.452 1f分动器传动比，本车没有分动器故取1 n上述传动效率，由于采用了双曲面齿轮，故一般取0.96 n该车驱动桥的数目，该车取1 16- 0195^^ 155 0 Kd猛接离合器产生的动载系数，由号确定 <16 0.195-^>16) 马=0时，kd取1,号>0时取kd=2 K为液力变矩系数，这里没有取1 （2） .按照驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs Gqni'□山口 Tcs=>=1425*10

11、*L2085*0356=5174,46 1111Tltn 式中：G；£为满载状态一个驱动桥上的静载荷（N） 为汽车最大加速时的后桥负荷转移系数，这里取1.2 G235/75R15的滚动半径为356mm,215/75R15的滚动半径为341mm 甲为轮胎与路面的附着系数，这里取0.85 /为主减速器从动轮到车轮之间的传动比，无轮边减速器，所以此值 为1 “由为从动轮到车轮之间的传动效率，无轮边减速器，所以为1 3.3.2主减速器锥齿轮的主要参数选择 a）主、从动锥齿轮齿数zi和Z2 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素； 为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮

12、的齿数和不少于40 在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。 查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.33,初定主动齿轮齿数zi=6,从动齿轮齿数Z2=38。 b）主、从动锥齿轮齿形参数计算 按照文献［3］中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1o 从动锥齿轮分度圆直径dm2=14§10190=303.51mm取dm2=304mm 齿轮端面模数md2/z2304/388 表3-1主、从动锥齿轮参数 参数 符号 主动锥齿轮 从动锥齿轮 分度圆直径 d=mz 64 304 齿顶高 ha=1.56m-h2;h2=0.27m 6.77 4.42 齿根高

13、 hf=1.733m-ha 4.33 6.68 齿顶圆直径 da=d+2hacosB 90 376 齿根圆直径 df=d-2hfcos6 60 270 齿顶角 0a 241' 3°21' 齿根角 h2 0f=arctan—— R 3°21' 241' 分锥角 Zi 8=arctanz2 14° 76° 顶锥角 8a 15°41' 78°21' 根锥角 8f 11°39' 74°19' 锥距 _d R= 2sinS 132 132 分度圆齿厚 S=3.14mz 9 9 B=0.155d2 47 47

14、 c）中点螺旋角B 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°〜40。。货车选用较小的B值以保证较大的ef,使运转平稳，噪音低。取B=35°。 d）法向压力角a 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，a一般选用20。。 e）螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势

15、，防止轮齿卡死而损坏。 3.4 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求： a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 d）选择合金材料是，尽量少用含锲、铭呀的材料，而选用含钮、铀、硼、钛、铝、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮与差速

16、器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB20MnTiR22CrNiMo和16SiMn2WMoV渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%〜1.2%）,具有相当 高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶

17、合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005〜0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%勺齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 3.5.1 单位齿长圆周力 按发动机最大转矩计算时 P=2kdTemaxkigif"刈炉 nDb （3-4）式中： ig—变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.31; Di—主动锥齿轮中点分度圆直径mmD1=64mm 其它符号同前； 将各参数代入式（3-4）,有： P=856N/mm 按照文献[1],P<[P]=1429N/mm,锥齿轮

18、的表面耐磨性满足要求。 3.5.2齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为: 2Tk。k■m_3 k v m s bDJ v s 0——s——m—X103 （3-5） MPa 式中： w—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力, t一齿轮的计算转矩，Nm k°一过载系数，一般取1; ks一尺寸系数，0.682; km—齿面载荷分配系数，悬臂式结构，kn=1.25； kv—质量系数，取1； b—所计算的齿轮齿面宽；b=47mm D一所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mm Jw一齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03; 对于主动锥齿轮，T=1516.4Nm；从动锥齿轮，T

19、=10190Nm 将各参数代入式（3-5）,有： 主动锥齿轮, 从动锥齿轮, 按照文献[1],主从动锥齿轮的 求。 =478MP@ =466MP@ ◎ W[ ow]=700MPa轮齿弯曲强度满足要 3.5.3轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为: (T j cP =Di 2Tzk°kskmkf 3 -A10 3 (3-6) 式中： （T j —锥齿轮轮齿的齿面接触应力， D1一主动锥齿轮大端分度圆直径， b一主、从动锥齿轮齿面宽较小值; kf—齿面品质系数，取1.0； MPa mm Di=64mm b=47mm  Cp—综合弹性系数，取232N

20、i/2/mn ks一尺寸系数，取1.0; Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.01; Tz一主动锥齿轮计算转矩；Tz=1516.4N.m kc、、km>kv选择同式（3-5） 将各参数代入式（3-6）,有： （n=2722MPa 按照文献[1],（7j<[（n]=2800MPa轮齿接触强度满足要求。 3.6主减速器锥齿轮轴承的设计计算 3.6.1 锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。 a）齿宽中点处的圆周力 F =❷ D (3-7) m2

21、 式中： T一作用在从动齿轮上的转矩； Dm2—从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（ Dm2=D2-b2sin 3-8）确定，即 Y （3-8） 式中： D2一从动齿轮大端分度圆直径；D2=304mm b2一从动齿轮齿面宽； Y 2一从动齿轮节锥角； 将各参数代入式（3-8） b2=47mm T 2=76° ,有： Dn2=258mm 将各参数代入式（3-7）,有： F=3000N 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 b）锥齿轮的轴向力Faz和径向力Frz （主动锥齿轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 Faz和径向力分别为

22、 Ftan (3-9) DC Fz= cos B sin 甘Ftan [3cos y  Ftana Fz1 = cos『Ftan倒n、cos0 将各参数分别代入式（3-9）与式（3-10）中，有： Faz=2752N,K=142N 3.6.2 锥齿轮轴承的载荷 当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图： 图3-4单级主减速器轴承布置尺寸 图3—4中各参数尺寸： a=46mmb=22mmc=90.5mnrjd=60.5mme=40,Dm2

23、=304mm 由主动锥齿轮齿面受力简图（图3-5所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。 图3-5主动锥齿轮齿面受力简图 轴承A：径向力 2 ,Frz(a+b)FazDmi + a2a (3-11) (3-12) 轴向力 Fa= Faz 将各参数代入式（3-11）与（3-12）,有: F「=3997N,Fa=2752N 轴承B:径向力 Fr= 22 F(a+b)Frz(a+b)FazDm1 +- aa2a (3-13) 轴向力 Fa= (3-14) 将各参数代入式（3-13）与（3-14）,有:

24、 F 轴承C:径向力 r=1493NFa=0N 2 2 Fd + Frzd + EzDm2 c+d c+d 2(c+d) Faz 2 2 Fc Frzc FazDm1 + c+d c+d 2(c+d) 2 2 Fe + Frze-FazDm1 e e 2e Fr= (3-15) 轴向力 Fa= (3-16) 将各参数代入式(3-15)与(3-16),有： F「=2283

25、N,Fa=2752N 轴承D:径向力 F尸 (3-17) 轴向力 Fa= (3-18) 将各参数代入式(3-17)与(3-18),有： Fr=1745N,Fa=0N 轴承E:径向力 F尸 (3-19) 轴向力 Fa= (3-20) 将各参数代入式(3-19)与(3-20),有： F「=1245NFa=0N 3.6.3 锥齿轮轴承型号的确定 轴承A 计算当量动载荷P Fa=2752=0.69 Fr3997 查阅文献[2],锥齿轮圆锥滚子轴承 X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数fp=1.2 e值为0.36，故Fa>e,由此得 Fr P=fp

26、(XF+YE (3-21) 将各参数代入式（3-21）中，有: P=7533N .、、■一, 轴承应有的基本额定动负荷Cr Cr= 式中： ft—温度系数，查文献[4],得ft=1; P1；'60nLh f；1106— (3-22) e一滚子轴承的寿命系数，查文献[4],得e=10/3; n—轴承转速，r/min； Lh一轴承的预期寿命，5000h; 将各参数代入式（3-22）中，有； _ Cr=24061N 初选轴承型号 查文献[3],初步选择C=24330N>C「的圆锥探子轴承7206E 验算7206E圆锥滚子轴承的寿命 ,16667ftCr L

27、h=-r nFT (3-23) 将各参数代入式（3-21）中，有： Lh=4151h<5000h 所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选7207E轴承，经检验能满足。轴承R轴承G轴承D轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。 差速器设计 汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。转弯时 内、外两侧

28、车轮行程显然不同，外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮问差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。 差速器用来在两输出轴间分

29、配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r上的A、RC三点的圆周速度都相等，具值为°r。于是广2=0,即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。 当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度4自转时，啮合点A的圆周速度为ir=Or+4r,啮合点B的圆周速度为2r=or-4r。于是 ir+2r=(or+4r)+(or-4r) 即1+2=20(1-1) 若角速度以每分钟转数n表示，则 ni国2n0（

30、1-2） 式（3-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。 有式（3-2）还可以得知：①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴

31、齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 差速器齿轮的基本参数的选择 1 .行星齿轮数目的选择 载货汽车采用4个行星齿轮。 2 .行星齿轮球面半径Rb的确定 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径 RB,它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径Rb可按如下的经验公式确定： RbKb3Tmm（1-3） 式中：Kb——行星齿轮球面半径系

32、数，可取2.52〜2.99,对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.6; T——计算”^矩，取Tce和Tcs的较小值，14700.7Nm. 根据上式Rb=2.63/14700.763.7mm所以预选其节锥距Ao=63.7mm 3 .行星齿轮与半轴齿轮的选择 为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。 但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14〜25,大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比乙/22在1.5〜2.0的范围内。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右

33、两半轴齿轮的齿数Z2L,Z2R之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： (1-4) Z2LZ2R n 式中：Z2L，Z2R——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说, Z2L=Z2R n——行星齿轮数目; I——任意整数。 在此Z1=10,z2=18满足以上要求。 4 .差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 Z1 10 0 arctan—=arctan 一 =29.05 18 1=90° 2 =60.95 0 再按

34、下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 〜 2Ao . 2Ao . 2 63.7 m= sin 1 = sin 2 = sin 29.05 Z1 Z2 10 由于强度的要求在此取m=8mm 6.186 彳4 dl mZ1 8 10 80mm d2 mZ2 8 18 124mm 5 .压力角a 目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10,并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20。的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的

35、强度。在此选22.5°的压力角。 6 .行星齿轮安装孔的直径及其深度L 行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安 装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： L1.1 1.1 2 To 103 c nl (1-5) Ito103 1,1.1cnl 式中：To——差速器传递的转矩，Nl-m；在此取14700.7Nm n——行星齿轮的数目；在此为4 l行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm,l=0.5d2,d2为半轴 齿轮齿面宽中点处的直径，而d2=0.8d2； c——支承面的许用挤压应力，在此取69MPa 根据上式d20.8

36、12499.2mml=0.5X99.2=49.6mm 34mm 14700.7103 31mmL1.131 1.169449.6 差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度w为 2Tkskm kvmb2d2Jn 103 MPa (1-6) 式中：T——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式 TTo0.6 n 在止匕T为2205.1

37、0N-mi n——差速器的行星齿轮数； Z2——半轴齿轮齿数； Kv、Ks、Km——见式（2-8）下的说明； Jn——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数 3 根据上式w2-^0一2205.100.8291.0783.6MPa〈980MPa 18181440.225 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMQ 5驱动车轮的传动装置设计 驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴 齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向

38、节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。 5.1 半轴的型式 普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。 半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而 端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接）。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于

39、质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。 3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。 全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥

40、滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。 由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍 可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为5〜70MPa 具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。 5.2 半轴的设计与计算 半轴的主要

41、尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况： a)纵向力为最大时(X2=Z2)附着系数尹取0.8,没有侧向力作用； b)侧向力丫2最大时，其最大值发生于侧滑时，为乙1中，，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数1,在计算中取1.0,没有纵向力作用； c)垂向力乙最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd,kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制， 即：Z2=、/X一五丁 故纵向力X最大时不会有侧向力作用，而侧向力丫2最大时也不会有纵

42、向力作用。 5.2.1全浮式半轴的设计计算 本课题采用带有凸缘的全浮式半轴，其详细的计算校核如下： a)全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行： T=ETemaJglio(5-1) 式中：己一一差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取=0.6; 1 g1——变速器1挡传动比； 主减速比。 已知：Temax=430Nmigi=7.48;i0=6.33;1=0.6 计算结果： T=0.6X430X7.48X6.33=12215N.m 在设计时,T全指式半轴杆部直径的初选选取可按下式进行: (5-2) “07901（2.05~2.18

43、）3r 式中d——半轴杆部直径，mm T——半轴的计算转矩，Nrn； []——半轴扭转许用应力，MPa 根据上式带入T=12215Nm，得： 32.50mmcd<33.85mm 取：d=33mm 给定一个安全系数k=1.5 d=kxd =1.5X33 =50mm 全浮式半轴支承转矩，其计算转矩为: T X2L X2R rr (5-3) 的扭转应力由下式计算: d3 103 (5-4) 式中 一一半轴的扭转应力，MPa T一—半轴的计算转矩，T=12215Nm d——半轴杆部直径，d=50mm 将数据带入式（5-3）、（5-4）得: =5

44、28MPa 半轴花键的剪切应诂效 b z Lp b j (Db dA)/4 (5-5)  半轴花键白^挤压应力T io3 c z Lp [(Db dA)/4] (Db dA)/2 (5-6) 式中T——半轴承受白^最大转矩，T=12215Nm DB 半轴花键（轴）外径，DB=54mm dA 相配的花键孔内径，dA=50mm z——花键齿数; Lp——花键工作长度，Lp=70mm B——花键齿宽，B=9mm 载荷分布的不均匀系数，取 0.75。 将数据带入式（5-5）、（5-6） b=68Mpa c=169MPa 半轴的最大扭转角为 Tl G

45、J 当103 (5-7) 式中T——半轴承受白^最大转矩，T=12215Nm l——半轴长度，l=900mm G——材料的剪切弹性模量, MPa J——半轴横截面的极惯性矩, 4 mm。 将数据带入式（5-7）得: 半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr,40MnB40MnVB40CrMnMp40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784Mp数右。在保证安全系数在1.3〜1.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[]=490〜588MPa 对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全

46、系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。 当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不 应该超过196MPa半轴单位长度的最大转角不应大于8°/m。 5.3半轴的结构设计及材料与热处理 为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗 些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿（轿 车半轴）至18齿（载货汽车半轴）。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结 构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部 较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采

47、用两端均为花键联接的结构， 且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。 半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnM，o40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi,35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388— 444（突缘部分可降至HB248）。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263,硬化层深约为其半径的1/3,心部硬度可定为HRC30-35;不淬火区（突缘等）的硬度可定在

48、HB248-277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高， 尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳（40号、45号）钢的半轴也日益增多。 6 驱动桥壳设计 驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车 荷重的作用，并将载荷传给车轮．作用在驱动车轮上的牵引力，制动力、侧向力 和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力 件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳。 在

49、汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳 有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的 行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量．桥壳还应结构 简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修 和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造 条件、材料供应等。 6.1 桥壳的结构型式 桥壳的结构型式大致分为可分式 a）可分式桥壳 可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，每一部分均由一 个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成 半轴套管与壳体用怫钉联

50、接。在 装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成 一个整体。具特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。 b）整体式桥壳 整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。

51、 整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。 6.2 桥壳的受力分析及强度计算 我国通常推荐：计算时将桥壳复杂的受力状况简化成三种典型的计算工况（与前述半轴强度计算的三种载荷工况相同）。 当牵引力或制动力最大时, 应力为： 桥壳钢板弹簧座处危险端面的弯曲应力 和扭转 (6-1) MvMh= WvWh (6-2) 式中Mv——地面对车轮垂直反力在桥壳板簧座处危险端面引起的垂直平面 内的弯矩, Mh=& b. b——桥壳板簧座到车轮面的距离； Mh——牵引力或制动力Fx2（一侧车轮上的）在水平平面内引起的弯矩,Mh

52、=Fx2b.? TT——牵引或制动时，上述危险断面所受的转矩，TT=F2rr; Wv、Wh——分别为桥壳危险断面垂直平面和水平面弯曲的抗弯截面系数; WT——危险断面的抗扭截面系数。 将数据带入式（6-2）、（6-3）得: 2 6=400N/mm 2 J250N/mm 桥壳许用弯曲应力为300-500N/mm,许用扭车专应力为150-400N/mm。可锻造桥壳取较小值，钢板冲压焊接桥壳取最大值。 7 结论 本课题设计的YZK1026cA费车驱动桥，采用非断开式驱动桥，由于结构简单、主减速器造价低廉、工作可靠，可以被广泛用在各种中型载货汽车。 设计介绍了后桥驱动的结构形式和工作原理，计算了差速器、主减速器以及半轴的结构尺寸，进行了强度校核，并绘制了有关零件图和装配图。 本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动 桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。 但此设计过程仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往 经验值得出，这样就带来了一定的误差。另外，在一些小的方面，由于时间问题， 做得还不够仔细，恳请各位老师同学给予批评指正。