汽车设计案例解析

案例分析轻汽车驱动桥设计驱动桥位于传系末端其基本用是增、降速承受作于路面和车架或车身之间的用力它性能好坏直接响整车能而于载重汽车显得尤为重要当用大功发动机输出大的转以满足前载重车的快、载的高效率、高效益的需时，必须搭配一高效、可靠的驱动，所以采用传动效率高的单级减速驱动已经成为未来载汽车的发展方向驱桥设计应主要保证汽在定的条下有最佳力性和燃经性。本设根给定参数按照传统设计方法参同类车确定汽车总参数定主减速器差速器、轴和桥的结构类型，最后进参数设计对主减速器主、从齿轮、半轴齿和行星轮进行强度以及寿命的核动桥设计过中基本保证结构合理符合应用总成件的设计能满足件的件用和的及车型要，理方，机件性好，。、主要根据给定设计参数，参照统设计方和有车型确定汽车体设计参数具主要结构参数和性能参并机和轮的结构汽车驱动桥方的定根据体参主减速器速器半和桥壳的设计主减器、速和半轴的主要构，并对其进行强度校核。(4)根据设计。2、

设计参汽车最时速115km/h载

2.5t最转半最大度同数0.4定2.2.1汽汽车可有二轴三轴四轴至更多轴数影响轴数的因素主要汽车的总质道路法规对于轴的限制和轮胎的负荷力以及车的结等包括乘用车及汽车质量小于的路运输辆和轴不受道桥梁制的不在公路行驶的辆如矿用卸车等均采用构简单制造成低廉的轴方案。质量在26t的路运输车采三轴形式，质量更大的车宜采用四和四轴以上形式。所根据给定的车转载质量择汽车的轴为轴。汽的用途总质量和车通性能的要求是影响选取驱动形式的主要素。乘车和总量小些商用车多采用构简单制造成低的驱形式。所选择汽的驱动式为式。2.2.2汽形式汽车布置式是指动机驱动和车身相互关和布特点言汽车的使性能除决于整和各成的关参外布形对使性能也有重要响。货车以根驾驶与发机的相位置同分为平头式短式长头式和置式种货车又以根发动机位置同分发动机置中置和后置种布置式。平头货车长和距尺短最小弯半小机动性能良好不需发动机和翼上总短因素影响汽车整量驾驶采用式驾室发机及其汽车货与整的平头货车的本采用的布形为平式货。发动机置后驱动车的要点以采用V发动机；发发；动机的性好，方；、等502.3汽车主2.3.1汽(1)GB1589198912m列16.5m全列20m视镜

空顶关状态4m视侧得最处顶换气装开启得出300mm考类型确本计中轻型

0×1950×2100mm(2)LL最弯直径传动纵向通径影响当短上述个指标荷配传夹角影短使足或上制动或速荷移使制动或稳变坏身纵向角振动平顺万节传动夹则上发排乘载或载或取动求宜短些50表部分汽车的轴距和轮距车型

类别

轴距L/mm

轮距客车）长客车（单车）

5000205065004货车

汽总质量m/t≤1.81.8~6.06.0~

1700~2300~3600~

根据表，本设计中选取轴距L=2800mm(3)轮距改变轮距影响厢或驾室内宽、车总、总量、倾刚度、最小弯直等因素发生变化增大距则厢内随之加并有利于增加侧倾刚横向定性好是汽车的总和总量及小转半径等增加，并导汽车比功率、比转矩指标下，机动性坏。受总不得过限，轮不宜大。但选定的前距范内，应能布置下发动机、车、前悬架和前轮并保证前轮有足够转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有够的运动间隙。在确后轮距，应考虑架两纵梁之间的宽度、悬架度和轮胎宽度及们之间应留有必要间隙。部分汽车的轮距可以参考表提供的进行初为1

=

2

=1500mm(4)前悬和悬LR前尺对车过、碰撞性、驾、前长、车和车性及车型等有影响加悬尺寸小汽车，通过性降，驾驶的变。前悬尺寸内要布保、动、向等，前不能。的前悬尺寸有利于在撞车时对保，有利于长的对汽，前悬会响前下车的性。初选前悬尺寸应在证能布置总部的时可。于客量的车考虑碰能有足够的碰能量前的要前悬定的尺寸。50在本设计中，参考同类型车辆，选取L。后悬尺寸汽车通过汽车追尾时的全性货箱货行李长度汽车造型等有影响，并取决轴距和轴荷分配要求。后悬长，则车离去角减小，使通过性降低，总质量在货后悬一般在之特货汽车后悬到，过的。本设计中，选取=1300mm。R(5)货车货车从汽的前险杠驾驶后围的离车身形即长头型是平型对车头的长度有绝对响此外车长度寸对车的观效果，驶室住性、汽车面积利用率发动机的近性有影。平头货车般在1400~1500mm之间。(6)货车寸要求厢尺在运送散装煤和袋装粮时能装有额定数厢边版高度对汽质心度和装卸货物的方便性影响应在围内取。车厢宽应汽车外宽符合国家标准前提下适取宽缩短边板度和车箱长。对能达到较高车速的货车使用过宽车箱增加车的风面积，导致气阻增加箱长应在满运送述货达到定吨位条件下尽可能的短些以利于减小整备质量。2.3.2参汽车的量数包括装备质载客量装载、质系数、0汽车总、荷分等。a(1)整车整质

0整整备量指上带全装（括工具备满料水但没装和人的质量。整整备量对汽车的造和燃经有影目尽可能减少整50车整备质量的目的是通过减轻整备质量增加客量抵消因满足安全标准排气标准和噪声标准所带来的整备质量的增加节约燃料减少整车整备质量是从事汽车设计工作必须遵守的一项总要原则。整车整备质量在设计阶段需估算确定在日常生活中收集大量同类型汽车总成部件和整车的有关质量数据结合新车设计的结构特点工艺水平等初步估算各总成部件的质量再累计构成整车整备质量乘用车和商用客车的整备质量也可按每人所占汽车整备质量的统计平均值估计在没有样车参考时先初选一恰当的质量系数（定义为装载质量与整车质量之比给定的装载质量推算出整备质量。根据表2-2，初取=1，可=/=2te货的量参数车型

总质量/ta

货车

1.8~6.0~14.01.30~1.70汽车的载客量和装载质量（简称质量）e普通轻型车的载客4，定载客量为座。汽车载重量是指质良的路面上行驶时所允的额载质量。本e计质量为，=2te质量系数质量系数是指汽车载重与整车整备质量的比值即/该系数反应了汽车的设计水平和和工艺水平，越大说明该车结构和造工越先进。设计以选=1.0汽车的总量a汽车的质量是装备齐并按规定装满客货时的车质量商用货车50的总质量由整备质量、载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即a=++n65kga本设计中n=3,故=2t+2t+3×65kg=4.195ta轴荷分配汽车的轴分配是在空或满载静状态下车轴对支承平面垂直负荷，也可用站空或满载质量的百比来表.轴荷分配轮胎寿和汽车的许多性能有响各轮胎磨损均匀和命相近考虑各个车的负荷相差不为保证汽有良好动力性通过性驱动桥应有够大负荷而动轴上负荷可适当减小以利小从动滚动阻力和提在坏路上的通过性为了证汽车良好操纵稳定又要求转向轴的负不应过因此可以得出作为很重要轴荷分配数各使用性对其要求相互盾的就要求设计时应根对整车性能要求用条件等，合理的取轴荷配。汽车的驱形式发动机汽车车形式和使用条件等均轴荷分配有响发动用和平用车轴荷大而式车负坏路上形汽轴荷小参考汽车的轴分配表满轴荷35%轴荷为65%；空载轴轴50%，轴轴为50%。各汽车的轴荷分车用车

满载

空载4×2轮胎

轴40%

轴68%

轴50%~59%

轴41%~50%4×2轮胎式4×2轮胎平式

75%70%

44%~49%48%~54%

51%~56%46%~52%6×4轮胎

25%

81%

31%~37%

63%~69%502.3.3参(1)动力参数最高车速a随着道路条件改善特是高速公路的建汽车其是发动机排量大些的乘用车最高速有逐渐提高的趋势。在本计中，该参数给定为。加速时间汽在直良路上原地起步始最加度速一车所用的间称加时。于高速的车，加速时间常a用加速到所需的时间来评价。载货汽车常用的换挡加速时间或在直接档由加到某一车速来评价般装量—轻型货车的—的换挡速时间在—。c)上坡力用汽车满载时在良好路面的最大坡阻力系数i来表示汽的上坡max力。通常要货车能克服3坡度越汽车能克服6坡度。比P和矩bb比P是汽车长发动机标定最功汽车最总量之以b综比功能能比一些的车。国GB72581997《机动车运行安全技术条件》规定：农用运输车与运用拖机的功率≥4.0kW/t，而其他机动车≥4.8kW/t。b比转是汽所装动机最大转矩与汽车总质量之比反映汽车的牵b引能。不车型比功率和比转矩范围拣表2-4。2—汽车动力性参数范围最高车速

比矩汽车类别

a

b

Tb

≤1.8a

16~2850aa18﹤m≤6.a

80~2货车质18﹤m≤140量/ta﹥140a(2)燃油济性参数

75

106~汽车燃油济性用汽车在水平的水或沥青路上经车速多工况(L/100km)里价(表—。表5货车单位质量的百公里燃油耗量总质量柴油机总质量

-1

]

柴油机﹤3.00~4.002.00~2.802.68~2.821.55~1.861.90~2.10

﹥2.50~2.60(3)汽车小转弯D

min转向盘至极限置是车前外转向轮轮中心在支撑平面上轨迹圆的直径称为汽车最小转直

min

用来描述汽车转机动性是汽车转向min能力和向安全能的一项重要指标本设计，给通过性几何参数

min

=12.5m。体的通性几参数：最小隙h

，接近，离去1

2

，纵向通过半径。各类汽车通视型途其1见表—5。表5汽车通过性的几何参数车型

h

/mm

1

/（°）

2

/（°）

1

/m乘车20～15～3.0～乘用车

45～～1.7～504×2货车40～6025～～6.04×4货车、6×6车～～～3.6确定最离地间隙=200mm，近角=42°，去=27°，纵向通过12径=3m。1(6)操纵定性数a)转特性参数为了保证有良好的操纵稳定性汽应具有一定的不足转向通常用汽车以的向心加速度沿顶圆转向时，前后轮侧偏角之作为评价参数。此参1数在1°—3°宜。b)车身侧倾角汽车以0.4g的向心加速度沿定圆等速行时，车身侧倾角控制在3°以内较好，最大不允许超c)制动前俯角为了不影响乘坐舒适性，要求汽车以0.4g的速度制时，车身俯角不大于1.5°。制动性参数目前常用制动距离平均制动减速度j和行车制动的踏板力及应急动时的操纵力来评价制动效能对于总质量于4.5t的轻型货时，a总制动距应小于等动减速度应大于等于纵力小700N。(8)舒适型参数舒适性应包括平顺性空气调节性能车内噪声乘坐环境及驾驶员的操作性能中汽车行平顺性用垂直振参数作评频率和振加速度等，此悬架度也为评数之于，静度f，c动挠度f=60~90mm，偏频d50vDv3vDv3maxmaxp2.4择2.4.1机形式的选择。平稳噪声。直列式的优点：结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上得到广泛应用。水冷的优点：匀可靠、散热好、噪声小；能提供车内供暖、较好适应发动机增压和散热的需要。2.4.2主要性能指标的选择(1)发动最大功率和相应转速emax根据所设计汽车应达到的最高车速，下式估算发机最大功率a

T

gf

（2-1）式中：—发动机大率，；——传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的式汽车取0.9T—车总质，kg；a—重力加速度，/s2；f——滚动阻力系数，对载货汽取0.02va

——最高速度，Kmh；C

D

——气力数货车取—；——车面影积，，无量据可前轮距汽车总1高、车总宽等寸近计算：50对货车1此处取根据式(2-1)计算得p按式算的为发动机装有全部附时定到的最大有效功率，约emax比发动机外特性的最大功率低12%~20%。因此最大功率5×62.92=72.36Kwemax总质量小些的货车的n值在之间，总质量居中的货车n更p低些。本计中选取。p(2)发动最大转矩T及相应转速emax用下式确定emaxT

n

式：T为大转矩N）emax矩适应系数，般在之间取，这取e

——最大功率；n—最大功率转速。p故有=184.08N·memax选时/n在2.0之间，在此，取/n2812.5rmin在此，圆整为2800rmin。T2.5择总体设计开始阶段就要选好胎的型式和尺寸。因为它们是绘制总布置图和进行性能计算的重要原数据之一。50轮胎的型号主要根据车型使用条件轮胎的静负荷轮胎的额定负荷及车速来选择。所选轮胎在使用中承受的静负荷值应等于或接近轮胎的静负荷值国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查轮胎的国家标准提供了一些货车的轮胎规格和特征表中各列数据中如无带括号的数据表示该列数据对斜交轮胎和子午线轮胎通用否则不带括号的数据适用于斜交胎而带括号的数据用轮胎，车双胎并时，负荷约单胎使用的负荷加15%轿轮胎标见轮胎多承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数避免超载，系数1.0之。于在良好路面上行驶，车速不高的货车，此系数许取1.1。不得大于。轮超载20%，其寿命将下降左。轿车及轻型货车的车速高，负荷大，系数应取下限；重型货车，重型自卸车的车速低，此系数可略高。近年来，货上普遍采用高强度龙帘布轮胎，使轮胎承受能力提高。因此同样载重量的汽所用的轮胎尺寸已减越汽车用胎面大超轮使的汽车动轮辋间应些，采轮辋大轮轿车为降低和高行驶，用的轮辋低轮。轮胎列不同见的种型可择普斜线胎，子午线胎和带斜交等普斜线胎的胎帘多，使用中不大其；午线的特帘线子列样线的强度能用。此选高强度多，强了胎，能得提，与普通斜线胎比，子午线轮胎使用寿命，动力，能好。午线胎的胎，定，，高于午胎的多，年来在汽车上应用增。带斜的和能于通斜交和子午线胎之间其和命比通斜交胎好，但不如子午线定比午线胎好所应不。中用交轮胎。，应该根载轮载。时其最大荷50F7194.432表国产汽车轮胎规格及特征主要尺寸

使用条件断面径大压准许宽

负荷

轮辋用轮胎规则层数

普通深野MPa花纹纹纹

轮辋轻型车，中小客及其挂轮胎6.50-148

--

22

14J2

(6.50R16)7.55-15(7.00R15)7.00-167.50-157.50-16

6868888

765-6350750-6800-8500-930010600

5.50E00G5.50F6.00G(7.50R16)

10

810-

11050

6.50H12

12400

8.25-16(8.25R16)

12240870-5.3(5.6)6.50H(9.00R16)

8

890-1220013550

6.50H根最大负荷的要求，可以初选轮胎的规格为7.00-1650三驱桥的式及3.1概驱动桥处于动力传动系的端基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩并将动合理地配给左、驱动轮，另还受作用路面和车架或车身之间的垂直力动一般主减器差器车动装置和驱桥壳等组。驱桥设计应满足如基本要求：所选择的主减比应保证汽车有最佳动力性和燃料济。外形尺寸要小，保有要的离间隙。齿轮及其它动件工作稳，噪小。在各种转速和荷下具高的动效率。在保证足够的强度刚度件应求量小尤是簧下量应尽量小以改善汽平顺性与架导向构运动调，对转向驱桥，还应转向构运动调。g)结构简单，加工性，制造容易，装，调方便。驱桥的结工作性以并大驱动和动当动车用架应用动当驱动车轮用悬架应用驱动桥悬架动桥悬架驱动桥架动桥结大高汽车在平路面的平性。3.2驱动(1)动桥驱桥由于结构简单造、作，用各种载汽车和汽车的汽车和分车用种构。的结构、是壳结构各，是一，桥壳支车心轴装其整分均属于簧下质车簧下量较大是它缺点。的廓尺主要取决于主减速器的型胎尺和下最小离地隙已经确定的情下，也就限定了主减速器从直径的尺寸。给定速比条下果单主减速器不满离地间隙要求用级结构在双主减器通常把两级减速器轮放一个主速器体内也可以将第级减齿作为边减速对于轮边减速器越野车为提高地间隙以将对圆柱轮构成轮边减器主动轮置于从动轮的直上方公共汽为了低汽的质高度和厢地高度以提高定性和客上下的方可将轮边减速器的主齿轮于其从齿轮垂直下有双层公汽车为进步降车厢地高度在采用柱轮同时，将主减器差速器成也到一驱动轮的边。在少数具有高速发动机的大共汽、桥驱动汽和型汽车上有时采用轮式主减速器不具有质量寸情况下可以到大传动比以及作点对汽车的总体置便。(2)式驱桥式驱动桥于式动桥的点于有一个左右驱动车轮的刚性整体壳梁式动桥的桥壳分的间可以对动以这桥为式是，为驱动桥桥中减速器及速器等是在车车厢上梁式主减速器差速器动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质的驱动车轮采用以地于车厢作上下地就要求动车轮的传动装置及其壳动。汽总成型及其性减装置的作性是决定汽性的主要，汽车簧下部分质量的大小，对其性也有的。式驱动桥的簧下质量较小驱车轮地的情况对地的比较可大地小在不上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。(3)多桥驱动的布置为了提高装载量和通过性些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有、6×6、8×8等驱动型式。多桥驱动的情况下，动力经动器传给各驱动桥的方式有两种相应这两种动力传递方式多驱动汽车各动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式者为了动力经分动器传给各驱动需别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这不仅使传动轴数量增多且造成各驱动桥的零件特别是桥壳半轴等要零件不能通用。而对8×8汽来说，种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。在贯通驱动桥的布置中各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面且各驱动不是分别用自己的传动轴与分动器而是于动器前面的或后面的相桥的传轴是布置的汽车前后两的驱动桥的力是经分动贯通中桥传递的其是不仅减了动轴的数量而提高了各动桥零件的相通用性，且了结减小了和量这于汽车的汽车的)、造和，来方。由非开驱桥构、、可，，相车的后题用断式动。3.3驱动件的结构形式主减速器汽车传动中小速主要件数的动数多的轮动纵置的车主减器用轮传动以力方向由于汽车在上行使驱动上要求有一的驱力和动力驱轮分速器前一主减速器后便可使主减速器前面的传动部件如变速器万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：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。外型尺寸要小，保证必要的离地间隙齿轮其它传动件工平稳，噪音小。在各种转速和载荷下有高的传动效率与悬架导向机构与协调。在保证足够的强度、度条件下，应力质量小，以改善汽平顺性。结构简单，加工工艺好，制造容易，装、调整方便。3.3.1主(1)主减器结构案分析主减器的结形主要根据齿类型减形式不同而同按齿轮副结构式主速器齿轮动主要螺锥齿轮传动双曲面齿式传动圆柱齿式（又可分为轴线固定式齿轮传动和线旋转齿轮动齿轮传动）式动等式。在机置汽车驱桥主减速器单齿柱齿轮在动机置汽车驱桥减速锥齿轮传动曲面齿式传。为驱桥的外尺减速器中基本不齿锥齿轮螺旋锥齿为旋锥齿不（齿加工齿部使齿轮度的最小齿比齿轮最小齿使螺旋锥齿轮在同的动比下减速结构外螺锥齿轮有平稳噪等汽车应。有汽的减速曲面齿（车简曲面传动传动曲面齿轮动与锥齿轮双面齿轮动不作平稳性曲强度和度同使主齿轮轴线动齿轮线主动双面齿轮线向下可动锥齿和动置，从有车车度，汽使稳性。EQ1090E型汽下曲齿轮是，面齿递转，齿面间有较大的相对滑动且齿面间压力很大齿面油膜很容易被破坏为减少摩擦提高效率必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大命。经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图螺轴相交并同在，而由轮齿端面重的影至少两对以同合以它工作平稳。啮轴大体度。图螺旋锥齿轮传动(2)主减器减形式为了满足不同的使用要求主减速的形式也是不同的加速传动的齿轮副有单主减速器和双式减速器双主减速器双减速以减器。式减速器用于大动的重上减速器齿轮有两，并于两轮上为则轮减器单式主减器用和、单主减速器由一对锥齿轮，有简、、低、使用简单点。经方案论证，主减速采单主速器。传动i一于。0(3)主减器、动齿的承方案主减速器必须保证主动齿轮有的合使它很地工作齿轮正确啮合了齿的加工承主减速器壳体的刚度有以外，齿轮的承刚度相。a)动锥齿轮支承形式图主动锥齿轮置式主动锥轮支形可为臂支和置支两。阅料文，经方案证采跨式承构如图轮前、后端的轴颈以轴承支故又称端支承跨置式支承使支承刚度大增加使齿轮在载荷作用下变形大减小约小到臂式支承的／30以下而主动齿轮后轴承的径向荷比臂式的要减小至1/5～1/7轮承载力较悬臂式可提高左右。装载质量为以的汽车减速器动齿轮都采用置式支。本课题所设计轻型货车载质量为，所以选跨置。图从动锥轮支撑式b)从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥子轴承支承（如图示了增加支承刚度，两轴的圆锥滚子大应向内，以减小尺寸c+d为了使从动齿轮背面的差速器壳体处足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度直径的为使载荷能均匀分在两轴承上应是c等或大于d。(4)减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙磨合期间该间隙增大及增强支承刚度预力的大小与安装形式载大小轴承刚特性及使用转速有关。3.3.2结构形式往，胎面磨损均两车上的负均车轮滚动半径不相等；左两轮接触的路面件不同，行使阻力等果驱动桥的左、右车轮刚性连接则不转弯行使或直线使，均引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧胎磨损功率和燃料消，另一面会使转向沉重通过性和操纵稳定性坏。此在驱动的左右车轮间都装轮间差速器。差速器是个差速传动构用在两输出轴间分配转矩，保证两输出轴有可能以不同的角速度动用保证各驱动轮在各种运动条件下的动传递，避免轮胎与地面间打滑差器按其结构征可分为齿轮式、凸式蜗式和牙嵌自由轮式等多种形。汽上泛用差器为称齿式差器具结构单、质量较等广分齿式差器差器和式差器。通轮差器传动构轮轮器齿式和齿轮两种差器在称锥轮差速器驱动滑时可差差器起差差速汽上用较。方证差速器构式对称行齿轮差器通的对称式行齿轮差器差器右2个半轴轮4个轮汽车用轮车采用个行齿轮)行轮轴(不装4个行轮的差器采用结构)，半轴齿轮及行轮。由其简单、稳方、在路上可等，广泛地用在车车各种路汽上车采种结构，用汽上采滑。如件其，其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。3.3.3驱驱动车轮传动装位于汽车动系末端功用是将转矩由速器半轴齿轮传给动车轮在开式驱桥和转向驱动桥中驱动车轮传动装包括半轴和万节传动置且多采等速万节在一非断开驱动桥上驱车轮的传动置就是半这时半将差器半轴齿轮与轮毂连接起来在装有轮边减速的驱动桥，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动轮连接起来。普通非断式驱动的半轴据外端的支型式或受力状况的不同分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。a)半浮半以近端轴颈直接承于桥外内中轴承，端部以有面轴颈键车轮相定以突直接与轮盘制动鼓联)。此，半浮式半轴除传递转矩外还承受轮传来弯矩由此见，半浮式半轴受载复，但它具有结构单、质小尺寸紧凑、造低廉等点用于量较小使用条较承负也不车型载车。b)式轴的结构点是半轴外端有一轴在驱动桥半轴的端部直支承车轮毂而半则以其端部与轮毂固定由于轴承的支承差因此这半轴除承受全部转外弯矩半及半轴同承受3/4浮半还承受部分弯矩的轴承结构型式及其支承轴的因定力的弯矩使轴有，这将低轴承的。用于车和型载车但c)全浮式半轴外端与毂相联，轮毂一承支承于壳半轴上多采用锥轴承轮毂且轴承的锥端向有一定紧由紧锁紧轴承结构由车轮受的向纵向力和向以及它起弯矩轮毂轴承传桥壳全式半轴在受转而不承受矩但在中由于和及桥壳轴承承不等因能使全浮半在际用件下承受一定的矩弯应约为70MPa。有全浮半的动的端构复用状杂质及寸较的轮毂造本高轿及他型车采这结由其作靠，故泛于型上各汽上。3.3.4驱驱动桥的主要零件之一断开式驱动桥桥壳着支承汽车荷重的作用，并将载传给车轮．作用驱动车轮上的牵引，制动力、侧向力和垂向力也是经过桥传到悬挂及车架车厢上此桥壳既是载件又是传力件，同时它又是主减器、差速器及驱车轮传动装置半)的壳。在汽车行驶过程中桥壳承受重的载荷设计时必须考在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度为了减小汽车的下质量以利于降低载荷、提高汽车的行驶平顺性在保强和刚度的提下力减桥壳的质量．桥壳应构、造以利于降低成本。其结应主速器装、和保。桥的结构型式时，应汽车的类、使用要、造条件、应。桥壳的结构型式大为a可式壳可式的桥由一垂为，一由一件和其端的半轴成。轴壳用。在主减速半过在成其制造工减主减速及和刚也这种式于汽车，。b式壳，如，较桥主减速器作减速器轮器装减速成以装桥壳内并与桥壳用螺栓固定在一起主减速器和差速器的拆装调整维修、保养等都十分方便。整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。c)组合壳将减器作为桥中间分而其两端压入无缝钢再用销或焊以定而合式壳同具可式壳所具有轴承刚度好优点同时由其端可装后盖主减速器及差速器均由后孔装入因拆调整减器及速比可式壳方与整式壳相比，组合式桥壳较小，故桥质量小，另外组合式桥壳对加工精度要求较高，整个桥壳的刚度比整体式差。章计算4.1主减与计算比i0i0ii0i0i0给emax

情况i尽p0

a

i按：0i=0.3770

rrviamaxgh

（4-1）中—滚径rrri—i他为了到足够而降i般0上求1025％按：i=(0.377~0.472)0

rnrviiighLB

（4-2）中—i——50rr根据定的速比值就可基本上确主减速器的减型式（单级、双0级等以及否需要轮边减器汽车总布所要求的离地隙相适应。把,p

a

=85km/hr=0.5m,i=1代入式（4-2）计算出0暂定i=6.0，根主减速比的取范围，确定主速器的减速形为单级主减速0器。4.1.2主汽车主速器锥轮有格里森和奥利康两种切齿方法设中按照里森齿制锥轮计算荷。按发动最大转和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算矩T：cece

=

kTkiiiηf0n

（4-3）式中：ceTemax

N；——发动机最转矩T=184.08Nn—数，；i

f

——分动器传比，=1；fi0

——主减速器动比i=6.0；0η—效率，η=0.9；k—变矩系数，k=1；Ki1

d

——由于猛接合器而产生的动载系数，=1；d——变速器最挡传动比，i=3.0；1代入式（：Nce50zz按驱动车轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩：cscs式中T—cs

G'rri

（4—4）G—满桥最N对桥来说还应考2虑汽加速时负荷增大量；m

'

2

——汽最大加速度时后负荷移系数用车为1.1；—胎与路间附着系对于安装般胎的公用汽车在良好的混土或青路取；r—车轮滚动半径ri——主减器动齿到车之间传动比i；m——主减速器主动齿轮到车轮之间的动效率=1；m代入式（4-4：=9732.61Ncs由式4-3)式(4-4)求的是作用在从动锥齿轮上的大矩，不同于日常形式均转矩当算齿轮最大应力时计转矩T应取前面两种c的较小值，T=min[TT]，故主减算载荷：2982.1Nccs主转矩为TT=i0G式T—计算Nz

i——0——主之传效副取；G得50T=523.16z4.1.3锥

m、数和z从动锥齿轮大端1分度直径和端模数m、、从动锥齿轮齿面b、中螺角2s12法向力等。主、从动锥齿轮齿数和z12选、从数时应素：a)为磨合均匀，z、z之间应避免有公；12为了到理想的齿面重度和高轮弯曲度，主、从轮和应不于40为了啮合平稳噪声小具有高的疲劳强对于乘用，z一于9；1对车z一不小于6；1传比较尽的小满意的离地；1e)对不同的主传动比，z和z应适的搭12根条件=7；z=411故可以重新确定汽的主减比i=z0根的比确定减速计ce

=

kTkiiiηf0n

=2912.51Nm(2)从动锥轮大端分圆直D和端面模数2s对主减速，寸会影响高度和离隙，减2小D又响跨动齿轮前座安空间安。2壳经验初选250=K2

3D

(4-6)式中，—端分度圆径；2—一为13.0~15.3，之为5；T—的计转N=min[,T]。ccscec得2由下算s

=D/zs22

（4-7）可得=5.22；时还应满足K，式中为数系数，取sssm。经计算得，32912.514.28据国家标准模s数GB）择数，故=mz5×41=205mm。s2s(3)、从动锥齿轮出面bb1锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命反而会导致因锥齿轮齿轮下端沟窄起切刀顶宽窄刀圆过。样不减小齿根圆角半径加大了应力集中，还降低刀具的使用寿命。此外，安装时有置差由制、处变等因使轮作载集于齿轮小端会引起轮齿小过早损坏和疲损伤。另外，面过宽也会引起装配空间小。但是齿面窄，轮齿表面耐磨性会降低。对于从动锥齿面b不大于节锥距的，即≤220.3，并且一般推荐=0.155。对于弧齿锥轮，一般比b大10%。22故吃面宽择为b5×205=31.775mm2(4)中点螺旋螺旋角尺宽是化的，齿大端螺旋角大，齿轮小端螺旋角。弧制轮中点的螺旋是的。选择应对面度、f强和大小。大，也，f50传动就越平稳声就越低轮齿的强度越高般小于1.25在1.5~2.0f时效果最好。但是大，会导轴向力增大。为—40°乘选的重运转；商选的防止通取35°。螺旋方向从顶形左左右右。从动方相螺旋方向与方影方当变挂应离顶这样、有防因损。本中右从左方。法向压力角可但压力角大易使齿顶并使齿轮重度下降。因此，对于负荷工作的齿轮一般采用小的压力，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧锥齿轮，商用车的为20°或22.5°，乘用车的般选用5°或。本设计中选取法向压角为。4.1.4主驱桥齿的作相当，与动轮相有荷大、作用时、变、有。因此，传动中的减速器齿轮是。减器齿轮的应下强以高。荷荷下齿根。c、好，变形变50规律易控制。d、而锰钛钢。用合金制，有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和。渗碳合钢的优点是表可得到含碳量较高的硬化（般碳的质量分数为0.8%～1.2%有当高的耐磨性和抗压性而芯部较软，具良好的韧性。因此这类材料的弯曲强度表接触强度和承受冲击能力均较好由于钢本身有低的含碳量，使锻造性能和切削加工性较好其要缺点是热处理用较高，表面化层以下的基底较软在受很大压力时可能产塑性变形，果渗碳层与芯部含碳量相差过多，便会引起表硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合防其在运初期出现早期的磨损、合，齿轮在热处理加工，度为0.005～0.020mm处理、理。齿行力处理可高25%的轮。速度的齿轮，可行渗处以高耐磨性。齿轮主速器轮的本数选，目下主齿齿数齿齿数数齿压力

z71z412sb1220

90

mzmm;Dmz41mm。112s50需要确定的项目如下：(1)齿全与齿作高齿全高m齿工高Hg2表4-1圆齿旋轮的、1主齿轮齿）781011数

(4-8)从齿轮最小数z法向压角力角

333231292620354035系（1.430）1.5601.695数1齿高系数）1.8321.8822大轮齿高）0.3800.49系数Ka

z21根据表选齿作高系数齿全高系数H。12故计算齿工作高m1.56mm；1s齿全高2s(2)螺旋齿轮锥角

1

z7arctan1arctanz412

0.169rad

(4-9)902

(3)螺旋齿轮节距50A0

D22sin

2

104.00mm2

(4-10)(4)螺旋齿轮的节t=3.1416m=3.1416×5=15.71(4-11)s(5)齿顶高h2

Km0.27mmas

(4-12)'1

'g2

(6)齿根高"'h"h'1122

(4-13)h"1

8.67-6.45=2.22mm;h"2(7)径向隙hg(8)齿根角

"h;A

1arctan2

2.22104.007.32

1.2234.03(9)面锥角

1022

(4-16)

1.22381.52(10)外圆直径D'cosDD'0111022Dmm2051.35cos80.3208.7mm02

。

(4-17)50112112节锥顶至齿轮外缘距离

01

DD2'1'sin22

(4-18)

6.45sin9.692351.35sin80.316.51mm2(12)理论弧齿厚s;12

mk

根据表选择k故有4.09；15.714.0911.6221表4-2圆弧螺旋锥齿轮大齿轮理弧齿厚k(13)齿侧间隙根据表选取侧间隙B(mm)为表“格里森制圆锥齿轮推荐采用的齿侧间隙504.1.6主在选主减器锥轮的要参后可根据选择齿形算锥轮的几尺寸而后根据所定的算载进行度校以保证锥齿轮有足够的强度寿命。轮齿坏的式主有弯疲劳断过载断齿面蚀及落齿面胶合齿面损等在实际设计中往架和道路试验实际用情等来检。单位长圆力主减器锥轮的面耐性，用轮上的位齿圆周来估，即

式中，p—轮上单齿长圆周（F—作用在齿上的周力（b——从动齿的齿面宽（mm。2按发机大矩算时

2kkiidemaxgfnD1

3

(4-21)式，——变速传动比常一档及接进行计算；——主锥齿轮点度圆直（1其他号前。取一时i2184.040.9p35取接档：i

N/mm2184.040.9p3N/mm35按动轮滑的矩计时

2m2rDbi22mm

3

50式中，G——驱动桥对水平地面的负荷，N；2—轮胎与地面的附着系数，取为0.85r——轮胎的滚动半径，；r——主减速器从动齿轮节圆直径mm;2——车最加速时后负荷移系，商用车：，取为1.1i——主减速器从动齿轮到车轮间的传比；m——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动率；m其他符号同前。G419526722220.85p205

N/mm许的单齿长周[p]见表在现代车设计于材质及加工工艺等制造量的提，[p]有时出表数的。不能足许位齿长圆的情以通改变的方来满要求4-4许用位齿长上的圆(2)轮齿曲强度锥齿轮齿齿根弯曲应力为σ

w

2Tkkk0s×10kmvsw

3

式，——锥齿轮齿轮的根弯曲应力（T——所计算齿轮的计算转动齿T=min[,T],ccce对，T还式(3-5)换算；c——过系数，一般取1；0——尺系与齿尺寸及热处等素关m≤，ss50(m/25.4)s

，当≥1.6mm时，=0.5，设计中s；s—分配系数，置式结构：=1.0~1.1，悬臂m；—，当轮齿接触良好，齿距及径跳动精度高时，=1.0；—所计算齿轮的吃面(mm)；D—所讨论齿轮的大端分度直；J—计算齿的轮齿曲应力合系数从图中可查得wJ=0.238w图4-1用于压角°螺旋角°轴交角90°的汽车用螺旋轮齿弯曲应力综合系数w对于从锥齿轮：50wzpwzp22982.10.6752050.238对于主动锥齿轮：535.67N0.955.862535.673596.2531.775上述按T,]计算的最大弯曲应力不过700Mpa因此设计的锥ce齿轮可以到弯强度求的。轮齿触强度锥齿轮触力为=j

ckkkkzfDkbJ1vj

10

3

(4-24)式中，—锥齿轮的齿面接应力j—为主动锥轮大端分度圆径1b——尺较小；—尺系它考了轮尺淬透影响通常取1.0；——面品系它取齿的表粗糙及表覆盖性f质（如统、磷处理等于制造精确的齿轮，k取；f——综合弹性系数，这里取为N/；J——面触度合，据图取之为j其他符号前。50jj图4-2接触度计算用综合系数压力角，°螺旋角）j故计算得2535.6731.775

3

2896.8上述按min[,T]计算最大接触力不应超过a，主从动齿轮cecs的齿面接应力是相的。4.2差速算汽车上泛采用的差速器对称齿轮差速构简质量较小等优点应广它可分为普锥齿式差摩式差和制锁止式差速普通的式圆星齿差速差速左、2个半轮，4个行星齿轮(少数汽车采用个行星齿轮型、型汽采用个行星齿轮，行星齿轴(不少装4行星的差器采十字轴构)，半齿轮行齿轮垫片等组成。由于结构简单、工作稳、制造方便、用公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地在轿车、客车和种公路用载货汽车。50应1轴齿应1轴齿4.2.1差(1)行星轮数行星齿轮数要根承载情况来选择，在承载不大的情况下n取两，反之应取。在本计中选择为个行星齿轮。(2)行星轮球面径b星面径R齿轮根b定Kb

3Tb

式中，——星齿球面半径系数，K，对星齿乘bb用商值对乘星越矿最值T—算（Nmmin[TT]；ddcsR—。b故计算Rmmb行齿轮锥距为0=（0.98~0.99）R0取为35.26mm(3)行星齿轮和半轴齿轮齿数和1

b

(4-26)为了使齿有较高强度希望得较大的模数但尺寸会增大于是又要求齿数一般不少于10。半在14～选用。多数汽车半轴齿与行星齿轮的齿数比在～的范围内且半轴轮齿数和必须被行星齿轮齿数整除。查，方，初定轴齿与行比2，半轴齿数z=24，星齿的齿数z。21(4)行星齿和半轴轮节锥及模数m1501212行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为arctan(z/z)26.56112

=/)3°(4-28)2锥齿轮大的端面数m为m

2A0sinzz12故计算m

212

26.56根据模数取m=3由D=mz可计算得节圆直径36124mm2（5压力角汽车差速器齿轮大都采用压角为°30齿高系数为的形些总质量较大的商用车采用25°压力角，以提高齿轮强度。本设计中采°30的压角。(6)行星齿轮轴直径及支长度行星轮轴径d(mm)为d

Tc

式中T——速器壳递的转矩(0n——行齿轮数；r—轮支承面顶距离mm),约宽d点；取。i00e

3235.4Nr0.472mmd503mm28.8星轮轴的承度为故计算得4.2.2器齿轮的材料差齿和一基都目前用于制齿材为、20CrMoTi、22CrMnMo20CrMo等由于速器齿轮度低，以精锻速器齿轮工艺被广泛用。4.2.3差根据汽车速器直锥齿轮算步骤速器齿基本参数选择已经完成的计算如：行星齿齿数z1轴齿轮数z24;2差速器直齿锥齿轮模数m直锥轮力角2230'；差速器直齿锥齿轮轴交；差速直齿锥轮节圆径dmm;zmmm；11差速器直齿锥轮节锥26.56;63.43；需要完成的下：(1)直齿锥轮的面宽b

A0

取齿面宽系数为，得0.2735.26(2)齿工高hg

500.37020.3702mhg(3))齿全高1.7880.051h直齿锥齿轮周节tmmm齿顶高

(4-33)1

';h'g

2

根据述计算h'3.233;h'2齿根高

1.568mm"';h"1.788'12h3.2332.131;

h

1.7881.568mm径向隙0.051g0.1880.051

齿根角

"h;A

arctan直齿锥齿轮面锥角

;

0110221

26.5632.7163.4466.901025011022t211022t2(10)直齿锥齿轮根锥角

R1

1

2

(4-40)

1

3.4623.1;

2

6.512(11)直齿锥齿轮外圆直径dd

'11cos2

(4-41)d3.233cos26.5641.78mm01d

02

.(12)直齿锥齿轮节锥顶至齿轮外缘离

d2sin'2

.

723.233sinmm;01361.568sin63.4402(13)齿锥轮理论弧齿厚t;1212据下图选：

509.42482x29.42482x2图4-3汽车差器直齿锥轮切向修正系数（弧齿厚系数）zz12240.512

根上图根据式，Smm24.17412(14)直齿锥齿轮齿侧隙根据表4-3选择差速器直齿锥轮齿间隙为(15)差速器锥齿轮弦厚S

1

SS1;S22

B

0.150S5.2535.16;2S

x2

4.17430.1504.10mm24.2.4差差速齿轮的寸受构限而承受的载荷较它像主速齿轮那50—轮矩，k、—轮矩，k、s样经常处于啮合传动状态只有当汽车转弯或左右轮行使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计算。轮齿弯曲应力（）为k=mkJnv2

×10

(4-45)式中，n—；J—其值可根据图选取；b—宽；d—端分度圆径，；T—齿转）T；k、k按主速器齿轮强度算有转矩选取。图4-4压力角为22.5°汽车差速器用直齿锥齿轮的弯曲计算用综合系数根据上图取J=0.223Nm1.0；cvk；；9.52mmmm