目 錄一、課程設計目的1二、課程設計內容1三、驅動橋設計基本要求1四、驅動橋設計步驟1五、驅動橋設計方案分析1 （一）驅動橋結構方案的選定1 （二）主減速器結構形式的選擇2（3） 差速器形式選擇2（4） 車輪傳動裝置形式選擇3（五）驅動橋殼設計3六、驅動橋設計數據及結果分析3（一）主減速器的設計分析及計算3（二）差速器的設計分析及計算9（三）車輪傳動裝置分析及計算12七、驅動橋設計數據校核15 （一）校核主減速器校核齒面的接觸強度15 （二）差速器齒輪彎曲應力校核16八、總結及心得體會16九、主要參考書17 一、課程設計目的汽車設計課程設計是車輛工程專業的實踐性教學環節，其目的是使學生在對汽車性能和基本結構知識有較系統了解的基礎上，學習運用現代汽車設計方法，掌握先進汽車設計技術，從而達到基本具備分析和解決該領域問題的能力，并能系統的掌握汽車零部件設計的方法和步驟。通過本次課程設計（驅動橋的設計）了解驅動橋的組成，熟練掌握驅動橋設計過程中各種方案的選擇標準，將理論與實際相結合，在實踐中檢驗理論，并理解驅動橋的設計方法。二、課程設計內容驅動橋位于傳動系末端，其基本功用首先是增扭、降速，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，并將轉矩合理地分配給左、右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等，驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼等組成，轉向驅動橋還有等速萬向節。驅動橋設計內容包括：驅動橋結構方案的選定、主減速器、差速器、傳動裝置、驅動橋殼分析及計算、萬向節設計、轉向結設計。 三、驅動橋設計基本要求（一）選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。（二）輪廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。（三）齒輪及其他傳動件工作平穩，噪聲小。（四）在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率。（五）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，以減小不平路面的沖擊載荷，提高汽車行駛平順性。（六）與懸架導向機構運動協調；對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協調。（七）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。四、驅動橋設計步驟 （一）初步確定設計目標，如驅動橋的類型、主減速器形式、差速器形式、車輪傳動裝置形式等的選擇； （二）主減速器的設計分析及計算；（三）差速器的設計分析及計算；（四）車輪傳動裝置分析及計算；五、驅動橋設計方案分析（一）驅動橋結構方案的選定根據已知數據分析，該驅動橋為乘用車驅動橋。根據發動機位置和驅動形式，該驅動橋為轉向驅動橋。 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其減速后傳遞給車輪使車輪轉動；二是通過轉向器把方向盤所受的轉矩傳遞給轉向桿從而使車輪轉向。由于要求設計的是乘用車的前驅動橋，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。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，提高汽車的操縱穩定性。 （二）主減速器結構形式的選擇1.主減速器選用單級減速器中央單級減速器是驅動橋結構中最為簡單的一種，具有質量小、尺寸緊湊、制造成本低等優點，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。中央單級主減速器優點如下： （1）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；（2）乘用車發動機前置前驅，使得驅動橋的布置形式要求簡單，而且結構緊湊； （3）隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。 （4）與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，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。2.齒輪類型選擇弧形錐齒輪傳動由于發動機采用的是縱置的形式，變速器采用橫置式，所以動力輸出的方向與前橋軸線的方向垂直。因此，此設計采用圓柱齒輪傳動就可以滿足要求。3. 主、從動齒輪支撐形承形式選擇跨置式支承采用跨置式支承結構，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，由于結構的原因，主減速器的小斜齒輪采用跨置式安裝，而主減速器的大齒輪也采用跨置式安裝。 （三）差速器形式選擇汽車在行使過程中，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。1.差速器選擇對稱錐齒輪式差速器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。2. 錐齒輪式差速器齒輪設計及參數選擇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。選擇4個行星齒輪結構。（5） 車輪傳動裝置形式選擇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傳動裝置且多采用等速萬向節。1. 半軸選用半浮式半軸結構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、造價低廉等優點，故被質量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的乘用車采用。（五）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、維修和保養方便。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。1. 驅動橋殼選用組合式橋殼 組合式橋殼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。6、 驅動橋設計數據及結果分析 （一）主減速器的設計分析及計算1.主減速比的確定主減速比的大小對主減速器的結構型式、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，可以采用優化設計方法對發動機參數與傳動系的傳動比及主減速比進行最優匹配，以使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。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： （61）式中：車輪的滾動半徑，m； 最大功率時發動機的轉速，r/min；汽車的最高車速，km/h；變速器最高擋傳動比，通常為1。 由已知數據得：車輪滾動半徑為0.3m，最高車速為150km/h 查資料得：最大功率時發動機的轉速為：暫取 帶入公式61得：2.主減速器齒輪強度計算由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩定性，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： （62） （63）式中：發動機最大轉矩，Nm；由發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的傳動效率，取；由于“猛接合”離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，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；當性能系數時，可取，或由實驗決定；n該汽車的驅動橋數目；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，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取；對于越野汽車，取；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取； 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：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 由經驗得： 由于該轎車無輪邊減速器，則： 將上述參數值代入公式（62）、（63）中計算得：NmNmNm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使用轉矩。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定，其正常持續轉矩根據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 （64）式中：汽車滿載總重量，N；所牽引的掛車的滿載總重量，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，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，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： (65)當時，取 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；a為行李系數，可按參考文獻1表1-5提供的數據取用。 已知數據：整車整備質量為1020Kg； 故； 即； 由于是轎車，所以； 由上得：； 轎車選用，取； 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數，通常對轎車取；經計算則按計算得： 把各參數代入式（3-4）中得到：Nm 3.主減速器齒輪基本參數的選擇 對一單級主減速器，首先根據的大小選擇主減速器主、從動齒輪的齒數。為了使磨合均勻，之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和對于載貨汽車應不小于40，對于轎車應不小于50。 （1）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； （2）按輪齒彎曲疲勞強度設計 由式參考文獻4中式（5-45b）知: （66） 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 （67）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，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，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，查參考文獻4圖5-34；彎曲強度的最小安全系數。一般傳動取=1.31.5；重要傳動取=1.63.0；由上得： 取， 把各參數代入式（3-7）中得： 2)計算小齒輪的名義轉矩Nm 3）選取載荷系數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=1.4 4）初步選定齒輪參數 取,. 取， 5）齒寬系數的選擇： 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，并取； 得到u=84/23=3.652。 6）確定復合系數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代入即可。而 由參考文獻4圖5-38查得=4.18 將上述參數代入式（3-6），得 按參考文獻4表5-1取標準模數，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mm （二）差速器的設計分析及計算 1.差速器齒輪的基本參數的計算 （1）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驗公式確定： （68） 式中：行星齒輪球面半徑系數，=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，可根據下式預選其節距：取為36.4mm （2）行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇為了獲得較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數采用1425。大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在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之和，必須能被行星齒輪的數目所整除，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 （69）式（69）中：左、右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐行星齒輪差速器來說，；行星齒輪的數目；I任意整數；由于本設計選用的差速器為對稱式圓錐行星齒輪差速器，選定半軸齒輪齒數為，行星齒輪數目，行星齒輪齒數為10。 （3）差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節錐角：； 式中：，分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數。 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數m: 考慮到差速齒輪彎曲應力的校核，取 求出模數m后，節圓直徑d即可根據齒數z及模數m由下式求得： （4）壓力角汽車差速器齒輪過去都選用20壓力角，這時齒高系數為1，而最少齒數為13。目前大都選用2230的壓力角，齒高系數為0.8，最少齒數可減少到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。由于這種齒形的最少齒數比壓力角為20的少，故可用較大的模數以提高輪齒的強度。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。 （5）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 （610） （611） （612）式中：差速器傳遞的轉矩，Nm；行星齒輪數目；如圖4-6所示，為行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，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。1. 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算汽車差速器齒輪的彎曲應力為： （614） 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： （615）式中：計算轉矩，按、（見式（6-2）、式（6-3）兩者中的較小者和（式（6-4）計算，Nm；差速器行星齒輪數目；半軸齒輪齒數；計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數。，F，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，見參考文獻3式（3-11）下的說明；質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、調節及徑向跳動精度高時，可取=1；尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。當端面模數時，；載荷分配系數，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，mm；參數的選取與計算：NmNm （三）車輪傳動裝置分析及計算 1.半軸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。已知數據驅動型式為，查參考文獻3表5-1可得：半軸的計算轉矩： （616）式中：發動機最大轉矩；差速器的轉矩分配系數，對于圓錐行星齒輪差速器可取：；變速器I擋傳動比；主減速比；Nm由參考文獻3式（5-16）得 （617） 取許用應力 代入計算得： 出于對安全系數以及半軸強度的較核的考慮，取d=36mm。 2.三種可能工況 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生側滑時，側滑時輪胎與地面的側向附著系數在計算時取站1.0，沒有縱向力作用； （3)垂向力最大時（發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縱向力作用。 3.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： （618) （619） 式(619),(620)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： （620） 計算得：，（2）側向力最大和縱向力=0,此時意味著汽車發生側滑。 外輪上的垂直反力和內輪上的垂直反力分別為: （621） （622） 式中，為汽車質心高度，根據經驗取為0.35； 為輪距，查資料得； 為側滑附著系數，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 （623） （624） 內外車輪上的總側向力為。 這樣，外輪半軸的彎曲應力為和內輪半軸的彎曲應力分別為： （625） （626） 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 (627)式中，k為運載系數。乘用車：k=1.75;貨車：k=2.0;越野車：k=2.5.半軸彎曲應力為 (628)由于