轻型载货汽车驱动桥设计(共25页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上课程设计(论文)题 目 YZK1026CAE轻型载货车驱动桥设计 学院名称 经济技术学院 指导教师 陈黎卿 职 称 教授 班 级 车辆工程（2） 学 号 （，） 学生姓名 （储著忠，陈升鹏） 2011年1月6日目录一、 课程设计题目分析二、 主减速器设计(一) 减速器的结构形式(二) 主速器的基本参数选择与设计计算(三) 主减速器锥齿轮的主要参数的选择(四) 主减速器锥齿轮的材料(五) 主减速器双曲面齿轮强度的计算(六) 主减速器轴承计算及选择三、 差速器的设计（一） 差速器的结构形式的选择（二） 差速器参数的确定（三） 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸的计算（四） 差速器

2、直齿锥齿轮的强度计算四、 半轴的设计（一） 半轴型式（二） 半轴参数设计计算（三） 半轴花键的强度计算（四） 半轴其他主要参数的选择（五） 半轴的机构设计及材料与热处理五、 桥壳及桥壳附件的设计（一） 驱动桥壳结构方案的选择（二） 驱动桥壳强度计算（三） 材料的选择参考文献1 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001.2 陈家瑞. 汽车构造M. 北京：机械工业出版社，2003.3 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M：设计篇.北京：人民交通出版社，2001.4 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M：基础篇.北京：人民交通出版社，2001.5 余志生. 汽车理论M. 北京：机械工业

3、出版社, 1990.6 杨朝会，王丰元，马浩.基于有限元方法的载货汽车驱动桥壳分析J.农业装备与车辆工程.2006，（10）：19-217 胡迪青，易建军，胡于进，李成刚.基于模块化的越野汽车驱动桥设计及性能综合评价J.机械设计与制造工程，2000，（3）：8-11.8 唐善政.汽车驱动桥噪声的试验研究与控制J.汽车科技，2000，（3）：14-249 石琴，陈朝阳，钱锋，温千红汽车驱动桥壳模态分析J.上海汽车，1999，(4):1-3，8.10 林军，周晓军，陈子辰，陈庆春.汽车驱动桥总成在线自动检测系统J.机械与电子，2000，（4）：20-21.11 王聪兴,冯茂林. 现代设计方法在驱动

4、桥设计中的应用J.公路与汽运，2004，(4):6-8.12 杨锁望，韩愈琪，杨钰.矿用自卸驱动桥壳结构分析与改进设计J.专用汽车，2005，（1）：21-23.13 王铁，张国忠，周淑文.路面不平度影响下的汽车驱动桥动载荷J.东北大学学报,2003,(1):50-53.14 常曙光.重载汽车驱动桥齿轮用钢的成分设计J.现代零部件，2006，（1）：90-95.15 徐灦. 机械设计手册M. 北京：机械工业出版社，1991.正文课程设计题目的分析本次课程设计题目为轻型载货汽车驱动桥，车型为YZK1026CAE具体参数下：整车型号：YZK1026CAE发动机型号：CA4G22E最大功率/转速：7

5、6kw/4800r/min最大扭矩（Nm/r/min）：175 Nm/2800-3200 r/min汽车整车整备质量：1500kg主传动比：4.55变速器一档速比：4.452轮胎：215/75R15 235/75R15驱动形式：后轮驱动（4*2）外形尺寸：长*宽*高mm（5190*1700*1655）货箱内部尺寸：长*宽*高mm（1500*1470*440）轮距(前/后)mm：1430/1426轴距mm：3025最小离地间隙：185mm最小转弯半径直径：16m乘坐人数：5人装载质量：500kg整车整备质量：1500kg空载前轴790kg后轴710kg满载前轴900kg后轴1425kg 轴荷分配

6、：最高车速：140km/h最大爬坡高度：30%限工况百公里油耗：8.3L最低稳定车速（直接挡） 25km/h设计之前，阅读汽车设计、机械设计、机械设计课程设计、汽车工程手册等书设计要求： 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到左右驱动轮，另外还承受路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳。设计驱动桥时应满足以下基本要求：1) 选取适当的主减速器，以保证汽车在给定的条件下有最佳动力性和燃油经济性2) 满足离地间隙的要求3) 齿轮工作噪声小，传动平稳4) 在各种载荷和工况下有较高的传动效

7、率5) 具有足够的刚度和强度，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，尽可能的降低簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性6) 与悬架的导向机构运动协调7) 结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便本课题要求设计的是扬子轻型载货汽车的驱动桥,所以参照国内轻型货车的设计，选用非断开式驱动桥，这样成本低，制造加工简单，便于维修。主减速器设计（一） 减速器的结构形式 总体来说车用主减速器发展趋势和特点是向着承载能力高、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、低噪声、低成本、标准化、多样化发张。3.3.1 主减速比的确定在给定发动机最大功率Pemax及转速时，所

8、选择应能尽可能保证汽车有最高车速Vamax，这时可以根据以下经典公式确定式中， 汽车主减速器的主减速比 车轮滚动半径m Np 为最大功率转速（r/min） Vamax 纯发动机驱动要求汽车达到的最高车速km/hIgh 汽车变速器的最高挡传动比代人公式即可得 4.55数据是查找预定车型的基本参数，根据整车和发动机对后驱动桥的要求，确定主减速器传动比3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定 计算载荷通常将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比和驱动车轮打滑时这两种情况下作用下用于主减速器从动齿轮上的转矩Tce，Tce中的较小者，作为载货汽车或者越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力载荷。（

9、1）.按照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TceTce=3544.905式中Tce 发动机最大扭矩，本车取175 Nm 一档传动比，本车取4.452 分动器传动比，本车没有分动器故取1 上述传动效率，由于采用了双曲面齿轮，故一般取0.96n 该车驱动桥的数目，该车取1Kd 猛接离合器产生的动载系数，由确定=0时，kd取1，时取kd=2K 为液力变矩系数，这里没有取1(2).按照驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩式中： 为满载状态一个驱动桥上的静载荷（N） 为汽车最大加速时的后桥负荷转移系数，这里取1.2 235/75R15的滚动半径为356mm， 215/75R15的滚

10、动半径为341mm 为轮胎与路面的附着系数，这里取0.85 为主减速器从动轮到车轮之间的传动比，无轮边减速器，所以此值为1 为从动轮到车轮之间的传动效率，无轮边减速器，所以为13.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择a)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；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.33，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38。b）主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。从动锥齿轮分度圆直径

11、dm2=14=303.51mm 取dm2=304mm齿轮端面模数表3-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径d=mz64304齿顶高ha=1.56m-h2;h2=0.27m6.774.42齿根高hf=1.733m-ha4.336.68齿顶圆直径da=d+2hacos90376齿根圆直径df=d-2hfcos60270齿顶角a241321齿根角f=arctan321241分锥角=arctan1476顶锥角a15417821根锥角f11397419锥距R=132132分度圆齿厚S=3.14mz99齿宽B=0.155d24747c）中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。

12、汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为3540。货车选用较小的值以保证较大的F，使运转平稳，噪音低。取=35。d）法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，一般选用20。e) 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。3.4 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

13、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16

14、SiMn2WMoV。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0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力

15、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。3.5 主减速器锥齿轮的强度计算3.5.1 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时P= （3-4） 式中： ig变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.31 ；D1主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D=64mm其它符号同前；将各参数代入式（3-4），有：P=856 N/mm按照文献1,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。3.5.2 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = （3-5）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T齿轮的计算转矩，Nm；k0过载系数，一般取1；ks尺寸系数，0.682；

16、km齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25；kv质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽；b=47mmD所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mmJw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03；对于主动锥齿轮， T=1516.4 Nm；从动锥齿轮，T=10190Nm；将各参数代入式（3-5），有： 主动锥齿轮， =478MPa；从动锥齿轮， =466MPa；按照文献1, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。3.5.3 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j = （3-6）式中：j锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D1主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=64mmb主、从动锥

17、齿轮齿面宽较小值；b=47mmkf齿面品质系数，取1.0；cp综合弹性系数，取232N1/2/mm；ks尺寸系数，取1.0；Jj齿面接触强度的综合系数，取0.01；Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz=1516.4N.mk0、km、kv选择同式（3-5）将各参数代入式 （3-6），有： j=2722MPa按照文献1，jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算3.6.1 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线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。a） 齿宽中点处的圆周力F = (3

18、-7)式中：T作用在从动齿轮上的转矩；Dm2从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（3-8）确定，即Dm2=D2-b2sin2 (3-8)式中：D2从动齿轮大端分度圆直径；D2=304mmb2从动齿轮齿面宽；b2=47mm2从动齿轮节锥角；2=76将各参数代入式(3-8)，有：Dm2=258mm将各参数代入式(3-7)，有： F=3000N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。b） 锥齿轮的轴向力Faz和径向力Frz（主动锥齿轮）作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力分别为 (3-9)Fz= Fz1=将各参数分别代入式(3-9) 与式(3-10)中，有：Faz= 2752

19、N，Frz=142N3.6.2 锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图3-4单级主减速器轴承布置尺寸图34中各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。由主动锥齿轮齿面受力简图（图3-5所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。 图3-5主动锥齿轮齿面受力简图轴承A：径向力Fr= （3-11） 轴向力Fa= Faz （3-12）将各参数代入式（3-11）与（3-12），有： Fr=3997N，Fa=

20、2752N轴承B：径向力Fr= （3-13） 轴向力Fa= 0 （3-14）将各参数代入式（3-13）与（3-14），有： Fr=1493N，Fa=0N轴承C：径向力Fr= （3-15） 轴向力Fa= Faz （3-16）将各参数代入式（3-15）与（3-16），有： Fr=2283N，Fa=2752N轴承D：径向力Fr= （3-17） 轴向力Fa= 0 （3-18）将各参数代入式（3-17）与（3-18），有： Fr=1745N，Fa=0N轴承E：径向力Fr= （3-19） 轴向力Fa= 0 （3-20）将各参数代入式（3-19）与（3-20），有： Fr=1245N，Fa=0N3.6.3

21、锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷P=0.69查阅文献2，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故 e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数fp=1.2。P=fp（XFr+YFa） （3-21）将各参数代入式（3-21）中，有： P=7533N轴承应有的基本额定动负荷CrCr= （3-22）式中：ft温度系数，查文献4，得ft=1；滚子轴承的寿命系数，查文献4，得=10/3；n轴承转速，r/min；Lh轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式（3-22）中，有；Cr=24061N初选轴承型号查文献3，初步选择Cr =24330N Cr的圆锥滚子轴承7206E。验算7206E圆锥滚

22、子轴承的寿命Lh = （3-23）将各参数代入式（3-21）中，有： Lh =4151h5000h所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选7207E轴承,经检验能满足。轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。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

23、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。对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理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，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等，其值为。于是=，即差速器

24、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以角速度自转时，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （1-1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （1-2）式（3-2）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（3-2）还可以得知：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

25、两倍；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。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。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。对称式圆锥行星齿轮差速器的设计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，它就是行星齿轮的安装尺寸，

26、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。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (1-3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.6； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，14700.7 .根据上式=63.7mm 所以预选其节锥距A=63.7mm3.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1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.52.0的范围内。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确

27、定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （1-4）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此=10，=18 满足以上要求。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， =29.05 =90-=60.95 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m= 由于强度的要求在此取m=8mm得 5.压力角目前，汽车差速器的齿

28、轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5的压力角。6. 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径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： （1-5）式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取14700.7 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直

29、径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69 根据上式 =0.599.2=49.6 31 34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。轮齿弯曲强度为 MPa (1-6) 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式 在此为2205.10 Nm； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、见式（2-8）下的说明； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数根据上式783.6 M

30、Pa 980 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。5 驱动车轮的传动装置设计驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。5.1 半轴的型式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

31、和全浮式三种。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。3/4浮式半轴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

32、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。全浮式半轴的外端与轮毂相联，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

33、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570MPa。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。5.2 半轴的设计与计算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(X2Z2)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中，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数，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

34、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，即: 故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。5.2.1 全浮式半轴的设计计算本课题采用带有凸缘的全浮式半轴，其详细的计算校核如下： a)全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行：T=Temaxig1i0 （5-1）式中：差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取0.6； ig1变速器1挡传动比； i0主减速比。已知：Temax430Nm；ig17.48； i06

35、.33 ；=0.6计算结果： T=0.64307.486.33 =12215N.m 在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行： （5-2）式中d半轴杆部直径，mm； T半轴的计算转矩，Nrn；半轴扭转许用应力，MPa。根据上式带入T12215 Nm，得：32.50mmd33.85mm取：d=33mm给定一个安全系数 k=1.5d=kd =1.533 =50mm全浮式半轴支承转矩，其计算转矩为： （5-3）三种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，T=12215Nm；d半轴杆部直径，d=50mm。 将数据带入式（5-3）、（5-4）得：=

36、528MPa半轴花键的剪切应力为 （5-5）半轴花键的挤压应力为 （5-6）式中T半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；DB半轴花键(轴)外径，DB=54mm；dA相配的花键孔内径，dA=50mm；z花键齿数；Lp花键工作长度，Lp=70mm；B花键齿宽，B=9mm；载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（5-5）、（5-6）得：=68Mpa=169MPa半轴的最大扭转角为 （5-7）式中T半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；l半轴长度，l=900mm；G材料的剪切弹性模量，MPa；J半轴横截面的极惯性矩， mm4。 将数据带入式（5-7）得： = 8 半轴计算时的许用应力与所

37、选用的材料、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号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。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490588MPa。对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8/m。 5.3 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

38、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

39、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HB388444(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HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277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。6 驱动桥壳设计驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳