毕业设计说明书朱勇

1、中华人民共和国教育部东北林业大学毕 业 设 计设计题目: 车辆1号后驱动桥设计 学 生： 朱 勇 指导教师： 王晓娟 副教授 学 院： 交通学院 专 业: 交通运输类（车辆工程）2007级2班 2011年6月东北林业大学毕 业 设 计 任 务 书设计题目 车辆1号后驱动桥设计 指导教师 王晓娟 副教授 专 业 交通运输类（车辆工程）2007级2班 学 生 朱 勇 2010年 12 月 15 日题目名称：车辆1号后驱动桥设计任务内容（包括内容、计划、时间安排、完成工作量与水平具体要求）本课题根据整车布置的要求，设计一种传动效率较高的单级减速驱动桥。主要包括驱动桥总成设计、驱动桥壳及自由轮毂等。要

2、求设计规范合理，计算准确，能够熟练使用UG建立三维模型，并使用AutoCAD最终输出产品图纸。必要时可采用逆向方法。具体内容及时间安排如下：2010.12.202011.03.13 调研搜集资料，学习三维设计软件，毕业实习。2011.03.142011.03.20 开题。2011.03.212011.04.17 进行设计和撰写说明书。2011.04.182011.04.28 中期考核（应完成总体设计方案、初步计算及总装配图，提交相应计算结果、方案布置图等材料）。2011.04.282011.5.20 完成设计图纸及设计说明书初稿。2011.05.212011.5.24 交指导教师审定设计，修改

3、。2011.5.30 预答辩（应完成所有设计图纸及设计说明书全部内容，并提供打印稿，交指导教师审阅并签字）。2011.05.312011.06.05 修改，确定最终装配图、文稿，完善内容、格式，制作电子答辩演示稿，完成答辩准备。2011.06.062011.06.12 答辩。其中：参考文献篇数：10篇图纸张数：折合0# 图纸3张，其中至少含1张0# 图纸说明书字数：6000字 专业负责人意见签名：年 月 日车辆1号后驱动桥设计摘 要本文介绍了车辆1号后驱动桥主要部件的设计方法及设计过程。采用逆向工程的方法，对实体模型进行测量，分析此汽车后驱动桥的结构特点及布置方式，并确定驱动桥的基本尺寸数据；

4、然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。使用UG 进行了三维制图。关键词：驱动桥；差速器；UGDesign of after the Drive Axles for Vehicle oneAbstract The article introduced the design method and process to the leading parts of the driving axles on the four-wheel drive vehicle. Utilizi

5、ng the converse engineering method, measured the real entity model, analyzed the structure characteristic and dispose style of the after driving axles of the automobile and ensured the basic dimension date of driving axles, thus reference to the similar driving axle structure ，decide the entire desi

6、gning project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion，bevel gear wheel，the differentional planetary pinion，differential side gear ，three-quarters-floating axle shaft and the banjo axle housing ，and the life expection of carrier bearing .Protract graphics of the driving axles wit

7、h UG.Key words: drive axle ; differentional; UG 目 录摘要Abstract1 绪论11.1 驱动桥总成概述11.2 车辆1号驱动桥设计依据12 主减速器设计22.1 主减速器齿轮的结构型式22.2 主减速器的基本参数选择与设计计算22.2.1 主减速器传动比22.2.2 主减速齿轮计算载荷的确定22.3 主减速器齿轮基本参数的选择32.3.1 齿数的选择32.3.2 节圆直径的选择32.3.3 齿轮端面模数的选择42.3.4 齿面宽的选择42.3.5 双曲面齿轮的偏移距42.3.6 双曲面齿轮的偏移方向和螺旋方向42.3.7 螺旋角的选择42.3

8、.8 齿轮法向压力角的选择42.3.9 铣刀盘名义直径的选择52.4 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算52.5 主减速器双曲面齿轮的强度计算62.6 主减速器齿轮的材料及热处理72.7 主减速器的润滑83 差速器设计103.1 差速器的结构型式选择103.2 圆锥行星齿轮差速器103.2.1 差速器齿轮的基本参数选择103.2.2 差速器齿轮几何参数与强度计算123.3差速器壳体有限元分析14建立有限元模型14网格划分15加载并求解154 驱动车轮的传动装置设计174.1 半轴的型式174.2 桥壳结构的选择175 结论20参考文献致谢车辆1号后驱动桥设计1 绪论1.1 驱动桥总成概述汽车的驱

9、动桥位于传动系的末端，其基本作用是增扭、降速，改变转速的传递方向，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受路面和车架或承载式车身之间的铅垂力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等1。驱动桥一般包括主减速器、差速器、车轮传动装置及桥壳等部件组成，转向驱动桥还有等速万向节。设计驱动桥时应当满足如下基本要求2：a.所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性； b.外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙； c.齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小；d.在各种转速和载荷下具有高的传动效率；e.在保证强度、刚度条件下，力求质量尤其簧下质量尽量小，以改善车平顺性

10、；f.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；g.结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装调整方便。1.2 车辆1号驱动桥设计依据采用逆向工程的方法，对实体模型进行结构分析和测量，以确定各个总成的相对位置、基本尺寸和此车型的基本参数见表11。表11车辆1号四驱车的基本参数 项目 数据 单位车身长度 4650 mm车身宽度 1800 mm车重 1418 kg前轮距 1515 mm后轮距 1520 mm最小离地间隙 180 mm最大功率 80 kW最大转矩 300 Nm一档传动比 4.29 主减速比 4.332 主减速器设计2.1 主减速器齿轮的结构型式主减速器的结构形式主要

11、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。在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森”（ Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双曲面锥齿轮。本车采用“格里森”制圆弧齿准双曲面齿轮，主、从动齿轮轴线空间交角采用90°。这样能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。准双曲面齿轮的偏移距使主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，因此主动齿轮比螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径、更好的强度和更好的刚度。另外，由于准双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径比螺旋锥齿轮当量曲率半径大，从而使齿面间的接

12、触应力降低。随偏移距的不同，准双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175%。又由于螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选较少的齿数，有利于大传动比传动3。由于准双曲面主动齿轮螺旋角的增大，导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因此准双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作更平稳、噪声低、强度高。主减速器主动锥齿轮采用悬臂式安置，这样不仅增强支承刚度，也便于结构布置轴承预紧度的调整及轴承润滑。驱动桥采用整体式桥壳的单级主减速器。2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速器传动比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

13、。2.2.2 主减速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于主减速器从动齿轮上的转矩Tje和Tj。取Tje,Tj 中较小者，作为载货汽车和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的载荷3。 （21） （22） 式中：发动机最大扭矩，本车取N.m；从发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；，已知； 上述传动部分的效率，取；超载系数，对于越野汽车及液力传动的各类汽车取；n该车的驱动桥数目，本车取；G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，取G28540.7N；轮胎对路面的附着系数，对于越野汽车，取； R

14、r车轮的滚动半径，Rr334.334mm；lb，ilb分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比；LB0.96,iLB12.3 主减速器齿轮基本参数的选择 齿数的选择根据主减速比确定：对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数Z1取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙4。a.当i06时，Z1的最小取值可取5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5；b.当i0较小（i03.55）时，Z1可取为712，但这时常会因为主、从齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的离地间隙；c.为了磨合均匀，Z1、Z2之间应避免有公约数；d.为了得到理想的齿面重叠系数，Z1+ Z2

15、应40；根据以上特点要求和本车的主减比，可确定主减速器主、从齿轮齿数z1 =9 ,z2 =39 。 节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出：d2Kd2· (23)式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，取K d215；Tj计算转矩；取Tje与Tj中较小者：d215·178.9mm 取d2195 mm 齿轮端面模数的选择d2选定后，可按式m =d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数，并用下式校核；m = Km·=5 (24)Tj计算转矩，取Tje与Tj中较小者；Km模数系数，取Km=0.30.4。2.3.4 齿面宽的选择汽车主减

16、速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽推荐为：mm，本车取mm (25) 双曲面齿轮的偏移距根据传动比确定偏移距，传动比越大，则偏移距也愈大。 (26) (27)其中从动齿轮节锥距，。本车取mm。 双曲面齿轮的偏移方向和螺旋方向本车采用的是准双曲面齿轮下偏移的形式，这样可以有利于增大整车的离地间隙和汽车的悬架的结构布置。下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋。 螺旋角的选择格里森制推荐公式： (28)° 取 。 齿轮法向压力角的选择格里森制规定轿车主减速器双曲面锥齿轮选用19°的法向压力角； 铣刀盘名义直径的选择估算 (29)系数，为使2Rd为标准值，取1；

17、, 分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距，mm ；从动齿轮的螺旋角。选2.4 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算弧齿准双曲面齿轮几何尺寸计算，共需计算317项公式，其中2066项之间需反复计算直至满足精度要求，计算量太大，于是采用Excel计算。计算主要结果见下表表2-1 主减速器双曲面齿轮的主要计算结果序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果12345主动齿轮齿数从动齿轮齿数端面模数法向压力角螺旋角9395mm19°45°6小齿轮偏移距23.4mm7齿面宽=33 =309节圆直径=45 =19510节锥角arctan=90°-=14.932°=74.601&

18、#176;11从动齿轮节锥距A=A=101.14812刀盘名义半径76.2续表序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果13齿根高8.591 14齿全高10.124mm15径向间隙1.108516面锥角=4.778°=75.877°17根锥角=13.661°=68.375°18齿顶圆直径=70.806=195.81619从动齿轮粗切刀顶距1.61mm20从动齿轮精切刀齿压力角外=18.369 内=19.63121主动齿轮精切刀片压力角外=16 内=312.5 主减速器双曲面齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的

19、强度和寿命以及安全可靠性地工作。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。齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下： （1）轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，

20、形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及

21、齿面要光洁。 （2）齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲

22、率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的

23、垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。主从动齿轮的计算齿根弯曲应力均小于试验齿轮齿根弯曲疲劳极限应力，且安全系数都大于2，主减速器齿轮的强度合格。2.6 主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的

24、工作繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求5：a.具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；b.轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；c.钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo

25、，20MnVB和20Mn2TiB。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，当端面模数m>8时为，当m<8时为。对于渗碳层深度有如下的规定：当端面模数m5时，为mm；m>58时，为mm；m>8时，为mm6。由于齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，双曲面齿轮副(或仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均予以厚度为mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。2.7 主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤

26、其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润堵不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的谓油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后

27、者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，抽孔位置也决定了油面位置低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。本车采用的是圆弧准双曲面锥齿轮，润滑要用专用的准双曲面润滑油。图2-1主减主动齿轮图2-2主减从动齿轮 图2-3主减速器总成3 差速器设计3.1 差速器的结构型式选择普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用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个行星齿轮的差速器采用十字轴结构)，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

28、和各种公路用载货汽车上7。 由于差速器壳装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。3.2 圆锥行星齿轮差速器 差速器齿轮的基本参数选择 行星齿轮数目的选择本车是紧凑型SUV，车身质量轻，发动机的转矩小，并参考实体模型，故选择两个行星齿轮的差速器。 行星齿轮球面半径(mm)的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定： (31)式中:KB行星齿轮球面

29、半径系数，=，对于有2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值，取2.99；Tj计算转矩，取式（2-1）、式（2-1）中的计算的较小者N·m；=，取 mm 确定后，即可根据下式预选其节锥距： 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数，从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在范围内。本车采用的行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数为14。 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、：式中：z1、z2行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式

30、初步求出圆锥齿轮的大端模数： 取m=5 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：mm 压力角目前汽车差速器齿轮大都选用22º30的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20º的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用25º压力角8。此车的压力角选用22º30。 行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安

31、装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取 （32） 式中：T0差速器传递的转矩，N·m； n行星齿轮数； l为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，mm； 支承面的许用挤压应力，取为69MPa。3.2.2 差速器齿轮几何参数与强度计算 差速器齿轮的几何参数差速器行星齿轮几何尺寸计算，共需计算24项公式。用Excel进行了计算。主要计算结果见下表。表3-1差速器行星齿轮计算结果序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数102半轴齿轮齿数143模数5mm4齿面宽b=(0.250.30)A9.302mm5工作齿高8mm6全齿高8.9917压力角22.5°8轴交角90

32、°9节圆直径； 10节锥角，=35.556°，11节锥距37.208mm12周节15.7mm13齿顶高;=3.094mm =4.906mm14齿根高=1.788-;=1.788-=4.034mm;=5.847mm续表序号项目计算公式计算结果15径向间隙=-=0.188+0.0510.991mm16齿根角=;=6.190° =8.934°17面锥角；=44.490° =60.81°18根锥角；=29.365°=44.556°19外圆直径；mmmm21理论弧齿厚 =8.348 mm=7.352 mm22齿侧间隙=0.2

33、450.330 mm=0.16mm23弦齿厚=8.229mm=7.259mm24弦齿高=5.190mm=3.206mm 汽车差速器齿轮的弯曲应力校核 式中：差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N·m； Tj计算转矩，N·m；n差速器行星齿轮数目；z2半轴齿轮齿数；J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。a.当=815.725 N·m时，=564.342 MPa<980 MPa,合格。b.当=185.937 N·m时，=148.645 MPa<210 MPa,合格。 图3-1行星齿轮 图3-2半轴齿轮 图3-3差速器壳体

34、图3-4差速器总成装配3.3差速器壳体有限元分析为了进一步确定该驱动桥差速器壳在工作状态下的力学性能，采用有限元对其进行仿真分析。建立有限元模型该差速器壳为外形复杂的铸造零件，用UG进行了三位建模后，为便于有限元网格划分，简化了差速器壳上对分析结果影响结果较小的圆角、锁销孔等，保留主要结构特征。图3-5 差速器壳的三维模型 网格划分该差速器壳的材料为QT450-10，弹性模量为173GMPa，泊松比为0.3，密度为7000kg/m3，屈服极限为310MPa，抗拉强度为450MPa。在定义了材料属性后，对差速器壳进行了网格划分，网格划分模型如图所示。图3-6 差速器壳的网格模型 加载并求解根据差

35、速器壳的实际工作情况，对差速器壳进行加载。a. 施加主减速器从动齿轮对差速器壳体作用的转矩T； b. 施加行星齿轮轴作用在壳体上的载荷F；c. 在差速器壳的轴承安装处施加约束。有限元分析的结果如下图所示：图3-7 差速器壳的应力图 由图可以看出差速器壳的最大应力在根部圆角处，并且最大应力为270.9MPa。差速器壳的材料为QT450-10，屈服极限为310MPa，抗拉强度为450MPa。因此壳体的最大应力小于材料的屈服极限，差速器壳的强度满足要求。4 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4。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车

36、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。4.1 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，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量

37、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，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴

38、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9。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，故广泛用于轻型以上的各类汽车上10。根据实体模型，及半轴工

39、作的情况，本车确定采用3/4浮式半轴布置。4.2 桥壳结构的选择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动件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（半轴）的外壳。在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，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、

40、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。驱动桥壳应满足如下设计要求： 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； 在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性； 保证足够的离地间隙； 结构工艺性好，成本低； 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入； 拆装，调整，维修方便。桥壳大体可分为三种形式：可分式、整体式、组合式。（）可分式桥壳可分式桥壳由两部分组成，每部分均有一个铸件壳体和一个压入其内部的轴管。轴管与壳体用铆钉连接，两半轴壳通过螺栓连接为一全。可分式轴壳制造工式简单，主减速器轴承

41、的支承刚性好。但拆装、调整、维修很不方便，轴壳的强度和刚度受到结构的限制，现已很少采用，应用的也多在中小型汽车上。（）整体式桥壳整体式桥壳的强度和刚度都比较大，桥壳制成整体结构后，主减速器和差减速器装配成总成再用螺栓安装到桥壳上，这种结构对主减速器的拆装、调整都比较方便。按照制造工艺方法，整体式桥壳双可分为铸造式、冲压焊接式和扩张成形式三种。铸造式桥壳铸造整体式桥壳，中间是可锻铸铁铸件，为增加轴壳的强度及刚度，在轴的两端压入用无缝钢管制成的半轴套管，这种结构的轴壳强度和刚度较大，钢板弹簧座与轴壳壳体铸成一体，轴壳可根据强度要求铸成适当的形状。壳的前端平面及孔可装主减速器，后端平面及孔可装上后盖

42、，找开后盖可作检视孔用，它与冲压轴壳相比，主要缸点是重量大、加工面多、制造工艺复杂。亦有采用中央部分用铸件、两端压入钢管组成三节整体式轴壳，它与前面那种相比，重量有所减轻、工艺较简单，而中间轴壳与钢管连接处，同于受力情况复杂，往往在此形成弱点。许多重型货车采用铸钢的铸造整体式轴壳，常作为检视孔的后端部多用冲压的钢板焊接成封闭结构，以增加轴壳的强度及刚度。冲压焊接式桥壳用钢板冲压焊接成形的整体式轴壳具有重量轻、工艺简单、材料利用率高制造成本低等优点，并适合于大量生产，因此在中小货车上广泛采用，目前同于冲压设备有了发展，这种轴壳的优点更显突出，因此许多重型货车的轴壳也采用了这种结构。扩张成形式桥壳扩张成形式桥壳是用一根无缝钢管扩张成形的桥壳。这种桥壳结构无论强度还是刚度都比较大，材料节省重量也轻，唯需要专用扩张轧制设备。也可用两根无缝钢管的一端扩张成形后焊接的整体式桥壳，它是作为重型货车的驱动桥壳，焊缝高在中部垂直面上，其焊缝质量、焊缝始端终端的焊透深度以及焊缝的接合位置对驱动壳的寿命起着决定性影响，把弹簧座合制动凸缘的焊缝移至中性面上，从试验结果得到，扩张