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1、,4.4.4 差速器設計 車輛在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，如轉彎、左右兩輪胎內的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不等等。 如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行駛或直線行駛，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。,,為此，在驅動橋的左、右車輪間都裝有輪間差速器。在多橋驅動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時避免在驅動橋間產生功率循環(huán)及由此引起的附加載荷、傳動系零件損壞、輪胎磨損和燃料消

2、耗等。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。 一、差速器結構形式選擇 (一)對稱錐齒輪式差速器 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它又可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器等。,,1普通錐齒輪式差速器 由于普通錐齒輪式差速器結構簡單、工作平穩(wěn)可靠，所以廣泛應用于一般使用條件的汽車驅動橋中。圖426為其示意圖， 根據運動分析可得 1+ 2=2 0 (422) 當一側半軸不轉時，另一側半軸將以兩倍的差連器殼體角速

3、度旋轉；當差速器殼體不轉時，左右半軸將等速反向旋轉。,圖426 普通錐齒輪式差速器示意圖,,根據力矩平衡可得 T1+T2=T0 (423) T2-T1=Tr 差速器性能常以鎖緊系數k來表征，定義為差速器的內摩擦力矩與差速器殼接受的轉矩之比，由下式確定 k=TrT0 (424) 結合式(4-23)可得 T1=05T0(1-k) (425) T2=05T0(1+k) 定義半軸轉矩比kb=T2T1，則kb與k之間有 kb=(1+k)/(1-k) (426),,普通錐齒輪差速器的鎖緊系數k一般為0.050.15，兩半軸轉矩比kb為1.111.35，這說明左、右半軸的轉矩差別不大，故

4、可以認為分配給兩半軸的轉矩大致相等，這樣的分配比例對于在良好路面上行駛的汽車來說是合適的。但當汽車越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛，一側驅動車輪與地面的附著系數很小時，盡管另一側車輪與地面有良好的附著，其驅動轉矩也不得不隨附著系數小的一側同樣地減小，無法發(fā)揮潛在牽引力，以致汽車停駛。,圖4-27 摩擦片式差速器1-差速器殼 2-摩擦片 3-壓盤 4-V形面 5-行星齒輪軸 6-行星齒輪 7-半軸齒輪,2. 摩擦片式差速器 為了增加差速器的內摩擦力矩，在半軸齒輪7與差速器殼1之間裝上了摩擦片2(圖4-27)。兩根行星齒輪軸5互相垂直，軸的兩端制成V形面4與差速器殼孔上的V形面相配，兩個行星齒輪

5、軸5的V形面是反向安裝的。每個半軸齒輪背面有壓盤3和主、從動摩擦片2，主、從動摩擦片2分別經花鍵與差速器殼1和壓盤3相連。,,,當傳遞轉矩時，差速器殼通過斜面對行星齒輪軸產生沿行星齒輪軸線方向的軸向力，該軸向力推動行星齒輪使壓盤將摩擦片壓緊。當左、右半軸轉速不等時，主、從動摩擦片間產生相對滑轉，從而產生摩擦力矩。此摩擦力矩Tr與差速器所傳遞的轉矩T0成正比?？杀硎緸? (427) 式中，rf為摩擦片平均摩擦半徑；rd為差速器殼v形面中點到半軸齒輪中心線的距離；f為摩擦因數；z為摩擦面數；為V形面的半角。 摩擦片式差速器的鎖緊系數k可達06，kb可達4。這種差速器結構

6、簡單，工作平穩(wěn)，可明顯提高汽車通過性。,,3強制鎖止式差速器 當一個驅動輪處于附著系數較小的路面時，可通過液壓或氣動操縱，嚙合接合器(即差速鎖)將差速器殼與半軸鎖緊在一起，使差速器不起作用，這樣可充分利用地面的附著系數，使牽引力達到可能的最大值。使用中，在汽車進入難行駛路段之前操縱差速鎖鎖止差速器；在駛出難行駛路段剛進入較好路段時，應及時將差速鎖松開，以避免出現(xiàn)因無差速作用帶來的不良后果。 對于裝有強制鎖止式差速器的4x2型汽車，假設一驅動輪行駛在低附著系數min的路面上，另一驅動輪行駛在高附著系數的路面上，這樣裝有普通錐齒輪差速器的汽車所能發(fā)揮的最大牽引力Ft為,,(428) 式中，G2為

7、驅動橋上的負荷。 如果差速器完全鎖住，則汽車所能發(fā)揮的最大牽引力Ft為 (429) 可見，采用差速鎖將普通錐齒輪差速器鎖住，可使汽車的牽引力提高(+ min)/2min倍，從而提高了汽車通過性。 當然，如果左、右車輪都處于低附著系數的路面，雖鎖住差速器，但牽引力仍超過車輪與地面間的附著力，汽車也無法行駛。,,強制鎖止式差速器可充分利用原差速器結構，其結構簡單，操作方便。目前，許多使用范圍比較廣的重型貨車上都裝用差速鎖。,,(二)滑塊凸輪式差速器 圖428為雙排徑向滑塊凸輪式差速器。 差速器的主動件是與差速器殼1連接在一起的套，套上有兩排徑向孔，滑塊2裝于孔中

8、并可作徑向滑動；滑塊兩端分別與差速器的從動元件內凸輪4和外凸輪3接觸。內、外凸輪分別與左、右半軸用花健連接。當差速器傳遞動力時，主動套帶動滑塊并通過滑塊帶動內、外凸輪旋轉，同時允許內、外凸輪轉速不等。理論上凸輪形線應是阿基米德螺線，為加工簡單起見，可用圓弧曲線代替。,,圖4-28 滑塊凸輪式差速器 1-差速器殼 2-滑塊 3-外凸輪 4-內凸輪,,,(三)蝸輪式差速器 蝸輪式差速器(圖429)也是一種高摩擦自鎖差速器。蝸桿2、4同時與行星蝸輪3與半軸蝸輪1、5嚙合，從而組成一行星齒輪系統(tǒng)。這種差速器半軸的轉矩比為 kb=tan(+ )/tan(-) (4-30) 式中， 為蝸桿螺旋角； 為摩

9、擦角。 蝸輪式差速器的半軸轉矩比kb可高達5.679.00，鎖緊系數k達0.70.80但在如此高的內摩擦情況下，差速器磨損快、壽命短。當把kb降到2.653.00，k降到0.450.50時，可提高該差速器的使用壽命。由于這種差速器結構復雜，制造精度要求高，因而限制了它的應用。,,圖4-29 蝸輪式差速器 1、5-半軸蝸輪 2、4-蝸桿 9-行星蝸輪,,,(四)牙嵌式自由輪差速器 牙嵌式自由輪差速器(圖430)是自鎖式差速器的一種。裝有這種差速器的汽車在直線行駛時，主動環(huán)可將由主減速器傳來的轉矩按左、右輪阻力的大小分配給左、右從動環(huán)(即左、右半軸)。當一側車輪懸空或進入泥濘、冰雪等路面時，主

10、動環(huán)的轉矩可全部或大部分分配給另一側車輪。當轉彎行駛時，外側車輪有快轉的趨勢，使外側從動環(huán)與主動環(huán)脫開，即中斷對外輪的轉矩傳遞；內側車輪有慢轉的趨勢，使內側從動環(huán)與主動環(huán)壓得更緊，即主動環(huán)轉矩全部傳給內輪。由于該差速器在轉彎時是內輪單邊傳動，會引起轉向沉重，當拖帶掛車時尤為突出。此外，由于左、右車輪的轉矩時斷時續(xù)，,,車輪傳動裝置受的動載荷較大，單邊傳動也使其受較大的載荷。 牙嵌式自由輪差速器的半軸轉矩比kb是可變的，最大可為無窮大。該差速器工作可靠，使用壽命長，鎖緊性能穩(wěn)定，制造加工也不復雜。 圖430 牙嵌式自由輪差速器,,,二、普通錐齒輪差速器齒輪設計 (一)差速器齒輪主要參數選擇

11、1行星齒輪數n 行星齒輪數n需根據承載情況來選擇。通常情況下，轎車：n=2；貨車或越野車 n=4。 2行星齒輪球面半徑Rb 行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據經驗公式來確定 (431) 式中，Kb為行星齒輪球面半徑系數，Kb=2.53.0，對于有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值，對于有兩個行星齒輪的轎車及四個行星齒輪的越野車和礦用車取大值；Td為差速器計算轉矩(Nm)，Td=minTce，Tcs；Rb為球面半徑(mm)。,,行星齒輪節(jié)錐距A0為 A0=(0.980.99)Rb (432) 3行星齒輪和半軸齒輪齒數z1、z2

12、 為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數z1應取少些，但z1一般不少于10。半軸齒輪齒數z2在1425選用。大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比z2z1在1520的范圍內。 為使兩個或四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪齒數和必須能被行星齒輪數整除，否則差速齒輪不能裝配。,,4行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2，及模數m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2分別為 1=arctan(z1z2) (4-33) 2 =arctan(z2z2) 錐齒輪大端端面模數m為 m=2A0 sin 1 /z1=2A0sin 2 /z2 (4-34) 5壓力

13、角a 汽車差速齒輪大都采用壓力角為2230，齒高系數為0.8的齒形。某些重型貨車和礦用車采用25壓力角，以提高齒輪強度。,,6行星齒輪軸直徑d及支承長度L 行星齒輪軸直徑d(mm)為 (4-35) 式中，T0為差速器殼傳遞的轉矩(Nm)，n為行星齒輪數；rd為行星齒輪支承面中點到錐頂的距離(mm)，約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半；c為支承面許用擠壓應力，取98MPa。 行星齒輪在軸上的支承長度L為 L=1.1d (436),,(二)差速器齒輪強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當

14、汽車轉彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力w(Mpa)為 (437) 式中，n為行星齒輪數；J為綜合系數；b2、d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑(mm)；T為半軸齒輪計算轉矩(Nm)，T=0.6T0；,,按主減速器齒輪強度計算的有關數值選取。 當T0=minTce，Tcs時，w =980MPa；當T0=TcF時，w=210MPa。 差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20Cr

15、MoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝巳被廣泛應用。,,三、粘性聯(lián)軸器結構及在汽車上的布置 粘性聯(lián)軸器是一種利用液體粘性傳遞動力的裝置。它以其優(yōu)良的性能不僅廣泛應用于四輪驅動汽車上，而且也應用于兩輪驅動汽車上。 1粘性聯(lián)軸器結構和工作原理 粘性聯(lián)軸器結構簡圖如圖431所示。內葉片2與A軸1以花鍵連接，葉片可在軸上滑動；外葉片6與殼體3也以花鍵連接，但葉片內有隔環(huán)7，防止外葉片軸向移動。隔環(huán)的厚度決定了內、外葉片的間隙。葉片上各自加工有孔或槽，殼體內充入作為粘性工作介質的硅油4，用油封密封。,,圖4-31 粘性聯(lián)軸器結構簡圖 1

16、- A軸 2-內葉片 3-殼體 4-硅油 5-B軸 6-外葉片 7-隔環(huán),,,粘性聯(lián)軸器屬于液體粘性傳動裝置，是依靠硅油的粘性阻力來傳遞動力，即通過內、外葉片間硅油的油膜剪切力來傳遞動力。一般在密封的殼體內填充了占其空間80一90%的硅油(其余是空氣)，高粘度的硅油存在于內、外葉片的間隙內。當A軸與B軸之間有轉速差時，內、外葉片間將產生剪切阻力，使轉矩由高速軸傳遞到低速軸。它所能傳遞的轉矩與聯(lián)軸器的結構、硅油粘度及輸入軸、輸出軸的轉速差有關。,,2粘性聯(lián)軸器在車上的布置 根據全輪驅動形式的不同，粘性聯(lián)軸器在汽車上有不同的布置形式。 圖432為粘性聯(lián)軸器作為軸間差速器限動裝置的簡圖。軸間差速

17、器殼體上的齒輪1與變速器輸出軸上的齒輪相嚙合，殼體內的左齒輪通過空心軸2與右側的前橋差速器6殼體相連，右齒輪通過空心軸4和齒輪7等與后橋差速器殼上的齒輪相連。粘性聯(lián)軸器5的殼體與空心軸4相連，內葉片連接在空心軸2上，這樣它就與軸間差速器3并聯(lián)在一起，內、外葉片的轉速分別反映了前、后差速器殼體的轉速。,,圖432 粘性聯(lián)軸器用作軸間差速器的限動裝置 1-齒輪(與變速器軸出軸上的齒輪相嚙合) 2、4-空心軸 3-軸間差速器 5-粘性聯(lián)軸器 6-前橋差速器 7-齒輪 8-錐齒輪(通向后橋),,,當前、后橋差速器殼體轉速相近時，粘性聯(lián)軸器內、外葉片轉速相近，它并不起限動作用，此時軸間差速器將轉矩按固

18、定比例分配給前、后橋。當某一車輪(如前輪)嚴重打滑時，前橋差速器殼的轉速升高，粘性聯(lián)軸器的內、外葉片轉速差增大，阻力矩增大，軸間差速器中與后橋相連的轉速較低的齒輪就獲得了較大的轉矩，使附著條件較好的后輪產生與附著條件相適應的較大的驅動力。 在有些汽車中，用粘性聯(lián)軸器取代了軸間差速器。當汽車正常行駛時，前、后輪轉速基本相等，粘性聯(lián)軸器不工作，此時相當于前輪驅動。當汽車加速或爬坡時，汽車質心后移，的輪將出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，轉速升高，前、后輪出現(xiàn)轉速差，粘性聯(lián)軸器開始工作，將部分轉矩傳給后橋，使之產生足夠驅動力幫助前輪恢復正常的附著狀態(tài)，提高了它的動力性。由于粘性傳動不如機械傳動可靠，所能傳遞的轉矩較小

19、，故該形式主要用于轎車和輕型汽車中。,,4.4.5車輪傳動裝置設計 車輪傳動裝置位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋(圖433)，車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。講述半軸的設計。 一、結構形式分析 半軸根據其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、34浮式和全浮式三種形式。 半浮式半軸(圖434a)的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對,,圖433 轉向驅動橋 1輪轂 2-輪轂軸承 3-制動鼓 4-固定彈簧 5-

20、等速萬向節(jié),,,車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。 34浮式半軸(圖437b)的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車和輕型貨車上。,,全浮式半軸(圖437c)的結構特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉矩，作用于驅動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同心、半軸法蘭平面

21、相對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應力一般為570MPa。全浮式半軸主要用于中、重型貨車上。,,圖4-34 半軸結構形式簡圖及受力情況 a)半浮式 b)34浮式 c)全浮式,,,,,二、半軸計算 1全浮式半軸 全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩M。計算 （438) 式中，G2為驅動橋的最大靜載荷；rr為車輪滾動半徑；m2為負荷轉移系數；為附著系數，計算時 i取0.8。 半軸的扭轉切應力為 (4-39) 式中， 為半軸扭轉切應力；d為半軸直徑。,,半軸的扭轉角為 (4-40 ) 式

22、中，為扭轉角；l為半軸長度；G為材料剪切彈性模量；Ip為半軸斷面極慣性矩，Ip= d432。 半軸的扭轉切應力宜為500700MPa，轉角宜為每米長度615。,,2半浮式半軸 半浮式半軸設計應考慮如下三種載荷工況： (1)縱向力Fx2最大，側向力Fy2為0,此時垂向力Fz2=m2G22，縱向力最大值 Fx2= Fz2 =m2G2 2 ，計算時，m2可取12， 取08。 半軸彎曲應力。和扭轉切應力 為 (441) 式中，a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，如圖4-34所示。,,合成應力 (4-42) (2)側向力Fy2最大，縱向力Fx2

23、=0，此時意味著發(fā)生側滑；外輪上的垂直反力Fz20和內輪上的垂直反力Fz2i分別為 (443) 式中，hg為汽車質心高度；B2為輪距； 1為側滑附著系數，計算時1可取10。 外輪上側向力Fy20和內輪上側向力Fy2i分別為 (444),,內、外車輪上的總側向力Fy2為G2 1 。 這樣，外輪半軸的彎曲應力o和內輪半軸的彎曲應力i分別為 (445),,(3)汽車通過不平路面，垂向力Fz2最大，縱向力Fx2=0，側向力Fy2=0；此時垂直力最大值Fz2為： Fz2=kG2/2 (450) 式中，k為動

24、載系數，轎車：k=1.75，貨車：k=2.0，越野車：k=2.50 半軸彎曲應力為 (446) 半浮式半軸的許用合成應力為600750MPa。,,334浮式半軸 34浮式半軸計算與半浮式類似，只是半軸的危險斷面不同，危險斷面位于半軸與輪轂相配表面的內端。 半軸和半軸齒輪一般采用漸開線花健連接，對花鍵應進行擠壓應力和鍵齒切應力驗算擠壓應力不大于200MPa，切應力不大于73MPa。,,三、半軸可靠性設計 在汽車設計中，可靠性已成為比較重要的技術指標之一。對于產品設計，須考慮各參量的統(tǒng)計分散性，進行隨機不確定分析，真實正確地反映產品的強度與受載等情況。 1可靠

25、度計算 對于全浮式半軸來說，所受的扭轉切應力按下式計算 (447) 式中，T為半軸所傳遞的轉矩；d為半軸的直徑。,,根據二階矩技術，以應力極限狀態(tài)表示的狀態(tài)方程為 (448) 式中，r為半軸材料的扭轉強度；X為基本隨機變量矢量：X=(r，T，d)。 設基本隨機變量矢量X的均值E(X)=(r， T, d)T，方差D(X)= (r2,0,0,0, r2,0,0,0, d2,0,0,0)T ，且認為這些隨機變量是服從正態(tài)分布的相互獨立的隨機變量。g(X)是反映半軸狀態(tài)和性能的狀態(tài)函數，可表示半軸的兩種狀態(tài)： g(X)0 失敗狀態(tài) g(X)

26、0 安全狀態(tài),,將g(X)在均值E(X)= 處展開成二階泰勒級數，可得到g(X)的二階近似均值g和一階近似方差g2 (4-49) 不論g(X)服從什么分布，可靠性指標定義為 =g / g (450) 可靠度的一階估計量為 R=() (451) 式中，( )為標準正態(tài)分布函數。,,2可靠性設計 給定半軸可靠度R，查表得可靠性指標 ，由式(449)經推導整理得 (4-52) 式中 根據加工誤差和3法則，取半軸直徑標準差d為0.005倍的半軸直徑均值d，求解式(452)即可求得半軸的最小直徑的均值d

27、和標準差d。,,四、半軸的結構設計 對半軸進行結構設計時，應注意如下幾點； 1)全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取 (4-53) 式中，d為半軸桿部直徑(mm)；M 為半軸計算轉矩(Nmm)，按式(442)計算；K為直徑系數，取0.2050.218。 根據初選的d，按前面的應力公式進行強度校核。 2)半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分達到基本等強度。,,3)半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在結構設計時應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減小應力集中。 4)對于桿都較粗且外端凸緣也較大時，可采用兩端用

28、花健連接的結構。 5)設計全浮式半軸桿部的強度儲備應低于驅動橋其它傳力零件的強度儲備，使半軸起 一個“熔絲”的作用。半浮式半軸直接安裝車輪，應視為保安件。,,4.4.6 驅動橋殼設計 驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，并承受由車輪傳來的路面反力和反力矩，并經懸架傳給車架(或車身)；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體。 驅動橋殼應滿足如下設計要求： 1)應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產生附加彎曲應力。 2)在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質量以提高汽車行駛平順性。 3)保證足夠的離地間隙。 4)結構工藝性好，成本低。 5)保護裝于其上的傳動系部

29、件和防止泥水浸入。 6)拆裝、調整、維修方便。,,一、驅動橋殼結構方案分析 驅動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種形式。 1可分式橋殼 可分式橋殼(圖435)由一個垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通 過螺栓聯(lián)接成一體。 每一部分均由一鑄 造殼體和一個壓入 其外端的半軸套管 組成，軸管與殼體 用鉚釘連接。,,,這種橋殼結構簡單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調整、維修很不方便，橋殼的強度和剛度受結構的限制，曾用于輕型汽車上，現(xiàn)已較少使用。 2整體式橋殼 整體式橋殼(圖4-36)的特點是整個橋殼是一根空心梁，橋殼和主減速器殼為兩體。它具有強度和剛度較大，主減速器拆裝、調

30、整方便等優(yōu)點。 按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式(圖436a)、鋼板沖壓焊接式(圖436b)和擴張成形式三種。,,圖4-36 整體式橋殼 a)鑄造式 b)鋼板沖壓焊接式,,,鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，主要用于中、重型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產，廣泛應用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。 3組合式橋殼 組合式橋殼(圖437)是將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定。 它的優(yōu)點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調整比可分式橋殼方便，

31、然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車中。,,圖4-37 組合式橋殼,,,二、驅動橋殼強度計算 對于具有全浮式半軸的驅動橋，強度計算的載荷工況與半軸強度計算的三種載荷工況相同。圖438為驅動橋殼受力圖，橋殼危險斷面通常在鋼板彈簧座內側附近，橋殼端部的輪轂軸承座根部也應列為危險斷面進行強度驗算。 (1) 當牽引力或制動力最大時，橋殼鋼板彈簧座處危險斷面的彎曲應力 和扭轉切應力 分別為 (454),,式中，Mv為地面對車輪垂直反力在危險斷面引起的垂直平面內的彎矩，Mv=m2 G2b2；b為輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離，如圖441所示；Mh為一側車輪上的牽

32、引力或制動力Fx2在水平面內引起的彎矩，Mh=Fx2 b；TT為牽引或制動時，上述危險斷面所受轉矩，TT=Fx2rr；Wv、Whh、WT分別為危險斷面垂直平面和水平面彎曲的抗彎截面系數及抗扭截面系數。,,圖438 橋殼受力簡圖,,,(2)當側向力最大時，橋殼內、外板簧座處斷面的彎曲應力i、 o分別為 (455) 式中，F(xiàn)z2i、Fz2o為內、外側車輪地面垂直反力；ri為車輪滾動半徑； 1為側滑時的附著系數。 (3)當汽車通過不平路面時，動載系數為k，危險斷面的彎曲應力 為 (456) 橋殼的許用彎曲應

33、力為300500MPa，許用扭轉切應力為150400MPa。可鍛鑄鐵橋殼取較小值，鋼板沖壓焊接橋殼取較大值。,,4.4.7 驅動橋的結構元件 一、支承軸承的預緊 為了提高主減速器錐齒輪的支承剛度，改善齒輪嚙合的平穩(wěn)性，應對支承錐齒輪的圓錐滾子軸承進行預緊。但是如果預緊力過大，會使軸承工作條件變壞，降低傳動效率，加速軸承的磨損，還會導致軸承過熱而損壞等。通常軸承預緊度的大小用軸承的摩擦力矩來衡量。 預緊后的軸承摩擦力矩的合理值應根據試驗確定。對于貨車，主動錐齒輪滾錐軸承的摩擦力矩一般為13Nm。,,主動錐齒輪軸承預緊力的調整可利用精選兩軸承內圈之間的套筒長度(圖410)、調整墊片厚度(圖41

34、6)等方法進行。在使用中采用這些方法不太方便，因為若得到合適的軸承預緊度往往需反復調整多次。近年來，采用軸向具有彈性的波形套筒調整軸承預緊度的方法空用得較多。波形套筒安置在兩軸承內圈之間(圖439a)或軸承與軸肩之間，其上有一波紋區(qū)或其它容易產生軸向變形的部分。該套筒的軸向載荷與軸向變形之間具有如圖439b所示的特性。A點為流動點，當軸承預緊后，波形套選在A點以后的塑性變形區(qū)工作，由于該區(qū)載荷變形曲線平坦，因而容易使軸承預緊度保持在規(guī)定范圍內。但每拆裝一次，由于材料的冷作硬化，套筒的一端需要加一薄墊片，以使波形套筒再次在塑性區(qū)工作。波形套用冷拔低碳無縫鋼管制造。一個新的波形套拆裝3-4次就會因

35、塑性太小而報廢，這是波形套的主要缺點。,,圖439 波形套筒及其特性 從動錐齒輪滾錐軸承預緊力，靠軸承外側的調整螺母(圖416)或主減速器殼與軸承蓋之間的調整墊片(圖415)來調整。,,,二、錐齒輪嚙合調整 在軸承預緊度調整之后，須進行錐齒輪嚙合調整，以保證齒輪副嚙合印跡正常，并使齒輪大端處齒側間隙在適當的范圍內(一般為0.10.35mm)。主減速器錐齒輪正確的嚙合印跡位于齒高中部稍偏小端。當輪齒嚙合印跡不正?；螨X側間隙不適宜時，可加、減主減速器殼與軸承之間的調整墊片(圖416)，在軸向移動主動錐齒輪，對從動錐齒輪軸承外兩調整螺母旋進、旋出相同的角度，或將主減速器殼一側的墊片(圖416)的一

36、部分取出放到另一側，以便移動從動錐齒輪，從而實現(xiàn)對錐齒輪的嚙合調整。,,三. 潤滑 對于螺旋錐齒輪主減速器，可加注一般的齒輪油，但對于雙曲面齒輪主減速器，則必須加注雙曲面齒輪油。加油孔應設在加油方便之處，放油孔應設在橋殼最低處。為了防止因主減速器和橋殼中部溫度高使殼內氣壓增大而引起漏油，需裝通氣塞。 差速器殼上應開孔使?jié)櫥湍苓M入，以保證差速齒輪和滑動表面的潤滑。 主動錐齒輪上的后軸承距從動錐齒輪較遠，無法采用飛濺潤滑。為此，常在主減速器殼上設置油道，齒輪飛濺出來的油進入油杯狀的油口，經油道流到后軸承處。主動錐齒輪軸的后軸承滾錐大端向外，有向外泵油的作用，因而在該軸承外側要有回油道口，使油能流回橋殼，以保護油封不被破壞。,