江苏大学汽车驱动桥设计说明书-仅作参考..doc

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1、精品文档，仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除一主减速器设计01.1概述01.2 主减速器结构方案分析01.2.1螺旋锥齿轮传动01.2.2结构形式01.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案11.3.1主动锥齿轮的支承11.3.2从动锥齿轮的支承11.4主减速器锥齿轮设计11.4.1主减速比i的确定21.4.2按最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce31.4.3按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T31.4.4主减速器锥齿轮的主要参数选择31.4.5主减速器锥齿轮的材料41.4.6主减速器锥齿轮的强度计算51.4.7主减速器锥齿轮轴承的设计计算91.4.8锥齿轮轴承的载荷10

2、1.4.9锥齿轮轴承型号的确定12二、差速器设计152.1差速器结构形式选择152.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计152.3差速器齿轮的材料192.4普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算19三、驱动车轮的传动装置设计213.1半轴的型式223.2半轴的设计与计算223.3全浮式半轴的设计计算223.4半轴的结构设计及材料与热处理24【精品文档】第 25 页四、驱动桥壳设计254.1桥壳的结构型式254.2桥壳的受力分析及强度计算26五引用文献 271.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整

3、及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。1.3.1 主动锥齿轮的支承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，采用跨置式支承结构。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的CA1120PK2L3货车装载质量为12t，所以选用跨置式。图3-3从动锥齿轮支撑形式1.

4、3.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-3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。1.4 主减速器锥齿轮设计 主减速比i驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。1.4.1主减速比i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。i的选择应在汽车总体设计时和传动

5、系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i下的功率平衡田来研究i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i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及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定：式中：车轮的滚动半径，所选轮胎规格为7.5-16的子午线轮胎，其自由直径d=810mm,因计算常数F=3.05，故滚动半径=0.3932migh变速器量高档传动比。igh =1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

6、降，i一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择：式中：i分动器或加力器的高档传动比iLB轮边减速器的传动比。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nn=4000r/n , =95km/h , r=0.3932m , igh=1代入式中计算出 i=6.2427.814,选i=6.431.4.2 按最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TceTce= 式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =186.2 Nmn计算驱动桥数，1；if变速器传动比，if=1；

7、i0主减速器传动比，i0=6.43；变速器传动效率，=0.912；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；i1变速器最低挡传动比，i1=7.37；代入式中，有： Tce=8047.352 Nm1.4.3 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T T= 式中：G=满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G=0.858800=47040N；=1.11.2，取1.1；=0.85；=0.3932m;=主减速器从动锥齿轮到车轮之间的传动比，取1； =主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，0.912； 代入式中，有： T=18962.59Nm 由上式求得的计算转矩。是作用到从

8、动锥齿轮的最大转矩，计算转矩T应取前面两种的较小值，即T=min Tce,T主动锥齿轮计算转矩为 Tz= 式中：i主传动比，i=6.43；主、从动齿轮间的传动效率，=0.96；代入式中，有： Tz=1303.679Nm1.4.4 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6.43，初定主动齿轮齿数z1=7，从动齿轮齿数z2=45。b）主、从动锥齿轮齿形参数计算从动锥齿轮大端分度圆直径D，可根据经

9、验公式初选，即D=K 式中： K直径系数，一般为13.015.3，取15； Tc从动锥齿轮计算转矩，Tc=8047.352；代入式中，有： D=300.591mm，取D=300mm端面模数= = =6.67；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=mz46.67300齿工作高=Hm(H=1.56)10.40510.405齿全高H=Hm(H=1.733)11.55911.559齿顶高=-;=m8.6041.801齿根高=h-;=h-2.9559.758节锥距151.877151.877齿根圆直径df=d-2hfcos40.78280.52齿根角=arctan1.1

10、153.676节锥角=arctan=90-8.84281.158面锥角12.51882.273根锥角7.72777.482径向间隙C=h-1.1541.154外圆直径63.673300.554齿宽F=0.155d251.246.5c）中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。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。对于重载货车弧齿锥齿轮，一般选用20。5。e) 螺旋方向主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋，从锥齿轮

11、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。1.4.5 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

12、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16SiMn2WMoV。选用20CrMnTi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

13、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。1.4.6主减速器锥齿轮的强度计算a) 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时P= 式中： ig变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.37； D1主动锥齿轮中点分度圆直径mm

14、；D=46.67mm其它符号同前；将各参数代入式（3-4），有：P=1153.403 N/mm按照文献1,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。b) 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：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，当m1.6mm时，k= ,计算得0.716；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；D所讨论齿轮大端分度圆直径；Jw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，Jw主动齿轮为0.186，从动齿轮为0.217对于主动锥齿轮， T=1303.679 Nm；从动锥齿轮

15、，T=8047.352Nm；将各参数代入式中，有： 主动锥齿轮， =693.4MPa；从动锥齿轮， =570.737MPa；按照文献1, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。c) 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j= 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=46.67mmb主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=46.5mmkf齿面品质系数，取1.0；cp综合弹性系数，取232.N1/2/mm；ks尺寸系数，取0.716；Jj齿面接触强度的综合系数，取0.1225；Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz=1303.679N.mk0、km、k

16、v选择同上式将各参数代入式中，有： j=2745MPa按照文献1，jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。1.4.7 主减速器锥齿轮轴承的设计计算a)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。齿宽中点处的圆周力F F= (3-7)式中：T作用在从动齿轮上的转矩，T=8047.352Nm；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=300mmb2从动齿轮齿面宽；b2=46.5mm2

17、从动齿轮节锥角；2=81.158将各参数代入式(3-8)，有：Dm2=254.053mm将各参数代入式(3-7)，有： F=63351.757N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Faz= (3-9)Frz= (3-10)将各参数分别代入式(3-9) 与式(3-10)中，有：Faz= 3544.27N，Frz=22784.13N1.4.8 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

18、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= 轴向力Fa= Faz 将各参数代入上式，有： Fr=4349.23N，Fa=1133.9N轴承B：径向力Fr= 轴向力Fa= 0 将各参数代入上式，有： Fr=2992.36N，Fa=0N轴承C：径向力Fr= 轴向力Fa= Fac 将各参数代入上式，有： Fr=1063.34N，Fa=

19、437.96N轴承D：径向力Fr= 轴向力Fa= 0 将各参数代入上式，有： Fr=874.42N，Fa=0N轴承E：径向力Fr= 轴向力Fa= 0 将各参数代入上式，有： Fr=1454.16N，Fa=0N1.4.9 锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷P查阅文献2，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.35，故 Cr的圆锥滚子轴承30210。验算30210圆锥滚子轴承的寿命Lh = 将各参数代入式中，有： Lh =5128212h5000h所选择30210圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选30210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。二

20、、差速器设计汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其

21、结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。2.1 差速器结构形式选择 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。查阅文献5经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采

22、用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。2.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计a) 行星齿轮数n通常情况下，货车的行星齿轮数n=4。b) 行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。Rb=Kb 式中

23、：Kb行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0，对于有两个行星齿轮的轿车取最大值；Td差速器计算转矩，T=minTce ,TcsNm；将各参数代入式中，有：Rb=60.12 mm行星齿轮节锥距A为 A=（0.980.99）R计算得A=58.9259.52mm，取A=59mm；c）行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。半轴齿轮齿数z2在1425选用。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，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=2，半轴齿轮齿数z2=24，行星齿轮的齿数 z1=12

24、。d） 行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为 1= 2= 将各参数分别代入式中，有：1=26.565，2=63.435锥齿轮大端模数m为 m= 将各参数代入式中，有：m=4.4e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表4-1。f） 压力角汽车差速齿轮大都采用压力角=2230，齿高系数为0.8的齿形。表4-1半轴齿轮与行星齿轮参数参 数符 号行星齿轮半轴齿轮分度圆直径d=mzd=mz52.8105.6齿顶高=-= 4.7412.299齿根高=1.788m-=1.788m-3.1265.57齿工作高h=1.6m7.047.

25、04齿全高h=1.788m+0.0517.91827.9182压力角22302230轴交角9090节锥角=90-26.56563.435节锥距5959齿根角3.035.386面锥角31.95166.465根锥角23.53558.049径向间隙c=h-h=0.188m+0.0510.87820.8782齿距t=3.1416m13.82313.823参 数符 号行星齿轮半轴齿轮齿面宽F=（0.250.30）A；F10m16.515g)行星齿轮轴用直径d行星齿轮轴用直径d（mm）为式中：T0差速器壳传递的转矩，T0=8047.352Nm；n行星齿轮数，n=4；rd行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，rd

26、 =126.96mm；c支承面许用挤压应力，取98 MPa；将各参数代入式中，有：d=25.5mm，取26mm。 行星齿轮在轴上的支承长度L为 L=1.1d=1.126=28.6mm；2.3 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。2.4 普通锥齿轮式差速器齿轮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传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行使不同

27、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w（MPa）为w= 式中：n行星齿轮数；J综合系数，取0.2725；b2半轴齿轮齿宽，mm；d2半轴齿轮大端分度圆直径，mm；T半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6 T0 ，T0=minTce,Tcsks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取；将各参数代入式中，有：w=740.5MPa按照文献1, 差速器齿轮的ww=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。三、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

28、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。3.1 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

29、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

30、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

31、以上的各类汽车上。3.2 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

32、会有纵向力作用。3.3 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 全浮式半轴计算载荷可按车轮附着力矩M计算，即 M= 式中：驱动桥最大静载荷，=4704N； 车轮滚动半径=0.3932mm，； 负荷转移系数，取1.1； 附着系数，取0.8；已知：Temax430Nm；ig17.48； i06.33 ；=0.6计算结果： =8138Nm；半轴扭转切应力为式中： 半轴扭转切应力； d半轴直径； 计算得：=580.18MPa； 在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行：式中：d半轴杆部直径，mm； K直径系数，取0.2050.

33、218；为半轴计算转矩Nm。 计算得：mm，取d=41.5mm；半轴的扭转角为式中： 扭转角； l半轴长度900mm； G材料的切变模量，G=206MPa； 半轴断面的极惯性矩，=计算得=291052.98；代入数据得：=7 半轴的扭转切应力宜为500700MPa；3.4 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

34、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

35、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。 四 、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起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮作用在驱动车轮上的牵引力，制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。在汽车行驶过程中，桥

36、壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。4.1 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、保养等都十分方便。整体式桥壳按其制造工艺的不同又可