1、奧迪a4l汽車驅動橋的結構設計學 院 機械與車輛學院專 業：姓 名：指導老師：車輛工程 學 號：職 稱：090403011005 教授中國珠海二一三 年 五 月誠信承諾書本人鄭重承諾：本人承諾呈交的畢業設計奧迪a4l汽車驅動橋的結構設計是在指導教師的指導下，獨立開展研究取得的成果，文中引用他人的觀點和材料，均在文后按順序列出其參考文獻，設計使用的數據真實可靠。本人簽名： 日期： 年 月 日 奧迪a4l汽車驅動橋的結構設計摘 要汽車驅動橋的功用就是將萬向傳動裝置輸入的發動機動力進行傳遞，從而實現降低速度，增大轉矩的目的。在改變動力傳遞方向后，將動力分配到左,右兩個驅動輪。使汽車能夠正常速度行駛，

2、同時允許左右車輪以不同的轉速旋轉。驅動橋由主減速器，差速器，半軸，萬向傳動裝置等組成。目前，發動機前橫置前輪驅動形式的傳動系統已經廣泛應用于很多轎車當中，由于在這樣的系統當中的變速器，主減速器和差速器組成一個整體，省去了傳動軸，同時也縮短了傳動路線，提高了傳動系統中的機械效率。在這樣的一體式傳動中，它可以同時完成變速，差速和驅動車輪的功能。這種結構被稱為變速驅動橋。并且由于驅動的是轉向輪，所以也被稱為轉向驅動橋。此種驅動橋不僅結構緊湊，也減輕了傳動系統的質量。關鍵詞：主減速器；差速器；萬向節；半軸；結構設計。structure design of the audi a4l automotive

3、 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, whi

4、le 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

5、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 i

6、s 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. 目錄摘 要1abstract2

7、1 前言42 總體方案論證52.1 非斷開式驅動橋62.2 斷開式驅動橋62.3 驅動橋結構的論證結果73 主減速器的結構論證和設計73.1 主減速器結構的選擇結果83.2主減速比的確定83.3 主減速器基本參數的選擇與設計計算93.4主減速器齒輪基本參數的選擇113.5主減速器齒輪的強度計算123.6主減速器齒輪的材料及熱處理153.7 主減速器軸承的選擇154 差速器的設計計算154.1 差速器的結構和工作原理164.2 差速器的結構組成和參數選擇174.2.1差速器齒輪的基本參數選擇174.2.2差速器齒輪的強度計算205 萬向節的選擇與設計205.1 球籠式等速萬向節的結構分析和設計2

8、16 半軸的設計與較核236.1制動時強度計算246.2受最大牽引力時強度計算246.3半軸在最大扭矩時其花鍵的強度校核25參考文獻27謝辭28附錄29譯文34附件清單371 前言 本課題是對奧迪a4l驅動橋的結構設計，故本說明書將以奧迪a4l為藍本，對驅動橋的主要零部件（差速器，主減速器，等速萬向節，半軸等）進行結構型式的設計與計算。 目前，奧迪a4l定位于運動，時尚，中高端的運動型轎車。其采用的是前置前驅，獨立懸架系統。而為了更好的適應這樣的定位，以及配合獨立懸架系統，奧迪a4l的驅動橋應該設計成斷開式驅動橋，雖然斷開式驅動橋的結構相對非斷開式驅動橋來說復雜得多，成本也相對較高，但是，斷開

9、式驅動橋能夠大大地增加離地間隙；減小彈簧質量，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，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩定性。這是非常符合奧迪a4l的定位的。 隨著科學技術的發展以及道路工況的不斷改善，汽車的最大車速正在日益提高。同時，節約能源，減少污染的環境意識使得我們汽車的發動機又向著大轉矩和低轉速的方向發展。為適應以上情況，汽車驅動橋主減速比應該相對減小，以前，我們在橋中采用雙級減速，并

10、用復雜的結構形式提高通過性。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，容易磨損的工件相對減少，可靠性大大地提高了。單級橋產品的優勢在于單它廣闊的發展前景。從產品設計的角度看，根據文獻,奧迪a4l在主減速比小于7的情況下，盡量選用單級減速驅動橋。 我國汽車驅動橋的開發設計無論在技術、制造工藝上，還是在成本控制上與國外都存在有不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發與創新的能力，技術手段相對落后。目前，行業的新產品開發能力不強、工藝創新及管理體系不夠完善，售后服務不到位，很大一部分產品無法提升檔次，缺乏具有國際影響力的品牌，行業沒有得到統一的規劃部署等一系列的

11、問題。這都需要我們加快技術創新，提高管理水平，加快與國際先進水平接軌，開發設計適應中國國情的汽車驅動橋總成，由仿制到創新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。2 總體方案論證汽車主要技術參數：軸距 ： l=2869mm發動機：最大功率： 最大扭矩： 空載質量： 滿載質量： 最高車速： 輪胎尺寸：225/55 r16 非全尺寸變速器一擋傳動比： 變速器最高擋傳動比 ： 離地間隙:h=130mm 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置

12、和驅動橋殼等組成(引自文獻)。驅動橋的設計應該滿足以下幾點基本的要求：1)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃油經濟性。2)外形尺寸要盡量小，保證有相對較大的離地間隙以保證良好的通過性。3)各傳動件的工作平穩，盡量把噪聲降到最低。4)在不同的轉速和載荷下都能夠達到較高的傳動效率。5)在保證汽車的安全性和操控性的穩定性條件下，其整體的質量要盡量小，特別是簧下質量應盡可能小，以改善汽車平順性。 6)轉向驅動橋要與轉向機構之間的運動協調性好。7)結構簡單，容易加工，制造和拆裝，便于調整。 驅動橋的結構型式可以分為兩大類，第一類為非斷開式驅動橋，第二類為斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸

13、架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，非斷開式驅動橋又稱為非獨立懸架驅動橋；斷開式驅動橋又稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構相對比較復雜，但可以在很大程度上提高汽車在不好的路況下的行駛平順性。2.1 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構，特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，

14、汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在輪胎尺寸和最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定主減速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可選用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方。2.2 斷開式驅動橋斷

15、開式驅動橋(圖2-1)區別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者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，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，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掛則可以彼此致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。汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素

16、，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性，增加使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的中高級轎車和越野車中。 圖2-1 斷開式驅動橋2.3 驅動橋結構的論證結果 由于奧迪a4l采用的是獨立懸掛系統，并且所本次的設計方向為發動機前橫置，并基于奧迪減配車的定位，本次設計采用斷開式

17、驅動橋。3 主減速器的結構論證和設計 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發動機橫置的汽車，主減速器不用考慮改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而達到減小尺寸及質量，操縱省力的目的。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求：1）設計中選擇的主減速比要保證汽車的動力性相對增強，還要使燃油經濟性。2）外型尺寸要務必保證有良好的通過性；齒輪及其它傳動部件的工作

18、平穩。3）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構運動的協調性好。4）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。5）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對圓錐齒輪組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優點。3

19、.1 主減速器結構的選擇結果查閱文獻，并通過方案論證，又因為所選的奧迪a4l為發動機前橫置前輪驅動車輛，所以本設計主減速器采用單級主減速器，由于發動機橫置，主減速器動力傳輸不用轉向，所以主減速齒輪我采用圓柱斜齒輪。主傳動傳動比。3.2主減速比的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于不同檔位時，汽車的動力性和燃油經濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比i一起由整車動力輸出的計算來確定。也可以利用在不同的總傳動比i下的功率平衡圖來研究總傳動比i對汽車動力性能的影響。通過優化設計，對發動機與傳動系統的參數作最佳匹配，以此來選擇總傳動比i的值，達到

20、獲取最佳的動力性和燃油經濟性目的。 對于奧迪a4l來說，最大功率達，還有對應的轉速的情況下，主減速比的確定應該要保證有相對高的最大車速。所以，主減速比的確定要由公式3-1來確定。 （3-1)車輪的滾動半徑， 變速器最高檔傳動比， 由以上數據并查閱奧迪elsa系統資料可知奧迪a4l的主減速比的值為：4.6553.3 主減速器基本參數的選擇與設計計算 主減速比、驅動橋的離地間隙h和計算載荷，都是主減速器設計的原始數據，我們根據論證方案下提供的數據，為主減速比=4.655，驅動橋離地間隙為h=130mm。 1）主減速齒輪計算載荷的確定：計算載荷一般有下列三種方法。 方法一：按發動機最大轉矩和最低檔傳

21、動比確定從動錐齒輪的計算轉矩。 (3-2) =125013.3254.6550.91=3482.522n.m 猛接離合器所產生的動載系數，取=1; 發動機最大轉矩，由已知得=250nm; k液力變矩器變矩系數，k=1; 變速器一檔傳動比，=3.325; 主減速器傳動比，=4.655;發動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取=0.9； n驅動橋數目，n=1; 方法二：當驅動輪打滑時輸出的轉矩，計算從動齒輪的轉矩。 汽車滿載狀態下一個驅動器上的靜載荷n, 算得： =2055/2*9.8=10069.5n; 汽車最大加速度時的軸負荷轉移系數，取=1.3; f輪胎與路面附著系數，查資料得f=0.85； 車

22、輪滾動半徑, 查出輪胎規格225/55r16,算得;主減速器從動齒輪到車輪之間傳動比=1;主減速器主動齒輪到車輪之間傳動效率，取=0.95； 方法三.：按汽車日常行駛平均轉矩確定從動齒輪計算轉矩; （3-3） 汽車日常行駛平均牽引力: 上式中的等號后面分別滾動阻力，坡度阻力，空氣阻力，加速阻力， 日常行駛時，就是在水平路面行使，所以在計算過程中不計坡度阻力和加速阻力。 所以，在日常行駛時的汽車的平均牽引力為： （3-4） 為整車重力，1655kg*9.8n/kg=16219n ; f為滾動阻力系數，f=0.025 為空氣阻力系數， 0.8 ; a為迎風面積; 為日常平均行駛車速， 80 km/

23、h;.根據式（3-4）和已知數據可得日常行駛的牽引力=407.578n.m所以，日常行駛的轉矩為： =故： 計算齒輪最大應力時，計算轉矩=min，=3829.375 nm 主減速器主動齒輪的平均計算轉矩(nm)為：按最大應力計算 按疲勞壽命計算 3.4主減速器齒輪基本參數的選擇 (1)齒數的選擇 齒數選擇的基本依據為：當7時，主動齒輪的齒數可取為712，為了磨合均勻，主動齒輪的齒數,從動齒輪的齒數之間要盡量避免公約數的存在，為了得到理想的齒面重疊系數，它們之間的齒數之和應該不小于50。 由=4.655主動齒輪齒數取 =12, 則 =*=4.655*12=55.86, 取=56。故實際傳動比為：

24、 =12，=56，i=4.667初選螺旋角為=15（2）齒輪端面模數和壓力角的選擇。 根據jis的規定，本次設計的壓力角 齒形系數， 查文獻圖11-8得外齒輪齒形系數得，查文獻圖11-9得外齒輪齒根修正系數,所以，法向模數=3.75 根據文獻表11-3和表11-6得，載荷系數k=1.3,齒寬系數 根據文獻表4-1選擇齒輪法向模數中心距 取a=141mm確定螺旋角為 主動齒輪分度圓直徑 從動齒輪分度圓直徑 齒寬 取 3.5主減速器齒輪的強度計算 a.采用單位齒長上的圓周力進行強度計算 即由公式校核， f為作用在齒輪上的圓周力（n）， 為從動齒輪的齒面寬（mm）。 按發動機最大轉矩和最大附著力矩兩

25、種載荷工況進行計算； 按發動機最大轉矩計算時：708.02n/mm按最大附著力矩計算時：710.36n/mm 由于當今鋼材質量的提高，制作工藝的加強，許用應力已經得到了比較大的提高，這個提高程度在20%25%左右，所以單位齒長上的圓周力符合許用值的要求,校核通過。按最大附著力矩計算時，p1.6mm 所以 齒面載荷分配系數.主動齒輪為懸臂式，=1.11.25，取=1.2從動齒輪為懸臂式，=11.1，取=1.05質量系數 ，1 b齒面寬，主動齒輪，從動齒輪 d分度圓直徑，主動齒輪 從動齒輪 綜合系數，主動齒輪j=0.270，從動齒輪j=0.224 對于從動齒輪： 彎曲應力最大時，有 疲勞彎曲應力最

26、大時，有 對于主動齒輪： 彎曲應力最大時，有 按疲勞彎曲應力計算按，計算的最大彎曲應力不超過按計算的疲勞彎曲應力不應超過由上述計算結果可得出結論： 最大彎曲應力符合本次設計的要求。 c.采用輪齒接觸強度進行計算齒輪輪齒的齒面接觸應力： 綜合彈性系數，鋼對鋼的齒輪=234 主動齒輪大端分度圓直徑 主動齒輪計算轉矩，=914.041n/m，=33.379n/m 尺寸系數，=1 表面品質系數，=1 b 和中較小的齒面寬， j齒面接觸強度的綜合系數，j=0.286最大彎曲應力時有疲勞接觸應力時有按計算的最大接觸應力不應超過按計算的疲勞接觸應力不應超過由上述計算結果可知，所以,主減速器齒輪的接觸應力符合

27、設計要求.3.6主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相對其它部件來說是比較繁重的，它承受的載荷大、作用時間非常長、載荷的變化很多等一系列的優點。損壞形式主要在于齒根的彎曲折斷、齒面的疲勞點蝕、磨損以及擦傷等。對驅動橋齒輪材料及熱處理應該作以下幾點要求：a:具有較高的彎曲疲勞強度，高表面接觸疲勞強度，齒面的耐磨性能也有比較高的要求，所以，齒表面要有高的硬度；b:齒輪芯部應的韌性要能夠適應沖擊載荷，避免輪齒根部的折斷；c:鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規律性易控制，以提高產品質量，減少制造成本并降低廢品率；d:選擇齒輪材料的合金元素時要考慮到我國的基本情

28、況。 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均采用滲碳合金鋼制造。這一次的設計我們采用的是鋼號為20crmnti的鋼材。用滲碳合金鋼制造的齒輪經過滲碳、淬火、高溫回火等一系列的過程后，齒輪表面的洛氏硬度高達hrc58hrc64, 而芯部硬度則相對較低，但也能夠達到hrc32hrc45。 對于滲碳層深度，端面模數少于6時，一般為0.91.4mm，這次的設計，我們將滲碳層的深度設定為1.4mm。 由于新齒輪潤滑不良，雙曲面齒輪副在熱處理和精加工后均應以厚度為0.0050.0100.020mm進行磷化工序，之后對齒面進行噴丸處理，這樣就有可能提高齒輪壽命達20%以上。3.7 主減速器軸承的選擇

29、 文獻中的gb/t297-94, 我們根據主減速器的結構尺寸以及文獻選定軸承的型號為圓錐滾子軸承32209，其軸承內徑為d=45mm，外徑為d=85mm。具體參數詳見文獻133頁。經檢驗，軸承的壽命可以達到設計要求，此處不作詳細說明。4 差速器的設計計算 差速器的作用是為了消除由于左、右驅動輪在運動學上的不協調而產生的弊病，保證汽車驅動橋兩側車輪在行程不相等時具有以不同速度旋轉的特征，從而滿足汽車行駛的運動學要求。 普通差速器由行星齒輪、行星架、半軸齒輪等組成。發動機的動力經傳動軸進入差速器，直接驅動行星輪架，再由行星輪帶動左、右兩條半軸，分別驅動左、右車輪。差速器的設計要求滿足：左輪轉速與右

30、輪轉速之和等于2倍行星架的轉速。當汽車直行時，左、右車輪與行星架的轉速都是相等的，但是，當汽車轉彎時它們的平衡狀態會被打破，導致彎道內側車輪轉速減小，外側車輪轉速增加。這時，差速器的功能就在很大程度上體現出來了。 這種調整并非被動的，這里涉及到“物理學定律”，車輪在轉彎時會自動趨向能耗最低的狀態運行，自動地按照轉彎半徑調整左右車輪的轉速。4.1 差速器的結構和工作原理 圖4-1 差速器工作原理 本次設計是基于發動機橫置的5速變速器，所以。采用的是對稱式圓錐行星齒輪差速器，其工作原理如下圖4-2： 圖4-2為主減速器從動齒輪的角速度；為差速器左半軸齒輪的角速度，是差速器右半軸齒輪的角速度；為行星

31、齒輪繞行星齒輪軸的自轉角速度。 當差速器開始工作時，行星齒輪繞半軸齒輪中心的公轉，在同一時刻，也繞行星齒輪軸以角速度的自轉。這時外側車輪及其半軸齒輪的轉速增高，外側半軸齒輪的角速度為：;內側半軸齒輪的角速度為:; 由此可知 差速器的技術參數： 差速器的內摩擦使驅動橋左右半軸的轉矩分配改變，這有利于改變汽車的通過性。例如，當汽車的一個驅動輪由于附著力減小而開始原地打滑時，傳遞給它的轉矩就變小，而傳到不滑轉車輪的轉矩卻相應增大了，結果在汽車左右驅動車輪上的總牽引力可能達到的最大數值為 . 由此可見，由于差速器的內摩擦使汽車總牽引力增大了。 通常采用鎖緊系數表示兩側驅動輪的轉矩可能相差的最大倍數，它

32、也說明了迫使差速器工作所需的力矩大小； 采用轉矩分配系數表示差速器的轉矩分配特性。參照資料1推薦數據，我們取鎖緊系數k=1.5；轉矩分配系數。4.2 差速器的結構組成和參數選擇 對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪和2個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。行星齒輪的背面和差速器殼相應位置的內表面均做成球面，保證行星齒輪對正中心，以利于和兩個半軸齒輪正確的嚙合。 4.2.1差速器齒輪的基本參數選擇a.行星齒輪數目的選擇 選擇2個行星齒輪b.行星齒輪球面半徑(mm)的確定 可據經驗公式 行星齒輪球面半徑系數，根據文獻選擇，=3 確定后，可根據經驗公式 來預選齒輪的

33、節錐距。 c.行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 為了得到較大的模數從而使齒輪有較高強度，應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應小于10。半軸齒輪的齒數采用1425之間。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比不宜過大，一般在2左右。為滿足安裝要求，左半軸齒輪和右半軸齒輪的齒數之各必須能夠被行星齒輪的數目整除。 即整數， 為滿足以上要求，我們取 , d.差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定 先初步求出圓錐齒輪的節錐角，其中和為行星齒輪和半軸齒輪齒數 再根據下式確定圓錐齒輪大端面模數 所以m=4.0mm 則節圓直徑為 =44mm =88mm e.壓力角 在汽車發展階段，差速器齒輪的壓力角大都選用20，此時的

34、齒高系數為l，而最低齒數是13。到目前為止，汽車差速器齒輪的壓力角依然大都選用2230，齒高系數為0.8，最少齒數卻已經減少至10，并且在行星齒輪齒頂不變的條件下，從切向修正，加大半軸齒輪齒厚，以此來得到行星齒輪與半軸齒輪強度的逐漸吻合。由于這樣的齒形的最小齒數相對于壓力角為20的齒數少，所以，提高齒輪的強度可以從選用較大的模數上著手。對于一些重型汽車和特殊用途的汽車的差速器也可采用25壓力角。但此處不作詳細論述。本次設計的壓力角選取2230，這是比較符合當下的情況的。 f.行星齒輪安裝孔直徑d及其深度l的確定如下圖4-3： 圖4-3 行星齒輪安裝孔與行星齒輪軸名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的

35、深度l就是行星齒輪在其軸上的支承長度。常取 l=1.1d 所以: 差速器傳遞的轉矩，取min（n.m）； n行星齒輪數，n=2； 行星齒輪支承面中點到錐頂的距離， 支承面的許用擠壓應力，取為。g.其它幾何尺寸數據參考文獻查得： 齒面寬:f=(0.250.3)=13mm; 工作齒高:hg=1.6m=1.64.0=6.4mm; 齒面寬:f=(0.250.3)=13mm; 齒全高:h=1.788m+0.051=1.7784+0.051=7.2mm; 徑向間隙:c=h-hg=7.2-6.4=0.8mm; 4.2.2差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的設計與校核主要是對彎曲強度的計算，而對于疲勞壽命則考慮

36、得比較少，這種情況是由行星齒輪在差速器的工作中經常只起等臂推力桿的作用，僅在左、右驅動車輪有轉速差時興行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對滾 動的緣故。 汽車差速器齒輪的彎曲應力為： t差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩（n.m） ; 計算轉矩， ； n差速器行星齒輪數，n=2； 尺寸系數，反映材料性質的不均勻性， ; 載荷分配系數，取； 質量系數，取； j計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數,由文獻查得; 按上式計算的汽車差速器齒輪的彎曲應力，查文獻可知彎曲應力不大于980mpa，由于522.59mpa980mpa, 本次設計的校核通過。 5 萬向節的選擇與設計 發動機的驅動力是經過變速器

37、再通過驅動橋，最終由輪胎傳遞給路面。總傳動軸的功能是在中間過程中進行相隔兩點之間的動力傳輸。 因為本次設計所采用的是前置前驅動車型，對于這樣的的車型，首先要符合車輪轉向的大擺動角，所以在車輪的側邊萬向節要使用彎曲夾角為40以上的固定型等速萬向節。同時要求組合起來使用的主減速器側的與萬向節能夠吸收懸架系統的擺動，雖然其允許角度不是很大，但是要求可沿著軸向伸縮，因此，使用滑動型等速萬向節。同時，無論是固定型的等速萬向節還是滑動型的等速萬向節，其潤滑方式都是用潤滑脂來潤滑的，同時，也要用保護套來密封。5.1 球籠式等速萬向節的結構分析和設計 星形套以內花鍵與主動軸相連，其外表面有6條弧形凹槽，形成內

38、滾道。球形殼的內表面有相應的6條弧形凹槽，形成外滾道。6個鋼球分別裝在由6組內滾道所對出的空間里，并被保持架限定在同一個平面內。動力由主動軸經鋼球傳到球形殼輸出。典型的固定型球籠式萬向節如下圖(圖5-1)所示的audi車系的rf&vl球籠式萬向節。 圖5-1 球籠式等速萬向節 球籠式萬向節的失效形式主要是鋼球與接觸滾道表面的疲勞點蝕。在特殊情況下，由于熱處理方式不夠恰當、潤滑不良或者溫度太高，也可能造成損壞。因為星形套滾道接觸點的縱向曲率半徑相對于外半軸滾道的縱向曲率半徑比較小，所以前者的接觸橢圓比后者上的要小，即前者的接觸應力要大于后者。因此，控制鋼球與星形套滾道表面的接觸應力同時確定萬向節

39、的承載能力。不過，由于影響接觸應力的因素較多，計算比較復雜，其計算方法現在還沒有統一。 假如球籠式萬向節在傳遞轉矩時全部鋼球受到的負載是均勻的，則鋼球的直徑可按式5-1確定： （5-1） d為傳力鋼球直徑(mm)；為萬向節的計算轉矩(n.m)， 計算所得的鋼球直徑應圓整并取最接近標準的直徑。鋼球的標準直徑可參考gb75491987,取 當球籠式萬向節中鋼球的直徑 d 確定后，其中的球籠、星形套等零件及有關結構尺寸參考文獻，壽命計算可參見下表5-1的公式來確定：所有公式檔 位123451 (%)16183045213.87.745.694.433.263(r/min)35352577110581

40、5204 (km/h)34.458.284.9115.7149.35(n.m)m=2712.48484.6326.5292.91706當時, (h)當時,(h)8.628.270.5148.2285.5 表5-1 公式關系以上數據都是在以下假定條件下決定的：a 路面附著系數為1,振動系數為1.2,承載系數為1.33b 各檔的利用率:1-5檔分別是1%;6%;18%;30%和45%c汽車的行駛里程應該有1000000km以上.d 各擋傳動比：一擋3.325， 二擋2.125 ， 三擋1.458，四擋1.071，5擋0.837鋼球中心分布圓半徑 星形套寬度 球籠寬度 星形套滾道底徑 萬向節外徑 球

41、籠厚度 球籠槽寬度 球籠槽長度 滾道中心偏移距 軸頸直徑 星形套花鍵外徑 球形殼外滾道長度 中心偏移角 6 半軸的設計與較核 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。 半軸的計算應考慮到下列三種可能的載荷工況：（1）制動力最大時()，在此條件下，沒有側向力作用；（2）側向力最大時，發生側滑，為，側滑時，附著系數相對較高，計算中取1.0，在此條件下，沒有縱向力作用；（3）垂向力最大時，就是汽車高速通過高低路面時，此時，最大值是, 是動載荷系數，此時，是在沒有縱向力和側向力的作用條件下的。 由于車輪承受的縱向力、側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有 所以，當縱

42、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。6.1制動時強度計算汽車滿載靜止于地面上時驅動橋給地面載荷： 汽車重量轉移系數： 取附著系數： 取縱向力按最大附著力算： 滾動半徑： 桿部直徑初選： 初選半軸承受的扭轉應力6.2受最大牽引力時強度計算 對于驅動車輪來說，當發動機最大轉矩及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小于按最大附著力所決定的縱向力時，則應按照下式計算，即 差速器的轉矩分配系數，對于普通圓錐齒輪差速器取0.6 發動機最大轉矩； 傳動系最低檔傳動比，即為變速器一檔傳動比、副變速器或分動器低檔傳動比與主減速比之乘積； 汽車傳動系效率，計算時取0.9； 輪胎的滾動半徑。

43、a發動機最大扭矩，傳動系最低檔數比傳到半軸上扭矩 由前文的技術資料得：；。b取質量系數 ， 附著系數 滿載靜止汽車的驅動橋對水平地面的載荷，n； 汽車加速和減速時的質量系數，對于前驅動橋可取 ， 附著系數，取0.75。 扭矩取a和b中較小者 ,即 所以：6.3半軸在最大扭矩時其花鍵的強度校核 根據經驗和前文對萬向節的數據分析和文獻中有關標準得出以下數據： 半軸花鍵外徑 相配的花鍵孔內徑花鍵齒數有效工作長度花鍵寬載荷分布的不均勻系數。 經檢驗，本次的半軸設計符合要求。7 結論本文是基于奧迪a4l設計的前驅動橋，采用斷開式驅動橋，由于斷開式驅動橋能夠大大地增加離地間隙，減小彈簧質量，從而改善了行駛

44、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。并且因為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，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩定性。雖然相對非斷開式驅動橋來說，結構相對復雜，造價也比較高。但是，非常符合高端品牌轎車的減配車系。本次設計論述了前橋驅動的結構形式和工作原理，計算了差速器、主減速器以及半軸，萬向節的結構尺寸，進行了強度校核，并繪制了相關的零件圖和裝配圖。本驅動橋設計結構合理，符合實際應用，具有較好的動力性和經濟性，驅動橋總成及零部件的設計能盡量

45、滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求，修理、保養方便，機件工藝性好，制造容易。設計過程中，我遇到了許多難題，在設計結構尺寸時，有些設計參數無法得出具體的參數，只能按照以往的經驗值得出，這樣就帶來了一定的誤差。通過幾個月時間的多次向郭老師請教，在他的指導下，改正了很多。另外，在一些小的方面，由于時間問題，做得還不夠仔細，懇請各位老師同學予以批評指正。參考文獻1顧柏良， 譯.bosch汽車工程手冊/(德)bosch公司 .北京：北京理工大學出版社，2001.12：1-67，339-349，662-7102楊可楨，程光蘊，李仲生 主編.機械設計基礎.北京：高等教育出版社，20

46、06.5 ：164-187 ， 240-2513佟獻英，韓寶玲 主編.工程制圖.北京：北京理工大學出版社，2009.6：1-26，158-2464唐文初，鄧寶清 主編.汽車構造.廣州：華南理工大學出版社，2010.8：206-3355劉鴻文 主編.材料力學i.北京：高等教育出版社，2004.1 ：12-49，73-89，138-251，318-336 6王伯平 主編.互換性與測量技術基礎.北京：機械工業出版社，2008.12：151-200，229-2607孫德志，張偉華，鄧子龍 主編.機械設計基礎課程設計.北京：科學出版社，2010.8：151-2018黃成 主編.autocad機械設計寶典

47、.四川：電子工業出版社，2010.1：1-12，450-4659黃余平 編著.汽車構造教學圖解.發動機和底盤.北京：人民交通出版社，2005.1:121-13710王望予.汽車設計m.北京:機械工業出版社,2004.8：114-17311汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊4m：動力傳動系統設計篇.北京：北京理工大學出版社，2011：224-30412楊萬福 主編.汽車理論.廣州：華南理工大學出版社，2010.8:2-29,47-56,60-6613許洪國 主編.汽車運用工程.北京：發民交通出版社2009.3：20-50，177-18914哈爾濱工業大學理論力學教研研究編著.理論力學.哈爾濱:

48、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 謝辭為期三個月的畢業設計生活馬上就要結束了,同時，也意味著我的大學生涯也將走到盡頭。回首看看自己在這幾個月的所做所為,感覺大學也留下了好些的遺憾,路上有辛酸也有甘甜,總之，這一路，收獲的不僅僅是知識，遺憾，驚喜，辛酸，還有一生無法忘卻的回憶，這也將是我人生最大的財富。本次設計的題目是：奧迪a4l汽車驅動橋的結構設計，這對我來說，完全是一個非常具有挑戰性的任務，心中也是激動不已啊。經過一段時間的深思，以及準備，我應聘了珠光汽車有限公司的奧迪品牌，在奧迪的車間里，通過直觀的拆裝，以及遇到不會拆裝的問車間技師，經過3個多月車間實際操作實習，我對奧迪車系有了比較深刻的認識。對于具體的細節方面，涉及到一些經驗上的問題，以及設計方面的細節，我從車間回到學校，不斷地向指導老師求教。郭老師總是不厭其煩的講解，直到我聽懂為止，我被郭老師的這種敬業精神深深地