速腾轿车前驱动桥毕业设计

摘要驱动桥的零件很多结构复杂驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能。本文主要是关于速腾1.8T驱动桥设计。驱动桥的基本功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当降低转速后分配给左、右驱动车轮，其次驱动桥还要承受路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力和反作用力矩等。驱动桥组成包括主减速器、差速器、半轴、万向节、驱动桥桥壳等。驱动桥是汽车传动系中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好坏，驱动桥是汽车中的重要部件，它承受着来自路面和悬架之间的一切力和力矩，是汽车中工作条件最恶劣的总成之一如果设计不当会造成严重的后果。本文以驱动桥的传统设计方法为基础详细研究了速腾1.8T轿车的驱动桥的设计方法，提出了比较可行的设计思路。根据这一思路设计计算出数据并画出转向驱动桥的各零件图。同时我也查找了现有的速腾1.8T轿车的驱动桥的结构原理，从样车对驱动桥的整体构造加深了解，结合最新有关驱动桥的信息和汽车设计书本上的知识来设计计算、绘制草图，然后运用AUTOCAD软件绘制总装配图，从而提了设计工作效率。关键词：汽车驱动桥主减速器差速器半轴AbstractDrivingaxleparts,structureiscomplex.Drivebridgeasthefourmajorautomobileassembly,itsperformancehasadirectimpactonvehicleperformance.Thisarticleisaboutthe1.8TTeng-speeddrivingaxledesign.Thebasicfunctionistodriveaxledriveshaftortransmissiontoincreasethetorqueandproperlyreducespeedassignedtotheleftandrightdrivewheels,driveaxleisalsounderthesecondroadandtheframeorbodybetweentheverticalforce,longitudinalforceandlateralforce,andthebrakingforceandthereactiontorque.Driveaxleiscomposedofmainreducer,differential,halfshaft,universaljoint,driveaxlebridgeshell.Driveaxleisintheautomobilepowertransmissionassemblyof.Drivingaxledesignisreasonableornotdirectlyrelatedtoautomobileuseperformanceisgoodorbad,driveaxleisanimportantvehiclecomponents,itsufferedfromaroadsurfaceandsuspensionofallforcesandmoments,isintheautomobiletheworstworkingconditionsofoneoftheassembly,ifdesignedproperlyitwillcauseseriousconsequences.Basedonthedrivingaxleoftraditionaldesignmethodforthefoundation,adetailedstudyofthe1.8TTeng-speedcardrivingaxledesignmethod,putforwardafeasibledesignideas.Accordingtothistrainofthought,designandcalculatedataanddrawthesteeringdrivingaxlepartsdiagram.Atthesametime,Ialsofindtheexisting1.8TTeng-speedcardrivingaxlestructureprinciple,fromthevehiclesonthedriveaxleofthewholestructuretodeepenunderstanding,combinedwiththeatestinformationaboutdrivingbridgeandvehicledesignbookknowledgetodesign,sketch,andthenusingAUTOCADsoftwaretoprovidethegeneralassemblydrawing,designworkefficiency.Keywords:automobiledrivingaxlemainreducerdifferentialhalfaxle目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要IAbstract.II\o"CurrentDocument"第1章绪论1\o"CurrentDocument"1.1概述1\o"CurrentDocument"1.2驱动桥设计与分析的理论研究现状2\o"CurrentDocument"1.3设计驱动桥时应当满足如下基本要求2\o"CurrentDocument"第2章驱动桥结构方案的选定3\o"CurrentDocument"2.1结构方案分析.3\o"CurrentDocument"第3章主减速器设计.3\o"CurrentDocument"3.1主减速器的结构形式4\o"CurrentDocument"3.2主减速器的类型4\o"CurrentDocument"3.3主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式.6\o"CurrentDocument"3.4主减速器的基本参数选择与计算73.4.1主减速比的确定73.4.2主减速器齿轮计算载荷的确定9\o"CurrentDocument"3.5主减速器齿轮基本参数的选择123.5.1主、从动齿轮齿数的选择123.5.2斜齿轮设计计算123.5.3主减速器齿轮参数表17\o"CurrentDocument"第4章差速器的设计.18\o"CurrentDocument"4.1差速器结构形式选择18\o"CurrentDocument"4.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计194.2.1差速器齿轮的基本参数的选择194.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算214.2.3汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表25第5章驱动车轮的传动装置设计26\o"CurrentDocument"5.1半轴的型式26\o"CurrentDocument"5.2半轴的设计计算26\o"CurrentDocument"5.3半轴的强度较核275.3.1三种可能工况.275.3.2半浮式半轴计算载荷的确定28\o"CurrentDocument"5.4半轴的结构设计及材料与热处理30\o"CurrentDocument"第6草万向节设计32\o"CurrentDocument"6.1万向节结构选择32\o"CurrentDocument"6.2万向节的材料及热处理32\o"CurrentDocument"第7章驱动桥壳设计.33\o"CurrentDocument"7.1桥壳的简介33\o"CurrentDocument"7.2驱动桥壳的设计.34\o"CurrentDocument"结论35\o"CurrentDocument"致谢36\o"CurrentDocument"参考文献37装配图示例:第1章绪论1.1概述汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，其基本功用是增大由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上要求的差速功能同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器又称主传动器）、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬挂形式密切相关。当车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都采用非断开式驱动桥;当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力使之适应于汽车行驶的需要。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和分动器还不能完全解决发动机特性和行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速问题。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，以使内燃机的转速一转矩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（有时还有轮边减速器）的功用则在于当变速器处于最高档位（通常为直接档，有时还有超速档）时，使汽车有足够的牵引力、适当的最高车速和良好的燃油经济性。为此，则要将经过变速器、传动轴传来的动力，经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，要想使汽车传动系设计的合理，首先必须恰当选择好汽车的总传动比，并恰当的将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速比称为主减速比。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。在汽车的总体布置设计时应根据该车的工作条件及发动机、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的动力性和燃油经济性。由于发动机功率的提高，汽车整车质量的减小和路面状况的改善，主减速比有往小发展的趋势。选择主减速比时要考虑到使汽车即能满足高速行驶的要求，又能在常用车速范围内降低发动机转速、减小嫌料消耗量，提高发动机寿命并改善振动及噪声的特性等。1.2驱动桥设计与分析的理论研究现状随着测试技术的发展与完善，在驱动桥设计过程中引进新的测试技术和各种专用的试验设备，进行科学实验，从各方面对产品的结构、性能和零部件的强度、寿命进行测试，同时广泛采用近代数学物理分析方法，对产品及其总成、零部件进行全面的技术分析、研究，这样就使驱动桥设计理论发展到以科学实验和技术分析为基础的阶段川。1.3设计驱动桥时应当满足如下基本要求1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5）具有足够的强度和刚度，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；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6）与悬架导向机构运动协调。7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为非断开式驱动桥和断开式驱动桥两大类。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥，称为非独立悬架驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥，称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但大大提高了汽车在不平路面上的行驶平顺性。第2章驱动桥结构方案的选定2.1结构方案分析本次设计的课题为轿车驱动桥的设计。现在轿车多采用发动机前置前轮驱动的布置型式，只有高级轿车出于动力性和舒适性方面的考虑才采用后轮驱动的型式。首先驱动桥在轿车中主要功能有：是把变速器传出的功率经其减速后传递给车轮使车轮转动；由于要求设计的是家用汽车的前驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用断开式驱动桥以与独立悬架相适应。该种形式的驱动桥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，故又称为独立悬架驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架或车厢底板上，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架则可以彼此独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。综上所述，本设计选择断开式驱动桥的形式。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。第3章主减速器设计3.1主减速器的结构形式主减速器的结构型式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。影响主减速型式选择的因素有汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主减速比。，其中i0的大小影响汽车的动力性和经济性。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：1）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。3.2主减速器的类型按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：1）中央单级减速器。此是驱动桥结构中最为简单的一种更具有质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，是驱动桥的基本形式，因而广泛用于主传动比io<7的汽车上。因为乘用车一般七二3〜4.5，所以在主传动比较小的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。2）中央双级主减速器。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。3）中央单级、轮边减速器。其中，中央单级主减速器在轿车中应用广泛。它有以下几点优点：a结构最简单，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在传动比较小的乘用车应用广泛；b乘用车发动机前置前驱，使得驱动桥的布置形式要求简单，而且结构紧凑;c随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。d与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。按主减速器齿轮的类型的来分，主减速器分为：螺旋锥齿轮传动主减速器，双曲面齿轮传动主减速器，圆柱齿轮传动主减速器，蜗轮蜗杆传动主减速器。1）螺旋锥齿轮传动；其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都采用90°交角的布置方案。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，因此螺旋锥齿轮能承受较大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，因此其工作平稳，即使在高速动转时，噪声和振动也很小。2）双曲面齿轮传动：其特点是主、从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都采用90°夹角。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上的偏移，称为上偏置或下偏置。该偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴的上面或下面通过。这样就能在每个齿轮的两侧布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度，保证齿轮正确啮合，从而提高齿轮寿命大有益处。与螺旋锥齿轮由于齿轮副的轴线相交而使主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，因此，双曲面齿轮传动副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这就使双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度及刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量半径大，其结果是齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高达175%。如果双曲面主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最少齿数可减小，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比的传动。当要求传动比较大而轮廓尺寸有限时，采用双曲面齿轮传动更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮轴径相等，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的小。3）蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动：蜗轮传动在汽车的驱动桥上也有所应用。蜗轮传动相对于螺旋锥齿轮及双曲面齿轮传动有一系列的优点。首先，在结构质量较小的情况下，采用蜗轮传动时单级减速即可得到大的传动比。因此，在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎直径之间的配合要求有大的主减速比（通常io8~14）时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，这时就不需要有第二级减速了。而主减速器采用其他类型的齿轮时，就需要用结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大且传动效率较低的双级减速；其次，蜗轮传动在整个使用期间在任何转速下都能工作得非常平稳、最为静寂无噪声；再者，与锥齿轮传动相比，蜗轮传动更便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置。另外，蜗轮传动还具有：能传递大的载荷，使用寿命长，在整个使用期间有高的传动效率，结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。与螺旋锥齿轮及双曲面齿轮主减速器相比，其惟一的缺点是要用昂贵的有色金属（青铜）制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广应用。由于速腾1.8T的轿车的发动机采用的是横置的形式变速器也采用横置式，所以动力输出的方向正好与前桥轴线的方向平行。因此，此设计不必采用圆锥齿轮来改变动力旋转的方向，采用圆柱齿轮传动就可以满足要求。一般采用斜齿圆柱齿轮传动，驱动桥为断开式。动力通过左右两根半轴传递给车轮。3.3主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式现代汽车主减速器主动斜齿圆柱齿轮的支承型式有以下两种：1）悬臂式：齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承的外侧;2）骑马式：齿轮前后两端的轴颈均以轴承支承，故又称为“两端支承式”采用骑马式支承结构，可以使刚度大为增加，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。由于结构的原因，主减速器的小斜齿轮采用骑马式安装，而主减速器的大齿轮也采用骑马式安装。3.4主减速器的基本参数选择与计算3.4.1主减速比七的确定主减速比匕的大小对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量以及变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接的影响。主减速比的0选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比（包括变速器、分动器和取力器、驱动桥等传动装置的传动比）一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作条件和汽车传动系的传动比（包括主减速比）有关，可以采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比及主减速比i0进行最优匹配，以使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率Pmax的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速匕哑。这时i0值就按下式来确定：i0=0.377xamaxgh(3-1)式中：r,——车轮的滚动半径，m；ni0=0.377xamaxgh(3-1)查阅速腾1.8T轿车的有关资料得：轮胎类型与规格：225/45R17其中：225为轮胎名义断面宽度（mm）；45为轮胎名义高宽比（扁平率）R为子午线结构代号；17为轮辋名义直径（in）；查长度单位换算表得：1英寸二2.54厘米因此：轮辋名义尺寸直径17in=2.54*16cm=43.18cm所以车轮的自由半径为r=43.18*10/2+225*0.45=317.15mm对汽车作静力学分析时，应该用静力学半径；而作运动学分析时，应该用滚动半径。但通常不计它们的差别统称为车轮半径r。在本设计中认为二者数值相同。即：r=0.31715mr最大功率时发动机的转速为：n=（5000~6200）rpm暂取n=5321rpm汽车最高车速为：v=216Km/h变速器最高档传动比为：、=0.837代入公式得i=0.377，匕=0.377x顽71555321=3.51900Vih216x0.837为计算方便取i0=3.51903.4.2主减速器齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（jj）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：

TemaxiTLK0(3-2)(3-3)式中：TemaxiTLK0(3-2)、——由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档TL传动比；门t——传动系上述传动部分的传动效率，取］『=0.9；K0——由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取K0=1；当性能系数fp>0时，可取、=2，或由实验决定；n该汽车的驱动桥数目；G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于驱动桥2来说，应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量）N；中一一轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取中=0.85；对于越野汽车，取中=1.0；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可聊=1.25；r车轮的滚动半径，m；'门lb,、——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传""动效率和传动比（例如轮边减速等）查资料得：T=250N•miL=3.5190x3.3=11.6127门T=0.9由后面式计算得f>0，故：K0=2由于该轿车只有一个驱动桥则：n=1由后面计算得：汽车满载有总重量为G=1788x10=17880Kg,查参考文献汽车轴荷分配中乘用车发动机前置前驱满载时前轴分配为47%〜60%。本设计中取58%，G2=17880x0.58=10370.4N由于该轿车是安装一般轮胎的公路用汽车，则*=0.85由上面计算可得：r=0.31715mmr由经验得：门=0.96由于该轿车无轮边减速器，则：妇=1将上述参数值代入公式中计算得；T=上见气门“；'=250x11-6127x2xO.%=5225N・mjen/110370.4x0.85x0.31715=2912.1N•m0.96x1汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矢叽为T=(气*气)1(f+f+f)N,m(3-4)jmi^nrhp式中：G汽车满载总重量，N；G——所牵引的挂车的满载总重量，N，但仅用于牵引车的计算；rr一车轮的滚动半径，m；fR道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取fR=0.010—0.015；对于载货汽车可取0.015〜0.020；对城越野汽车可取0.020〜0.035；fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对

载货汽车和城市公共汽车取0.05〜0.09；对长途公共汽车取0.06〜0.10；对越野汽车取0.09〜0.30；fp——汽车或汽车列车的性能系数：(3-5)f'纠16-°"5(G+气)p100Temax0.195(G+G,)

F^emax>16时，取f(3-5)0.195(G+G,)

F^emax>16时，取fp=0由参考文献得查得汽车总质量气的计算方法:乘用车的总质量m是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。a乘用车的总质量m由整备质量m、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量a0三部分组成。其中，乘员和驾驶员每人质量按每人质量按65kg计，于是：m=m+65n+an该式中，n为包括驾驶员在内的载客数;a为行李系数，可按参考文献提供的数据取用。速腾1.8T的整车整备质量为1413Kg；故m=1413+65x5+10x5=1788Kg；a即G=1788x10=17880Kg；由于是轿车，所以G=0；r由上得：r=0.31715m；

r轿车选用fR=0.010〜0.015，取fR=0.0125；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取H=0.08；经计算0.195（气IGt）=13.9464<16Temax则按f=_£]16-°」颇气+Gt）]计算得：p100Temaxfp=湍=0.02053616-0.195(G。+6丁)

T"fp=湍=0.020536emax把各参数代入式中得到：T=%怛)[(f+f+f)=(1788G°*°.31715).°12I°.°阱°.°2°536)667.7・mjmiv\nRHp1x0.96<13.5主减速器齿轮基本参数的选择3.5.1主、从动齿轮齿数的选择对一单级主减速器，首先根据七的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数z,z。为了使磨合均匀，z,z之间应避免有公约数；为了得到理想的齿1212面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于40,对于轿车应不小于50。3.5.2斜齿轮设计计算由于齿轮转速比较高，选用硬齿面。先按轮齿弯曲疲劳强度设计，再较核齿面接触强度，其设计步骤如下：先选择齿轮材料，确定许用应力：均选用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度56〜62HRC。由参考文献查得弯曲疲劳极限应九=430MPa；由参考文献查得接触疲劳极限应九Hi=1500MPa；按轮齿弯曲疲劳强度设计由式参考文献知：

(3-6)(3-7)5"KTY>12.4'1fs3wz2b'd1FP1）确定轮齿的许用弯曲应力7FP按参考文献计算两齿轮的许用弯曲应届中,bFp2（MPa）分别按下式确定bY

b=—FlimSTY(3-6)(3-7)Fmin式中：bFlim——试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限，查参考文献;Yst——试验齿轮的应力修正系数，本书采用国家标准给定吟fiim值计算时，Y^=2；Yn——弯曲疲劳强度计算的寿命系数，一般取Yn=1。当考虑齿轮工作在有限寿命时，弯曲疲劳许用应力可以提高的系数；SF——弯曲强度的最小安全系数。一般传动取SF.=1.3〜1.5；重要传动取5皿广1.6〜3.0；Fmin由上得：b=430MPa取Y^=2，丫广1，S厂=1.8把各参数代入式中得：b=bfiimYstY=430X2x1=477.7778MPaFPSN1.82）计算小齿轮的名义转矩T1T=667.7/3.5190=189.7414N•m13）选取载荷系数K因为是斜齿轮传动，且加工精度为了7级，故K可选小些，取K=1.44）初步选定齿轮参数取Z1=23,Z2=ixZ1=3.5190x23=80.937取Z=81,25）齿宽系数甲d的选择：wd选大值时，可减小直径，从而减小传动的中心距，并在一定程度上减轻包括箱体在内的整个传动装置的重量，但是却增大了齿宽和轴向尺寸，增加了载荷分布的不均匀性。wd的推荐值为：当为软齿面时，齿轮相对于轴承对称布置时，wd=0.8〜1.4；非对称布置时，W广0.6〜1.2;悬臂布置或开式传动时，Wd=0.3〜0.4。当为硬齿面时，上述/d值相应减小50%。取W=0.5，并取p=15。；d得到u=81/23=3.5226）确定复合系数因两轮所选材料及热处理相同，则&尸"相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系数丫顷代入即可。而ZV1=Z1'cos3p=23COS315。=25'52093由参考文献查得\s1=4.18将上述参数代入式，得KTY1/,'1.4x189.74修4.18,m=12.412.43=2.55874wn3Wd.b砰V0.5x23x477.7778

按参考文献取标准模数，阪〃=3mm则中心距a=mn(Z「Z2)=3x(23+81)=161.5。3恤

2cosp2xcos15°为了便于加工和校验，取中心距a=161.5031mmcos八mn(Z1+Z2)=3x(23+81)=0.9659

2a2x161.5031故得到p—arccos(0.96559)—15.00572。计算其它几何尺寸d—^A-3X23—71.43596mmcosp0.9659d——3X81—251.5788mmcosp0.9659气—w«—0.5x71.43597—35.71799mm取气—36mmb—b+(5-10)mm—41~46mm取b—45mm校核齿面的接触强度由参考文献可知(3-8)(3-8)ZE为弹性系数，当齿轮都为钢制，ZE=189.8tMPa侦'189侦'189.74133.522*1-891.3948边ab—109ZHgu+1—109x189.8xE\：bd2u36x71.435963.522121齿面许用接触应力b按参考文献计算，因为主减速器为较重要传动，取最HP小安全系数SH.=1.4,ZN=1，Z=1,贝Ub——H4imZZ—1500X1X1—1071MPaHPSNw1.4因为bb—109ZH3.5.3主减速器齿轮参数表表3-1主减速器斜齿轮的参数:

d1=mZ1/cos&=3x23/0.9659=71.43596mm分度圆直径d2=mZ2/cos&=3x81/0.9659=251.5788mm齿顶高h=h=h*m=3mm1hr«rd=竺三+2h*m=77.43596mmalCOS&ann齿顶圆直径d=挡^+2h*m=257.5788mma2COS&ann齿根圆直径d=^^-2(h*+c*)m=63.93596mm/1COS&annnd=“n'2-2(h*+c*)m=244.0788mm/2COS&annn全齿高h=h+h=(2h*+c*)m=6.75mmafannn端面齿厚„„1，八S=S=2兀m/cos&=4.8786mm端面齿距p=兀m/cos&=9.7572mm法面齿距p=兀m=9.4248mm第4章差速器的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，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等;左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。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。4.1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。普通锥齿轮式差速器的传动机构为锥齿轮。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。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。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。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一一差速锁等。4.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计由于在差速器壳上装着主减速器的从动齿轮，所以在确定主减速器从动尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支座及主动齿轮导向轴承支座的限制。4.2.1差速器齿轮的基本参数的选择1）行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。在必要时轿车也可以采用4个行星齿轮的结构。由于所设计的是中级轿车，故优先采用2个行星齿轮的结构。行星齿轮球面半径夫3的确定圆锥行星齿轮差速莓的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径rb，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因争匕在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径R可按如下的经验公式确定：bRb=Kb扩mm(4-1)式中：Kb彳亍星齿轮球面半径系数，Kb=2.52~2.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值;对于有2个行星齿轮的轿车以及所有的越野汽车和矿用汽车取大值；取Kb=2.52；七——计算转矩，取计算值的较小值，N・m；取T=2912.1N•m；Rb=七叮mm=2.52x寸2912.1=35.9862mm；差速器行星齿轮球面半你确定以后，可根据下式预选其节距¥:b0A0=(0.98〜0.99)Rmm=35.26648〜36.61466mm取为36.4mm行星齿轮与半轴齿轮齿数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，但一般不应少于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的范围内。差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，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z2广Z2R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，否则差速器将无法安装。即应满足的安装条件为

Z2疽Z2R=I（4-2）n式中：Z2l、Z咨——左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速2'2入器来说，Z2l=Z2r；n彳亍星齿轮的数目；I——任意整数；由于本设计选用的差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器，选定半轴齿轮齿数为Z2L=Z2R=16，行星齿轮数目〃=2，行星齿轮齿数为10。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：ZZy=arctan=32.00538^；y=arctan—=57.99462^TOC\o"1-5"\h\z21式中：z1，Z2——分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模麴：2A.2A.m=~z^smy=~z^smY=3.75239212考虑到差速齿轮弯曲应力的校核，取m=5.5求出模数m后，节圆直径d即可根据齿数z及模数m由下式求得：d=mz5）压力角a汽车差速器齿轮过去都选用20。压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。目前大都选用22°30'的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少到10，并且小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可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。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20。的少，故可用较大的模数以提高轮齿的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用20°压力角。本设计中选用压力角为22°30'。6）行星齿轮安装孔直倒及其深度L行星齿轮安装孔的直径）与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取L=1.0（4-3）L8=1.1g=g*(4-4)(4-5)式中：T0——差速器传递的转矩，N・m；n彳亍星齿轮数目；l——如图所示，为行星齿轮支承面中点至锥顶的距离mm;l任0.5d2,d2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2n0.8d2l=0.4d2；t]——支承面的许用挤压应力，取为69MPa。c差速器传递的转矩为T=2912.1N-m；中==年言2912.1x103=gm”1.1b]nl\1.1x69x2x35.2c4.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算汽车差速器齿轮的弯曲应力为:.=2X103TK0KK”MPawKFZ2m2J(4-6)式中：T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩,N・m；其计算式为：tJx0.6

n(4-7)式中：T——计算转矩，按T、T伸两者中的较小者和七计算，N・m；n——差速器行星齿轮数目；Z2—一半轴齿轮齿数；J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。K0,K,K,K,F,m——见参考文献下说明;按上式并以[m计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力b巧，不应大于210.9MPa；按L，广帅两种计算转矩中的较小值进行计算时，弯曲应力b巧不应大于980MPa。查参考文献：K0——超载系数，见参考文献下的说明；K——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、调节及径向跳动精度高时，可取人广1；K——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面模数m>1.6mm时，K=\：'蜀4；孔——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承式时，Km=1.00〜1.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km=1.10-1.25.支承刚度大时取小值。F计算齿轮的齿面宽mm；F=(0.25〜0.30)A0;F<10m；m端面模数，mm；参数的选取与计算：MIN[T，T」=2912.1N•mT.=667.7N•mn=10Z2=16J=0.2255K0=2KK0=2K=1.05=0.682154mF=13m=5.5以T^计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力:2X10TKKK…2x1。x100.1552x0.682154.05°Q=10，mMPa=202.230MP依210.MPa按K^FZmJ1x13x16x5.5X0.2255■,T帅两种计算转矩中的较小值进行计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力：T=T)><0,6=436.815.=2x1°TK>KKmMP弟2加x436.81x2x0.682151.05=882.051MP依98MPa两种KFZm1x13x16x5.5x0.2255情况下都校核成功，说明此设计合理。4.2.3汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表国标规定，a=20。，h*=1,c*=0.2。表4-1标准直齿锥齿轮传动的几何参数及尺寸计算（Z=90。）名称分度圆锥

角计算公式行星齿轮半轴齿轮51=arccotZ=32.00538。252=900-5]=57.99462。5代号齿顶高haha1=ha2=h*m=5.5mm齿根高hfh=h=(h*+c*)m=6.6mm分度圆直径dd=mZ=55mmd=mZ=88mm齿顶圆直径dad=d+2hcos8=64.328mmal1a1d=d+2hcos8=93.8300mm2齿根圆直径dfd=d-2hcos8=43.8064mmnd=d-2hcos8=81.0040mm2锥距RR=m】Z2+Z2=51.8869mm齿顶角0a02=0i=arctan(h/R)=6.0507。齿根角0f0fi=0f2=arctan(hf/R)=7.2491。顶锥角8a8al=8+0=38.05611a182=82+02=64.0454根锥角8f8=fi8-0=24.7563。1f18f2=82-0f2=50.7455。第5章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。5.1半轴的型式半轴的型式主要取决于半轴的支承型式。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。半浮式半轴以其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，而端部则以具有圆锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以凸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，半浮式半轴所承受的载荷较复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点，故被质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和微型客、货汽车所采用。基于上述特点，速腾1.8T轿车选用半浮式半轴的结构。5.2半轴的设计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。速腾1.8T轿车的驱动型式为4x2，查参考文献可得：半轴的计算转矩：(5-1)式中：T发动机最大转矩；&——差速器的转矩分配系数对于圆锥行星齿轮差速器可取也=0.6；、——变速器I挡传动比；i0——主减速比；T云Ti1i0=0.6x250x3.3x3.5190=1741.905N-m由参考文献得.'16xTx1000(5-2)3kIi]取许用应力L]=500MPa(5-2)代入计算得：d>匹X/。。。=「6X174L905x）°°。=26.082mm3k|tJ33.1415926x500出于对安全系数以及半轴强度的较核的考虑，取l=36mm。5.3半轴的强度较核5.3.1三种可能工况计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：1）纵向力（驱动力或制动力）最大时，附着系麴在计算时取0.8,没有侧向力作用；2）侧向力最大时即汽车发生侧滑时侧滑时轮胎与地面的侧向附着系麴］在计算时取站1.0，没有纵向力作用；3）垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时这时不考虑纵向力和侧向力的作用。故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。5.3.2半浮式半轴计算载荷的确定：1）纵向力FX2最大和侧向力FY2为0：此时垂向力F=m'G/2，纵向力最大值F=F甲=m'G甲/2，计算时m，TOC\o"1-5"\h\zZ222X2Z2222可取1.2，平取为0.8。半轴弯曲应力和扭转切应方为：g3纣『（5-3）必3T=16FX2rr（5-4）nd3式中，a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，合成应力为：计算得:Fz2=.G2/2=1.2x10370.4x0.8/2=6222.24N，F2=Fz^=气G^/2=1.2x10370.4x0.8/2=4977.792Na=32"\写2+F=715536MPa兀d3t=16Fx2rr=172.3313MPa兀d3a=*2+4t2=352.01204MPa2）侧向力.2最大和纵向力Fx2=0,此时意味着汽车发生侧滑。外轮上的垂直反力。2,和内轮上的垂直反力。2,分别为：(5-5)(5-6)F=G(0.5+匕中)Z2o2B1FZ2i=G2-FZ2式中，h为汽车质心高度，根据经验取为0.35；g气为轮距，查资料得BT.552m；平：为侧滑附着系数，计算时g可取为1.0；外轮上的侧向力「2o和内轮上的侧向力「2,分别为F=F9Y2oZ2o(5-5)(5-6)FY广FZ2,91内外车轮上的总侧向力「2为Gy1。这样，外轮半轴的弯曲应力为o和内轮半轴的弯曲应力7，•分别为:计算得:7=32计算得:7=32("七撰)°nd3(5-7)(5-8)7523.885567NFz2.=G2-F2=4148.16NF2=F2七=7523.885567NF2.=F2.七—4148.16NTOC\o"1-5"\h\z7—32(FY2°r"F2°a)—455.2497MPa°nd37—32(—2』.+F2ia)—323.4437452MPaind3侧向力七2=0汽车通过不平路面，垂向力弓2最大，纵向力Fx2=0，侧向力七2=0此时垂直力最大值弓2为F=1kGZ222式中，k为运载系数。乘用车：k=1.75;货车：k=2.0;越野车：k=2.5.半轴弯曲应力7为(5-9)^_32Fz2a_16kG2and3nd3由于速腾1.8T轿车为乘用车，故K=1.75,

32Fab=Z2—兀d316kGa小―-79.242MPa(5-9)32Fab=Z2—兀d3综上述计算得，均未超过半轴的许用应力500MPa,故半轴强度校核满足要求。5.4半轴的结构设计及材料与热处理在半轴的结构设计中，为了使花键的内径不致过多地小于其杆部直径，常常将半轴加工花键的端部设计得粗一些，并适当地减小花键的深度，因此花键齿数发布相应增多，一般为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，但也有用矩形或梯形花键的。半轴多采用含铭的中碳合金钢制造，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（突缘部分可低至HB248）。近年来采用高频、中频感应淬火的工艺日益增多。这种处理方法使半轴表面淬火硬度iHRC52-63，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。第6章万向节设计6.1万向节结构选择对于转向驱动桥，在其驱动车轮的传动装置中必须采用万向节传动，以便使转向车轮能够转向。在转向驱动桥上，常常在通往左右转向车轮的传动装置中和靠近车轮处，各安装一个等速万向节。固定型球笼式万向节和伸缩型球笼式万向节广泛应用于采用独立悬架的轿车转向驱动桥，如红旗、桑塔纳、捷达、宝来、奥迪等轿车的前桥。其中RF节用于靠近车轮处，VL节用于靠近驱动桥处。因此在本设计中也采用这两种万向节。伸缩型球笼式万向布〔VIF)图6-1RF节与VL节在转向驱动桥中的布置6.2万向节的材料及热处理在传递转矩时，钢球与滚道间产生较大的接触应力，因此对材料要求较高。球形壳和星形套采用15NiMo低碳合金钢制造，并经渗碳、淬火、回火处理；钢球则选用轴承用钢球，材料为15Cr。第7章驱动桥壳设计7.1桥壳的简介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架及车架或车厢上。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结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。桥壳的结构型式大致分为可分式桥壳、整体式桥壳和组合式桥壳：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，