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：驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
驱动桥设计应当满足如下 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驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。
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 )，而主减整器、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（ 见右图 ）。
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，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。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。
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；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于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；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，
可增中汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥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（图 5-3a）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（图 5-3 b）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 β1大于从动齿轮螺旋角 β2（见右图）。
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、从动齿轮的圆周力齿轮传动比
11
22
11
220 co sco srrrF rFi s r1,r2分别为主、从动齿轮平均分度圆半径令 K=cosβ2/cosβ1。由于 β1＞ β2，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。
与螺旋锥齿轮传动相比，双曲面齿轮传动具有如下优点：
（ 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 β1大于从动齿轮的 β2，
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，其结果使齿面的接触强度提高。
（ 4）双曲面主动齿轮的 β1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。
双曲面齿轮传动也存在如下缺点：
（ 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。
一般情况下，当要求传动比大于 4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是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（图 5-3c）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．蜗杆传动与锥齿传动相比，蜗杆（图 5 –3d）传动有如下优点：
（ 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。
但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，
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.单级主减速器单级主减速器（见右图）可由一对圆锥齿轮、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 i0≤7，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,i0一般为 7～ 12。
但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。
整体式双级主减速器有多种结构方案：
第一级为锥齿轮,第二级为圆柱齿轮
（ 图 5-8a） ； 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 （ 图 5-8b） ； 第一级为圆柱齿轮,第二级为锥齿轮 （ 图 5-
8c） 。
对于第二级为锥齿轮,第二级为圆柱齿轮的双级主减速器,可有纵向水平
（ 图 5-8d）,斜向 （ 图 5-8e） 和垂向
（ 图 5-8f） 三种布置方案 。
纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，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,分悬臂式支承 和 跨置式支承 两种。
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，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸 a。
支承刚度除了与轴承开式,轴径大小,支承间距离和悬臂长度有关以外,还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关 。
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：
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,但是主减速器壳体结构复杂,
加工成本提高 。
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
β,法向压力角 α 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变曲强度,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,z1一般不少于 9；
对于货车,z1一般不汪于 6。
4） 当主传动比 i0较大时,尽量使 z1取得少些,以便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 。
2.从动锥齿轮大端分度圆直径根据经验公式初选而 ms
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
分为上偏移和下偏移两种。
下偏移 上偏移
5.中点螺旋角 β
偏移角 ε,β 1与 β 2之差考虑：齿面重合度 ε F,轮齿强度和轴向力大小 。
β 越大,则 ε 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 ε F应不小于 1.25,在 1.5~2.0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 β 值以保证较大的 ε F,使运转平稳,噪声低；货车选用较小 β 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 α
对于弧齿锥齿轮,轿车,α 一般选用 14° 30′ 或 16° ；货车,α 为 20° ；
重型货车,α 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
（ 1）按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距 Tce
（ 2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 Tcs
（ 3） 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 TcF
当计算锥齿轮最大应力时,Tc=min[Tce,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,
对于弧齿锥轮副,η G取 95%；
对于双曲面齿轮副，当 i0＞ 6时,η G取 85%，当 i0≤ 6时,η G取 90%。
（ 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=min[Tce,Tcs]计算的最大弯曲应力不超过 700MPa； 按 TcF计算的疲劳弯曲应力不应超过 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 min[Tce,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及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
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。
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 。
§ 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一般为 0.05~!0.15，两半轴转矩比 kb为 1.11~1.35，
1.普通锥齿轮式差速器
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 。
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 φ min的路面上,另一驱动轮行驶在高附着系数 φ 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
(φ +φ min )/2φ 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
2.3.3~3.00，差速器锁紧系数 k达 0.4~0.5。
（ 三 ） 蜗轮式差速器半轴转矩比 kb可高达 5.67~9.00，锁紧系数 k达 0.7~0.8。
kb降到 2.654~3.00,k降到 0.45~0.50
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
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 。 大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 z2/z1在 1.5~2.0的范围内 。
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 γ 1,γ 2及模数 m
行星齿轮和半轴齿轮节锥角 γ 1,γ 2
锥齿轮大端端面模数 m
5.压力角 α
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主要应进行弯曲强度计算
T=0.6T0
当 T0=min[Tce,Tcs]时,[σ w]=980MPa；
当 T0=TcF时,[σ w]=980MPa。
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浮式和全浮式三种形式。
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，
适用于轿车和轻型货车及轻型客车。
3/4浮式半轴：
理论上来说，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。
全浮式半轴：
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扭转切应力宜为 500~700MPa,转角宜为每米长度 6° ~15°。
2.半浮式半轴应考虑如下三种载荷工况：
（ 1）纵向力 Fx2最大，侧向力 Fy2为 0：
合成应力
（ 2）侧向力 Fy2最大，纵向力 Fx2=0,此时意味着发生侧滑
（ 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：
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 σ o和内轮半轴的弯曲应力 σ i
垂直力最大值 Fz2
半轴弯曲应力 σ
半浮式半轴的许用合成应力为 600~750MPa。
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可分为可分式,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。
按制造工艺不同可分为铸式：
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、外板簧座处断面桥壳的许用弯曲应力为 300~500MPa,许用扭转切应力为 150~400MPa。 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 0.1~0.35mm）。
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 。
§ 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：驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
驱动桥设计应当满足如下 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驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。
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 )，而主减整器、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（ 见右图 ）。
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，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。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。
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；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于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；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，
可增中汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥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（图 5-3a）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（图 5-3 b）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 β1大于从动齿轮螺旋角 β2（见右图）。
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、从动齿轮的圆周力齿轮传动比
11
22
11
220 co sco srrrF rFi s r1,r2分别为主、从动齿轮平均分度圆半径令 K=cosβ2/cosβ1。由于 β1＞ β2，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。
与螺旋锥齿轮传动相比，双曲面齿轮传动具有如下优点：
（ 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 β1大于从动齿轮的 β2，
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，其结果使齿面的接触强度提高。
（ 4）双曲面主动齿轮的 β1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。
双曲面齿轮传动也存在如下缺点：
（ 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。
一般情况下，当要求传动比大于 4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是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（图 5-3c）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．蜗杆传动与锥齿传动相比，蜗杆（图 5 –3d）传动有如下优点：
（ 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。
但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，
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.单级主减速器单级主减速器（见右图）可由一对圆锥齿轮、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 i0≤7，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,i0一般为 7～ 12。
但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。
整体式双级主减速器有多种结构方案：
第一级为锥齿轮,第二级为圆柱齿轮
（ 图 5-8a） ； 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 （ 图 5-8b） ； 第一级为圆柱齿轮,第二级为锥齿轮 （ 图 5-
8c） 。
对于第二级为锥齿轮,第二级为圆柱齿轮的双级主减速器,可有纵向水平
（ 图 5-8d）,斜向 （ 图 5-8e） 和垂向
（ 图 5-8f） 三种布置方案 。
纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，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,分悬臂式支承 和 跨置式支承 两种。
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，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸 a。
支承刚度除了与轴承开式,轴径大小,支承间距离和悬臂长度有关以外,还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关 。
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：
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,但是主减速器壳体结构复杂,
加工成本提高 。
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
β,法向压力角 α 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变曲强度,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,z1一般不少于 9；
对于货车,z1一般不汪于 6。
4） 当主传动比 i0较大时,尽量使 z1取得少些,以便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 。
2.从动锥齿轮大端分度圆直径根据经验公式初选而 ms
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
分为上偏移和下偏移两种。
下偏移 上偏移
5.中点螺旋角 β
偏移角 ε,β 1与 β 2之差考虑：齿面重合度 ε F,轮齿强度和轴向力大小 。
β 越大,则 ε 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 ε F应不小于 1.25,在 1.5~2.0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 β 值以保证较大的 ε F,使运转平稳,噪声低；货车选用较小 β 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 α
对于弧齿锥齿轮,轿车,α 一般选用 14° 30′ 或 16° ；货车,α 为 20° ；
重型货车,α 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
（ 1）按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距 Tce
（ 2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 Tcs
（ 3） 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 TcF
当计算锥齿轮最大应力时,Tc=min[Tce,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,
对于弧齿锥轮副,η G取 95%；
对于双曲面齿轮副，当 i0＞ 6时,η G取 85%，当 i0≤ 6时,η G取 90%。
（ 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=min[Tce,Tcs]计算的最大弯曲应力不超过 700MPa； 按 TcF计算的疲劳弯曲应力不应超过 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 min[Tce,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及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
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。
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 。
§ 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一般为 0.05~!0.15，两半轴转矩比 kb为 1.11~1.35，
1.普通锥齿轮式差速器
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 。
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 φ min的路面上,另一驱动轮行驶在高附着系数 φ 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
(φ +φ min )/2φ 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
2.3.3~3.00，差速器锁紧系数 k达 0.4~0.5。
（ 三 ） 蜗轮式差速器半轴转矩比 kb可高达 5.67~9.00，锁紧系数 k达 0.7~0.8。
kb降到 2.654~3.00,k降到 0.45~0.50
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
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 。 大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 z2/z1在 1.5~2.0的范围内 。
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 γ 1,γ 2及模数 m
行星齿轮和半轴齿轮节锥角 γ 1,γ 2
锥齿轮大端端面模数 m
5.压力角 α
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主要应进行弯曲强度计算
T=0.6T0
当 T0=min[Tce,Tcs]时,[σ w]=980MPa；
当 T0=TcF时,[σ w]=980MPa。
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浮式和全浮式三种形式。
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，
适用于轿车和轻型货车及轻型客车。
3/4浮式半轴：
理论上来说，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。
全浮式半轴：
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扭转切应力宜为 500~700MPa,转角宜为每米长度 6° ~15°。
2.半浮式半轴应考虑如下三种载荷工况：
（ 1）纵向力 Fx2最大，侧向力 Fy2为 0：
合成应力
（ 2）侧向力 Fy2最大，纵向力 Fx2=0,此时意味着发生侧滑
（ 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：
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 σ o和内轮半轴的弯曲应力 σ i
垂直力最大值 Fz2
半轴弯曲应力 σ
半浮式半轴的许用合成应力为 600~750MPa。
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可分为可分式,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。
按制造工艺不同可分为铸式：
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、外板簧座处断面桥壳的许用弯曲应力为 300~500MPa,许用扭转切应力为 150~400MPa。 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 0.1~0.35mm）。
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 。
