理学驱动桥设计.pptx

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1、1三、基本要求 1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定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，以满足通过性要求。3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4）在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。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，以减少不平路面的冲击载荷，提高汽车行驶平顺性。6）与悬架导向机构运动协调；对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。第1页/共83页2第二节 驱动桥结构方案分析一、分类断开式和非断开式。二、断

2、开式驱动桥的结构特点 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2页/共83页3三、非断开式驱动桥的的结构特点桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有传动件都装在其中。第3页/共83页4四、优缺点及应用：断开式驱动桥能显著减少汽车簧下质量，从而改善汽车行驶平顺性，提高了平均行驶速度；减小了汽车行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；增加了汽车离地间隙；由于驱动车轮与路面的接触情况及对各种地形的适应性较好，增强了车轮的抗侧滑能力；若与之配合的独立悬架导向机构设计合理，可增加汽车

3、的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。但其结构较复杂，成本较高。断开式驱动桥在乘用车和部分越野汽车上应用广泛。非断开式驱动桥结构简单，成本低，工作可靠，广泛应用于各种商用车和部分乘用车上。但由于其簧下质量较大，对汽车的行驶平顺性和降低动载荷有不利的影响。第4页/共83页5五、其他驱动方式为了提高汽车的载质量和通过性，总质量较大的商用车大多采用多桥驱动方式，而各驱动桥又采用贯通式的布置形式。轴间差速器 轮间差速器主减速器 轴间差速锁贯通圆柱齿轮轮间差速锁半轴输入轴凸缘输出轴第5页/共83页6一、主减速器的结构形式（）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

4、形式。1弧齿锥齿轮传动特点：主、从动齿轮的轴线垂直相交于一点。优缺点：可以承受较大的负荷，工作平稳，噪声和振动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大。传动比：第三节 主减速器设计 第6页/共83页72双曲面齿轮传动特点：主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距。第7页/共83页8偏移距E使主动齿轮的螺旋角1大于从动齿轮的螺旋角2，并将1与2之差称为偏移角。1 2根据啮合面上法向力相等，可求得主、从动齿轮圆周力之比为 螺旋角：是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿形线任意一点A

5、的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。传动比：令Kcos2cos1，则0sK r2r1。由于12，因此K1，一般为1.251.50。第8页/共83页9优点：（与弧齿锥齿轮传动相比较）具有更大的传动比；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；尺寸较小，离地间隙较大；运转平稳性好；双曲面传动的主动齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，既可提高传动的平稳性，又可以使齿轮的弯曲强度提高约30；双曲面传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的弧齿锥齿轮大，从而可以降低齿面间的接触应力；双曲面传动的主动齿轮螺旋角较大，则不产生根切的最小齿数可减

6、少，因此可以选用较少的齿数，有利于增加传动比；双曲面传动的主动齿轮较大，因此加工时所需的刀盘刀顶距较大，切削刃寿命较长；双曲面齿轮的偏移距还有利于实现汽车的总体布置。第9页/共83页10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。双曲面齿轮齿面间的压力和摩擦功较大，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，抗胶合能力较低。因此，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。应用选择：一般情况下，当主减速器速比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更为合理；而当传动比小于2.0时，双曲面齿轮传动的主动齿轮相对于弧齿锥齿轮传动的主动齿轮就显得过大，此时选用弧齿锥齿

7、轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间；对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。第10页/共83页113圆柱齿轮传动应用：广泛用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。此时，齿轮皆应采用斜齿轮。4蜗杆传动优点：轮廓尺寸及质量小，可获得较大的传动比（通常0814）；工作非常平稳，无噪声；便于汽车的总体布置及通式多桥驱动布置；可以传递大的载荷，使用寿命长；结构简单，拆装方便，调整容易。缺点：蜗轮齿圈要求使用昂贵的有色金属合金（青铜）制造，材料成本高；此外，传效率较低。应用：主要用于生产批量不大的个别总质量较大的多桥驱动汽车和具有高转速发动的客车上。第11页/共8

8、3页12（二）主减速器的减速形式 根据减速形式特点不同，主减速器分类如下：影响减速形式选择的因素：汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比0。其中，0的大小影响汽车的动力性和经济性。第12页/共83页131单级主减速器 优点：结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等。应用：广泛应用于主传动比07的汽车上。单级主减速器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13页/共83页14 2双级主减速器结构特点：由两级齿轮减速组成的主减速器。优缺点：与单级主减速器相比，双级主减速器在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，0一般为712；但其

9、尺寸、质量均较大，结构复杂，制造成本也显著增加，应用：主要应用在总质量较大的商用车上。分类：整体式和分开式。分开式双级主减速器的第一级设于驱动桥中部，称为中央减速器；第二级设于轮边，称为轮边减速器。第14页/共83页15整体式双级主减速器有多种结构方案：锥齿轮锥齿轮圆柱齿轮行星齿轮圆柱齿轮锥齿轮纵向水平布置 斜向布置 垂向布置 第15页/共83页16分开式双级主减速器 优缺点：驱动桥中央部分尺寸较小，离地间隙较大。结构复杂，簧下质量增加，成本提高，并且布置轮毂、轴承、车轮和制动器都比较困难。圆柱行星齿轮式轮边减速器 行星锥齿轮式轮边减速器 主动齿轮下置式轮边减速器 第16页/共83页173双速

10、主减速器（两种传动比）构成：圆柱齿轮组或行星齿轮组。第17页/共83页18 4、贯通式主减速器（1）单级贯通式主减速器 优点：结构简单、质量较小、尺寸紧凑；并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥完、半轴等主要零件具有互换性。应用：主要用于总质量较小的多桥驱动汽车上。分类：双曲面齿轮式及蜗杆式。第18页/共83页19（2）双级贯通式主减速器 应用：总质量较大的多桥驱动汽车 分类：锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式。在设计中，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柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定锥齿轮的螺旋方向。所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相近的轴向

11、力。第19页/共83页20第三节 主减速器设计（三）主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 要求：主减速器必须保证主、从动齿轮有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。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。悬臂式支承的结构特点：在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。优缺点：悬臂式支承结构简单，支承刚度较差。应用：用于传递转矩较小的主减速器上。第20页/共83页21跨置式支承的结构特点：在锥齿轮两端的轴上均有轴承。优缺点：齿轮的承载能力高，布置紧凑。主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，是易损坏的一个轴承。应用：在需

12、要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。第21页/共83页222从动锥齿轮的支承 影响从动锥齿轮的支承刚度的因素：轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例。在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证当偏移量达到允许极限。第22页/共83页23二、主减速器基本参数选择与计算载荷的确定（一）主减速器齿轮计算载荷的确定 汽车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法。格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法 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第三节 主减速器设计2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T c s 第23页/

13、共83页243按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T c f T c的选择：当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩T c应取前面两种的较小值，即T cminT c e，T c s；当计算锥齿轮疲劳寿命时，T c取T c f。主动锥齿轮的计算转矩为第24页/共83页25（二）锥齿轮主要参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数：主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距E、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。

14、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少于40。3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，z1一般不少于9；对于商用车，z1一般不少于6。4）主传动比0较大时，z1尽量取得少些，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。第25页/共83页26 2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数msD2可根据经验公式初选，即 齿轮端面模数 ms同时，ms还应满足 式中，K D213.015.3；T cminT c e，T c s Km为模数系数，取0.30.4 第26页/共83页27 3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮齿面过

15、宽会减小齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命；会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。也会引起装配空间减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b20.3 A2，而且b2应满足b210ms，一般也推荐b20.155D2。对于弧齿锥齿轮，b1一般比b2大10。4 双曲面齿轮副偏移距E 一般对于乘用车和总质量不大的商用车，E0.2D2，且E40A2；对于总质量较大的商用车，E（0.100.12）D2，且E20%A2。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。第27页/

16、共83页28 如何判断上下偏移？由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧。第28页/共83页295中点螺旋角选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为3540。乘用车选用较大的值以保证较大的F，使运转平稳，噪声低；商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。6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

17、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，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而损坏。第29页/共83页307法向压力角对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，乘用车的一般选用1430或16，商用车的为20或2230。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平均压力角时，乘用车为19或20，商用车为20或2230。第30页/共83页31第三节 主减速器设计三、主减速器锥齿轮强度计算在选好主减速器锥齿轮的主要参数

18、后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。轮齿损坏形式主要有：弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。强度验算是近似的，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。1单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即 第31页/共83页321）按发动机最大转矩计算时 2）按驱动轮打滑的转矩计算时 第32页/共83页332轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为式中，T c为所计算齿轮的计算转矩（Nm），对于从动齿轮：T cminT ce，T cs和Tcf，对于

19、主动齿轮，T c还要按式（5-7）换算。上述按minT ce，T cs计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按T cf计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6106。第33页/共83页343轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 上述按minTce，Tcs计算的最大接触应力不应超过2800MPa；按Tcf计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa，主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。第34页/共83页35第三节 主减速器设计 四、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 1、锥齿轮面上的作用力 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

20、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F为 由式F1F2cos1cos2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；对于双曲面齿轮副，它们的圆周力是不等的。第35页/共83页36（2）锥齿轮的轴向力和径向力 若主动锥齿轮的螺旋方向和旋转方向改变时，主、从动齿轮齿面上所受的轴向力和径向力计算公式见表5-2。作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力FRz分别为 第36页/共83页37第37页/共83页382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

21、载荷。载荷轴承型号寿命载荷寿命轴承型号第38页/共83页39第三节 主减速器设计五、锥齿轮材料锥齿轮材料应满足如下要求：1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。2）轮齿心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。3）锻造性能、可加工性及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。4）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含锰、钒、硼、钛、铝、硅等元素的合金钢。汽车主减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等。第39页/共83页40第

22、四节 差速器设计 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的要求；在多桥驱动汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷，使传动系零件损坏、轮胎磨损和增加燃料消耗等。作用：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。分类：按其结构特征不同，分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。第40页/共83页41一、差速器结构形式选择（）对称锥齿轮式差速器 汽车上广泛采用的差速器：对称锥齿轮式差速器。优点：结构简单、质量较小。分类：普通锥齿轮式差速器、摩

23、擦片式差速器和强制锁止式差速器等。1、普通锥齿轮式差速器根据运动分析可得 1十220 Tr 差速器的内摩擦力矩 第41页/共83页42锁紧系数k：差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比。用来表征差速器性能。半轴的转矩比：kbT2/T1，则kb与k之间有 则普通锥齿轮差速器的锁紧系数k一般为0.050.15，两半轴的转矩比kb为1.111.35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。第42页/共83页43 2摩擦片式差速器为了增加差速器的内摩擦力矩，在半轴齿轮与差速器壳体之间装上了摩擦片。摩擦力矩T r（N

24、m）与差速器所传递的转矩T0成正比，可表示为 摩擦片式差速器的锁紧系数k可达0.6，kb可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高汽车通过性。第43页/共83页443强制锁止式差速器 当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，可通过液压或气动操纵机构使内、外接合器（即差速锁）啮合，此后差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器不起作用，这样可充分利用地面的附着系数，使牵引力达到可能的最大值。第44页/共83页45汽车所能发挥的最大牵引力为 （不锁状态）（锁住状态）可见，采用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提高（十 min）2min倍，从而提高汽车通过性。如果左、右车轮都处于低附着系数的

25、路面，虽锁住差速器，但牵引力仍然超过车轮与地面间的附着力，汽车也无法行驶。特点：强制锁止式差速器可充分利用原差速器结构，并且结构简单，操作方便。第45页/共83页46（二）滑块凸轮式差速器第46页/共83页47左、右半轴受的转矩T1和T2分别为 滑块受力 分析：滑块与内凸轮、外凸轮和主动套之间的作用力分别为F1、F2和F，由于接触面间的摩擦，这些力与接触点法线方向均偏斜一摩擦角。由F1、F2和F构成的力三角形可知 第47页/共83页48凸块式差速器左、右半轴的转矩比kb为 滑块凸轮式差速器的半轴转矩比kb可达2.333.00，差速器锁紧系数k达0.40.5。在设计该差速器时，滑块与凸轮的接触应

26、力不应超过2500MPa。特点：是一种高摩擦自锁差速器，结构紧凑、质量小，但结构较复杂，在零件材料、机械加工、热处理、化学处理等方面均有较高的技术要求。第48页/共83页49（三）蜗轮式差速器其半轴的转矩比为 其kb可高达5.679.00，锁紧系数k达0.70.8。当把kb降到2.653.00，k降到0.450.50时，可提高该差速器的使用寿命。特点：结构复杂，制造精度要求高，应用有限。第49页/共83页50（四）牙嵌式自由轮差速器在直线行驶时，主动环可将由主减速器传来的转矩按左、右轮阻力的大小分配给左、右半轴。在转弯时是内轮单边传动，会引起转向沉重。转弯行驶时，主动环转矩全部传给内轮。特点：

27、左、右车轮的转矩时断时续，车轮传动装置承受的动载荷较大，单边传动也使其承受较大的载荷。其半轴转矩比kb是可变的，最大可为无穷大。工作可靠，使用寿命长，锁紧性能稳定，制造加工也不复杂。第50页/共83页51第四节 差速器设计二、普通锥齿轮差速器齿轮设计（）差速器齿轮主要参数选择1行星齿轮数n行星齿轮数n需根据承载情况来选择，在承载不大的情况下可取n 2，反之应取n4。2 行星齿轮球面半径RbRb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定式中，Kb2.53.0，TdminTce，Tcs。行星齿轮节锥距 A0（0.980.99）Rb 第51页/共83页523行星齿轮和半轴齿轮齿数

28、z1、z2希望行星齿轮取较大的模数，其齿数z1应取少些（一般不少于10）。半轴齿轮齿数z2在1425之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z2/z1在1.52.0的范围内。为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速齿轮不能装配。4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及模数m锥齿轮大端的端面模数m为 第52页/共83页535压力角汽车差速齿轮大都采用压力角为2230、齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用23压力角，以提高齿轮强度。6行星齿轮轴直径d及支承长度L 行星齿轮在轴上的支承长度L为 L1.1d 第53页/共83页

29、54（二）差速器齿轮强度计算对于差速器齿轮，主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力 w（MPa）为 T c为半轴齿轮计算转矩（Nm），T c0.6T0当T0 minTce，Tcs时，w980MPa；当T0Tcf时，w210MPa。材料：渗碳合金钢 第54页/共83页55第四节 差速器设计三、多桥驱动汽车的轴间差速器公路用多桥驱动汽车应装有轴间差速器。缺点：结构复杂，同时降低了汽车的抗滑转能力，需要安装差速锁或自锁式差速器。第55页/共83页56第四节 差速器设计四、粘性联轴器结构及在汽车上的布置1粘性联轴器结构和工作原理 粘性联轴器属于液体粘性传动装置，是依靠硅油的粘性阻力来传递动力，即通过内、

30、外叶片间硅油的油膜剪切力来传递动力。第56页/共83页572粘性联轴器在汽车上的布置根据全轮驱动形式的不同，粘性联轴器在汽车上有不同的布置形式。1）粘性联轴器用作轴间差速器限动装置。2）在有些汽车中，用粘性联轴器取代了轴间差速器。由于粘性传动不如机械传动可靠，所能传递的转矩较小，故该形式主要用于乘用车。第57页/共83页58第五节 车轮传动装置设计1、基本功用：接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。2、类型及应用：对于断开式驱动桥和转向驱动桥，驱动车轮的传动装置为万向传动装置；对于非断开式驱动桥，驱动车轮传动装置的主要零件为半轴。第58页/共83页59一、半轴的结构形式分析半轴的形式：半浮式、

31、34浮式和全浮式。应用：半浮式半轴只用于乘用车和总质量较小的商用车上。34浮式半轴一般仅用在乘用车和总质量较小的商用车上。全浮式半轴主要用于总质量较大的商用车上。第59页/共83页601、半浮式半轴的结构特点：半轴外端的支承轴承位于半轴套管外端的内孔中，车轮装在半轴上。半轴的受力特点：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。优缺点：结构简单，所受载荷较大。应用：只用于乘用车和总质量较小的商用车上。半浮式半轴第60页/共83页612、34浮式半轴的结构特点：半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承于车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接。受力特

32、点：受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻。应用：一般仅用在乘用车和总质量较小的商用车上。34浮式半轴第61页/共83页623、全浮式半轴的结构特点：半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，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。受力特点：理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其他反力和弯矩全部由桥完来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同心、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570MPa。应用：全浮式半轴主要用于总质量较大的商用车上。全浮式半轴第62页/共83页63 二、半轴计算（）全浮式半轴 1、全浮式半轴的计算载荷可按

33、车轮附着力矩M计算，即 2、半轴的扭转切应力为 500700MPa3、半轴的扭转角为 615/m。全浮式半轴第63页/共83页64（二）半浮式半轴半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况1、纵向力Fx2最大和侧向力Fy20（汽车在最大爬坡）此时 Fz20.5m2G2，Fx2Fz20.5m2G2，计算时m21.2，0.8。半轴弯曲应力和扭转切应力为 合应力：半浮式半轴第64页/共83页65 2、侧向力Fy2最大和纵向力Fx20（汽车发生侧滑）此时，外轮上的垂直反力Fz20和内轮上的垂直反力Fz2i分别为 外轮上的侧向力Fy20和内轮上的侧向力Fy2i分别为总侧向力：Fy2G21外轮半轴的弯曲应力0和

34、内轮半轴的弯曲应力i分别为 半浮式半轴第65页/共83页663、汽车通过不平路面，垂向力Fz2最大，纵向力Fx20，侧向力Fy20（汽车单轮着地）此时垂直力最大值Fz2为 半轴弯曲应力为 半浮式半轴的许用合成应力 600750MPa。最后综合分析：半浮式半轴第66页/共83页67（三）34浮式半轴 34浮式半轴计算与半浮式类似，只是半轴的危险断面不同，危险断面位于半轴与轮毂相配表面的内端。半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，对花键应进行挤压应力和键齿切应力验算。挤压应力不大于200MPa，切应力不大于73MPa。半轴花键部位的应力验算：34浮式半轴第67页/共83页68 三、半轴可靠性设计1

35、可靠度计算对于全浮式半轴来说，所受的扭转切应力按下式计算根据二阶矩技术，以应力极限状态表示的状态方程为 g（x）是反映半轴状态和性能的状态函数，可表示半轴的两种状态：第68页/共83页69g（x）的二阶近似均值u g和一阶近似方差g无论g（x）服从什么分布，可靠性指标定义为 可靠度的一阶估计量为（555）第69页/共83页702可靠性设计 给定半轴可靠度R，查表得可靠性指标，由式（555）经推导整理得 根据加工误差和3法则，取半轴直径标准差d为0005倍的半轴直径均值ud，求解上式即可求得半轴最小直径的均值ud和标准差d。式中，第70页/共83页71四、半轴的结构设计1）全浮式半轴杆部直径可接

36、下式初步选取 根据初选的d，按前面的应力公式进行强度校核。2）半轴的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。3）半轴的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，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过渡部分，以减小应力集中。4）当杆部较粗且外端凸缘也较大时，可采用两端用花键连接的结构。5）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，使半轴起一个“熔丝”的作用。半浮式半轴直接安装车轮，应视为保安件。第71页/共83页72第六节 驱动桥壳设计1、主要功用：支承汽车质量，并承受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

37、）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。2、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系部件和防止泥水浸入。6）拆装、调整、维修方便。第72页/共83页73一、驱动桥壳结构方案分析结构形式：可分式、整体式和组合式。1可分式桥壳结构特点：由一个垂直接合面分为左右两部分，两部分通过螺栓连接成一体。优缺点：结构简单，制造工艺性好，主减速器支承刚度好。但拆装、调整、维修很不方便，桥壳的强度和刚度受结构的限制。

38、应用：曾用于总质量不大的汽车上，现已较少使用。第73页/共83页74 2整体式桥壳 结构特点：整个桥壳是一根空心梁，桥壳和主减速器壳为两体。优点：强度和刚度较大，主减速器拆装、调整方便等。结构型式：铸造式、钢板冲压焊接式和扩张成形式三种。应用：常用于乘用车和总质量较小的商用车上。第74页/共83页753组合式桥壳结构特点：将主减速器壳与部分桥壳铸为一体，而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者之间用塞焊或销钉固定。优缺点：从动齿轮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，应用：常用于乘用车和总质量较小的商用车上。铸件无缝钢管第75页/共83页76二、驱动桥

39、壳强度计算 对于具有全浮式半轴的驱动桥，桥壳上强度计算的载荷工况与半轴强度计算的三种载荷工况相同。桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥壳端部的轮毂轴承座根部也应列为危险断面进行强度验算。第76页/共83页771）当牵引力或制动力最大时，桥壳钢板弹簧座处危险断面的弯曲应力和扭转切应力分别为（紧急制动或最大爬坡时）M vm2G2b2 M hFx2b TTFx2 r r 2）当侧向力最大时，桥壳内、外板簧座处断面的弯曲应力i、0分别为3）当汽车通过不平路面时，危险断面的弯曲应力为 综合分析：300500MPa，150400MPa（侧滑时）（汽车单轮着地时）第77页/共83页78第七节 驱动桥的

40、结构元件一、支承轴承的预紧通常轴承预紧度的大小用轴承的摩擦力矩来衡量，预紧后的轴承摩擦力矩合理值应根据试验确定。对于货车，主动锥齿轮圆锥滚子轴承的摩擦力矩一般为13Nm。1、主动锥齿轮轴承预紧力的调整方法方法一：利用精选两轴承内圈之间的套筒长度来调整轴承预紧度。（不太方便）方法二：利用调整垫片厚度来调整轴承预紧度。（不太方便）方法三：利用具有轴向弹性的波形套筒调整轴承预紧度。2、从动锥齿轮圆锥滚子轴承预紧力的调整方法方法一：利用轴承外侧的调整螺母来调整轴承预紧度。方法二：利用主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片来调整轴承预紧度。第78页/共83页79当轴承预紧后，波形套选在A点以后的塑性变形区工作

41、。第79页/共83页80二、锥齿轮啮合调整在轴承预紧度调整之后，须进行锥齿轮啮合调整，以保证齿轮副啮合印迹正常，并使齿轮大端处齿侧间隙在适当的范围内（一般为01035mm）。主减速器锥齿轮正确的啮合印迹位于齿高中部稍偏小端。当轮齿啮合印迹不正常或齿侧间隙不适宜时，可加、减主减速器壳与轴承之间的调整垫片，再轴向移动主动锥齿轮，将从动锥齿轮轴承外两调整螺母旋进旋出相同的角度，或将主减速器壳一侧的垫片（图5-8）的一部分取出放到另一侧，以便移动从动锥齿轮，实现对锥齿轮的啮合调整。第80页/共83页81第81页/共83页82三、润滑对于弧齿锥齿轮主减速器，可加注一般的齿轮油；但对于双曲面齿轮主减速器，则必须加注双曲面齿轮油。加油孔应设在加油方便之处，放油孔应设在桥壳最低处。为了防止因主减速器和桥壳中部温度高使壳内气压增大而引起漏油，需装通气塞。差速器壳上应开孔使润滑油能进入，以保证差速齿轮和滑动表面的润滑。主动锥齿轮上的后轴承距从动锥齿轮较远，无法采用飞溅润滑。为此，常在主减速器壳上设置油道，齿轮飞溅出来的油进入油杯状的油口，经油道流到后轴承处。主动锥齿轮轴的后轴承滚锥大端向外，有向外泵油的作用，因而在该轴承外侧要有回油道口，使油能流回桥壳，以保护油封不被破坏。第82页/共83页83感谢您的观看！第83页/共83页