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五菱之光微型客车后驱动桥设计,微型,客车,驱动,设计
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本科毕业设计（论文）题目：五菱之光微型客车后驱动桥设计五菱之光微型客车后驱动桥设计摘 要驱动桥是汽车行驶系统的重要组成部分。其基本功用是增大有传动轴或直接有变速器传来的转矩。并将动力分配给左、右两个驱动轮，使左、右驱动轮具有汽车形式运动学所要求的差速功能。所以其设计质量直接关系到整车性能的好坏。在设计过程中，需要严谨和认真的态度进行设计。在绪论部分，对本课题的背景研究意义及国内外情况简明扼要的说明。在方案论证部分，对驱动桥及其总成结构形式的选择作了具体的说明。本设计选用了单级减速器，采用的是双曲面齿轮啮合传动，尽量的简化结构，缩减尺寸，有效的利用空间，充分减少材料浪费，减轻整体质量。由于是微型客车，主要行驶在路面较好的条件下，决定使用对称式圆锥行星齿轮差速器。半桥则选用全浮式半桥。在设计计算与强度校核部分，对主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等重要部件的参数作了选择。同时也对以上的几个部件进行了必要的校核计算。结束语是对本次毕业设计的一些看法和心得体会，并对悉心帮助和指导过我的指导老师和同学表示衷心的感谢和深深的敬意。关键词： 微型客车；驱动桥；主减速器；差速器VIIDesign of Drive Axle Minibus Wuling SunshineAbstract Drive axle is an important part of the car system. Its basic function is to increase the shaft or directly with the transmission of torque. And distributes power to the left and right two driving wheels, make the left and right driving wheels car form required by the kinematic differential function. So its design quality directly related to vehicle performance is good or bad. In the process of design, need strict and serious attitude to carry on the design. In the introduction part, the background of this topic research significance and the situation at home and abroad and brief description.Part of the project demonstration, the choice of drive axle and assembly structure forms the specific instructions. This design chooses a single stage reducer, USES a hyperboloid gear meshing transmission, try to simplify the structure, reduced size, effective use of space, sufficient to reduce material waste, reduce the overall quality. Being minivans, main drive under the condition of the pavement better, decided to use the symmetric cone planetary gear differential. A half bridge is semi floating half bridge.In design calculation and intensity, the Lord reducer, differential and half shaft and drive axle housing, and other important components of the parameters has made the choice. And at the same time for more than a few parts for the necessary checking calculation. Is the conclusion of this graduation design of some of the views and comments, and carefully to help and guidance of my instructor and classmates express my heartfelt thanks and deep respect.Key Words: Minivans;Dive axle;The main reducer;Differentia主 要 符 号 表大齿轮节锥距从动锥齿轮中点锥距轴承的额定动载荷、分别为主、从动双曲面齿轮的外圆直径、分别为主、从动双曲面齿轮的节圆直径双曲面齿轮偏移距双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽汽车正常使用时的平均爬坡能力系数汽车或汽车系列的性能系数道路滚动阻力系数后轴对水平地面的荷重汽车满载总重量、分别为主、从动齿轮的齿顶高、分别为主、从动齿轮的齿根高齿工作高齿工作高系数齿全高系数驱动桥主减速比分动器高档传动比变速器1档传动比轮边减速器传动比传动系低档传动比双曲面齿轮轮齿弯曲计算用综合系数双曲面齿轮的从动齿轮齿顶高系数双曲面齿轮强度计算用表面质量系数双曲面齿轮强度计算用载荷分配系数 双曲面齿轮强度计算用超载系数双曲面齿轮强度计算用尺寸系数双曲面齿轮强度计算用质量系数轴承的额定寿命齿轮模数、端面模数发动机最大功率下的转速发动机最大功率单位齿长上的圆周力刀盘的名义半径车轮的滚动半径发动机转矩发动机最大转矩计算转矩发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩驱动车轮滑转时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩主减速器从动齿轮的平均计算转矩齿轮齿数齿轮压力角中点螺旋角或名义螺旋角、分别为双曲面齿轮主、从动齿轮的节锥角、分别为主、从动齿轮的面锥角、分别为主、从动齿轮的根锥角 轮胎与路面的附着系数汽车传动系效率轮边减速器的传递效率接触应力弯曲应力扭转应力 剪切应力目 录1 绪论11.1题目背景11.2研究意义11.3国内外相关研究情况11.4本设计研究的主要内容32 驱动桥总成结构形式及布置42.1 总体方案论证42.2驱动桥的分类42.2.1非断开式驱动桥52.2.2断开式驱动桥53 主减速器设计73.1主减速器结构方案的分析73.2主减速器主、从动锥齿轮的支承方案93.3主减速器锥齿轮设计103.3.1主减速比i0的确定103.3.2主减速器齿轮计算载荷的确定113.4主减速器齿轮基本参数的选择123.4.1齿数的选择123.4.2从动锥齿轮节圆直径的选择123.4.3从动锥齿轮端面模数的选择133.4.4螺旋锥齿轮齿宽F的选择133.4.5螺旋锥齿轮的螺旋方向133.4.6螺旋角的选择133.4.7齿轮法向压力角的选择143.5主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算143.6主减速器螺旋锥齿轮的强度计算163.6.1单位齿长上的圆周力163.6.2轮齿的弯曲强度计算173.6.3轮齿的接触疲劳强度计算183.7主减速器齿轮的材料及热处理193.8主减速器轴承的计算203.8.1作用在主减速器主动齿轮上的力203.8.2主减速器轴承载荷的计算213.8.3主减速器轴承额定寿命的计算223.9主减速器的润滑244 差速器设计254.1差速器结构形式的选择254.2对称式圆锥行星齿轮差速器的设计264.2.1差速器齿轮的基本参数选择264.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算284.3差速器齿轮的材料选择294.4差速器齿轮的强度计算295 半轴设计315.1半轴的型式315.2半轴的设计与计算325.2.1全浮式半轴计算载荷的确定325.2.2全浮式半轴杆部直径的初选325.2.3半轴的结构设计、材料与热处理325.2.4半轴的强度计算336 驱动桥壳体设计356.1驱动桥壳的分类356.1.1可分式桥壳356.1.2整体式桥壳366.1.3组合式桥壳376.2驱动桥壳的选择37致 谢39毕业设计（论文）知识产权声明40毕业设计（论文）独创性声明411 绪论1.1题目背景 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，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直使得发动机又正向着大转矩和低转速的方向发展。为适应以上情况，汽车驱动桥的减速比应该减小，此时不必在桥中采用双级减速。因而目前在国外的公路型车上已广泛地采用单级减速桥，单级桥具有成本低，质量轻，维修保养简单，传动效率高，噪音小，温升低和整车油耗低等优点。目前，国外单级驱动桥与双级驱动桥应用比例约为8:21。力和横向力2。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。随着高等级公路的发展,汽车的车速正在日益提高，同时节约能源，减少污染的环境意识。1.2研究意义 随着中国公路建设水平的不断提高，公路运输车辆正向大吨位，多轴化，大马力方向发展，使得重型车桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展单级驱动桥结构简单，机械传动效率高，易损件少，可靠性高。由于单级桥传动链减少，摩擦阻力小，比双级桥省油，噪声也小过去，单级桥因为桥包尺寸大，离地间隙小，导致通过性较差，应用范围相对较小，但是现在公路状况已经得到了显著改善，重型汽车使用条件对通过性的要求降低这种情况下，单级桥的劣势得以忽略,而其优势不断突出。陕汽总厂现有驱动桥结构中除了引进的斯太尔轮边行星式双级减速桥技术性比较先进外，其它类品种均不能令人满意，虽然斯太尔轮边桥有一定的优势，但显然其结构复杂，成本较高，而且它不适用于客车，所以对驱动桥的研究有重要意义。1.3国内外相关研究情况 虽然驱动桥现状有所改观，但由于我国汽车行业起步晚，而且多数技术依赖于进口，所以，想达到全盘优化还存在着很多困难。例如：缺乏设计和研41 西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）发能力；基础材料水平比较落后，主要体现在材料分类和使用方面比较粗放西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）技工技术的欠缺也是一大障碍，驱动桥内重要部分是减速器，主要是主动锥齿轮和起差速作用的行星齿轮，因此齿轮的加工技术和热处理能力从很大程度上决定了车桥的稳定性和可靠性，齿轮的材料和加工精度决定着车桥的承载能力和使用寿命。新一代驱动桥设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。与国外相比，我国的驱动桥开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后(国外己实现计算机编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用驱动桥总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。发展方向： a.驱动桥向重载方向发展 随着我国基础设施建设投资的不断加大以及水电、矿业、油田、公路、城市交通运输和环保工程建设等项目的增加，加大了重型车的需要，为重型车的发展创造了广阔的市场空间。重型汽车近年来生产总量直线上升，2001年全国重型汽车比上年同期增长91.67%，2002年为60.97%，2003年为3.22%，重型汽车的用车环境及其它各项指标发生了很多的变化,标载吨位不断向大的方向发展，多轴车上升明显。 b.驱动桥向多联驱动桥发展为了规范道路车辆的制造，为治理超限超载提供技术上的准则，由国家发改委、交通部、公安部共同提出的强制性标准GB1589-2004道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值于2004年4月28日发布，该标准对汽车车桥的载荷进行了明确规定：单轴挂车轴荷的最大限值每侧单胎为6000kg，每侧双胎为10000kg，并装双轴挂车轴荷的最大限值为20000kg,并装三轴挂车轴荷的最大限值为24000kg。这样,为了实现车辆多拉快跑又不违反国家法规，各汽车生产厂家在6X4、8X4等多轴车的基础上推出了10X6以上的多轴重型车。但这些多轴车都是在双联驱动桥的基础上增加浮动桥而成，虽然其称10X6，但实际起驱动作用的只有两个驱动桥，这样，由于驱动桥不能对车轮进行合理的扭矩分配，使得增加浮动桥后的整车行驶系没有很好地发挥车桥驱动的作用。为了能合理地分配扭矩，以满足某些独立悬挂多轴驱动车型的使用，一些车桥生产厂家自主研发了三联驱动桥，三联驱动桥的扭矩分配原理是：每一个驱动桥都可以得到从发动机传出的扭矩的1/3。这样就可以在很大限度上满足多轴车的需要,合理分配从发动机传到车轮上的扭矩，提高这类车型的可靠性和安全性，并为以后的四联、五联驱动桥打下科学基础。 c. 增加驱动桥附件的技术含量据分析，不管重型车的技术含量提升得多快，在未来15年内大多数重型车的车桥和悬架结构不会有明显的改变，传统的结构和型式仍处于主导地位。那怎样在相同结构的基础上推出各自车桥的亮点呢？这是每一个专业厂必须不断研究的问题。以前，各厂家主要是在载重吨位上进行竞争，但在国家法规的限定下，车桥的载重能力不可能有太多的增加,现在各专业厂采用最多的方法是：不断增加车桥及其附件的技术含量，从桥壳的制造工艺、车桥的减速形式、车轮的制动方式等方面入手，通过吸收国外一些先进的技术，推出具有本企业特色、结构先进、承载能力强的车桥，不断提升产品的制造质量及服务质量。1.4本设计研究的主要内容a. 了解汽车驱动桥系统的现状，熟悉其发展状况，掌握汽车驱动桥的详细构造和工作原理。 b. 根据微型客车性能要求，对驱动桥系统的主减速器、差速器机构和半轴等进行结构设计，运用Auto CAD软件绘制驱动桥总装配图，实现汽车的行驶功能并满足动力性要求。表1.1 车桥相关设计参数车型名称最高车速（km/h）车重（kg）最大功率（kw）最大功率转速（rpm）最大扭矩（Nm）后轮胎型号后轮距（mm）驱动方式五菱之光120148045560085165/70R131290中置后驱2 驱动桥总成结构形式及布置2.1 总体方案论证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，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成3-5。驱动桥设计应当满足如下基本要求：1. 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。2. 当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩保持平稳且连续不断（无脉动）地传递到两个驱动车轮上。3. 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4. 能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。5. 驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，以减小不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而改变汽车的平顺性。 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，拆装，调整方便。2.2驱动桥的分类驱动桥的结构型式，可以分为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。然而本课题研究的是微客车桥，无需在条件困难的公路上长期工作，故而选取非断开式驱动桥。2.2.1非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于汽车的非悬挂质量，汽车的非悬挂质量较大，这是它的一个缺点，如图2.1。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。1-轮毂 2-桥壳 3-半轴 4-差速器 5-主减速器图 2.1 非断开式驱动2.2.2断开式驱动桥断开式驱动桥（如图2.2）的两侧驱动轮分别用弹性元件与车架相连，没有一个连接左、右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，桥壳是分段的，并且彼此之间可以作相对运动。一般将主减速器壳固定在车架或车身上，左、右驱动车轮的半轴必须分为两段并用万向节连接，半轴套管与主减速器壳也必须采用个铰链式连接，如图2.2所示。断开式驱动桥结构较为复杂，成本高，但利于改善汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性，故适用于对行驶平顺性要求较高的乘用车及通过性要求较高的越野汽车。图 2.2断开式驱动桥3 主减速器设计3.1主减速器结构方案的分析 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力6-15。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：1. 所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。2. 外廓尺寸要小，保证有足够的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。3. 在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构运动协调。4. 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。5. 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器如图3.1.1所示和双级式主减速器如图3.1.2所示。 图3.1 单级式主减速器 图3.2 双级式主减速器为了清晰地讲述单级式主减速器和双级式主减速器的优缺点，我们采用列表的方法进行对比如表3.1所示。表3.1 单级式与双级式主减速器对比类别单级式主减速器双级式主减速器结构简单复杂质量较小较大成本较低较高减速比i07i07应用范围轿车，轻、中型货车中、重型货车，大客车故本设计主减速器采用单级主减速器。按齿轮副结构型式分类，主减速器的齿轮传动主要可分为螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动（如图3.3）等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。（a）螺旋锥齿轮传动； （b）双曲面齿轮传动图3.3齿轮副结构形式分类主减速器传动类下面将列表展示双曲面齿轮传动和螺旋锥齿轮传动的优缺点如表3.2所示。表3.2 双曲面齿轮传动和螺旋锥齿轮传动比较类别双曲面齿轮传动螺旋锥齿轮传动轴线垂直但不相交垂直且相交于一点偏移距有无螺旋角1212齿轮尺寸相同时传动比大传动比小传动比相同时从动齿轮尺寸相同时主动齿轮直径大主动齿轮直径小主动齿轮尺寸相同时主动齿轮直径小主动齿轮直径大运转平稳性优秀良好抗弯强度提高30%较低滑动速度大小抗胶合能力较弱强轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小传动效率约96%约99%传动比范围4.54.5润滑油有多种添加剂的特种润滑油普通润滑油由于本次毕业设计选择的是微型客车后驱动桥设计，选择单级式主减速器。且为保证有足够的离地间隙，减小从动齿轮尺寸，选择双曲面齿轮传动。3.2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。要使主减速器良好工作，必须保证主、从动齿轮的良好啮合。齿轮的啮合状况除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关外，还与齿轮的支承形式有关。主动锥齿轮支承有两种型式：悬臂式支承和跨置式支承两种，如图3.4。a)悬臂式支撑 b)跨置式支承图3.4 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法悬臂式支承结构简单、布置方便、结构紧凑及成本较低，并且也能满足本课题设计要求，经方案论证，主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。3.3主减速器锥齿轮设计主减速比i0、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。3.3.1主减速比i0的确定 主减速比i0的大小，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。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡图来研究i0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i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性13。对于具有较大功率储备的客车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定14： （3.1）式中：车轮的滚动半径，由GB T 29781997轿车轮胎系列查得 =0.273m最大功率时的发动机转速，=5600 r/min；汽车的最高车速，=120km/h；变速器最高档传动比，=1。 经计算，得i0=4.80主减速比i0=4.807.6用单级主减速器，单级主减速器具有结构简单、质量小、制造成本低等优点15。3.3.2主减速器齿轮计算载荷的确定除了主减速比i0及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮齿轮的计算载荷。由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮在良好的路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（、）的较小者，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计算载荷，即： （3.2） （3.3）式中:发动机最大转矩，=85Nm；由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；传动系上述传动部分的传动效率，=0.9；由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于载货汽车，取=1；该汽车的驱动桥数目，=1；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷, =12900N;轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；车轮的滚动半径，=0.273m；，分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比。 =0.97, =0.95代入式（3.2）、(3.3)，有：=2748 Nm；=3781 Nm由式（3.2）、（3.3）求得的计算载荷为最大转矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为 （3.4）式中：汽车满载总重量，=16200N；所牵引的挂车的满载总重量，单位为N，仅用于牵引车的计算；车轮的滚动半径，=0.273m；道路滚动系数，对于轿车可取0.0100.015，取=0.012；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，对城市公共汽车取0.050.09，取 =0.08；汽车或汽车列车的性能系数：将、代入上式得：=15.316，取=0.0061代入（3.5），有：=442.2 Nm 。3.4主减速器齿轮基本参数的选择在选定主减速比i0、主减速器的减速形式、齿轮类型及计算载荷后，便可根据这些已知参数选择主减速齿轮的最主要的几项参数。3.4.1齿数的选择对于单级主减速器，首先应该根据i0的大小选择主减速器主、从动齿轮参数z1、z2，为了使得磨合均匀，z1、z2之间应避免存有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于微型客车来说应保持在4065。可知z1+z2=4060，z1=614，则取z1=8，z2=39。3.4.2从动锥齿轮节圆直径的选择 螺旋锥齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩，按经验公式选出： （3.5）式中：从动锥齿轮的节圆直径，mm；直径系数，取=1316；计算转矩，=442.2 Nm：按式（3.2）、（3.3）、（3.4）求得，并取其中较小者。代入（3.5），有：=177mm203mm。3.4.3从动锥齿轮端面模数的选择从动锥齿轮节圆直径选定后，可按算出大端端面模数，并进行校核：将、代入,有：=3.1，取=3则，= 180mm，=36mm用下式进行校核： （3.6）式中：齿轮大端端面模数；模数系数，取=0.30.4；从动齿轮的计算转矩，Nm。代入（3.6），有：=2.63.4，满足要求。3.4.4螺旋锥齿轮齿宽F的选择对于汽车工业，主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽为： （3.7）式中：从动齿轮节圆直径，=180mm代入（3.7），有=27.9mm，主动齿轮f大于从动齿轮F的10%，故f=30.69mm齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽不能超过端面模数的10倍，否则，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。3.4.5螺旋锥齿轮的螺旋方向选取主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。3.4.6螺旋角的选择螺旋锥齿轮的螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。齿轮上任一点C处的螺旋角，是该点处的切线T与该点和节锥顶点的连线OL之间的夹角，如图3.5所示。图3.5 螺旋角 “格里森”制推荐用下式来近似的预选主动齿轮螺旋角的名义值： （3.8）式中：主动齿轮的名义（中点）螺旋角的预选值； 、主、从动齿轮齿数，=8，=39； 从动齿轮的节圆直径，=180mm 双曲面齿轮的偏移量，mm；对螺旋锥齿轮取E=0 mm。代入（3.8），有：=34 ，一般与之差不超过5 ，取=35 。3.4.7齿轮法向压力角的选择法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻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。对于螺旋锥齿轮，乘用车一般选用1430或16；商用车为20；总质量较大的商用车为2230。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧压力角是不等的，选取平均压力角时，乘用车为19或20，商用车为20或2033。本车选取压力角为2230。3.5主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸按照“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算如表3.5所示。表3.5 “格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算序号项目计算公式结果（1）主动齿轮齿数8（2）从动齿轮齿数39（3）端面模数3（4）齿面宽28mm（5）齿工作高8.8mm（6）齿全高10.125mm（7）法相压力角19（8）轴交角90 （9）节圆直径；=36 mm；=180mm（10）节锥角=11；=79（11）节锥距92mm（12）周节14.14mm（13）齿顶高；=4.5mm=0.81 mm（14）齿根高；=5.625mm=4.5mm（15）径向间隙1.125mm（16）齿根角=2；=2 （17）面锥角；=21 ；=75 （18）根锥角；=15 ；=69 （19）齿顶圆直径=44.8mm=181.76mm（20）节锥顶点至齿轮外缘距离=56.33 mm=15.72 mm（21）理论弧齿厚；=6.5868 mm=2.8380 mm（22）齿侧间隙0.07 mm（23）螺旋角35 （24）螺旋方向主动齿轮左旋，从动齿轮右旋（25）驱动齿轮小齿轮（26）旋转方向主动齿轮顺时针，从动齿轮逆时针3.6主减速器螺旋锥齿轮的强度计算3.6.1单位齿长上的圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上的假定单位压力即单位齿长上的圆周力来估算，即： （3.9）式中：作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N；从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时： （3.10）式中：发动机最大转矩，=85Nm；变速器传动比，常取I档及直接档进行计算；=3.0；主动齿轮节圆直径，=36mm。代入（3.10），有：=2372.5N/mm。 按最大附着力矩计算时： （3.11）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，=12600N轮胎与地面的附着系数，查表得：=0.85轮胎的滚动半径，=0.273m主减速器从动齿轮节圆直径，=180mm代入（3.11），有：=760 Nm。查表许用p=1429 Nm，故满足设计要求。3.6.2轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为： （3.12）式中：该齿轮的计算转矩，=442.2 Nm；超载系数, =1；尺寸系数，反应材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面模数1.6时， 即，=0.586；载荷分配系数，当一个齿轮用跨置式支承时，=1.101.25，取=1.10；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取=1；计算齿轮的齿面宽，=28mm；计算齿轮的齿数，=8，=40；端面模数，=3 mm；计算弯曲应力的综合系数，它综合考虑了齿形系数。对于小齿轮=0.425，大齿轮=0.42。代入（3.12）有：大齿轮弯曲强度为=644 N/mm2。小于许用700 N/mm2；满足设计要求。3.6.3轮齿的接触疲劳强度计算 螺旋锥齿轮轮齿齿面的计算接触应力为： （3.13）式中：主动齿轮最大转矩；主动齿轮工作转矩，Nm ；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm；主动齿轮节圆直径，mm；，见式（3.12）下的说明；尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取=1；表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质，即表面粗糙度及表面覆盖层的性质。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取=1；齿面宽，=28mm；取齿轮副中的较小值；计算接触应力的综合系数。它综合地考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等因素的影响。取=0.162 常常将式（3.13）简化为： （3.14）式中：主动齿轮计算转矩，Nm 主、从动齿轮的齿面接触应力相等。代入（3.14），有：=1575 N/mm2；小于许用1750 N/mm2；故满足设计要求。3.7主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，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。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：161.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；2.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；3.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易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率；4.选择齿轮的合金元素时要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。 5.汽车主减速器用的双曲面齿轮以及差速器的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。渗碳合金钢经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度为3245 HRC，芯部硬度较低，渗碳层深度为1.21.6 mm。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。3.8主减速器轴承的计算 轴承的计算主要是计算轴承的寿命。影响主减速器轴承使用寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，首先应求出作用在齿轮上的轴向力、径向力，然后再求出轴向反力，以确定轴承载荷。173.8.1作用在主减速器主动齿轮上的力通常主减速器的主动齿轮为螺旋锥齿轮或双曲面齿轮的小齿轮，图3.6给出了其受力简图。图3.6 主减速器主动齿轮的受力简图螺旋锥齿轮的螺旋方向：主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。主动齿轮轴向力 （3.15）主动齿轮径向力 （3.16）从动齿轮轴向力 （3.17）从动齿轮径向力 （3.18） 式中：齿廓表面的法向压力角；齿面宽中点处的螺旋角；节锥角；齿面宽中点处的圆周力，N。式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）中齿面宽中点处的圆周力为： （3.19）式中：作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见；该齿轮齿面宽重点的分度圆直径。而对于圆锥齿轮 （3.20）式中：从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；从动齿轮节圆直径；从动齿轮齿面宽；，主、从动齿轮齿数；从动齿轮的节锥角。将=180 mm，=28 mm带入式（3.19），则 =10070 N（对于圆锥齿轮传动来说，作用在主、从动齿轮上的圆周力相等），代入（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18），有：主动齿轮轴向力 =7819 N；主动齿轮径向力 =1383 N从动齿轮轴向力 =1383 N；从动齿轮径向力 =7819 N3.8.2主减速器轴承载荷的计算 a. 悬臂式支承主动锥齿轮的轴承的径向载荷如图3.7所示，轴承A、B的径向载荷分别为图3.7 主减速器轴承的尺寸分布 （3.21） （3.22）式中：、见式（3.15）、（3.16）、（3.19）；见式（3.20）。这里取=130 mm，=50 mm，则=5086 N，=12956 N。 b. 主减速器轴承的当量载荷汽车在行驶过程中，由于变速档位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践证明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式求得：18 （3.23）式中：发动机最大转矩，103Nm；，变速器在各挡的使用率；，变速器各挡I,II,III挡及倒挡传动比； ，变速器在各挡时的发动机转矩利用率。式中各数据根据机械设计手册可知=0.8 %，=2.5 %，=16 %，=80.7 %,=16 %；=3，=1.562，=1，=0.697，=2.310；=65 %，=60 %，=50 %，=50 %，=50 %；得=3752.6 Nm。 按当量转矩求出轴承的径向载荷及轴向载荷以后，即可按下式求轴承的当量动载荷： （3.24）式中：径向系数；轴向系数。这里选取型号为30205的轴承，查阅机械设计手册可知e=0.35，对于单列滚子轴承=5.650.35；取=0.4，=1.7。代入（3.24），有：=13845.5 N。3.8.3主减速器轴承额定寿命的计算 当量转矩已考虑了变速器的各挡使用率及在各挡时的发动机转矩利用率，故可直接利用式（3.25）计算的值求出轴承的额定寿命： （3.25）式中：额定动载荷，查阅机械设计手册可知=68800 N；温度系数，标准轴承的工作温度可达100,当超过100时，值应进行修正，取=1；载荷系数，考虑载荷性质平稳性、振动的或剧烈冲击的载荷对轴承寿命的不同影响，对于车辆，取=1.2；寿命指数，对滚子轴承取=10/3。代入（3.25），有：=8.53107 s在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命： （3.26）式中：轴承的计算转速，r/min；可根据汽车的平均行驶速度计算。对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器从动锥齿轮（或差速器）轴承的计算转速为 （3.27）式中：汽车轮胎的滚动半径，=0.273 m；汽车的平均行驶速度，km/h，对于微客车可取为5055 km/h，这里取=55 km/h，则=454 r/min。则主动齿轮的轴承计算转速为1520 r/min，将=1520 r/min带入式（3.26），=915 h。在设计时，轴承的寿命应该根据总成的大修间隔里来考虑，即应使轴承的额定寿命满足： （3.28）式中：汽车的大修里程数，=50000 km。这里=909h915h，固轴承满足使用条件。3.9主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮及其轴承，均应有良好的润滑，否则极易引起早期磨损。其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承。对于轴承距油面及齿轮的距离较远，润滑条件极差的减速器，其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现，而必须采取加强润滑的专门措施。通常是在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速器壳内壁上设一专门的集油槽，后者将由旋转的齿轮甩出并飞溅到壳体前面内壁上的部分润滑油收集起来，在经过进油孔引至前轴承圆锥滚子小端处。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。而主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔，是经过前轴承的润滑油再流回驱动桥壳中间的油盆中。这样，由于润滑油轴承的进出油孔畅通无阻，使润滑油得到循环，不仅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会因润滑油有压力而漏油和损坏。4 差速器设计 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。4.1差速器结构形式的选择汽车在行驶过程中，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，为了适应这一特点，在驱动桥的左右车轮之间都装有差速器。在多轴驱动的汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时可以避免在驱动桥间产生功率循环以及由此引起的附加裁荷，以减少传动系零件的损伤、轮胎的磨损和燃料消耗。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。图4.1为普通圆锥行星齿轮差速器的工作原理简图。图4.1 普通圆锥行星齿轮差速器的工作原理简图大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动轮与路面的附着系数变化很小，因此，几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、性能可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）作为安装在左、右驱动轮间的轮间差速器使用，本次设计同样选择对称式圆锥行星齿轮差速器4.2对称式圆锥行星齿轮差速器的设计对称式圆锥行星齿轮差速器在汽车上应用非常广泛。由于在差速器壳上装配着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支座及主动齿轮导向轴承支座的限制。4.2.1差速器齿轮的基本参数选择 a. 行星齿轮数目的选择行星齿轮数目的选择 乘用车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野车多用4个行星齿轮，少数汽车再用3个行星齿轮，本次取差速器行星齿轮数n2。 b. 行星齿轮球面半径RB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背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也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： （4.1）式中：行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于有2个行星齿轮的微客取小值，取=2.52；计算转矩，=442.4 Nm。代入式（4.1），有：=42mm 差速器行星齿轮球面半径确定后，可根据下式预选其节锥距： （4.2）按计算，代入式（4.2），有：=41 mm c. 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了获得较大的模数从而使齿轮油较高的强度，应是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1425。取半轴齿轮齿数为20，汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比应在1.52的范围内，取行星齿轮齿数=10，满足条件。差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，应考虑他们之间的装配关系。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的分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器将无法安装。既满足的条件为 （4.3）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说，；行星齿轮数目，=2；任意整数，=20。取=20，代入（4.3），有：=20，满足安装要求 d. 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及半轴齿轮的节锥角、 （4.4） （4.5）式中：，分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。代入（4.4）、（4.5），有：=33.7；=56.3 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m （4.6）式中：、以在上面确定，代入（4.6），有；=2.5mm，确定半轴齿轮节圆直径。 （4.7）代入（4.7），有：=50mm e. 压力角汽车差速齿轮大都采用压力角=22 30 ，齿高系数为0.8的齿形。 f. 行星齿轮安装孔的直径及其深度 行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取 （4.8） （4.9） （4.10）式中：差速器传递的转矩，见式（4.12），Nm；行星齿轮数目，=2；行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm；，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而；支承面的许用挤压应力，取为69MPa。代入（4.8）、（4.9）、（4.10）有：=12 mm，=11 mm，=19 mm。4.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算差速器齿轮的尺寸由下表4.1可得。表4.1差速器齿轮的几何尺寸计算序号项目计算公式序号项目计算公式1行星齿轮齿数=102半轴齿轮齿数=203模数=2.5 mm4齿面宽=12 mm5齿工作高=7.2mm6齿全高=8mm7压力角=22 30 8轴交角=90 9节圆直径=25 mm=50 mm10节锥角=33.7 =56.311节锥距=41mm12周节=14.14 mm13齿顶高=2.675 mm；= 4.525 mm14齿根高= 3.521 mm= 5.371 mm15径向间隙= 1.555 mm16齿根角=4.9=7.5 17面锥角=41 =6118根锥角=29 =4919外圆直径=52.53mm= 70.97 Mm 20节锥顶点至齿轮外圆尺寸=31.48 mm=20.27 mm4.3差速器齿轮的材料选择 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18CrMnTi、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。4.4差速器齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而面对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，只有左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动。 汽车差速器齿轮的弯曲应力为： （4.11）式中：差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm；其计算式为： （4.12）式中：计算转矩， =442.2 Nm；差速器行星齿轮数目，=2；半轴齿轮齿数，=20；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，=0.2287。代入（4.11），有：=196.02 Nm；=711.56 MPa980 MPa故，汽车差速器齿轮的弯曲应力满足条件。5 半轴设计5.1半轴的型式在非断开式驱动桥中，半轴用来将差速器半轴齿轮的输出转矩传到驱动轮或轮边减速器上，半轴一般是实心的，一端用花键槽与半轴齿轮相连，另一端圆盘与轮毂用螺栓连接，从差速器传出来的转矩经过半轴（或再经过轴轮边减速器）、轮毂，最后传给车轮，所以半轴是传动系统中传递转矩的一个重要零件。半轴根据其车轮端的支承方式的不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式形式，如图5.1所示。所谓“浮”，是指半轴不承受弯曲载荷仅承受扭转载荷而言。a）半浮式；b）3/4浮式；c）全浮式图5.1 半轴形式与受力简图半浮式半轴（见图5.1a）的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，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。半浮式半轴机构简单，所受载荷较大，一般只用于乘用车和总质量较小的商用车上。3/4浮式半轴（见图5.1b）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，直接支承车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载情况和半浮式相似，指数载荷有所减轻，一般只用于乘用车和总质量较小的商用车上。全浮式半轴（见图5.1c）的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉和轮毂联接，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。从理论上来说，半轴只承受转矩，作用与驱动轮上的其他反力和弯矩全由桥壳来承受。但桥壳变形、轮毂和差速器半轴齿轮不同一般为570MPa。全浮式半轴主要用于较大的商用车上。5.2半轴的设计与计算 半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同型式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较适合的半轴半径，然后对它进行强度核算。 经分析比较，根据课题需求，最终选用全浮式半轴。5.2.1全浮式半轴计算载荷的确定本课题驱动形式采用42型，全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行计算： （5.1）式中：差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器，取=0.6；发动机最大转矩， =103Nm；变速器1挡传动比，=3；主减速比，=3.345。代入（5.1），则=3337 Nm。5.2.2全浮式半轴杆部直径的初选 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：半轴的杆部直径，mm；半轴的计算转矩，=3337 Nm；半轴扭转许用应力，MPa。代入（5.2），这里取=25 mm5.2.3半轴的结构设计、材料与热处理在半轴的结构设计中，为了使花键的内径不至于过多地小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部设计的粗一些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应增多，取半轴齿数为8。半轴的强度，尤其是其花键强度与疲劳极限的关系比与它的强度极限的关系更为密切，交变负荷能使半轴的疲劳强度大为降低，因此提高半轴疲劳强度的方法之一，是使半轴不受弯曲应力矩的作用。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，这对减小应力集中很有效。国产汽车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388444HBW(凸缘部分可降至248HBW)。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5263HRC，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为3035HRC；不淬火区(凸缘等)的硬度可定在248277HBW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，在不少的中小型汽车上已采用40钢或45钢制造半轴，其扭转屈服极限可达到784MPa左右，而用40钢和45钢等作为半轴的材料时，不用合金钢而采用中碳钢（40钢、45钢）的半轴也日益增多。经分析论证后，半轴材料选40钢。5.2.4半轴的强度计算 计算半轴扭转应力： （5.3）式中：半轴的扭转应力，MPa；半轴的计算转矩，Nm ；半轴杆部直径，mm；半轴扭转的许用应力，可取为=490588 MPa。代入（5-3），有：=63MPa西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文） 计算半轴在承受最大转矩时其花键的剪切应力与挤压应力。 半轴花键的剪切应力为： （5.4）半轴花键的挤压应力为： （5.5）式中：半轴承受的最大转矩，=3337 Nm；半轴花键（轴）外径；相配的花键孔内径；花键齿数，=20 mm；花键工作长度，=100 mm；花键齿宽，=4 mm；载荷分布的不均匀系数，计算时取为0.75；代入（5.4）、（5.5），有：=150 MPa。6 驱动桥壳体设计驱动桥壳是安装主减速器、差速器、半轴、轮毂和悬架的基础件。桥壳使左、右驱动车轮的轴向力相对位置固定；同从动桥一起支撑车架及其上的各总成质量；承受驱动轮传来的各种反力、力矩，并经悬架传给车架或车身。桥壳应有足够的强度和刚度，质量小，便于主减速器和差速器的维修。驱动桥壳应满足的主要要求是：保护传动系部件不被损坏；质量小而又具有足够的强度；具有足够的刚度，使最大相对静弯曲变形不超过1.5mm/m，以保证主减速器齿轮正常啮合，并不使半物产生附加弯曲应力；具有密封性；结构工艺性好，成本低、拆装、保养、维修方便。6.1驱动桥壳的分类驱动桥壳大致可分为可分式，整体式和组合式三种形式。6.1.1可分式桥壳 可分式桥壳如图6.1所示，整个桥壳由一个垂直结合面分为左、右两部分，两部分通过螺栓联接成一体。每一部分均有一个铸造桥壳和一个压入其外端的半轴套
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