毕业设计（论文）-某城市SUV驱动桥设计

PAGEPAGE某城市SUV驱动桥设计

摘 要SUV，驱动桥的影响更加巨大。本SUV车型的后驱动桥的总成关键词：城市SUV；驱动桥；主减速器；差速器AbstractAsanimportanttransmissionassemblyattheendoftheautomobiletransmissionsystem,themainfunctionofthedriveaxleistoincreasethetorque,reducetherotatingspeed,maketheleftandrightdrivingwheelsrealizethedifferentialspeedandbearthetwo-wayforceofthebodyortheframeandtheroad.TheperformanceofthedriveaxleaffectsthepowerandeconomyoftheThesefactorsshouldbeconsideredinthedesignprocess.ForthecitySUVwhichrequireshighpowerandeconomy,theinfluenceofthedriveaxleisevengreater.thehelpofthetraditionaldesignmethodofautomobiledriveaxle,thispaperdesignsthereardriveaxleassemblyandcomponentsoftheselectedurbanmainlyincludingthedesignofmainreducer,differential,halfaxleanddriveaxlehousing,includingtheparameterdesignandcheckofmultiplegearsandthedesignofthehousing,especiallythehousingisdesignedcompletelyaccordingtothestructure,andaccordingtothedesignInthispaper,three-dimensionaldrawingandtwo-dimensionaldrawingarecarriedout.Thedesignprocessofthedriveaxleisscientificandreasonable,andthestructureofthedriveaxledesignedisalsoveryreasonable,whichcanmeetthepowerdemandoftheKeyWords：CitySUV；driveaxle；finaldrive；differential目录第1章绪论 1设计的的目的及意义 1驱动桥的国内外研究现状 1设计的主要内容和预期目标 2第2章驱动桥整体选型和前期参数确定 4.所选车型主要参数 4驱动桥总体结构方案分析 4发动机参数和传动比的确定 5发动机功率的确定 5主减速器传动比i0的选择 5变速器最大传动比的确定 6第3章主减速器设计 8主减速器的结构形式 8主减速器的齿轮形式 8主减速器的减速形式 8主减速器的支撑方式 9主减速器计算载荷的确定 9主减速器锥齿轮主要参数的选择 10主减速器锥齿轮强度计算 12单位齿长圆周力校核 12轮齿弯曲强度校核 12轮齿接触强度校核 13锥齿轮材料的选择 14主减速器锥齿轮轴承的载荷计算和选择 14第4章差速器设计 19差速器结构形式选择 19普通锥齿轮差速器齿轮设计 19差速器齿轮主要参数设计 19差速器齿轮强度计算 20差速器齿轮的材料 21第5章车轮传动装置设计 22半轴的结构形式 22半轴的载荷计算和强度校核 22半轴花键的强度校核 24第6章驱动桥壳设计 26驱动桥壳结构方案分析 26驱动桥壳强度校核 26第7章结论 27参考文献 28附录 29致谢 33PAGEPAGE第1章绪论设计的的目的及意义从汽车诞生到现在，汽车已经成了我们生活随处可见和必不可少的交通工SUV已成为很多新兴购车者的首选车型，也成为近年来汽车市场活跃和上升的SUV车型的各组成部分中，驱动桥的作用尤为关键。驱动桥的国内外研究现状低噪音,电VB.NET[3]；[6]；汝元功介绍了机械制图，常用的力学，数学公式[7]；李胜琴对驱动桥设计过程中的一些方法进行了整理和总结，并且对设计的一些新技术进行了讲解，包括CAD建模和制图软件，现已逐渐代替传统手绘制图，有限ANSYSXu,ChangfaJieNVH开发的工作流和级联目标系统,NVHNVH性能的在线检测程序[11]；TanJie设计了一种新型驱动桥总成，与传统驱动ChunliLi80个位置，每个振动测点在主减速部分的右NVH（噪声、振动和平顺性）的问题[14]；Zhijun40拖拉机后驱动桥为研究对象，利用ANSYS工作台进行有限元分析，建立模型，与遗传算法相结合，模糊可靠性稳健性设计方法比传统方法具有明显的优势，优化结果得到了成功的应用[15]。设计的主要内容和预期目标本次驱动桥设计的主要内容为以下几点：1）车型的选取和驱动桥结构方案的选择与分析；2）主减速器结构参数的选取与齿轮的校核（主减速器结构形式，计算载荷得确3）差速器结构参数的选取与齿轮的强度校核（锥齿轮的结构形式、主要参数选择和强度计算）；4）车轮传动装置即半轴的设计（半轴的结构形式、载荷计算、材料选择和结构设计）；5）桥壳参数的选取与强度的分析（驱动桥壳的结构方案选择和强度计算）；本次驱动桥设计的预期目标为：1）主减速比的选择应适当，确保汽车获得最佳的动力性和燃油经济性；2）差速器除保证左、右驱动车轮差速滚动外，还能将转矩连续平稳地传递给驱动轮；3）驱动桥应具有足够的强度和刚度，以承受和传递地面和车架或车身间的各种4）尽可能减少外廓尺寸，以利于汽车的总布置并保证汽车具有足够的离地间隙；5）驱动桥的齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。第2章驱动桥整体选型和前期参数确定.所选车型主要参数S320181.5L2.1次设计用到的该车型的主要参数。2.1S320181.5LⅤ的主要参数[17]参数名称 结果驱动方式 前置后驱后悬架 螺旋弹簧式非独立悬架车身结构 承载式整备质量(kg) 1395满载质量(kg) 1950半载质量(kg) 1672.5长*宽*高(mm) 4655*1735*1790轴距（mm) 2800前/后轮轮距(mm) 1450/1465最大功率(kW) 82最大功率转速(rpm) 5800最大扭矩(N·m) 146.5最大扭矩转速(rpm) 3600-4000前后轮胎规格 205/65R16最高车速（km/h） 155变速箱 6挡手动车轮半径（m） 0.37驱动桥总体结构方案分析S3的结构和参数显示，本车选择的悬架的结构是螺旋弹选择的整体式驱动桥生产制造简单、强度可靠、生产成本低、能大批量流水发动机参数和传动比的确定发动机功率的确定由uamax确定：P1Gfu CDAu3 e 3600

amax 76140

amaxTT

(2.1)T—传动系统效率；（0.99，一0.980.990.98^2，联轴器一共0.992(变速器0.98(万向传动算出T0.990.980.990.9820.9920.980.886)Tf—滚动阻力系数，查《汽车理论》取0.015[5]；G—汽车半载载荷，N(Gmg,m为汽车半载质量,g取9.8m/s2)；uamax—汽车最高车速,km/h；CD—空气阻力系数，此车型风阻系数为0.36；Am2（b=1.735mh=1.79m）；代入数据得：P 1

1672.59.80.0151550.361.7351.79155373.66kWe 0.886

3600

76140 选取的发动机最大功率为82kW,满足要求。i0的选择i0

ui0.377rnPu

(2.2)r—车轮半径，m；

0amaxnp—最大功率转速，rpm；uamax

—最高车速，km/h；代入数据得：

i0.3770.3758005.20 155追求经济性，i0取小一点，经过多次验算，最终取i0=4.8。i0的校核公式为：qxignT

CAu2D0max

D aG

(2.3) r 21.15其中：Ttqmax—发动机最大转矩，N·m；igmin—最高档传动比，为1；ua—最大转矩对应车速，km/h；ua0.377

nTrigmini0

0.37740000.37116.24km/h14.8其中nT—最大转矩对应转速，rpm；代入数据得：146.514.80.886 0.361.7351.79116.242D0max0.05993

0.37

21.15

/1672.59.8即D0max0.05，i0选择合理。变速器最大传动比的确定所选车型的最大爬坡度为35%，maxarctan0.3519.29(1)首先保证最大爬坡度：ixfoxinxr

(2.4)1 T itqmax0T其中max—发动机最大转矩，N·m ；Gmax—汽车满载载荷，N；（满载载荷Gmaxmmg，mm为汽车满载质量）代入数据得：i19509.80.015cos19.29sin19.290.373.911 146.54.80.886（2）满足附着条件：

i1

rT i

(2.5)其中Fz—驱动轴地面附着力，N；—地面附着系数，取0.7；

tqmax0T查《汽车设计》表选取驱动轴载荷分配为53%，附着力按满载算，满载质量m1=1950kg,则：Fz0.5319509.810128.3Ni10128.30.70.374.211 146.54.80.886则3.91i14.21，取i1=4.0。表2.2主减速比和变速器最大、最小传动比传动比结果i04.8i14.0igmin1第3章主减速器设计主减速器的结构形式主减速器的结构形式多种多样，而在机械上用的最多的减速传动副有两种：主减速器的齿轮形式一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮2.0圆柱齿轮传动一般用于发动机横置且前置前驱的乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。单级、双级）、单双级减速配轮边减速等[8]。最多的是单级主减速器，其他的减速形式主要运用在载货汽车和一些专用汽车i07.6SUV4.8，综合以上各种优点和设计要求本次设计选择单级减速的减速形式。主减速器的支撑方式3.1a)b)a)c)。图3.1主减速器锥齿轮的支撑形式[6]主减速器计算载荷的确定(1)按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TGe，即：kdmaxn式中：TGe—计算转矩，N·m；

(3.1)kd—由于猛接离合器而产生的动载系数；（此处性能系数的计算公式为fj160.195Gmax/max160.19519509.8/146.59.40fj0fj0kd1）Ttqmax—发动机最大转矩，N·m；K—液力变矩器变矩系数；（不采用液力变矩器，取1）i1—变速器一档传动比；if—分动器传动比；（无分动器，取1）i0—主减速比；—从发动机到主减速器从动齿轮间的传动效率；（传动效率较大，取0.95）n—计算驱动桥数；（只有后桥驱动，取1）代入数据得：1146.514.014.80.95/12672.16N·m(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TGs，即：Gs2mr/m

(3.2)式中：TGs—计算转矩，N·m；PAGEPAGEG2—满载状态下单个驱动轮上的静负荷，N；（为5064.15N）m'（0.85）rr—车轮滚动半径，m；（为0.37m）im—主减速器从动齿轮到车轮间的传动比；（无齿轮传动，取1）m—主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率；（1）代入数据得TGs5064.151.30.850.37/112070.48N·m(3)按汽车日常行驶平均（当量）转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TGF，即：式中：TGF—计算转矩，N·m；

GFtr/mn

(3.3)Ft—汽车日常行驶平均（当量）牵引力，N；其他符号与前面相同。CAu2 0.361.7351.79502mmgfD a21.15

19509.80.015

21.15

418.8N代入数据得：

418.80.37/(111)154.96N·m当计算从动锥齿轮最大应力时，计算转矩TG取TGe和TGs的最小值，TGTGs2070.48N·m；当计算从动锥齿轮的疲劳强度时，TG取TGF，即TG154.96N·m。主动锥齿轮的计算转矩为：zG/G式中：Tz—主动锥齿轮的计算转矩，N·m；

(3.4)G0690%）计算主动锥齿轮最大应力时，计算得Tz2070.484.80.9479.28N·m计算主动锥齿轮的疲劳强度时，计算得Tz154.964.80.935.87N·m主减速器锥齿轮主要参数的选择(1)主从动锥齿轮齿数z1和z2z1z19z2=9*4.8=43.2i0=44/9=4.89。重新计算TGe2722.26，

2070.48N·m，，154.96N·m计算主动锥齿轮最大应力时，计算得Tz470.46N·m；计算主动锥齿轮的疲劳强度时，计算得Tz35.21N·m。(2)D2ms根据经验公式：D2KD23TG式中：D2—从动锥齿轮大端分度圆直径,mm；KD213.0-16.214；TG—计算转矩，TGTGs2070.48N·m；代入数据得：

(3.5)D2143

2070.48178.44mm取D2=180mm,则msD2/z2180/444.09mm同时，ms还应满足：3TGms3TG32070.48式中：Km—0.3-0.432070.48

(3.6)ms0.4

5.10mmms=4.09mm,ms=5mm,再重新D2=5*44=220mmD2i0已得出，因此就可以算出主动锥齿轮D1=D2/i0=45mm。(3)主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2b0.155D33mm有以下两个：(1)b2<=10ms(2)经计算节锥距A2=112.28mmb2<=0.3A2。因此从动锥齿轮齿面宽满足要求，而由经验公式主动锥齿轮齿面宽b1=1.1b2=36mm。(4)双曲面齿轮副偏移距EE<=0.2D2=44mmE<=0.4A2=44.912mmE=44mm。选择偏移方式为下偏移。(5)中心螺旋角12，汽车主减速器双曲面齿轮的平均螺旋角一般为3540，乘用车选用较大的所以取1423。(6)螺旋方向(7)法向压力角19或20，这里选用19。主减速器锥齿轮强度计算单位齿长圆周力校核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：p2kdTemaxKi1if103nD1b2

(3.7)其中：p—齿轮上单位齿长圆周力，MPa；b2—从动齿轮齿面宽度，mm；D1—主动锥齿轮分度圆直径，mm；其他符号意义同前。代入数据得：p21146.514.010.95103749.76MPa14533查表得许用单位齿长圆周应力为[p]=893MPa，p<[p]，满足要求。轮齿弯曲强度校核锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：w2Tk0kskm103w

(3.8)kvmsbDJ式中：m—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T—2070.48N·mT154.96N·m；主动齿轮：按最大弯曲应力计算时，T470.46N·m，按疲劳弯曲应力计算时，T35.21N·m。）k0—齿根弯曲强度和齿面接触强度的过载系数，对于汽车，取1；s sks—km/25.40.25s skm—齿面载荷分配系数，悬臂式结构：1.10-1.25，取1.10；kv—质量系数，轮齿接触良好，齿距即径向跳动精度高，取1；b—齿面宽，主动齿轮b136mm，从动齿轮b233mm；D—所研究齿轮的大端分度圆直径，mm；J—所研究齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，查图主动齿轮J0.26，从动齿轮J0.198。对于主动齿轮，最大弯曲应力：w1

2460.4610.631.1103303.04MPa1536450.26许用最大弯曲应力w700MPa，主动齿轮满足要求；主动齿轮疲劳弯曲应力为：w1

'235.2110.631.110323.17MPa1536450.26许用疲劳弯曲应力w210.9MPa，主动齿轮满足要求；对于从动齿轮，最大弯曲应力：w2

22070.4810.631.1103366.27MPa15332200.198许用最大弯曲应力w700MPa，从动齿轮满足要求；从动齿轮疲劳弯曲应力为：w2

'2154.9610.631.110329.89MPa15332200.198许用疲劳弯曲应力w210.9MPa轮齿接触强度校核2T2Tzk0kskmkf103kvbJjjCpjD1

(3.9)j式中：—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；j1Cp—综合弹性系数，钢对钢齿轮，取232.6N2/mm；D1—主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；Tz—主动锥齿轮计算转矩，N·m；ks—尺寸系数，缺乏经验的情况下，取1.0；图3.2综合系数[16]kf—齿面品质系数，对于制造精确的齿轮，取1.0；Jj—齿面接触强度的综合系数，查图表得Jj0.13其他参数意义同前。232.6 232.6 2460.46111.11103451360.13j

2404.82MPa许用最大接触应力[j]2800MPa，满足要求；疲劳接触应力为：232.6 2232.6 235.21111.11103451360.13许用疲劳接触应力1750MPa，满足要求。锥齿轮材料的选择

664.99MPa主减速器与后面设计的差速器齿轮在此选用20CrMnTi，在热处理及精加工后做磷化处理或镀锡、镀铜，以改善新齿轮的磨合状况。主减速器锥齿轮轴承的载荷计算和选择锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向作用力。该法向作用图3.3齿面接触强度的综合系数[16]齿面宽中点处的圆周力F为：F2T/Dm2T—127.45N·mm；Dm2—从动齿面宽中点处的分度圆直径，mm，Dm2由下式确定：

(3.10)m222in2式中：D2—从动齿轮大端的分度圆直径，mm；b2—从动齿轮齿面宽，mm；

(3.11)2—从动齿轮节锥角，为2rtnz2/1rtn44/978.44，主动齿轮节锥角为190211.56。得从动锥齿轮齿面宽中点处的圆周力F2为：F2

2127.4522033sin78.44

1031358.24N主动锥齿轮齿面宽中点处的圆周力F1为：12os1/os21358.24os40/os381320.38N如图为主动小齿轮齿面上的作用力：图3.4 主动小齿轮齿面上的作用力[6]由几何关系,FT为作用在齿轮节锥面上的齿面宽中点处的法向力，可以分解为FN和Ff，Fs为沿节锥母线的力，由几何关系有：FFTcoscosFNFTsinFtancosFsFTcossinFtan1为：1

(3.12)(3.13)(3.14)F F

sinF

cos tansinsincosap N1

1 s1

os1

1 1 1

(3.15)FF

cosF

sin tancossinsin1 1

(3.16)rp N1

1 s1

os1

1 1 1代入数据得：FapFrp

1320.38tan19sin11.56sin40cos11.56966.52Ncos401320.38tan19cos11.56sin40sin11.56803.48Ncos40同理作用在从动齿轮齿面上的轴向力FaG和径向力FrG为:F aGaG

tansinsincos

(3.17)os2

2 2 2F rGrG

tancossinsin

(3.18)代入数据得;

os2

2 2 2FaG

1358.24tan19sin78.44sin38cos78.44794.11Ncos38Fap

1358.24tan19cos78.44sin38sin78.44920.72Ncos38如图3.5为主减速器的布置图。(1)对主动齿轮轴承的计算初选a=65mm,b=45mm所以轴承A、B的径向力FAr和FBr为：F1F1ab2aFabrpaFDapm122aAr (3.19)FbFb21FbarpaFDapm122a代入数据得：FArFBr

Br (3.20)13231323642804649654265 652651320.38451320.38452 803.4845 966.5245265 65265图3.5单级主减速器轴承的布置[6]A、B的轴向力为：

FAaFap966.52NFBa0100000n为：n2.66vamrr

(3.21)vam—50km/h。代入数据得：额定轴承寿命为：

n2.6650359.46r/min0.37L60nLh

(3.22)代入数据得：

L60359.461000004.3107r50计算轴承的当量动载荷。由FAaFAr

966.522458.44

0.39，由此查《机械设计课程设计》锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，所以FAae，X=0.4，Y=1.7，载荷系数FArfp1.2P由公式：

fpXAaYAr5479.15N。fCLt

106

(3.23)fP fPp 式中：ft—温度系数，通常为1.0；—表示寿命指数，圆锥滚子轴承取10/3；C—轴承的额定动载荷，kN；代入数据得：4.3107

1C

1031061.25479.15得C20.32kNA30206GB/T32.2kN，满足要求。B30207GB/T297-1994C和D同理最后选取都为滚子轴承30212GB/T297-1994[7]。第4章差速器设计差速器结构形式选择普通锥齿轮差速器齿轮设计差速器齿轮主要参数设计(1)行星齿轮数nn=2。(2)Rb根据经验公式：—球面半径，mm；

RbKb3Td

(4.1)Kb—行星齿轮球面半径系数，Kb2.5~3.0，对于2个行星齿轮的轿车取大值，即Kb3.0。d—差速器计算转矩，·mdminGe,Gs2070.48Nm；计算得Rb=39mm。行星齿轮节锥距为：A0=(0.98~0.99)Rb=0.98*38=38mm(3)行星齿轮和半轴齿轮齿数z1、z2z11010z214~25z2/z1=1.61.5~2.0n16+16n=2整除，满足啮合要求。4行星齿轮和半轴节锥角1、2m行星齿轮和半轴节锥角1、2为：arctanz/z/1632.01 1 22rtnz2/zrtn16/1058.011锥齿轮大端端面模数m为：PAGEPAGE代入数据得：

m20in1/120in2/z2m238sin32/104.03

(4.2)取m=5.0，则d1=z1m=50mm，d2=z2m=80mm。重新校核节锥距：01/(2in1)d2/(2in2)47m(5)压力角汽车差速器齿轮大都采用压力角为2230'、齿高系数为0.8的齿形，本次设计亦选择这种齿形。(6)行星齿轮轴直径d及支撑长度L行星齿轮轴直径d为：ndndcT1030式中：T0—差速器壳传递的转矩，T0=Td=2070.48N·m；n—行星齿轮数；—行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离，mm（0.5d240mm）；[c]—支撑面许用挤压应力，取98MPa；代入数据得：2070.481031.122070.481031.123298行星齿轮在轴上的支撑长度为L1.1d17.6mm差速器齿轮强度计算 kskm

103

(3.12)w kmbdJnv 22式中：Tc—半轴齿轮计算转矩，Tc=0.6T0=124.488N·m；b2、d2—半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径，b2=0.3A0=14mm；ks—ksms/3；J—综合系数，查图4.1取0.2256；其他参数意义同前。代入数据得：w

21243.4880.631.1103682.01MPa1514800.22562许用轮齿弯曲应力为w980MPa，满足要求。T0=TGf=154.96N·m时，代入数据得：20.6154.960.631.110351MPaw 1514800.22562许用轮齿弯曲应力为w210MPa

，满足要求。图4.1综合系数[16]差速器齿轮的材料20CrMnTi20CrMnTi是汽车上应用较多第5章车轮传动装置设计半轴的结构形式半轴根据其车轮端的支撑方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种半轴的载荷计算和强度校核半浮式半轴的计算应考虑三种工况：(1)纵向力Fx2最大，侧向力Fy2为0。m'取1.2，此时垂向力：Fz2m'G2/21.210128.3/26076.98N纵向力最大值（计算时取0.8）Fx2m'G2/21.210128.30.8/24861.584N316Fx2316Fx2r103d

(5.1)代入数据得：316Fx2316Fx2r103316Fx2316Fx2r103

24.975mm3163164861.5840.371035883164861.5840.37103490先取d=25mm,校核三种情况下应力，结果第二种工况不满足，经过多次增大d，最后取d=37mm。半轴弯曲应力：32aF2F2 x2 z2d3a—60mm；代入数据得

(5.2)32604861.58426076.98232604861.58426076.982

93.90MPa扭转切应力：代入数据得：

16Fx2r103d3164861.5840.37103180.31MPa242242

(5.3)合成应力h

93.9024180.312372.97MPa，许用合成应为h600~750MPa，满足要求。(2)侧向力Fy2最大，纵向力Fx2=0。此工况意味着侧滑发生。此时外轮上的垂直反力Fz2o和内轮上的垂直反力Fz2i分别为：F Gh/B

，F

GF

(5.4)z2o 2

g1 2

z2i

2 z2o式中：hg—汽车质心高度，为670mm；B2—轮距，后轮轮距为1465mm；1—1.0；计算得：2o10128.30.56701.0/14659696.2NFz2i10128.39696.2432.09N外轮上的侧向力Fy2o和内轮上的侧向力Fy2i为y2oz21，y2iz21计算得：

Fy2o9696.21.09696.2NFy2i432.091.0432.09N内、外半轴的弯曲应力分别为：32F

rF a y2o

z2o

(5.5)o 3y2iy2i

r2ia

(5.6)代入数据得：o

i 3329696.23709696.260602.63MPa37332432.09370432.096026.85MPai 303半浮式半轴许用合成应为h600~750MPa，满足要求。(3)220Fy20。此时的垂向力最大为：F 1kG

(5.7)z2 2d2kd—1.75；半轴弯曲应力为：32Fz2a16kdG2a

(5.8)代入数据得：

d3

d3161.7510128.360106.61MPa373半浮式半轴许用合成应为h600~750MPa37mm满足要求。半轴的材料选用45钢，对半轴采用中频淬火使半轴具有适当的硬化层，并在表面上形成比较大的残余压应力，从而大大提高半轴的抗扭强度和疲劳强度。半轴花键的强度校核选取压力角为30z=14m=3mm，半轴花键外径D=m(z+1)=45mmd=m(z-1.5)=37.5mmb=0.5m=4.7mm，取整为5mm[7]。(1)半轴花键的剪切应力校核：4T103pDdzLbp式中：T—半轴计算转矩，T1798.79N·m；D—半轴花键外径，mm；d—相配的花键孔内径，mm；z—花键齿数；Lp—有效工作长度，取Lp25mm；b—花键宽，mm；—载荷分布的不均匀系数，取0.75；代入数据得：

(5.9) 41798.79103 4537.5142550.75

66.44MPa许用剪切应力为73MPa，满足要求。(2)半轴花键的挤压应力校核：代入数据得：

8T103pcD2d2Lp

(5.10)c

81798.7910345237.5214250.75

88.60MPa许用挤压应力为c200MPa，满足要求。第6章驱动桥壳设计驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳大体可分为整体式、可分式和组合式三种形式。对于一般乘用车，整体式桥壳是最普遍的。可分式桥壳由于分成了左右几段，由螺栓连接在一起，驱动桥壳的设计和强度校核260mm，能够满足主减速器在其中装配，300mm,为了保证一定的壁厚用来钻螺纹孔。半轴套管左右总1260mm80mm60mm。发生在半轴套管截面上，对驱动桥壳半轴套管的扭转切应力进行校核：TTWT2r

(6.1)4861.5840.371798.79N·m；3 d4WT—危险截面的抗扭截面系数，计算式为 211，其中16

d23 d4

0.083 0.064d20.8md10.6m得W 211

1 6.87105m3。T 16

d2

16 0.08代入数据得：

1789.796.87105

26MPa选择的驱动桥壳材料为QT400-15，桥壳的许用扭转切应力为150MPa，桥壳的扭转切应力校核满足要求。第7章结论UG进行AutoCAD进行装配图和零件图的绘制。通过两个多月的参考文献张萌萌.基于知识工程的载重汽车驱动桥设计与分析系统研究[D].青岛理工大学,2013.何甘林.一种新技术公路型驱动桥的开发应用[D].湖南大学,2016.叶清风.低速载货汽车的驱动桥设计[D].福建质量管理.2019.宋鹏程.汽车驱动桥振动噪声分析及优化设计[D].武汉理工大学.2018.余志生.汽车理论[M].北京：机械工业出版社，2018.过学迅.汽车设计[M].北京：人民交通出版社，2013.北京：高等教育出版社1995.12.李胜琴，王若平，张文会主编.现代汽车设计方法[M].北京：机械工业出版社2013.07.张义壮冯川孙瑞阳汽车驱动桥壳结构优化分析及轻量化设计[J机械研究与应用,2019,32(05):62-65+69.卢双桂,刘刚,陈思维.某种车型后驱动桥装配工艺及其工装的设计[J].装备制造技术,2019(01):2