汽車-汽車轉向橋畢業(yè)設計

汽車-汽車轉向橋畢業(yè)設計,汽車,轉向,畢業(yè)設計 西南交通大學本科畢業(yè)設計（論文） 第II頁 輕型汽車驅動橋設計 Design of Drive Axle For Light Truck 2009 年6月 西南交通大學本科畢業(yè)設計(論文) 第V頁 摘要 驅動橋位于傳動系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和車架或車身之間的作用力。它的性能好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要。當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須搭配一個高效、可靠的驅動橋，所以采用傳動效率高的單級減速驅動橋已經成為未來載重汽車的發(fā)展方向。驅動橋設計應主要保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。本設計根據給定的參數，按照傳統設計方法并參考同類型車確定汽車總體參數，再確定主減速器、差速器、半軸和橋殼的結構類型，最后進行參數設計并對主減速器主、從動齒輪、半軸齒輪和行星齒輪進行強度以及壽命的校核。驅動橋設計過程中基本保證結構合理，符合實際應用，總成及零部件的設計能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求，修理、保養(yǎng)方便，機件工藝性好，制造容易。 關鍵字：輕型貨車；驅動橋；主減速器；差速器 Abstract Drive axle is at the end of the powertrain, and its basic function is increasing the torque and reducing the speed,bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed，heavy-loaded，high efficiency，high benefit today’ heavy truck，must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck’ developing tendency. Drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition. According to the design parameters given ,firstly determine the overall vehicle parametres in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters, then identify the main reducer, differential, axle and axle housing structure type, finally design the parameters of the main gear,the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle,we should ensure a reasonable structure, practical applications, the design of assembly and parts as much as possible meeting requirements of the standardization of parts, components and products’ univertiality and the serialization and change , convenience of repair and maintenance, good mechanical technology, being easy to manufacture. Key words: light truck; drive axle; single reduction final drive 目錄 第一章 緒論 1 1.1論文研究的意義和目的 1 1.2國內外研究現狀及發(fā)展趨勢 1 1.3本論文的主要研究內容 2 第二章 汽車總體參數的確定 3 2.1 給定設計參數 3 2.2 汽車形式的確定 3 2.2.1 汽車軸數和驅動形式的選擇 3 2.3 汽車主要參數的選擇 4 2.3.1 汽車主要尺寸的確定 4 2.3.2 汽車質量參數的確定 7 2.3.3 汽車性能參數的確定 9 2.4 發(fā)動機的選擇 12 2.4.1 發(fā)動機形式的選擇 12 2.4.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇 12 2.5 輪胎的選擇 14 第三章 驅動橋的結構形式及選擇 17 3.1 概述 17 3.2 驅動橋的結構形式 17 3.3 驅動橋構件的結構形式 19 3.3.1 主減速器的結構形式 20 3.3.2 差速器的結構形式 23 3.3.3 驅動車輪傳動裝置的結構形式 24 3.3.4 驅動橋橋殼的結構形式 25 第四章 驅動橋的設計計算 27 4.1 主減速器的設計與計算 27 4.1.1主減速比的確定 27 4.1.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 28 4.1.3 錐齒輪主要參數的選擇 30 4.1.4 主減速器錐齒輪的材料 32 4.1.5主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 33 4.1.6 主減速器圓弧齒輪螺旋齒輪的強度計算 37 4.2 差速器的設計與計算 41 4.2.1 差速器齒輪主要參數選擇 42 4.2.2 差速器齒輪的材料 44 4.2.3 差速器齒輪幾何尺寸計算 44 4.2.4 差速器齒輪強度計算 47 4.3 全浮式半軸的設計 49 4.3.1 半軸基本參數計算及校核 49 4.3.2半軸的結構設計及材料與熱處理 50 4.4 驅動橋殼設計 51 4.4.1 橋殼的結構型式 51 4.4.2橋殼的受力分析及強度計算 52 結論 54 致 謝 55 參 考 文 獻 56 西南交通大學本科畢業(yè)設計(論文) 第59頁 第一章 緒論 1.1論文研究的意義和目的 驅動橋的設計，由驅動橋的結構組成、功用、工作特點及設計要求講起，詳細地分析了驅動橋總成的結構型式及布置方法；全面介紹了驅動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各種結構型式與設計計算方法。 汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。 驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，都是采用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。與非斷開式驅動橋相比較，斷開式驅動橋能顯著減少汽車簧下質量，從而改善汽車行駛平順性，提高了平均行駛速度；減小了其策劃行駛時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；增加了汽車的離地間隙；由于驅動車輪與路面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，增強了車輪的抗側滑能力；若與之配合的獨立懸架導向機構設計合理，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。但其結構復雜，成本較高。斷開式驅動橋在乘用車和部分越野汽車上應用廣泛。非斷開式驅動橋結構簡單，成本低，工作可靠，但由于其簧下質量較大，對汽車的行駛平順性和降低動載荷有不利的影響。 本論文的的研究目的在于通過對汽車整體的匹配性設計完成驅動橋的主減速器、差速器等部件型號的設計與計算，并完成校核的設計過程。 1.2國內外研究現狀及發(fā)展趨勢 目前我國正在大力發(fā)展汽車產業(yè),采用后輪驅動汽車的平衡性和操作性都將會有很大的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點，盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。如果變速器出了故障，對于后輪驅動的汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就有這個必要了，因為這兩個部件是做在一起的。所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，從而帶來可觀的經濟效益。目前國內研究的重點在于：從橋殼的制造技術上尋求制造工藝先進、制造效率高、成本低的方法；從齒輪減速形式上將傳統的中央單極減速器發(fā)展到現在的中央及輪邊雙級減速或雙級主減速器結構；從齒輪的加工形式上車橋內部的的主從動齒輪、行星齒輪及圓柱齒輪逐漸采用精磨加工，以滿足汽車高速行駛要求及法規(guī)對于噪聲的控制要求。 1.3本論文的主要研究內容 (1) 完成汽車的總體布置和參數選擇； (2) 汽車驅動橋方案的確定； (3) 主減速器及差速器等部件的設計計算及校核。 第二章 汽車總體參數的確定 2.1 給定設計參數 汽車最高時速 115km/h 裝載質量 2.5t 最小轉彎半徑 12.5m 最大爬坡度 0.3 同步附著系數 0.4 2.2 汽車形式的確定 2.2.1 汽車軸數和驅動形式的選擇 汽車可以有二軸、三軸、四軸甚至更多的軸數。影響軸數的因素主要有汽車的總質量、道路法規(guī)對于軸載的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結構等。包括乘用車以及汽車總質量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，如礦用自卸車等，均采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案。總質量在19~26t的公路運輸車采用三軸形式，總質量更大的汽車宜采用四軸和四軸以上的形式。 所以根據給定的汽車轉載質量選擇汽車的軸數為2軸。 汽車的用途、總質量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅動形式的主要因素。乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡單、制造成本低的4×2驅動形式。 所以選擇汽車的驅動形式為4×2式。 2.2.2 汽車布置形式的選擇 汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋和車身的相互關系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關參數外，其布置形式對使用性能也有重要影響。 貨車可以根據駕駛室與發(fā)動機的相對位置不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可以根據發(fā)動機的位置不同分為發(fā)動機前置、中置、和后置三種布置形式。 平頭式貨車總長和軸距尺寸短，最小轉彎半徑小，機動性能良好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車整備質量減??；駕駛員視野得到明顯改善；采用翻轉式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭貨車的該項指標較高。故本設計采用的布置形式為平頭式貨車。 發(fā)動機前置后橋驅動貨車的主要優(yōu)點是：可以采用直列、V型或臥式發(fā)動機；發(fā)現發(fā)動機故障容易；發(fā)動機的接近性良好，維修方便；離合器、變速器等操縱機構的結構簡單，容易布置；貨箱地板高度較低。并且大多貨車均采用該形式的布置方式。 2.3 汽車主要參數的選擇 汽車的主要參數包括尺寸參數，質量參數和汽車性能參數。 2.3.1 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數包括外廓尺寸、軸距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸等。 (1) 外廓尺寸 汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。汽車長度尺寸小不僅可以減少行駛期間需要的道路長度，同時還可以增加車流密度，在停車時占用的停車場面積也小。除此之外，汽車的整備質量相應減少，這對提高比功率、比轉矩和燃油經濟性有利。 GB 1589—1989 汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車、整體式客車總長不應超過12m，單鉸接式客車不超過18m，半掛汽車列車不超過16.5m，全掛汽車列車不超過20m；不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m；空載、頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側外伸量不得超過最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。 參考同類型貨車的外廓尺寸，確定本設計中輕型貨車的外廓尺寸為： 長×寬×高 5400×1950×2100mm (2)軸距L 軸距L對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距短時，上述個指標減小。此外軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長，汽車上坡、制動或加速時軸荷轉移過大，使汽車制動性或操作穩(wěn)定性變壞；車身縱向角振動增大，對平順性不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、載重量或載客量多的貨車或客車，軸距取得長。對機動性要求高的汽車，軸距宜取短些。 表2-1 部分汽車的軸距和輪距 車型 類別 軸距L/mm 輪距B/mm 客車 城市客車（單車） 4500~5000 1740~2050 長途客車（單車） 5000~6500 4×2 貨車 汽車總質量m/t 1700~2900 2300~3600 3600~5500 1150~1350 1300~1650 1700~2000 ≤1.8 1.8~6.0 6.0~14.0 根據表2-1，本設計中選取軸距L=2800mm (3) 輪距B 改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內寬、汽車總寬、總質量、側傾剛度、最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內寬隨之增加，并有利于增加側傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性變好；但是汽車的總寬和總質量及最小轉彎半徑等增加，并導致汽車的比功率、比轉矩指標下降，機動性變壞。 受總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距范圍內，應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距時，應考慮車架兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及他們之間應留有必要的間隙。 部分汽車的輪距可以參考表2-1提供的數據進行初選。本設計中取為==1500mm (4) 前懸和后懸 前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減小了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員的視野變壞。因在前懸這段尺寸內要布置保險杠、散熱器風扇、發(fā)動機、轉向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸尺寸有利于在撞車時對乘員起保護作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對于平頭汽車，前懸還會影響前門上下車的方便性。初選的前懸尺寸，應當在保證能布置下上述個總成、部件的同時盡可能的短些。對于載客量少的平頭車，考慮到正面碰撞能有足夠多的結構件吸收碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。在本設計中，參考同類型車輛，選取=740mm。 后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨箱貨行李箱長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。后懸長，則汽車離去角減小，使通過性降低，總質量在1.8~14.0t的貨車后懸一般在1200~2200mm之間，特長貨箱的汽車后懸可達到2600mm，但不得超過軸距的55%。本設計中，選取=1300mm。 (5) 貨車車頭長度 貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭的長度有絕對影響。此外，車頭長度尺寸對汽車的外觀效果，駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機的接近性等有影響。 平頭型貨車一般在1400~1500mm之間。 (6) 貨車車廂尺寸 要求車廂尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝有足額定噸數。車廂邊版高度對汽車質心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應在450~650mm范圍內選取。車廂內寬應在汽車外寬符合國家標準的前提下適當取寬些，以縮短邊板高度和車箱長度。對于能達到較高車速的貨車，使用過寬的車箱會增加汽車的迎風面積，導致空氣阻力增加。車箱內長應在滿足運送上述貨物達到額定噸位的條件下盡可能的取短些，以利于減小整備質量。 2.3.2 汽車質量參數的確定 汽車的質量參數包括整車裝備質量，載客量、裝載質量、質量系數、汽車總質量、軸荷分配等。 (1) 整車整備質量 整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質量。 整車整備質量對汽車的制造成本和燃油經濟性有影響。目前，盡可能減少整車整備質量的目的是：通過減輕整備質量增加加載質量或載客量，抵消因滿足安全標準、排氣標準和噪聲標準所帶來的整備質量的增加、節(jié)約燃料。減少整車整備質量是從事汽車設計工作必須遵守的一項總要原則。 整車整備質量在設計階段需估算確定。在日常生活中，收集大量同類型汽車總成、部件和整車的有關質量數據，結合新車設計的結構特點、工藝水平等初步估算各總成、部件的質量，再累計構成整車整備質量。乘用車和商用客車的整備質量也可按每人所占汽車整備質量的統計平均值估計。在沒有樣車參考時，先初選一恰當的質量系數（定義為裝載質量與整車質量之比），再按給定的裝載質量推算出整備質量。根據表2-2，初取=1，可得=/=2t 表2-2 貨車的質量系數 參數 車型 總質量/t 貨車 1.8~6.0 0.8~1.10 6.0~14.0 1.20~1.35 >14.0 1.30~1.70 (2) 汽車的載客量n和裝載質量（簡稱載質量） 普通輕型貨車的載客量：2~4，選定載客量為3座。 汽車載重量是指在硬質良好的路面上行駛時所允許的額定載質量。本設計中裝載質量為給定參數，=2t (3) 質量系數 質量系數是指汽車載重量與整車整備質量的比值，即=/。該系數反應了汽車的設計水平和和工藝水平，越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。本設計中以選取=1.0 (4) 汽車的總質量 汽車的總質量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。商用貨車的總質量由整備質量、載質量和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即 =++n65kg 本設計中n=3,故=2t+2t+3×65kg=4.195t (5) 軸荷分配 汽車的軸荷分配是指在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用站空載或滿載總質量的百分比來表示. 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大；為保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在壞路面上的通過性；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉向軸的負荷不應過小。因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設計時應根據對整車的性能要求、使用條件等，合理的選取軸荷分配。 汽車的驅動形式與發(fā)動機位置、汽車結構特點、車頭形式和使用條件等均對軸荷分配有顯著影響。如發(fā)動機前置前輪乘用車和平頭式商用貨車前軸負荷較大，而長頭式貨車前軸負荷較小。常在壞路面上形式的越野汽車，前軸負荷應該小些。參考各類汽車的軸荷分配表，取滿載時前軸軸荷為35%，后軸軸荷為65%； 空載時前軸軸荷為50%，后軸軸荷為50%。 表2-3 各類汽車的軸荷分配 車型（商用貨車） 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 4×2后輪單胎 4×2后輪雙胎，長、短頭式 4×2后輪雙胎，平頭式 6×4后輪雙胎 32%~40% 25%~27% 30%~35% 19%~25% 60%~68% 73%~75% 65%~70% 75%~81% 50%~59% 44%~49% 48%~54% 31%~37% 41%~50% 51%~56% 46%~52% 63%~69% 2.3.3 汽車性能參數的確定 (1) 動力性參數 a) 最高車速 隨著道路條件的改善，特別是高速公路的修建，汽車尤其是發(fā)動機排量大些的乘用車最高車速有逐漸提高的趨勢。在本設計中，該參數給定為115km/h。 b) 加速時間t 汽車在平直的良好路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間，稱為加速時間。對于最高車速>100km/h的汽車，加速時間常用加速到100km/h所需的時間來評價。載貨汽車常用0—60km/h的換擋加速時間或在直接檔由20km/h加速到某一車速來評價。一般裝載量2—2.5t的輕型貨車的0—60km/h的換擋加速時間在17.5—30s。 c) 上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數來表示汽車的上坡能力。通常要求貨車能克服30%坡度，越野汽車能克服60%坡度。 d) 比功率和比轉矩 比功率是汽車所長發(fā)動機的標定最大功率與汽車最大總質量之比，它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能、速度性能要好于比功率小一些的汽車。我國GB7258—1997《機動車運行安全技術條件》規(guī)定：農用運輸車與運輸用拖拉機的比功率≥4.0kW/t，而其他機動車≥4.8kW/t。 比轉矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩與汽車總質量之比。他反映汽車的牽引能力。不同車型的比功率和比轉矩范圍揀表2-4 。 表2—4 汽車動力性參數范圍 汽車類別 最高車速 比功率 比轉矩 貨車 最大總質量 ≤1.8 80~135 16~28 30~44 1.8﹤≤6.0 15~25 38~44 1.8﹤≤14.0 75~120 10~20 33~47 ﹥14.0 6~20 29~50 (2) 燃油經濟性參數 汽車的燃油經濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經濟車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗量(L/100km)來評價。貨車有時用單位質量的百公里油耗量來評價(表2—5)。 表2—5 貨車單位質量的百公里燃油消耗量 [L(100tkm) ] 總質量 汽油機 柴油機 總質量 汽油機 柴油機 ﹤4t 3.00~4.00 2.00~2.80 6~12t 2.68~2.82 1.55~1.86 4~6t 2.80~3.20 1.90~2.10 ﹥12t 2.50~2.60 1.43~1.53 (3) 汽車最小轉彎直徑 轉向盤轉至極限位置是，汽車前外轉向輪輪轍中心在支撐平面上的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉彎直徑。用來描述汽車轉向機動性，是汽車轉向能力和轉向安全性能的一項重要指標。本設計中，給定=12.5m。 (4)通過性幾何參數 總體設計要確定的通過性幾何參數有：最小離地間隙，接近角，離去角，縱向通過半徑等。各類汽車的通過性參數視車型和用途而異，其范圍見表2—5。 表2—5 汽車通過性的幾何參數 車型 /mm /（°） /（°） /m 4×2乘用車 150～220 20～30 15～22 3.0～8.3 4×4乘用車 210 45～50 35～40 1.7～3.6 4×2貨車 180～300 40～60 25～45 2.3～6.0 4×4貨車、6×6貨車 260～350 45～60 35～45 1.9～3.6 確定最小離地間隙=200mm，接近角=42°，離去角=27°，縱向通過半徑=3m。 (6) 操縱穩(wěn)定性參數 a)轉向特性參數 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定的不足轉向。通常用汽車以0.4g的向心加速度沿頂圓轉向時，前后輪側偏角之差-作為評價參數。此參數在1°—3°為宜。 b) 車身側傾角 汽車以0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制在3°以內較好，最大不允許超過7°. c) 制動前俯角 為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以0.4g的減速度制動時，車身前俯角不大于1.5°。 (7) 制動性參數 目前常用制動距離s、平均制動減速度j和行車制動的踏板力及應急制動時的操縱力來評價制動效能。對于總質量小于4.5t的輕型貨車，當=30km/h時，總制動距離應小于等于18m，制動減速度應大于等于2.6，操縱力小于700N。 (8) 舒適型參數 舒適性應包括平順性、空氣調節(jié)性能、車內噪聲、乘坐環(huán)境及駕駛員的操作性能。其中汽車行駛平順性常用垂直振動參數作評價，包括頻率和振動加速度等，此外懸架動撓度也用來作為評價參數之一。對于貨車，靜撓度=50~110mm，動撓度=60~90mm，偏頻n=1.5~2.2Hz。 2.4 發(fā)動機的選擇 2.4.1 發(fā)動機形式的選擇 選為：直列水冷汽油發(fā)動機。 汽油機的優(yōu)點：平穩(wěn)、噪聲小、轉速高、體積小、易啟動、轉矩適應性好等。 直列式的優(yōu)點：結構簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬度小、易布置，因而在中型及以下的貨車上得到廣泛應用。 水冷的優(yōu)點： 冷卻均勻可靠、散熱好、噪聲小；能提供車內供暖、較好適應發(fā)動機增壓和散熱的需要。 2.4.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇 (1) 發(fā)動機最大功率和相應轉速 根據所設計汽車應達到的最高車速，用下式估算發(fā)動機最大功率 （2-1） 式中：——發(fā)動機最大功率， ； ——傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的4×2式汽車取0.9 ——汽車總質量，kg ； ——重力加速度， ； ——滾動阻力系數，對載貨汽車取0.02 ——最高速度，； ——空氣阻力系數，貨車取0.8—1.0； ——汽車正面投影面積，，無測量數據，可按前輪距、汽車總高、汽車總寬等尺寸近似計算： 對貨車 此處取 =3.15 根據式(2-1) 計算得 =62.92 按上式估算的為發(fā)動機裝有全部附件時測定得到的最大有效功率，約比發(fā)動機外特性的最大功率低12%~20%。 因此最大功率=1.15×62.92=72.36Kw 總質量小些的貨車的值在4000~5000r/min之間，總質量居中的貨車更低些。本設計中選取=4500r/min。 (2) 發(fā)動機最大轉矩及相應轉速 用下式確定 (2-2) 式中：為最大轉矩（Nm） 故有=184.08N·m 選 在此，圓整為。 2.5 輪胎的選擇 總體設計開始階段就要選好輪胎的型式和尺寸。因為它們是繪制總布置圖 和進行性能計算的重要原始數據之一。 輪胎的型號主要根據車型，使用條件，輪胎的靜負荷，輪胎的額定負荷及車速來選擇。 所選輪胎在使用中承受的靜負荷值應等于或接近輪胎的靜負荷值，我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負荷可查輪胎的國家標準。表2-9提供了一些貨車的輪胎規(guī)格和特征。表中各列數據中如無帶括號的數據，表示該列數據對斜交輪胎和子午線輪胎通用，否則，不帶括號的數據適用于斜交胎，而帶括號的數據適用于子午線輪胎，貨車上雙胎并裝時，負荷約比單胎使用時的負荷增加10%15%。轎車輪胎標準見GB2978-82. 輪胎多承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比稱為輪胎負荷系數。為了避免超載，此系數取0.91.0之間。對于在良好路面上行駛，車速不高的貨車，此系數允許取1.1。但不得大于1.2。因為輪胎超載20%，其壽命將下降30%左右。轎車及輕型貨車的車速高，動負荷大，系數應取下限；重型貨車，重型自卸車的車速低，此系數可略偏高。近年來，貨車上普遍采用高強度尼龍簾布輪胎，使輪胎承受能力提高。因此，同樣載重量的汽車所用的輪胎尺寸已減少。越野汽車長用胎面寬，直徑大的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車，制動鼓與輪輞的間隙應大些，故采用輪輞較大的輪胎。轎車為降低質心和提高行駛平穩(wěn)性，采用直徑較小的寬輪輞低壓輪胎。 按輪胎胎體中簾線的排列不同，常見的有三種型式可供選擇，即普通斜線胎，子午線胎和帶束斜交胎等，普通斜線胎的胎體簾線層較多，胎側厚，使用中不易劃破，側向剛性也大。其缺點是緩沖性較差；子午線的結構特點是簾線呈子午向排列，這樣簾線的強度就能得到充分利用。此外，選用高強度材料組成多層緩沖層，加強了胎冠，使緩沖性能得到提高，與普通斜線胎相比較，子午線輪胎還有使用壽命長，滾動阻力小，附著性能好等優(yōu)點。子午線胎的缺點是胎側較薄，側向穩(wěn)定性差，胎側易發(fā)生裂口，制造技術要求高。由于子午線胎的優(yōu)點較多，今年來在汽車上應用日益增多。 帶束斜交胎的結構和性能介于普通斜交胎和子午線胎之間，其耐磨性和壽命雖比普通斜交胎好，但不如子午線胎，僅側向穩(wěn)定性比子午線胎好，所以應用不廣。在本設計中選用斜交輪胎。 由前述計算，應該根據滿載時前輪靜載荷計算。此時其最大負荷： 表2-9 國產汽車輪胎規(guī)格及特征 輪胎規(guī)則 層數 主要尺寸 使用條件 斷面寬 外直徑 最大負荷 相應氣壓p0.1 標準輪輞 允許使用輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 N MPa 輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎 6.50-14 6 8 180 705 - - 5850 6900 3.2 4.2 4 5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 - 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00R15) 6 8 200 750 760 - 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 - 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F 6.00G 7.50-15 (7.50R15) 8 10 220 785 790 - 9300 10600 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 - 9700 11050 12400 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H 8.25-16 (8.25R16) 12 240 860 870 - 13500 5.3(5.6) 6.50H 6.00G 9.00-16 (9.00R16) 8 10 225 890 900 - 12200 13550 3.5(3.9) 4.2(4.6) 6.50H 6.00G 根據最大負荷的要求，可以初步選擇輪胎的規(guī)格為7.00-16 第三章 驅動橋的結構形式及選擇 3.1 概述 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。 b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導向機構運動協調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協調。 g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 3.2 驅動橋的結構形式 (1) 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可采用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。 在少數具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 (2) 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 (3) 多橋驅動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅動，常采用的有4×4、6×6、8×8等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對8×8汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難于布置了。 為了解決上述問題，現代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計(如汽車的變型)、制造和維修，都帶來方便。 由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，查閱資料，參照國內相關貨車的設計,最后本課題選用非斷開式驅動橋。 3.3 驅動橋構件的結構形式 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協調。 d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。 e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 3.3.1 主減速器的結構形式 (1) 主減速器結構方案分析 主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速形式的不同而不同。按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。 為了減少驅動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產生輪齒根部切薄現象，致使齒輪強度大大降低）的最小齒數比直齒輪的最小齒數少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主減速器結構較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有運轉平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，汽車上獲得廣泛應用。 近年來，有些汽車的主減速器采用準雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱﹤鲃?。準雙曲面錐齒輪傳動與圓錐齒輪相比，準雙曲面齒輪傳動不僅工作平穩(wěn)性更好，彎曲強度和接觸強度更高，同時還可使主動齒輪的軸線相對于從動齒輪軸線偏移。當主動準雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低主動錐齒輪和傳動軸位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高汽車行使的穩(wěn)定性。東風EQ1090E型汽車即采用下偏移準雙曲面齒輪。但是，準雙曲面齒輪傳遞轉矩時，齒面間有較大的相對滑動，且齒面間壓力很大，齒面油膜很容易被破壞。為減少摩擦，提高效率，必須采用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將時齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 經方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖3-1示）。螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 圖3-1螺旋錐齒輪傳動 (2) 主減速器的減速形式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對圓錐齒輪組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。經方案論證，本設計主減速器采用單級主減速器。其傳動比i0一般小于等于7。 (3) 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。 a) 主動錐齒輪的支承形式 圖3-2主動錐齒輪跨置式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經方案論證，采用跨置式支承結構（如圖3-2示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾樱过X輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 裝載質量為2t以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。本課題所設計的輕型貨車裝載質量為2t，所以選用跨置式。 圖3-3從動錐齒輪支撐形式 b) 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖3-3示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。 (4)主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器齒輪的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。預緊力的大小與安裝形式、載荷大小、軸承剛度特性及使用轉速有關。 3.3.2 差速器的結構形式 汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，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，行使阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，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。 差速器是個差速傳動機構，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的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。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。 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。 普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。 經方案論證，差速器結構形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差速器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上．有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。 3.3.3 驅動車輪傳動裝置的結構形式 驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。 普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種。 a) 半浮式半軸以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯接)。因此，半浮式半軸除傳遞轉矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸承受的載荷復雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。用于質量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。 b) 3/4浮式半軸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，而半軸則以其端部與輪轂相固定。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除承受全部轉矩外，彎矩得由半軸及半軸套管共同承受，即3/4浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側向力引起的彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命?？捎糜谵I車和輕型載貨汽車，但未得到推廣。 c) 全浮式半軸的外端與輪轂相聯，而輪轂又由一對軸承支承于橋殼的半軸套管上。多采用一對圓錐滾子軸承支承輪轂，且兩軸承的圓錐滾子小端應相向安裝并有一定的預緊，調好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結構方案。由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側向力以及由它們引起的彎矩都經過輪轂、輪轂軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉矩而不承受彎矩。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響及橋殼與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為5～70MPa。具有全浮式半軸的驅動橋的外端結構較復雜，需采用形狀復雜且質量及尺寸都較大的