[理学]第五章 驱动桥设计.ppt

本章主要内容: v概述 v驱动桥结构方案分析 v主减速器设计 v差速器设计 v 车轮传动装置设计 v驱动桥壳设计 v驱动桥的结构元件 第五章 驱动桥设计 1 一、基本功用 1）增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由 传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理地 分配给左、右驱动车轮。 2）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等。 二、组成 主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等，转向 驱动桥还有等速万向节。 第一节 概述 2 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 。 3 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。 4 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 。 5 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。 6 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 7 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 8 2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。 9 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。 10 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。 11 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。 12 3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0 814）；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。 13 （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。 14 1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。 15 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。 16 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 17 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 18 3双速主减速器（两种传动比） 构成：圆柱齿轮组或行星齿轮组。 19 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。 20 （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 向力。 21 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。 22 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：在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承 。 23 2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。 24 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 25 3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 26 （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。 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。 27 2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms D2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 28 3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 锥齿轮齿面过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b2 0.155D2。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。 29 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。 30 5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。 31 7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。 32 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 33 1）按发动机最大转矩计算时 2）按驱动轮打滑的转矩计算时 34 2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。 35 3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。 36 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。 37 （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 38 39 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。 载荷轴承型号寿命 载荷寿命轴承型号 40 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。 41 第四节 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。 42 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 43 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。 44 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（Nm）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。 45 3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。 46 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。 47 （二）滑块凸轮式差速器 48 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 49 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。 50 （三）蜗轮式差速器 其半轴的转矩比为 其kb可高达5.67 9.00，锁紧系数k达 0.70.8。 当把kb降到2.65 3.00，k降到0.45 0.50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。 51 （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：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。 52 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Rb Rb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 53 3行星齿轮和半轴齿轮齿数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 54 5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 55 （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 56 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。 57 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、外叶片间硅油 的油膜剪切力来传递动力。 58 2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。 59 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。 60 一、半轴的结构形式分析 半轴的形式：半浮式、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。 61 1、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 62 2、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 63 3、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5 70MPa。 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 64 二、半轴计算 （）全浮式半轴 1、全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩M计算，即 2、半轴的扭转切应力为 500700MPa 3、半轴的扭转角为 615/m。 全浮式半轴 65 （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 66 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 内轮半轴的弯曲应力i分 别为 半浮式半轴 67 3、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 68 （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 69 三、半轴可靠性设计 1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： 70 g（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） 71 2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， 72 四、半轴的结构设计 1）全浮式半轴杆部直径可接下式初步选取 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。 73 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）；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。 74 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。 应用：曾用于总质量不 大的汽车上，现已较少使用 。 75 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。 76 3组合式桥壳 结构特点：将主