差速器計算說明書

1、實用標準文檔學號06091618成績課程設計說明書系別機電工程系專業(yè)汽車服務工程學號 06091618姓名王碩指導教師楊卓題目名稱汽車差速器設計設計時間2012年 4 月2012年5月4日文案大全實用標準文檔目錄1、任務說明書12、主減速器基本參數的選擇計算22.1 選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數22.2 差速器中的轉矩分配計算.32.3 差速器的齒輪主要參數選擇.33、差速器齒輪強度計算73.1 主減速器直齒圓柱齒輪傳動設計.83.2 校核齒面接觸疲勞強度.113.3 標準斜齒圓柱齒輪主要幾何尺寸：表1-3-1134、半軸設計計算144.1 結構形式分析 .144.2 半軸計算16

2、4.3 半軸花鍵計算 .175、差速器殼體196、變速箱殼體設計207、設計總結218、參考文獻22配圖23文案大全實用標準文檔1、任務說明書車型發(fā)動機 Nmax發(fā)動機 MmaxI 檔變比主傳動比驅動方案發(fā)動機19、 I280kw/6000rmp140N.m/4500rmp4.643.5 i 4.2FF橫置已知條件：(1) 假設地面的附著系數足夠大；(2) 發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動系數w 0.96 ；(3) 車速度允許誤差為 3%；(4) 工作情況：每天工作 16 小時，連續(xù)運轉，載荷較平穩(wěn) ;(5) 工作環(huán)境：濕度和粉塵含量設為正常狀況，環(huán)境最高溫度為30 度；(6) 要求齒輪使用壽命為

3、 17 年（每年按 300 天計）；(7) 生產批量：中等；(8) 半軸齒輪，行星齒輪齒數，可參考同類車型選定，也可自己設計；(9) 差速器轉矩比 S 1.15 1.4 之間選??；(10) 安全系數為 n 1.2 1.35 之間選取；(11) 其余參數查相關手冊；文案大全實用標準文檔2、主減速器基本參數的選擇計算發(fā)動機的最大轉矩M max140 N .m ， n4500 rmp ，發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動效率0.96，安全系數 n=1.3一檔變比 i14.64 ，本次設計選用主減速器傳動比i03.9因此總傳動比 i 2i1 i 04.643.918.096因此輸出轉矩 T0n i 2M m

4、ax1.318.0961400.963162 N.m差速器轉矩比 S=1.11.4之間選取，這里取 S=1.2軸最大轉矩為Tb ，半軸最小轉矩為 TsSTbTs得到方程TbTsT0Tb1725N .m解得：Ts1437N .m2.1 選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）按題目已知條件，選用直齒圓柱齒輪傳動。2) 精度等級： 由于差速器輪輪齒要求精度低， 輕型汽車所用的齒輪傳動的精度等級范圍為58，故選用7 級精度3）材料：差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造。目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi 、 22CrMnTi 和 20CrMo等，故齒輪所采用的鋼

5、為20CrMnTi ，查表機械設計基礎( 第五版 ) 表 11-1 有：熱處理方式：滲碳淬火，齒面硬度為56 62HRC4）選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：為了磨合均勻，z1 ， z2 之間應避免有公約數。選小齒輪 z1 16z2 iz1 3.9 16 62.4 63z23.9375z1文案大全實用標準文檔2.2 差速器中的轉矩分配計算當變速箱掛 1 檔時，發(fā)動機通過變速箱輸出的轉矩最大，主傳動比 i 03.9375 、1 檔變速比 i1 4.64 ；差速器的轉矩 M 0M max i1i0 0.96 140 3.93754.64 2456 Nm左右驅動車輪不存在差速情況由變速器傳來的

6、轉矩，經差速器殼、行星齒輪軸和行星齒輪傳給半軸齒輪。行星齒輪相當于一個等臂杠桿，而兩個半軸齒輪半徑也是相等的。因此，當行星齒輪沒有自轉時，總是將轉矩 M 0 平均分配給左、右兩半軸齒輪，即：M1 M21 M 01228 N m2左右驅動車輪存在差速情況轉矩比 S：較高轉矩側半軸傳遞轉矩M b 與較低轉矩側半軸傳遞轉矩M s 之比稱為轉矩比S，即：SM b（取 S=1.2 ）M SM bM SM 0整理以上兩個式子得，M b1.2 ，代入相關數據得， M b1116 (Nm)M 0 M b在設計過程中要將安全系數考慮上，安全系數范圍n1.2 1.35 ，該設計取 n1.3 。設計中較高轉矩側半軸

7、傳遞轉矩：M b n M b1.31116 1450.8( N m)2.3 差速器的齒輪主要參數選擇（ 1）行星齒輪數n行星齒輪數n 需根據承載情況來選擇的，由于是面包車的差速器所以行星齒輪數n 選擇 2個。（ 2）行星齒輪球面半徑Rb 和外錐距 Re 的確定行星齒輪球面半徑Rb 反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據經驗公式來確定RbK b 3 Td式中： K B 行星齒輪球面半徑系數，可取2.52 2.99 ，對于有2 個行星齒輪的面包車文案大全實用標準文檔取小值 2.6；，差速器計算轉矩 Tdmin Tce , TcsM 02456 (N .m) ，則Rb 2.63 24563

8、5.07mm取整 Rb35mm差速器行星齒輪球面半徑Rb 確定后，可初步根據下式確定節(jié)錐距ReRe (0.98 0.99 )Rb取 Re 0.99Rb 0.9935 34.65mm行星齒輪和半軸齒輪齒數的選擇面包車齒輪強度要求不太高，可以選取行星齒輪齒數Z116 ，半軸齒輪齒數Z2 初選為24， Z2 與 Z1 的齒數比為1.5 ，兩個半軸齒數和為48，能被行星齒輪數 2 整除，所以能夠保證裝配，滿足設計要求。行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1 、2 及模數 m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1 、2 分別為1arctan( Z1 / Z 2 )arctan(16 / 24 )33.72arctan( Z2

9、/ Z1 )arctan(24 /16 )56.3當量齒數： Z v1Z11616coscos33.719.2810.83Z v 2Z2242443.64coscos56.30.552當量齒數都大于17，因此 Z1 , Z 2滿足條件，不會根切錐齒輪大端端面模數m為m2Resin 12Resin 2mmZ1Z22.33根據 (GB 1356-87)規(guī)定，選取第一系列標準模數m=2.5mm行星齒輪分度圓直徑d1 mZ140mm ，半軸齒輪分度圓直徑d 2 mZ 2 60 mm 。壓力角采用推薦值 22.5 ，齒高系數為 0.8 。行星齒輪軸直徑及支承長度 L行星齒輪軸直徑與行星齒輪安裝孔直徑相同

10、，行星齒輪在軸上的支承長度也就是行星齒輪文案大全實用標準文檔安裝孔的深度。行星齒輪軸直徑為T010 31 .1nlc式中： T 0 差速器傳遞的轉矩，N m；在此取 3162N mn 行星齒輪的數目；在此為 2l 行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， l 0.5d 2 ， d 2 為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d 2 0.8 d 2 ；c 支承面的許用擠壓應力，在此取69 MPa根據上式d20.8 60 =48mml =0.5 48=24mm3162 103 29.5mmL1.1 29.5 32.45mm1.169224差速器齒輪的幾何尺寸計算查得修正系數0.052齒側間隙 B0.300汽

11、車差速器直齒輪錐齒輪的幾何尺寸計算步驟見下表序項目計算公式結果號1行星齒輪Z110 ，應盡量取小值16齒數2半軸齒輪Z 21425L24，且滿足 Lh齒數60n3模數m2.54齒面寬度F(0.25 0.30) A0 ； F 10m10mm5齒跟高hg1.6m4mm6齒全高h1.788m0.0514.521mm7 壓力角大部分汽車：22.522.58軸交角9009009節(jié)圓直徑mZ1 ； d2mZ 2d140mm ； d260 mmd110節(jié)錐角Z1Z 233.7 ； 256.3； 211arctanarctanZ 2Z1文案大全11 外錐距12 周節(jié)13 齒頂高14 齒根高15 徑向間隙16

12、齒根角；齒頂角17 面錐角18 根錐角19 外圓直徑20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離21 理論弧齒厚22 齒側間隙23 弦齒厚24 弦齒高實用標準文檔m2Z422.52242Re36.06mmR eZ31636.06 mm22t3.1416mt7.854mm0.370h2.514mm ， h1.486 mmh1hgh2 ， h20.4302m12Z2/Z1h11.788mh1； h21.788mh11.956mm ； h22.984mmh2chhg0.188m0.051c=0.521mmh f;a arctanhaf6.33 ;a3.97farctanReRe0112 ；02220138.62；

13、0261.22R112 ；R222R128.78； R 251.38d01d12h1 cos 1 ； d02d 22h2 cos 2d0144.18mm；d0261.65mmd 2h1 sin1 ；d1h2 sin0128 .61mm；010222218.76mm02s1ts2 ； s2t(h1h2 ) tanms14.264, s23.592B=0.300mmB =0.245 0.330 mmsx1s13B ; sx 2s2s23Bsx14.204mm;s16d 226d1222sx23.537mmhx1h1s12 cos 1; hx 2h2s22 cos 2hx12.666mm;4d14d

14、2hx21.456mm文案大全實用標準文檔3、差速器齒輪強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度w 為 :w2Tks km103kv mb2 d2 JnMPa(3-9)TT00.6上式中：T 為差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式n在此將 T 取為 3162N m；n 為差速器的行星齒輪數；b2、 d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑mm；Ks 為尺寸系數，反映材料的不

15、均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有Ksm4關，當1.6 時，25.4 ，在此 Ks 0.629 ；Km 為載荷分配系數， 當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，Km 1.00 1.1 ；其他方式支承時取1.10 1.25 。支承剛度大時取最小值。Kv 為質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1.0 ；J 為計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，參照圖3-2 可取 J =0.255 。當 T=min Tce,Tcs 時， w =980 Mpa ；當 T= Tcf 時， w =210Mpa。根據上式（ 3 9）可得：根據輪齒彎曲應力w 公式，2Tkskm323648 0.

16、6 0.560 1.0w101000 3709， n 2 ，kvmb2d2Jn1.02.5 9 57.6 0.255 2J 取 0.255 ，半軸齒輪齒面寬 b29mm。半軸大端分度圓直徑 d 2 前面計算得到 57.6mm，質 量 系 數 kv1.0，由于模 數 m 2.5 ， 大 于 1.6mm ， 因 此 尺 寸 系 數文案大全實用標準文檔k s( ms / 25.4) 0.250.560 ，齒面載荷分配系數km 1.0，半軸齒輪計算轉矩T0.6T0。T0min Tce ,Tcs，w2T0 ks km1032 36480.560 1.010006181MPa；則kvmb2d2 Jn1.0

17、2.5 957.6 0.2552w 3 7 M 0 P8 aw 滿足設計要求。各級轉速：發(fā)動機輸出轉速n發(fā) =5500r/min變速箱輸出轉速（主減速器輸入轉速）n1n發(fā)60001293r / min4.64r / min4.64主減速器輸出轉速 n0n11293r / min 328.38r / min3.93753.9375各級功率：主減速器主動齒輪的功率：P1N maxw 800.9676.8kw發(fā)動機輸出功率：PT發(fā)發(fā)140 * 600087.96kw9550kw9550P1P發(fā)87.960.96kw84 .44kw各級轉矩：T發(fā)140 N m主動齒輪的轉矩： T19550000P1

18、9550000 84.44 N m 623667 N mn112933.1 主減速器直齒圓柱齒輪傳動設計文案大全實用標準文檔1. 按齒根彎曲疲勞強度設計按機械設計公式（2KT1 cos2 Y YYF YS（ 3）6-26 ） m n3d Z12F確定公式中各計算參數：1）因載荷有較重沖擊， 由機械設計表 （ 6-3 ）查得使用系數 K A1.5 ，故初選載荷系數 K 22） T1 主動齒輪上的轉矩9550P 955000084.4451T1N m 623667 N m 6.2366710 N mmn112933） Y 螺旋角系數，由圖(6-28) 查取： Y =0.90;為分度圓螺旋角一般選

19、8 -20 從減小齒輪的振動和噪音角度來考慮，目前采用大螺旋角，故取=12 )4) Y 重合度系數，由公式（ 6-13 ）Y0.250.750.250.750.69a1.585其中端面重合度a 由公式（ 6-7 ）1.8811cos= 1.8811cos121.594 其中端面重合a3.2z23.263z116度由公式（ 6-21 ）下式中b sin0.318 dZ1tan0.318 0.616tan120.649m5）d 齒寬系數，由表（6-6 ）硬齒面且非對稱布置取d =0.66 ） YFa 齒形系數，標準齒輪，變形系數X=0，且按當量齒數Zv 由圖（ 6-19 ）查得YFa 1 =3.3

20、2 ， YFa 2 =2.35當量齒數： Z v1Z1161619.28coscos33.70.831Z v 2Z2242443.64coscos56.30.552文案大全實用標準文檔當量齒數都大于 17，因此 Z1 , Z 2滿足條件，不會根切7） YSa 修正應力系數，按當量齒數Z v 由圖（ 6-20 ）查得 YSa1 =1.47 ， YSa2 =1.68由機械設計基礎(第五版)表 11-1查得主動齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 1FE 2 850 MPa由公式（ 6-16 ）計算彎曲疲勞許用應力 F YNFE ，SFmin式中FE 彎曲疲勞強度極限， 由機械設計基礎 ( 第五版 ) 表 1

21、1-1 查得 FE 1FE 2850MPaYN 彎曲疲勞強度系數， 按應力循環(huán)次數N 由圖（ 6-21 ）滲碳淬火合金鋼查得YN 1 =0.90YN 2 =0.91其中由公式（ 6-21）有 N160n1 jL h601293 1(16 300 17 )6.33109N2N16.33109=1.6109i3.9375SFmin 彎曲疲勞強度計算的最小系數，對于普通齒輪和多數工業(yè)用齒輪，按一般可靠度要求，取 SFmin =1.25代入上述確定參數計算彎曲疲勞許用應力F 1Y N 1FE 10.90 850SFmin612MPa1.25F 2Y N 2FE 20.91 850SFmin618.8M

22、Pa1.25計算小、大齒輪的YFaYSa 并加以比較 F YFa1YSa13.32 1.470.0037 F1612YFa 2YSa22.351.180.0045 小齒輪數值大F 2618.8將上述確定參數代入式（3）計算（按小齒輪設計模數）文案大全實用標準文檔2KT1 cos2Y YYFYSm t3dZ12F=32 2623667cos2 120.900.69 0.00370.6162=3.29mmmt z1n13.2916 12933.56v100060100060按 7 級精度 由圖（ 6-7 ）查得動載系數K v =1.12 ；由圖（ 6-10 ）查得齒向載荷分布系數K=1.08 ；由

23、表（ 6-4 ）按 7 級精度查得齒間載荷分布系數K1.2 ；由公式（ 6-1 ） K=K A K v K K=1.5 1.12 1.08 1.2=2.17728修正 mn ： mm n 3 K3.2932.177282=3.38mmK t由表（ 6-1 ），選取第一系列標準模數m=4mm中心距 am Z1Z241663161.53mm取 a=162mm2 cos2cos12確定螺旋角arccos m Z1Z2arccos 41663=12.7587 =12 45 522a2162齒輪主要幾何尺寸：分度圓直徑d1mZ141665.62mmcoscos12 45 52d2mZ2463mmcosc

24、os12 45 52258.38齒寬 b2dd10.665.6239.372取 b240mm b1 45mm （為保證輪齒有足夠的齒合寬度b1b2(5 10) mm ）3.2 校核齒面接觸疲勞強度2KT 1 u1ZEZ ZHZbd12uH文案大全實用標準文檔確定公式中各計算參數：1） ZE 彈性系數，按鍛鋼由表（6-5 ）查得 ZE =189.8MPa2 ） Z接觸強度重合度系數，按端面重合度由圖（ 6-13 ）查得 Z=0.823 ） ZH 節(jié)點區(qū)域系數，按螺旋角且標準齒輪變位系數X=0 由圖（ 6-14 ）查得ZH =2.414） Z 螺旋角系數， Zcoscos12 53 33 =0.9

25、885）前面已求得 K =2.17728 ， T16.23667105Nmm ， b = 50 ， d1 =65.62由公式（ 6-11 ）接觸疲勞許用應力 Z NHlimH SHmin式中：由圖（ 6-15 ）按不允許出現點蝕，查得接觸疲勞壽命系數Z N1 =0.91 ， Z N2 =0.92H 試驗齒輪的接觸疲勞極限，由表（11-1 ）查得Hlim 1 = Hlim 2 =1500MPaSHmin 接觸疲勞強度計算的最小安全系數，對于普通齒輪和多數工業(yè)用齒輪，按一般可靠度要求，取SHmin =1計算接觸疲勞許用應力Z N 1Hlim 10.911500H 1=1365MPaSHmin1Z

26、N 2Hlim 20.921500H 2=1380MPaSHmin1將確定出的各項數值代入接觸強度校核公式，得189.80.822.410.98822.177286.336671053.937511145.37MPa5065.6223.9375H1所以接觸強度滿足。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。文案大全實用標準文檔3.3標準斜齒圓柱齒輪主要幾何尺寸：表 1-3-1名稱及代號公式及說明法面模數 m由強度計算或結構設計確定，并取標準值齒數比 uu= Z2Z1當量齒數Z v1Z13Z 23cosZv 2cos為分度圓螺旋角一般選

27、8 -20 大端分度圓直徑 dd1mZ1mZ 2cosd 2cosm Z1Z2中心距 aa2 cos齒寬系數d硬齒面齒寬系數d =0.3-0.6齒頂高 haha* =mham齒根高 hfhf = ha*C * m=1.25 m全齒高 hh = h a + h f=2.25 m頂隙 CC=h f- ha =0.25 m齒頂圓直徑 dada1d12had a2d22hadf 1d12hf齒根圓直徑 dfdf 1d12hf計算結果m=4u=Z 2633.9375 iZ116Z v119.28Zv 2 43.64= 12 45 52d165.62mmd2258.38mma=162mmd =0.6h a

28、4mmh f5mmh9mmC1mmda173.62mmda2266.38mmdf 155.62 mmdf 2248.38mm文案大全實用標準文檔4、半軸設計計算4.1 結構形式分析1半軸半軸的內側通過花鍵與半軸齒輪相連，外側用凸緣與驅動輪的輪轂相連。根據半軸外端受力狀況的不同，半軸有半浮式、3/4 浮式和全浮式3 種。1）半浮式半軸特點是半軸外端通過軸承支承在橋殼上，作用在車輪的力都直接傳給半軸，再通過軸承傳給驅動橋殼體。半軸既受轉矩，又受彎矩。常用于轎車、微型客車和微型貨車。下圖是一汽車半浮式半軸的結構與安裝，其結構特點是外端以圓錐面及鍵與輪轂相固定支承在一個圓錐滾子軸承上，向外的軸向力由圓

29、錐滾子軸承承受，向內的軸向力通過滑塊傳給另一側半軸的圓錐滾子軸承。2）全浮式半軸全浮式半軸的特點是半軸外端與輪轂相連接，輪轂通過圓錐滾子軸承支承在橋殼的半軸套管上，作用在車輪上的力通過半軸傳給輪轂，輪轂又通過軸承將力傳給驅動橋殼，半軸只受轉矩，不受彎矩。用于輕型、中型、重型貨車、越野汽車和客車上。下圖的特點是半軸外端的凸緣直接與輪轂連接。文案大全實用標準文檔下圖的特點是采用一對球軸承支承輪轂。半軸的主要尺寸是它的直徑，在設計時首先根據對使用條件和載荷情況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度核算。計算時應該首先合理的確定在用

30、（ 2）側向力 Fy2 最大時，其最大值為 Fz2 1（汽車側滑時） ，側滑時輪胎與地面的側向力系數 1 在計算時取 1.0 ，沒有縱向力作用。（ 3）汽車通過不平路面，垂向力 Fz2 最大，縱向力 Fx2 和側向力 Fy2 都為 0。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 Fx2（驅動力或制動力） 最大時，最大值為 Fz2，附著系數在計算時取0.8 ，側向力 Fy2=0。由于車輪受縱向力和側向力的大小受車輪與地面最大附著力限制，所以兩個方向力的最大值不會同時出現。半軸的主要尺寸是它的直徑，在設計時首先根據對使用條件和載荷情況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大

31、致選定從整個驅動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度核算。計算時應該首先合理的確定在用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：（ 1）縱向力 Fx2（驅動力或制動力） 最大時，最大值為 Fz2，附著系數在計算時取0.8 ，文案大全實用標準文檔側向力 Fy2=0。（ 2）側向力 Fy2 最大時，其最大值為 Fz2 1（汽車側滑時） ，側滑時輪胎與地面的側向力系數 1 在計算時取 1.0 ，沒有縱向力作用。（ 3）汽車通過不平路面，垂向力 Fz2 最大，縱向力 Fx2 和側向力 Fy2 都為 0。由于車輪受縱向力和側向力的大小受車輪與地面最大附著力限制，所以兩個方向力的最大值不

32、會同時出現。選擇全浮式半軸，因而半軸僅承受轉矩不承受彎矩。4.2 半軸計算半軸的主要尺寸是它的直徑，在設計時首先根據對使用條件和載荷情況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對他進行強度核算。（ 1）半軸計算轉矩 T 及桿部直徑根據汽車工程手冊 P1209 公式（ 4-9-37 ）。TX 2rr ( Tmax i L w / rr )rr0.6 140 4.643.93750.96 1534.68 N m 式中：X 2 個車輪的驅動力，X 2Tmax i L / rr單位為 Nrr輪胎的滾動半徑，單位為m差速器轉矩分配系數，對于圓錐行星

33、齒輪差速器可取0.6 ；i L 傳動系最低檔傳動比，i L 4.643.9375w 傳動系效率，根據任務已知條件有w =0.96根據汽車工程手冊P1213 公式（ 4-9-50 ）桿部直徑可按照下式進行初選。dT 103（2.053（2.052.18）31534.68 （23.6425.14） mm32.18） T0. 196選 24mm式中， 許用半軸扭轉切應力， MPa； =490-588MPa d初選半軸桿部直徑， mm。半軸桿部直徑計算結果應根據結構設計向上進行圓整。根據初選的d ，按應力公式進行強度校核。半浮式半軸強度校核計算根據汽車工程手冊P1211 公式（ 4-9-44 ）半軸的

34、扭轉應力為16T10316 1534 .68103565.68MPa =490-588MPad 33.14 243文案大全實用標準文檔式中，半軸扭轉應力，56.68MPa；d半軸直徑，24mm。半軸計算時的許用應力與所選用的材料、加工方法、熱處理工藝及汽車的使用條件有關。當采用 40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40 號及 45 號鋼等作為全浮式半軸的材料時，其扭轉屈服極限達到784MPa左右。在保證安全系數在1.3 1.6 范圍時，半軸扭轉許用應力可取為 490 588MPa4.3 半軸花鍵計算花鍵分為矩形花鍵和漸開線花鍵。本次設計選用漸開線花鍵，齒形為漸開線，漸開線其分度圓壓力角規(guī)定為30和 45兩種，本次取標準壓力角取其齒數為z=21 ，選擇 m=1,分度圓直徑D=mz=21mm。D30 錯誤！未找到引用源。 ，半軸花鍵擠壓應力校核pT103r mzLp h其中， T 為半軸所受轉矩，T 1534.68Nm ；錯誤！未找到引用源。為平均半