轻型载货汽车驱动桥设计
课程设计(论文)题 目YZK1026CAE轻型载货车驱动桥设计学院名称经济技术学院指导教师黎卿职称 教授 班 级 车辆工程〔2〕 学 号〔08558033，08558034〕学生〔储著忠，升鹏〕2011年1月6日目录一、 课程设计题目分析二、 主减速器设计(一) 减速器的构造形式(二) 主速器的根本参数选择与设计计算(三) 主减速器锥齿轮的主要参数的选择(四) 主减速器锥齿轮的材料(五) 主减速器双曲面齿轮强度的计算(六) 主减速器轴承计算及选择三、 差速器的设计（一） 差速器的构造形式的选择（二） 差速器参数确实定（三） 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸的计算（四） 差速器直齿锥齿轮的强度计算四、 半轴的设计（一） 半轴型式（二） 半轴参数设计计算（三） 半轴花键的强度计算（四） 半轴其他主要参数的选择（五） 半轴的机构设计及材料与热处理五、 桥壳及桥壳附件的设计（一） 驱动桥壳构造方案的选择（二） 驱动桥壳强度计算（三） 材料的选择参考文献[1] 惟信.汽车设计[M].:清华大学,2001.[2] 家瑞. 汽车构造[M]. ：机械工业，2003.[3] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]：设计篇.：人民交通，2001.[4] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]：根底篇.：人民交通，2001.[5] 余志生. 汽车理论[M]. ：机械工业, 1990.[6] 朝会，王丰元，马浩.基于有限元方法的载货汽车驱动桥壳分析[J].农业装备与车辆工程.2006，〔10〕：19-21[7] 胡迪青，易建军，胡于进，成刚.基于模块化的越野汽车驱动桥设计及性能综合评价[J].机械设计与制造工程，2000，〔3〕：8-11.[8] 唐善政.汽车驱动桥噪声的试验研究与控制[J].汽车科技，2000，〔3〕：14-24[9] 石琴，，钱锋，温千红．汽车驱动桥壳模态分析[J].汽车，1999，(4):1-3，8.[10] 林军，周晓军，子辰，庆春.汽车驱动桥总成在线自动检测系统[J].机械与电子，2000，〔4〕：20-21.[11] 王聪兴,茂林. 现代设计方法在驱动桥设计中的应用[J].公路与汽运，2004，(4):6-8.[12] 锁望，愈琪，钰.矿用自卸驱动桥壳构造分析与改良设计[J].专用汽车，2005，〔1〕：21-23.[13] 王铁，国忠，周淑文.路面不平度影响下的汽车驱动桥动载荷[J].东北大学学报,2003,(1):50-53.[14] 常曙光.重载汽车驱动桥齿轮用钢的成分设计[J].现代零部件，2006，〔1〕：90-95.[15] 徐灦. 机械设计手册[M]. ：机械工业，1991.正文课程设计题目的分析本次课程设计题目为轻型载货汽车驱动桥，车型为YZK1026CAE具体参数下：整车型号：YZK1026CAE发动机型号：CA4G22E最大功率/转速：76kw/4800r/min最大扭矩〔N·m/r/min〕：175 N·m/2800-3200 r/min汽车整车整备质量：1500kg主传动比：4.55变速器一档速比：4.452轮胎：215/75R15 235/75R15驱动形式：后轮驱动〔4*2〕外形尺寸：长*宽*高mm〔5190*1700*1655〕货箱部尺寸：长*宽*高mm〔1500*1470*440〕轮距(前/后)mm：1430/1426轴距mm：3025最小离地间隙：185mm最小转弯半径直径：≦16m乘坐人数：5人装载质量：500kg整车整备质量：1500kg空载前轴790kg后轴710kg满载前轴900kg后轴1425kg轴荷分配：最高车速：140km/h最大爬坡高度：≧30%限工况百公里油耗：8.3L最低稳定车速〔直接挡〕 ≤25km/h设计之前，阅读?汽车设计?、?机械设计?、?机械设计课程设计?、?汽车工程手册?等书设计要求： 驱动桥处于动力传动系的末端，其根本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配到左右驱动轮，另外还承受路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。
驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳设计驱动桥时应满足以下根本要求：1) 选取适当的主减速器，以保证汽车在给定的条件下有最正确动力性和燃油经济性2) 满足离地间隙的要求3) 齿轮工作噪声小，传动平稳4) 在各种载荷和工况下有较高的传动效率5) 具有足够的刚度和强度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩，尽可能的降低簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性6) 与悬架的导向机构运动协调7) 构造简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便本课题要求设计的是扬子轻型载货汽车的驱动桥,所以参照国轻型货车的设计，选用非断开式驱动桥，这样本钱低，制造加工简单，便于维修主减速器设计（一） 减速器的构造形式 总体来说车用主减速器开展趋势和特点是向着承载能力高、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、低噪声、低本钱、标准化、多样化发3.3.1 主减速比确实定在给定发动机最大功率Pemax及转速时，所选择应能尽可能保证汽车有最高车速Vamax，这时可以根据以下经典公式确定式中， 汽车主减速器的主减速比 车轮滚动半径mNp 为最大功率转速〔r/min〕Vamax 纯发动机驱动要求汽车到达的最高车速km/hIgh 汽车变速器的最高挡传动比代人公式即可得 ≈4.55数据是查找预定车型的根本参数，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3.2.2主减速器齿轮计算载荷确实定 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下用于主减速器从动齿轮上的转矩Tce，Tce中的较小者，作为载货汽车或者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载荷。
〔1〕.按照发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TceTce==3544.905式中Tce 发动机最大扭矩，本车取175 N·m 一档传动比，本车取4.452 分动器传动比，本车没有分动器故取1 上述传动效率，由于采用了双曲面齿轮，故一般取0.96n 该车驱动桥的数目，该车取1Kd 猛接离合器产生的动载系数，由确定=0时，kd取1，时取kd=2K 为液力变矩系数，这里没有取1(2).按照驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩式中： 为满载状态一个驱动桥上的静载荷〔N〕为汽车最大加速时的后桥负荷转移系数，这里取1.2235/75R15的滚动半径为356mm， 215/75R15的滚动半径为341mm为轮胎与路面的附着系数，这里取0.85为主减速器从动轮到车轮之间的传动比，无轮边减速器，所以此值为1为从动轮到车轮之间的传动效率，无轮边减速器，所以为13.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择a)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；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。
查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.33，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38b〕主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献[3]中的设计计算方法进展设计和计算，结果见表3-1从动锥齿轮分度圆直径dm2=14=303.51mm 取dm2=304mm齿轮端面模数表3-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径d=mz64304齿顶高ha=1.56m-h2;h2=0.27m6.774.42齿根高hf=1.733m-ha4.336.68齿顶圆直径da=d+2hacosδ90376齿根圆直径df=d-2hfcosδ60270齿顶角θa2°41′3°21′齿根角θf=arctan3°21′2°41′分锥角δ=arctan14°76°顶锥角δa15°41′78°21′根锥角δf11°39′74°19′锥距R=132132分度圆齿厚S=3.14mz99齿宽B=0.155d24747c〕中点螺旋角β弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是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°货车选用较小的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪音低。
取β=35°d〕法向压力角α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，也可以使齿轮运转平稳，噪音低对于货车弧齿锥齿轮，α一般选用20°e) 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、从动齿轮有别离趋势，防止轮齿卡死而损坏3.4 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：a） 具有高的弯曲疲劳强度和外表接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性b） 齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，防止在冲击载荷下齿根折断c） 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d） 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。
渗碳合金钢的优点是外表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、外表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，外表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，便会引起外表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、镀锡处理对齿面进展应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命对于滑动速度高的齿轮，可进展渗硫处理以提高耐磨性3.5 主减速器锥齿轮的强度计算3.5.1 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时P= 〔3-4〕 式中： ig—变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.31 ；D1—主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D=64mm其它符号同前；将各参数代入式〔3-4〕，有：P=856 N/mm按照文献[1],P≤[P]=1429 N/mm，锥齿轮的外表耐磨性满足要求。
3.5.2 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = 〔3-5〕式中：—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T—齿轮的计算转矩，Nm；k0—过载系数，一般取1；ks—尺寸系数，0.682；km—齿面载荷分配系数，悬臂式构造，km=1.25；kv—质量系数，取1；b—所计算的齿轮齿面宽；b=47mmD—所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mmJw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03；对于主动锥齿轮， T=1516.4 Nm；从动锥齿轮，T=10190Nm；将各参数代入式〔3-5〕，有： 主动锥齿轮， =478MPa；从动锥齿轮， =466MPa；按照文献[1], 主从动锥齿轮的≤[]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求3.5.3 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：σj= 〔3-6〕式中：σj—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=64mmb—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mmkf—齿面品质系数，取1.0；cp—综合弹性系数，取232N1/2/mm；ks—尺寸系数，取1.0；Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.01；Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1516.4N.mk0、km、kv选择同式〔3-5〕将各参数代入式 〔3-6〕，有：σj=2722MPa按照文献[1]，σj≤[σj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。
3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算3.6.1 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a） 齿宽中点处的圆周力F= (3-7)式中：T—作用在从动齿轮上的转矩；Dm2—从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式〔3-8〕确定，即Dm2=D2-b2sinγ2 (3-8)式中：D2—从动齿轮大端分度圆直径；D2=304mmb2—从动齿轮齿面宽；b2=47mmγ2—从动齿轮节锥角；γ2=76°将各参数代入式(3-8)，有：Dm2=258mm将各参数代入式(3-7)，有：F=3000N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b） 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和径向力分别为 (3-9)Fz= Fz1=将各参数分别代入式(3-9) 与式(3-10)中，有：Faz= 2752N，Frz=142N3.6.2 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3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图3-4单级主减速器轴承布置尺寸图3—4中各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm由主动锥齿轮齿面受力简图〔图3-5所示〕，得出各轴承所受的径向力与轴向力 图3-5主动锥齿轮齿面受力简图轴承A：径向力Fr= 〔3-11〕 轴向力Fa= Faz 〔3-12〕将各参数代入式〔3-11〕与〔3-12〕，有：Fr=3997N，Fa=2752N轴承B：径向力Fr= 〔3-13〕 轴向力Fa= 0〔3-14〕将各参数代入式〔3-13〕与〔3-14〕，有：Fr=1493N，Fa=0N轴承C：径向力Fr= 〔3-15〕 轴向力Fa= Faz 〔3-16〕将各参数代入式〔3-15〕与〔3-16〕，有：Fr=2283N，Fa=2752N轴承D：径向力Fr= 〔3-17〕 轴向力Fa= 0〔3-18〕将各参数代入式〔3-17〕与〔3-18〕，有：Fr=1745N，Fa=0N轴承E：径向力Fr= 〔3-19〕 轴向力Fa= 0〔3-20〕将各参数代入式〔3-19〕与〔3-20〕，有：Fr=1245N，Fa=0N3.6.3 锥齿轮轴承型号确实定轴承A计算当量动载荷P=0.69查阅文献[2]，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。
另外查得载荷系数fp=1.2P=fp〔XFr+YFa〕 〔3-21〕将各参数代入式〔3-21〕中，有：P=7533N轴承应有的根本额定动负荷C′rCr= 〔3-22〕式中：ft—温度系数，查文献[4]，得ft=1；ε—滚子轴承的寿命系数，查文献[4]，得ε=10/3；n—轴承转速，r/min；L′h—轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式〔3-22〕中，有；C′r=24061N初选轴承型号查文献[3]，初步选择Cr =24330N> C′r的圆锥滚子轴承7206E验算7206E圆锥滚子轴承的寿命Lh = 〔3-23〕将各参数代入式〔3-21〕中，有： Lh =4151h<5000h所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，应选7207E轴承,经检验能满足轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间所滚过的路程往往不等转弯时、外两侧车轮行程显然不同，外侧车轮滚过的距离大于侧的车轮；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、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。
如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，那么行驶时不可防止地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转这不仅会加剧轮胎的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速度，满足了汽车行驶运动学要求差速器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差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理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，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等，其值为于是==，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以角速度自转时，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-于是+=〔+〕+(-)即+ =2〔1-1〕假设角速度以每分钟转数表示，那么〔1-2〕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，它说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。
有式〔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〕，假设一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，那么另一侧半轴齿轮即以一样的转速反向转动对称式圆锥行星齿轮差速器的构造普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成由于其具有构造简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上对称式圆锥行星齿轮差速器的设计差速器齿轮的根本参数的选择1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用4个行星齿轮 2.行星齿轮球面半径确实定 圆锥行星齿轮差速器的构造尺寸，通常取决于行星齿轮的反面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上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历公式确定： mm (1-3)式中：——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.6； T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，14700.7 .根据上式=63.7mm 所以预选其节锥距A=63.7mm3.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得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。
但一般不少于10半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.5～2.0的围差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，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地分布于半轴齿轮的轴线周围，否那么，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：〔1-4〕式中：，——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，=——行星齿轮数目；——任意整数在此=10，=18 满足以上要求4.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与半轴齿轮的节锥角，==29.05° =90°-=60.95°再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m===由于强度的要求在此取m=8mm得 5.压力角α目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8最小齿数可减少到10，并且在小齿轮〔行星齿轮〕齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，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小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。
在此选22.5°的压力角6. 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸一样，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： 〔1-5〕式中：——差速器传递的转矩，N·m；在此取14700.7 ——行星齿轮的数目；在此为4——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，，≈0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d≈0.8；——支承面的许用挤压应力，在此取69 根据上式=0.5×99.2=49.63134差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受构造限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动因此对于差速器齿轮主要应进展弯曲强度校核轮齿弯曲强度为 MPa (1-6)式中：——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式在此为2205.10 N·m；——差速器的行星齿轮数；——半轴齿轮齿数；、、——见式〔2-8〕下的说明；——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数根据上式783.6 MPa〈 980 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。
材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo5 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孔中的轴承上，而端部那么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，但它具有构造简单、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浮式半轴的构造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，而半轴那么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浮式半轴还得承受局部弯矩，后者的比例大小依轴承的构造型式及其支承刚度、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，很少采用球轴承的构造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缺乏等原因，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构造较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造本钱较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种构造但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上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：a〕纵向力X2最大时(X2＝Z2)附着系数取0.8，没有侧向力作用；b〕侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；c〕垂向力Z2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，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: 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凸缘的全浮式半轴，其详细的计算校核如下： a)全浮式半轴计算载荷确实定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进展：T=ξTemaxig1i0 〔5-1〕式中：ξ——差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取＝0.6； ig1——变速器1挡传动比； i0——主减速比Temax＝430Nm；ig1＝7.48；i0＝6.33 ；=0.6计算结果： T=0.6×430×7.48×6.33 =12215N.m 在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进展： 〔5-2〕式中d——半轴杆部直径，mm；T——半轴的计算转矩，Nrn；[]——半轴扭转许用应力，MPa。
根据上式带入T＝12215 Nm，得：32.50mm≤d≤33.85mm取：d=33mm给定一个平安系数 k=1.5d=k×d =1.5×33 =50mm全浮式半轴支承转矩，其计算转矩为： 〔5-3〕三种半轴的扭转应力由下式计算： 〔5-4〕式中——半轴的扭转应力，MPa；T—一半轴的计算转矩，T=12215Nm；d——半轴杆部直径，d=50mm 将数据带入式〔5-3〕、〔5-4〕得：=528MPa半轴花键的剪切应力为 〔5-5〕半轴花键的挤压应力为 〔5-6〕式中T——半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；DB——半轴花键(轴)外径，DB=54mm；dA——相配的花键孔径，dA=50mm；z——花键齿数；Lp——花键工作长度，Lp=70mm；B——花键齿宽，B=9mm；——载荷分布的不均匀系数，取0.75 将数据带入式〔5-5〕、〔5-6〕得：=68Mpa=169MPa半轴的最大扭转角为 〔5-7〕式中T——半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；l——半轴长度，l=900mm；G——材料的剪切弹性模量，MPa；J——半轴横截面的极惯性矩， mm4。
将数据带入式〔5-7〕得： = 8° 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，其扭转屈服极限到达784MPa左右在保证平安系数在1.3～1.6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，应该取较大的平安系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车那么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 5.3 半轴的构造设计及材料与热处理为了使半轴的花键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，因此在构造设计上应尽量增大各过渡局部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构造，且取一样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(突缘局部可降至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外表淬硬达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围由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴外表形成大的剩余压应力，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。
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．桥壳还应构造简单、制造方便以利于降低本钱其构造还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便在选择桥壳的构造型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供给等6.1 桥壳的构造型式桥壳的构造型式大致分为可分式a〕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局部，每一局部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拟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b〕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，其强度及刚度都比拟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，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的三种载荷工况一样〕当牵引力或制动力最大时，桥壳钢板弹簧座处危险端面的弯曲应力和扭转应力为： (6-1) (6-2)式中——地面对车轮垂直反力在桥壳板簧座处危险端面引起的垂直平面的弯矩，；——桥壳板簧座到车轮面的距离；——牵引力或制动力〔一侧车轮上的〕在水平平面引起的弯矩，；——牵引或制动时，上述危险断面所受的转矩，；、——分别为桥壳危险断面垂直平面和水平面弯曲的抗弯截面系数；——危险断面的抗扭截面系数将数据带入式〔6-2〕、〔6-3〕得：=400 N/mm2 =250 N/mm2 桥壳许用弯曲应力为300-500N/mm2，许用扭转应力为150-400N/mm2可锻造桥壳取较小值，钢板冲压焊接桥壳取最大值7 结论本课题设计的YZK1026CAE货车驱动桥，采用非断开式驱动桥，由于构造简单、主减速器造价低廉、工作可靠，可以被广泛用在各种中型载货汽车。
设计介绍了后桥驱动的构造形式和工作原理，计算了差速器、主减速器以及半轴的构造尺寸，进展了强度校核，并绘制了有关零件图和装配图本驱动桥设计构造合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易但此设计过程仍有许多缺乏，在设计构造尺寸时，有些设计参数是按照以往经历值得出，这样就带来了一定的误差另外，在一些小的方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位教师同学给予批评指正27 / 27。
