汽车驱动桥设计

1、目目 录录中文摘要 3英文摘要 4引言 51.驱动桥结构 61.1 主减速器结构方案分析 61.2 主减速器主、从动锥齿轮和轴承的支承方案 101.3 锥齿轮的材料 111.2差速器结构和工作原理 121.3 半轴的分类和特点 141.4 桥壳的结构152.主减速器和轴承的受力分析与强度校核 162.1 第一级齿轮副的受力分析162.2 主减速器齿轮的强度校合222.3 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算252.4 第二级圆柱齿轮副的设计273.差速器有关零件的强度计算 303.1 差速器半轴齿轮和行星齿轮的弯曲应力 .303.2 半轴齿轮与止推垫之间的挤压应力 . .303.3 行星齿轮与止推垫片

2、之间的挤压应力 .313.4 差速器十字轴的强度计算 .31 4. 半轴的设计计算.324.1、扭转剪应力.324.2、花键齿面挤压应力.334.3、每个键齿根部的剪切应力.335. 桥壳设计.345.1 传递最大牵引力时，危险断面在板簧座附近.345.2 最大制动力时，危险断面在簧座附近.355.3 通过不平路面时，桥壳受到最大垂直静载荷，危险断面在簧座附近.365.4 最大侧向力时.376.编写的计算机程序.396.1 计算程序框图.396.2 桥壳计算程序.406.3 半轴计算程序.426.4 差速器计算程序.439.5 主减速器计算程序.449.6 AUTOCAD 辅助绘图.47结论.

3、48谢辞.49参考资料.50附录.51摘要摘要: :汽车驱动桥是汽车不可或缺的一个重要组成部分。驱动桥是汽车传动系中主要总成之一。其主要作用是保证当变速器置于最高档时，在良好道路条件下有足够的牵引力克服行驶阻力和获得汽车的最大车速，当然前提条件是要选择合适的传动比。此外，驱动桥还有承受载荷的功能。驱动桥的分类主要有：中央单极减速驱动桥，中央双级减速驱动桥和中央单、双极轮边减速驱动桥。本次论文中 13T 级载重汽车的驱动桥采用的是中央双级驱动桥。驱动桥的主要部件有：主减速器、差速器、半轴、桥壳以及支承轴承。首先对以上主要部件的结构和分类进行阐述，然后通过对这些主要部件的受力分析和强度校核，并运用

4、 C 语言编写计算机辅助设计和校核程序，最终把结果进行输出。关键词关键词: :双级主减速器、差速器、轴承、半轴、桥壳Abstract:Abstract: Driving axle is an important component of an automobile. Driving axle is the one of the main assembly of a vehicle. Its main role is to ensure that when the gearbox at the most high-grade, the road conditions will have good

5、 enough traction force to overcome resistance and obtain vehicle traffic greatest speed, of course, a prerequisite is to choose a suitable transmission over. In addition, the driving axle has to bear the load driven functions. There are some classes of driving axle below：single reduction driving axl

6、e, double reduction driving axle, wheel reductor driving axle. I have adopted double reduction driving axle in my disquisition of 13-ton camion. And the main components of driving axle are : final drive, differential, axle housing, axle shaft and bearing. Firstly, I have done some fabric and class i

7、ntroduction of these main components. Then output the results when the force analysis and intensity examination of the main components is over by C language.Keywords:Keywords:double reduction final drive， differential， bearing， axle shaft， axle housing引引 言言驱动桥是重型汽车的重要标志之一，其基本结构有以下 3 种： 1、中央单级减速驱动桥。是

8、驱动桥结构中最为简单的一种,是驱动桥的基本形式, 在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于 6 的情况下,应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮,主动小齿轮采用骑马式支承, 有差速锁装置供选用。 2、中央双级驱动桥。在国内目前的市场上,中央双级驱动桥主要有 2 种类型: 一类如伊顿系列产品,事先就在单级减速器中预留好空间,当要求增大牵引力与速比时,可装人圆柱行星齿轮减速机构,将原中央单级改成中央双级驱动桥,这种改制三化程度高, 桥壳、主减速器等均可通用,盆齿轮直径不变;另一类如洛克威尔系列产品,当要增大牵引力与速比时,需要改制第一级伞齿轮后,再装入第二级圆

9、柱直齿轮或斜齿轮,变成要求的中央双级驱动桥,这时桥壳可通用,主减速器不通用, 盆齿轮有 2 个规格。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时,作为系列产品而派生出来的一种型号,它们很难变型为前驱动桥,使用受到一定限制; 因此,综合来说,双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展,而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 3、中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为 2 类:一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥,沃尔沃、雷诺等都采用此类车桥;另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥,奔驰、斯

10、堪尼亚、中国重汽、重庆重汽等都采用此类车桥。 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给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求 ： 1、所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。 2、外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 3、齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 4、在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 5、在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 6、与悬架导

11、向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调。 7、结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。所以，我的毕业设计就是依照以上的原则对汽车驱动桥进行设计。我设计的是锥齿轮圆柱齿轮式双级主减速器的驱动桥。下面我将分开来设计。1.1.驱动桥结构驱动桥结构1.1 主减速器结构方案分析：主减速器结构方案分析：主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。.1 螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转

12、向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。.2 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距正的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动12齿轮圆周力之比 （1 - 1122Fc

13、osFcos1）式中:分别为主、从动齿轮的圆周力；12FF、分别为主、从动齿轮的螺旋角12、螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为 （1 - 2 2220s1 111cosicosF rrFrr2）式中：为双曲面齿轮传动比；0si分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。12rr、令，则。由于，所以系数，一般为125150。这说明：00sLiKi121K 1、当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。2、当传动比一定，从动齿轮尺寸

14、相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3、当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：1、在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。2、由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的1大于从动齿轮的2，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30。3、双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较

15、大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。4、双曲绵主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。5、双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6、双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：1、沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为

16、99。2、齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3、双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。4、 双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。一般情况下，当要求传动比大于45而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等

17、传动比，两种齿轮传动均可采用。.3 圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器贯通式驱动桥。.4 单级主减速器单级主减速器单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比扎不能太大，一般，7oi 进一步提高将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。oi单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。.5 双级主减速器双级主减速器双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动

18、比，一般为oi712。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平、斜向和垂向三种布置方案。纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，

19、但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值一般为1420，而且锥齿轮副传动比一般为1733，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。.6 贯通式主减速器贯通式主减速器贯通式主减速器根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具

20、有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于各种吨

21、位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降低车厢地板高度。对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯通的作用，有时仅用作贯通用，将其速比设计为1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布

22、置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定锥齿轮的螺旋方向，所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相斥的轴向力。这种结构与前者相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质心高度。1.21.2 主减速器主、从动锥齿轮和轴承的支承方案主减速器主、从动锥齿轮和轴承的支承方案主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。.1 主动锥齿轮和轴承的支承主动锥齿轮和轴承的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承

23、和跨置式支承两种。悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两支承间的距离凸b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于25倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距

24、离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。跨置式支承结构的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子

25、轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。.2 从动锥齿轮和轴承的支承从动锥齿轮和轴承的支承从动锥齿轮的支承，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c 十 d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。在具有大的主

26、传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如所示。1.31.3 锥齿轮的材料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。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求：1、具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。2、 轮齿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

27、。3、 锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。4、 选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。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0.812)，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，故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高，表面硬化层以下的

28、基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为00050020mm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的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。1 1. .4 4 差差速速器器结结构构和和工工作作原原理理汽车在行驶过程中，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短；左右两轮胎内的

29、气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左、右车轮间都装有轮间差速器。在多桥驱动的汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷、传动系零件损坏、轮胎磨损和燃料消耗等。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同角速度转动。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮

30、式和牙嵌自由轮式等多种形式。汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。他又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等这次毕业设计，我选用的是普通锥齿轮式差速器，以下是对这种差速器的详细介绍：由于普通锥齿轮式差速器结构简单、工作平稳可靠，所以广泛应用于一般使用条件的汽车驱动桥中。为差速器壳的角速度；分别为左、右两半轴0w12ww、的角速度；为差速器壳接受的转矩；为差速器的内摩擦力矩；分别为oTrT12TT、左、右两半轴对差速器的反转矩。根据运动分析可得 （2 - 1202www1）显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角

31、速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速反向旋转。根据力矩平衡可得 (2 - 2)120210TTTTTT差速器性能常以锁紧系数 k 是来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定 (2 - 3) 0/rkTT结合式（ 2 3）可得 (2 - 4) 10200.5(1)0.5(1)TTkTTk定义快慢转半轴的转矩比 kb=T2/T1,则 kb 与 k 之间有 (2 - 5)11bkkk11bbkkk普通锥齿轮差速器的锁紧系数是一般为005015，两半轴转矩比=111135，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴bk的转矩大致相等，这样的分配比例对于在

32、良好路面上行驶的汽车来说是合适的。但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小，无法发挥潜在牵引力，以致汽车停驶。除了普通锥齿轮式差速器之外，还有以下几中差速器，这里就简单介绍：摩擦片式差速器、 强制锁止式差速器、 滑块凸轮式差速器、蜗轮式差速器、 牙嵌式自由轮差速器。1.51.5 半轴的分类和特点半轴的分类和特点普通非断开式驱动桥半轴，根据其外端的支承形式，或受力状况的不同而分为全浮式、3/4 浮式和半浮式。转向驱动桥的半轴需要分段并由等速万向节相联接，带有摆动半轴的驱动桥的半轴

33、不仅需要分段并加进万向节，还需要伸缩花键或采用伸缩型等速万向节。.1 全浮式半轴：全浮式半轴：外端与两圆锥滚子轴承支承于桥壳的半轴套管上的轮毂想联接，由于车轮所承受的垂向、纵向和侧向力，以及由这些力引起的弯矩均经轮毂、轴承传给半轴套管，因此半轴只承受转矩不承受弯矩。其轮毂的尺寸以及质量较大，结构比较复杂，造价比较高，但是工作可靠，广泛应用于轻型以及以上的客车、火车和越野汽车上。.2 3/43/4 浮式半轴浮式半轴外端的安装关系与全浮式类似，但是仅有 1 个圆柱滚子轴承，支承刚度差，故除承受转矩外，还承受部分弯矩，已经比较少使用了。.3 半浮式半轴

34、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以及键与轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接。因此，除传递转矩外，还承受车轮传来的垂向力、侧向力和侧向力引起的弯矩，承受的载荷复杂。但结构简单，质量小，造价低，用于轿车和微型客车、货车等。1.61.6 桥壳的结构桥壳的结构桥壳可以分为整体式、组合式和对分式三种。.1 整体式桥壳整体式桥壳整体式桥壳的特点是将桥壳制成一个整体，犹如一整体空心梁，起强度及刚度都比较好，且桥壳与主减速器壳分为两体，主减速器以及差速器均装在独立的主减速器壳内，作为独立的总成，调整好后再由桥壳中部装入桥壳中

35、。拆装、调整、维修、保养等都很方便。整体式桥壳按其制造工艺的不同可以分为：1、钢板冲压焊接整体式桥壳钢板冲压焊接整体式桥壳是由上、下对焊的一对由钢板冲压而成的桥壳主件、前加强圈、后盖、半轴套管、突缘=钢板弹簧等组焊而成。其质量小、造价低、强度和刚度都较好，广泛应用于各种汽车。2、铸造整体式桥壳铸造整体式桥壳可用球墨铸铁、可锻铸铁或铸刚铸造。有的在球墨铸铁中加入1.1%的镍，解决了球铁的低温（-40C）冲击值急剧下降的问题。为进一步提高其强度和刚度，铸造整体式桥壳两端压入较长的无缝钢管，作为半轴套管并用销钉固定。每边半轴套管与桥壳的压配表面共四处，并由里向外逐渐加大配合表面的直径，以得到较好的压

36、配效果。其强度高、刚度好、工作可靠，但质量大、加工面多、制造工艺复杂。多用于重型卡车、少数中型载货汽车和越野汽车也有所采用。3、钢管扩张成形整体式桥壳钢管扩张成形整体式桥壳是由中碳无缝钢管或钢板卷焊钢管扩张成形制成，其生产效率高，材料的利用率高，桥壳质量小而强度及刚度都比较好，但是需要专业扩张成扎制设备。适用于轿车及轻、中型汽车的大量生产。.2 组合式桥壳组合式桥壳组合式桥壳又称为支架式桥壳，它是将主减速器壳与中部桥壳铸造成一体，两端压入无缝钢管并用销钉或塞焊固定。质量较小、主减速器齿轮轴承座的支撑刚度好，但桥壳刚度较差，用于微型汽车、轿车及轻型以下火车。.3

37、可分式桥壳可分式桥壳 可分式桥壳按其组成件数有可以分为两段可分式和三段可分式两种。两段可分式桥壳由一垂直接合面分为左、右两部分，每部分均由一铸件壳本和一压入起外端并用铆钉铆接的半轴掏管组成。在装配主减速器及差速器后左、右两半壳用一全螺栓联成一整体。其特点是制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修极不方便，桥壳的强度、刚度也较差，过去曾用于轻型轿车，现在已很少使用。三段可分式桥壳由左、中、右三部分组成，且均为铸件。中央部分为主减速器壳，便于主减速器和差速器的装配、调整，但维修主减速器及差速器时，仍要把整个桥从汽车上拆下，且其刚度、强度仍不如整体式桥壳。曾用于重型汽车，

38、现在已很少采用。带有摆动半轴的驱动桥，多仅有主减速器壳而无完整桥壳，或桥壳为断开式，均不承载。2.2.主减速器和轴承的受力分析与强度校核主减速器和轴承的受力分析与强度校核2.12.1 第一级齿轮副的受力分析第一级齿轮副的受力分析图2-1 主减速器布置图.1 作用于双曲面齿轮从动齿轮上的圆周力作用于双曲面齿轮从动齿轮上的圆周力2P （2 - 2222/mPTD1）式中：作用于从动齿轮上的转矩2T 从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径，其值为2mD （2 - 2222sinmDDbr2）式中：从动齿轮分度圆直径 2D2213.1 37484.7msDmZ 从动齿轮模数 sm13.1sm

39、 从动齿轮齿数 2Z237Z 从动齿轮齿面宽 2b76bmm 从动齿轮节角 2r276.8r A、2213.1 37484.7msDmZB、T2作用于从动齿轮上的转矩。按汽车设计中的推荐，取发动机最大转矩以及驱动桥打滑扭矩二者中的较小值，作为从动齿轮上的计算扭矩。发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动齿轮计算转矩。 （2 - max10/GedefTK TK i i i n 3）式中：发动机最大扭矩 maxeTmax1700eTN m 计算驱动桥数 n1n 变速箱一档速比 1i1i 6.0 分速器传动比 fi1fi 主减速器传动比 0i05.286i 从发动机到被齿的传动效率 0.855 动载系

40、数 dK1dK 1K 1700 1 1 6.0 5.286 0.855/146099.21GeTNm 驱动轮打滑确定从动齿轮计算扭矩 （2 - 22/GsrmmTG mri 4）式中：满载时后桥静负荷 2G2130000GN 汽车最大加速时的后桥负荷转系系数 2m20.6m 轮胎与地面的附着系数 0.7 车轮的滚动半径 rr5600.56rrmmm 主减中从动齿轮到车轮之间的传动比 mi1mi 无轮边减速器时 m1m13000 0.7 0.6 0.56/1/130576GsTN m所以取作为从动锥齿轮的计算扭矩230576TN m2222/2 30576 1000/410.71148893.3

41、8mPTDN.2 主动齿轮上的圆周力：主动齿轮上的圆周力：由于作用于双曲面主、被齿轮上的法向力相等，所以有： （2 - 12/cos 1/cos2fPPP5）式中：主齿轮螺旋角145 北齿轮螺旋角236.82所以：12cos 1/cos2148893.38 cos45 /cos36.8297757.82PPN.3 齿轮受力情况分析：齿轮受力情况分析：由上述计算得：主动齿轮圆周力 197757.82PN被动齿轮圆周力 2148893.38PN本次计算选用的主动齿轮为左旋，被动齿轮为右旋。当汽车前进时，主动齿轮顺时针方向旋转， （从小轮轴大端看） ，从动小齿轮顶看为

42、逆针方向。以下计算以小轮左旋，逆时针方向旋转作为计算依据，公式中计算结果为正值时，说明与图示轴向力相同，否则若计算结果为负值则说明与图示方向相反。 图2-2 主动小齿轮齿面上的作用力分布图说明：1、公式中的节锥角T，在计算主动齿轮受力时用面锥角代之；计算小齿轮时用面角代替；计算小齿轮时用面角代替。116.57r 272.8r 2、计算结果如轴向力为正，表明力的方向离开锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值，表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮靠近相啮合齿轮。 3、当计算双曲面齿轮受力时，为轮齿驱动齿廓的法向压力角。22.54、中点螺旋角 小齿轮 145 大齿轮 236.82表1 主动

43、齿轮顺时针旋转时齿面上的轴向力和径向力 主动小齿轮螺旋方向旋转方向 轴向力 径向力 右 顺时针 主动齿轮111111(tansinsincos )/cos97757.82(tan22.5sin16.57sin45 cos16.57 )/cos4577366.87apPPrrN 主动齿轮111111(tancossinsin )/cos97757.82(tan22.5cos16.57sin45 sin16.57 )/cos4582766.32rpPPrrN 左逆时针 从动齿轮122222(tansinsincos)/cos148893.38(tan22.5sin72.8sin36.82 sin7

44、2.8 )/cos36.82106558.2apPPrrN 从动齿轮 122222(tancossinsin)/cos148893.38(tan22.5cos72.8sin36.82 sin72.8 )/cos36.8283700.67rpPPrrN 表2 主动齿轮顺时针旋转时齿面上的轴向力和径向力主动小齿轮螺旋方向旋转方向轴向力径向力右逆时针主动齿轮111111(tansinsincos )/cos97757.82(tan22.5cos16.57sin45 sin16.57 )/cos45110029.4apPPrrN主动齿轮111111(tancossinsin )/cos97757.82

45、(tan22.5cos16.57sin45 sin16.57 )/cos4525799.95rpPPrrN左顺时针从动齿轮112222(tansinsincos)/cos148893.38(tan22.5sin72.8sin36.82 cos72.8 )/cos36.8240634.49apPPrrN从动齿轮112222(tancossinsin)/cos148893.38(tan22.5cos72.8sin36.82 sin72.8 )/cos36.82433689.85rpPPrrN综上所述：（汽车处于发动机最大转矩情况下）当汽车前进时，主动齿轮左旋逆时针方向旋转，其主、被齿轮所受轴向力以

46、及径向力分别如下：主动齿轮：轴向力 1110029.4apPN 径向力 182766.32rpPN被动齿轮：轴向力 1106558.2apPN 径向力 1433689.85rpPN.4 中点螺旋角中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且,与之差称为偏移角。1212选择时，应考虑它对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，F则也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越F高。一般应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受

47、的轴F向力也会过大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角约为3540。轿车选用较大的值以保证较大的，使运转平稳，噪声低；货车选用较小声值以F防止轴向力过大，通常取35。 2.22.2 主减速器齿轮的强度校合主减速器齿轮的强度校合.1 确定计算载荷确定计算载荷在“主减速器齿轮受力分析”中已经求出：1、发动机最大转矩和最低档传动比的从动锥齿轮的计算扭矩：46099.21GeTNm2、驱动桥打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算扭矩：30576GsTNm以上两种扭矩不是汽车的日常行驶平均扭矩，仅为锥齿轮的最大扭矩，不能进行疲劳寿命计算，只能用做计算锥齿轮的最大应力。对于一具体

48、车辆主减速器锥齿轮，取两者中的较小者作为计算扭矩，与按日常行驶扭矩确定的从动锥齿轮的计算扭矩共同计算主减速器的齿轮强度。 3、按日常行驶扭矩确定从动锥齿轮的计算扭矩 （2-1()/GaraimmMG Rfffi6）式中：汽车总重 aG89000aGN 0.56rRm 1mi 驱动轴的传动效率 m0.9m 道路系数 af0.07af 性能系数 if0if 滚动阻力系数 f0.0165f 所以：189000 0.56(0.070.0165)/1 0.94790.18GMNm同时，按最大扭矩、驱动轮打滑扭矩确定的扭矩为： 230576gMNm相应的主动锥齿轮的扭矩为：A、24790.18GMNm （

49、2 - 1211/GGooMMi7）式中：齿轮传动比 1oi15.286oi 齿轮传动的效率 1o10.95o所以：14790.18/5.286 095953.9GMNmB、230576GMNm 1211/GGooMMi所以：130576/5.286 0.956088.77GMNm.2 主减速器齿轮强度计算主减速器齿轮强度计算1、齿轮弯曲强度：主动齿轮： （2 - 31111(2) 10 /()PpOSmVsPMKKKKmbDJ8）被动齿轮： （2 - 31222(2) 10 /()GpOSmVsPMKKKKmbDJ9）式中：齿轮弯曲应力PG、 主齿轮计算扭矩 （打滑最大）1p

50、M1953.9pMNm （日常打滑）16088.77pMNm 被齿轮计算扭矩 （打滑最大）2pM24790.18pMNm （日常行驶）230576pMNm 端面模数 sm13.10sm 主齿齿面宽 1b193bmm 被齿齿面宽 2b276bmm 主齿分度圆直径 1D1139.90Dmm 被齿分度圆直径 2D2486.32Dmm 齿根弯曲强度和齿面接触强度的过载系数 OK1OK 齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数 SK0.7449SK 齿面载荷分配系数 mK1mK 质量系数 VK1VK 主齿弯曲应力综合系数 1PJ10.22PJ 被齿弯曲应力综合系数 2PJ20.24PJA、按日常行驶扭矩计算

51、得：主齿：2237.89/210.9/PN mmN mm被齿：2264.41/210.9/N mmN mmGB、按最大打滑较小者计算得：主齿：22241.86/600/N mmN mmP被齿：22391.9/600/N mmN mmG2、齿轮接触强度计算： （2 - 31/21210 /()/POSmfVCMKKKKKbJD J10）式中：主齿轮计算扭矩M 尺寸系数 SK1SK 表面质量系数 fK1fK 同弯曲应力中所述 OmVKKK、111OmVKKK、 综合系数 PC1/2234/PCNmm 齿面接触强度系数 J0.1725J 较小（主、被齿）齿宽 b76bmm 主齿分度圆直径 1D113

52、9.90Dmm所以：A、按日常行驶扭矩计算：221429.84/1750/N mmN mmJB、按最大扭矩计算：223612.45/3800/N mmN mmJ2.32.3 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算主减速器锥齿轮轴承的载荷计算.1 锥齿轮轴承的载荷锥齿轮轴承的载荷各轴承的载荷计算公式见下表3。表3 轴承受力计算表轴承B径向力221()()2agapmFabF DF abaaa轴向力apF轴承C径向力2212rpapmF bF DFbaaa轴承上的载荷确定后，很容易根据轴承型号来计算其寿命，或根据寿命要求来选择轴承型号。.2 锥齿轮轴承的寿命设计：锥齿轮轴承的

53、寿命设计：轴承型号见表4，轴承示意图见图2-3，2-4。表4 轴承型号和基本参数计算系数轴承型号基本额定功率EYYO27313EK171.70.351.7127315X33700.421.40.8NJ2309 2NRV/C30.421.40.48图2-3 主动齿轮轴承布置方案轴承D径向力2222()rpagmF dF DFdcdcdcd轴向力agF轴承A径向力2222()agagmF cF DFccdcdcd图2-4 从动齿轮轴承布置方案1、求轴承的派生轴向力： （2-/0.8rSPctg11）其中：接触角度 18则轴承A、C、D的派生轴向力分别为：/0.810446.93ArASPctgN/

54、0.86422.9CrCSPctgN/0.86422.9DrDSPctgN2、求轴承的当量都载荷：由轴承所受力的情况可知：轴承A上所受的总轴向力：=15274.94N （2-1ArAASP 12）轴承C上所受的总轴向力：=6422.9N （2-2CAS13）轴承D上所受的总轴向力：=17369.57N （2-32dapASP 14）所以：轴承A、C、D的当量都载荷分别为：A轴承：=23149.69N1arAPX PY AC轴承：=14232.78N2crCPX PY AD轴承：=27708.87N3DrDPX PY A式中：径向载荷系数； X0.4X 轴向载荷系数； Y0.418Yctg2.4

55、2.4 第二级圆柱齿轮副的设计第二级圆柱齿轮副的设计1、圆柱齿轮副的受力分析：名义转矩：； （2-9549*/TP n15）分度圆上名义切向力： （2-2000*/tFT d16）沿啮合线方向垂直于齿面的径向力：； （2-tancosnrtFF17）沿啮合线方向垂直于齿面的轴向力：； （2-*tanxtFF18）2、圆柱齿轮疲劳强度计算：载荷系数：； （2-AVHHKK K KK19）齿轮接触强度的计算应力： （2-1*(1)*tHEHKFuZ Z Z Zbdu20）齿轮弯曲强度的计算应力： （2-tFFaSaenKFY Y Y Ybm21）式中：使用系数；AK 动载系数；VK 齿轮的接触强度

56、计算的齿间载荷分配系数；HK 接触强度计算的齿向载荷分配系数；HK 传动功率；P 齿轮转速；n 分度圆直径；d 齿轮螺旋角； 压力角；na 工作齿宽；b 小齿轮分度圆直径；1d 齿数比；u 弹性系数；EZ 节点区域系数；HZ 重合度系数；Z 螺旋角系数；Z 齿轮模数；nm 齿形系数；FaY 应力修正系数；SaY 螺旋角系数；Y 重合度系数；Y3 3. . 差差速速器器有有关关零零件件的的强强度度计计算算3 3. .1 1 差差速速器器半半轴轴齿齿轮轮和和行行星星齿齿轮轮的的弯弯曲曲应应力力由于差速器齿轮不像主减速器那样一直处于啮合状态，捏合的接触疲劳破坏一般不会发生，所以只进行弯曲强度计算。

57、（3-32210 /smVsMKKKmb dJn 半1）式中：半轴的计算扭矩M半 日常：2874.11MNm半 最大：18345.6MNm半 行星齿轮数 n4n 综合系数 J0.250J 载荷陪部系数 mK1.1mK 质量系数 VK1VK 模数 sm6.35sm 尺寸系数 sK0.707sK 半轴齿轮齿面宽 b29.93bmm 半轴齿轮大端分度圆直径 2d156.6mm所以：日常： 2299.66/210.9/N mmN mm 最大： 22636.16/980/N mmN mm3 3. .2 2 半半轴轴齿齿轮轮与与止止推推垫垫之之间间的的挤挤压压应应力力 （3-22214/()/cmaPDd

58、N mm半2）式中：半轴齿轮轴向力aP半 4 (2tansin)/(sin)aPMdbn半半半半半 压力角 22.5 节锥角 半61半 分度圆直径 d半156.6dmm半 半轴齿轮垫片外径 D130Dmm 半轴齿轮垫片内径 d91.2dmm 齿宽 b29.93bmm所以：A、日常：15967.024aPN半 B、最大：73382.33aPN半 C、日常：2210.59/50 100/cmN mmN mm D、最大：2212.72/50 100/cmN mmN mm3 3. .3 3 行行星星齿齿轮轮与与止止推推垫垫片片之之间间的的挤挤压压应应力力： （3-222114/()cmaPDd行3）式

59、中：行星齿轮与止推垫片接触外径 1D169Dmm 行星齿轮与止推垫片接触内径 1d134.2dmm 行星轮所收轴向力，其确定如下：aP行 2tansin/(sin)aPMdbn行半行行行式中：22.5 行星齿轮节角行29行所以：A、日常：4062.48aPN行 B、最大：25931.27aPN行 C、日常行驶扭矩计算： 2221.4/50100/cmN mmN mm D、按最大行驶扭矩计算：2229.2/50100/cmN mmN mm 3 3. .4 4 差差速速器器十十字字轴轴与与行行星星齿齿轮轮之之间间的的挤挤压压应应力力 （3-3/cmPd l4）式中：34dmm 行星齿轮与十字轴之间

60、的挤压长度 l49lmm按日常行驶扭矩计算得： 22312.14/50100/cmN mmN mm 按最大行驶扭矩计算得：22377.51/50100/cmN mmN mm B、十字轴与差速器壳体之间的挤压应力4.4. 半轴的设计计算半轴的设计计算4.14.1 扭转剪应力扭转剪应力当传递最大牵引力时： *dMgM半 3/6dW （4-/WM半1）式中：半轴杆径 d59dmm 3107481.68Wmm 2233.49/600/N mmN mm最大制动力时： （4-22*/2zrMGrM制2） 2/(*)zgLLhM max/MW制式中：制动时载荷从新分配系数2ZM 2/()ZgMLLh 轴距