轿车驱动桥毕业设计 - 图文

轿车驱动桥设计

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摘 要

随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。驱动桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。

本说明书中，根据给定的参数，首先对主减速器进行设计。主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了设计。主减速器的形式设计为单级主减速器。而主减速器的齿轮形式主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。本次设计采用的是齿轮形式是渐开式圆柱斜齿轮。其次，对差速器的形式进行选择，差速器的形式主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器两种。本次设计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器。最后，对半轴的结构、支承形式，以及桥壳的形式和特点进行了分析设计。本次设计采用半浮式半轴和整体式驱动桥壳。在设计之后对以上的零件进行了强度的校核，并用AUTOCAD和SOLIDWORKS绘制了二维和三维的图纸。 关键词：驱动桥、主减速器、差速器、ATUOCAD、SOLIDWORKS

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Transaxle of saloon

ABSTRACT

With the development of the automotive industry and vehicle technology to improve the design and manufacturing process of the drive axle are increasingly improved. Drive Axle and other automotive assembly, in addition to the widespread adoption of new technology in the structural design, the direction of development and production organizations increasingly toward \ This manual, according to the given parameters, the first main gear box design. The structure of the main gear box, and the geometric dimensions of the design. The main gear box in the form of single-stage main gear box and two-stage main gear box. Final drive gear mainly in the form of spiral bevel gears, hypoid gears, cylindrical gears, worm and other forms. This design is integral single-stage main gear box, gear forms of hypoid gears. Secondly, in the form of differential selection, differential forms are divided into ordinary symmetric cone planetary gear differential and limited slip differential two. The design uses a common symmetric cone planetary gear differential. Finally, on the structure of the axle, supporting forms, and the axle housing forms and characteristics of the analysis and design. The design uses a full floating axle shaft bearing and the overall drive axle housing.After finishing the whole design,I use AUTOCAD and SOLIDWORKS to draw 2-D and 3-D pictures.

Keywords: Drive axle、Main reducer、Differential、AUTOCAD、SOLIDWORKS

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目录

1章 绪论 ................................................................................................................................... 1 1.1 概述 ........................................................................................................................... 1 1.2 驱动桥设计与分析的理论研究现状 ....................................................................... 1 1.3 设计驱动桥是应满足如下要求 ............................................................................... 2 2章 驱动桥结构方案的选定 ................................................................................................... 2 2.1 主减速器的结构形式 ............................................................................................... 3 3章 主减速器的设计 ............................................................................................................... 3 3.1 主减速器的结构形式 ............................................................................................... 3 3.2 主减速器的类型 ....................................................................................................... 3 3.3 主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式 ....................................................... 4 3.4 主减速器的基本参数选择与计算 ........................................................................... 4 3.4.1 主减速器主减速比i0的确定......................................................................... 5 3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 ................................. 5 3.4.3 驱动桥的离地间隙 ........................................... 8 3.5 主减速器渐开线斜齿圆柱齿轮设计计算表 ............................. 8 3.6 主减速器的齿轮材料及其热处理 ......................................................................... 13 3.7 主减速器轴承的计算 ............................................................................................. 13 3.7.1 作用在主减速器主动齿轮上的力 .............................................................. 15 3.7.2 主减速器轴承载荷的计算和校核 .............................................................. 17 4章 差速器设计 ....................................................................................................................... 19 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 ............................................................. 19 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 ..................................................................... 20 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 ..................................................................... 21

4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 ................................................................ 21 4.3.2 差速器齿轮的几何计算 ............................................................................ 23 4.3.3 差速器齿轮的强度校核 ............................................................................ 25

5章 半轴的设计 ....................................................................................................................... 26 5.1 半轴的型式 ............................................................................................................... 26 5.2 半轴的设计计算 ....................................................................................................... 27 5.3 三种可能工况 ........................................................................................................... 28 5.4 半浮式半轴计算载荷的确定 ................................................................................... 29 5.5 半轴的结构设计及材料与热处理 ........................................................................... 30 6章 万向节设计 ......................................................................................................................... 1 6.1 万向节结构选择 ....................................................................................................... 31 6.2 万向节的材料及热处理 ........................................................................................... 31 7章 驱动桥壳设计 ................................................................................................................... 31 7.1 驱动桥壳的选型 ....................................................................................................... 32 7.2 桥壳的静弯曲应力计算 ........................................................................................... 32 7.3 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 ....................................................... 33 7.4 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 ........................................................... 33

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变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性以及主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量取决于主减速比i0的大小。而在汽车总体设计时，主减速比i0和传动系的总传动比一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作环境不同，汽车传动系的传动比可以采用优化设计，用发动机参数匹配出最优的传动系的传动比及主减速比i0，进而获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有较大储备功率的轿车、客车和长途公共汽车，特别是对竞赛汽车，在给定发动机最大功率Pemax的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有理论上的最高车速

Vamax。这时i0值就按下式来确定：

rrnp （3.1） i0?0.377Vamaxigh

式中，rr—车轮的滚动半径，m；

np—最大功率时发动机的转速，5800r/min；

vamax—汽车的最高车速，取180km/h；

igh—变速器最高挡传动比，通常为1。

查阅思迪轿车的有关资料得：轮胎类型与规格：185/60R15

其中：185—断面宽（断面宽约185mm）； 60—扁平率（高宽比约为60%）； R—轮胎结构记号（子午线结构）；

15—表示适用轮辋直径[轮辋直径15inch(38.1mm)]；

所以自由半径rr?38.1?102?185?0.6?301.5mm?0.3015m

在实际分析中，有作动力学分析的静力半径rs与做运动学分析的rr，但是通常不计他们之间的差别，统称为车轮半径r。

i0?0.377rnp?amaxigh?0.3770.3015?5800?3.6626

180?1确定得出主减速比i0?3.6626。

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3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定

在实际生活中，由于各种不同因素的影响下，无法完全计算出主减速器齿轮所承受的载荷。所以通常在设计中，将发动机最大转矩配以传动系统最低档传动比时、驱动车轮打滑时这两种情况下，作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tje、Tj?）中的较小者，作为计算中用以验算主减速器从动齿轮所承受的最大应力的计算载荷。即

Tje?TemaxiTLK0?T （3.2） n'G2m2?rr （3.3） Tj???LBiLB式中：Temax—发动机最大转矩，N·m；

iTL—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传动比； ?T—传动系上述传动部分的传动效率，取?T?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 K0?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（对于驱动桥来说，应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量），N；

'' m2—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m2?1.2~1.4，商

'用车：m2?1.1~1.2；

?—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

??0.85；对于越野汽车，取??1.0；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取??1.25；

rr—车轮的滚动半径，m；

?LB,iLB—分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减

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速比（例如轮边减速器）。 其中查资料的

Temax?143N?m；iTL?13.012；?T?0.90；

由后式计算可得K0?1；由于该车只有一个驱动桥，所以n?1；

由数据可得，满载质量Ga?1510?9.8?14798N；又因为汽车前置前驱切满载时前轴承受47%~60%，这里取 ，所以G2?Ga?60%?8878.8N；由于该轿车是安装为一般斜交轮胎公路用车，所以??0.85；查资料得：rr?0.3015m；?LB?0.96；由于该车无轮边加速器，所以iLB?1；

最后可得：Tje?TemaxiTLK0?T143?13.012?1?0.9??1674.64N?m n1'G2m2?rr8878.8?1.2?0.85?0.3015 Tj????3318.31N?m

?LBiLB0.96?1上两式求得的计算载荷是理论上的最大转矩，而在实际计算中，并不是正常持续转矩，不能用来作为疲劳损伤的依据。依据各个汽车类型不同，又有情况多变的行驶工况中，乘用车在高速轻载条件下工作，而越野车和矿用汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有一条简单的公式可算出正常持续使用过程中汽车的实际转矩。但相对公路车辆来说，因为使用环境和条件较为稳定，可以通过所谓平均牵引力的值确定正常持续转矩，即主减速器从动齿轮上的平均计算转矩Tjm为

Tjm?(Ge?Gm)rr (fr?fH?fp) （3.4）

iLB?LBn式中，Ge—汽车总重量，kN；

Gm—为挂车总质量，若无为0,N； rr—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

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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： fp?0.195(Ge?GT)?1? ?16?? （3.5）

100?Temax?当

0.195(Ge?GT)?16时，取fp?0；

TemaxiLB、?LB、n、Temax和等见前面的说明。

已知思迪数据，满载质量Ge?1510?9.8?14798kN；由于是轿车所以Gt?0；

0.195(Ge?GT)0.195(14798?0)??20.18?16所以fp?0；

Temax143Tjm?(Ge?Gm)rr(14798?0)?0.3015(fr?fH?fp)??(0.015?0.08?0) iLB?LBn0.98?1?1?432.5N?m3.4.3 驱动桥的离地间隙

由于本设计为轿车驱动桥设计，且采用广汽本田思迪车型，所以并且经由数据查表得离地间隙为150mm。

3.5主减速器渐开线斜齿圆柱齿轮设计计算表

表3.1 斜齿轮设计计算表格

计算（或选择）依项目 据 1．选齿轮精查[10] 度等级 大齿轮、小齿轮均选用查[14]续表2．材料选择 3.1-209 渗碳处理）硬度为58~62HRC 240HBS 单计算过程 位 选用7级精度 级 计算（或确定）结果 7 大齿轮、小齿20CrMnTi结构钢（淬火+回火+ 轮均为

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取ZZ1?21 1?(18~40)3．选择齿数Z Z 则ZZ1?312?iZ12?21?3.6626?76.91 Z个 Z2?77 U?2Z1取ZZU?3.672?77；U?2Z?3.6667 14．选取螺旋?＝8~20 取?＝15? 度 ?＝15? 角β 5．按齿面接触强度设计

（1）试选Kt Kt＝1.2~1.8 取Kt＝1.6 Kt＝1.6 (2)区域系数由[10]图10-30 ＝2.42 ZZHZH＝2.42 H 由[10]图10-26查 （3）?? ??????1???2?1?0.74 ?0.74?0.89 ???1.63 ??2?0.89 ?1.63(4)计算小齿4.325?105?1.18?105轮传递的转由上计算可知 TTjm1?i?o3.67 Nmm T1矩T1 ?1.18?105 (5)齿宽系数由[10]表10-7 ?Фd?0.7~1.15 ?d?0.80 d (6)材料的弹1性影响系数由[10]表10-6 ZE?189.82 MPaZE?189.8 ZE (7) 齿轮接由[10]图10-21c ?Hlim1?600 ?Hlim2?600触疲劳强度MPa由[10]图10-21d 极限??Hlim2?550 ?Hlim2?550 Hlim （8）应力循N1?60n1jL?N1?3.557?109由[10]式10-13 环次数?60?2900?1?8?365?7 N ?3.557?109N2?9.7?108

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N13.557?109N2?? i03.67?9.70?108（9）接触疲劳强度寿命系数KHN 由[10]图10-19 KHN1?0.95 KHN1?0.95KHN2?0.98 KHN2?0.98 [?H]1?（10）计算接触疲劳强度许用应力[?H] 取失效概率为１％，安全系数为KHN1?lim10.95?600? S1KHN2?lim20.98?550?S12MPa ?570[?H]2??539S?1.00，由[10]式10-12得 ??H??554.5 ??H??(??H?1???H?2)?554.5 （11）试算小齿轮分度圆直径d1t （12）计算圆周速度v （13）计算齿宽B 按[10]式（10－21）d1t?32ktT1u?1ZHZE2?()?69.29 ?d??u[?H]mm 试算 d1t?59.29 v??d1tn160?1000 v?3.14?59.29?2900?9.00 m/s 60000??9.00 B??dd1t B1?45B1?45B2?50 mm B2?50 mnt?2.73（14）模数mnt mnt?d1tcos?z1mnt?2.73 h?2.25mt?2.25?2.76?6.14 度 b60.11??9.66 h6.22h?6.14 b?9.66h（15）计算纵??????0.318?0.8?21?tan15??1.43向重合度?? 0.318?dz1tan? （16）计算载荷系数K ???1.43 由[10]表10-2查得使用系数KA?1.00 根据v?9.00m/s，7级精度，由[10]图10-8查得动载 K?2.04

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荷系数KV?1.17 由[10]表10-4查得KH??1.246 由[10]图10-13查得KF??1.2 假定KAFt?100N/mm，由[10]表10-3查得d1KH??KF??1.4故载荷系K?KAKVKH?KH??1.00?1.17?1.246?1.4?2.04（17）按实际的载荷系数由[10]式10-10ａ 校正分度圆直径 （18）计算模数mn d1?d1t3?64.29K2.04?60.11?3Kt1.6 mm d1?64.29 mn?mnt3K Ktmn?mnt3?2.96K2.04?2.73?3Kt1.6 mm mn?2.96 6．按齿根弯曲强度设计

（1）计算载荷系数K K?KAKVK?K? 根据纵向重合度K?2.04 K?2.04 （2）螺旋角影响系数Y? ???1.43，从[10]图10-28可得 Y??0.86 Y??0.86 （3）计算当量齿数ZV zv1?zzv? 3cos?z1?23.30 cos3? zv1?23.30zv2?85.44 z2zv2??85.44 3cos?（4）齿形系数YFa

YFa1?2.69由[10]表10-5 YFa1?2.69，YFa2?2.23 YFa2?2.23 11

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（5）应力校正系数YSa （6）齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE （7）弯曲疲劳强度寿命系数KFN1 由[10]图10-18 利用插值法可得 由[10]图10-20b 由[10]表10-5 YSa1?1.56YSa1?1.56，YSa2?1.76 YSa2?1.76 ?FE1?500 ?FE2?400 MPa ?FE1?500?FE2?400 KFN1?0.92 KFN1?0.92KFN2?0.98 KFN2?0.98 [?F]1?（8）计算弯曲疲劳许用应力[?F] 取弯曲疲劳安全系数S?1.3，由式10-12得 KFN1?FE1S 0.92?500??353.851.3MPa[?F]1?353.85[?F]2?KFN2?FE2S 0.98?400??301.51.3 [?F]2?301.5 （9）计算大小齿轮的YFa1YSa1?0.0120 [?F]1YFa2YSa2?0.0130 [?F]2YFaYSa[?F]YFaYSa并加[?F]以比较 YY结论：大齿轮的FaSa系数较大，[?F]以大齿轮的计算 ?0.0130（10）齿根弯曲强度设计计算 由[1]式10-17 2KT1Y?cos2?YF?YS?mn?3??1.99 2?dZ1??[?F]mm mn?1.99 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn?2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲

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劳强度算得的分度圆直径d1?64.29mm来计算应有的齿数。于是由

z1?d1cos??31.05取z1?31，则Z2?Z1?i0?31?3.67?113.77取Z2?113 mn3．几何尺寸计算

（1）计算中心距a （2）按圆整后的中心距修正螺旋角a?(z1?z2)mn 2cos?a?(31?114)?2?149.08 2?cos15?(z1?z2)mn?14.9?因?值2amm a?149 将中心距圆整为149 ??arccos??arccos(z1?z2)mn2a改变不多，故参数??、K?、度 ??15.0? ? （3）计算齿轮的分度圆直径d （4）计算齿轮的齿根圆直径df ZH等不必修正。 d1?d?zmn cos?Z1mn?64.19 cos?mm d1?64.19mmd2?233.97mmd2?Z2mn?233.97 cos? df1df?d1?2.5mn?59.19 df?d?2.5mn mm ?59.19mmdf2?228.97mm df2?d2?2.5mn?228.97 （5）计算齿轮宽度B B?0.8?64.19?51.35 B??dd1 圆整后取：B1?50;B2?55 mm B1?50B2?55 （6）验算 2T12?1.18?105Ft???3676.59Nd164.19KAFt3832.37??71.60N?m?100N?m；所以合适 b51.353.6 主减速器的齿轮材料及其热处理

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应

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有以下要求[14]：

①具有较高的表面接触疲劳强度和疲劳弯曲强度，以及齿表面应有高的硬度，故会有较好的齿面耐磨性；

②轮齿心部应有适当的韧性可以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下使得轮齿根部折断；

③切削与热处理、钢材的锻造等加工性能良好，易于控制热处理过程变形小或变形规律，以减少生产成本、缩短制造时间、提高产品的质量并降低废品率；

④以适合我国的情况为前提去选择齿轮材料的合金元素。

汽车差速器用的直齿锥齿轮以及主减速器用的渐开线斜齿圆柱齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，本设计中齿轮所采用的钢为20CrMnTi即渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火等过程后，轮齿表面硬度将达到58～62HRC，而心部硬度较低，当端面模数m〉8时，为29～45HRC。

由于刚装上去的新齿轮会引起接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤等现象，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）等过程后均予与厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化或镀铜、镀锡等处理。这种表面将不用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑的过程。

进行喷丸处理的齿面有可能提高25％的使用寿命。而对于滑动速度高的齿轮，可以进行渗硫处理去提高其耐磨性，。因为渗硫处理时温度低，所以不引起齿轮变形。在渗硫过程后摩擦系数可以显著降低，即使润滑条件较差，也会防止胶合、擦伤和齿轮咬死等现象产生。

3.7 主减速器轴承的计算

在主减速器的设计中，轴承的计算主要是计算轴承的寿命。在一般设计中，通常是先在主减速器的结构尺寸基础上初步选定轴承的型号，然后去验算轴承寿命。因为影响主减速器轴承使用寿命的外因大多是它的工作载荷和工作条件，所以在验算轴承寿命之前，先求出作用在齿轮上的径向力、轴向力，接着再求出轴承反力，进而以确定轴承载荷。

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A、B、C三点的圆周速度都相等（图4.1），其值为

?0r。于是?1=?2=?0，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?4自转时（图），啮合点A的圆周速度为?1r=

?0r?4r+，啮合点B的圆

?周速度为?2r=0r-?4r。于是

?1r+?2r=（?0r+?4r）+(?0r-?4r)

即 ?1+ ?2=2?0 （4.1） 若角速度以每分钟转数n表示，则

n1?n2?2n0 （4.2）

式（4.2）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，它表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。

由式（4.2）还可以得知：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；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。

4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构

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。如图4.2所示。

1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；

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9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳

图4.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计

由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。

4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择

1、行星齿轮数目的选择

载货汽车采用4个行星齿轮,轿车常用两个齿轮,在此取2个齿轮 2、行星齿轮球面半径RB的确定

圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径RB，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RB可按如下的经验公式确定：

RB?KB3Tj (4.3) 式中：KB——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；对于有两个行星齿轮的轿车以及所有的越野汽车取最大值,在这里取KB?2.99；

T——计算转矩，由上面计算载荷最小值可得，Tj?Tje?1674.64N?m； 根据上式RB?2.993Tj??35.51mm

所以预选其节锥距A0?(0.98~0.99)RB?0.99?35.51?35.15?36mm

3、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

z1/z2在1.5～2.0的范围内。

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

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轿车驱动桥设计

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z2L，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：

z2L?z2R?整数 （4.4） n式中，z2L，z2R——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，z2L?z1L?18 n——行星齿轮数目；

在此行星齿轮z1?10，半轴齿轮z2?18。即可满足上述要求。

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?1，?2 ?1?arctanz110?arctan?29.05? ?1?90???2?60.95? z218 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m?2A02A02?39sin?1?sin?2?sin29.05??3.50 z1z210 由于强度的要求在此取m?6mm

得d1?mz1?6?10?60mm d2?mz2?6?18?108mm

5、压力角?

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相同，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：

L?1.1?

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103T0 L??1.1??

[?c]nl2103T0?? （4.5）

1.1[?0]nl式中，T0—差速器传递的转矩，，在此取：T0?Tje?1674.52N?m； n—行星齿轮的数目；在此为n?2；

''—行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，dl?0.5dl 2；2为半轴齿轮齿面宽中

'点处的直径，而d2?0.8d2；

[?c]—支承面的许用挤压应力，在此取[?c]?69MPa

'根据上式 d2?0.8?108?86.4mm l?0.8?86.4?43.2mm

1674.64?103 ???16.0mm L?1.1?16.0?17.6mm

1.1?69?2?43.24.3.2 差速器齿轮的几何计算

表4.1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 序号 1 2 3 4 项目 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 模数 齿面宽 计算公式 计算结果 z1?10，应尽量取最小值 z1?10 z2?14~25，且需满足式（3-4） m z2?18 m?6 b?10mm b?(0.25~0.30)A0?11.7mm;b?10m hg?1.6m h?1.788m?0.051 5 6 7 8 9 工作齿高 全齿高 压力角 轴交角 节圆直径 hg?9.6mm h?10.78mm ? ? ??22.5? ??90? d1?mz1；d2?mz2 d1?60；d2?108

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10 节锥角 z?1?arctan1，?2?90???1 z2d1d2 ?2sin?12sin?2?1?29.05??2?60.95? A0?61.8mm t?19mm 11 节锥距 A0?12 周节 t??m ????0.37??m ha1?hg?ha2；ha2??0.43?2??z2?????z????1????ha1?6.33mm ha2?3.27mm 13 齿顶高 hf1?4.4mm 14 齿根高 hf1?1.788m?ha1；hf2?1.788m?ha2 hf2?7.46mm c?1.179mm 15 径向间隙 c?h?hg?0.188m?0.051 h?1?arctan；?2?arctanf2 A0A0hf1?1?6.44? ?2?10.83? 16 齿根角 ?o1?39.88? 17 面锥角 ?o1??1??2；?o2??2??2 ?o2?67.39? ?R1?22.61? 18 根锥角 ?R1??1??1；?R2??2??2 ?R2?50.12? do1?d1?2ha1cos?1；do1?71.07mm19 外圆直径 do2?d2?2ha2cos?2 节圆顶点至齿20 轮外缘距离 do2?111.2mmmm ?o1?57.01mm ??32.86mm o2?o1??o2d2?h1'sin?1 2d'?2?h2sin?2 221 理论弧齿厚 t'tan???ms1?t?s2,s2??h1'?h22 ??s1?10.29mms2?8.71mm 24

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22 齿侧间隙 B?0.245~0.330mm B?0.2mm 23 弦齿厚 si3BS?i?si?2?6di12 si2cos?ih?i?h?4di 'iS?1?10.21mmS?2?8.65mm h?1?6.72mmh?2?3.36mm 24 弦齿高 4.3.3 差速器齿轮的强度校核

差速器齿轮的打消受布局限制，而且受到的载荷挺大，它不像主减速器齿轮那样时常处于啮合状态下，只有当汽车转向或左、右轮行驶不同的长度时，或一侧车轮打滑而滑行时，差速器齿轮才会产生啮合传动的相对运动。因此对于主要在差速器齿轮上进行弯曲强度校核就可以了。

轮齿弯曲应力（MPa）强度为

2?103TK0KsKm （4.6） ?w?2Kvbz2mJ式中，T—差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式T? n—差速器的行星齿轮数，n?2； z2—半轴齿轮齿数，z2?18； K0—超载系数；在此取K0?2.0；

Ks—尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，

0.6Tjn；

当m?1.6时，Ks?4m6，在此Ks?4?0.697 25.425.4；

Km—载荷分配系数，在此取Km?1.10；

Kv—即质量系数，对于汽车差速器齿轮，当齿轮有良好接触面，径向跳动及周节精度高时，可取Kv?1.0；

b—齿轮齿面宽，b?10mm；

J—计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-1可查得J?0.26；

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图4.3 弯曲计算用综合系数

按上式并以Tjm计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力?w，不应大于210.9MPa；

Tj1?0.6Tjmn?129.75N?m，

2?103?129.75?1.0?0.697?1.1?w1??133.49MPa?210.9MPa

1.0?10?18?36?0.23所以:

按Tje，Tj?两种计算转矩中的较小值进行计算时，弯曲应力?w不应大于980MPa。

Tj1?0.6Tj2n?502.35N?m,

2?103?502.36?1.0?0.697?1.1?w1??516.85MPa?980MPa

1.0?10?18?36?0.23所以：

所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。

5章 半轴的设计

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

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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，思迪1.5AT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。 思迪1.5AT轿车的驱动型式为4?2，查参考文献可得： 半轴的计算转矩：

T??T?maxig1io （5.1） 式中，Temax—发动机最大转矩，T?max?143N?m；

?—差速器的转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取：??0.6； ig1—变速器I挡传动比，ig1?3.5527； i0—主减速比，i0?3.6626；

T??T?maxig1i0?0.6?143?3.5527?3.6626?1116.42N?m 由参考文献得

d?3取许用应力????500MPa 代入计算得：d?316?T?1000 （5.2）

????16000T???316000?1116.42?22.49mm

??500出于对安全系数以及半轴强度的较核的考虑，取d?30mm。

本设计半轴只校核扭转应力，其计算转矩可有T?X2L?rr?X2R?rr求得，其中X2L，

X2R的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小值。

若按最大附着力计算，即

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X2L?X2Rm'G2?? （5.3）

2式中 ?—轮胎与地面的附着系数取0.8；

m'—汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.2～1.4在此取1.2。 根据上式X2L?X2R?1.2?8878.8?0.8?4261.82N 2若按发动机最大转矩计算，即

X2L?X2R??TemaxiTL?/rr （5.4） 式中 ?—差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器取??0.6； Temax—发动机最大转矩，Temax?143N?m； ?—汽车传动效率，计算时可取??0.9； iTL—传动系最低挡传动比，iTL?13.012； rr—轮胎的滚动半径，rr?0.3015m。 根据上式X2L?X2R?0.6?143?13.012?0.9?3332.63N

0.3015在此情况下，取其中较小值：X2L?X2R?3332.63N 所以：T??X2Lrr?3332.63?0.3015?1004.79N

5.3 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，附着系数?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数?1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。

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5.4 半浮式半轴计算载荷的确定：

在计算半轴在承受最大转矩时，还应校核其花键的剪切应力和挤压应力。 半轴的扭转切应力为

??16T?3 （5.5）

?d半轴花键的剪切应力?s为

??T?s??Dd B?A??4??zLpb?半轴花键的挤压应力?c为

?T?c???D B?dA??D?4???B?dA??2??zLpb?半轴的最大扭转角?为

??16T?lGI?180? 式中：T?—半轴承受的最大转矩，在此取T??1004.79N； DB—半轴花键的外径，在此取DB?28mm； dA—相配花键孔内径，在此取dA?24mm； z—花键齿数；在此取z?14；

Lp—花键工作长度，在此取Lp?34mm； b—花键齿宽，在此取b?3.10mm

?—载荷分布的不均匀系数，计算时取??0.75； l—半轴长度，在这取l?783.26mm；

G—材料的剪切弹性模量，查表得G?8.1?105MPa；

Ip—半轴横截面的极惯性矩，Ip??32d4?79521.56mm；

5.6）

（5.7）

（5.8）

29

（

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根据上式可计算得:?? ?s?16?1004.793?10?189.54MPa 3??301004.79?28?24????14?34?3.10?0.754???103?69.84MPa

?c?1004.79?103?108.25MPa

?28?24??28?24??????14?34?0.75?4??2???1004.79?771.26180??103?6.89? 58.1?10?79521.56?根据要求，当传递的转矩最大时，半轴花键的扭转切应力????189.54MPa，切应力

??s??69.84MPa，挤压应力??c??108.25MPa，最大转角??7?/m，以上计算均满足要

求。

5.5 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

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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章 万向节设计

6.1 万向节结构选择

对于驱动桥，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。

图6-1 RF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。

7章 驱动桥壳设计

7.1 驱动桥壳的选型

驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。

考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。思迪1.5AT桥壳的结构型式应该选择组合式桥壳。

31

轿车驱动桥设计

7.2 桥壳的静弯曲应力计算

桥壳犹如一空心横梁，半浮式驱动桥半轴支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷 。

桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩M为

M???G2?B?s （7.1） ?gw??2?2式中，G2—汽车满载时停于水平路面时驱动桥作用于地面的载荷，在此

G2?8878.8N；

gw—车轮（包括制动器、轮毂等）重力，根据轮胎型号查得同型号米其林轮胎

重量，取gw?80N；

B—驱动车轮轮距，查思迪数据在此取为B?1.438m；

s—驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，查思迪数据，近似取s?1.005m。 桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。

.8?8878?1.531?1.005 M???80???1146.52N?m

22??而静弯曲应力?wj则为 ?wj?式中 M—见（5-1）；

Wv—危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数，具体见下： 关于桥壳在板簧座附近的危险断面的形状，主要由桥壳的制造工艺和结构形式 来确定，在此采用圆形管状。取内径d=33mm和外径D=43mm 垂向及水平弯曲截面系数:

M ?103 （7.2）

Wvd4?3.14?433?334?3???? Wv?1??1??5096.02mm4?4???32?D?32?43?d4?3??扭转截面系数: Wt? 1??10192.04mm4??16?D?

?D3??D3?32

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[8]

垂向弯曲截面系数, 水平弯曲截面系数, 扭转截面系数的计算参考《材料力学》。

根据上式桥壳的静弯曲应力?wj?201.02MPa

7.3 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算

当汽车高速行驶于不平路面上时，桥壳不但承受静止状态下那部分载荷外而且承受附加的冲击载荷。在这两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲应力?wd为

?wd?kd?wj （7.3） 式中 kd——动载荷系数，对于轿车取1.75； ?wj——桥壳在静载荷下的弯曲应力，。

根据上式?wd?1.75?201.02?351.79MPa

7.4 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算

作用在左右驱动车轮的转矩所引起的地面对驱动车轮的最大切向反作用力共为 Pmax?根据上式可计算得Pmax?Temax?i?ig1??Trr （7.4）

143?3.6626?3.5527?0.9?6171.62

0.3015此时后驱动桥桥壳在左、右板簧座之间的垂向弯矩Mv为

?G?B?s Mv??2m2?gw? (7.5)

22??式中 m2——汽车加速行驶时的质量转移系数，可在1.2～1.4范围内选取，在此取1.2；

G2，gw，B，s——见式（5-1）下的说明。

.8?8878?1.531?1.005根据上式：Mv???80???1146.52N?m

22??由于驱动车轮所承受的地面对其作用的最大切向反作用力Pmax，使驱动桥壳同时也承受着水平方向的弯矩Mh，对于装有普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，由于其左、右驱动车轮的驱动转矩相等，故有

33

轿车驱动桥设计

PmaxB?s? （7.6） 226171.621.531?1.005??881.57N?m 所以根据上式Mh?22 Mh?桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而产生的反作用力矩，这时在两板簧座之间桥壳承受的转矩T为

T=

Temax?iTL?? (7.7) 2式中，Temax—发动机最大转矩； i—传动系的最低传动比；

?—传动系的传动效率，在此取0.9。

根据上式可计算得T?143?13.012?0.9?837.32N?m

2所以在板簧座附近的危险断面处的弯曲应力?w和扭转应力?分别为 ?w?MvMh (7.8) ?WvWh ??T (7.9) Wt式中 Mv,Mh—分别为桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩和水平弯矩，见式（7.5），

和式（7.6）；

Wv,Wh,Wt——分别为桥壳在危险断面处的垂向弯曲截面系数，水平弯曲截面系

数和扭转截面系数，由于桥壳是圆管形截面Mv,Mh相同。

根据上式可以计算得

?w?1146.52?881.57837.32?1000?397.94MPa???1000?82.15MPa

5096.0210192.04由于桥壳的许用弯曲应力[?]为300～500 MPa，许用扭转应力[?]为150～400MPa， 所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。

7.5 汽车紧急制动时的桥壳强度计算

由于设计时一些参数是未知的，所以后驱动桥计算用的汽车紧急制动时的质量转移

''系数m2不可计算，对轿车后驱动桥m2取极限1。

34

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