汽车设计 第6版 课件第5章-驱动桥设计

汽车设计第五章驱动桥设计第一节概述第二节驱动桥结构方案分析第三节主减速器设计第四节差速器设计第五节车轮传动装置设计第六节驱动桥结构元件设计第一节概述一、功用增矩、减速改变转矩的传递方向将转矩合理地分配给左右驱动车轮使左右车轮具有行驶运动学所要求的差速功能承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩第一节概述二、组成主减速器差速器车轮传动装置桥壳第一节概述三、设计要求所选i0应保证汽车在给定条件下有最佳动力性和经济性外形尺寸小，保证有足够的离地间隙，满足通过性工作平稳，噪声小在各种载荷和转速工况下传动效率高桥壳应当有足够的刚度和强度，保证齿轮正确啮合，并承受和传递车轮与悬架之间的各种力和力矩；在此条件下尽可能降低质量，尤其是簧下质量，以减少不平路面的冲击载荷，提高行驶平顺性与悬架导向机构运动协调，对转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调结构简单，工艺性好，制造容易，拆装调整方便第二节驱动桥结构方案分析一、断开式驱动桥没有连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，主减速器、差速器及其壳体安装在车架或车身上，通过万向传动装置驱动车轮第二节驱动桥结构方案分析二、非断开式驱动桥其半轴套管与主减速器壳均与轴壳刚性地相连一个整体梁，因而两侧的半轴和驱动轮相关地摆动，通过弹性元件与车架相连第二节驱动桥结构方案分析二、非断开式驱动桥整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都属于簧下质量，使其簧下质量较大这种驱动桥和轮毂、制动器及制动鼓的总质量约占商用货车的11-16%，约占乘用车的3.5-5%采用单级主减速器取代双级主减速器，可大大减小驱动桥质量利用高强度的球墨铸铁代替可锻铸铁铸造主减速器壳，可减小质量并改进工艺采用钢板冲压-焊接的整体式桥壳及钢管扩张的整体式桥壳，均可显著减小驱动桥质量第二节驱动桥结构方案分析三、方案对比形式

非断开式

断开式

结构

简图

结构

特点

①

用刚性整体外壳连接左右车轮

②车轮传动装置为半轴

①没有刚性整体外壳

②两侧驱动轮可以独立相对车架或车身作上下摆动

③

车轮传动装置为万向节传动

④

桥壳固定在车架（身）上

应用

非独立悬架

独立悬架

第二节驱动桥结构方案分析三、方案对比第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型1.弧齿锥齿轮1）主从动齿轮轴线垂直、相交2）轮齿端面重叠，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此可承受较大的负荷3）轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续而平稳地转向另一端，工作平稳，噪声和振动小4）但对啮合精度敏感，锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮磨损和增大噪声第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型2.双曲面齿轮1）主从动齿轮轴线垂直、但不相交。2）存在偏移距E：主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离3）主动齿轮螺旋角β1>从动齿轮螺旋角β2，存在一个偏移角ε：主、从动齿轮螺旋角之差第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型2.双曲面齿轮螺旋角：锥齿轮节锥表面展开图上的齿形线任意一点的切线与该点和节锥顶点连线之间的夹角。中点螺旋角：齿宽中点的切线和中点与齿轮中心（锥顶）连线之间的夹角一般都指中点螺旋角第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型2.双曲面齿轮主、从动齿轮圆周力之比：F1/F2=cosβ1/cosβ2式中：F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力，β1

、β2分别为主、从动齿轮的中点螺旋角第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型2.双曲面齿轮传动比：i0s=F2r2/F1r1=r2cosβ2/r1cosβ1式中：r1、r2分别为主、从动齿轮的平均分度圆半径令k=cosβ2/cosβ1，则i0s=kr2/r1。由于β1>β2，因此k>1，一般为1.25-1.5。第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型2.双曲面齿轮优点：当尺寸相同时，双曲面齿轮具有更大的传动比当传动比一定、从动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮主动齿轮比相应弧齿锥齿轮具有更大的直径和较高的轮齿强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度当传动比一定、主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮从动齿轮比相应弧齿锥齿轮尺寸要小，可获得更大的离地间隙第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型2.双曲面齿轮优点：由于偏移距的存在，使双曲面齿轮在工作过程中不仅存在与弧齿锥齿轮相同的沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动，从而可改善磨合过程，有更好的传动平稳性主动齿轮螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，既可提高传动平稳性，又可使齿轮弯曲强度提高（约30%）第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型2.双曲面齿轮优点：主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的弧齿锥齿轮较大，从而可降低齿面间的接触应力主动齿轮螺旋角较大，则不产生根切的最小齿数可减少，可选用较少的齿数，有利于增加传动比主动齿轮尺寸较大，加工时所需的刀盘刀顶距较大，切削刃寿命较长E有利于实现总体布置第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型2.双曲面齿轮缺点：沿齿长方向的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率（双曲面齿轮0.96，弧齿锥齿轮0.99）齿面间压力和摩擦功较大，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，抗胶合能力较低（需要选用可改善油膜强度和带有防刮伤添加剂的双曲面齿轮油来进行润滑）第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型3.圆柱齿轮采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置的前置前驱乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥及轮边减速器第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型4.蜗轮蜗杆轮廓尺寸及质量小，可获得较大传动比（8-14）；工作平稳，无噪声；便于总体布置及贯通式多桥驱动布置；可以传递较大载荷，使用寿命长；结构简单，拆装方便，调整容易蜗轮齿圈要用青铜等有色金属合金（较贵），成本较高；传动效率较低第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（一）主减速器的齿轮类型第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式1.单级主减速器结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低广泛应用于主传动比小于7的汽车上乘用车（传动比3-4.5）、总质量较小的采用形式：多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动；也有采用一对圆柱齿轮传动或蜗杆传动的第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式2.双级主减速器由两级齿轮减速组成。与单级相比：在保证离地间隙相同的前提下可得到较大的传动比（7-12）；但其尺寸、质量均较大，结构复杂，制造成本也显著增加主要应用在总质量较大商用车上第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式2.双级主减速器第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式3.双速主减速器由齿轮的不同组合可获得两种传动比与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的档位高低档根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各档传动比来选定大传动比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大阻力并减少变速器中间档位的换挡次数小传动比则用于汽车空载、半载或在良好路面上行驶，以改善汽车经济性和提高平均车速第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式3.双速主减速器圆柱齿轮式：结构尺寸和质量较大，可获得的主传动比较大；若更换齿轮轴，并去掉一对圆柱齿轮，即可变为普通双级主减速器行星齿轮式：结构紧凑，质量较小，具有较高的强度和刚度，桥壳和主减速器壳都可与非双速通用，但需要加强行星轮系和差速器的润滑第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式3.双速主减速器——圆锥行星齿轮式高速：牙嵌结合/行星齿轮整体运动（从动锥齿轮→行星齿轮系→差速器）低速：牙嵌分离/从动锥齿轮→齿圈→行星轮→行星架→差速器第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式3.双速主减速器换挡方式：远距离操纵机构电磁式气压式电—气复合式由于无同步换挡装置，主减速器传动比的切换是在停车时进行的第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式4.贯通式主减速器单级贯通式结构简单、质量较小、尺寸紧凑，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，主要用于总质量较小的多桥驱动上第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式4.贯通式主减速器单级贯通式——双曲面齿轮式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，最大传动比在5左右，多用于总质量较小的驱动桥上当用于总质量较大的汽车时，可通过增设轮边减速或加大分动比来加大总传动比第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式4.贯通式主减速器单级贯通式——蜗杆式在结构质量较小的情况下可得到较大的传动比，且工作平稳无声、便于总体布置适用于各种吨位的多桥驱动汽车贯通式驱动桥的布置第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式4.贯通式主减速器双级贯通式适用于总质量较大的多桥驱动汽车（主传动比较大）锥齿轮-圆柱齿轮式圆柱齿轮-锥齿轮式第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式4.贯通式主减速器双级贯通式——锥齿轮-圆柱齿轮式可得到较大的主传动比但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，拆装不方便第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式4.贯通式主减速器双级贯通式——圆柱齿轮-锥齿轮式第一级圆柱齿轮副有利于贯通式布置，兼具减速作用若仅贯通，可取传动比为1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第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（二）主减速器的减速形式4.贯通式主减速器双级贯通式——圆柱齿轮-锥齿轮式应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定锥齿轮的旋转方向所选螺旋方向应使主、从动锥齿轮具有相斥的轴向力第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式1.主动锥齿轮的支承——悬臂式在锥齿轮一端有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承为了减小悬臂长度和增加两支承间距离，改善支承刚度，应使轴承大端朝外，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，而反向轴向力由另一轴承承受第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式1.主动锥齿轮的支承——悬臂式要求：b>2.5a，b>0.7D，d>a为方便拆装，应使靠经齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些靠近齿轮的轴承有时用圆柱滚子轴承，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第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式1.主动锥齿轮的支承——悬臂式支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度大小有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合精度有关结构简单、支承刚度较差，适用于传递转矩较小的主减速器上第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式1.主动锥齿轮的支承——跨臂式锥齿轮两端的轴上都有轴承，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齿轮大端侧轴颈上两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可缩短主动齿轮轴的长度，使布置更加紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式1.主动锥齿轮的支承——跨臂式但必须在主减速器壳体上有支承导向轴承的轴承座，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高因主、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导向轴承多用圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或没有内圈，它仅承受径向力（尺寸根据布置位置而定，易损坏）第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式1.主动锥齿轮的支承第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式2.从动锥齿轮的支承轴承形式：圆锥滚子轴承。轴承安装：大端朝内，缩短（c+d）,刚度↑。加强刚度的其他措施：⑴从动齿轮背面设置加强筋。⑵从动齿轮背面加设辅助支承。⑶轴承有一定的预紧度。第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式2.从动锥齿轮的支承齿轮允许的偏移量第三节主减速器设计一、主减速器结构形式（三）主减速器主从锥齿轮的支承形式3.从动锥齿轮的止推装置第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（一）主减速器比i0对主减速器结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及变速器处于最高档位时动力性和经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用不同i0下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作出最佳匹配，使汽车获得最佳的动力性和经济性。第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（一）主减速器比对于功率储备充裕的乘用车、长途公共汽车、赛车等，在给定发动机最大功率Pemax及其转速nP的情况下，所选择的i0应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax，这时i0应按下式来确定：式中：rr为车轮滚动半径，igh为变速器最高档传动比

第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（二）主减速器齿轮计算载荷的确定按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按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩

第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择1.主从动锥齿轮齿数z1、z2为磨损均匀，z1、z2之间避免有公约数为得到理想的齿面重合度和高轮齿弯曲强度，主、从动齿数和不少于40为啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车Z1不少于9，商用车不少于6主传动比较大时，Z1尽量少，以满足hmin的要求对于不同的主传动比，Z1\Z2应有适宜的搭配第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择2.从动齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms（1）影响因素参数影响D2备注hmin

小

弯曲强度

大

见（5-14）式

跨置式支撑

大

第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择2.从动齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms（2）初定D2KD2--直径系数13.0～15.3Tc--计算转矩Tc=min[Tce、Tcs]（3）初选ms

第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择3.主从动锥齿轮齿面宽b1和b2⑴影响选取b值的因素：切削刀头顶面宽度和刀尖圆角：在D2（或D1）取定条件下，如果b值取大则刀头顶面宽度窄，刀尖圆角小。带来下述两个问题：Ⅰ刀具寿命↓；Ⅱ齿根圆角半径减小，应力集中↑，影响轮齿强度b取大，影响装配空间不足b取大以后，由于安装位置误差、热处理变形等原因，使载荷集中于小端——小端过早损坏和疲劳损伤

b取小些，齿轮耐磨性↓，寿命↓第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择3.主从动锥齿轮齿面宽b1和b2⑵初选b值第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择4.双曲面齿轮副偏移距E影响因素原则

负荷小可取大第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择4.双曲面齿轮副偏移距E第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择4.双曲面齿轮副偏移距E上、下偏移：定义：从从动齿轮锥顶向齿面看过去，使主动齿轮在右侧，若主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在从动齿轮中心线下方时为下偏移。第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择5.中点螺旋角β影响因素第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择5.中点螺旋角β选取原则推荐值35º～40º轿车的β值选用大些的值,使之工作平稳,噪声低货车的β值选小些，防止轴向力大，通常取35º第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择6.螺旋方向从锥齿轮锥顶看过去，看中心线上半部齿形倾斜方向，若齿形从中心向右倾斜，称为右旋，向左倾斜称为左旋。一对啮合齿轮的螺旋方向相反第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择6.螺旋方向螺旋方向与齿轮旋转方向二者合在一起影响轴向力方向。处于前进档位时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向。4x2汽车，一般主动齿轮均为左旋，从动齿轮为右旋。第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择7.法向压力角α

影响因素第三节主减速器设计二、主减速器基本参数选择与计算载荷（三）锥齿轮主要参数的选择7.法向压力角α

推荐第三节主减速器设计三、锥齿轮强度计算

1.单位齿长圆周力p评价齿轮的表面耐磨性能：p=F/b2式中：p为轮齿上的单位齿长圆周力（N/mm），F为轮齿上圆周力；b2为从动齿轮的齿面宽（1）按发动机最大转矩计算（2）按驱动轮打滑转矩计算第三节主减速器设计三、锥齿轮强度计算

1.单位齿长圆周力p（1）按发动机最大转矩计算时式中：ig为变速器传动比，D1为主动锥齿轮中点分度圆直径（mm）（2）按驱动轮打滑转矩计算时

第三节主减速器设计三、锥齿轮强度计算

2.齿轮强度第三节主减速器设计三、锥齿轮强度计算

2.齿轮强度最大弯曲应力：700MPa疲劳弯曲应力：210MPa疲劳循环次数：6e6最大接触应力：2800MPa疲劳接触应力：1750MPa第三节主减速器设计四、锥齿轮轴承的载荷计算

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1.锥齿轮齿面上作用力法向力Fr的分解过程第三节主减速器设计四、锥齿轮轴承的载荷计算

1.锥齿轮齿面上作用力分解后各力求解公式（径向力FrZ、轴向力FaZ）第三节主减速器设计四、锥齿轮轴承的载荷计算

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2.锥齿轮轴承上的载荷已知条件：齿轮的尺寸；轴承轴上安装位置及尺寸；作用在齿轮上的力轴向力/径向力—作用在水平面上；圆周力—作用在垂直面上第三节主减速器设计四、锥齿轮轴承的载荷计算

2.锥齿轮轴承上的载荷求支点反力举例：第三节主减速器设计四、锥齿轮轴承的载荷计算

2.锥齿轮轴承上的载荷第三节主减速器设计五、锥齿轮材料工作条件恶劣与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点是传动系薄弱环节第三节主减速器设计五、锥齿轮材料材料要求弯曲疲劳强度、接触疲劳强度大齿面硬度高以保证齿面高耐磨性芯部有适当韧性，↑抗冲击载荷能力锻造、切削加工、热处理性能良好，热处理后变形小，或变形规律易控制尽量少选含镍、铬元素的材料，应选含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢第三节主减速器设计五、锥齿轮材料典型材料20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo、16SiMn2WMoV第三节主减速器设计五、锥齿轮材料渗碳合金钢优点：表面硬、耐磨、抗压、芯部软，所以这种材料的弯曲强度、表面接触强度、承受冲击载荷的能力↑。切削加工、锻造性能好。渗碳合金钢缺点：热处理费用高；芯部在大压力作用下可能有塑性变形；若渗碳层与芯部含碳量相差过多，会发生硬化层剥落现象。渗碳层深度要求m≤5为0.9-1.3；m>5-8时1.0-1.4；m>8时为1.2-1.6第三节主减速器设计五、锥齿轮材料其他问题：为防止新齿轮胶合、咬死、擦伤、早期磨损，在热处理后及精加工以后，表面或作厚为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、锡齿面喷丸处理，可↑25%寿命。滑动速度高的齿轮进行渗硫处理，提高耐磨性能（渗硫后摩擦因数可显著降低，这样即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死或胶合）第四节差速器设计差速器概述汽车行驶时，左、右车轮在同一时间内所滚过的距离往往是不等的：在转弯行驶时，由于左、右车轮的瞬时转动半径不同，外侧车轮滚过的距离大于内侧车轮；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距离不等；在平直路面上行驶时，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造、装配误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径不同而致使左、右车轮行程不同。第四节差速器设计差速器概述如果驱动桥左、右车轮刚性连接：行驶时不可避免产生驱动轮在路面上的滑移和滑转。不仅加剧轮胎磨损和功率与燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能的恶化。为了防止产生这些现象，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同旋转角速度，满足汽车行驶运动学要求。第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（一）普通锥齿轮式差速器结构简单、质量较小、应用广泛第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（一）普通锥齿轮式差速器转弯行驶时，在左右驱动车轮切线方向上各产生一附加阻力ΔP，且它们的运动方向相反，从而产生行星齿轮的自转外侧转速ω1=ω0+ω3z3/z1内侧转速ω2=ω0-ω3z3/z1ω1+ω2=2ω0当ω2=0，ω1=2ω0当ω1=0，ω2=2ω0第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（一）普通锥齿轮式差速器汽车转弯行驶时行星齿轮绕其轴转动，显然存在一个使其转动的力矩（2ΔPr）。易知，慢转侧ΔP

与P/2相同，快转侧相反T1=(P/2-ΔP)r,T2=(P/2+ΔP)r令Pr=T0,ΔPr=Tr/2，则有T1=0.5(T0-Tr),T2=0.5(T0+Tr)T1+T2=T0,T2-T1=Tr（Tr—内磨檫力矩)可见，差速器的内摩擦改变了驱动桥的转矩分配，使快转侧减小，慢转侧增大，有利于通过性第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（一）普通锥齿轮式差速器在汽车左右驱动车轮上的总牵引力可能达到Ftmax=2FΦmin+Tr/rrFΦmin为附着力较小的驱动车轮与地面附着力rr为车轮的滚动半径由此可见，由于差速器的内摩擦使汽车总牵引力增大了Tr/rr。但一般其内摩擦力矩不大，所以在驱动轮上的总牵引力增加不大于4-6%。第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（一）普通锥齿轮式差速器锁紧系数和转矩比差速器锁紧系数定义为K=Tr/To

kb=T2/T1

普通锥齿轮差速器锁紧系数k一般为0.05~0.15，两半轴转矩比kb为1.11~1.35第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（二）强制锁止式差速器啮合套式借助于机械机构（液压或气动）实现锁止，使两半轴之间形成刚性连接，从而可传递全部的驱动转矩第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（二）强制锁止式差速器指销式锁止时用指销将左半轴齿轮与差速器左壳联接第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（二）强制锁止式差速器最大牵引力假设一驱动轮行驶在低附着系数Φmin的路面上，另一驱动轮行驶在高附着系数Φ的路面上，这样装有普通锥齿轮差速器的汽车所能发挥的最大牵引力为：Ft=(G2Φmin+G2Φmin)/2=G2Φmin

如果差速器锁住，则汽车所能发挥的最大牵引力为：Ft=(G2Φmin+G2Φ)/2=G2（Φmin+Φ）可见采用差速锁将差速器锁住，可提高最大牵引力，从而提高汽车通过性。第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（二）强制锁止式差速器差速锁的结构简单、工作可靠、性能良好，所以在越野车辆中得到了较广泛的应用，但是由于驾驶员难以掌握锁止或解锁的恰当时机，从而可能给车辆性能带来负面影响：如果锁止过早或解锁过迟，容易造成传动系的功率循环，增加油耗量，并使传动部件动载荷变大，加速机件和轮胎的磨损；如果锁止过迟或解锁过早，又将使越野车辆的通过性降低，无法发挥差速锁的优点第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（三）限滑差速器1.转矩式——摩擦片式差速器壳通过斜面对行星齿轮轴产生沿行星齿轮轴线方向的轴向力，该轴向力推动行星齿轮使压盘将摩擦力压紧。当左、右半轴转速不等时，主、从动摩擦片间产生相对滑转，从而产生摩擦力矩。第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（三）限滑差速器1.转矩式——摩擦片式传递转矩Tr=T0rffztanβ/rd式中：rf为摩擦片平均摩擦半径；rd为V形面中点到半轴齿轮中心线距离；f为摩擦因数；z为摩擦面数；β为V形面的半角。第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（三）限滑差速器1.转矩式——托森式第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（三）限滑差速器2.转速式——黏性式利用液体的粘性摩擦特性来实现限滑的差速器，其限滑功能取决于前后轴（轴间差速器）或左右轮（轮间差速器）转速之差第四节差速器设计一、差速器结构形式选择（三）限滑差速器3.主动式电磁式、电液式和电机式第四节差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（一）

差速器齿轮主要参数选择1.行星齿轮数n根据承载情况选择在承载不大的情况下可取2，反之取4一般乘用车2，商用车2-4第四节差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（一）

差速器齿轮主要参数选择2.行星齿轮球面半径Rb反映了锥齿轮节锥距的尺寸大小和其承载能力式中Kb为行星齿轮球面半径系数，2.5-3.0Td=min[Tce,Tcs]行星齿轮节锥距A0=(0.98-0.99)Rb

第四节差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（一）

差速器齿轮主要参数选择3.行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1\Z2轮齿有足够大的强度,为此模数取大；但在齿数不变的条件下，尺寸↑，质量↑；结构尺寸小、紧凑，保证空间能安装下，要求齿数Z1取少些；两半轴齿轮齿数和能被行星齿轮数整除，以保证能装配；Z1、Z2的选取范围：Z1≮10，Z2=14～25Z1/Z2=1.5-2.0第四节差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（一）

差速器齿轮主要参数选择4.节锥角γ1、γ2及模数m行星齿轮γ1=arctan(Z1/Z2)半轴齿轮γ2=arctan(Z2/Z1)大端的端面模数

第四节差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（一）

差速器齿轮主要参数选择5.压力角第四节差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（一）

差速器齿轮主要参数选择6.行星齿轮轴直径d及支承长度L式中：T0为差速器壳传递转矩；n为行星齿轮数；rd为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（mm），约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；[σc]为支承面允许挤压压力，取98MPaL=1.1d

第四节差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（二）

差速器齿轮强度计算差速器齿轮齿轮受结构限制，而且承受的载荷较大但它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当转弯或左、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转动对于差速器齿轮，主要进行弯曲强度计算第四节差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（二）

差速器齿轮强度计算齿轮弯曲应力式中：T为计算载荷，T=0.6T0；n为行星齿轮数；J为综合系数；b2、d2分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径（mm）；kv为质量系数；ks为尺寸系数；km为齿面载荷分配系数，悬臂式取1.0-1.25，跨置式取1.0-1.1；最大应力700MPa，日常平均210MPa，破坏循环次数6e6

第四节差速器设计三、多桥驱动汽车的轴间差速器多桥驱动汽车在行驶过程中，各驱动桥上的车轮转速会因车轮行程或滚动半径的差异而不等，如果前后桥刚性连接，则前后驱动车轮将以相同角速度旋转，从而产生前后驱动车轮运动学上的不协调。循环功率或寄生功率：导致发动机功率的无益消耗，加速轮胎磨损，损坏传动系，降低动力性、经济性和通过性。第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式半轴的结构型式主要取决于半轴的支承型式。普通非断开式驱动桥的半轴，依据其外端支承型式或受力状况不同，分为半浮式半轴3/4浮式半轴全浮式半轴第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式1.半浮式半轴传递转矩；承受垂向力FZ2、纵向力FX2及侧向力FY2所引起的弯矩FZ2a、FX2a、FY2rr第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式1.半浮式半轴所承受的载荷比较复杂但结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉，故被质量较小、使用条件较好、承载负荷不大的乘用车和微型客车、货车所采用第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式2.

3/4浮式半轴如车轮中心和轴承中心重合，即a=0时，纵向力FX2与垂向力FZ2由车轮直接传给桥壳半轴套管，而侧向力FY2产生的弯矩FY2rr将部分传给半轴（由于一个轴承多采用圆柱滚子轴承，其支承刚度较差）第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式2.

3/4浮式半轴如车轮和轴承中心距离a≠0，则虽然纵向力FX2与垂向力FZ2经轴承传给桥壳半轴套管，但力FX2\FY2与FZ2所形成的弯矩需由半轴及桥壳的半轴套管来共同承受，即3/4浮式半轴还要承受部分弯矩第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式2.

3/4浮式半轴所承受弯矩的比例大小依半轴的刚度、轴承的结构型式及其支承刚度、安装尺寸a、rr等因素决定。与半浮式半轴相比，此处的a值要比半浮式的小，载荷工况有所改善，但比全浮式的差第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式2.

3/4浮式半轴结构简单、轻便，也可以采用简单的圆锥表面与键和轮毂的连接方法，因此可用于乘用车和微型、轻型客车、货车第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式3.全浮式半轴车轮所承受的垂向力FZ2、纵向力FX2、侧向力FY2以及由这些力所引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传递给桥壳，因此只承受转矩而不承受弯矩第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式3.全浮式半轴但实际结构中，由于零件加工精度和装配精度的影响及桥壳、轴承支承刚度的不足等原因，仍可能承受一定弯矩，但在设计计算中可忽略不计第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式3.全浮式半轴半轴结构形状：端部锻成凸缘重型汽车：半轴外端制成花键，以花键和轮毂联接第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式3.全浮式半轴工作可靠，广泛应用于轻型及以上各种载货汽车、越野汽车和客车上但具有全浮式半轴的驱动桥外端结构比较复杂，需要采用形状复杂且质量及尺寸均较大的轮毂，制造成本较高，故小型汽车及乘用车等较少采用第五节车轮传动装置设计一、半轴结构形式第五节车轮传动装置设计二、半轴计算三种载荷工况纵向力FX2（驱动/制动力）最大：其值为FZ2φ，附着系数φ取0.8，没有侧向力作用侧向力FY2最大：其最值为FZ2φ1（发生侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧滑附着系数φ1取1.0，没有纵向力作用垂向力FZ2最大时：（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为FZ2k，k为动载系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用由于车轮承受的纵向力FX2和侧向力FY2的大小受车轮与地面最大附着力限制，故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用第五节车轮传动装置设计二、半轴计算1.半浮式半轴1）纵向力FX2最大(侧向力FY2为0)垂向力FZ2=m2’G2/2(m2’取1.2)纵向力FX2=FZ2φ=m2’G2φ/2(m2’取1.2，φ取0.8)半轴弯曲应力和扭转应力（b为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离）合成应力

第五节车轮传动装置设计二、半轴计算1.半浮式半轴2）侧向力FY2最大(纵向力FX2为0)外轮与内轮上的垂直反力FZ2o、FZ2ihg为质心高度，B2为轮距，φ1取1.0外轮与内轮上侧向力分别为：

Y2o=F

Z2oφ1

、Y2i=

F

Z2iφ1外轮半轴与内轮半轴的弯曲应力为

第五节车轮传动装置设计二、半轴计算1.半浮式半轴3）垂向力FZ2最大(纵向力FX2和侧向力FY2均为0)垂向力FZ2=kG2/2(k为动载系数，乘用车取1.75，货车取2，越野车取2.5)半轴弯曲应力半浮式半轴许用合成应力：600-750MPa

第五节车轮传动装置设计二、半轴计算2.3/4浮式半轴与半浮式相似，只是半轴危险截面不同危险截面位于半轴与轮毂相配表面的内端1）纵向力X2最大2）侧向力Y2最大(M1为轮毂轴承夹持作用力矩)

第五节车轮传动装置设计二、半轴计算3.全浮式半轴1）计算载荷（只承受转矩）2）扭转剪切应力τ3）半轴扭转角θ[τ]500～700MPa；[θ]6～15°/米

第五节车轮传动装置设计二、半轴计算4.半轴许用应力与选用材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关当采用40Cr、40MnB、40MnVB、40CrMnMo、40、45等材料作为全浮式时半轴的材料时，扭转屈服极限可到784MPa在保证安全系数1.3-1.6的范围内，半轴的扭转应力可取到490-590MPa对于使用条件差的汽车，如越野车、矿用车等，应选用较大的安全系数，许用应力取小值第五节车轮传动装置设计二、半轴计算半轴与半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，对花键应进行挤压压力和剪切应力验算。挤压应力不大于200MPa，剪切应力不大于73MPa第五节车轮传动装置设计三、半轴设计（一）半轴结构设计全浮式半轴杆径按下式初选式中：d为半轴杆部直径（mm）Mφ为半轴计算转矩（Nm）k为直径系数，2.05-2.18

第五节车轮传动装置设计三、半轴设计（一）半轴结构设计半轴杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便使半轴各部分基本达到等强度半轴破坏形式大多是扭转疲劳损坏，在结构设计时应尽量增大各过渡部分的圆角半径当杆部较粗且外端凸缘较大时，可用两端花键连接设计全浮式半轴杆部的强度储备应低于驱动桥其他传力零件的强度储备，使半轴充当“熔丝”的作用半浮式半轴直接安装车轮，应视为保安件第五节车轮传动装置设计三、半轴设计（二）半轴的材料与热处理调质处理：要求杆部硬度为388-444HB（允许凸缘部分硬度降到248HB）高频、中频感应淬火：能保证半轴表面有适当的硬化层（由于硬化层本身强度较高，且在半轴表面形成大的残余压应力，因此使半轴静强度和疲劳强度大大提高）。推荐杆部硬度52-62HRC，心部硬度30-35HRC；花键部分50-55HRC，不淬火区（凸缘等）248-277HB采用感应淬火时，通常推荐半轴杆部表面硬化层深度为其直径的1/4-1/3左右第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计功用支承汽车质量支承由车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车架或车身；是主减速器、差速器和半轴的装配基体设计要求1.有足够的强度、刚度2.质量小3.尺寸小,保证hmin4.结构工艺性好,成本低5.密封好,防止泥水侵入,防止润滑油渗漏6.拆装方便第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析1.可分式桥壳二段可分式：通常由一个垂直结合面分为左右两部分，通过螺栓连接成一体；每一部分均由以铸造壳体和一个压入其外端的半轴套管组成，轴管与壳体用铆钉连接三段可分式：中央壳（主减速器壳）和左右两半壳均为铸件，而左右半壳与半轴套管既可对焊连接，也可铸成一体，两侧半壳用螺栓固定在中央壳上第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析1.可分式桥壳结构简单，制造工艺性好，主减速器支承刚度好，但拆装、调整、维修不方便，桥壳的强度和刚度受结构的限制第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析2.整体式桥壳——整体铸造式强度和刚度较大，但质量大、加工面多，制造工艺复杂，主要用于总质量较大的货车上第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析2.整体式桥壳——整体铸造式可用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢制造为进一步提高强度和刚度，铸造整体式桥壳的两端压入较长无缝钢管作为半轴套管，并用销钉固定钢板弹簧座附近的桥壳截面可根据强度要求铸成适当形状，通常为矩形安装制动底板的凸缘也与桥壳铸成一体第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析2.整体式桥壳——整体铸造式主要优点在于可制成复杂而理想的形状，壁厚能够变化，可到立项的应力分布，其强度和刚度均较好，工作可靠，故要求桥壳承载负荷较大的中型、重型汽车适用于此结构与其他整体式桥壳相比，质量大、加工面多，制造工艺复杂，且需要相当规模的铸造设备，在铸造时质量不易控制，容易出现废品第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析2.整体式桥壳——冲压焊接式由钢板冲压件焊接的桥壳主体、两端再焊接上带凸缘的半轴套管及钢板弹簧座等组成第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析2.整体式桥壳——冲压焊接式桥壳主件的上下两半是相同的冲压件；主件的板料是矩形的，下料方便且材料利用率高，但对焊时需要用4块三角镶块补焊到桥壳中部前后两侧的缺口处第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析2.整体式桥壳——冲压焊接式不仅具有制造工艺简单、材料利用率高、废品率低、生产率高及制造成本低等优点，还有足够的强度和刚度，特别是其质量小（仅为同等铸造桥壳的75%），却比铸造式更加安全可靠第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析2.整体式桥壳——扩张成形式由中碳无缝钢管或钢板卷焊钢管扩张、滚压成形第六节驱动桥结构元件设计一、驱动桥壳设计（一）驱动桥壳结构方案分析3.组合式桥壳也称支架式桥壳，将铸造的主减速器壳作为桥壳的中间部分，而在其两端压入无缝钢管，再用销钉或塞焊予以固定而成第六节驱动桥结构元件设