轉向驅動橋說明書

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1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)目錄摘要驅動橋的基本功用是將傳動軸或變速器傳來的轉矩增大并適當降低轉速后分配給左、右驅動車輪，其次驅動橋還要承受路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力和反作用力矩等。轉向驅動橋在驅動橋的基礎上增添了轉向的功能，使汽車按照駕駛員的要求行駛。轉向驅動橋組成包括主減速器、差速器、半軸、萬向節(jié)、驅動橋橋殼等。驅動橋是汽車傳動系中主要總成之一。驅動橋的設計是否合理直接關系到汽車使用性能的好壞，驅動橋是汽車中的重要部件，它承受著來自路面和懸架之間的一切力和力矩，是汽車中工作條件最惡劣的總成之一，如果設計不當會造成嚴重的后果。本文以驅動橋的傳統(tǒng)設計

2、方法為基礎，詳細研究了邁騰1.8T轎車的轉向驅動橋的設計方法，提出了比較可行的設計思路。根據(jù)這一思路設計計算出數(shù)據(jù)并畫出轉向驅動橋的各零件圖。同時我也查找了現(xiàn)有的邁騰1.8T轎車的驅動橋的結構原理，從樣車對驅動橋的整體構造加深了解，結合最新有關驅動橋的信息和汽車設計書本上的知識來設計計算、繪制草圖，然后運用AUTOCAD軟件繪制總裝配圖，從而提了設計工作效率。 關鍵詞：汽車 驅動橋 主減速器 差速器 半軸AbstractThe basic function of the Drive Axle is increasing torque which is from drive shaft or t

3、ransmission and reducing the speed ,then drive it to the left and right driving wheel; secondly drive axle still withstand the vertical force ,longitudinal force and transverse force between the road and bridge or the body frame ,and braking force , reaction torque ,etc. Steering Drive Axle adds the

4、 function of shift under the basic of the Drive Axle, so that the car can run according to the driver. Steering Drive Axle include the main drive component, Differential, half axel, universal, Drive Axle Housing, etc. Driving Axle is one of the main assemble of the automotive power train. Whether th

5、e design of the Driving Axle is reasonable or not, affect the use of the cars. Driving Axle is the important part of the cars, it withstands the all force and torque between the road and the suspension and its working condition is the worst in cars. If the design is not right it will cause serious c

6、onsequences.On the base of the Driving Axle traditional design methods, study the Steering Drive Axle design methods of the Magotan 1.8T carefully and give the practical design methods in this paper. According to this idea and the design data I draw out the parts diagram of the Steering Drive Axle.

7、At the same time I also find the existing Magotan 1.8T sedan Driving Axle structure principle, and better understand the overall structure from the sample car. Combined with the latest information of the Driving Axle and the book of Vehicle Design to design and calculation, draw sketches, and them d

8、raw the general assembly drawing with auto CAD software, which raised the rate of the design.Keywords: Automotive Driving Axle The Main Drive Component Differential Half Axel 1 緒論汽車驅動橋位于傳動系的末端。其基本功用是增扭、降速和改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅

9、動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。設計驅動橋時應當滿足如下基本要求：1）選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。2）外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。3）齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。4）在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。5）具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。6）與懸架導向機構運動協(xié)調。7）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為非斷

10、開式驅動橋和斷開式驅動橋兩大類。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋，稱為非獨立懸架驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋，稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但大大提高了汽車在不平路面上的行駛平順性。2 驅動橋結構方案的選定本次設計的課題為轎車轉向驅動橋的設計?，F(xiàn)在轎車多采用發(fā)動機前置前輪驅動的布置型式，只有高級轎車出于動力性和舒適性方面的考慮才采用后輪驅動的型式。由于汽車都把前輪作為轉向輪，故轎車的驅動橋大多數(shù)為轉向驅動橋。首先轉向驅動橋在轎車中是指具有轉向功能的驅動橋。其主要功能有：一是把變速器傳出的功率經(jīng)其減速后傳遞給車輪使車輪轉動；二是通過轉

11、向器把方向盤所受的轉矩傳遞給轉向桿從而使車輪轉向。由于要求設計的是家用汽車的前驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用斷開式驅動橋以與獨立懸架相適應。該種形式的驅動橋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，故又稱為獨立懸架驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。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架則可以彼此獨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

12、及其外殼或套管作相應擺動。 綜上所述，本設計選擇斷開式驅動橋的形式。斷開式驅動橋結構復雜，成本較高，但它大大增加了離地間隙；減小了簧下質量，從而改善了行駛平順性，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在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；由于驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，大大增加了車輪的抗側滑能力；與之相配合的獨立懸架導向機構設計得合理，可增中汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅動橋在轎車和高通過性的越野汽車上應用相當廣泛。3 主減速器設計3.1 主減速器的結構形式主減速器的結構型式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式

13、的不同而異。影響主減速型式選擇的因素有汽車類型、使用條件、驅動橋處的離地間隙、驅動橋數(shù)和布置形式以及主減速比,其中的大小影響汽車的動力性和經(jīng)濟性。驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求：1)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(jīng)濟性。2)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。3)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(xié)調。4)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。5)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。3.2 主減速器的類型按主減速器的類型分，驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下：1

14、）中央單級減速器。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，更具有質量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點，是驅動橋的基本形式，因而廣泛用于主傳動比的汽車上。因為乘用車一般，所以在主傳動比較小的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。2）中央雙級主減速器。由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質量較大時，合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。3）中央單級、輪邊減速器。其中，中央單級主減速器在轎車中應用廣泛。它有以下幾點優(yōu)點：a結構最簡單，制造工藝簡單，成本較低，是驅動橋的基本類型，在傳動比較小的乘用車應用廣泛；b乘用車發(fā)動機前

15、置前驅，使得驅動橋的布置形式要求簡單，而且結構緊湊；c隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。d與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產(chǎn)品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。按主減速器齒輪的類型的來分，主減速器分為：螺旋錐齒輪傳動主減速器，雙曲面齒輪傳動主減速器，圓柱齒輪傳動主減速器，蝸輪蝸桿傳動主減速器。1）螺旋錐齒輪傳動；其主、從動齒輪軸線相交于一點。交角可以是任意的，但在絕大多數(shù)的汽車驅動橋上，主減速齒輪副都采用90交角的布置方案。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此螺旋錐齒輪能承受較大的負荷。加之其

16、輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另一端，因此其工作平穩(wěn)，即使在高速動轉時，噪聲和振動也很小。2）雙曲面齒輪傳動：其特點是主、從動齒輪的軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都采用90夾角。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上的偏移，稱為上偏置或下偏置。該偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸的上面或下面通過。這樣就能在每個齒輪的兩側布置尺寸緊湊的支承。這對于增強支承剛度，保證齒輪正確嚙合，從而提高齒輪壽命大有益處。與螺旋錐齒輪由于齒輪副的軸線相交而使主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同，雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺

17、旋角大于從動齒輪的螺旋角，因此，雙曲面齒輪傳動副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)大于從動齒輪的。這就使雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度及剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面齒輪傳動的主動齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑比相應的螺旋錐齒輪當量半徑大，其結果是齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高達175%。如果雙曲面主動齒輪的螺旋角變大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減小，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動比

18、的傳動。當要求傳動比較大而輪廓尺寸有限時，采用雙曲面齒輪傳動更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪軸徑相等，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的小。3）蝸桿-蝸輪傳動簡稱蝸輪傳動：蝸輪傳動在汽車的驅動橋上也有所應用。蝸輪傳動相對于螺旋錐齒輪及雙曲面齒輪傳動有一系列的優(yōu)點。首先，在結構質量較小的情況下，采用蝸輪傳動時單級減速即可得到大的傳動比。因此，在超重型汽車上，當高速發(fā)動機與相對較低車速和較大輪胎直徑之間的配合要求有大的主減速比（通常）時，主減速器采用一級蝸輪傳動最為方便，這時就不需要有第二級減速了。而主減速器采用其他類型的齒輪時，就需要用結構較復雜、輪廓尺寸及質量均較大且傳動效率較低的雙

19、級減速；其次，蝸輪傳動在整個使用期間在任何轉速下都能工作得非常平穩(wěn)、最為靜寂無噪聲；再者，與錐齒輪傳動相比，蝸輪傳動更便于汽車的總體布置及貫通式多橋驅動的布置。另外，蝸輪傳動還具有：能傳遞大的載荷，使用壽命長，在整個使用期間有高的傳動效率，結構簡單、拆裝方便、調整容易等一系列的優(yōu)點。與螺旋錐齒輪及雙曲面齒輪主減速器相比，其惟一的缺點是要用昂貴的有色金屬（青銅）制造，材料成本高，因此未能在大批量生產(chǎn)的汽車上推廣應用。由于邁騰1.8T的轎車的發(fā)動機采用的是橫置的形式，變速器也采用橫置式，所以動力輸出的方向正好與前橋軸線的方向平行。因此，此設計不必采用圓錐齒輪來改變動力旋轉的方向，采用圓柱齒輪傳動就

20、可以滿足要求。一般采用斜齒圓柱齒輪傳動，驅動橋為斷開式。動力通過左右兩根半軸傳遞給車輪。3.3 主減速器主、從動圓柱齒輪的支承形式現(xiàn)代汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種：1) 懸臂式：齒輪以其輪齒大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承的外側；2) 騎馬式：齒輪前后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱為“兩端支承式”。采用騎馬式支承結構，可以使剛度大為增加，使齒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。由于結構的原因，主減速器的小斜齒輪采用騎馬式安裝，而主減速器的大齒輪也采用騎馬式安裝。3.4 主減速器的基本參數(shù)選擇與計算3.4.1 主減速比的確定主減速比的大小對主減速器的

21、結構型式、輪廓尺寸、質量以及變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接的影響。主減速比的選擇，應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比（包括變速器、分動器和取力器、驅動橋等傳動裝置的傳動比）一起由汽車的整車動力計算來確定。由于發(fā)動機的工作條件和汽車傳動系的傳動比（包括主減速比）有關，可以采用優(yōu)化設計方法對發(fā)動機參數(shù)與傳動系的傳動比及主減速比進行最優(yōu)匹配，以使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。對于具有很大功率儲備的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值就按下式來確定： （3-1）式中：車輪的滾動半

22、徑，m； 最大功率時發(fā)動機的轉速，r/min；汽車的最高車速，km/h；變速器最高擋傳動比，通常為1。查閱邁騰1.8T轎車的有關資料得：輪胎類型與規(guī)格：215/55 R16其中：215為輪胎名義斷面寬度（mm）；55為輪胎名義高寬比（扁平率）；R為子午線結構代號；16為輪輞名義直徑（in）；查長度單位換算表得：1英寸=2.54厘米因此：輪輞名義尺寸直徑16in=2.54*16cm=40.64cm所以車輪的自由半徑為r=40.64*10/2+215*0.55=321.45mm對汽車作靜力學分析時，應該用靜力學半徑；而作運動學分析時，應該用滾動半徑。但通常不計它們的差別統(tǒng)稱為車輪半徑r。在本設計中

23、認為二者數(shù)值相同。即：查資料得：最大功率時發(fā)動機的轉速為：暫取汽車最高車速為：變速器最高檔傳動比為：代入公式(3-1)得為計算方便取3.4.2 主減速器齒輪計算載荷的確定由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅動車輪在良好路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即：(3-2)(3-3)式中：發(fā)動機最大轉矩，Nm；由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；傳動系上述傳動部分

24、的傳動效率，?。挥捎凇懊徒雍稀彪x合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取；當性能系數(shù)時，可取，或由實驗決定；n該汽車的驅動橋數(shù)目；汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷（對于驅動橋來說，應考慮到汽車最大加速時的負荷增大量），N；輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，??；對于越野汽車，取；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可??；車輪的滾動半徑，m；分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動橋之間的傳動效率和傳動比（例如輪邊減速等）查資料得：Nm由后面式（3-5）計算得，故：由于該轎車只有一個驅動橋則：由后面計算得

25、：汽車滿載有總重量為，查參考文獻1汽車軸荷分配中乘用車發(fā)動機前置前驅滿載時前軸分配為。本設計中取58%，由于該轎車是安裝一般輪胎的公路用汽車，則：由上面計算可得：m由經(jīng)驗得：由于該轎車無輪邊減速器，則：將上述參數(shù)值代入公式（3-2）、（3-3）中計算得：NmNm汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用汽車和越野汽車則在高負荷低車速條件下工作，沒有簡單的公式可算出汽車的正常持續(xù)使用轉矩。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩為 Nm （3-4）式中：汽車滿載總重量，N；所牽引的掛

26、車的滿載總重量，N，但僅用于牽引車的計算；車輪的滾動半徑，m；道路滾動阻力系數(shù)，計算時對于轎車可取=0.0100.015；對于載貨汽車可取0.0150.020；對城越野汽車可取0.0200.035；汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取0.08；對載貨汽車和城市公共汽車取0.050.09；對長途公共汽車取0.060.10；對越野汽車取0.090.30；汽車或汽車列車的性能系數(shù)： (3-5)當時，取、和等見式(3-2)和式（3-3）下的說明。由參考文獻1得查得汽車總質量的計算方法：乘用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。乘用車的總質量由整備質量、乘員和駕駛員質量以及乘

27、員的行李質量三部分組成。其中，乘員和駕駛員每人質量按每人質量按65kg計，于是：該式中，n為包括駕駛員在內的載客數(shù)；a為行李系數(shù)，可按參考文獻1表1-5提供的數(shù)據(jù)取用。邁騰1.8T的整車整備質量為1540Kg；故；即；由于是轎車，所以；由上得：；轎車選用，?。黄囌Ｊ褂脮r的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車??；經(jīng)計算則按計算得：把各參數(shù)代入式（3-4）中得到：Nm3.4.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇3.4.3.1 主、從動齒輪齒數(shù)的選擇對一單級主減速器，首先根據(jù)的大小選擇主減速器主、從動齒輪的齒數(shù)。為了使磨合均勻，之間應避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應不小于40

28、，對于轎車應不小于50。3.4.3.2 斜齒輪設計計算由于齒輪轉速比較高，選用硬齒面。先按輪齒彎曲疲勞強度設計，再較核齒面接觸強度，其設計步驟如下：先選擇齒輪材料，確定許用應力：均選用20CrMnTi鋼滲碳淬火，硬度5662HRC。由參考文獻4圖5-32C查得彎曲疲勞極限應力；由參考文獻4圖5-33C查得接觸疲勞極限應力；3.4.3.2.1 按輪齒彎曲疲勞強度設計由式參考文獻4中式（5-45b）知: （3-6）1）確定輪齒的許用彎曲應力按參考文獻4（5-26）計算兩齒輪的許用彎曲應力，（）分別按下式確定 （3-7）式中：試驗齒輪齒根的彎曲疲勞極限，查參考文獻4圖5-32；試驗齒輪的應力修正系數(shù)

29、，本書采用國家標準給定的值計算時，；彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取。當考慮齒輪工作在有限壽命時，彎曲疲勞許用應力可以提高的系數(shù)，查參考文獻4圖5-34；彎曲強度的最小安全系數(shù)。一般傳動取=1.31.5；重要傳動取=1.63.0；由上得：取，把各參數(shù)代入式（3-7）中得：2)計算小齒輪的名義轉矩Nm3）選取載荷系數(shù)K因為是斜齒輪傳動，且加工精度為了7級，故K可選小些，取K=1.44）初步選定齒輪參數(shù)取,.取，5）齒寬系數(shù)的選擇：選大值時，可減小直徑，從而減小傳動的中心距，并在一定程度上減輕包括箱體在內的整個傳動裝置的重量，但是卻增大了齒寬和軸向尺寸，增加了載荷分布的不均勻性。的推薦值為：當為

30、軟齒面時，齒輪相對于軸承對稱布置時，=0.81.4；非對稱布置時，=0.61.2；懸臂布置或開式傳動時，=0.30.4。當為硬齒面時，上述值相應減小50%。取=0.5，并??；得到u=84/23=3.652。6）確定復合系數(shù)因兩輪所選材料及熱處理相同，則相同，故設計時按小齒輪的復合齒形系數(shù)代入即可。而由參考文獻4圖5-38查得=4.18將上述參數(shù)代入式（3-6），得按參考文獻4表5-1取標準模數(shù)，取mm則中心距為了便于加工和校驗，取中心距a=166.1618mm故得到7）計算其它幾何尺寸取取mm3.4.3.2.2 校核齒面的接觸強度由參考文獻4式（5-47）可知 （3-8）為彈性系數(shù)，當齒輪都為

31、鋼制，代入公式（3-8）得齒面許用接觸應力按參考文獻4式（5-27）計算，因為主減速器為較重要傳動，取最小安全系數(shù)，則因為，故接觸疲勞強度也足夠。3.4.3.3 主減速器齒輪參數(shù)表表3-1主減速器斜齒輪的參數(shù)：分度圓直徑齒頂高齒頂圓直徑齒根圓直徑全齒高端面齒厚端面齒距法面齒距4. 差速器的設計汽車在行使過程中，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

32、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。4.1 差速器結構形式選擇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。普通錐齒輪式差速器的傳動機構為錐齒輪。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖

33、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。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(shù)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個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，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

34、大其內摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置差速鎖等。4.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計由于在差速器殼上裝著主減速器的從動齒輪，所以在確定主減速器從動尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支座及主動齒輪導向軸承支座的限制。4.2.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇1）行星齒輪數(shù)目的選擇轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數(shù)汽車采用3個行星齒輪。在必要時轎車也可以采用4個行星齒輪的結構。由于所設計的是中級轎車，故優(yōu)先采用2個行星齒輪的結構。但由于在采用2個行星齒輪的情況下，后續(xù)校核過程中會出現(xiàn)強度校核不合格的情況，所以采

35、用4個行星齒輪的結構。2）行星齒輪球面半徑的確定圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上也代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定： （4-1）式中：行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.522.99，對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于有2個行星齒輪的轎車以及所有的越野汽車和礦用汽車取大值；取=2.52；計算轉矩，取式（3-2），式（3-3）計算值的較小值，Nm；取Nm；差速器行星齒輪球面半徑確定以后，可根據(jù)下式預選其節(jié)距：取為36.4mm3）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了

36、獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用1425。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比在1.52的范圍內。差速器的各個行星齒輪與2個半軸齒輪是同時嚙合的，因此在確定這兩種齒輪的齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關系。在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則差速器將無法安裝。即應滿足的安裝條件為 （4-2）式（4-2）中：左、右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐行星齒輪差速器來說，；行星齒輪的數(shù)目；I任意整數(shù)；由于本設計選用的差速器為對稱式圓錐行

37、星齒輪差速器，選定半軸齒輪齒數(shù)為，行星齒輪數(shù)目，行星齒輪齒數(shù)為10。4）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角：；式中：，分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m:考慮到差速齒輪彎曲應力的校核，取求出模數(shù)m后，節(jié)圓直徑d即可根據(jù)齒數(shù)z及模數(shù)m由下式求得：5)壓力角汽車差速器齒輪過去都選用20壓力角，這時齒高系數(shù)為1，而最少齒數(shù)為13。目前大都選用2230的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減少到10，并且小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這

38、種齒形的最少齒數(shù)比壓力角為20的少，故可用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。某些重型汽車和礦用汽車的差速器也可采用20壓力角。本設計中選用壓力角為2230。6）行星齒輪安裝孔直徑及其深度L行星齒輪安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取 （4-3） （4-4） （4-5）式中：差速器傳遞的轉矩，Nm；行星齒輪數(shù)目；如圖4-6所示，為行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm;,為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而（如參考文獻3圖4-6）；支承面的許用擠壓應力，取為98MPa。差速器傳遞的轉矩為Nm；取。4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算

39、汽車差速器齒輪的彎曲應力為： （4-6）式中：T差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，Nm；其計算式為： （4-7）式中：計算轉矩，按、（見式（3-2）、式（3-3）兩者中的較小者和（式（3-4）計算，Nm；差速器行星齒輪數(shù)目；半軸齒輪齒數(shù)；計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)。，F(xiàn)，m見參考文獻3式（3-44）下說明；按上式并以計算所得的汽車差速器齒輪輪齒的彎曲應力，不應大于210.9MPa；按，兩種計算轉矩中的較小值進行計算時，彎曲應力不應大于980MPa。查參考文獻3：超載系數(shù)，見參考文獻3式（3-11）下的說明；質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、調節(jié)及徑向跳動精度高時

40、，可取=1；尺寸系數(shù)，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。當端面模數(shù)時，；載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承式時，=1.001.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，=1.101.25.支承剛度大時取小值。計算齒輪的齒面寬,mm；端面模數(shù)，mm；參數(shù)的選取與計算：NmNm以計算所得的汽車差速器齒輪輪齒的彎曲應力：按，兩種計算轉矩中的較小值進行計算所得的汽車差速器齒輪輪齒的彎曲應力：兩種情況下都校核成功，說明此設計合理。4.2.2 汽車行星齒輪和半軸齒輪的參數(shù)表國標規(guī)定，。表4-1標準直齒錐齒輪傳動的幾何參數(shù)及尺寸計算（）名稱代號計算公式行星齒輪半軸齒輪分度圓錐角齒頂高齒根高分度圓直

41、徑齒頂圓直徑齒根圓直徑錐距齒頂角（收縮頂隙傳動）齒根角頂錐角=38.0561=64.0454根錐角5 驅動車輪的傳動裝置設計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。5.1 半軸的型式半軸的型式主要取決于半軸的支承型式。普通非斷開式驅動橋的半軸，根據(jù)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。半浮式半軸以其靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內孔中的

42、軸承上，而端部則以具有圓錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以凸緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)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，半浮式半軸所承受的載荷較復雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點，故被質量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和微型客、貨汽車所采用?；谏鲜鎏攸c，邁騰1.8T轎車選用半浮式半軸的結構。5.2 半軸的設計計算半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。邁騰1.8T轎車的驅動型式為，查參考文獻3表5-1可得：半軸的計算轉矩： （5-1）式中：發(fā)動機最大轉矩；差速器的轉矩分配系數(shù)，對于圓錐行星齒輪差速

43、器可?。?；變速器I擋傳動比；主減速比；Nm由參考文獻3式（5-16）得 （5-2）取許用應力代入計算得：出于對安全系數(shù)以及半軸強度的較核的考慮，取d=36mm。5.3 半軸的強度較核5.3.1 三種可能工況計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：1)縱向力（驅動力或制動力）最大時，附著系數(shù)在計算時取0.8，沒有側向力作用；2)側向力最大時即汽車發(fā)生側滑時，側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)在計算時取站1.0，沒有縱向力作用；3)垂向力最大時（發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時）這時不考慮縱向力和側向力的作用。故縱向力最大時不會有側向力作用，而側向力最大時也不會有

44、縱向力作用。5.3.2 半浮式半軸計算載荷的確定：1）縱向力最大和側向力為0：此時垂向力，縱向力最大值，計算時可取1.2，取為0.8。半軸彎曲應力和扭轉切應力為： (5-3) (5-4)式(5-3),(5-4)中，a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，合成應力為： (5-5)計算得：，2）側向力最大和縱向力=0,此時意味著汽車發(fā)生側滑。外輪上的垂直反力和內輪上的垂直反力分別為: (5-6) (5-7)式中，為汽車質心高度，根據(jù)經(jīng)驗取為0.35；為輪距，查資料得；為側滑附著系數(shù)，計算時可取為1.0；外輪上的側向力和內輪上的側向力分別為 (5-8) (5-9)內外車輪上的總側向力為。這樣，外輪

45、半軸的彎曲應力為和內輪半軸的彎曲應力分別為： (5-10) (5-11)計算得：3）汽車通過不平路面，垂向力最大，縱向力=0，側向力=0此時垂直力最大值為 (5-12)式中，k為運載系數(shù)。乘用車：k=1.75;貨車：k=2.0;越野車：k=2.5.半軸彎曲應力為 (5-13)由于邁騰1.8T轎車為乘用車，故K=1.75，綜上述計算得，均未超過半軸的許用應力500MPa，故半軸強度校核滿足要求。5.4 半軸的結構設計及材料與熱處理在半軸的結構設計中，為了使花鍵的內徑不致過多地小于其桿部直徑，常常將半軸加工花鍵的端部設計得粗一些，并適當?shù)販p小花鍵的深度，因此花鍵齒數(shù)發(fā)布相應增多，一般為10齒（轎車

46、半軸）至18齒（載貨汽車半軸）。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結構，且取相同花鍵參數(shù)以簡化工藝。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線花鍵用得較廣，但也有用矩形或梯形花鍵的。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。半軸的熱處理過去都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為HB388-444（突緣部分可低至HB248）。近

47、年來采用高頻、中頻感應淬火的工藝日益增多。這種處理方法使半軸表面淬火硬度達HRC52-63，硬化層深約為其半徑的1/3，心部硬度可定為HRC30-35；不淬火區(qū)（突緣等）的硬度可定在HB248-277范圍內。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得十分顯著。由于這些先進工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳（40號、45號）鋼的半軸也日益增多。6 萬向節(jié)設計6.1 萬向節(jié)結構選擇對于轉向驅動橋，在其驅動車輪的傳動裝置中必須采用萬向節(jié)傳動，以便使轉向車輪能夠轉向。在轉向驅動橋上，

48、常常在通往左右轉向車輪的傳動裝置中和靠近車輪處，各安裝一個等速萬向節(jié)。固定型球籠式萬向節(jié)（RF節(jié)圖6-1）和伸縮型球籠式萬向節(jié)（VL節(jié)圖6-2）廣泛應用于采用獨立懸架的轎車轉向驅動橋，如紅旗、桑塔納、捷達、寶來、奧迪等轎車的前橋。其中RF節(jié)用于靠近車輪處，VL節(jié)用于靠近驅動橋處（如圖6-3）。因此在本設計中也采用這兩種萬向節(jié)。圖6-1 固定型球籠式萬向節(jié)圖6-2 伸縮型球籠式萬向節(jié)圖6-3 RF節(jié)與VL節(jié)在轉向驅動橋中的布置6.2 萬向節(jié)的材料及熱處理在傳遞轉矩時，鋼球與滾道間產(chǎn)生較大的接觸應力，因此對材料要求較高。球形殼和星形套采用15NiMo低碳合金鋼制造，并經(jīng)滲碳、淬火、回火處理；鋼球則

49、選用軸承用鋼球，材料為15Cr。7 驅動橋殼設計驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪作用在驅動車輪上的牽引力，制動力、側向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸架及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置(如半軸)的外殼。在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方

50、便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。橋殼的結構型式大致分為可分式橋殼、整體式橋殼和組合式橋殼：1）可分式橋殼可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯(lián)成一個整體。其特點是橋殼制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好。但對主減速器的裝配、調整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于上述缺點現(xiàn)已很少采用。2）整體式橋殼整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個

51、整體，橋殼猶如一整體的空心粱，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起，使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張成形式三種。3)組合式橋殼優(yōu)點：從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車中?？紤]汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。邁騰1.8T驅動橋橋殼的結構型式應該選擇組合式橋殼。8 轉向節(jié)設計轉向節(jié)

52、在汽車中承受汽車前部載荷，支承并帶動前輪繞主銷轉動面使汽車轉向。在汽車行駛狀態(tài)下，它承受著多變的沖擊載荷，需要有很高的強度。參考富康轎車的轉向節(jié)，本設計中選用如下圖所示的萬向節(jié)。圖8-19 結論與展望經(jīng)過幾個月時間的設計，在同學和老師的幫助下，終于完成了邁騰1.8T轎車的轉向驅動橋的設計工作。本文按照劉惟信編著的汽車車橋設計一書詳細研究了轉向驅動橋的設計方案，提出了比較可行的設計思路，并按照這一思路進行詳細地計算，最終根據(jù)計算數(shù)據(jù)繪制出轉向驅動橋的總裝配圖及其零部件圖。在設計過程中，查閱了很多汽車相關的資料，對大學期間學到的汽車知識有了更高層次的認識。通過親自查找資料和分析計算，充分鍛煉了自己

53、設計的能力；通過發(fā)現(xiàn)問題、提出問題、解決問題，體驗到了設計的樂趣；在繪圖的過程中，我熟悉并掌握了CAD制圖的一些標準和技巧，當然也會存在一些問題，期待批評指正。用CAD繪過圖之后，我更深刻地體會到CAD制圖的效率，也認識到其成為主流的深層原因。手繪零件圖后，我進一步熟悉了手繪圖紙的各個細節(jié)，同時進一步感受到了手繪圖紙的麻煩與機繪圖紙的簡便。通過這次畢業(yè)設計，考驗了我在大學所學的知識，是我大學四年課程的一次大的總結。在設計過程中，我明顯地感覺到自己專業(yè)知識不足、專業(yè)經(jīng)驗欠缺以及知識面狹窄。我以后會努力拓展自己的知識面，積累各方面的經(jīng)驗，彌補專業(yè)知識的不足，使自己得到全面的發(fā)展，在以后的工作中作出

54、理大的成績。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車會走進千家萬戶，普通老百姓擁有自己的轎車不將只是夢想，隨著新車型的推出，轎車轉向驅動橋的設計工作將會變得更為頻繁。為了提高工作效率和降低開發(fā)成本，越來越多的軟件和技術將會應用到傳統(tǒng)的設計工作中去，CAD、CAE技術也會得到廣泛的應用。通過這次畢業(yè)設計可以了解到，傳統(tǒng)的設計工作根本達不到轎車輕量化的要求，零部件也不一定能夠達到所需的強度要求，隨著有限元技術和優(yōu)化分析軟件的發(fā)展，設計工作將會變得更合理，優(yōu)化設計需要兼顧的因素也會越來越多，約束條件和優(yōu)化目標越來越復雜，優(yōu)化設計的結果也會更加滿足轎車所需要達到的要求。這樣將設計結果應用到實踐中才會更有實際意義。參考

55、文獻1王望予主編. 汽車設計. 機械工業(yè)出版社. 2007.6.2王望予主編. 汽車理論. 機械工業(yè)出版社. 2007.6.3劉惟信編著. 汽車車橋設計.清華大學出版社 2004.4.4彭文生，李志明，黃華梁主編.機械設計.高等教育出版社.2002.8.5陳家瑞主編. 汽車構造.人民交通出版社.2006.11.6唐增寶，常建娥主編.機械設計課程設計.華中科技大學出版社.2006.9.7趙克利，孔德文編著.底盤結構與設計.化學工業(yè)出版社.2007.1.8焦永和主編.機械制圖.北京理工大學出版社.2005.7.9.余志生.汽車理論M. 北京.機械工業(yè)出版社.2006.05.10郝喜斌 . DC 7

56、04前驅動橋的設計要點J.機械工程與自動化.2004.03.11鄒書洋. 驅動橋總體方案自動生成系統(tǒng)研究J，南京理工大學，2007.12劉柯軍，高淑蘭, 汽車半軸失效分析J，汽車工藝與材料，2004.07.13Yu Jianfei. Intelligent design system for mini-cars driving axle D. Nanjing University of Science, 2002 .14Wang Liang. Drive Axle optimal design D. Hebei University of Technology , 2006.15John Fenton. Handbook of Automotive Powertrain and Chassis Design. Professional Engineerig Publishing Limited London and Bury St Edmunds, U K. 1998.