电动客车驱动桥总成设计

河南科技大学高等教育自学考试毕业论文PAGE45高等教育自学考试毕业设计（论文）说明书汽车检测与维修专业（本科）市地：南阳市准考证号：130210100317姓名：王鹏飞河南科技大学高等教育自学考试办公室高等教育自学考试毕业设计（论文）任务书题目：电动客车驱动桥总成设计本环节自年月日起至年月日进行地点：河南工业职业技术学院南实训楼内容要求：指导老师：邵海泉职称：讲师批准日期：年月日PAGE56电动客车驱动桥设计总成摘要纯电动客车几乎是一种零污染的城市交通工具，因此国家相关政策和一些企业也正在投入资金和人力开展深入研究。在城市公交客车上采用纯电动技术的意义在行业内已取得普遍共识，但在其产业化过程中，除了电池、电机等技术瓶颈外，其与普通内燃机驱动客车相比，电动客车的底盘等机械构件的设计与生产也存在着一系列的问题。本文首先对电动客车的动力方式进行分析，根据其动力方式来确定电动汽车驱动桥类型，并依照驱动桥的设计原则对驱动桥的结构进行选择，确定驱动桥的设计方案。选择恰当的性能参数，减少电动客车运行中的能量消耗，提高电动客车的能量传动效率，对电动客车的发展有着重要的意义。关键词：纯电动客车，动力方式，驱动桥，设计方案

ElectricvehicledriveaxleassemblydesignABSTRACTAlmostapureelectricbus0pollutedurbantransport,thenationalpoliciesandsomecompaniesalsoareinvestingmoneyandmanpowertocarryoutin-depthstudy.Inthecitybusonthemeaningofpureelectrictechnologyintheindustryhasachievedwidespreadconsensus,butinitsindustrializationprocess,inadditiontothebattery,motorandothertechnicalbottleneck,itspassenger,comparedwithordinaryinternalcombustionengine,theelectricpassengercarchassis,etc.Designandproductionofmechanicalcomponentsthereareanumberofproblems.Thisarticlefirstelectricvehicleofthedynamicway,accordingtoitspowertodeterminethewaythetypeofelectricvehicledriveaxleanddriveaxledesigninaccordancewiththeprinciplesofthestructureonthedriveaxletochoose,determinethedriveaxledesign.Selecttheappropriateperformanceparameters,toreduceelectricenergyconsumptionofpassengercarsinoperation,thedrivetoimprovetheenergyefficiencyofelectricbuses,electricbusesonthedevelopmentofgreatsignificance.KEYWORDS：pureelectricvehicle，powermode，overallaxledesign目录摘要 IABSTRACT II前言 1第一章电动客车动力方式简析 4§1.1电动客车动力布置 4§1.1.1传统驱动模式的特征 5§1.1.2电动机—驱动桥组合式驱动系统的特征 5§1.1.3电动机—驱动桥整体式驱动系统的特征 5§1.1.4轮毂电动机分散驱动系统的特征 6§1.2电动客车动力传动系统介绍 6§1.3电动客车驱动桥的构成 6第二章电动客车驱动桥总成方案论证 8§2.1非断开式驱动桥 8§2.2断开式驱动桥 9§2.3电动客车驱动桥形式的选取 10第三章主减速器的设计 11§3.1主减速器结构方案的选择 11§3.1.1单级主减速器 11§3.1.2弧齿锥齿轮与双曲面齿轮的比较 14§3.1.3双级主减速器 15§3.1.4双速主减速器 15§3.2主减速器锥齿轮的许用偏移量 16§3.3主减速器锥齿轮的支承方案 16§3.4主减速器计算载荷的确定 18§3.4.1主减速器锥齿轮的计算载荷的三种确定方法 18§3.4.2主动锥齿轮的计算转矩Tz 20§3.5主减速器锥齿轮的参数选择 20§3.5.1主、从动锥齿轮齿数的选择 21§3.5.2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择 21§3.6双曲面齿轮偏移距的选择 22§3.7锥齿轮上的受力 22§3.7.1齿面宽中点处的圆周力 22§3.7.2锥齿轮上的轴向力和径向力 23§3.8主减速器轴承的载荷 24§3.8.1受力计算 25§3.8.2轴承载荷校核 26第四章差速器设计 29§4.1差速器结构形式选择 29§4.2对称式圆锥行星齿轮差速器的运动学分析 30§4.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构设计 31§4.3.1行星齿轮数目的选择 31§4.3.2行星齿轮球面半径的确定 31§4.3.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 32§4.3.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 32§4.3.5压力角 33§4.3.6行星齿轮的轴孔长度和孔径 33§4.4差速器齿轮的材料 34§4.5差速器的几何尺寸计算和强度分析 34§4.5.1差速器的几何尺寸计算 34§4.5.2差速器的强度分析 34第五章车轮传动装置的设计 36§5.1半轴型式的选取 36§5.1.1半浮式半轴 36§5.1.23/4浮式半轴 37§5.1.3全浮式半轴 38§5.2半轴的设计与计算 38§5.2.1半轴的载荷计算 39§5.2.2全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取 39§5.2.3全浮式半轴的强度校核 40§5.3半轴花键的选择和强度计算 40§5.3.1半轴花键的选择 41§5.3.2半轴花键的强度计算 41§5.4半轴的结构设计及材料热处理 41第六章驱动桥壳设计 43§6.1桥壳的结构方案的分析 43§6.1.1可分式桥壳 43§6.1.2整体式桥壳 44§6.2桥壳的受力分析及强度计算 45第七章驱动桥结构元件 47§7.1支承轴承的预紧 47§7.2锥齿轮啮合的调整 47§7.3润滑 48第八章驱动桥试验 49§8.1整车道路试验及使用试验 49§8.2台式试验 49结论 51参考文献 52致谢 53附录 54前言一、背景近年来，我国在纯电动客车领域取得了一系列科技成果和技术突破，拥有了一批具有自主知识产权的核心技术，在电动汽车整车总体技术和关键零部件技术方面积累了丰富的经验，取得了丰硕的成果。我国正通过电动客车产业化开发环境、生产基地以及管理环境的建设，争取在整车产品技术上取得重大突破，带动电动客车、电动城市多功能车、电动汽车相关产业的技术进步和发展。电动客车以车载电源为动力，用电力驱动系统代替传统发动机，用电机驱动车轮行驶。它符合道路交通、安全法规各项要求。有些研究表明，同样的原油经过粗炼，送至电厂发电，经充入电池，再由电池驱动汽车，其能量利用效率比经过精炼变为汽油，再经汽油机驱动汽车高，因此有利于节约能源和减少二氧化碳的排量，正是这些优点，使电动客车的研究和应用（尤其在城市的应用）成为汽车工业的一个"热点"。二、课程目标与意义电动客车传动装置的作用是将电动机的驱动转矩传给客车的驱动轴。本课题是对纯电动中型客车驱动桥总成的结构设计。故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。课题所设计的纯电动大型客车规格如下：1.动力方面，转速（额定/峰值）：,功率（额定/峰值）：，扭矩：，控制器最高效率：，最高车速：，加速时间：，最大爬坡度：，行驶里程匀速行驶：。2.燃料方面：动力电池类型：锂离子动力电池，电池组规格：，，百公里经济性（匀速行驶）：。3.外观方面：长，宽，高，前悬/后悬,整备质量/满载质量:。另外，驱动桥总成离地间隙。电动客车驱动桥是电动客车的重大总成之一，承载着客车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。电动客车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。另外，汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮。由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。三、设计概述驱动桥处于动力传动系的末端，其功用是增大由传动轴或变速器传来的转矩,改变传动方向，并将动力合理地分配给左、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力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳（或梁）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.齿轮及其它传动件工作平稳，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.与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。7.结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。本次电动客车驱动桥总成的设计主要解决两个问题，第一，想办法将驱动电机输出扭矩通过传动装置将动力传递到后轮子上，达到更好的车轮牵引力与转向力的有效发挥，从而提高电动客车的行驶能力。第二，在差速器向两边半轴传递动力的同时，得允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，选择的电动客车为大型城市客车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合大型客车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。所设计的电动客车驱动桥总体制造工艺性好、外形美观，工作更稳定、可靠。该驱动桥设计大大降低了制造成本，同时驱动桥使用维护成本也降低了。驱动桥结构符合城市大型纯电动客车的整体结构要求。设计的产品达到了结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求。目前我国正在大力发展电动客车产业,采用后轮驱动电动客车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的客车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果你的变速器出了故障，对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益。第一章电动客车动力方式简析§1.1电动客车动力布置电动客车的动力系统主要包括能源系统（动力电池）、驱动系统和变速系统。动力系统是电动客车最重要的子系统，几乎决定了整车的动力性和经济性，是电动客车产业化的关键技术。驱动电机是纯电动客车的动力装置，这是纯电动客车与传统内燃机客车的根本区别之处。现代的纯电动客车所采用的驱动电机主要是交流电动机、永磁电动机和开关阻尼电动机等。纯电动客车驱动系统有驱动电动机和驱动操纵系统共同组成，随着纯电动客车结构形式不同，采用了不同驱动系统。图1-1一种电动客车的基本组成纯电动客车的驱动系统由集中驱动系统和轮毂驱动系统组成。其驱动系统总布置形式有以下几种：（1）传统驱动模式；（2）电机-驱动桥组合式驱动系统；（3）电动机-驱动桥整体式式驱动系统；（4）轮毂电动机分散驱动系统。§1.1.1传统驱动模式的特征１．电动机代替发动机；２．仍然采用内燃机汽车的传动系统，包括离合器、变速器、传动轴和驱动桥等总成；３．有电动机前置驱动桥前置（Ｆ-Ｆ），电动机前置驱动桥后置（Ｆ-Ｒ）等各种驱动模式；４．结构复杂，效率低，不能充分发挥电动机的性能。§1.1.2电动机—驱动桥组合式驱动系统的特征1.在电动机端盖处装置变速齿轮、差速器等驱动总成，形成电动机—驱动桥组合式驱动系统；2．有电动机前置驱动桥前置（Ｆ－Ｆ），电动机前置驱动桥后置（Ｆ－Ｒ），驱动桥后置（Ｒ－Ｒ）等驱动模式；3．传动机构紧凑，传动效率高，安装方便。§1.1.3电动机—驱动桥整体式驱动系统的特征1.在电动机端盖处装置变速齿轮、差速器等驱动总成，电动机有一个空心轴，有一个驱动桥的半轴从电动机空心轴中通过；２．有电动机前置驱动桥前置(Ｆ－Ｆ），电动机前置驱动桥后置（Ｆ－Ｒ），驱动桥后置（Ｒ－Ｒ）等驱动模式；３．传动机构紧凑，传动效率高，可以作为驱动桥布置在车架下面。§1.1.4轮毂电动机分散驱动系统的特征１．电动机装在车轮轮毂中，可以有４×２和４×４两种布置方式，各个车轮之间的同步转动或差速转动由中央控制器的计算机系统控制；２．４×2布置方式有双双前轮驱动模式和双后轮驱动模式；３.４×４布置方式可以实现４轮驱动模式；４.能腾出大量有效空间，便于布置。§1.2电动客车动力传动系统介绍电动客车传动系统的结构形式，主要与驱动电机的特性有关。如果所选择的电机具有的转矩-转速特性不太理想，就要安装传统内燃机汽车都有的变速器，改变传动比，增大转矩。一般来说，由于电机的转矩-转速特性要比内燃机更接近于理想情况，所以其传动系统相对要简单一些。但是如果所选用的电机具有很大的超载能力，在短期内能提供足够大的转矩，就可以取消变速器和离合器，主要靠电机调速，使传统系统更为简单。对于采用轮毂电机或轮边电机的电动客车来说，由于将电机、减速器等部件直接安装在驱动轮毂中或驱动轮边，取消了传动轴、主减速器和差速器等部件，因此传统系统大为简化，驱动轮的差速功能由电子控制装置来提供。§1.3电动客车驱动桥的构成电动客车的驱动桥为客车传统系统中最末端总成。其功用主要如下：将传动装置传来的驱动电机的转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副或双曲面齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同速度转向；通过桥壳体和车轮实现承载及传力作用。虽然在采用电动轮驱动时，电动客车可以省去传统内燃机客车传动系统的差速器，但对驱动电机的要求太高。并且，电动客车的驱动电机需要频繁启动和停车，并承受较大的加速度或减速度，而且要求低速大转矩爬坡，高速小转矩运行和运行速度范围宽。考虑到本研究课题-电动客车驱动桥总成的实用性，要求本次的电动客车驱动桥总成主要由主减速器、差速器、车轮传动装置以及驱动桥壳等元件构成。第二章电动客车驱动桥总成方案论证§2.1非断开式驱动桥驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架结构密切相关。当车轮采用非独立悬架时，采用的为非断开式驱动桥，又叫整体式驱动桥，即驱动桥壳（或梁）是一根刚性梁。图2-1非断开式驱动桥1后桥壳；2差速器壳；3差速器行星齿轮；4差速器半轴齿轮；5半轴；6主减速器从动齿圈；7主减速器主动小齿轮普通非断开式驱动桥，由于结构简单、制造工艺性好，成本低，可靠性好，维修调整容易，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。§2.2断开式驱动桥当汽车采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应采用断开式，此时主减速器装在车架或车身上，车轮传动装置采用万向节传动。图2-2断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。§2.3电动客车驱动桥形式的选取由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅文献[2]，参照国内相关客车的设计,经方案验证，最后本课题选用非断开式驱动桥。图2-3非断开式驱动桥的结构示意图1-锁紧螺母2-键3-轮毂4-桥壳5-差速装置6-半轴7-轴承第三章主减速器的设计驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：一、所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。二、外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。三、在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。四、在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。五、结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。§3.1主减速器结构方案的选择为适应不同车型的使用要求，主减速器有多种结构形式。按照主减速器所具有的齿轮副的数目可以分为单级主减速器（有一对齿轮副）和双级主减速器（有两对齿轮副）。而双级主减速器按结构形式又可分为整体式和分开式两种。其中，分开式双级主减速器的第一级设于驱动桥中部（称为中央减速器），而第二级设于轮边（称为轮边减速器）。当主减速器具有两个挡位时，称其为双速主减速器。§3.1.1单级主减速器单级主减速器常由一对圆锥齿轮组成。这种主减速器结构比较简单，质量小，成本低，使用简单。但是主传动比不能太大，一般不大于7.0.如果进一步提高主传动比将会增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙（降低通过性），并且会使从动齿轮热处理复杂化。由于上述特点，单级主减速器广泛用于轿车和轻、中型货车上。主减速器的传动形式主要有：（a）螺旋锥齿轮传动；（b）双曲面齿轮传动（又叫准双曲面齿轮传动）；（c）圆柱齿轮传动；（d）蜗杆蜗轮传动。图3-1主减速器的传动形式（a）螺旋锥齿轮传动；（b）双曲面齿轮传动（c）圆柱齿轮传动；（d）蜗杆蜗轮传动螺旋锥齿轮传动有以下特点：零件制造比较简单，但是其工作噪声大，且对啮合精度很敏感。即，齿轮副锥顶稍有不吻合，便会使工作条件急剧变坏，从而使磨损加剧，噪声增大。因此要保证齿轮副的正确啮合，因而必须将轴承预紧，提高支撑刚度，增大主减速器壳体的刚度。其中，螺旋锥齿轮传动是弧齿锥齿轮传动的一种形式。弧齿锥齿轮传动，一对弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不是在全长上啮合，而是从一端逐渐连续平稳地转向另一端，并有几个齿同时载荷，而且啮合平稳。弧齿锥齿轮主动齿轮的螺旋角1与从动锥齿轮的螺旋角2是相等的，和是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么弧齿锥齿轮的传动比为：（3-1）对于双曲面锥齿轮传动(如下图)来说有以下特点：主、从动轴轴线不相交，而是有一偏移距E，这是与螺旋锥齿轮传动的不同之处。图3-2双曲面齿轮副的受力情况由于存在偏移距E，使主动齿轮螺旋角与从动齿轮螺旋角不相等，且。其中，是主动齿轮的切向力，是从动齿轮的切向力。在啮合点，两齿轮啮合齿面的法线方向相同。此时，啮合齿面上的法向力应该彼此相等，都为。而（3-2）（3-3）所以（3-4）（3-5）设和分别为主、从动齿轮平均分度圆半径，则双曲面齿轮传动（3-6）而对螺旋锥齿轮传动，其传动比为（3-7）在上式中，。这说明，当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮的尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。从另一个角度说，当传动比一定、从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比螺旋锥齿轮有较大的直径，从而有较高的轮齿强度、较大的主动齿轮轴和轴承刚度。再者，当传动比和主动齿轮尺寸一定时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮小，因而可以增大主减速器壳处的离地间隙。圆柱齿轮传动结构仅限于用在驱动电机横置的驱动桥中，这时不需要改变传动方向。蜗杆蜗轮传动的特点为：可以在轮廓尺寸较小、结构质量较小的情况下得到的传动比（传动比可以大于7），工作平稳、无声，适宜把多驱动桥汽车的驱动桥布置成贯通式。但是，其传动效率较低，成本较高，蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜，采用的材料价格高。由于以上特点，蜗杆蜗轮传动尽在生产批量不大的少数场合得到应用。§3.1.2弧齿锥齿轮与双曲面齿轮的比较弧齿锥齿轮工作噪声大，对啮合精度和装配精度比较敏感。为保证齿轮副的正确啮合，必须预紧轴承，并提高轴承的支承刚体和壳体的刚度，若精度得不能满足，便会使齿轮磨损增大和噪声增大。齿轮的工作条件急剧变坏。弧齿锥齿轮制造简单、生产成本低。双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，但是若偏移距E过大，则沿齿长方向的纵向滑动可以造成摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮的齿面间压力和摩擦功都很大，可能导致油膜破坏和齿面间咬死，所以必须采用特殊的双曲面齿轮油，以改善油膜的强度，避免齿面烧结或咬死。双曲面齿轮主减速器的主动轴可以布置在从动齿轮中心平面的下方，降低万向节传动的高度，从而降低车身的高度；当采用贯通式驱动桥时，主动轴布置在从动齿轮中心平面的下方，可以增大传动轴的离地高度，提高汽车的通过性。双曲面齿轮制造复杂，生产成本高。双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较见下表通过弧齿锥齿轮与双曲面齿轮的比较，双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，且能降低离地间隙，所以本次设计选用双曲面齿轮传动作为主减速器。表3-1双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较特点双曲面齿轮弧齿锥齿轮运转平稳性优良抗弯强度提高30%较底接触强度高较底抗胶合能力较弱强滑动速度大小效率约96%约99%对安装误差的敏感性取决于支撑刚度和刀盘直径同左轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小润滑油有多种添加剂的特种润滑油普通润滑油§3.1.3双级主减速器与单级主减速器相比，采用双级主减速器可以在保证离地间隙相同的情况下得到更大的传动比（），但是其尺寸较大，质量较大，成本较高，传动效率低，主要用于中、重型货车，越野车上。双级主减速器又分为整体式和分开式，分开式可以在保证具有较大传动比的条件下，驱动桥中央部分尺寸小，离地间隙较大，多用于越野车、重型矿用自卸车和重型货车，但是由于必须在每个驱动轮旁边均设一轮边减速器，导致结构复杂，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难，所以，分开式双级主减速器不适合用于大型纯电动客车的主减速器的设计。§3.1.4双速主减速器双速主减速器有两个挡位，即有两个主传动比，它与普通变速器相配可成倍增加挡位，且不需要采用副变速器。其低档适于在困难的路面上应用，以克服较大的行驶阻力；其高挡适用于良好的路面和非满载状况下应用，以获得较好的燃料经济性和提高平均车速。因此，双速主减速器最适合用于由标准货车变形而得到的山区用车、牵引车和特种汽车上。综上所述，参考文献[2]和[4]从经济型、实用性和可靠性方面出发，又根据设计的电动客车传动比远小于7，经方案验证本次电动客车的主减速器的设计选用单级级主减速器。§3.2主减速器锥齿轮的许用偏移量在设计具有锥齿轮传动的主减速器中，一个很重要的考虑就是要保证主动和从动锥齿轮能良好地啮合，工作可靠，运行平稳。齿轮的正确啮合，与齿轮的加工质量，齿轮的装配调整，轴承、主减速器壳体的刚度，以及齿轮的支撑刚度密切相关。下图给出了主减速器锥齿轮的许用偏移量。图3-3主减速器锥齿轮的许用偏移量为了使锥齿轮能够正常工作，各偏移量应该控制在上述许用偏移量范围内。§3.3主减速器锥齿轮的支承方案要使带有锥齿轮的主减速器的主、从动锥齿轮啮合状况良好，并且可靠而安静平滑地工作，除了与齿轮加工质量、齿轮的装配间隙调整、轴承型式选择以及主减速器整体的刚度有关外，还与齿轮的支承刚度有着密切的关系。支承刚度不够，则可能造成齿轮受载荷变形或者位置偏移，破坏啮合精度。主动锥齿轮支承有两种型式：悬臂式支承和跨置式支承。图3-4动锥齿轮的支撑形式a）悬臂式支撑b)跨置式支承悬臂式支承如图a所示，其特点是主动锥齿轮轴上两个轴承的圆锥滚子大端向外，这样可以减小悬臂的长度a，增加支承间的距离b，以提高主动轴的支承刚度。在设计时，两轴承支承间距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，靠近齿轮的轴颈直径应不小于悬臂长度a。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递较小转矩的轿车、轻型货车的单级主减速器以及许多双级主减速器中。跨置式支承如图b所示，其持点是锥齿轮的两端均用轴承支承，这样可以增加支承刚度，减少轴承负荷，提高齿轮的承载能力。但是因为主动齿轮和从动齿轮之间的空间很小，使主动齿轮小头的轴承尺寸受到限制，并且也给主减速器壳体的铸造和加工增加了困难。在主减速器需要传递较大的转矩的情况下，常采用跨置式支承型式。本次设计选用悬臂式支承形式。因为它结构简单，制造成本低，在满足支撑载荷需要的同时，还减少了使用空间。轴承计算：图3-5悬臂式支承求主动齿轮中点分度圆直径d：通过分析计算可得公式：（3-8）经计算得而主动齿轮齿根圆直径：（3-9）所以由以上可求得主动齿轮的齿轮轴径故暂定，初选轴承30212，查阅文献[11]，经方案验证得到轴承所需参数：，，，，所以可以求得x值：（3-10）为求轴承载荷须求得：§3.4主减速器计算载荷的确定§3.4.1主减速器锥齿轮的计算载荷的三种确定方法1、按驱动电机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce：（3-11）式中Tce—计算转矩，N.m；Temax—驱动电机最大使用转矩，N.m，本车为850N.m；N—驱动桥数，本车为1；i1—变速器一档传动比，本车为6.32；if—分动器传动比，本车没有分动器；i0—主减速器传动比，本车为4.11；—从驱动电机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，为0.95；k—液力变矩器系数，本车没有液力变矩器；kd—由于猛踩离合器而产生的动载荷系数，对液力自动变速器kd=1，对于手操纵高性能赛车，kd=3；对于一般货车、矿用汽车和越野车，kd=1，本车为1；2、按驱动轮打滑转距确定从动锥齿轮计算转矩Tcs：（3-12）Tcs—计算转矩，N·m；G2—满载状态下一个驱动桥上的静负荷，N,本车为85000N;m2—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数,本车为1.1；—轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的汽车，在良好路面上，可取0.85；对于安装了防侧滑轮胎的轿车，可取1.25；对于越野车，变化较大，一般取1或其它值。本车为0.85;—车轮滚动半径，m；本车为0.483.—厂主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，95%；3、按日常行驶平均(当量)转矩确定从动锥齿轮计算转矩Tcf：性能系数（3-13）式中，Ga—汽车满载总重N；当(0.195Ga／Temax)>16时，取fj＝0。计算得fj＝0。（3-14）式中，Ft—汽车日常行驶平均(当量)牵引力，N；Tcf—计算转矩，N．m；按上述第一种、第二种方法确定的计算转矩Tce、Tcs，不是汽车日常行驶平均转矩，仅为锥齿轮的最大转矩，因而不能用来进行疲劳寿命计算，而只用作计算锥齿轮的最大应力。然而这两种载荷确定方法仍很重要，按这两种方法计算的最大应力可以与同类汽车进行比较，也可作为选择锥齿轮主要参数的依据。对于一个具体车辆的主减速器锥齿轮，可以取这两种方法计算结果的较小值作为计算转矩。按第二种方法(日常行驶平均转矩)确定的计算载荷，可以用来进行锥齿轮的寿命计算。§3.4.2主动锥齿轮的计算转矩Tz当计算锥齿轮最大应力时，从动锥齿轮的计算转矩Tc取前两种计算转矩的最小值，即Tc=min[Tcs,Tcf]；当计算齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf.。主动锥齿轮的计算转矩（3-15）§3.5主减速器锥齿轮的参数选择§3.5.1主、从动锥齿轮齿数的选择在进行主、从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择时，应考虑互相啮合齿轮的齿数间没有公约数，以保证在使用过程中主、从动齿轮的各齿之间都能互相啮合，起到自动磨合的作用。为了得到理想的重合系数和高的轮齿抗弯强度，大、小齿轮的齿数和应不少于40。在主减速器中，为了使齿轮啮合平稳、噪声小并且不会产生加工缺陷，对于轿车而言，小齿轮齿数Z1一般不小于9；对于货车而言，Z1一般不小于6。而且随着主传动比的减小，Z1应该逐渐加大。对应于轿车，货车的齿数和可以取得小一些，以得到较大的抗弯强度，但一般不应小于40。本次设计取Z1=9，Z2=37，符合上述要求。§3.5.2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择对单级主减速器而言，从动锥齿轮的尺寸大小会影响驱动桥壳的离地间隙，并影响跨置式主动齿轮前支承架的位置和差速器的安装。弧齿锥齿轮传动和准双曲面齿轮传动的从动锥齿轮大端分度圆直径D2，可以根据从动齿轮上的最大转矩由以下经验公式初选：（3-17）式中D2—从动锥齿轮节圆直径，mm；Kd2—直径系数，取13—18；TG—计算转矩，N.m；本次设计通过估算可以确定，以后的计算将检验其是否合理。D2初选后，可按m＝D2／Z2算出锥齿轮大端的端面模数，端面模数还应满足：（3-18）式中Km—模数系数，取0.30.4。本次设计模数定为。§3.6双曲面齿轮偏移距的选择在双曲面齿轮传动中，小齿轮偏移距E是双曲面齿轮传动的重要参数。E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤。E值过小，则不能发挥双曲面齿轮的特点。在汽车主减速器中，对于轿车和轻型货车等轻负荷传动，可取较大的E值，E0.2D2；对于货车和大客车等负荷较大的传动，应取较小的值，E（0.1—0.2）D2。本次设计将双曲面齿轮偏移距定为。§3.7锥齿轮上的受力在工作过程中，弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮齿面上作用有一法向力，这个法向力可分解成三个分力：一个是沿齿轮切线方向的圆周力，另一个是沿齿轮轴线方向的轴向力，再一个是与齿轮轴线方向垂直的径向力：齿轮的其它力可以用作用在齿面宽中点处的圆周力来描述。§3.7.1齿面宽中点处的圆周力首先需要求出从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径：（3-19）式中—从动齿轮齿面宽中点分度圆直径；—齿面宽；—从动齿轮节锥角。本次设计可通过计算得到以上各值，求得为。于是齿面宽中点处的圆周力P可以表示为：（3-20）对于圆锥齿轮传动来说，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的；对于双曲面齿轮传动来说，由于主、从动齿轮的螺旋角不等，因此它们的圆周力也不相等，作用在双曲面主动齿轮齿面宽中点处的圆周力为：（3-21）§3.7.2锥齿轮上的轴向力和径向力图3-6主动小齿轮齿面上的作用力弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮的主动小齿轮齿面受力情况如图所示。图中主动小齿轮的螺旋方向为左旋，F是作用在节锥面上齿面宽中点A处的法向力，可分解为两个互相垂直的力F和F。F垂直于节锥平面，F位于以OA为切线的节锥的切平面内，F在此切平面内又可分解为沿切线方向的圆周力F和沿节锥母线方向的力厂Fs两个分力。力F与力F之间的夹角为螺旋，F与F之的夹角为法向压力角。由几何关系可以得出：（3-22）因而：（3-23）（3-24）力F可以沿小齿轮的径向和轴向分解为兄F和F两个分力，而力Fs也可以沿径向和轴向分解为F和F两个分力。于是作用在小齿轮齿面上的轴向力F和径向力F为：（2-25）（3-26）依据主动小齿轮的螺旋方向以及旋转方向的不同。主、从动齿轮齿面上所受到的轴向力和径向力的计算公式见下表。当利用表中公式计算准双曲面齿轮的轴向力和径向力时，公式中的表示轮齿驱动一侧齿廓的法向压力角；公式中的节锥角，算小齿轮时用面锥角代替，算大齿轮时用根锥角代替。按公式算出的轴向力若为正值，说明轴向力与图所示的轴向力方向相同，即离开锥顶；若为负值，轴向力方向则指向锥顶。对径向力而言，正值表明径向力使该齿轮离开相配齿轮，负值表明径向力使该齿轮趋向相配齿轮。图3-7单级主减速器轴承的布置§3.8主减速器轴承的载荷利用计算得到的锥齿轮齿面上的圆周力、轴向力和径向力，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，就可以确定轴承上的载荷。如上图所示，根据其布置尺寸，各轴承的载荷计算公式见表。在求得轴承的载荷并大致确定了主减速器的使用工况以后，就可以按照一般机械工程设计中轴承的计算方法选用适当的轴承。§3.8.1受力计算表3-2齿面轴向力和径向力的计算公式主动小齿轮轴向力径向力螺旋方向旋转方向右左顺时针逆时针主动齿轮从动齿轮主动齿轮从动齿轮右左顺时针逆时针主动齿轮从动齿轮主动齿轮从动齿轮（3-27）（3-28）（3-29）（3-30）§3.8.2轴承载荷校核本次设计中外加转矩的旋向和方向为左旋顺时针：轴承A、B的径向载荷：（3-31）轴承A、B的轴向载荷：（3-32）因为，且所以校核轴承时，只需校核轴承Ｂ即可。下面对轴承B进行校核：按照下式可求出轴承的当量动载荷Q式中X—径向系数Y—轴向系数对单列圆锥滚子来说：当时，X＝１，Y=0；当时，X=0.4，Y值及判断参数e见轴承手册。本次设计中，选用轴承30212。查表的e=0.37因为，大于e值，所以通过手册得，Y=0.4。得，（3-33）计算轴承的额定寿命L，（3-34）式中C—额定动载荷，N.m；其值见轴承手册；—温度系数，可查表得到；—寿命系数，对于圆锥滚子。轴承所能承受的汽车行驶里程为：（3-35）式中S——汽车大修里程从上述计算中可以看出轴承的使用寿命符合使用要求。§3.9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：一、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；二、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；三、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；四、选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，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与差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。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%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。第四章差速器设计§4.1差速器结构形式选择汽车左右车轮行驶的路程往往存在差别，为了适应这一特点，在驱动桥的左右车轮之间都装有差速器。在多轴驱动的汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时可以避免在驱动桥间产生功率循环以及由此引起的附加裁荷，以减少传动系零件的损伤、轮胎的磨损和燃料消耗。图4-1差速器结构1-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮；7-从动齿轮；8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓差速器按结构型式可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌式多种型式。在一般用途的汽车上，轮间差速器常采用对称锥齿轮式差速器如图所示，其两个半轴齿轮大小相同，可将转矩大致平均分配结左、右驱动轮。图4-2普通锥齿轮差速器原理§4.2对称式圆锥行星齿轮差速器的运动学分析齿轮式差速器有锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。锥齿轮式差速器因其结构紧凑、质量较小、制造容易、工作平稳可靠而被广泛采用。锥齿轮式又可分为普通锥齿轮差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等多种型式。如上图所示，设差速器壳体的角速度为，两个半轴的角速分别为和，则有：（4-1）当某一侧的半轴不转，例如时，另一侧的半轴角速度为；当差速器壳不转，即时，为，即左右半轴反方向等速转动。设T为差速器壳受到的转矩，、分别为转速快的和转速慢的半轴对差速器的反转矩，为差速器内摩擦力矩，则根据力矩平衡有：（4-2）（4-3）常以差速器锁紧系数K来表征差速器的性能，设K=/（4-4）则由以上的几个方程可以得出：（4-5）（4-6）由上式可知，若不计差速器的内摩擦力矩，即K=0，则普通锥齿轮差速器把从差速器壳传人的转矩平均分配给左右半轴；若计内摩擦力矩，则转速慢的半轴的转矩T比转速快的半轴的转矩T大。慢、快转半轴的转矩比为（4-7）Kd与系数K之间有：（4-8）普通链齿轮差速器的锁紧系数，这说明分配给左、右两个半轴的转矩大致相等。由汽车行驶理论可知，增大差速器的锁紧系数，可较好地利用左、右车轮上的附着力，提高汽车通过性，所以现代汽车轮间高摩擦差速器的锁紧系数一般为。§4.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构设计§4.3.1行星齿轮数目的选择由于本次为大型电动客车的差速器设计，根据载荷需要，选择四个行星齿轮。§4.3.2行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，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，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定：（4-9）式中—行星齿轮的球面半径系数，对于四个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于两个行星齿轮的轿车以及越野车、矿用汽车取大值。因本车为大客车，所以本次设计取。—计算转矩，N.m。确定后，即可根据下式预选其节锥距：（4-10）初定为§4.3.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到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，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用。本次设计齿数分别定为10和16。在任何圆锥行星齿轮差速器中，左、右半轴齿轮的齿数之和，必须能够被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足（R为整数）（4-11）所以本次设计符合要求。§4.3.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角和：（4-12）（4-13）式中和为行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：（4-14）式中，，在前面已经初步确定。算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：（4-15）（4-16）§4.3.5压力角过去汽车差速器都采用压力角为20，齿高系数为1的格里森制齿形，这种齿形规定的最少齿数是13。但在主减速器非常有限的空间内，这样多的齿数必定要减小模数，进而降低强度，并带来加工的困难。所以目前大都采用压力角为，齿高系数为0.8的齿形。某些重型货车和矿用车采用25的压力角，以提高齿轮强度。所以本次设计选用压力角为的轮齿。§4.3.6行星齿轮的轴孔长度和孔径行星齿轮安装孔与行星齿轮的轴名义直径相同，而行星齿轮孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取（4-17）（4-18）（4-19）式中—差速器传递的转矩，N.m；n—行星齿轮数；l—行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm；—支承面的许用挤压应力，取为69Mpa.§4.4差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。§4.5差速器的几何尺寸计算和强度分析§4.5.1差速器的几何尺寸计算具体尺寸见附录差速器直齿锥齿轮几何尺寸计算用表。§4.5.2差速器的强度分析只有当汽车左右车轮走过不同的路程，或一边的车轮打滑时，差速器齿轮才有齿间的相对运动，齿面的接触疲劳破坏一般不会发生，所以只进行齿轮抗弯强度计算即可满足要求。差速器强度计算轮弯曲应力：（4-18）式中—计算转矩，按和分别求解；n—行星齿轮数目；J—综合系数．按格里森公司提供的差速器直齿锥齿轮有关图线查取；Km、Ks、Kv—核计算主减速器齿轮有关数值选取。一、驱动电机最大牵引力时差速器轮齿弯曲应力为：（4-19）二、日常牵引力时差速器轮齿弯曲应力为：（4-20）差速器齿轮弯曲应力，按计算时不大于；按计算时不大于。因此以上的数值都满足设计要求。第五章车轮传动装置的设计§5.1半轴型式的选取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，如图5-1所示。§5.1.1半浮式半轴半浮式半轴图5-1（a）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。图5-1半轴的支承形式及受力简图§5.1.23/4浮式半轴3/4浮式半轴图5-1(b)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。§5.1.3全浮式半轴全浮式半轴图5-1（c）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。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。由以上分析可知该选用全浮式半轴。§5.2半轴的设计与计算在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行计算：（5-1）式中d——半轴杆部直径，mm；T——半轴的计算转矩，N•m；[]——半轴扭转许用应力，MPa。全浮式半轴计算载荷按车轮附着力矩计算：（5-2）取则（5-3）半轴的扭转应力由下式计算：（5-4）式中——半轴的扭转应力，MPa；T—一半轴的计算转矩，N•m；d——半轴杆部直径，mm则MPa在保证安全系数在1.31.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[＝490～588MPa，所以设计满足要求。§5.2.1半轴的载荷计算全浮式半轴除传递转矩之外，其它的力和力矩均由桥壳承受，所以半轴的计算载荷可以按车轮的最大附着力矩计算：（5-5）式中—汽