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轿车 驱动 设计

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轿车前驱动桥设计,轿车,驱动,设计

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目录 摘要 .IAbstract.II第1章 绪论.1 第2章 驱动桥结构方案的选定.3 2.1结构方案分析.3第3章 主减速器设计.3 3.1主减速器的结构形式.4 3.2主减速器的类型.4 3.3主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式.6 3.4主减速器的基本参数选择与计算.7 3.4.1主减速比的确定.7 3.4.2主减速器齿轮计算载荷的确定.9 3.5主减速器齿轮基本参数的选择12 3.5.1主、从动齿轮齿数的选择.12 3.5.2斜齿轮设计计算.12 3.5.3主减速器齿轮参数表.17第4章 差速器的设计18 4.1差速器结构形式选择.18 4.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计.19 4.2.1差速器齿轮的基本参数的选择.19 4.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算.21 4.2.3汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表.25第1章 绪 论1.1 概述汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动学上要求的差速功能;同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器(又称主传动器)、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。第2章 驱动桥结构方案的选定2.1结构方案分析本次设计的课题为轿车驱动桥的设计。其参数如下 车 型参 数第1组轿 车驱动形式42前驱轴 距2471mm轮距前/后1429 / 1422mm额定载质量500 kg整车整备质量1060 kg最高车速180 km/h最大爬坡度35%最小转弯直径11m变速器手动5挡前悬 / 后悬离地间隙170mm满载重心高度振动系数承载系数驱动桥传动比分动箱速比现在轿车多采用发动机前置前轮驱动的布置型式，只有高级轿车出于动力性和舒适性方面的考虑才采用后轮驱动的型式。第3章 主减速器设计3.1 主减速器的结构形式主减速器的结构型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型式的不同而异。影响主减速型式选择的因素有汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主减速比,其中的大小影响汽车的动力性和经济性。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：1)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。2)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。3)在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。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。3.2 主减速器的类型按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：1）中央单级减速器。此是驱动桥结构中最为简单的一种，更具有质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，是驱动桥的基本形式，因而广泛用于主传动比的汽车上。因为乘用车一般，所以在主传动比较小的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。2）中央双级主减速器。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。3）中央单级、轮边减速器。其中，中央单级主减速器在轿车中应用广泛。它有以下几点优点：a结构最简单，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在传动比较小的乘用车应用广泛；b乘用车发动机前置前驱，使得驱动桥的布置形式要求简单，而且结构紧凑；c随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。d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，易损件减少，可靠性提高。按主减速器齿轮的类型的来分，主减速器分为：螺旋锥齿轮传动主减速器，双曲面齿轮传动主减速器，圆柱齿轮传动主减速器，蜗轮蜗杆传动主减速器。1）螺旋锥齿轮传动；其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都采用90交角的布置方案。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此螺旋锥齿轮能承受较大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，因此其工作平稳，即使在高速动转时，噪声和振动也很小。2）双曲面齿轮传动：其特点是主、从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都采用90夹角。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上的偏移，称为上偏置或下偏置。该偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴的上面或下面通过。这样就能在每个齿轮的两侧布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度，保证齿轮正确啮合，从而提高齿轮寿命大有益处。与螺旋锥齿轮由于齿轮副的轴线相交而使主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，因此，双曲面齿轮传动副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这就使双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度及刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量半径大，其结果是齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高达175%。如果双曲面主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最少齿数可减小，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比的传动。当要求传动比较大而轮廓尺寸有限时，采用双曲面齿轮传动更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮轴径相等，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的小。3）蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动：蜗轮传动在汽车的驱动桥上也有所应用。蜗轮传动相对于螺旋锥齿轮及双曲面齿轮传动有一系列的优点。首先，在结构质量较小的情况下，采用蜗轮传动时单级减速即可得到大的传动比。因此，在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎直径之间的配合要求有大的主减速比（通常）时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，这时就不需要有第二级减速了。而主减速器采用其他类型的齿轮时，就需要用结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大且传动效率较低的双级减速；其次，蜗轮传动在整个使用期间在任何转速下都能工作得非常平稳、最为静寂无噪声；再者，与锥齿轮传动相比，蜗轮传动更便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置。另外，蜗轮传动还具有：能传递大的载荷，使用寿命长，在整个使用期间有高的传动效率，结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。与螺旋锥齿轮及双曲面齿轮主减速器相比，其惟一的缺点是要用昂贵的有色金属（青铜）制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广应用。由于轿车的轿车的发动机采用的是横置的形式，变速器也采用横置式，所以动力输出的方向正好与前桥轴线的方向平行。因此，此设计不必采用圆锥齿轮来改变动力旋转的方向，采用圆柱齿轮传动就可以满足要求。一般采用斜齿圆柱齿轮传动，驱动桥为断开式。动力通过左右两根半轴传递给车轮。3.4 主减速器的基本参数选择与计算3.4.1 主减速比的确定主减速比的大小对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量以及变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接的影响。主减速比的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比（包括变速器、分动器和取力器、驱动桥等传动装置的传动比）一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作条件和汽车传动系的传动比（包括主减速比）有关，可以采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比及主减速比进行最优匹配，以使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值就按下式来确定： (3-1) 式中：车轮的滚动半径，m； 最大功率时发动机的转速，r/min；汽车的最高车速，km/h；变速器最高挡传动比，通常为1。最大功率时发动机的转速为： 为计算方便取3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即： (3-2) (3-3)式中：发动机最大转矩，Nm； 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； 传动系上述传动部分的传动效率，取； 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；当性能系数时，可取 ，或由实验决定；n 该汽车的驱动桥数目； 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； 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；对于越野汽车，取；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取； 车轮的滚动半径，m；分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传动效率和传动比（例如轮边减速等）查资料得：Nm由后面式计算得，故：由于该轿车只有一个驱动桥则：由后面计算得：汽车满载有总重量为1560kg，查参考文献汽车轴荷分配中乘用车发动机前置前驱满载时前轴分配为。本设计中取58%， 由于该轿车是安装一般轮胎的公路用汽车，则：由经验得：由于该轿车无轮边减速器，则：将上述参数值代入公式中计算得：Nm 汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为Nm (3-4) 式中：汽车满载总重量，N；所牵引的挂车的满载总重量，N，但仅用于牵引车的计算；车轮的滚动半径，m；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；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；汽车或汽车列车的性能系数： (3-5) 当时，取、和等见前面的说明。由参考文献得查得汽车总质量的计算方法：乘用车的总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。乘用车的总质量由整备质量、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量三部分组成。其中，乘员和驾驶员每人质量按每人质量按65kg计，于是：该式中，n为包括驾驶员在内的载客数；a为行李系数，可按参考文献提供的数据取用。轿车的整车整备质量为1060Kg；由于是轿车，所以；轿车选用，取；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取；经计算则按计算得： 把各参数代入式中得到：Nm 3.5 主减速器齿轮基本参数的选择3.5.1 主、从动齿轮齿数的选择对一单级主减速器，首先根据的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数。为了使磨合均匀，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于40，对于轿车应不小于50。3.5.2 斜齿轮设计计算由于齿轮转速比较高，选用硬齿面。先按轮齿弯曲疲劳强度设计，再较核齿面接触强度，其设计步骤如下：先选择齿轮材料，确定许用应力：均选用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度5662HRC。由参考文献查得弯曲疲劳极限应力；由参考文献查得接触疲劳极限应力；按轮齿弯曲疲劳强度设计由式参考文献知: (3-6) 1）确定轮齿的许用弯曲应力按参考文献计算两齿轮的许用弯曲应力，（）分别按下式确定 (3-7) 式中：试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限，查参考文献；试验齿轮的应力修正系数，本书采用国家标准给定的值计算时，；弯曲疲劳强度计算的寿命系数，一般取。当考虑齿轮工作在有限寿命时，弯曲疲劳许用应力可以提高的系数；弯曲强度的最小安全系数。一般传动取=1.31.5；重要传动取=1.63.0；由上得：取，把各参数代入式中得： 2) 计算小齿轮的名义转矩Nm3） 选取载荷系数K因为是斜齿轮传动，且加工精度为了7级，故K可选小些，取K=1.44） 初步选定齿轮参数取,取，5） 齿宽系数的选择：选大值时，可减小直径，从而减小传动的中心距，并在一定程度上减轻包括箱体在内的整个传动装置的重量，但是却增大了齿宽和轴向尺寸，增加了载荷分布的不均匀性。的推荐值为：当为软齿面时，齿轮相对于轴承对称布置时，=0.81.4；非对称布置时，=0.61.2；悬臂布置或开式传动时，=0.30.4。当为硬齿面时，上述值相应减小50%。取=0.5，并取；得到u=81/23=3.5226）确定复合系数因两轮所选材料及热处理相同，则相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系数代入即可。而 由参考文献查得=4.18将上述参数代入式，得 按参考文献取标准模数，取mm则中心距为了便于加工和校验，取中心距a=161.5031mm故得到7）计算其它几何尺寸取取mm校核齿面的接触强度由参考文献可知 (3-8)为弹性系数，当齿轮都为钢制，代入公式得齿面许用接触应力按参考文献计算，因为主减速器为较重要传动，取最小安全系数，则因为，故接触疲劳强度也足够。3.5.3 主减速器齿轮参数表表3-1主减速器斜齿轮的参数：分度圆直径齿顶高齿顶圆直径齿根圆直径全齿高端面齿厚端面齿距法面齿距第4章 差速器的设计汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。4.1 差速器结构形式选择汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。普通锥齿轮式差速器的传动机构为锥齿轮。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。普通的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，4 个行星齿轮(少数汽车采用3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2 个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。4.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计由于在差速器壳上装着主减速器的从动齿轮，所以在确定主减速器从动尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支座及主动齿轮导向轴承支座的限制。4.2.1 差速器齿轮的基本参数的选择1） 行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。在必要时轿车也可以采用4个行星齿轮的结构。由于所设计的是中级轿车，故优先采用2个行星齿轮的结构。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背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也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： (4-1) 式中：行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及所有的越野汽车和矿用汽车取大值；取=2.52；计算转矩，取计算值的较小值，Nm；取Nm；差速器行星齿轮球面半径确定以后，可根据下式预选其节距：取为36.4mm3） 行星齿轮与半轴齿轮齿数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，但一般不应少于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的范围内。差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，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 (4-2) 式中：左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说，；行星齿轮的数目；I任意整数；由于本设计选用的差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器，选定半轴齿轮齿数为，行星齿轮数目，行星齿轮齿数为10。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：；式中：，分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m:考虑到差速齿轮弯曲应力的校核，取求出模数m后，节圆直径d即可根据齿数z及模数m由下式求得：5)压力角汽车差速器齿轮过去都选用20压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。目前大都选用2230的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少到10，并且小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可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。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20的少，故可用较大的模数以提高轮齿的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用20压力角。本设计中选用压力角为2230。6）行星齿轮安装孔直径及其深度L行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，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。通常取 (4-3) (4-4) (4-5) 式中：差速器传递的转矩，Nm；行星齿轮数目；如图所示，为行星齿轮支承面中点至锥顶的距离mm;,为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而 ；支承面的许用挤压应力，取为69MPa。差速器传递的转矩为Nm；取。4.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算汽车差速器齿轮的弯曲应力为： (4-6) 式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm；其计算式为： (4-7) 式中：计算转矩，按、两者中的较小者和计算，Nm；差速器行星齿轮数目；半轴齿轮齿数；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。，F，m见参考文献下说明；按上式并以计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力，不应大于210.9MPa；按，两种计算转矩中的较小值进行计算时，弯曲应力不应大于980MPa。查参考文献：超载系数，见参考文献下的说明；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、调节及径向跳动精度高时，可取=1；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面模数时，；载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承式时，=1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，=1.101.25.支承刚度大时取小值。计算齿轮的齿面宽,mm；端面模数，mm；参数的选取与计算：NmNm以计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力：按，两种计算转矩中的较小值进行计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力：两种情况下都校核成功，说明此设计合理。4.2.3 汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表国标规定，。表4-1标准直齿锥齿轮传动的几何参数及尺寸计算（）名称代号计算公式行星齿轮半轴齿轮分度圆锥角齿顶高齿根高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径锥距齿顶角齿根角顶锥角=38.0561=64.0454根锥角结论通过对轿车轿车的驱动桥的设计工作。本文按照刘惟信编著的汽车车桥设计一书详细研究了转向驱动桥的设计方案，提出了比较可行的设计思路，并按照这一思路进行详细地计算，最终根据计算数据绘制出驱动桥的总装配图及其零部件图。在设计过程中，查阅了很多汽车相关的资料，对大学期间学到的汽车知识有了更高层次的认识。通过