主减速器设计-正文

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

0 前言

目前，国内各类1000万吨级以上露天铁矿、铜矿等矿山正在大规模扩建对大吨位和超大吨位矿用自卸车的需求将不断扩大。由于，矿用汽车是高行业壁垒与高利润的矛盾统体：(1)矿车行业进人的技术壁垒高，矿用汽车载重量从25吨到360吨每个系列至少有5个基本车型根据用途又可改装出运煤车洒水车等车型各个系列技术通用性差不同吨位车型间能通用的部件很啦这些决定了矿用车的高研发费用和试制费用一般企业无法插足即使国内厂家生产一个系列的某些产品，再扩张都很困难。国内厂家甚至一个系列的产品都很难做全。(2)矿用汽车进人的资金壁垒高，技术壁垒高导致研发周期长，产品品种多，加之批量小，元器件质量大，单台售价高等原因，使矿用车研发生产资产专用性高．流动资金占用高资金回收慢。这个特点决定了能介入这个行业的企业必须要有雄厚的资金并做好长期投资的准备。(3)矿用汽车对工业基础及人才需求有特定的要求，正因为如此少数几家国际巨头一直主导着这个行业。也因此，国内生产矿用车的厂商也是为数不多，不过自主研发矿用车也将代替长期进口的现状。总之，国内解决一个系列产品自主研发问题，就等同于降低了中国矿用车的成本。矿用车的零部件生产为成批生产，如北方重工已建成年产量为1000台生产基地[21]。由此可以看出中国已成为矿用车领域的先头军。

本设计是矿用车驱动系统设计及轮边减速器设计，本说明书对“驱动桥设计”及其主要零部件的结构选择与强度计算进行说明。对于各种不同类型和用途的汽车，正确得确定汽车驱动桥总成，并成功地将它们组合成一个整体，机组成驱动桥，是本设计的主要组成部分。

汽车的驱动桥处于传动系的末端，基本功用是增大有传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速器功能；同时，驱动桥还要承受作用与路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。

驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。

在一般汽车的机械式传动中，有了变速器（有时还有副变速器或分动器）还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是绝大部分发动机在汽车上是纵向布置，为使其转矩能传给左右驱动车轮，必须有驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥差速器来解决左右驱动车轮转矩的传递方向，同时还得

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有驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比，以使内燃机的转矩－－转速特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求，而驱动桥主减速器（还有轮边减速器）的作用则在于当变速器处于最高档（通常为直接档，有时还有超速挡）时，使汽车有足够的牵引力、适当的的最高车速和良好的燃油经济性。为此，则需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，想使汽车传动系设计得合理，首先必须选择好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速器比称为主减速比。当变速器处于最高档位时，汽车的动力性和燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总布置设计时，应根据该车的工作条件及发送机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好动力性和燃油经济性。有时汽车设计得具有几种主减速比提供选择，以满足不同使用条件及变型车的需要。由于发动机功率的提高，汽车的整备质量的减小和路面状况的改善，主减速比有往小的方向发展的趋势。选择主减速比是要考虑到使汽车既能满足高速行驶的要求，又能在常用车速范围降低发送机转速、减小燃料消耗量，提高发动机寿命并改善震动及噪声的特性等[1]。

目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，这种费用将会有很大的差别。

后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益。

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1 总体方案论证

驱动桥处于动力传动系的末端，驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳(有时有轮边减速器)等组成如图1-1，转向驱动桥还有等速万向节。其基本功能是：将万向传动装置传来的发动机传来的转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮实现降低转速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。

1－半轴 2－圆锥滚子轴承 3－支承螺栓 4－主减速器从动锥齿轮 5－油封 6－主减速器主动锥齿轮 7－弹簧座 8－垫圈 9－轮毂 10－调整螺母

图1-1 驱动桥 Fig. 1-1 drive axles

设计驱动桥时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)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协调。 7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。

随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的发展以及路面条件的改善，近年来主减

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速比有减小的趋势[2]。

1.1 驱动桥结构方案分析

驱动桥分断开式和非断开式两类。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。

断开式驱动桥的结构特点是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。此时，主减速器、差速器和部分车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮经独立悬架与车架或车身作弹性连接，因此可以彼此独立地相对于车架或车身上下摆动。为防止车轮跳动时因轮距变化而使万向传动装置与独立悬架导向装置产生运动干涉，在设计车轮传动装置时应用滑动花键轴或允许轴向适量移动的万向传动装置。

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安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。

断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。

汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野

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汽车或多桥驱动的重型越野汽车[5]。

本设计选择整体式驱动桥，并且带有行星齿轮的轮边减速器。

1.2 设计参数

主减速器传动比io?3.272，发动机给定转速n

p?2325r/min，轮胎的滚动半径

mm ，rr?874mm，发动机最大转矩 Tmax?1766N?M，驱动桥数n?1，轮胎的直径d?1800最高车速vamax?80km/h，发动机的最大功率Pemax?680kw，汽车日常行驶的牵引力Fr?30600N，额定载重量m1=42T，总重m2=72T, 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的负荷G2=47700N，后轮轮距B=2638mm，驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离

s=1335mm。

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2 主减速器设计

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。

2.1 主减速器结构方案分析

主减速器可根据齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承不同分类。

2.1.1 主减速器的齿轮类型

按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。

弧齿锥齿轮传（如图2-1）的特点是主、从动齿轮的轴线垂直相交于一点。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，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续儿平稳地转向另一端，所以工作平稳，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。

为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。

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图2-1弧形锥齿轮传动

Fig.2-1transmission of the arc bevel gear

双曲面齿轮传动的特点是主、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以距离E，称为偏移距。此偏移距使主动齿轮的轮旋角?1大于从动齿轮的螺旋角?1，并将?1与?2之差称为偏移角?。

与弧齿锥齿轮传动相比较，双曲面齿轮传动具有以下优点：有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命[2]。 1)圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动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。 2)蜗杆传动

与其他齿轮传动形式传动相比蜗杆传动具有以下优点：轮廓尺寸及质量小，并可获得较大的传动比（通常i0=8 ~14）；工作非常平稳，无噪声；便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动布置；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。其主要缺点是涡轮齿圈要求使用昂贵的有色金属（青铜）制造，材料成本高；此外，传动效率较低。

蜗杆传动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机的客车上。

2.1.2 主减速器的减速形式

为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。

按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速

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器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。

查阅文献，本设计为矿山用车驱动桥系统设计及轮边减速器设计。因此，本设计主减速器采用单级主减速器并带有轮边减速器的驱动桥。其传动比i0=3.272。

2.2 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。

2.2.1 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(如图2-2)和跨置式支承两种(图2-3)。由资料、文献得，本设计采用跨置式支承结构。跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可以增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的 承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间距离较小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，使主 减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导

图2-2 主动锥齿轮悬臂式支承

Fig.2-2 The bevel gear bearing cantilever's way

向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内、外圈可以分离或根本不带内圈，它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。

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图2-3主动锥齿轮跨置式

Fig.2-3 The bevel gear bearing Cross-Purchase's way

齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。

2.2.2 从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-4示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。

图2-4 从动锥齿轮支撑形式 Fig.2-4 Driven bevel gear support form

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2.3 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。

2.3.1 主减速器锥齿轮的设计计算及主要参数选择

1)主减速齿轮计算载荷的确定

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、Tj?）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

Tje?Temax?iTL?K0??T/n?1766?2.46?3.727?0.9/1?14572N?MTj?? (2-1)

G2???rr47700?9.8?1?0.874??75659N?M?LB?iLB0.9?6 (2-2)

2)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：

Tcf?Ft?rr30600?0.874??4953N?MiLB??m?n6?0.9?1 (2-3)

当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc应取前面两种的较小值Tc=min（Tje、Tj?）；当计算锥齿轮疲劳寿命时Tc取Tcf。

3)主动锥齿轮的计算转矩[1][2]为

Tz?Tci0?G?4953?139N9?M3.727?0.95 (2-4)

式中：

iTL—有发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低的传动比。iTL=2.46;

K0—超载系数，对于一般载货汽车、矿用车和越野车以及液力传动的各类汽车取，

K0=1。

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?T—上述传动部分的效率，取?T=0.9；

G2— 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷。G2=46746N；

?LB、iLB —分别为有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

LB比，??LB=0.9、i=6；

GG—主减速锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿锥齿轮副，?取95%,对于双曲

面

齿轮副，当i0>6时，?G取85%,当i0<6时，?G取90%。此处?G=95%。 其余参数以上已确定。 4)锥齿轮主要参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从东锥齿轮数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2端面模数ms、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、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： a)为了磨合均匀， z1、z2 之间应避免公约数。

b)为了得到理想的吃面重合度和高的轮齿弯曲度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。 c)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。

d)主传动比i0较大时，i0尽量取得小些，以便得到满意的离地间隙。 e)对于不同的主传动比，z1和z2应该适宜的搭配。

查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为3，初定主动齿轮齿数z1=13，从动齿轮齿数z2=45。

(2)主、从动锥齿轮齿形参数计算

D2可根据经验公式初选， 从动锥齿轮大端分度圆直径，即

D2?Kd23Tc (2-5)

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Kd2—直径系数，一般为13.0 ～15.3；

Tc— 从动锥齿轮的计算转矩（N?M），Tc=min（Tje、Tj?）；

代入（2-5） D2??13~16?314572?317~390mm 初选D2=380mm。 则齿轮的模数为

ms?D2/z2?380/45?8.44mm (2-6) 取

ms?8mm2

所以选从动锥齿轮大端分度圆为 D根据 校核

ms?8mm=360mm。

(2-7)

ms?Km3Tc选取的是否合适，其中Km=(0.3～0.4)

此时 ms=7.327～9.77mm ，所以满足校核。 (3)中点螺旋角β

螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的双曲面齿轮副的中心点螺旋角是不相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。乘用车选用较大的β值以保证较大的?F,使运转平稳，噪声低；商用车选用较小的β值以保证较大的?F，使运转平稳，噪音低。取?=35°。 (4)法向压力角?

法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。也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。为使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，?一般选用2030。 (5) 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，这样可以使主、从动齿轮有分

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离趋势，防止轮齿卡死而损坏[6][8]。

按照文献中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。(单位：mm)

表3-1主、从动锥齿轮参数

Tab.3-1The parameters of driving and driven bevel gear

参 数

分度圆直径 齿顶高

符 号 D=mz

**ha?ha?m

主动锥齿轮 从动锥齿轮

104 8

360 8 10 366 354

0''' 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿根角

hf?1.25m 10 122 84.79

dan?dn?2hacos?ndfn?dn?2hfcos?n?f?arctanhfR

3316

16636

0''' 分锥角

?z1??n?arctan??z???2?

735354

0''' 顶锥角 根锥角 锥距

?an??n??f?fn??n??f

19224 131037

0'''0''' 764955 705725

0'''0'''2mz12?z2R?2

187.36 12.56 75

12.56 70

分度圆齿厚 齿宽 螺旋方向 螺旋方向

s??m/2

B=0.155d2

主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，两齿轮轴向力有相互斥离趋势 向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，从动齿轮为逆时针

2.4 主减速器锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：

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1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 2)齿轮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、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

4)选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，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与差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[23]。

渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，这样即使润滑条件较差，也能是防止齿轮面擦伤、咬死和胶合。

2.5 主减速器锥齿轮的强度计算

2.5.1 单位齿长圆周力

按发动机最大转矩计算时

2?Temax?i0?1032?1766?2.46?103p???990N/mmd?F13?9?7511 (2-8) 式中：

ig—变速器传动比，常取一挡传动比，ig=2.46；

D1—主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D1=117mm； F1— 从动齿轮的齿面宽，mm； 其它符号同前。

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按驱动轮打滑的转矩计算

2G2???rr?1032?47700?9.8?0.85?0.874?103p???1369N/mmd?F70?360?3.727?6?0.922 按照文献[2]，P≤[P]=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。

2.5.2 齿轮弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：

?w?式中：

σw—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；

2Tk0kskm×103 (2-9)

kvmsFDJwT—齿轮的计算转矩，Nm； k0—过载系数，一般取1；

ks—尺寸系数，ms>1.6mm,则Ks??ms/25.4?0.25?0.779；

km—齿面载荷分配系数，跨置式结构，km=1； kv—质量系数，取1；

F—所计算的齿轮齿面宽；F1=75mm,F2=70mm； D—所讨论齿轮大端分度圆直径；D=360mm； Jw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.345； 对于从动齿轮：Tc=min（Tje、Tj?）=14572N?m和TTc=Tz=3519N?m

cf=4953N?m，对于主动齿轮，

将各参数代入式（2-9），有：

主动锥齿轮， 从动锥齿轮，

?w1??w2?2?1457?2?10.7?7931.1?10?35M9Pa1?8?70?36?00.345 2?495?3?10.7?791.31?10?12M2Pa1?8?70?36?00.345

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王顺昊：矿用车驱动系统设计及轮边减速器系统设计

?w?2?1399?0.779?1.1?103?98MPa1?8?117?75?0.345

按照文献[1], 主从动锥齿轮按min（Tje、Tj?）满足σw≤[σw]=700MPa，按Tcf计

算σw≤[σw]=210MPa轮齿弯曲强度满足要求。

2.5.3 轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： ?cp2Tzk0kskmj?Dk×kf103 1vbJj式中：

?j—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；

D1— 主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=117mm； b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=70mm kf—齿面品质系数，取1.0； c1/2p—综合弹性系数，取232.6N/mm；

ks—尺寸系数，取0.779；

Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.24； Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1399N.m； k0、km、kv选择同上。

Tz=min（Tje、Tj?）=14572N?m和Tz=Tcf=4953N?m，对于主动齿轮，Tc=Tz=1399N?m

将各参数代入式 （2-10），有：

?232.62?14572?1?0.779?1?1

j1?1171?70?0.24?103?2775MPa ?232.62?4953?1?0.779?1?1j2??103?134M7Pa

1171?70?0.24

(2-10)

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按照文献，按min（Tje、Tj?）计算的最大接触应力不应超过?按Tcfj≤[?j]=2800MPa，

计算的疲劳接触应力不应超过 ?j≤[?j]=1750MPa 轮齿接触强度满足要求。

2.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算

2.6.1 锥齿轮齿面上的作用力

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以及垂直于齿轮轴线的径向力。

1)齿宽中点处的圆周力F

F? 式中：

T—作用在从动齿轮上的转矩；

2TDm (2-11)

Dm—该齿轮齿面宽中点的分度圆直径；

T?Temax3f?1??f?f?f?????fg1?ig1?T1??fg2?ig2?T2??fg3?ig3?T3??fg4?ig4?T4?100?100?100?100??????100?3333???1376N?m??

式中：Temax—发动机最大转矩，在此取830N·m； f i fi1，fi2...fgRiR—变速器在各挡的使用率，可参考表2-2选取；

g1，ig2...iT2－变速器各挡的传动比；

TRT1，f...f－变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-2选取。

表2-2 fi及fT的参考值

Tab.2-2 The reference value of the fiandfT

fifT

档位 变速器

车型

I 挡

轿车 III挡

T公共汽车

IV挡带

载货汽车

IV挡带超速挡

V挡

IV挡 K<80 K>80

T IV挡 超速挡 IV挡

1 1 0.8 2 1 1 0.5 0.5

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王顺昊：矿用车驱动系统设计及轮边减速器系统设计

fi

II 挡 III挡 IV 挡 V 挡 超速档

I 挡 II 挡 III 挡 IV 挡 V 挡 超速档

注：表中K

T=

9 90 60 60 70

4 20 75 70 65 60 60

2.5 16 80.7 65 60 50 50

6 27 65 70 70 60 60

4 15 50 － 70 70 60 60 － 75

3 11 85 50 60 70 60

3.5 7 59 － 30 50 60 70 70 － 70

2 5 15 77.5

50 60 70 70 60

fT

Temax，其中T0.1Gaemax－发动机最大转矩，

N?M，Ga－汽车总重力，KN。

由式文献得[1]Dm1、Dm2，即

Dm2?D2-b2si?n （2-12） m2?298 m Dm1?Dm2式中：

D2—从动齿轮大端分度圆直径；D2=360mm；

b2—从动齿轮齿面宽，b2=70mm；

z1cos?2?86mm (2-13)

z2cos?1?2—从动齿轮节锥角，?2?arctan(45/13)?73.890； ?1、?2—双曲面主、从动齿轮的螺旋角。 将各参数代入式(2-11)，有：

F1=32015N

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。 2)锥齿轮的轴向力Faz和径向力FRz（主动锥齿轮）

作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力FRz分别为

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Faz?Ftaαnsinγ+Ftaβncoγs=27184Ncoβs (2-14) Ftaαncoγs-Ftaβnsinγ=3840Ncoβs (2-15)

FRz?从动锥齿轮齿面上的轴向力Fac和径向力FRc分别为

Fac?F(tan?sin??sin?cos?)?9197Ncos? (2-16) F(tan?cos??sin?sin?)?25985Ncos? (2-17)

FRc?2.6.2 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。图2-5为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:

图2-5单级主减速器轴承布置尺寸

Fig.2-5 Single-stage arrangement of the main reducer' bearing size

图2-5中各参数尺寸：

a=152mm，b=97mm，c=55mm，d=224mm，e=172mm，Dm2=298mm。

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由主动锥齿轮齿面受力简图（图2－6所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。

图2－6主动锥齿轮齿面受力简图

Fig.2-6 The force diagram of active bevel gear' tooth surface 轴承A、B：径向

Fr?1a(Fc)2?(FRzc?0.5FazDm1)?2532.3N 轴向力 ： Fa?Faz?27184N

轴承E：径向力

F1

r?a(Fb)?(FRzb?0.5F2azDm1)?9914N 轴承E为圆柱滚子轴承，所以 Fa?0N

轴承C：径向力

Fr?1a(Fc)2?(FRcc?0.5FacDm2)?24572N 轴向力： Fa= Faz 轴承D：径向力

F1r?a(Fe)2?(FRce?0.5FacDm2)?2249N 轴向力 Fa= 0 N (2-18)

(2-19)

(2-20) (2-21)

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2.6.3 锥齿轮轴承型号的确定

轴承A

计算当量动载荷P

Fa27184=?10.7 Fr2532.3 (2-22)

查阅文献 ,取轴承A、B锥齿轮圆锥滚子轴承30212.查表为e=0.4，Cr=97.8KN，故

Fa?e，由此得X=0.4,Y=1.5。另外查得载荷系数fp=1.2。 FrP?fp(XFN (2-23) r?YFa)?41475验算30212圆锥滚子轴承的寿命

16667?ftCr?Lh??? (2-24)

n1?Pr?对于驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转矩为n1、n2为

n2?2.66vamax?91r/minrr (2-25)

ε 式中：

n1?n2?i0?340r/min (2-26)

rr—轮胎的滚动半径，m；

vamax—汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35km/h，在此

ftvamax=30km/h；

—温度系数，1.0； —载荷系数 ，1.2；

fp ?—寿命指数，此处滚子轴承，取10/3。 将各参数代入式 (2-24)中，有：

Lh=5016h

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若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命,即

L'h?100000?3333h30 (2-27)

因为Lh>L'h,故轴承符合使用要求。 轴承E

对于轴承E，只承受径向载荷选用圆柱滚子轴承NU2206,此轴承的额定动载荷

Cr=70KN，e=1。

由于 有文献得 X=1, Y=0。代入式 (2-23)，得

Fa?e Fr P?fp(XF N6r?YFa)?1834 由式(2-24)得，轴承寿命为

16667?ftCr?Lh????6896hn1?Pr?

ε 由此轴承E满足要求。

轴承C 、D均采用圆锥滚子轴承30220，由文献得额定动载荷Cr?240KN,e=0.42。 对于轴承C，轴向力Fa=9197N,径向力Fa=24572N,且 所以 P=Fr=24572N 代入式(2-24)得

16667?ftCr?Lh????40704hn2?Pr?

εFa?0.374?e Fr 轴承D,Fa=0，由此可得轴承D也满足要求。

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3 差速器设计

汽车在行使过程中，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。例如，转弯时内外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、轮胎摩擦程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左右车轮因滚动半径不同而使左右车轮行程不等。如果驱动桥的左右车轮刚性连接，则行驶是不可避免地会产生驱动轮在路面上滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，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度，满足了汽车行驶运动学的要求；在多桥驱动汽车上还装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥产生功率循环及由此引起的附加载荷，式传动系零件损坏、轮胎磨损和增加燃料消耗。

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。

3.1 差速器的工作原理

图4-1 差速器差速原理 fig.4-1 Differential differential principle

如图4-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为?0；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为?1和?2。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线

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王顺昊：矿用车驱动系统设计及轮边减速器系统设计

的距离均为r。

当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4-1），其值为?0r。于是?1=?2=?0，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。

当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度?4自转时（图4－1），啮合点A的圆 速度为?1r=?0r+?4r，啮合点B的圆周速度为?2r=?0r-?4r。 于是由

?1r+?2r=（?0r+?4r）+(?0r-?4r)

得 ?1+ ?2=2?0 (3-1) 若角速度以每分钟转数n表示，则

n1?n2?2n0 (3-2) 式（3-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。

由式（3-2）还可以得知：①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动[3]。

3.2 差速器结构形式选择

汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为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。

普通齿轮式差速器由于结构简单、工作稳平稳可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥中。

摩擦片式差速器的锁紧系数k可达0.6，转矩比kb可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高汽车的通过性 。

强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。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是内外接合器啮合，此后差速器壳与半轴

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辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

锁紧在一起，可充分利用地面附着系数，是牵引力可能达到最大值。 查阅文献本设计差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。

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个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，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、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。

3.3 普通锥齿轮式差速器齿轮设计

1) 行星齿轮数n

根据文献，矿用车差速器的行星齿轮数n=4。 2) 行星齿轮球面半径Rb

行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力，可根据经 验公式来确定

Rb=Kb式中：

Kb—行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5～3.0，对于四个行星齿轮的矿用车取最大值， Kb =3.0；

Td—差速器计算转矩，Td=min（Tje、Tj?）=14572N?m； 将各参数代入式（3-3），有：

Rb=73mm

3)行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2

为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。半轴齿轮齿数z2在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比被行星齿轮齿数整除。

3Td (3-3)

z2在1.5～2.0的范围内，且半轴齿轮齿数和必须能z1 25

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表4-1太阳轮、行星齿轮与齿圈的参数（单位：mm）

Tab.4-1 Parameters of the sun wheel, planet gear and ring gear

参 数 符 号 太阳轮 行星齿轮 齿圈 齿数 z 20 40 100 分度圆直径 d 100 200 500 齿顶圆直径 da 110 210 490 齿根圆直径 df 87.5 187.5 512.5 齿宽 b

85

80

75

压力角 200 齿顶高 ha?h?am

5 5 5 齿根高 h???f?ha?c?m 6.25

6.25 6.25 齿全高

h?ha?hf

11.25

11.25

11.25

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5 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，其功用是接受从差速器传来的转矩并将其传动给驱动轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车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。

5.1 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。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5～70MPa。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[1][2]。

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5.2 半轴的设计与计算

半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：

1）纵向力X2最大时(X2?Z2??)，附着系数?取0.8，没有侧向力作用；

2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2??1中，侧滑时轮胎与地面侧向 附着系数?1，在计算中取1.0，没有纵向力作用；

kd 3）垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，

是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。

由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即:

2 Z2?=X2+Y22 (5-1)

故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。

5.2.1 全浮式半轴的设计计算

本课题采用带有轮边减速器的全浮式半轴，其详细的计算校核如下：

1)全浮式半轴计算载荷的确定

全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行：

T?X2L?rr?X2R?rr (5-2)

式中：

X2L、X2R—左右车轮的纵向力；

rr—车轮的滚动半径。 纵向力按最大附着力计算，得 X2L?X2Rm'G2???243009N (5-3)

2 ?—轮胎与地面的的附着系数，取?=0.8。

对于驱动车轮来说，当发动机最大转矩Temax及传动系最低档传动比iTL计算所得的纵向力小于按最大的附着力所决定的纵向力时，则应按下式计算，即

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X2L或X2R??TemaxiTL?T/rr?10004N<243009N (5-4) 所以 X2L?X2R?10004N 上述参数已在上书说明。

所以，代人 (5-2)式 T=8743.4N.M 在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行：

d?3T?1030.196?[?]?(2.05~2.18)?3T 式中：d—半轴杆部直径，mm；

T—半轴的计算转矩，N?M；

[?]—半轴扭转许用应力，MPa。

根据式 (5-5)，得

42.23mm≤d≤43.73mm 取 d=43mm 给定一个安全系数 k=1.3～1.5

所以 d=k×d=60mm 三种半轴的扭转应力由下式计算：

??16?T??d3?103 式中：

?—半轴的扭转应力，MPa；

T—半轴的计算转矩，T=8743.4Nm； d—半轴杆部直径，d=60mm。 将数据代入式 (4-6)，得

??560MPa

半轴花键的剪切应力为

?T?103b?z?L?j?(D p?bB?dA)/4 半轴花键的挤压应力为

?T?103 c?z?Ld p???[(DB?A)/4]?(DB?dA)/2(5-5)

(5-6) (5 -7)

(5-8)

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式中：T—半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；

DB—半轴花键(轴)外径，DB=68mm； dA—相配的花键孔内径，dA=62mm； z—花键齿数，z=18；

Lp—花键工作长度，Lp=55mm； B—花键齿宽，B=9mm；

?—载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据代入式（5-7）、（5-8）得：

M7Pa ?s?41.8 M2Pa ?c?150.7

半轴的最大扭转角为

??Tl1803??10 (5-9) GJ? 式中：T—半轴承受的最大转矩，T=8743.4N?M； l—半轴长度，l=1655mm；

G—材料的剪切弹性模量，MPa，取G=80GPa； J—半轴横截面的极惯性矩，J? 将数据代入式（5-9）得：

??7.5401/m

半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在1.3～1.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[?]＝490～588MPa。

对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。

当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8°/m。

?32d4，mm。

5.3 半轴的结构设计及材料与热处理

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为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。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以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。

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HB388～444(突缘部分可降至HB248)。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HRC52～63，硬化层深约为其半径的1／3，心部硬度可定为HRC30～35；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248～277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，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。

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辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

6 驱动桥壳设计

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力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。

驱动桥应满足如下的设计要求：应有足够强度和刚度，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前提下，尽量减小质量以提高行驶平顺性；保证足够的离地间隙；结构工艺性好，成本高；保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入。

6.1 桥壳的结构型式

桥壳的结构型式大致分为可分式桥壳和整体式桥壳。 1)可分式桥壳

可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。 2)整体式桥壳

整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。

整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。

6.2 桥壳的受力分析及强度计算

我国通常推荐：计算时将桥壳复杂的受力状况简化成三种典型的计算工况（与前述半轴强度计算三种载荷工况相同）。只要这三种载荷情况下桥壳的强度得到保证，就认为该桥壳在汽车各种行驶条件下是可靠的。

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在进行上述三种载荷工况下桥壳的受力分析前，先分析一下汽车在满载静止于水平路段时桥壳的最简单的受力情况。

6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算

计算简图如6-1所示。桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受簧上载荷，而沿两侧轮胎中心线，地面给轮胎以反力G2/2(双轮胎时则沿双轮胎之中线)，桥壳则承受此力与轮胎重力g2w之差值，即（

G2?gw）

。

图6-1 桥壳静弯曲应力计算简图

Fig.6-1Static bending stress calculation diagram of the drive box

因此桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为： M?(G2B?s2?gw)2 式中：G2—汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，N； gw—车轮（包括轮毂、制动器等）的重力，7840N； B—驱动车轮轮距，2638mm；

s—驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，1335mm。

将上述参数代入（6-1），得 M=60651N?M

桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近，静弯曲应力?wj（MPa）则为 ?Mwj?103W v式中：

(6-1) (6-2) 38

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d4??1?4? Wv—危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数,?。 32?D???D3? 具体见下：

弹簧座处截面图如图6-2所示，其中B=170mm，H=180mm，?=25mm，?1=30mm.

图6-2 钢板弹簧座附近桥壳的截面图

Fig.6-2 The sections of Leaf spring seat shell near the bridge

垂向弯曲截面系数:

Wv?11?17?01830?12?0123?0?7260030m m (6-3) ?BH3?bh3??6?1806H11?18?01730?12?0123?0?6637036m m (6-4) ?HB3?hb3??6?1706B 水平弯曲截面系数:

Wh? 扭转截面系数:

Wt?2?1(B??)(H??1)?1305000mm3 6-5) 垂向弯曲截面系数, 水平弯曲截面系数, 扭转截面系数的计算参考《材料力学》[9]。驱动桥的制造工艺及桥壳的结构决定着桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面的形状，从桥壳的使用强度来看，矩形管状（高度方向为长边）的比圆形管状的要好。所以在此采用矩形管状。

根据式 (6-2)的静弯曲应力，得 ?wj?60651?103?83MP a7260006.2.2 在不平路面上冲击载荷作用下桥壳的强度计算

当汽车高速行驶于不平路面上时，桥壳除了承受在静载状态下的那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。这时桥壳在动载荷下的弯曲应力为

?wd?kd?wj (6-6)

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kd—动载荷系数，对载货汽车取2.5。

代入(6-6)式 ?wd?207.5MPa

6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算

这是不考虑侧向力。此时作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外，尚有切向反力。地面对左右驱动轮的最大切向反力共为

Pmax?TemaxiTL?T/rr (6-7) 式中参数上述已给定，代入式(6-7)，得 Pmax?16673N

后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv?N?M?为

?G?B?s Mv??2m2?gw? (6-8)

?2?2 式中：G2、gw、B、s—已说明；

m2—汽车加速行驶时的质量转移系数，对轿车后驱动桥取1.2～1.4；对载货汽车 后驱动桥取1.1～1.3，取m2=1.1。 代入式(6-8)，得 Mv?66927N?M

由于驱动车轮的最大切向力Pmax桥壳也承受水平方向的弯矩，对于装用普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，在两簧座之间桥壳所受的水平方向的弯矩Mh为 Mh?将各参数代入式(6-9)，得

.4N?M Mh?2238PmaxB?s (6-9) ?22 桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩。这时在两板簧座间桥壳承受的转矩T为

T?TemaxiTL?T?7286N?M (6-10) 2当桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面为矩形断面时，在钢板弹簧座附近的危险断面处的弯曲应力?w和扭转应力?分别为

40

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