奥迪100前驱动桥的设计

汽车设计课程设 计计算说明书

：奥迪100前驱动桥的设计

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设计题目

contents:

? 设计任务书……………………………………….3 ? 主减速器的设计计算…………………………….4 ? 差速器的设计计算………………………….….12 ? 驱动桥传动装置的设计计算……………………15 ? 设计小结…………………………………….….18 ? 参考资料………………………………..……..19

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《汽车设计》课程设计任务书

1）、题目

《奥迪100前桥部分设计验算与校核》

2）、设计内容及要求

1．主减速器部分包括：主减速器齿轮的受载情况；锥齿轮主要参数选择；主减速器强

度计算；齿轮的弯曲强度、接触强度计算。

2．差速器：齿轮的主要参数；差速器齿轮强度的校核；行星齿轮齿数和半轴齿轮齿数

的确定。

3．半轴部分强度计算：当受最大牵引力时的强度；制动时强度计算。

3）、主要技术参数

轴距L=2687mm

发动机：最大功率60kw/5500r/min

最大扭矩140N?m/3300r/min

i1?3.545 i0?4.111

总重：ma=1710kg

4）、要上交材料

①AutoCAD 装配图一张(A3纸打印) ②零件图1张(手绘4号或3号图纸) ③计算设计说明书1份(打印) ④AutoCAD装配图电子文档1份

5）、参考文献

[1]王望予等. 汽车设计[M]. 第3版, 北京: 机械工业出版社, 2000. [2]陈家瑞等. 汽车构造[M]. 北京: 机械工业出版社,2000.

[3]亚纳, 苏兆黎. 奥迪100轿车零部件目录[M]. 上海:上海交通大学出版社, 1994. [4]胡亚庄等. 轿车与轻型商用汽车[M]. 北京: 人民交通出版社, 1993.

[5]刘惟信编著. 圆锥齿轮与双曲面齿轮传动[M]. 北京: 人民交通出版社，1980.

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设计内容 主减速器基本参数选择与设计计算 结果 主减速比i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，我们根据表1得 到的数据 为主减速比i0=4.1，驱动桥离地间隙为h=144mm。 1）主减速齿轮计算载荷的确定：格里森齿制锥齿轮计算载荷有以下三种确定方法： a.按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce Tce=1901. Tce?kd?Temax?k?i1?if?i0??/n 841 N?m ?1*145*1*1*3.545*4.111*0.9*1/1?1901.841N?m 式中，kd——猛接离合器所产生的动载系数，取kd=1; Temax——发动机最大转矩，由已知得Temax=145 N?m; k——液力变矩器变矩系数，k=1; i1——变速器一档传动比，i1=3.545; if——分动器传动比，if=1; i0——主减速器传动比，i0=4.111; ?——发动机到万向传动轴之间的传动效率，取?=0.9； n——驱动桥数目，n=1; b.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs Tcs?G2m2?rrim??m' Tcs=2899.46N?m ?8379*1.3*0.85*0.29751*0.95?2899.46N?m =min[,]=式中，G2——汽车满载状态下一个驱动器上的静载荷N, 算得：G=1710/2*9.8=8379N; m’2——汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，取m’2=1.3; f——轮胎与路面附着系数，查资料得f=0.85； rr——车轮滚动半径，m, 查出轮胎规格185SR14,算得rr=0.2975m; im——主减速器从动齿轮到车轮之间传动比，im=1; ?m——主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率，取?m=0.95； c.按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮计算转矩TcF 1901.841 N?m Tcf? 式中，Ftrrim?mn Ft——汽车日常行驶平均牵引力，Ft?Ff?Fi?Fw?Fj 4 等号后分别为滚动阻力，坡度阻力，空气阻力，加速阻力， 日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力

日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力 Ft?Ff?Fw?Ga?f?GaGaCD?A21.15 ?a2 其中：CD为整车重力，＝16758N ; f为滚动阻力系数，f=0.025 2为空气助力系数，80 km/h CD ＝0.8 ; A迎风面积，A＝2.5m，1024.15*0.29751*1*1?a日常平均行驶车速，?a ＝ Tcf??304.68N?m TcF=304.68N?m 故： 计算锥齿轮最大应力时，计算转矩=min[主减速器主动齿轮的平均计算转矩Tz(N?m)为： 按最大应力计算 Tz?Tci0??GTci0??G,]=1901.841 N?m 1901.841??514.025N?m 4.111*0.9Tz=514.02?304.684.111*0.9?82.34N?m 按疲劳寿命计算 Tz? 5 N?m Tz=82.34N?m z1=9 z2=37 i=4.111 2) 主减速器齿轮基本参数的选择： a.齿数的选择 齿数选择的基本依据为：当i0较小（3.5~5）时，主动齿轮的齿数z1可取为7~12，为了 磨合均匀，主从动齿轮的齿数z1,z2之间应避免有公约数，为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和 不应小于50。 由i0=4.111主动齿轮齿数取 z1=9, 则 z2=uz1=4.111*9=37, 取z2=37。故实际传动比 i?379?4.111 z1=9，z2=37，i=4.111 b.节圆直径的选择 可根据从动锥齿轮的计算转矩按经验公式算出 d2?Kd2?3Tc?1431901.841?173.455mm 初选D2=173.455mm 式中，D2——从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）； Kd2——直径系数，取Kd2=14 ； Tc——计算转矩,（N?m）. c.齿轮端面模数的选择 由m?d2/z2?4.688mm得到从动锥齿轮大端端面模数，并用m?Km?3Tj 校核，校核后m?Km?3Tj?0.34*31901.841?4.212mm?4.688mm。 m=4.7m5 故取m=4.7mm.

钢号为20CrMnTi的钢材制造。用渗碳合金钢制造的齿轮经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬 度可高达HRC58~64, 而芯部硬度较低，HRC32~45。 对于渗碳层深度，端面模数少于5时，为0.9~1.3mm，我们将此深度设定为1.3mm。 由于新齿轮润滑不良，双曲面齿轮副在热处理和精加工后均应以厚度为0.005~0.010~0.020mm 的磷化处理，之后对齿面进行喷丸处理，这样有可能提高寿命达25%。 5) 主减速器轴承的计算： 按扭转强度估算主减速器主动轴的最小直径为 P66 ?110*3?33.46mm 材料选择45调质钢 dmin?C3n2328.6 取最小直径d=33.46*(1+3%)=34.4mm~36mm dmin=36mm 汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均采用渗碳合金钢制造。本次设计采用参考资料中GB/T297-94, 我们根据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号为圆锥滚子轴承32908和32010，其轴承内径分别为40mm和50mm。 因为主动锥齿轮为逆时针方向旋转，螺旋方向为左旋，由资料中查得公式可知： 主动锥齿轮上总的轴向力为： Faz?Fcos?(tan??sin??sin??cos?)dmin=36mm ?1963.9cos35? (tan19?sin13.67??sin35?cos13.67?)?1141.09N 总的径向力为： FRz?Fcos?(tan??cos??sin??sin?) ?1963.9cos35? (tan19?cos13.67??sin35?sin13.67?)?1127.12N 2T2T2*145F???*1000?1963.9N dmD2?b2*sin76.33?(173.9?27*sin76.33?) 悬臂式支承主动锥齿轮的轴承A、B径向载荷的计算（参看图3，取a=35mm; b=75mm）： = =6788.10 N ==4538.0N 根据R及A计算所得的P值是该轴承的总当量动载荷Pd?，可直接用于球轴承的额定寿命 L(106转） L=1096123.式中，F——齿面宽中点处的圆周力， 11

L?(ftCfpQ)??(90.81.4)10/3?1096123.22 式中，C——轴承的额定动载荷，由轴承手册查得 90.8 ——温度系数，查得=1 ε——寿命指数，对圆锥滚子轴承取ε=10/3； ——载荷系数，取＝１．４ 22 ＝１ 。 Lh Q——轴承的当量动载荷，=Ｘ＋Ｙ＝ 在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命， Lh?L?1060n6?1096123.22*1060*2328.66?7845352.9h 式中，n——轴承的计算转速（r/min）,可据汽车平均行驶车速计算，ｎ＝4.1=784535从动齿轮轴承的计算转矩为 n2?2.66vamrr6?2.66*800.2975?715.29r/min，vam取为80km/h， Lh?L?1060n6?1096123.22*1080*715.29?19155224.1h 6）主减速器的润滑： 主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均须润滑，通常在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子轴承在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不断可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被破坏，为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力升高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。 差速器的设计计算 差速器的作用是为了消除由于左、右驱动轮在运动学上的不协调而产生的弊病，保证汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特征，从而满足了汽车行驶运动学的要求。 I．差速器运动学及内摩擦 1）工作原理及运动特性： 本次设计采用对称式圆锥行星齿轮差速器，其工作原理如下：

2.9 12 角速度；w1 ，w2 分 别为左、右驱动 车轮或差速器半轴齿轮的角速度；w3 为行星齿轮绕其轴的自转角速度。 当差速器开始工作时，行星齿轮不仅有 绕半轴齿轮中 心的“公转”，而且还有绕行星齿轮轴 以角速度w3 的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速将增高， z3 外侧半轴齿轮的角速度为?1??0??3; z1 z3内侧半轴齿轮的角速度为?2??0??3; 由此可知 ?1??2?2?0 z1 2）差速器技术参数： 差速器的内摩擦使驱动桥左右半轴的转矩分配改变，这有利于改变汽车的通过性。例如当汽 车的一个 w0为主减速器从动齿轮或差速器壳的 驱动轮由于附着力变坏而开始滑转时，传给它的转矩就减小，而传到不滑转车轮的转矩却相应增大了， 结果在汽车左右驱动车轮上的总牵引力可能达到的最大数值为 Ftmax?2F?min?此可见，由 于差速器的内摩擦使汽车总牵引力增大了Tf/rr。 通常采用锁紧系数K?速器工作 所需的力矩大小；采用转矩分配系数??T2T0T2T1Tfrr ，由表示两侧驱动轮的转矩可能相差的最大倍数，它也说明了迫使差表示差速器的转矩分配特性。 Rb=37.2mm 参照资料[1]推荐数据，我们取锁紧系数K=1.5；转矩分配系数??0.6。 II．差速器的结构组成和参数选择 对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮和2个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。行星齿轮的背面和差速器壳相应位置的内表面均做成球面，保证行星齿轮对正中心，以利于和两个半轴齿轮正确的啮合。 1）差速器齿轮的基本参数选择: a.行星齿轮数目的选择 轿车常用2个行星齿轮 b.行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 可据经验公式 Rb?KB3Tj?3*31901.841?37.2mm 式中KB——行星齿轮球面半径系数，推荐选择KB?3， A0=37mm 13

Rb确定后，可据A0?(0.98~0.99)RB 来预选其节锥距。 d=22mm A0=37mm c.行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿轮有较高强度，应使行星齿轮的齿数 尽量少，但一般不应小于10。半轴齿轮的齿数采用14~25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5~2 范围。为满足安装要求，左、右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目整除， z2L?z2R Z1=11, Z2L=Z2R=22 ?整数， 为满足以上要求，我们取 Z1=11, Z2L=Z2R=22 即 n d.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出圆锥齿轮的节锥角g1， g2 z111?arctan?26.57? ?1?arctan z222 ?2?arctanz2z1?arctan2211?63.23? d1=33mm sin63.23??3.0mm 其中z1和z2为行星齿轮和半轴齿轮齿数 再根据下式确定圆锥齿轮大端模数 m?2A0z1sin?1?2A0z2sin?2?2*3722d2=66.0mm=3.0mm m=3.0mm 则节圆直径为 d1?z1m?11*3.0?33mm d1=34mm d2?z2m?22*3.0?66.0mm a=22°30 d2=66.0mm e.压力角a 目前汽车差速器齿轮大都采用22?30?的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数为10，并且在校齿轮齿顶不变尖的条件下，还可以有切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。 f.行星齿轮安装孔直径d及其深度L的确定（见图） 行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，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。常取 L?1.1d?1.1*18.28?20mm d=18.28mm L=20mm 14 L=20mm

d?T0?1031.1[?c]?n?rd?1901.841*10001.1*98*2*26.4?18.28mm 式中，T0——差速器传递的转矩，取min[ n——行星齿轮数，n=2； ]（N?m）； ——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，rd?0.4d2=0.4*66=26.4 mm; [σc]——支承面的许用挤压应力，取为98MPa。 g.其它几何尺寸数据参考资料表查得： 齿面宽F=(0.25~0.3)A0=11.0mm; 工作齿高hg=1.6m=4.8mm; 齿全高h=1.788m+0.051=5.42mm; 径向间隙c=h-hg=0.62mm; 2）差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时兴行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚 动的缘故。 汽车差速器齿轮的弯曲应力为： ??2?10Tkskmkvmb2d2Jn3w?2000*570.55*1*1.11*3.0*27*66*0.238*2?493.27MPa sw=493.27MPa Tj*0.6n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）, T? Tj——计算转矩，Tj=1901.841N?m ； n——差速器行星齿轮数，n=2； ks——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性， Ks=1.0; km——载荷分配系数，取km=1.1； ; kv——质量系数，取kv=1； J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数,由资料查得J=0.267*0.89=0.238; 按上式计算的汽车差速器齿轮的弯曲应力，应不大于980Mpa，由493.27Mpa<980Mpa, 故校核通过。 车轮传动装置设计计算 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。在断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置包括半轴和等速万向节，这时半轴和等速万向节将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。 I．半轴的形式

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承支承于桥壳的半轴套管上，多采用一对圆锥滚子轴 承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端相向安装并有 一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧。由于车轮 所承受的垂向力Z2、纵向力X2和侧向力Y2以及由他 们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全 浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。 II．半轴的设计与计算 1）半轴的计算载荷 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。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况： 1纵向力X2（驱动力或制动力）最大时(X2=Z2f)，附着系数取0.8，没有侧向力作用； 2侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2f1，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 在计算中 取1.0，没有纵向力作用； 3垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd, kd是动载 荷系数， 这时没有纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力X2、侧向力Y2值的大小受车轮与地面最大附着力的限制， 22 即有 Z2??X2?Y2 故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。 2）半浮式半轴的设计计算 （1）制动时强度计算 汽车满载静止于地面上时驱动桥给地面载荷： m2?855kgG2?855?9.8?8379N m2?0.75~0.95 汽车重量转移系数： 取0.8 附着系数：??0.7~0.98 取0.8 纵向力按最大附着力算： m2G20.8X2右?x2f2????8379?0.75?2514N 22 滚动半径：rk?0.2975mm M扭?X2左?rk?747.92?N?m? 半轴承受的扭转应力 d=26 mm 全浮式半轴的外端与轮毂相连，而轮毂又由一对轴16

??M扭?16?1033?747.92d?16?103?216.7Nmm2<500N/m ?263杆部直径初选：d= 取d=26 mm （2）受最大牵引力时强度计算 ≈(2.05→2.18)=(25.3→27.0mm) 对于驱动车轮来说，当发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力（见下式）小于按最大附着力所决定的纵向力时，则应按下式计算，即 X2左或X2右??TemaxiTL?Trr ?——差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥齿轮差速器取0.6 Temax——发动机最大转矩（N?m）； iTL——传动系最低档传动比，即为变速器一档传动比、副变速器或分动器低档传动比与主减速比之乘积； ?T——汽车传动系效率，计算时可忽略不记或取0.9； rr——轮胎的滚动半径（m）。 a．发动机最大扭矩 M扭aMemax，传动系最低档数比传到半轴上扭矩 ???Memax?ig1?i0 ?0.6?145?3.545?4.111 ?1267.9N?m i?3.545i?4.111 由技术资料得：??0.6；g；0。 b．取m2?1.4 ??0.8 X2左?m2G22??1.42?8379?0.8?4692?N? M扭b?X2左?rk?4692?0.2975?1395.9N?m 式中 G2——满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，N； m1 M——汽车加速和减速时的质量系数，对于前驱动桥可取 于后驱动桥可取

=1.4~1.7，对m2?1.2~1.4； 17 ?——轮胎与地面附着系数，取0.8。 取a、b中较小者 r?M扭M扭=1267.9N?m ?103?d316?1267.9?16??263?367.4Nmm2<500 （3）半轴在最大扭矩时其花键的剪切应力与挤压应力 M扭?1267.9N?m Db?34mm——半轴花键外径 da?30mm——相配的花键孔内径 z?12——花键齿数 Lp?50——有效工作长度 b?3mm——花键宽 ??0.75——载荷分布的不均匀系数 ?s?M扭?103?Db?da????z?Lp?b4???44.02<73MPa ?挤?M?Dn?dA?4?扭?103??DB?dA?????z?Lp??2????1267.9?1034?304?423?88.05?196Nmm2?12?50?0.75合格。 III．半轴的结构设计及材料与热处理 为了使半轴的花键内径不小与其杆部直径，常将加工花键的端部做得粗些，并适当减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应的增加，常取10齿至18齿，半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计中应尽量加大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。为了使半轴杆部和突缘间的过渡圆角有较大的半径而又不至与其他零件产生干涉，常将半轴突缘用平锻机锻成所需形状。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较多。 半轴采用我国研制的新钢种40MnB制造，热处理采用高频、中频感应淬火。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，尤其是疲劳强度的提高十分显著。

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参考资料：

[1]王丰元等 . 《汽车设计——课程设计指导书》. 中国电力出版社. 2009年3月； [2]王望予等. 《汽车设计》（第四版）. 机械工业出版社. 2007年6月； [3]陈家瑞等. 《汽车构造》（第三版 下册）. 机械工业出版社. 2009年6月； [4]乔维高等. 《奥迪轿车结构与使用维修》. 金盾出版社. 1996年3月； [5]李卫平等. 《奥迪轿车构造、使用与维修》. 中国物资出版社. 1995年9月； [6]朱如鹏等. 《机械原理》. 南京航空航天大学 2006年1月； [7]徐龙祥等. 《机械设计》. 高等教育出版社 2008年6月； [8]刘惟信编著 《汽车车桥设计》. 清华大学出版社， 2004年1月

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