奥迪A4L汽车驱动桥的结构设计 毕业设计.doc

北京理工大学珠海学院2013届本科生毕业设计奥迪a4l汽车驱动桥的结构设计学 院 机械与车辆学院专 业：姓 名：指导老师：车辆工程 学 号：职 称：090403011005 教授中国珠海二一三 年 五 月38 诚信承诺书本人郑重承诺：本人承诺呈交的毕业设计奥迪a4l汽车驱动桥的结构设计是在指导教师的指导下，独立开展研究取得的成果，文中引用他人的观点和材料，均在文后按顺序列出其参考文献，设计使用的数据真实可靠。本人签名： 日期： 年 月 日 奥迪a4l汽车驱动桥的结构设计摘 要汽车驱动桥的功用就是将万向传动装置输入的发动机动力进行传递，从而实现降低速度，增大转矩的目的。在改变动力传递方向后，将动力分配到左,右两个驱动轮。使汽车能够正常速度行驶，同时允许左右车轮以不同的转速旋转。驱动桥由主减速器，差速器，半轴，万向传动装置等组成。目前，发动机前横置前轮驱动形式的传动系统已经广泛应用于很多轿车当中，由于在这样的系统当中的变速器，主减速器和差速器组成一个整体，省去了传动轴，同时也缩短了传动路线，提高了传动系统中的机械效率。在这样的一体式传动中，它可以同时完成变速，差速和驱动车轮的功能。这种结构被称为变速驱动桥。并且由于驱动的是转向轮，所以也被称为转向驱动桥。此种驱动桥不仅结构紧凑，也减轻了传动系统的质量。关键词：主减速器；差速器；万向节；半轴；结构设计。structure design of the audi a4l automotive drive axleabstract function of automotive driving axle is the universal gear entered the engine power delivery, to achieve lower speed, increase the torque of purpose.after changing the direction of power transmission, assigned to the left and right two drive wheels.normal speed of the vehicle, while allowing for left and right wheels to rotate different rotational speeds.drive axle final drive, differential, axle shaft, universal joints and other components.at present, the engine front transverse front wheel drive transmission system has been widely applied to many cars, due to such systems of transmission, final drive and differential form a whole, eliminating the drive shaft, but also shorten the transmission route, increases mechanical efficiency of the transmission system.in one drive, it can be completed at variable speed, differential and drive the wheels feature.this structure is referred to as variable-speed transaxle.and because the driver is steering wheel, also known as steering axle.this axle is not only compact and greatly reduced the quality of the transmission system. keywords: final drive;differ ential;universal joints;half shaft;structural design. 目录摘 要1abstract21 前言42 总体方案论证52.1 非断开式驱动桥62.2 断开式驱动桥62.3 驱动桥结构的论证结果73 主减速器的结构论证和设计73.1 主减速器结构的选择结果83.2主减速比的确定83.3 主减速器基本参数的选择与设计计算93.4主减速器齿轮基本参数的选择113.5主减速器齿轮的强度计算123.6主减速器齿轮的材料及热处理153.7 主减速器轴承的选择154 差速器的设计计算154.1 差速器的结构和工作原理164.2 差速器的结构组成和参数选择174.2.1差速器齿轮的基本参数选择174.2.2差速器齿轮的强度计算205 万向节的选择与设计205.1 球笼式等速万向节的结构分析和设计216 半轴的设计与较核236.1制动时强度计算246.2受最大牵引力时强度计算246.3半轴在最大扭矩时其花键的强度校核25参考文献27谢辞28附录29译文34附件清单371 前言 本课题是对奥迪a4l驱动桥的结构设计，故本说明书将以奥迪a4l为蓝本，对驱动桥的主要零部件（差速器，主减速器，等速万向节，半轴等）进行结构型式的设计与计算。 目前，奥迪a4l定位于运动，时尚，中高端的运动型轿车。其采用的是前置前驱，独立悬架系统。而为了更好的适应这样的定位，以及配合独立悬架系统，奥迪a4l的驱动桥应该设计成断开式驱动桥，虽然断开式驱动桥的结构相对非断开式驱动桥来说复杂得多，成本也相对较高，但是，断开式驱动桥能够大大地增加离地间隙；减小弹簧质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这是非常符合奥迪a4l的定位的。 随着科学技术的发展以及道路工况的不断改善，汽车的最大车速正在日益提高。同时，节约能源，减少污染的环境意识使得我们汽车的发动机又向着大转矩和低转速的方向发展。为适应以上情况，汽车驱动桥主减速比应该相对减小，以前，我们在桥中采用双级减速，并用复杂的结构形式提高通过性。与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，容易磨损的工件相对减少，可靠性大大地提高了。单级桥产品的优势在于单它广阔的发展前景。从产品设计的角度看，根据文献,奥迪a4l在主减速比小于7的情况下，尽量选用单级减速驱动桥。 我国汽车驱动桥的开发设计无论在技术、制造工艺上，还是在成本控制上与国外都存在有不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新的能力，技术手段相对落后。目前，行业的新产品开发能力不强、工艺创新及管理体系不够完善，售后服务不到位，很大一部分产品无法提升档次，缺乏具有国际影响力的品牌，行业没有得到统一的规划部署等一系列的问题。这都需要我们加快技术创新，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的汽车驱动桥总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。2 总体方案论证汽车主要技术参数：轴距 ： l=2869mm发动机：最大功率： 最大扭矩： 空载质量： 满载质量： 最高车速： 轮胎尺寸：225/55 r16 非全尺寸变速器一挡传动比： 变速器最高挡传动比 ： 离地间隙:h=130mm 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成(引自文献)。驱动桥的设计应该满足以下几点基本的要求：1)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。2)外形尺寸要尽量小，保证有相对较大的离地间隙以保证良好的通过性。3)各传动件的工作平稳，尽量把噪声降到最低。4)在不同的转速和载荷下都能够达到较高的传动效率。5)在保证汽车的安全性和操控性的稳定性条件下，其整体的质量要尽量小，特别是簧下质量应尽可能小，以改善汽车平顺性。 6)转向驱动桥要与转向机构之间的运动协调性好。7)结构简单，容易加工，制造和拆装，便于调整。 驱动桥的结构型式可以分为两大类，第一类为非断开式驱动桥，第二类为断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，非断开式驱动桥又称为非独立悬架驱动桥；断开式驱动桥又称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构相对比较复杂，但可以在很大程度上提高汽车在不好的路况下的行驶平顺性。2.1 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构，特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在轮胎尺寸和最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定主减速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可选用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方。2.2 断开式驱动桥断开式驱动桥(图2-1)区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。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，增加使用寿命。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中高级轿车和越野车中。 图2-1 断开式驱动桥2.3 驱动桥结构的论证结果 由于奥迪a4l采用的是独立悬挂系统，并且所本次的设计方向为发动机前横置，并基于奥迪减配车的定位，本次设计采用断开式驱动桥。3 主减速器的结构论证和设计 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机横置的汽车，主减速器不用考虑改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而达到减小尺寸及质量，操纵省力的目的。 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：1）设计中选择的主减速比要保证汽车的动力性相对增强，还要使燃油经济性。2）外型尺寸要务必保证有良好的通过性；齿轮及其它传动部件的工作平稳。3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构运动的协调性好。4）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。5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。3.1 主减速器结构的选择结果查阅文献，并通过方案论证，又因为所选的奥迪a4l为发动机前横置前轮驱动车辆，所以本设计主减速器采用单级主减速器，由于发动机横置，主减速器动力传输不用转向，所以主减速齿轮我采用圆柱斜齿轮。主传动传动比。3.2主减速比的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于不同档位时，汽车的动力性和燃油经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力输出的计算来确定。也可以利用在不同的总传动比i下的功率平衡图来研究总传动比i对汽车动力性能的影响。通过优化设计，对发动机与传动系统的参数作最佳匹配，以此来选择总传动比i的值，达到获取最佳的动力性和燃油经济性目的。 对于奥迪a4l来说，最大功率达，还有对应的转速的情况下，主减速比的确定应该要保证有相对高的最大车速。所以，主减速比的确定要由公式3-1来确定。 （3-1)车轮的滚动半径， 变速器最高档传动比， 由以上数据并查阅奥迪elsa系统资料可知奥迪a4l的主减速比的值为：4.6553.3 主减速器基本参数的选择与设计计算 主减速比、驱动桥的离地间隙h和计算载荷，都是主减速器设计的原始数据，我们根据论证方案下提供的数据，为主减速比=4.655，驱动桥离地间隙为h=130mm。 1）主减速齿轮计算载荷的确定：计算载荷一般有下列三种方法。 方法一：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。 (3-2) =125013.3254.6550.91=3482.522n.m 猛接离合器所产生的动载系数，取=1; 发动机最大转矩，由已知得=250nm; k液力变矩器变矩系数，k=1; 变速器一档传动比，=3.325; 主减速器传动比，=4.655;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; 方法二：当驱动轮打滑时输出的转矩，计算从动齿轮的转矩。 汽车满载状态下一个驱动器上的静载荷n, 算得： =2055/2*9.8=10069.5n; 汽车最大加速度时的轴负荷转移系数，取=1.3; f轮胎与路面附着系数，查资料得f=0.85； 车轮滚动半径, 查出轮胎规格225/55r16,算得;主减速器从动齿轮到车轮之间传动比=1;主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率，取=0.95； 方法三.：按汽车日常行驶平均转矩确定从动齿轮计算转矩; （3-3） 汽车日常行驶平均牵引力: 上式中的等号后面分别滚动阻力，坡度阻力，空气阻力，加速阻力， 日常行驶时，就是在水平路面行使，所以在计算过程中不计坡度阻力和加速阻力。 所以，在日常行驶时的汽车的平均牵引力为： （3-4） 为整车重力，1655kg*9.8n/kg=16219n ; f为滚动阻力系数，f=0.025 为空气阻力系数， 0.8 ; a为迎风面积; 为日常平均行驶车速， 80 km/h;.根据式（3-4）和已知数据可得日常行驶的牵引力=407.578n.m所以，日常行驶的转矩为： =故： 计算齿轮最大应力时，计算转矩=min，=3829.375 nm 主减速器主动齿轮的平均计算转矩(nm)为：按最大应力计算 按疲劳寿命计算 3.4主减速器齿轮基本参数的选择 (1)齿数的选择 齿数选择的基本依据为：当7时，主动齿轮的齿数可取为712，为了磨合均匀，主动齿轮的齿数,从动齿轮的齿数之间要尽量避免公约数的存在，为了得到理想的齿面重叠系数，它们之间的齿数之和应该不小于50。 由=4.655主动齿轮齿数取 =12, 则 =*=4.655*12=55.86, 取=56。故实际传动比为： =12，=56，i=4.667初选螺旋角为=15（2）齿轮端面模数和压力角的选择。 根据jis的规定，本次设计的压力角 齿形系数， 查文献图11-8得外齿轮齿形系数得，查文献图11-9得外齿轮齿根修正系数,所以，法向模数=3.75 根据文献表11-3和表11-6得，载荷系数k=1.3,齿宽系数 根据文献表4-1选择齿轮法向模数中心距 取a=141mm确定螺旋角为 主动齿轮分度圆直径 从动齿轮分度圆直径 齿宽 取 3.5主减速器齿轮的强度计算 a.采用单位齿长上的圆周力进行强度计算 即由公式校核， f为作用在齿轮上的圆周力（n）， 为从动齿轮的齿面宽（mm）。 按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算； 按发动机最大转矩计算时：708.02n/mm按最大附着力矩计算时：710.36n/mm 由于当今钢材质量的提高，制作工艺的加强，许用应力已经得到了比较大的提高，这个提高程度在20%25%左右，所以单位齿长上的圆周力符合许用值的要求,校核通过。按最大附着力矩计算时，p1.6mm 所以 齿面载荷分配系数.主动齿轮为悬臂式，=1.11.25，取=1.2从动齿轮为悬臂式，=11.1，取=1.05质量系数 ，1 b齿面宽，主动齿轮，从动齿轮 d分度圆直径，主动齿轮 从动齿轮 综合系数，主动齿轮j=0.270，从动齿轮j=0.224 对于从动齿轮： 弯曲应力最大时，有 疲劳弯曲应力最大时，有 对于主动齿轮： 弯曲应力最大时，有 按疲劳弯曲应力计算按，计算的最大弯曲应力不超过按计算的疲劳弯曲应力不应超过由上述计算结果可得出结论： 最大弯曲应力符合本次设计的要求。 c.采用轮齿接触强度进行计算齿轮轮齿的齿面接触应力： 综合弹性系数，钢对钢的齿轮=234 主动齿轮大端分度圆直径 主动齿轮计算转矩，=914.041n/m，=33.379n/m 尺寸系数，=1 表面品质系数，=1 b 和中较小的齿面宽， j齿面接触强度的综合系数，j=0.286最大弯曲应力时有疲劳接触应力时有按计算的最大接触应力不应超过按计算的疲劳接触应力不应超过由上述计算结果可知，所以,主减速器齿轮的接触应力符合设计要求.3.6主减速器齿轮的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作相对其它部件来说是比较繁重的，它承受的载荷大、作用时间非常长、载荷的变化很多等一系列的优点。损坏形式主要在于齿根的弯曲折断、齿面的疲劳点蚀、磨损以及擦伤等。对驱动桥齿轮材料及热处理应该作以下几点要求：a:具有较高的弯曲疲劳强度，高表面接触疲劳强度，齿面的耐磨性能也有比较高的要求，所以，齿表面要有高的硬度；b:齿轮芯部应的韧性要能够适应冲击载荷，避免轮齿根部的折断；c:钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量，减少制造成本并降低废品率；d:选择齿轮材料的合金元素时要考虑到我国的基本情况。 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。这一次的设计我们采用的是钢号为20crmnti的钢材。用渗碳合金钢制造的齿轮经过渗碳、淬火、高温回火等一系列的过程后，齿轮表面的洛氏硬度高达hrc58hrc64, 而芯部硬度则相对较低，但也能够达到hrc32hrc45。 对于渗碳层深度，端面模数少于6时，一般为0.91.4mm，这次的设计，我们将渗碳层的深度设定为1.4mm。 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0.0050.0100.020mm进行磷化工序，之后对齿面进行喷丸处理，这样就有可能提高齿轮寿命达20%以上。3.7 主减速器轴承的选择 文献中的gb/t297-94, 我们根据主减速器的结构尺寸以及文献选定轴承的型号为圆锥滚子轴承32209，其轴承内径为d=45mm，外径为d=85mm。具体参数详见文献133页。经检验，轴承的寿命可以达到设计要求，此处不作详细说明。4 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相等时具有以不同速度旋转的特征，从而满足汽车行驶的运动学要求。 普通差速器由行星齿轮、行星架、半轴齿轮等组成。发动机的动力经传动轴进入差速器，直接驱动行星轮架，再由行星轮带动左、右两条半轴，分别驱动左、右车轮。差速器的设计要求满足：左轮转速与右轮转速之和等于2倍行星架的转速。当汽车直行时，左、右车轮与行星架的转速都是相等的，但是，当汽车转弯时它们的平衡状态会被打破，导致弯道内侧车轮转速减小，外侧车轮转速增加。这时，差速器的功能就在很大程度上体现出来了。 这种调整并非被动的，这里涉及到“物理学定律”，车轮在转弯时会自动趋向能耗最低的状态运行，自动地按照转弯半径调整左右车轮的转速。4.1 差速器的结构和工作原理 图4-1 差速器工作原理 本次设计是基于发动机横置的5速变速器，所以。采用的是对称式圆锥行星齿轮差速器，其工作原理如下图4-2： 图4-2为主减速器从动齿轮的角速度；为差速器左半轴齿轮的角速度，是差速器右半轴齿轮的角速度；为行星齿轮绕行星齿轮轴的自转角速度。 当差速器开始工作时，行星齿轮绕半轴齿轮中心的公转，在同一时刻，也绕行星齿轮轴以角速度的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速增高，外侧半轴齿轮的角速度为：;内侧半轴齿轮的角速度为:; 由此可知 差速器的技术参数： 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，当汽车的一个驱动轮由于附着力减小而开始原地打滑时，传递给它的转矩就变小，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 . 由此可见，由于差速器的内摩擦使汽车总牵引力增大了。 通常采用锁紧系数表示两侧驱动轮的转矩可能相差的最大倍数，它也说明了迫使差速器工作所需的力矩大小； 采用转矩分配系数表示差速器的转矩分配特性。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。4.2 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。 4.2.1差速器齿轮的基本参数选择a.行星齿轮数目的选择 选择2个行星齿轮b.行星齿轮球面半径(mm)的确定 可据经验公式 行星齿轮球面半径系数，根据文献选择，=3 确定后，可根据经验公式 来预选齿轮的节锥距。 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1425之间。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比不宜过大，一般在2左右。为满足安装要求，左半轴齿轮和右半轴齿轮的齿数之各必须能够被行星齿轮的数目整除。 即整数， 为满足以上要求，我们取 , 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，其中和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面模数 所以m=4.0mm 则节圆直径为 =44mm =88mm e.压力角 在汽车发展阶段，差速器齿轮的压力角大都选用20，此时的齿高系数为l，而最低齿数是13。到目前为止，汽车差速器齿轮的压力角依然大都选用2230，齿高系数为0.8，最少齿数却已经减少至10，并且在行星齿轮齿顶不变的条件下，从切向修正，加大半轴齿轮齿厚，以此来得到行星齿轮与半轴齿轮强度的逐渐吻合。由于这样的齿形的最小齿数相对于压力角为20的齿数少，所以，提高齿轮的强度可以从选用较大的模数上着手。对于一些重型汽车和特殊用途的汽车的差速器也可采用25压力角。但此处不作详细论述。本次设计的压力角选取2230，这是比较符合当下的情况的。 f.行星齿轮安装孔直径d及其深度l的确定如下图4-3： 图4-3 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 所以: 差速器传递的转矩，取min（n.m）； n行星齿轮数，n=2； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离， 支承面的许用挤压应力，取为。g.其它几何尺寸数据参考文献查得： 齿面宽:f=(0.250.3)=13mm; 工作齿高:hg=1.6m=1.64.0=6.4mm; 齿面宽:f=(0.250.3)=13mm; 齿全高:h=1.788m+0.051=1.7784+0.051=7.2mm; 径向间隙:c=h-hg=7.2-6.4=0.8mm; 4.2.2差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮的设计与校核主要是对弯曲强度的计算，而对于疲劳寿命则考虑得比较少，这种情况是由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： t差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩（n.m） ; 计算转矩， ； n差速器行星齿轮数，n=2； 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性， ; 载荷分配系数，取； 质量系数，取； j计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数,由文献查得; 按上式计算的汽车差速器齿轮的弯曲应力，查文献可知弯曲应力不大于980mpa，由于522.59mpa980mpa, 本次设计的校核通过。 5 万向节的选择与设计 发动机的驱动力是经过变速器再通过驱动桥，最终由轮胎传递给路面。总传动轴的功能是在中间过程中进行相隔两点之间的动力传输。 因为本次设计所采用的是前置前驱动车型，对于这样的的车型，首先要符合车轮转向的大摆动角，所以在车轮的侧边万向节要使用弯曲夹角为40以上的固定型等速万向节。同时要求组合起来使用的主减速器侧的与万向节能够吸收悬架系统的摆动，虽然其允许角度不是很大，但是要求可沿着轴向伸缩，因此，使用滑动型等速万向节。同时，无论是固定型的等速万向节还是滑动型的等速万向节，其润滑方式都是用润滑脂来润滑的，同时，也要用保护套来密封。5.1 球笼式等速万向节的结构分析和设计 星形套以内花键与主动轴相连，其外表面有6条弧形凹槽，形成内滚道。球形壳的内表面有相应的6条弧形凹槽，形成外滚道。6个钢球分别装在由6组内滚道所对出的空间里，并被保持架限定在同一个平面内。动力由主动轴经钢球传到球形壳输出。典型的固定型球笼式万向节如下图(图5-1)所示的audi车系的rf&vl球笼式万向节。 图5-1 球笼式等速万向节 球笼式万向节的失效形式主要是钢球与接触滚道表面的疲劳点蚀。在特殊情况下，由于热处理方式不够恰当、润滑不良或者温度太高，也可能造成损坏。因为星形套滚道接触点的纵向曲率半径相对于外半轴滚道的纵向曲率半径比较小，所以前者的接触椭圆比后者上的要小，即前者的接触应力要大于后者。因此，控制钢球与星形套滚道表面的接触应力同时确定万向节的承载能力。不过，由于影响接触应力的因素较多，计算比较复杂，其计算方法现在还没有统一。 假如球笼式万向节在传递转矩时全部钢球受到的负载是均匀的，则钢球的直径可按式5-1确定： （5-1） d为传力钢球直径(mm)；为万向节的计算转矩(n.m)， 计算所得的钢球直径应圆整并取最接近标准的直径。钢球的标准直径可参考gb75491987,取 当球笼式万向节中钢球的直径 d 确定后，其中的球笼、星形套等零件及有关结构尺寸参考文献，寿命计算可参见下表5-1的公式来确定：所有公式档 位123451 (%)16183045213.87.745.694.433.263(r/min)353525771105815204 (km/h)34.458.284.9115.7149.35(n.m)m=2712.48484.6326.5292.91706当时, (h)当时,(h)8.628.270.5148.2285.5 表5-1 公式关系以上数据都是在以下假定条件下决定的：a 路面附着系数为1,振动系数为1.2,承载系数为1.33b 各档的利用率:1-5档分别是1%;6%;18%;30%和45%c汽车的行驶里程应该有1000000km以上.d 各挡传动比：一挡3.325， 二挡2.125 ， 三挡1.458，四挡1.071，5挡0.837钢球中心分布圆半径 星形套宽度 球笼宽度 星形套滚道底径 万向节外径 球笼厚度 球笼槽宽度 球笼槽长度 滚道中心偏移距 轴颈直径 星形套花键外径 球形壳外滚道长度 中心偏移角 6 半轴的设计与较核 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下列三种可能的载荷工况：（1）制动力最大时()，在此条件下，没有侧向力作用；（2）侧向力最大时，发生侧滑，为，侧滑时，附着系数相对较高，计算中取1.0，在此条件下，没有纵向力作用；（3）垂向力最大时，就是汽车高速通过高低路面时，此时，最大值是, 是动载荷系数，此时，是在没有纵向力和侧向力的作用条件下的。 由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 所以，当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。6.1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： 汽车重量转移系数： 取附着系数： 取纵向力按最大附着力算： 滚动半径： 杆部直径初选： 初选半轴承受的扭转应力6.2受最大牵引力时强度计算 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小于按最大附着力所决定的纵向力时，则应按照下式计算，即 差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥齿轮差速器取0.6 发动机最大转矩； 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； 汽车传动系效率，计算时取0.9； 轮胎的滚动半径。a发动机最大扭矩，传动系最低档数比传到半轴上扭矩 由前文的技术资料得：；。b取质量系数 ， 附着系数 满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，n； 汽车加速和减速时的质量系数，对于前驱动桥可取 ， 附着系数，取0.75。 扭矩取a和b中较小者 ,即 所以：6.3半轴在最大扭矩时其花键的强度校核 根据经验和前文对万向节的数据分析和文献中有关标准得出以下数据： 半轴花键外径 相配的花键孔内径花键齿数有效工作长度花键宽载荷分布的不均匀系数。 经检验，本次的半轴设计符合要求。7 结论本文是基于奥迪a4l设计的前驱动桥，采用断开式驱动桥，由于断开式驱动桥能够大大地增加离地间隙，减小弹簧质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速。减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命。并且因为驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。虽然相对非断开式驱动桥来说，结构相对复杂，造价也比较高。但是，非常符合高端品牌轿车的减配车系。本次设计论述了前桥驱动的结构形式和工作原理，计算了差速器、主减速器以及半轴，万向节的结构尺寸，进行了强度校核，并绘制了相关的零件图和装配图。本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有较好的动力性和经济性，驱动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。设计过程中，我遇到了许多难题，在设计结构尺寸时，有些设计参数无法得出具体的参数，只能按照以往的经验值得出，这样就带来了一定的误差。通过几个月时间的多次向郭老师请教，在他的指导下，改正了很多。另外，在一些小的方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位老师同学予以批评指正。参考文献1顾柏良， 译.bosch汽车工程手册/(德)bosch公司 .北京：北京理工大学出版社，2001.12：1-67，339-349，662-7102杨可桢，程光蕴，李仲生 主编.机械设计基础.北京：高等教育出版社，2006.5 ：164-187 ， 240-2513佟献英，韩宝玲 主编.工程制图.北京：北京理工大学出版社，2009.6：1-26，158-2464唐文初，邓宝清 主编.汽车构造.广州：华南理工大学出版社，2010.8：206-3355刘鸿文 主编.材料力学i.北京：高等教育出版社，2004.1 ：12-49，73-89，138-251，318-336 6王伯平 主编.互换性与测量技术基础.北京：机械工业出版社，2008.12：151-200，229-2607孙德志，张伟华，邓子龙 主编.机械设计基础课程设计.北京：科学出版社，2010.8：151-2018黄成 主编.autocad机械设计宝典.四川：电子工业出版社，2010.1：1-12，450-4659黄余平 编著.汽车构造教学图解.发动机和底盘.北京：人民交通出版社，2005.1:121-13710王望予.汽车设计m.北京:机械工业出版社,2004.8：114-17311汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册4m：动力传动系统设计篇.北京：北京理工大学出版社，2011：224-30412杨万福 主编.汽车理论.广州：华南理工大学出版社，2010.8:2-29,47-56,60-6613许洪国 主编.汽车运用工程.北京：发民交通出版社2009.3：20-50，177-18914哈尔滨工业大学理论力学教研研究编著.理论力学.哈尔滨:高等教育出版社，2009.3：157-168，330-33915 dirk spindler georg von petery ina-schaeffler kg. angular contact ball bearings for a rear axle differential.sae ，2003 谢辞为期三个月的毕业设计生活马上就要结束了,同时，也意味着我的大学生涯也将走到尽头。回首看看自己在这几个月的所做所为,感觉大学也留下了好些的遗憾,路上有辛酸也有甘甜,总之，这一路，收获的不仅仅是知识，遗憾，惊喜，辛酸，还有一生无法忘却的回忆，这也将是我人生最大的财富。本次设计的题目是：奥迪a4l汽车驱动桥的结构设计，这对我来说，完全是一个非常具有挑战性的任务，心中也是激动不已啊。经过一段时间的深思，以及准备，我应聘了珠光汽车有限公司的奥迪品牌，在奥迪的车间里，通过直观的拆装，以及遇到不会拆装的问车间技师，经过3个多月车间实际操作实习，我对奥迪车系有了比较深刻的认识。对于具体的细节方面，涉及到一些经验上的问题，以及设计方面的细节，我从车间回到学校，不断地向指导老师求教。郭老