《驱动桥设计》PPT课件

第五章 驱动桥设计 第五章 驱动桥设计 5-1概述 5-2驱动桥的结构方案分析 5-3主减速器设计 5-4差速器设计 5-5车轮传动装置设计 5-6驱动桥壳设计 5-7驱动桥的结构元件 5-1 概述 驱动桥处于动力传动系的末端。 基本功能： 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； 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。 组成： 主减速器 差速器 车轮传动装置 (半轴 ) 驱动桥壳 驱动桥设计基本要求： 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）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 5）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其 是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 6）与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转 向机构运动相协调。 7）结构简单，加工工艺好，制造容易，拆装、调整方便。 5-2 驱动桥的结构方案分析 非断开式驱动桥 (或称为整体式 )，即驱动桥壳 是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁 (见右图 )， 而主减速器、差速器及车轮传动装置 (由左右半轴 组成 )都装在它里面。 非独立悬架 断开式驱动桥无刚 性的整体外壳，主减速 器及其壳体装在车架或 车身上，两侧驱动车轮 装置采用万向节传动。 为了防止运动干涉，应 采用滑动花键轴或一种 允许两轴能有适量轴向 移动的万向传动机构。 独立悬架 特点及应用 非断开式驱动桥 ： 结构简单、制造工艺好、成本低、工作可靠、 维修调整容易，但整个驱动桥均属于簧下质量， 对汽车平顺性和降低动载荷不利。 广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越 野汽车和部分小轿车上。 断开式驱动桥 ： 结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙； 减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的 平均车速； 汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷小，提高了零 部件的使用寿命； 驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好， 大大增加了车轮的抗侧滑能力； 合理设计的独立悬架导向机构，可增加汽车的不足转向效 应，提高汽车的操纵稳定性。 在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。 5-3 主减速器设计 一、主减速器结构方案分析 结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而 不同。 齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和 蜗轮蜗杆等形式。 减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、 单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。 1. 螺旋锥齿轮传动 螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一 点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连接 平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响， 至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能 承受较大的负荷、制造也简单。 但是 ,工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥 顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增 大和噪声增大。 为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧， 提高支承刚度，增大壳体刚度。 2双曲面齿轮传动 双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相 交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离 E,此 距离称为 偏移距 。 由于偏移距 E的存在，使主动齿轮螺旋角 1大于从动齿 轮螺旋角 2。 螺旋角 是指在锥齿轮节锥表面展开图上的任意一点 A的 切线 TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。 在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角。通常不特殊 说明，则螺旋角系指中点螺旋角。 根据啮合面上法向力相等， 2 1 2 1 coscosFF F1、 F2分别为主、从动齿轮的圆周力 (图解 ) 齿轮传动比 11 22 11 220 c o s c o s r r rF rFi s r1、 r2分别为主、从动齿轮平均分 度圆半径 令 K=cos2/cos1。由于 1 2，所以系数 K 1，一般为 1.25 1.50。这说明 （ 1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有 更大的传动比。 （ 2）当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相 应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴 和轴承刚度。 （ 3）当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径 比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。 双曲面齿轮传动优点： （ 1）在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向 的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可 改善齿轮的磨合过程，使其具有 更高的运转平稳性。 （ 2）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的 1 大于从动齿轮的 2，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大， 不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的 弯曲强度提高约 30%。 （ 3）双曲面齿轮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螺旋锥齿轮为大， 使齿面的 接触强度提高 。 （ 4）双曲面主动齿轮的 1变大，则不产生根切的最小齿 数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。 （ 5）双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘 刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。 （ 6）双曲面主动齿轮轴布置从动齿轮中心上方，便于实 现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从 动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿 车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。 双曲面齿轮传动缺点： （ 1）沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效 率。双曲面齿轮副传动效率约为 96%，螺旋锥齿轮副的传动 效率约为 99%。 （ 2）齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿 面烧结咬死，即抗胶合能力较低。 （ 3）双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷 增大。 （ 4）双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮添 加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。 当要求传动比大于 4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面 齿轮传动更合理。因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双 曲面从动齿轮直径比螺旋齿轮小。 当传动比小于 2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动 齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮 传动，因为螺旋锥齿轮传动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。 3圆柱齿轮传动 圆柱齿轮传动一般采 用斜齿轮，广泛应用于 发动机横置且前置前驱 动的轿车驱动桥（见右 图）和双级主减速器贯 通式驱动桥。 4蜗杆传动 蜗杆传动的 优点 ： （ 1）在轮廓尺寸和结构质量较小的情况 下，可得到较大的传动比（可大于 7）。 （ 2）在任何转速下使用均能工作得非常 平稳且无噪声。 （ 3）便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。 （ 4）能传递大的载荷，使用寿命长。 （ 5）结构简单，拆装方便，调整容易。 缺点： 蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高； 传动效率较低。 蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有 高转速发动机的大客车上。 减速形式 1.单级主减速器 由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或 由蜗轮杆组成，具有结构简单、质量 小、成本低、使用简单等优点。 但是其主传动比 i0不能太大，一 般 i07，进一步提高 i0将增大从动齿轮 直径，从而减小离地间隙，且使从动 齿轮热处理困难。 单级主减速器广泛应用于轿车和 轻、中型货车的驱动桥中。 2双级主减速器 与单级主减速器 相比，在保证离地间 隙相同时可得到大的 传动比， i0=7 12。 但是尺寸、质量 均较大，成本较高。 主要应用于中、 重型货车、越野车和 大客车上。 整体式双级主减速器结构方案： 第一级为锥齿轮 ， 第二级为圆柱齿轮 ； 第一级为锥齿轮 ， 第二级为行星齿轮； 第一级为行星齿轮 ， 第二级为锥齿轮 ； 第一级为圆柱齿轮 ， 第二级为锥齿轮 。 对于第二级为锥齿轮 、 第二级为圆柱齿轮的双级主 减速器 ， 纵向水平 、 斜向和垂向三种布置方案 。 纵向水平布置 总成的垂直方向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度， 但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴 长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短， 导致万向传动轴夹角加大。 垂直布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角， 但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺 寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布 置可便于贯通式驱动桥的布置。 斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。 3双速主减速器 双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、 气压式和电 气压综合式操纵机构。 4贯通式主减速器 单级 双曲面齿轮式 ： 蜗轮蜗杆式 ： 在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于 各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外， 它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。 受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿 轮工艺性差，多用于轻型汽车的贯通式驱动桥上。 锥齿轮一圆柱齿轮式： 双级 圆柱齿轮 锥齿轮式： 可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大， 主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支 承，支承刚度差，拆装也不方便。 结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板 及整车质心高度 5 单双级减速配轮边减速器 不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，而且可得到较 大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于 所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小 . 二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 正确啮合 加工质量 装配调整 轴承、主减速器壳 体刚度 齿轮的支承刚度 1.主动锥齿轮的支承 : 悬臂式支承 跨置式支承。 悬臂式： 支承距离 b应大于 2.5倍的悬臂长度 a， 且应 比齿轮节圆直径的 70%还大。 靠近齿轮的轴径应不小于尺寸 a。 结构简单 ， 支承刚度较差 ， 用于传递转 矩较小的轿车 、 轻型货车的单级主减速器及 许多双级主减速器中 。 跨置式： 优点： 增加支承刚度， 减小轴承负荷，改善齿轮 啮合条件，增加承载能力， 布置紧凑。 缺点： 主减速器壳体 结构复杂，加工成本提高。 应用： 在需要传递较 大转矩情况下，最好采用 跨置式支承。 2.从动锥齿轮的支承 支承刚度与轴承的形式、支 承间的距离及轴承之间的分布 比例有关。 为了增加支承刚度 ， 减小尺 寸 c d； 为了增强支承稳定性 ， c d 应不小于从动锥齿轮大端分度 圆直径的 70%； 为了使载荷均匀分配 ， 应尽 量使尺寸 c等于或大于尺寸 d。 辅助支承 限制从动锥齿轮因受轴向 力作用而产生偏移。 许用偏移量 三、主减速器锥齿轮主要参数的选择 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 、 法向压力角 等。 1.主 、 从动锥齿轮齿数 z1和 z2 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 ， 对于轿车 ， z19 对于货车 ， z16 4） 当主传动比 i0较大时 ， 尽量使 z1取得少些 ， 以得到满意的离地间隙 。 5） 对于不同的主传动比 ， z1和 z2应适宜搭配 。 根据经验公式初选 而 ms 2.从动锥齿轮大端分度圆直径 D2和端面模数 ms Km 模数系数， Km =0.3 0.4 KD2 直径系数， KD2 =13.0 15.3 Tc 从动锥齿轮计算载荷 3.主 、 从动锥齿轮齿面宽 b1和 b2 从动锥齿轮面宽 b2推荐不大于其节锥距 A2的 0.3倍 ， 即 b2 0.3A2， 而且 b2应满 足 b2 10ms， 一般也推荐 b2=0.155D2。 对于螺旋锥齿轮 ， b1一般比 b2大 10% 4.双曲面齿轮副偏移距 E：上偏移和下偏移 。 下偏移 上偏移 E值过大将使齿面纵向滑动过大，齿面磨损和擦伤增加； E值过小不能发挥双曲面齿轮传动的特点。 轿车和轻型货车： E0.2D 2，且 E 40%A ； 中，重型货车： E （ 0.100.12 ） D2，且 E 20%A ； 一般 i0E 5.中点螺旋角 偏移角 ： = 1 2 选 应考虑：齿面重合度 F、 轮齿强度和轴向力大小。 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。 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 35 40。 轿车选用较大的 值以保证较大的 F， 使运转平稳， 噪声低； 货车选用较小 值以防止轴向力过大，通常取 35。 6.螺旋方向 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 ， 防止轮齿卡死而损坏 。 7.法向压力角 对于弧齿锥齿轮 ， 轿车： 一般选用 14 30 或 16 ； 货车： 为 20 ； 重型货车： 为 22 30 。 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 齿两侧的压力角是不等的。 选取平均压力角时：轿车为 19或 20， 货车为 20或 22 30 。 四、主减速器锥齿轮强度计算 （一）计算载荷的确定 格里森齿制锥齿轮计算载荷（ 从动锥齿轮 ） （ 1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定计算转距 Tce （ 2）按驱动轮打滑转矩确定计算转矩 Tcs （ 3） 按汽车日常行驶平均转矩确定计算转矩 TcF ni rFT mm rt cF mm r 22 cs i rmGT n iikiTkT 0f1e m a xd ce 当计算锥齿轮最大应力时， Tc=minTce， Tcs； 当计算锥齿轮的疲劳寿命时， Tc取 TcF。 主动锥齿轮的计算转矩 : 弧齿锥轮副 G=95%； 双曲面齿轮副 当 i0 6时， G=85%， 当 i06时， G=90%。 G0 c z i TT （二）主减速器锥齿轮的强度计算 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。 1 . 单位齿长圆周力 （ 表面耐磨性 ） 按发动机最大转矩计算时 按驱动轮打滑转矩计算时 单位齿长圆周力许用值 p 2.轮齿弯曲强度 齿根弯曲应力 : 从动齿轮 :按 T=minTce， Tcs计算取： w=700MPa； 按 TcF计算取： w= 210MPa， 破坏的循环次数为 6 106。 3.轮齿接触强度 齿面接触应力： 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 。 五 、 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 1.锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮啮合齿面上作用的法向力可分解为： 沿齿轮切线方向的圆周力 沿齿轮轴线方向的轴向力 垂直于齿轮轴线的径向力 。 （ 1） 齿宽中点处的圆周力 （ 2）锥齿轮的轴向力和径向力 轴向力 Faz和径向力 Frz 齿面上的轴向力和径向力 2.锥齿轮轴承的载荷 轴承上的载荷 六 、 锥齿轮的材料 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） 轮齿芯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、切削加工性能及热处理性能良好，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，而选用含锰、 钒、硼、钛、钼、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。 5-4差速器设计 作用：在两输出轴间分配转矩 ， 并保证两输出轴有可能以不同角速度 转动 。 按结构特征可分为：齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等。 一、差速器结构形式选择 （一）对称锥齿轮式差速器 1.普通锥齿轮式差速器 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 锁紧系数 k=0.050.15， 两半轴转矩比 kb=T2/T1 kb=1.111.35， 2.摩擦片式差速器 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 。 k kk b 1 1 1 1 b b k kk 3.强制锁止式差速器 假设 4 2型汽车一驱动轮行驶在低附着系数 min的路面上 ， 另一驱 动轮行驶在高附着系数 的路面上 。 装有普通锥齿轮差速器的汽车所能发挥的最大牵引力 Ft为： 装有强制锁止式差速器的汽车所能发挥的最大牵引力 Ft为： 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 ( + min )/2 min倍，从而提高了汽车通过性。 （ 二 ） 滑块凸轮式差速器 凸轮式差速器的半轴转矩比 kb可达 2.3.33.00， 锁紧系数 k达 0.40.5。 （ 三 ） 蜗轮式差速器 半轴转矩比 kb可高达 5.679.00， 锁紧系数 k达 0.70.8。 kb降到 2.6543.00， k降到 0.450.50 时，可提高该差速器的使用寿命。 （ 四 ） 牙嵌式自由轮差速器 半轴转矩比 kb是可变的，最大可为无穷大。 二 、 普通锥齿轮差速器齿轮设计 （ 一 ） 差速器齿轮主要参数选择 1.行星齿轮数 n 根据承载情况来选择 。 通常情况下 ， 轿车： n=2； 货车或越野车： n=4。 2.行星齿轮球面半径 Rb 根据经验公式 行星齿轮节锥距 A0 Kb=2.5 3.0 3.行星齿轮和半轴齿轮数 z1、 z2 行星齿轮的齿数 z1一般不少于 10。 半轴齿轮齿数 z2在 14 25选用。 半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 z2/z1=1.5 2.0。 两半轴齿轮数和必须能被行星齿轮数整除。 4.行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、 2及模数 m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、 2 锥齿轮大端端面模数 m 5.压力角 大都采用角为 22 30 、齿高系数为 0.8的齿形。 某些重型货车和矿用车采用 25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 （二）差速器齿轮强度计算 弯曲强度计算 T=0.6T0 当 T0=minTce， Tcs时， w=980MPa； 当 T0=TcF时， w=210MPa。 材料为 20CrMnTi、 20CrMoTi、 22CrMnMo和 20CrMo 三、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 依靠硅油的粘性阻力来传递动力 ,所 能传递的转矩与联轴器的结构、硅油 粘度及输入轴、输出轴的转速差有关。 2.粘性联轴器在车上的布置 作为轴间差速器限动装置的简图 5-5 车轮传动装置设计 基本功用 ：接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮 。 非断开式驱动桥： 半轴 断开式驱动桥和转向驱动桥 ： 万向传动装置 一、结构形式分析 根据其车轮端的支承方式分为：半浮式、 3/4浮式和全浮式。 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。 结构简单，所受载荷较大，只适用于轿车和轻型货车及轻型客车。 3/4浮式半轴： 半轴外端仅有一个轴承，装于 驱动桥壳半轴套管的端部和轮毂 上，直接支撑着车轮轮毂，半轴 端部凸缘与轮毂用螺栓连接。 半轴承受的载荷和半浮式相 似，但有所减轻。 一般仅用于轿车和轻型货车上 全浮式半轴： 半轴端部凸缘与轮毂用螺栓 连接，轮毂用两个圆锥滚子轴承 支承在驱动桥壳半轴套管。 半轴只承受转矩，作用于驱 动轮上的其它反力和弯矩全由桥 壳来承受。 主要用于中、重型货车上。 二、半轴计算 1.全浮式 计算载荷 半轴的扭转应力 半轴的扭转角 =500700MPa， 转角宜为每米长度 6 15。 2.半浮式半轴 三种载荷工况： （ 1）纵向力 Fx2最大 ,Fz2=G2m2 /2 ， 侧向力 Fy2=0，垂直力 Fz2=G2m2/2 。 合成应力 弯曲应力 扭转切应力 （ 2）侧向力 Fy2最大，纵向力 Fx2=0， （此时意味着发生侧滑） 外轮上的垂直反力 Fz2o和内轮上的垂直反力 Fz2i 外轮上侧向力 Fy2o和内轮上侧向力 Fy2i 外轮半轴的弯曲应力 o和内轮半轴的弯曲应力 i （ 3）汽车通过不平路面，垂向力 Fz2最大，纵向力 Fx2=0， 侧向力 Fy2=0： 垂直力最大值 Fz2 半轴弯曲应力 半浮式半轴的许用合成应力为 600750MPa。 3. 3/4浮式半轴 计算与半浮式类似 ， 只是危险断面位于半轴与轮毂相配表面的内端 。 应对连接半轴和半轴齿轮的花键进行挤压力和键齿切应力验算 。 挤压应力不大于 200MPa， 切应力不大于 73MPa。 三、半轴可靠性设计 1.可靠度计算 2.可靠性设计 式中 四、计轴的结构设计 1）初选 2）半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径。 3）半轴在结构设计时应尽量增大各过渡部分的圆角半径，以减小应力 集中。 4）对于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它传力零件的强度 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。 5-6驱动桥壳设计 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汽车行 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。 一、驱动桥壳结构方案分析 分为可分式、整体形工和 组合式三种形式。 1.可分式桥壳 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，曾用于轻型汽车上，现已 较少使用。 2.整体式桥壳 具有强度和刚度较大，主减速 器拆装、调整方便等优点。 按制造工艺分 铸式： 钢板冲压焊接式 ： 扩张成形式 ： 强度和刚度较大， 但质量大，加工 面多，制造工艺 复杂，主要用于 中、重型货车上。 桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低， 适于大最生产，广泛应用于轿车和中、小型 货车及部分重型货车上。 3.组合式桥壳 优点： 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。 常用于轿车、轻型货车中。 二、驱动桥壳强度计算 全浮式半轴的驱动桥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。 危险断面：钢板弹簧座内侧附近； 桥壳端部的轮毂轴承座根部。 （ 1）当牵引力或制动力最大时 （ 2）当侧向力最大时 （ 3）当汽车通过不平路面时 桥壳钢板弹簧座处危险断面 桥壳内、外板簧座处断面 =300500MPa， =150400MPa。 可锻铸铁桥壳取较小值，钢板冲压焊接壳取较大值。 5-7驱动桥的结构元件 一、支承轴承的预紧 目的：提高主减速器锥齿轮的支承刚度，改善齿轮啮合的平稳性。 危害：预紧力过大，会使轴承工作条件变坏，降低传动率，加速轴承的磨损， 还会导致轴承过热而损坏等。 轴向具有弹性的波形套筒 从动锥齿轴滚锥轴承预紧力 主动锥齿轮轴承预紧力 轴承外侧的调整螺母；主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片 二、锥齿轮啮合调整 在轴承预紧度调整后，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 0.10.35mm）。 主减速器锥齿轮正确的啮合印迹位于齿高中部稍偏小 端。 主动锥齿轮：可加、减主减速器壳与轴承之间的调整垫片 从动锥齿轮：轴承外两调整螺母旋进、旋出相同的角度； 将主减速器壳一侧的垫片的一部分取出放到另一侧 三、润滑 螺旋锥齿轮主减速器：加注一般的齿轮油 双曲面齿轮主减速器：必须加注双曲面齿轮油。 加油孔，放油孔，通气塞 主动锥齿轮上的后轴承润滑 。