载货汽车驱动桥的设计(2) - 图文

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目

摘要 ..................................................................................................................... 3 第一章 绪论 ..................................................................... 错误！未定义书签。 第二章 驱动桥设计方案的确定 ...................................................................... 4 1非断开式驱动桥 .......................................................................................... 4 2断开式驱动桥 .............................................................................................. 5 第三章 主减速器设计 ...................................................................................... 7 1 主减速器的结构形式 ................................................................................ 7 （1） 主减速器的齿轮类型 ................................................................... 8 （2） 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 ......................................... 9 2 主减速器的基本参数选择与设计计算 .................................................. 10 （1）主减速比i0的确定 ......................................................................... 10 （2） 主减速器计算载荷的确定 ........................................................... 11 3. 主减速器基本参数的选择 ...................................................................... 13 4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 ................................................... 15 5 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 ........................................................... 18 （1）单位齿长圆周力 .............................................................................. 18 （2）齿轮弯曲强度 .................................................................................. 19 （3）轮齿接触强度 .................................................................................. 20 6 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 .......................................................... 21 （1）锥齿轮齿面上的作用力 ................................................................. 21

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（2）主减速器锥齿轮轴承载荷的计算 ................................................. 22 7主减速器锥齿轮的材料 ............................................................................ 24 第四章 差速器设计 ........................................................................................ 25 1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 .............................................. 25 2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 .......................................... 26 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 ...................................................... 27 4 差速器齿轮的基本参数的选择 .............................................................. 28 5 差速器齿轮的几何计算 .......................................................................... 29 6 差速器齿轮的强度计算 .......................................................................... 31 第五章 驱动半轴的设计 ................................................................................ 33 1 结构形式分析 .......................................................................................... 33 2 全浮式半轴计算载荷的确定 .................................................................. 34 3 全浮式半轴的杆部直径的初选 .............................................................. 35 4 全浮式半轴的强度计算 ........................................................................... 35 5 半轴花键的选择和强度计算 .................................................................. 36 6 半轴的结构设计及材料与热处理 .......................................................... 37 第六章 驱动桥壳的设计 ................................................................................ 38 1 桥壳的结构型式 ....................................................................................... 38 a）可分式桥壳 .......................................................................................... 38 b）整体式桥壳 .......................................................................................... 38 c）组合式桥壳 .......................................................................................... 39

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2 桥壳的受力分析与强度计算 .................................................................. 40 总结 ................................................................................... 错误！未定义书签。 参考文献 ........................................................................... 错误！未定义书签。 谢辞 ................................................................................... 错误！未定义书签。 附录A：DRIVE AXLE/DIFFERENTIAL ..................... 错误！未定义书签。 附录B：驱动桥/差速器 .................................................. 错误！未定义书签。

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第二章 驱动桥设计方案的确定

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,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，并在有需要的时候实现差速功能，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴，万向节，驱动车轮和驱动桥壳等组成。

设计驱动桥时应当满足如下基本要求：

1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。

2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

5）具有足够的强度和刚度，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；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，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。

驱动桥的结构形式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。

1非断开式驱动桥

普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，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。即桥壳是一根支撑在左右驱动轮上的刚性空心梁，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形式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间距已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在各定数

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比的情况下，如果单级主减速器不能满足离地间距要求，可改用双级结构。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桥壳内，也可以将第二级减速齿轮做为轮边减速器。

图2-1.非断开式驱动桥和断开式驱动桥

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，如图2-1所示。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挂在车架横梁或车厢底板上，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梁上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应的就要要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管做相应摆动。

汽车悬挂总成的类型及其弹簧元件与减震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，由此可大大减小汽车在不平路面上行驶的震动和车厢倾斜，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，

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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车上，且后者多属于轻型以下的越野车或多桥驱动的重型越野汽车

由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅相关资料以及书本知识，参照国内相关货车的设计，最后本设计选用非断开式驱动桥

1－半轴 2－圆锥滚子轴承 3－支承螺栓 4－主减速器从动锥齿轮 5－油封 6－主减速器主动锥齿轮 7－弹簧座 8－垫圈 9－轮毂 10－调整螺母

图2-2 驱动桥

图2-3中央主减速器整体式驱动桥

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第三章 主减速器设计

1 主减速器的结构形式

主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。

驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：

a）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。

b）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。 c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构转动协调 。 d）在保证足够的强度、刚度条件下，应求质量小，以改善汽车平顺性。 e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下： 1)中央单级主减速器。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式， 在载货汽车中占主导地位。一般在主传动比较小的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。

图3-1 中央单级主减速器 图3-2 中央双级主减速器

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2)中央双级主减速器。

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，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、轮边减速器。

结合上面所述中央单级主减速器还有以下几点优点：

(l)结构最简单，制造工艺简单，成本较低， 是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位；

(2) 载重汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展；

(3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。

(4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。

单级驱动桥产品的优势为单级驱动桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看， 载重车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。

所以此设计采用中央单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。

图3-3 中央单级主减速器

（1） 主减速器的齿轮类型

主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重

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迭的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率。

（2） 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

图3-4 主动锥齿轮悬臂式支承 图3-5 主动锥齿轮跨置式

图3-6 从动锥齿轮支撑形式

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，悬臂式支承结构简单，设计计算简单，同时根据本设计驱动桥的装载质量，采用悬臂式支承结构（如图3-4示）。

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-6示）。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+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。

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2 主减速器的基本参数选择与设计计算

根据任务书提供的数据，查询资料初步选定以现有的解放骏威（J5K）中卡的参数作为研究参数。其主要参数如下: 最大功率/转速 最大转矩/转速 车轮滚动半径Rr 变速器传1 动比 7.64 4.83 2.86 1.90 1.34 1.0 96/3000kw/rpm 450/1400Nm/rpm 50mm 2 3 轮胎规格 离地间隙 倒档传动比 4 5 8.25—20 〉280mm 7.11 6 （1）主减速比i0的确定

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料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一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡来研究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最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pamax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速uamax。这时i0值应按下式来确定：

i0?rnuiramaxpgh （3-1）

式中：uamax——汽车最大速度。uamax=120km/h

ri

r——车轮的滚动半径， rr =0.5m ——变速器量高档传动比。igh=1

gh10

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对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：

i0?(0.337~`0.472)rnuirp （3-2）

amaxgh根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 把np=3000r/n , uamax=120km/h , rr =0.5m , igh =1代入（3-2） 计算出 i0=4.71~5.9，取i0=5.5

（2） 主减速器计算载荷的确定

1. 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Tce 从动锥齿轮计算转矩Tce

T式中：

ceKT=

demaxKi1ifi0?n （3-3）

Tce——计算转矩，N?m；

——发动机最大转矩；Temax =450 N?m

Tifemaxn——计算驱动桥数，n=1； ——分动器传动比，if=1； ——主减速器传动比，i0=5.5；

i0?——发动机到万向节传动轴传动效率，取?=0.93； K——液力变矩器变矩系数，K=1；

K1d——由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；

1i——变速器一挡传动比，i=7.64；

代入式（3-3），有：

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Tce=17585.37 N?m

2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs Tcs?G2?m'2rr/?m?im N?m （3-4）

式中 G2——汽车满载状态下一个驱动桥的静载荷，后桥所承载57750N的负荷; ?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取?=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25，这里取?=0.85。

m'2——汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，取m'2=1.1 rr——车轮的滚动半径， rr=0.5m

?m——为所计算的主减速器主动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，?m取0.96

由于没有轮边减im—— 为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，速器im取1.0

所以Tcs?G2?rr/?LB?iLB=

57750?1.1?0.85?0.5=28132.0N?m

0.96?1.03. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：

Tcf?(Ga?GT)rr?fR?fH?fP? N?m （3-5）

im??m?n式中：Ga——汽车满载时的总重量，105000N；

GT——所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；所以取0。

fR——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取0.015 fH——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.05~0.09在

此取0.07；

fp——汽车的性能系数在此取0；

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?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的效率；?m取0.96

im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；im=1 n——驱动桥数。n =1 所以 Tcf?(Ga?GT)rr?fR?fH?fP?

im??m?n105000?0.5?0.015?0.07?0?=4648.4N?m

1.0?0.96?14.主动锥齿轮的计算转矩为:

=

Tz?式中，

Ti?0cG （3-6）

Tz——为主动锥齿轮的计算转矩；

i0——为主传动比；

G?——为主，从动锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿锥齿轮副，?G取95%，对

于双曲面齿轮副，在i0 ?6时，取85%。当i0?6时，?G取90%。

T=min[T，T]=17585.37N?m。

eccsc代入（3-6）得： 17585.37?3365.6N?m Tz=

5.5?0.953. 主减速器基本参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角?、法向压力角?等。

1. 主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。

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2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。

3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6。 4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。

根据以上要求，这里取z1=8 z2=35，能够满足条件：z1+z2=43?40，此处传动比已由底盘整体设计确定。

2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt

对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选，即

D2?KD23Tc （3-7）

KD2——直径系数，一般取13.0～15.3,此处取为14；

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tec和Tcs中的较小者。

所以 D2=14?317585.37=364mm 由公式得：ms=D2/z2=364/35=10.4mm

同时，ms还应满足：ms=Km3Tc （3-8） 其中Km为模数系数，取值范围是0.3~0.4.得：ms=（7.8~10.4），因此满足校核条件。 初步选取mt? 10mm，则D2=364mm 3. 主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2

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轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。

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对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b2?0.3A2，而且b2应满足b2?10mt，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：

b2?0.155D2=0.155?364=56.42mm 在此取55mm

一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%，在此取b1=60mm 4.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，轮齿小端螺旋角最小。 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选?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，则?也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，?应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但?过大，会导致轴向力增大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的?值以防止轴向力过大，通常取35°。

5. 螺旋方向

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的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。

所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

6. 法向压力角

法向压力角大一些可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮，乘用车的а一般选用14°30`或16°,商用车的а为20°或 22°33`

4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算

由以上求出的模数和节圆半径根据相关公式可以求得圆弧齿轮的其他尺寸和其他的相关数据，现将各求得的数据和公式制成表格，表格如下：

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表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 主动齿轮齿数 z1 8 从动齿轮齿数 z2 35 端面模数 m 10㎜ 齿面宽 b b1=60㎜ b2=55㎜ 工作齿高 hg?1.6m hg?16㎜ 全齿高 h?1.788m?0.051 h=17.931㎜ 法向压力角 ? ?=20° 轴交角 ? ?=90° 分度圆直径 d=mz d1?80㎜ d2=350㎜ 节锥角 ?1?arctanz1z ?21=12.88° ?2=90°-?1 ?2=77.12° 节锥距 Ad12=186.7㎜、0?2sin??d12sin? 取A0282.47mm 齿距 t=3.1416 m t=31.416㎜ hf1齿根高 =1.788m-ha1; hf1=6.44mm; hf2=1.788m-ha2 hf2=13.32mm 16

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ha1?hg?ha2;??齿顶高 ?ha1=11.44mm ha2???0.43?0.37??m ha2=4.56mm ?????z2?2?z????1???hf11齿根角 ?=4.41°; 1=arctanA;?2?arctanhf2 0A0?2=9.17° ?o1=22.05°，面锥角 ?o1??1??2；?o2??2??1 ?o2=81.53° 径向间隙 c=h-hg=0.188m+0.051 c=1.83mm 根锥角 ?R1??1??1；?R2???R1=8.47°，2??2 ?R2=67.95° do1?d1?2ha1cos?1；外圆直径 do1?102.30mm d02?d2?2ha2cos?2 do2?352.03mm 节圆顶点至齿轮外缘?01?d22?h'1sin?1 ?01=172.44mm 距离 ?02?d12?h'2sin?2 ?02=35.55mm s1?t?s2 理论弧齿厚 s1=18.56mm s2?t2??h'?h'12?tan???m s2=12.86 mm 齿侧间隙 B=0.245～0.330 mm B=0.253mm 17

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弦齿厚 si3BS?i?si?2? 6di12S?1=18.26mm S?2=12.73mm 弦齿高 si2cos?ih?i?h? 4di'ih?1=11.94mm h?2=4.58mm

5 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算

在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。

（1）单位齿长圆周力

在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即

p?F N／mm (3-9) b2式中：P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩G2?rr

两种载荷工况进行计算，N；

b2——从动齿轮的齿面宽，在此取55mm. 按发动机最大转矩计算时：

2kdTemaxkigif??103nD1b2p? N／mm （3-10）

式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取450N?m；

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ig——变速器的传动比，7.64；

D1——主动齿轮节圆直径，在此取80mm.其他符号同前。

2?1?450?1?1?0.93?7.64?103?1453.3 N／mm 按上式p?1?55?80根据许用的单位齿长圆周力[P]货车的许用值为1429 N／mm.其中由于材质及加工工艺等制造质量的提高，[P]有时高出规定值的20%~25%。 因为p?1453.3 N／mm?（1.2~1.25）[P]。所以符合条件。

按驱动轮打滑的转矩计算时：

p?2G2m2'?rr?103Dbi?22mN／mm （3-11）

m式中 G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑

汽车最大加速时的负荷增加量，在此取69300N；

?——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85： rr——轮胎的滚动半径，在此取0.5m

177000?0.85?0.576?103按上式p?=1641.5 N／mm

433.7?65?2（2）齿轮弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：

σw =

式中：

2Tk0kskmk0m5bDJw?103 （3-12）

σw—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力；

T—齿轮的计算转矩，对从动齿轮，取Tce和Tcs中的较小值，为17585.37 Nm；对于主动齿轮T=

k0—过载系数，一般取1； ks—尺寸系数，0.75；

19

Tcsi?=7116.7Nm

:载货汽车驱动桥若干部件的设计

km—齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1； kv—质量系数，取1；

b—所计算的齿轮齿面宽；b=60mm D—所讨论齿轮大端分度圆直径；D=350mm Jw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.275；

对于主动锥齿轮， T=3365.6Nm；从动锥齿轮，T=17585.37Nm；

将各参数代入式（2-7），有：

主动锥齿轮，σw =499MPa；

从动锥齿轮，σw =382.4MPa；

按照文献[1], 主从动锥齿轮的σw≤[σw]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。

（3）轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：

σj=式中：

σj—锥齿轮轮齿的齿面接触应力； D1—主动锥齿轮大端分度圆直径D1=80mm b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=55mm kf—齿面品质系数，取1.0； cp—综合弹性系数，取232.6N1/2/mm； ks—尺寸系数，取1.0；

Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.12； Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=3365.6N.m k0、km、kv选择同式（2-7） 将各参数代入式 （2-8），有：

σj=2536.3MPa

根据最大接触强度不应超过2800MPa，σj≤[σj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。

cpD12Tzk0kskmkf×103 （3-13）

kvbJj 20

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6 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 （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向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

(1) 齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为

F＝

2T N (3-14) Dm2式中：T——作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，

Td=5241 N·ｍ；

Dm2——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.

Dm2?D2?bsin?2 （3-15）

按上式主减速器从动锥齿轮齿宽中点处的圆周力

2?4686.4F==31.37 KN

350?55?sin77.12?由F1/F2?cos?1/cos?2可知，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。

图3-7 主动轮齿面的受力图

（2）锥齿轮的轴向力和径向力

如图3-7，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，FT 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff，FN垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，Ff位于以OA

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:载货汽车驱动桥若干部件的设计

为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角?，FT与Ff之间的夹角为法向压力角?，这样就有：

F?FTcos?cos? （3-16） FN?FTsin??Ftan?/cos? （3-17） FS?FTcos?sin??Ftan? （3-18） 于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力FRz分别为 Faz?FNsin??FScos??F?tan?sin??sin?cos?? （3-19） cos?F?tan?cos??sin?sin?? （3-20） cos? FRz?FNcos??FSsin??有式（3-19）可计算Faz?24.52KN 有式（3-20）可计算FRz=8.69KN

式（3-14）～式（3-20）参考《汽车设计》。

（2）主减速器锥齿轮轴承载荷的计算

轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。

对于采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3-8所示

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图3-8 主减速器轴承的布置尺寸及载荷计算公式

根据上式已知Faz?24.52KN，FRz=8.69KN，并由于a?2.5b，c?d,c?d?70ò，所有取

RAX=

a=108mm ，b=43mm，c=130mm，d=115mm

2轴承A的径向力

2?31370(0.108?0.0425)??8690?(0.108?0.0425)24520?0.08???? ???0.1080.1082?0.108????=43.82KN

其轴向力为RA y =24.52KN

?31370?0.0425??8690?0.042524520?0.08???? 轴承B的径向力RBx=? ??0.1080.1082?0.108????22 =13.1KN

轴承B的径向力RBy=0KN 轴承C的径向力RcX=

18500?0.35??31370?0.115???18310?0.115???0.115?0.13? ??0.115?0.132?(0.115?0.13)????22 =15.0KN

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:载货汽车驱动桥若干部件的设计

轴承C的轴向力Rcy=18.5KN 轴承D的径向力Rdx=

18500?0.35??31370?0.13???18310?0.13?? ?????0.115?0.13??0.115?0.132?(0.115?0.13)?22 =34.0KN 轴承D的轴向力Rdy=0KN

根据计算得出各轴承所受的载荷，以及所选轴的直径的大小为50mm，所以轴承A，B都采用圆锥滚子轴承，查表得：选择圆柱滚子轴承30210（内径50，外径90）此轴承的额定动载荷Cr为73.2KN，同时满足轴承A，B的要求。

对于从动齿轮的轴承C，D的径向力由计算公式较核，轴承C，D均采用圆柱滚子轴承30212（内径60mm，外径110mm），此轴承的额定动载荷Cr为73.2KN，同时满足轴承C，D的要求。此节计算内容参考了《汽车设计》关于主减速器的有关计算和《机械设计》和《机械设计指导》关于轴承的选择。

7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，尽量少用含镍、铬的材料，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。

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第四章 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间差速器，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。

1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理

图4-1 差速器差速原理

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:载货汽车驱动桥若干部件的设计

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、B、C三点的圆周速度都相等（图4-1），其值为?0r。于是?1=?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（图），啮合点A的圆周速度为?1r=?0r+?4r，啮合点B的圆周速度为?2r=?0r-?4r。于是

?1r+?2r=（?0r+?4r）+(?0r-?4r)

即 ?1+ ?2=2?0 （4-1） 若角速度以每分钟转数n表示，则

n1?n2?2n0 （4-2）

式（4-2）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（4-2）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。

2 普通的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。如图3-2所示。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。

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1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳

图4-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

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

图4-3差速器

3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计

由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。

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:载货汽车驱动桥若干部件的设计

4 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：

Rb?KB3T mm (4-3) 式中：KB——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星齿轮的载

货汽车取小值2.5；

T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，17585.37N?m.

根据上式 A0=（0.98~0.99）Rb=63.71mm 所以预选其节锥距A0=63.71mm 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z1/z2在1.5～2.0的范围内。

查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z2=18，行星齿轮的齿数 z1=10。

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?1，?2 ?1?arctanz2=1.8，半轴齿轮齿数z1z110=arctan= 29.05° ?1=90°-?2=60.95°

18z2 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=

2A02A0sin?1=sin?2= 6.19 z1z228

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由于强度的要求在此取m=8mm

得 d1?mz1?10?8?80 mm d2?mz2?18?8?144 mm 5.压力角α

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的齿形。某些总质量较大的商用车采用25°压力角，以提高齿轮强度 6. 行星齿轮安装孔的直径d及其深度L

行星齿轮的安装孔的直径d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：

T0?103d? （4-4）

1.1??c?nrdL?1.1d （4-5）

式中：T0——差速器传递的转矩，N·m；在此取4648.4 N?m 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， rd≈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，根据《材料力学》在此取98 MPa 根据上式 d2=0.5×0.8×144=57.6mm d=

4648.4?103''''1.1?98?4?57.6=27.36mm L=1.1?27.36=30.10 mm

5 差速器齿轮的几何计算

由以上求出的模数和节圆半径根据相关公式可以求得圆弧齿轮的其他尺寸和其他的相关数据，现将各求得的数据和公式制成表格，表格如下：

表4-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表

项目 行星齿轮齿数 计算公式 计算结果 z1≥10，应尽量取最小值 z1=10

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:载货汽车驱动桥若干部件的设计

半轴齿轮齿数 z2=14～25 z2=18 模数 m m=8mm 齿面宽 b=(0.25～0.30)A0;b≤10m 19mm 工作齿高 hg?1.6m hg=12.8mm 全齿高 h?1.788m?0.051 14.36 压力角 ? 22.5° 轴交角 ?=90° 90° 节圆直径 d1?mz1 80 d2?mz2 144 ?1?arctanz1?1=29.05°， 节锥角 z 2?2?90???1 ?2?60.95? 节锥距 A10?d2sin??d2sin? 63.71 122周节 t=3.1416m t=25.13mm ???齿顶高h0.37? ?mha1=8.45mm a1?hg?ha2;ha2???0.43? ??z2?2?ha2=4.35mm ????z1?????hf1=1.788m-ha1; hf1齿根高 =5.85mm; hf1=1.788m-ha2 hf1=9.95mm 径向间隙 c=h-hg=0.188m+0.051 c=1.56mm 齿根角 ?=arctanhf1hf2?1=5.2°; 1A;?2?arctanA 00?2=8.88° ??o1=37.93°，面锥角 o1??1??2；?o2??2??1 ?o2=66.15° 30

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根锥角 ?R1??1??1；?R2??2??2 do1?d1?2ha1cos?1；?R1=23.85°，?R2=52.07° 94.77mm 148.22mm 外圆直径 d02?d2?2ha2cos?2 节锥顶点至齿轮外缘距离 d2?h1'sin?1 2d1'?02??h2sin?2 2?01?67.90mm 36.20mm s1?t?s2 理论弧齿厚 s1=13.93 mm s2?t'?h1'?h2tan???m 2??s2=11.20 mm B=0.253mm 齿侧间隙 B=0.245～0.330 mm 弦齿厚 si3BS?i?si?2? 6di12 S?1=13.63mm S?2=11.06mm h?1=8.84mm h?2=4.46mm 弦齿高 si2cos?ih?i?h? 4di'i

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

?w?2Tckskmv22kmbdJn?10 MPa (4-6)

3式中：Tc——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式Tc?0.6T0; 在此Tc为2788.86 N·m；

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n——差速器的行星齿轮数；n=4

m—-齿轮的模数。m=8

Kv、Ks、Km——见式（3-10）下的说明；

Jn——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图4-4查得Jn=0.256

图4-4弯曲计算用综合系数

根据上式（4-6）得：

?32?2788.86?1?0.75?10==186.64MPa? 210 MPa w1?8?10?144?0.256?4所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。

此部分内容图表参考了《汽车车桥设计》中差速器设计一节。

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第五章 驱动半轴的设计

驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。

1 结构形式分析

半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3／4浮式和全浮式三种形式。

半浮式半轴(图5—1a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于乘用车和总质量较小的商用车上。

3／4浮式半轴(图5—1b)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，直接支承车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用乘用车和总质量较小的商用车上。

全浮式半轴(图5—1c)的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相联，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为5～70MPa。全浮式半轴主要用于中、重型货车上。本次设计为载货汽车的驱动桥，所有采用全浮式半轴。

图5-1 半轴结构形式简图及受力情况 a)半浮式 b)3/4浮式 c)全浮式

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:载货汽车驱动桥若干部件的设计

图5-2

2 全浮式半轴计算载荷的确定

半轴的主要尺寸是它的直径，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X2最大时(X2＝Z2?)附着系数尹取0.8，没有侧向力作用；

b）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2?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Z2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，

2+Y22故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有即:Z2?=X2纵向力作用。

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全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩M?计算，即：

M?=

1'? （5-1） m2G2rr2式中：?——轮胎与地面的附着系数取0.8；

m'——汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.2～1.4在此取1.3。

G2——为驱动桥的最大静载荷：G2=57750N

根据上式得: M1?=2?1.3?0.8?0.5?57750=15015N?m

3 全浮式半轴的杆部直径的初选

全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行

d?K3M? 式中：M?——为半轴计算转矩，

K——直径系数，取0.205~0.218. 根据上式 d=（50.57mm~53.78mm）

根据强度要求在此d取50 mm。即：d?50mm

4 全浮式半轴的强度计算

首先是验算其扭转应力?： ??T?? MPa 16d3式中：T?——半轴的计算转矩，N·m在此取15015N·m； d——半轴杆部的直径，50 mm。 根据上式?＝

15015?103??612 MPa< ???=(500～700) MPa

16?(50?10?3)3所以满足强度要求。 半轴的扭转角为

5-2）

（5-3）

35

（

:载货汽车驱动桥若干部件的设计

??式中，?——扭转角；

T?l180GIp? (5-4)

l——半轴长度，取l=1580/2=790mm；

G——材料剪切弹性模量，G=80GPa；

Ip——半轴截面极惯性矩。Ip??d432

? = 10.33°/m

转角宜为每米长度6?～15?。计算较核得? = 10.33°/m，满足条件范围。

5 半轴花键的选择和强度计算

花键连接的强度计算与键连接相似，首先根据连接的结构特点，使用要求和工作条件选定花键的类型和尺寸，然后进行必要的强度计算，根据花键受力的情况分析。其主要的失效形式是工作面被压溃（静连接）或工作面的过度磨损（动连接）。因此，静连接通常按工作面上的挤压力进行强度计算，动连接就按工作面上的压力进行条件性的强度计算。根据半轴的尺寸，选定N=8，d=46mm，D=50mm,B=9的内花键。

由于半轴在工作时会转动，花键主要是处于动连接。失效形式主要为工作面的过度磨损。其强度计算为：

P???z?h?ldm2T?103 （5-6）

式中l——齿的工作长度=70mm

h——花键齿侧面的工作高度，矩形花键h?D?d?2c，其中c为倒角尺寸。2c?0.3，h?50?46?2?0.3?1.4mm 2D?d50?46——花键的平均直径，=dmdm2?2?48mm

z——花键齿数，在此取8；

?——载荷分布的不均匀系数，??0.7~0.8取0.8。

将数据带入式（5-6）得：

P=1.0 MPa

根据花键的动连接强度在?3~10?MPa，以上计算P??3~10?Mpa所以该花键满足强

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度要求。可以使用。

此节的有关计算参考了《汽车设计》中关于半轴的计算的内容和《机械设计》中有关花键的内容。

6 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，40CrMnMo，40CrMnSi，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HRC52～63，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。

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:载货汽车驱动桥若干部件的设计

第六章 驱动桥壳的设计

驱动桥的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体

驱动桥壳应满足如下设计要求：

1）应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力．

2）在保证强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高汽车行驶平顺性． 3）保证足够的离地间隙． 4）结构工艺性好，成本低．

5）保护装于其上的传动部件和防止泥水浸入． 6）拆装，调整，维修方便．

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。半轴套管与壳体用铆钉联接。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。其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

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华东交通大学毕业设计

便。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。

c）组合式桥壳

组合式桥壳是将主减速器壳与部分桥壳铸造为一体，而后用无缝钢管分别压入壳体二端，二者之间用塞焊或销钉固定，它的优点是从动轮齿轴承的支承刚度较好，主减速器的装配，调整比可分式桥壳方便；然而要求有较高的加工精度，故常用于乘用车和总质量较小的商用车上。

考虑到本设计的是载货汽车的驱动桥，所以驱动桥壳的结构形式采用铸造整体式桥壳。并与设计主减速驱动器时相对应。

图6-1 整体式桥壳 a)铸造式 b)钢板冲压焊接式

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图6-2 整体式桥壳结构示意图

2 桥壳的受力分析与强度计算

选定桥壳的结构形式以后，应对其进行受力分析，选择其端面尺寸，进行强度计算。

汽车驱动桥的桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其形状复杂，而汽车的行驶条件如道路状况、气候条件及车辆的运动状态又是千变万化的，因此要精确地计算出汽车行驶时作用于桥壳各处的应力大小是相当困难的。在通常的情况下，在设计桥壳时多采用常规设计方法，这时将桥壳看成简支梁并校核某些特定断面的最大应力值。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，即当车轮承受最大的铅锤力（当汽车满载并行驶与不平路面，受冲击载荷）时；当车轮承受最大切应力（当汽车满载并以最大牵引力行驶和紧急制动）时；以及当车轮承受最大侧向力（当汽车满载侧滑）时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的强度特征得到保证，就认为该桥壳在汽车各种行驶条件下是可靠的。

在进行上述三种载荷工况下桥壳的受力分析之前，还应先分析一下汽车满载静止于水平路面时桥壳最简单的受力情况，即进行桥壳的静弯曲应力计算。

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