转向驱动桥设计

四川理工学院毕业设计（论文） 乘用车断开式驱动桥设计学 生：张万军学 号：05011030234专 业：机械设计制造及其自动化班 级：05级2班指导教师：郭翠霞 四川理工学院机电工程系二OO九年六月附表2：四 川 理 工 学 院毕业设计（论文）任务书设计（论文）题目： 某乘用车断开式驱动桥设计 系： 机械学院 专业：机械设计与制造 班级： 学号： 学生： 张万军 指导教师： 郭翠霞 接受任务时间2009年3月2日 教研室主任 （签名）系主任 （签名）1毕业设计（论文）的主要内容及基本要求(1)基本设计参数设计数据参看桑塔纳轿车（2）主要内容及基本要求根据车辆技术参数确定驱动桥设计方案，对所设计的驱动桥进行计算说明及校核，完成驱动桥总装配图，最后完成总装配图一张，主要零件图2-3张，设计说明书一份。2指定查阅的主要参考文献及说明1臧杰,阎岩.汽车构造M.机械工业出版社,2005,8.2王望予主编.汽车设计M.机械工业出版社,2004,8. 3 刘泽九.轴承应用手册S. 北京.机械工业出版社1996.34汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册S. 北京.人民交通出版社.2001.55刘涛主编.汽车设计M.北京大学出版社,2008,1.3进度安排设计（论文）各阶段名称起 止 日 期1查阅资料，学习与设计产品有关的基本知识3月2日3月15日2完成主要设计计算，确定主要结构形式3月16日4月5日3进行图纸设计4月6日5月10日4完成设计计算说明书的编写5月11日5月24日5设计图纸与说明书的校对5月25日5月30日摘 要本文主要是桑塔纳2000汽车的转向驱动桥。对于乘用车的前驱，既要满足转向的要求，又要满足驱动的要求。因此，为该车前轮设计转向驱动桥是很又必要的。要满足这两项要求该车桥的半轴分为内外两半，通过万向节连接，实现等角速传动转矩。而主销也分为上下两段以满足转向的要求。本文主要对转向驱动桥各个部件进行设计、计算、校核，同时绘出了转向驱动桥的装配图，外半轴、主减速器的主从动齿轮的零件图。本次设计过程丰富了我的知识，使我对汽车零件的设计又了一个更深层次的了解。关键词：转向驱动桥；底盘；主减速器； 四川理工学院 车辆工程 毕业设计ABSTRACTThThis article mainly describes steering driving axle of the All-terrain vehicle Santana2000. Santana2000, this kind of all-terrain vehicle uses a four-wheel drive. The front wheel of this vehicle not only must atisfiedly steering request, but also must satisfy the actuation the request. Therefore, it is vital to design changes driving axle for this vehicle front wheel. The shaft divides into two parts, which are inside one and outside one. The joint connects the two parts to satisfy the constant angular velocity driving torque. And the pin also divides into two part ,to satisfy the request of steering. This article mainly design the various parts of the steering driving axle, such as designing, the computation, the examination. The process of this design has enriched my knowledge, and enabled me a deeper understanding of the design of automobile components and parts.Key words: steering driving axle ,chassis, main gear box目 录摘要ABSTRACT第1章 绪论11.1 第一章 驱动桥结构方案拟定31.2 第二章 主减速器设计5 2.1.1 确定主减速器传动比52.1.2 确定主减速器型式62.1.3 主减速器齿轮类型62.1.4 主减速器锥齿轮支承型式72.2.1 主减速器计算载荷的确定82.2.2 主减速器基本参数的选择91.2.3 主减速器齿轮的几何尺寸计算122.2.4 主减速器齿轮的强度计算142.2.5 强度计算后的尺寸调整162.3 准双曲面齿轮材料162.4 主减速器的润滑171.2 第三章 差速器设计183.1 差速器结构型式的选择183.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构183.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计193.3.1 差速器齿轮的基本参数选择193.3.2 差速器齿轮的几何计算213.3.3 差速器齿轮的强度计算241.2 第四章 半轴设计264.1. 半轴结构型式的选择264.2 半轴的设计计算264.3 半轴杆部直径的初选264.4 半轴的强度计算264.5 半轴的材料与热处理271.2 第五章 万向节设计295.1 万向节的结构选择295.1 万向节的设计计算295.1 万向节的材料及热处理291.2 第六章 驱动桥壳设计306.1 铸造整体式驱动桥壳的结构316.2 桥壳的受力分析与强度计算32第6章 结论336.1 致谢34参考文献 35附录A：装配图（A0）附录B：零件图1 (减速器主动齿轮轴(A2)附录C：零件图2 （右半轴轴图(A3)）附录D：优化设计（Matlab）四川理工学院 车辆工程 毕业设计绪 论汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。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。本次设计预期达到如下目标：1）掌握转向驱动桥工作参数及原理2)设计保证汽车动力性和方向稳定性要求3）保证安全可靠的前提下，降低制造成本，并要求使用，维护，安装 2设计要求 车型：乘用车 设计基础数据：1.车型：桑塔纳2000GLS；2.空载质量：1070kg前：536.51kg后：533.49kg；3.满载质量：1370kg前：686.93kg后：683.07kg；4.轮距：前：1414mm后：1422mm；5.最高车速：180km/h最大爬坡度：大于30%；6.传动系最小传动比：3.455主减速器传动比：4.444；7.额定功率：72kw（最高车速时r/min时）；8.最大转矩：155Nm（12001400r/min时）；9.轮胎规格：195/70R 14 85H 附件要求：1.装配图一张；2.轴图一张；3.齿轮图一张。第一章 驱动桥结构方案拟定轿车多采用前置发动机前乾驱动的布置型式，其前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。显然，在转向驱动桥的驱动车轮传动装置中，半轴需采用分段式的并用万向节联接起来，以便使转向车轮能够转向。通常是在半轴与主销两者的中心线交点处装用一个等速万向节，如图1-1所示。图1-1 转向驱动桥示意图 1-主减速器；2-主减速器壳；3-差速器；4-内半轴；5-半轴套管；6-万向节；7-转向节轴；8-外半轴；9-轮毂；10-轮毂轴承；11-转向节壳体；12-主销；13-主销轴承；14-球形支座 通常，轿车的转向驱动桥是断开式的。断开式驱动桥必须与独立悬架相匹配。当左、右驱动车轮经各自的独立悬架直接与承载式车身或车架相联时，在左、右转向驱动车轮之间实际上没有车桥，但在习惯上仍称为断开式车桥，轿车的前转向驱动桥多采用这种结构，如图12所示 1-主减速器；2-半轴；3-弹性元件；4-减振器；5-车轮；6-摆臂；7-摆臂轴 图1-2由于要求设计的是乘用车的前驱动桥，因为采用独立悬架，也考虑乘用车的舒适性和运动的协调性，选用断开式驱动桥。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮与车架或车身作弹性联系，并可独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上 图1-3第二章 主减速器设计2.1主减速器的结构形式2.1.1 确定主减速器传动比主减速比i。、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，应在汽车总体设计时就确定。主减边比i。的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及重量影响很大。主减速比i。的选择，应在汽车的总体设计时和传动系的总速比(包括变速器、分动器或加力器、驱动桥等传动装置的速比)一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总速比及其变化范围（）为设计传动系总成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比i。是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。对于具有很大功率储备的小轿车、长途公共汽车，尤其是对于竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率N的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速V。这时值应该下式来确定： =0.377 （2-1）式中：车轮的滚动半径(米)； 最大功率时的发动机转速(转分)； 最高车速(公里刘、时)； 变速器最高档速比，通常为1由此可得，主减速器传动比： =0.377=4.4442.1.2 确定主减速器型式主减速器的结构形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形式的不同而异。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：a）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。b）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。c）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。d）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。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便 单级主减速器因为具结构最简单，制造工艺简单，成本较低等优点，广泛应用于传动比小于7的汽车上。由给定的条件可知，=4.447，故而采用单级主减速器。 图2-1 中央单级主减速器2.1.3 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮在外形上一般是很相似的，但它们之间有很重要的区别。准双曲面齿轮的小轮轴线相对于大轮轴线向下或向上偏移。即小轮和大轮轴线既不相交，又不平行。因此，这种结构使车辆有较低的重心和较大的地隙；在工作中，准双曲面齿轮比弧齿锥齿轮运转更加平稳且噪声低，承裁能力也较高。2.1.4 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式图2-2主动锥齿轮悬臂式支承图2-3主动锥齿轮跨置式图2-4从动锥齿轮支撑形式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图2-3示）。跨置式支承使支承刚度大为增加，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130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。但结构较复杂，所以选用跨置式。从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-5示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1 主减速器计算载荷的确定1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce从动锥齿轮计算转矩TceTce= （2-2）式中：Tce计算转矩，；Temax发动机最大转矩；Temax =145n计算驱动桥数，1；if变速器传动比，if=3.455；i0主减速器传动比，i0=4.444；变速器传动效率，取=0.9；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=3；i1变速器最低挡传动比，i1=3.455；代入式（2-1），有： Tce=20768.352. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2-3）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，前桥所承的负荷=6860.93N; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=1.25；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为195/70R 14 85H，则车轮滚动半径为0.2948m； m汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m=1.21.4；取1 ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器i取0.57 所以=7083.342.2.2 主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。1. 主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，之间应避免有公约数。2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求，这里取=10 =45，能够满足条件：+=55502. 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即 （2-4）直径系数，一般取13.015.3； 从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者。所以 =（13.015.3）=（249.66293.83）初选=250 则=/=250/45=5.56参考机械设计手册选取6，则=270 根据=来校核=6选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处，=（0.30.4）=（5.767.68），因此满足校核条件。3. 主，从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： =0.155270=41.85 在此取45一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%，在此取=504.中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取40。5. 螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。6. 法向压力角法向压力角大一些可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮，乘用车的一般选用1430或16,商用车的为20或2230。这里取16对于双曲面齿轮，从动齿轮两侧压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧压力角不等。选取平均压力角时，乘用车为19或20。这里选207.双曲面齿轮副偏移距E选择双曲面齿轮的偏移距E时，对小轿车、轻型载重汽车的主减速器来说，E不应超过从动齿轮节锥距A。的40(接近于从动齿轮节圆直径D的20)，而对载重汽车，越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A。的20(或取E值为从动齿轮节圆直径D的10一20，且一般不应超过12)。传动比越大则偏移距E也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径的2030。但当偏移距E太子从动齿轮节因直径的20时，应检查根切是否存在。 。这里取E=0.1D=0.1270=27双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧。如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反，图26a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图26c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。 图2-5 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 a），b）主动齿轮轴线下偏移 c），d）主动齿轮轴线上偏移2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数Z102传动齿轮齿数Z453端面模数m64齿面高F=0.155D;F10mF=41.855齿工作宽h=HmH=1.680h=10.086齿全高h= HmH=1.865h=11.197发向压力角168轴交角=909节圆直径d=m Z;d= m Zd=60 d=27010节锥角arctan=90-12.53=77.4711节锥距A=A1=138.28A2=138.2912周节t=3.1416 t= 18.8513齿顶高h= h- h; h=KmK=0.250h= 8.5814齿根高h= h- h;h= h-hh= 2.61h= 9.6915径向间隙c=h-hc= 1.1116齿根角= 1.0812= 4.008217面锥角r= r+2r= r+1r= 13.6112r= 81.478218根锥角r= r-1r= r-2r=11.4488r=73.461819齿顶直径=d= 65.10d= 275.1920节锥顶点至齿轮外缘距离A= 29.43A= 133.0821理论弧齿厚 S=0.888S= 13.5222齿侧间隙B=0.1780.228B=0.223螺旋角=4024螺旋方向在一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使两齿轮的轴向力由相互斥离的趋势25驱动齿轮小齿轮26旋转方向向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，传动齿轮为逆时针2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1.单位齿长圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2-5)式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； F从动齿轮的齿面宽，在此取45mm. 按发动机最大转矩计算时： Nmm （2-6）式中：发动机输出的最大转矩，在此取145； 变速器的传动比，在此取3.455； d主动齿轮节圆直径，在此取60mm.按上式 Nmm 按驱动轮打滑的转矩计算时： Nmm （2-8）式中：汽车满载状态下一个驱动桥的静负荷，在此取6869.3N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85： 轮胎的滚动半径，在此取0.295m按上式= 91.18Nmm在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用资料的20%25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力p都满足条件。2.齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = （2-7）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；齿轮的计算转矩，对从动齿轮，取中的较小值，为7083.34 Nm；对主动锥齿轮取T=1772.53k0过载系数，一般取1；ks尺寸系数，0.682；km齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25；kv质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽；b1=50mm, b2=45mmD所讨论齿轮大端分度圆直径；D1=60,D2=270mmJw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.27；对于主动锥齿轮， T=1772.53Nm；从动锥齿轮，T=7083.34 Nm；T=692.81 Nm将各参数代入式（2-7），有： 主动锥齿轮， = 621.84 MPa；从动锥齿轮， = 613.58 MPa；按照文献1, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。3.轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j= （2-8）式中：j锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D1主动锥齿轮大端分度圆直径；D1=60mmb主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=45mmkf齿面品质系数，取1.0；cp综合弹性系数，取232N1/2/mm；ks尺寸系数，取1.0；Jj齿面接触强度的综合系数，取0.13；Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz=1772.53N.mk0、km、kv选择同式（2-7）将各参数代入式 （2-8），有：j=1244.16MPa按照文献汽车设计，jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。2.2.5强度计算后的尺寸调整由于强度计算后的弯曲应力和接触应力都不超过它们的许用值，所以不需要进行尺寸调整2.3锥齿轮材料汽车驱动桥主减速器的工作条件相当繁重，与传动系其它齿轮比较，它具有栽荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。汽车主减速器与差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前都是用渗碳合金钢制造。这里用于制造主减速器齿轮的钢号是18CrMnTi，经过路碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，为HRC3245。由于新齿轮润沿不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副(或仅仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均于以厚度为0.0050.0100.020毫米的磷化处理式镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公关尺寸，也不能代替润滑。2.4主减速器的润滑 在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速器壳内壁上设一个专门的集油槽，在主动锥齿轮前轴承的前面加一个回油槽，在差速器壳上设由通油口。 为了防止因温度升高而使主减速器壳和壳内部压力增高引起漏油，在主减速器壳上装由通气塞。放油孔级塞设在桥壳的最低处。第三章 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。转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，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。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。3.1 差速器结构型式选择对称式圆锥行星齿轮差速器在汽车上得到了广泛的运用，考虑到成本的因素，该车型选用对称式圆锥行星齿轮差速器3.2 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3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图3-21-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮； 7-从动齿轮；8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓3.3 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。3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择 载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，小轿车常用2个行星齿轮，少数汽车采用三个行星齿轮。这里选用4个。 2.行星齿轮球面半径的确定 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，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。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (3-1) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.6； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，7083.34 .根据上式=2.6=49.93mm 所以预选其节锥距A=49.93mm3.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1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.52.0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，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： （3-2）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此行星轮齿数=10，半轴齿轮齿数=18 满足以上要求。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， =29.05 =90-=60.95 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m= 由于强度的要求在此取m=8mm得 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： （3-3）式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取20768.35 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69 根据上式 =0.599.2=49.6 =31 343.3.2 差速器齿轮的几何计算表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表项目计算公式计算结果行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=10半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）=18模数=8mm齿面宽b=(0.250.30)A;b10m20mm续表项目计算公式计算结果工作齿高=12.8mm全齿高14.355压力角22.5轴交角=90节圆直径； 节锥角，=29.05，节锥距=82.4mm周节=3.1416=25.13mm齿顶高;=8.45mm=4.35mm齿根高=1.788-;=1.788-=5.85mm;=9.95mm径向间隙=-=0.188+0.051=1.555mm齿根角=;=4.061; =6.885面锥角；=35.94，=65.01根锥角；=24.99，=54.07外圆直径；mmmm节圆顶点至齿轮外缘距离续表项目计算公式计算结果理论弧齿厚=15.24 mm=12.66 mm齿侧间隙=0.2450.330 mm=0.250mm弦齿厚=14.36mm=11.32mm弦齿高=10.10mm=4.86mm3.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为 MPa (3-4) 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式，在此为1062.50 Nm； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、见式（2-8）下的说明； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-3查得=0.225图3-3弯曲计算用综合系数根据上式783.6 MPa 980 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。此节内容图表参考了汽车设计中差速器设计一节。第四章 半轴设计4.1 半轴结构型式的选择3/4浮式半轴具有结构简单、轻便的优点，而且可以采用简单的轮毂及圆锥表面与键的联结方法，因此可以用于小轿车。故而，在此采用3/4浮式半轴。4.2 半轴的设计计算该车驱动型式为42驱动，则半轴转矩T的计算公式为： T= （4-1）式中：-差速器的扭矩分配系数，对于普通的圆锥行星齿轮差速器来说，计算时取=0.6由此可得，半轴转矩T=0.61453.4554.44=1335.80 N.m4.3 半轴杆部直径的初选半轴的杆部直径可以由下式求出：d=(0.2050.218) (4-2)式中: d-半轴杆部直径故而可得半轴杆部直径d=(0.2050.218)= 354.4 半轴的强度计算半轴设计应考虑如下三种载荷工况1. 纵向力F最大和侧向力F为0此时垂向力F= mG/2=1.26869.6/2=4121.76N,纵向力最大值F= F= mG/2,计算时m可取1.2，可取0.8; F= 3297.41N .半轴弯曲应力和扭转应力为 （4-3） （4-4）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 （4-5）2.侧向力最大F和纵向力F=0 此时意味着汽车发生侧滑。外轮上的垂直反力F和内轮上的垂直反力F分别为 （4-6） （4-7）式中，为汽车质心高度；B为轮距；为侧滑附着系数。计算时可取1.0 外轮上的侧向力F和内轮上的侧向力F分别为 （4-8） （4-9） 内、外车轮上的总侧向力为F为G。 这样，外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为 （4-10） （4-11）2. 汽车通过不平路面，垂向力F最大，纵向力F=0，侧向力F=0此时垂向力最大值为FF= （4-12）式中，k为动载系数。乘用车：k=1.75. 半轴弯曲应力为= （4-13）4.5 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小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部作得粗些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，一般作成10齿(小轿车半轴)到18齿(载重汽车半轴)。这里取10齿。材料为40Cr，采用感应淬火，杆部表面硬度为5262HRC,心部硬度为3035HRC，花键部分表面硬度为5055HRC，不淬火硬度为248277HRC。由于采用感应淬火，半轴杆部表面硬化层深度为9。第五章 万向节设计5.1万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装置中，在车轮的转向主销处，各安一个等速万向节。在选择万向节的结构型式时，应考虑以下使用要求 1能在足够宽的角度范围内可靠地传递动力；2能在大的转速变化范围内使所联接的两轴均匀旋转，由于两周间又夹角而产生的附加载荷应在允许范围内；3.能够补偿由它所连接的两零件之间在运动时所引起的长度变化；4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便：这里选用Birfield球笼式等速万向节。5.2万向节设计计算对于Birfield型球笼式万向节，以与星形套连接轴的直径d作为万向节的基本尺寸，即： d= (5-1)式中：T-为万向节的计算转矩，为7083.34N.m；S-为使用因素，对于无振动的理想传动取1.0球的连接轴的直径d=43.30,参照汽车设计这里取44.5，其他尺寸差表5-1 表5-1 Birfield型球笼式万向节的系列数据 单位：轴颈直径钢球直径星形套最大直径星形套最小直径星形套槽距星形套花键齿数球形壳外径44.533.33853.3447.799/18181605.3万向节材料及热处理球形壳和星形套采用15NiMo制造，并经渗碳、淬火、回火处理；选用轴承用钢球，材料为GCr15第六章 驱动桥壳的设计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、半轴的装配基体驱动桥壳应满足如下设计要求：1）应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力2）在保证强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高汽车行驶平顺性3）保证足够的离地间隙4）结构工艺性好，成本低5）保护装于其上的传动部件和防止泥水浸入6）拆装，调整，维修方便考虑的设计的是乘用车车，驱动桥壳的结构形式采用铸造整体式桥壳。图6-1整体式桥壳a)铸造式b)钢板冲压焊接式6.1 铸造整体式桥壳的结构 通常可采用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。在球铁中加入1.7%的镍，解决了球铁低温（-41C）冲击值急剧降低的问题，得到了与常温相同的冲击值。为了进一步提高其强度和刚度，铸造整体式桥壳的两端压入较长的无缝钢管作为半轴套筒，并用销钉固定。如图5-1所示，每边半轴套管与桥壳的压配表面共四处，由里向外逐渐加大配合面的直径，以得到较好的压配效果。钢板弹簧座与桥壳铸成一体，故在钢板弹簧座附近桥壳的截面可根据强度要求铸成适当的形状，通常多为矩形。安装制动底板的凸缘与桥壳住在一起。另外，由于汽车的轮毂轴承是装在半轴套管上，其中轮毂内轴承与桥壳铸件的外端面相靠，而外轴承则与拧在半轴套管外端的螺母相抵，故半轴套管有被拉出的倾向，所以必须将桥壳与半轴套管用销钉固定在一起。图6-2 铸造整体式驱动桥结构铸造整体式桥壳的主要优点在于可制成复杂而理想的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，其强度及刚度均较好，工作可靠，故要求桥壳承载负荷较大的中、重型汽车，适于采用这种结构。尤其是重型汽车，其驱动桥壳承载很重，在此采用球铁整体式桥壳。除了优点之外，铸造整体式桥壳还有一些不足之处，主要缺点是质量大、加工面多，制造工艺复杂，且需要相当规模的铸造设备，在铸造时质量不宜控制，也容易出现废品，故仅用于载荷大的重型汽车。6.2 桥壳的受力分析与强度计算选定桥壳的结构形式以后，应对其进行受力分析，选择其端面尺寸，进行强度计算。汽车驱动桥的桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其形状复杂，而汽车的行驶条件如道路状况、气候条件及车辆的运动状态又是千变万化的，因此要精确地计算出汽车行驶时作用于桥壳各处的应力大小是相当困难的。在通常的情况下，在设计桥壳时多采用常规设计方法，这时将桥壳看成简支梁并校核某些特定断面的最大应力值。我国通常推荐：计算时将桥壳复杂的受力状况简化成三种典型的计算工况，即当车轮承受最大的铅锤力（当汽车满载并行驶与不平路面，受冲击载荷）时；当车轮承受最大切应力（当汽车满载并以最大牵引力行驶和紧急制动）时；以及当车轮承受最大侧向力（当汽车满载侧滑）时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的强度特征得到保证，就认为该桥壳在汽车各种行驶条件下是可靠的。在进行上述三种载荷工况下桥壳的受力分析之前，还应先分析一下汽车满载静止于水平路面时桥壳最简单的受力情况，即进行桥壳的静弯曲应力计算。 结论通过这次毕业设计，我初步了解了一般汽车设计的步骤，对如何进行汽车零部件设计有了一个明确的概念。在本次毕业设计中，我着重对断开式驱动桥进行设计。首先到图书馆查阅相关书籍，并通过网络查找相关资料；然后根据查阅所得的数据进行计算和校核，对于繁琐的数据计算我用 程序简化了计算过程，并取得了比较正确的结果；然后我用AutoCAD软件画出了零件图和装配图。在整个设计过程中，我着重学习了计算机辅助设计软件，学会了如何使用AutoCAD软件对零件进行二维设计，并进一步熟悉了Matlab软件的运用。总之，通过本次设计，我掌握了基本的设计方法。在设计过程中，我也找到了学的不足之处，如计算机绘图不太熟悉，对汽车整体构造掌握的不足等，在以后的学习过后中将会加强学习，努力提高。这次毕业设计给我很多帮助，为今后的学习指明了方向。致谢首先在此感谢四川理工学院机电工程系为