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轿车驱动桥设计毕业论文 轿车驱动桥设计毕业论文 目录 1章绪论 . 错误！未定义书签。 1.1 概述 . 错误！未定义书签。 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 i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 . 错误！未定义书签。3 3.7.1 作用在主减速器主动齿轮上的力 . 错误！未定义书签。5 3.7.2 主减速器轴承载荷的计算和校核 . 错误！未定义书签。7 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) 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 . 错误！未定义书签。 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。 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; 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70i 的汽车。因为乘用车的主减速比一般在5.430i ，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 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 i的确定 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0i 的大小。而在汽车总体设计时，主减速比0i 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0i ，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max e P 的情况下，所选择的0i 值应能保证这些汽车有理论上的最高车速max a V 。这时0i 值就按下式来确定： gh a p r i V n r i max 0377 .0= （3.1） 式中，r r 车轮的滚动半径，m ； p n 最大功率时发动机的转速，min /5800r ； max a v 汽车的最高车速，取h km /180； gh i 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：1560/185R 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)1.38(15mm inch ； 所以自由半径m mm r r 3015.05.3016.01852101.38=?+?= 在实际分析中，有作动力学分析的静力半径s r 与做运动学分析的r r ，但是通常不计他们之间的差别，统称为车轮半径r 。 6626.31 180*.0377.0377.0max 0=?=gh a p i rn i 确定得出主减速比6626.30=i 。 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（je T 、?j T ）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 n K i T T T TL e je 0max = （3.2） LB LB r j i r m G T ?'22= （3.3） 式中：max e T 发动机最大转矩，N ·m ； TL i 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9.0=T ； 0K 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10=K ；当性能系数0>p f 时，可取 20=K ，或由实验决定； n 该汽车的驱动桥数目； 2G 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 ； '2m 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：4.12.1'2 =m ，商用车：2.11.1'2 =m ； ?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85.0=?；对于越野汽车，取0.1=?；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取25.1=?； r r 车轮的滚动半径，m ； LB LB i ,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 速比（例如轮边减速器）。 其中查资料的 143m ax =e T m N ?；012.13=TL i ；90.0=T ； 由后式计算可得10=K ；由于该车只有一个驱动桥，所以1=n ； 由数据可得，满载质量N G a 147988.91510=?=；又因为汽车前置前驱切满载时前轴承受%60%47，这里取 ，所以N G G a 8.8878%602=?=；由于该轿车是安装为一般斜交轮胎公路用车，所以85.0=?；查资料得：m r r 3015.0=；96.0=LB ；由于该车无轮边加速器，所以1=LB i ； 最后可得：m N n K i T T T TL e je ?=?=64.16741 9.01012.131430max m N i r m G T LB LB r j ?=?=31.33181 96.03015.085.02.18.8878'22? 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jm T 为 )()(p H r LB LB r m e jm f f f n i r G G T += （3.4） 式中，e G 汽车总重量，kN ； m G 为挂车总质量，若无为0,N ； r r 车轮的滚动半径，m ； r f 道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取0.0100.015；对于载货汽车可取0.0150.020；对城越野汽车可取0.0200.035； H f 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 车和城市公共汽车取0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.30； p f 汽车或汽车列车的性能系数： ? ?+-=max )(195.0161001e T e p T G G f （3.5） 当16)(195.0max >+e T e T G G 时，取0=p f ； LB i 、LB 、n 、max e T 和等见前面的说明。 已知思迪数据，满载质量kN G e 147988.91510=?=；由于是轿车所以0=t G ； 1618.20223 )014798(195.0)(195.0max >=+=+e T e T G G 所以0=p f ； m N f f f n i r G G T p H r LB LB r m e jm ?=+?+=+=5.432)008.0015.0(1 198.03015.0)014798()()( 3.4.3 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 项目 计算（或选择）依 据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 1选齿轮精 度等级 查10 选用7级精度 级 7 2材料选择 查14续表 3.1-209 大齿轮、小齿轮均选用 CrMnTi 20结构钢（淬火+回火+ 渗碳处理）硬度为HRC 6258 大齿轮、小齿轮均为HBS 240