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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7.5 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 ..................................................................... 34
总结 .......................................................................................................................................... 36 参考文献 .................................................................................................................................. 37 附件清单 .................................................................................................................................. 38 致谢 .......................................................................................................................................... 39
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1章 绪 论
1.1 概述
位于汽车传动系的端部的驱动桥，具有降低速度并增加扭矩的功能，并且将扭矩合理地分配来驱动左和右驱动轮，从而使左，右驱动轮可以有汽车行驶运动学理论上可达到的差速功能。同时，驱动桥还从路，车框以及承担它们之间的垂直力、侧向力和纵向力。一般理论中提到的汽车布局，大部分都是主传动器（也称为主减速器），差速器，驱动齿轮和桥壳等配件。在日常中，车辆的驱动桥和驱动器悬挂方式的结构形式是紧密联系在一起的。
例如，在大多数商用车辆和客车的部分，将采用非独立车轮悬架形式的非断开式驱动桥结构。当驱动轮采用独立悬挂的形式时，为了获得良好的性能，通常会使用断开式驱动桥。其主要职责是从发动机提供汽车传动功率，从而满足汽车的一般需求。
因此，机械驱动汽车在正常情况下的结构中，单一的传动装置和发动机的性能不能完全解决要求和带来结构及驱动布局上的冲突和缺陷。这是因为一个相当大部分的发动机是纵向设置，并能够传递扭矩到左和右驱动轮，它必须通过主减速器来驱动，以改变扭矩传动的方向，并且，有驱动所述差速器的轮轴向制剂和差问题之间的左，右车轮的驱动扭矩。变速器的主要任务是通过齿轮的选择为当前行驶状况和各种数量的传动比，使发动机的转速 - 转矩特性能够满足汽车动力，经济性能根据不同的行驶阻力的需求，并驱动桥主减速器（有时还有轮边减速器）的功能是，当传输进行时，汽车在最高档位或超速档时具有良好的牵引力，卓越的最高速度和出色的燃油经济性。为此，原本直接经由变速器，动力传递轴输送，改变后的是从主齿轮轴再到驱动车轴从而提高转矩极限速度。因此，为了合理设计汽车变速器，首先要准确，恰当地选择整体齿轮比，它是更合理地分配给传动和驱动桥。后者的减速比被称为主减速比。当变速箱处于最高档位，该车的动力和燃油经济性主要取决于主传动比。根据汽车的工作环境和发动机，变速箱，轮胎等，当汽车的整体设计布局，选择最合适的传动比，以保证汽车具有良好的动力性和燃油经济性的参数。由于相对增加发动机动力，跌幅逐步改善汽车的品质和道路状况，主减速比往下降的趋势。既要满足人们对高速行驶的需求，而且在日常驾驶速度范围内主要的齿轮比选择间隔使发动机转速下降，减少燃料消耗，提高了发动机寿命，降低了噪音和振动并且提高性能。
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1.2驱动桥设计与分析的理论研究现状
随着技术的开展及完成测试，采用新的测试技术和各种新设备，开展合理的驱动桥设计过程的科学实验，因此在产品结构性质和零件的强度进行寿命试验，并大量运用现代数学物理分析，在该产品及其零部件的进行装配综合分析和研究，从而使驱动桥设计上升到新的水平方向即开发实验和理论分析。
1.3设计驱动桥时应当满足如下基本要求
1）在理论上，具有最佳的动力和燃油经济性为前提，选择合适的传动比。 2）通过保证有足够的离地间隙为前提，降低汽车整体尺寸性，以满足要求。 3）降低噪音，同时使光滑齿轮等传动部件的正常工作。
4）在负荷和转速条件的变化比较频繁的环境下使得传送效率比较高。
5）保证拥有足够的强度和刚度可以承受和传递作用于路面和车架或车身的各种力和力矩的条件下，并尽量减少质量，尤其是簧下质量，造成路面不平削减的冲击载荷，提高了车辆的乘坐舒适性。
6）确保维护，优化结构的前提下，能够调整方便，提高加工技术。
2章 驱动桥结构方案的选定
2.1结构方案分析
本设计的课题是轿车驱动桥设计。
目前，一般设计使用的轿车布局类型大多是发动机前置前轮驱动形式，而后轮驱动大多是豪华轿车基于动力与舒适性方面的考虑的。
首先，在汽车驱动桥主要特点是：动力是通过传动轴的传输从而减速增矩后驱动车轮转动，由于设计的是日常家庭用车驱动桥，设计要求，通常采用了开放式的驱动桥及独立悬架，提高了汽车的驾驶操控及稳定性，并拥有良好通过性。由于其分段的轴，不具有刚性整体壳体或梁，因此他们进行相对彼此运动。由分段的驱动桥，通过铰链连接，使车轮可以独立地互相相对的被驱动至框架或托架向上和向下摆动。
总之，本设计选择中的结构是可断开驱动桥的形式。虽然分离式驱动桥结构较复杂，成本较高，但会增加离地间隙，减少了非簧载质量，良好的驾乘舒适性，提高平均速度;
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减少移动的动态负载交往过程中，提高了使用的寿命;因为与地面和形式的接触驱动轮能够很好地适应各种地形，极大地提升了能力，车轮防滑;合理的独立悬挂设计为导向的组织相匹配，是为了配合汽车的转向不足的影响，从而提高操纵稳定性。
3章 主减速器设计
3.1 主减速器的结构形式
选择主减速器其主要区别是齿轮的类型，不同布局方案的驱动齿轮和从动齿轮的齿轮的结构类型也会不同。
减速模式影响的主要因素，不同类型的车，离地间隙，使用条件，布局和驱动桥数量，以及主驱动桥齿轮比，它的大小会影响汽车的动力性和经济性。 设计应最大限度满足如下基本要求：
1）在理论上，具有最佳的动力和燃油经济性为前提，选择合适的传动比。 2）通过保证有足够的离地间隙为前提，降低汽车整体尺寸性，以满足要求。 3）降低噪音，同时使光滑齿轮等传动部件的正常工作。
4）在负荷和转速条件的变化比较频繁的环境下使得传送效率比较高。
5）保证拥有足够的强度和刚度可以承受和传递作用于路面和车架或车身的各种力和力矩的条件下，并尽量减少质量，尤其是簧下质量，造成路面不平削减的冲击载荷，提高了车辆的乘坐舒适性。
6）确保维护，优化结构的前提下，能够调整方便，提高加工技术。
3.2 主减速器的类型
由最终传动比，驱动桥格式分为多种结构，有三种基本形式如下：
1）中央单级减速。这时最简单的结构，减速机与小质量好，体积小，成本低的制造，是最基本驱动桥，它被广泛应用在主传动比i0?7的汽车。因为乘用车的主减速比一般在3?i0?4.5，所以主传动比较小，就应尽可能采用中央单级减速驱动桥。 2）中央双级减速终传动。由于该中心的桥梁是双级减速而在中央单级比例超过一定值或牵引的总质量较大，同时，两级减速桥一般不作为基本类型的驱动桥开发的，通
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常被认为是为了一个特例的驱动桥而得来。 3）中央单级、轮边减速器。
其中，中央单级主齿轮广泛应用于轿车。它具有以下优点：
1）结构和制造工艺简单，成本低，广泛用于传输比较小的乘用车上; 2）前置发动机前轮驱动，需要一个相对简单的驱动桥，简化结构;
3）随着道路条件的改善，特别是高速公路的迅速发展，降低了汽车行驶过程中对汽车通过性的要求。
4）与驱动桥带轮边减速器的相比，产品结构的简化，提高单级减速驱动桥机械传动效率，降低脆弱性和提高可靠性。
按主要类型齿轮减速器，主减速器可分为：螺旋锥齿轮，准双曲面齿轮，圆柱齿轮，蜗轮蜗杆四种不同的传动形式。
由于思迪1.5AT的轿车的发动机采用的是横向前置形式，又采用横置式变速器，所以动力输出的方向正好平行于前桥轴线的方向。因此，此设计不必采用圆锥齿轮的传动形式来改变动力旋转的方向，采用斜齿圆柱齿轮传动就可以基本满足。
3.3 主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式
现代汽车渐开式圆柱斜齿轮的支承型式有以下两种：
1) 悬臂式：齿轮以其轮齿悬臂式地支承一对轴承的外侧于大端一侧的轴颈； 2) 骑马式：以轴承支承齿轮前后两端的轴颈，故又称为“两端支承式”。
要使主减速器良好工作，必须保证主、从动锥齿轮的良好啮合。齿轮的啮合状况，除与齿轮的加工质量，齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关外，还与齿轮的支撑形式有关。主动锥齿轮的支撑形式有悬臂式和跨置式两种。从动锥齿轮的支撑刚度与轴承的形式、支撑间的距离及载荷在支撑之间的分配比例有关。从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承支撑。
本设计采用的是广汽本田思迪车型，主动锥齿轮的支撑方式采用悬臂式，而从动锥齿轮采用的使圆锥滚子轴承支撑。
3.4 主减速器的基本参数选择与计算
3.4.1 主减速比i0的确定
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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：
i0?0.377
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；
rrnpVamaxigh （3.1）
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；
''?1.2~1.4，商 m2—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m2'?1.1~1.2； 用车：m2 ?—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 大齿轮、小齿 轮均为选用7级精度 级 7 计算过程 位 定）结果 单计算（或确20CrMnTi结构钢（淬火+回火+渗碳处理）硬度为58~62HRC 240HBS
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取ZZ1?21 1?(18~40)1?313．选择齿数Z Z 则Z2?21?3.6626?76.91 Z2?iZ1个 Z2?77 U?Z2Z1取ZZ2U?3.672?77；U?Z?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 Z＝2.42 ZZHH＝2.42 H 由[10]图10-26查 （3）?? ???????2?1?0.74 ??1?0.74?0.89 ???1.63 ??1.63?2?0.89 (4)计算小齿轮传递的转由上计算可知 T1?Tjmi?4.325?1051?1.18?105o3.67 Nmm T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??539 S?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?2.73mnt?2.73（14）模数mnt mnt?d1tcos?z1 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?ztan? d1（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]1YFaYSa并加[?F]以比较 YFa2YSa2?0.0130 [?F]2YY结论：大齿轮的FaSa系数较大，[?F]以大齿轮的计算 YFaYSa[?F]?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?Z1mn?64.19 cos?mm d1?64.19mmd2?233.97mmd?zmn cos?d2?Z2mn?233.97 cos? df1df?d1?2.5mn?59.19 df?d?2.5mn df2?d2?2.5mn?228.97 mm ?59.19mmdf2?228.97mm （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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3.7.1 作用在主减速器主动齿轮上的力
在一般斜齿轮的传动中，作用于齿面上的法向载荷Fn仍垂直于齿面。如图3.1所示，作用于主动轮上的Fn是位于法面Pabc内，且与节圆柱的切面Pa'ae倾斜向一法向啮合角
?n。而力Fn将沿齿轮的周向、轴向及径向分解为三个相互垂直的分力。
图3.1 斜齿轮的轮齿受力分析
所以在计算作用在齿轮的圆周力之前，首先需要确定计算转矩。在汽车行驶过程中，因为变速器挡位的改变，并且发动机也不全处于最大转矩状态，所以主减速器齿轮的工作转矩是频繁变化的。经由实践表明，轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩量Td进行计算。所以作用在主减速器主动斜齿轮上的当量转矩可按下式计算的：
??1Td?Temax???100??fT1?fT2?fTR?????fi2?ig2????fiR?igR??fi1?ig1100100100????????333????????? （3.6）
13式中：Temax—发动机最大转矩，在此取143N?m；
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fiR—变速器在各挡的使用率，可参考表3.1选取； igR—变速器各挡的传动比；
fTR—变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3.1选取；
表3.1 fi及fT的参考值
经计算，Td?149.12N?m 主动斜齿轮各力的大小为：
???tan?n?Fr?Ft?cos?? （3.7）
?Fa?Fttan??FtFt?Fn??cos?cos?ncos?1cos?b??Ft?2Tdd1式中：?—节圆螺旋角,对标准斜齿轮即分度圆螺旋角，取为14.0?； ?n—啮合平面的螺旋角,亦即基圆螺旋角，取为13.5?； ?n—法向压力角，取为20?；
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?t—端面压力角，取为21?； d1—分度圆直径，取为55.90mm； 所以：圆周力Ft?2Td2?149.12??5335.24N d10.05590tan?n5335.24?tan20???2001.32N cos?cos14? 径向力Fr?Ft 轴向力Fa?Fttan??5335.24?tan14??1330.22N 法向载荷Fn?Ft5335.24??5851.46N
cos?cos?ncos14?cos20?从动轮轮齿上的载荷可分解为Ft，Fr和Fa三个力，二它们分别与主动轮上的各力大小相等且方向相反。
3.7.2 主减速器轴承载荷的计算和校核
轴承的轴向载荷即上述的齿轮的轴向力。如果采用圆锥滚子轴承作支承的同时，还应考虑径向力所引起的派生轴向力影响。而轴承的径向载荷，则是上述齿轮的径向力、轴向力及圆周力这三者所引起的共同轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，轴承位置和支承形式已确定，则可计算出轴承的理论径向载荷。而由于本设计是广本思迪车型为基础,在设计变速器时已经考虑到，它主动齿轮的轴承安装于变速器的输出轴上，所以我们只要校核从动此轮的轴承就可以了。
1、轴承的选择[13]:
选择轴承为一对30209轴承，校核轴承，本设计中轴承使用寿命为10年，每年按365天，一天按5个小时算。
2根据滚动轴承型号，查出Cr和Cor。
Cr?6.78?105N C0r?8.35?105N
3、校核轴承是否满足工作要求: （1）求轴承径向支反力Fr1、Fr2 a、垂直平面支反力Fv1、Fv2
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Fv1?2001?155?230?1349NFv2?2001?1349?652N
b、水平面支反力Fk1、Fk2
Fk1?1393N
Fk2?2724N
c、合成支反力Fr1、Fr2
Fr1?F2k1?F2v1?1939N Fr2?F2k2?F2v2?2801N
（2）求两端面轴承的派生轴向力Fd1、Fd2
Fd1?Fr1F?646N ；Fd2?r2?934N 2Y2Y （3）确定轴承的轴向载荷Fa1、Fa2
Fa1?Fd2?934N；Fa2?Fd1?646N
（5）计算轴承的当量载荷Pr1、Pr2 因为
Fa1934F646??0.482?e，a2??0.231?e Fr11939Fr22801查[10]表13-5、13-6 ：e?0.37;fp?1.2;X1?1;Y1?0;X2?0.40;Y2?1.5 所以：
P1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.2?(1?1939?0?934)?2326.8NP2?fp(X2Fr1?Y2Fa1)?1.2?(1?1939?1.5?934)?4008N
（6）校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承2计算，滚子轴承的查[10]表13-6取冲击载荷系数 fP?1.1 ，查[10]表13-4取温度系数ft?1，e?0.37，
计算轴承工作寿命：
106Cr310667.8?1033Lh?()?()?35707h?18250h
60np60?580040081010结论：此轴承合格
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4章 差速器设计
汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求[16]。
差速器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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。[1]
4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理
图4.1 差速器差速原理
如图4.1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为?0；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为?1和?2。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为r。
当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r上的
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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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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；
''ll?0.5d—行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，2；d2为半轴齿轮齿面宽中
'?0.8d2； 点处的直径，而d2 [?c]—支承面的许用挤压应力，在此取[?c]?69MPa
'?0.8?108?86.4mm l?0.8?86.4?43.2mm 根据上式 d21674.64?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） z2?18 m b?(0.25~0.30)A0?11.7mm;b?10m m?6 b?10mm 5 6 7 8 9 工作齿高 全齿高 压力角 轴交角 节圆直径 hg?1.6m hg?9.6mm h?10.78mm h?1.788m?0.051 ? ? d1?mz1；d2?mz2 ??22.5? ??90? 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 11 节锥距 A0?12 周节 t??m ????0.37??m ha1?hg?ha2；ha2??0.43?2??z2?????z????1????t?19mm 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 16 齿根角 ?1?arctanhf1A0；?2?arctanhf2A0?1?6.44? ?2?10.83? ?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 ?o1??o2d2?h1'sin?1 2d'?2?h2sin?2 2??32.86mm o221 理论弧齿厚 t's1?t?s2,s2??h1'?h2tan???m2 ??s1?10.29mms2?8.71mm 24
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22 齿侧间隙 B?0.245~0.330mm B?0.2mm S?1?10.21mmS?2?8.65mm h?1?6.72mmh?2?3.36mm 23 弦齿厚 si3BS?i?si?2?6di12 si2cos?ih?i?h?4di 'i24 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；
0.6Tjn；
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， 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?316000T?316000?1116.42?22.49mm
??50016?T?1000 （5.2）
??????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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轿车驱动桥设计
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
（（轿车驱动桥设计
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
?G?B?s M??2?gw? （7.1）
?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。
?8878.8?1.531?1.005?80???1146.52N?m 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??5096.02mm 4?4???32?D?32?43?d4?3??1??10192.04mm扭转截面系数: Wt? 4?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。
?8878.8?1.531?1.005?80???1146.52N?m 根据上式：Mv??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
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轿车驱动桥设计
PmaxB?s （7.6） ?226171.621.531?1.005所以根据上式Mh???881.57N?m
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。
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可求得紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv及水平方向的弯矩Mh分别为
?G?B?s Wv??2m'?gw? （7.10）
22?? Mh=
G2'B?sm? （7.11） 22式中，G2，gw，B，s—见式（5-1）下的说明；
m'—汽车制动时的质量转移系数，计算后驱动桥时m'?1；
?—驱动车轮与路面的附着系数，计算时可取0.75～0.80，在此取0.8。 根据上式可以计算得Mv?1146.52N?m Mh=
8878.81.531?1.005?1?0.8??934.05N?m 22桥壳在两钢板弹簧座的外侧部分处同时还承受制动力所引起的转矩T， 对于后驱动桥：
T?G2'm2?rr （7.12） 2根据上式 T?8878.8?1?0.8?0.3015?1070.78N?m 2所以可根据式（7.8），（7.9）计算出在板簧座附近危险断面的弯曲应力和扭转应力分别为
(1070.78?934.05)?103?393.41MPa ?w?5096.02 ??934.05?103?91.65MPa
10192.04由于桥壳的许用弯曲应力[?]为300～500 MPa，许用扭转应力[?]为150～400 MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。
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轿车驱动桥设计
总结
设计根据传统驱动桥设计方法，并结合现代设计方法，确定了驱动桥的总体设计方案，先后进行主减速器 ，差速器，半轴以及驱动桥壳的结构选型，参数的设计计算和强度校核，在设计时就要考虑到零件的装配问题。目前我国正在大力发展汽车产业,特别是桥车在近几年发展迅速,我国不用多久将成为全世界最大的汽车消费国家,使这个设计课体具有更深远的意义.本设计采用发动机前置前轮驱动的布置方式，它主要有以下优点，与后轮驱动的的乘用车比较，前轮驱动乘用 的前桥轴荷大，有明显的不足转向性能；因为前轮是驱动轮，所以越过障碍的能力高；主减速器与变速器装在一个壳体内，因而动力总成结构紧凑，且不再需要在变速器与主减速器之间设置传动轴，车内地板凸包高度可降低，有利于提高乘座舒适性；发动机布置在轴距外时，汽车的轴距可以缩短，因而有利于担高汽车的机动性；汽车散热器布置在汽车前部，散热条件好，发动机可得到足够的冷却；行李箱布置在汽车后部，故有足够大的行李箱空间；容易改装为客货两用车或救护车；供暖机构简单，且因管路短而供暖效率高；因为发动机,离合器,变速器与驾驶员位置近,所以操机构结单;发动机横置时能缩短汽车的总长,加上取消了传动轴等因素的影响,汽车消耗的材料明显减少,使整备质量减轻;发动机横置时,原主减速器的锥齿轮需要圆柱齿轮取代,这又降低了制造难度,同时在装配和使用时也不必进行齿轮调整工作,此时,变速器和主减速器可以使用同一种润滑油。
本设计根据传统前桥设计方法，并结合现代设计方法，确定了前桥的总体设计方案，先后进行主减速器 ，半轴结构设计,球笼式等速万向节设计和强度校核，并运用CAD软件和SOLIDWORKS绘制出主要零部件的工程图和装配图。设计出了小轿车驱动桥。
本前桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，前桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。
本设计具有以下的优点：由于采用单级减速断开式驱动桥，而且发动机是横置的,采用的主减速器齿轮为渐开式圆柱斜齿轮,在节约材料和装配空间的同时,也降低了制造成本。
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轿车驱动桥设计
附件清单
1 驱动桥装配图 A0 2 差速器 A1 3 接轮毂的等速万向节 A2 4 接半轴的等速万向节 A2 5 半轴 A3 6 半轴齿轮 A3 7 行星齿轮 A4 8 主减速器从动齿轮 A1 9 差速器十字轴 A3 10 有外花键的球半壳 A4
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致谢
此次驱动桥设计的顺利完成，与各位老师和同学的关心和帮助是离不开的。同样也要感激四年来辛苦教导我们的老师，是他们深入浅出地教会我们课本的知识，同时在他们的循循诱导下，将知识乃至人生的学问掰碎了，揉烂了，让我们可以在学习之余，懂得做人的道理。还有四年来关心爱护我们的校领导们，特别要感谢的是我的指导老师，他那渊博的知识和严谨的教学态度给我留下了十分深刻的印象,不仅指导我顺利完成设计,更让我对汽车设计产生了浓厚的兴趣使我受益匪浅。同时也对在大学四年期间教导我和帮助过我的老师和同学表示最衷心的感谢。
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