轿车驱动桥设计课程设计-过程以及计算Word格式.doc
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一、课程设计题目分析：
本次设计题目为轿车驱动器，车型为Focus1.8TDSedan。
具体参数如下：
发动机转速：
4000r/min
最大扭矩：
200N.m
汽车总重量：
1620kg
主传动比：
3.56。
设计开始之前，需准备《汽车设计课程设计指导书》、《汽车工程手册》等书籍，由于以前做过减速器设计，所以《机械设计》、《机械设计课程设计指导书》也会在此次设计中用到。
设计要求：
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，并将动力合理的分配给左、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立、纵向力和横向力。
驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳。
设计驱动桥时应满足如下基本要求：
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）齿轮及其他传动件工作平稳，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。
驱动桥分为断开式和非断开式。
在选择的时候，应当从所设计的汽车类型及使用、生产条件出发，还得和所设计的其他部件结合，尤其是悬架，一次保证整车的预期性能和使用要求。
驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。
当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式；
当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。
具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺行好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和小轿车上。
但整个驱动桥均属于簧下质量，对于汽车平顺性和降低动载荷不利。
断开式驱动桥结构复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；
减小了簧下质量，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，大大增强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。
这种驱动桥在轿车和高通过性的越野车上应用相当广泛。
本课题要求设计福特1.8家用乘用车的驱动桥，根据结构、成本和工艺等特点，所以我们采用非断开式驱动桥，这样，成本低，制造加工简单，便于维修。
三、主减速器设计
（一）、减速器的结构形式
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。
1，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。
现代汽车驱动桥的主减速器齿轮广泛采用螺旋锥齿轮。
螺旋锥齿轮传动在承受较高载荷时，工作平稳，噪音小，滑动速度低，作用在齿面上的接触负荷也小。
所以本题采用单级锥齿轮。
2，主减速器主，从动锥齿轮的支承形式
本题为设计轻型轿车，所以采用悬臂式安装。
采用悬臂式安装时，为保证齿轮的刚度，主动齿轴颈应尽可能加大，并使二轴承间距离比悬臂距离大2.5倍以上。
（二）主减速器的基本参数选择与设计计算
1，主减速器计算载荷的确定
发动机选择
福特1.8轻型轿车大多采用CAF488Q1发动机，所以此处也采用此发动机。
其参数最大扭矩为：
180N.m/4000rpm。
主减速比i0的确定
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。
这时i值应按下式来确定：
式中---------车轮的滚动半径，此处给定轮胎型号为185/65R14，所以滚动半径为185×
65%+14×
25.4/2=298.05mm。
igh---------变速器量高档传动比。
igh=0.67
把nn=4000r/n,=184km/h代入上式
计算得i=3.64
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
Tce=
式中：
Tce---------计算转矩，Nm；
Temax---------发动机最大转矩；
Temax=180N.m
n---------计算驱动桥数，n=1；
if---------分动器传动比，if=1；
i0---------主减速器传动比，i0=3.64；
η---------变速器传动效率，η=0.90；
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=1；
i1---------变速器最低挡传动比，i1=3.66；
将数据代入上式可得：
Tce=2158.23N.m
2）、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
--------每个驱动轴上的重量，为60%G=60%×
16200=9720N
--------加速时重量转移系数，此处为1.1；
----------轮胎与路面的附着系数，对于一般轮胎的公路用汽车在良好的混凝土或沥青路上可取0.85；
---------车轮滚动半径，0.298m；
---------车轮到从动锥齿轮间的传动比，取1；
----------车轮到从动锥齿轮间的传动效率，一般为0.9；
将数据代入公式可得到=3009.2N.m
3）、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
式中：
----------汽车总重量，16200N；
-----------车轮滚动半径，0.298m；
------------从动锥齿轮到轮边减速比，取1；
-----------驱动轴传动效率，圆弧锥齿轮取0.90；
-----------公路坡度系数，它代表汽车在设计时要求能够持续爬坡的能力，而不是公路的坡度系数，取0.06；
-----------性能系数，代表汽车在坡度上的加速能力，取0.017；
代入公式可得：
=413.03
所以，N.m
最大计算扭矩取1，2计算的较小值，所以
2158.23N.m
计算转矩：
N.m
（三）、主减速器锥齿轮的主要参数选择
1）主、从动锥齿轮齿数z1和z2
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；
为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。
查阅《汽车课程设计指导书》资料表6-4，主减速器的传动比为3.64，初定主动齿轮齿数z1=11，从动齿轮齿数z2=40。
所以计算得i=3.64，2158.23N.m，N.m。
2）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
——直径系数，一般取13.0～16.0
——从动锥齿轮的计算转矩，，为Tce和Tcs中的较小者
所以=（13.0～16.0）=（167.99～206.77）
初选=200则=/=200/40=5
初选=5mm，则=200
根据=来校核=5选取的是否合适，其中=（0.3～0.4）
此处，=（0.3～0.4）=（3.88～5.17），因此满足校核。
主动锥齿轮大端模数
=（0.598～0.692）=5.20～6.02
取=6mm，所以=66mm
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：
=0.155200=31
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，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取=1.1=34
4）中点螺旋角
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1.5～2.0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35°
～40°
，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35°
。
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
加大压力角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，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，在此轻型轿车选择压力角
7）具体参数如下表
参数及其计算确定
名称
代号
计算公式和说明
计算结果
轴交角
按需要确定，一般，最常用
螺旋角
通常，最常用。
大端分度圆直径
按照经验公式初定，得到端面模数，然后
分锥角
，
外锥距
齿宽系数
齿宽
中点模数
中点法向模数
中点分度圆直径
中点锥距
顶隙
，顶隙系数
齿顶高
，齿顶高系数
齿根高
工作齿高
全齿高
齿根角
顶锥角
根锥角
（四）主减速器锥齿轮的材料
驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。
因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。
主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：
a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。
b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。
c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
d）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。
汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。
渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。
因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。
由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。
其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。
在此选择材料为20CrMnTi。
为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。
对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。
对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。
（五）主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算
（1）单位齿长上的圆周力
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
按发动机最大转矩计算时
N／mm
——发动机输出的最大转矩，在此取180；
——变速器的传动比；
3.66
——主动齿轮节圆直径，在此取66mm.
按上式N／mm
（2）轮齿的弯曲强度计算
汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为
N/
——该齿轮的计算转矩，=2158.23N·
m;
=413.03N·
m.
——超载系数；
在此取1.0
——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，
当ｍ时，，在此＝0.67
——载荷分配系数，跨置式，取1。
——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向
跳动精度高时，可取1.0;
——计算齿轮的齿面宽，31mm;
——端面模数，5mm;
——计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。
载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。
计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。
按图2-1选取小齿轮的＝0.198.
按上式＝471.17N/<
700N/
=90.17N/<
700N/
所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。
图2-1弯曲计算用综合系数J
（3）轮齿的表面接触强度计算
锥齿轮的齿面接触应力为
N/
式中：
——主动齿轮的计算转矩；
=2158.23N·
——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm;
，，——与上一式相同；
——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0；
——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。
一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0
——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。
它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2-2选取=0.254
按上式=2135.8〈2800N/
=334.45〈2800N/
所以均满足要求。
以上公式（2-6）～（2-10）以及图2-1，图2-2均参考《汽车车桥设计》［１］
图2-2接触计算用综合系数
（六）、主减速器轴承计算及选择
1．锥齿轮齿面上的作用力
锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。
该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。
为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。
汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。
实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。
作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：
（2-11）
——发动机最大转矩，在此取180N·
m；
，…——变速器在各挡的使用率，可参考表2-3选取；
，…——变速器各挡的传动比；
，…——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-3选取；
表2-3 及的参考值
经计算为157.88Ｎ·
ｍ
（1）齿宽中点处的圆周力F
＝N
——作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，为上式计算结果。
——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.
对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径
经计算＝200-31.sin74.624°
=170.11mm=46.78mm
按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力==928.11N
（2）锥齿轮的轴向力和径向力
图2-3主动锥齿轮齿面的受力图
如图2-3，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。
在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力。
F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有：
作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为
由以上二式可计算得：
=735.95N
=225.31N
以上二式参考《汽车设计》。
2.主减速器轴承载荷的计算
轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。
但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。
而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。
当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。
轴承布置图如下：
其中：
a=120mm，b=45mm，c=70mm，d=108mm。
轴承受力如下表
轴承号
力的名称
公式
计算结果
A
径向力
1276.2N
轴向力
735.95N
B
352.99N
C
793.44N
225.31N
D
657.22
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