差速器計(jì)算說(shuō)明書

1、學(xué)號(hào)06091618成績(jī)吉林大學(xué)珠海學(xué)曉課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書系另寸 機(jī)電工程系專業(yè)汽車服務(wù)工程學(xué) 號(hào) 06091618姓名王碩扌旨導(dǎo)教師 楊卓題目名稱 汽車差速器設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)時(shí)間2012年4月2012年5 月4 日吉林大學(xué)珠海學(xué)院課程設(shè)計(jì)目錄1、任務(wù)說(shuō)明書 12、主減速器基本參數(shù)的選擇計(jì)算 22.1 選定高速級(jí)齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 22.2 差速器中的轉(zhuǎn)矩分配計(jì)算 . 32.3 差速器的齒輪主要參數(shù)選擇 . 33、差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算 73.1 主減速器直齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) . 83.2 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 . 113.3 標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪主要幾何尺寸：表 1-3-1 134、半軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1

2、44.1 結(jié)構(gòu)形式分析 . 144.2 半軸計(jì)算 164.3 半軸花鍵計(jì)算 . 175、差速器殼體 196、變速箱殼體設(shè)計(jì) 207、設(shè)計(jì)總結(jié) 218、參考文獻(xiàn) 22配圖 23I吉林大學(xué)珠海學(xué)院課程設(shè)計(jì)1、任務(wù)說(shuō)明書車型發(fā)動(dòng)機(jī)Nmax發(fā)動(dòng)機(jī)MmaxI檔變比主傳動(dòng)比驅(qū)動(dòng)方案發(fā)動(dòng)機(jī)19、I280kw/6000rmp140N.m/4500rmp4.643.5< i w 4.2FF橫置已知條件：(1)假設(shè)地面的附著系數(shù)足夠大;(2)發(fā)動(dòng)機(jī)到主傳動(dòng)主動(dòng)齒輪的傳動(dòng)系數(shù)0.96 ；(3) 車速度允許誤差為土 3%(4) 工作情況：每天工作 16小時(shí)，連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；(5) 工作環(huán)境：濕度和粉塵含量

3、設(shè)為正常狀況，環(huán)境最高溫度為30度;要求齒輪使用壽命為 17年(每年按300天計(jì))；(7) 生產(chǎn)批量：中等；(8) 半軸齒輪，行星齒輪齒數(shù)，可參考同類車型選定，也可自己設(shè)計(jì)；(9) 差速器轉(zhuǎn)矩比S 1.151.4之間選?。?10) 安全系數(shù)為n 1.2 1.35之間選?。?11) 其余參數(shù)查相關(guān)手冊(cè)；2、主減速器基本參數(shù)的選擇計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 M max 140N.m， n 4500rmp，發(fā)動(dòng)機(jī)到主傳動(dòng)主動(dòng)齒輪的傳動(dòng)效率0.96，安全系數(shù)n=1.3一檔變比i14.64，本次設(shè)計(jì)選用主減速器傳動(dòng)比i03.9因此總傳動(dòng)比i2 i1 i 04.64 3.918.096因此輸出轉(zhuǎn)矩T0n i 2

4、Mmax1.3 18.096140 0.963162 N.m差速器轉(zhuǎn)矩比S=1.11.4之間選取，這里取 S=1.2軸最大轉(zhuǎn)矩為Tb，半軸最小轉(zhuǎn)矩為Ts16得到方程TbTsTsT°Tb 1725N.m解得:1437N.m2.1選定高速級(jí)齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）按題目已知條件，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）精度等級(jí)：由于差速器輪輪齒要求精度低，輕型汽車所用的齒輪傳動(dòng)的精度等級(jí)范圍為58,故選用7級(jí)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，故齒輪所采用的鋼為20CrM

5、nTi，查表機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)（第五版）表11-1有：熱處理方式：滲碳淬火，齒面硬度為5662HRCz1， z2之間應(yīng)避免有公4）選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻,約數(shù)。選小齒輪 z,16 z2 iz13.9 1662.463仝 3.9375Z12.2差速器中的轉(zhuǎn)矩分配計(jì)算當(dāng)變速箱掛1檔時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)變速箱輸出的轉(zhuǎn)矩最大，主傳動(dòng)比i0 3.9375、1檔變速比 h 4.64 ；差速器的轉(zhuǎn)矩 M0 MmaxGo 0.96 140 3.9375 4.642456 N m左右驅(qū)動(dòng)車輪不存在差速情況由變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)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(dāng) 于一個(gè)等臂

6、杠桿，而兩個(gè)半軸齒輪半徑也是相等的。因此，當(dāng)行星齒輪沒(méi)有自轉(zhuǎn)時(shí)，總是將轉(zhuǎn)矩M。平均分配給左、右兩半軸齒輪，即：1M1 M 2 丄 M 01228 N m2左右驅(qū)動(dòng)車輪存在差速情況轉(zhuǎn)矩比S：較高轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩 Mb與較低轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩 Ms之比稱為轉(zhuǎn)矩比S,即：整理以上兩個(gè)式子得,MbMsMsMbM o M b(取 S=1.2)1.2，代入相關(guān)數(shù)據(jù)得,M b 1116(N m)在設(shè)計(jì)過(guò)程中要將安全系數(shù)考慮上，安全系數(shù)范圍n 1.21.35，該設(shè)計(jì)取 n 1.3。設(shè)計(jì)中較高轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩:Mb' n Mb 1.3 11161450.8( N m)2.3差速器的齒輪主要參數(shù)選擇(

7、1)行星齒輪數(shù)n行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來(lái)選擇的，由于是面包車的差速器所以行星齒輪數(shù)n選擇2個(gè)。(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(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)確定RbKb3Td式中：Kb行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52-2.99,對(duì)于有2個(gè)行星齒輪的面包車取 小值2.6;，差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Td mi n Tce,TcsM 0 2456(N.m)，貝U& 2.6 翠2456 35.07mm 取整 Rb 35mm差速器行星齒輪球面半徑 Rb確定后，可初步根據(jù)下式確定節(jié)錐距R,Re (0.98 0.99)Rb取 Re 0.9

8、9Rb 0.99 35 34.65mm行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)的選擇面包車齒輪強(qiáng)度要求不太高，可以選取行星齒輪齒數(shù)Z1 16，半軸齒輪齒數(shù) Z2初選為24，乙與乙的齒數(shù)比為1.5，兩個(gè)半軸齒數(shù)和為 48,能被行星齒輪數(shù) 2整除，所以能夠 保證裝配，滿足設(shè)計(jì)要求。行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2及模數(shù)m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2分別為當(dāng)量齒數(shù)：1 arcta nCZ/Z?) arcta n(16/24)33.72 arctan(Z2/ Z1) arctan(24/16) 56.3“Z11616“ccZv1119.28cos 1cos33.70.83Zv2召24竺 43.64cos 2 cos56

9、.30.55當(dāng)量齒數(shù)都大于17,因此乙，Z2滿足條件，不會(huì)根切錐齒輪大端端面模數(shù) m為2.33mm2Re . 2Re .m sin 1 sin 2乙乙根據(jù)(GB 1356-87)規(guī)定，選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mm行星齒輪分度圓直徑 d1 mZ1 40mm，半軸齒輪分度圓直徑 d2 mZ2 60mm。壓力角采用推薦值22.5，齒高系數(shù)為0.8。行星齒輪軸直徑及支承長(zhǎng)度L行星齒輪軸直徑與行星齒輪安裝孔直徑相同，行星齒輪在軸上的支承長(zhǎng)度也就是行星齒輪安裝孔的深度。c103nl式中：T 0差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N m;在此取3162N mn行星齒輪的數(shù)目；在此為2l 行星齒輪支承面中點(diǎn)至錐頂?shù)木嚯x，

10、mm, l - 0.5d 2 , d 2為半軸齒輪齒面寬行星齒輪軸直徑為中點(diǎn)處的直徑，而 d 2 0.8 d 2 ；支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取69 MPa根據(jù)上式d20.8 60 =48mml =0.5 X 48=24mm3162 103.1.1 69 2 24 29.5mmL 1.1 29.5 32.45mm差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算查得修正系數(shù)0.052齒側(cè)間隙B 0.300汽車差速器直齒輪錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算步驟見下表序 號(hào)項(xiàng)目計(jì)算公式結(jié)果1行星齒輪 齒數(shù)Z110，應(yīng)盡量取小值162半軸齒輪 齒數(shù)Z214 25，且滿足 Lh 60n243模數(shù)m2.54齒面寬度F (0.25 0.30)A

11、° ； F 10m10mm5齒跟高h(yuǎn)g 1.6m4mm6齒全冋h 1.788m 0.0514.521mm7壓力角大部分汽車：22.522.58軸交角9009009節(jié)圓直徑d1 mZ1 ； d2 mZ2d1 40mm ； d260 mm10節(jié)錐角乙Z21 arctan ；2 arctanZ2Z1133.7 ；256.311外錐距Re 山 JZ32 Z422.5 J162 24236.06mm 36.06mm12周節(jié)t 3.1416mt 7.854mm13齒頂咼'0.3700 hg h2， h20.430 r mZ2/Z1h；2.514mm, h21.486mm14齒根高m 1.

12、788m h| ； h2 1.788m h2h；1.956mm ； h；2.984mm15徑向間隙c h hg 0.188m0.051c=0.521mm16齒根角； 齒頂角farctan； aarcta門電ReRef 6.33 ; a 3.9717面錐角01 1 2 ； 02 2 20138.62 ；0261.2218根錐角R112 ；R222R1 28.78 ； R2 51.3819外圓直徑d01d1 2h1' cos 1 ； d02 d2 2h2 cos 2d0144.18mm；d0261.65mm20節(jié)錐頂點(diǎn) 至齒輪外 緣距離d 2' .d 1'.01h sin

13、1 ；02h? sin 22 20128.61mm；0218.76mm21理論弧齒厚t''s1t s2 ；s2一 （hh2）ta nm2s14.264, s23.5922齒側(cè)間隙B =0.245 0.330 mmB=0.300mm23弦齒厚s3BS；BSx1S2c ；sx2s22c6d1226d；2sx1 4.204mm；sx2 3.537mm24弦齒高2 2-'S1 cos 1 -'s2 cos 2hx1h1;hx2 h24d14d2hxi 2.666mm ； hx2 1.456mm3、差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主

14、減速器齒輪那樣經(jīng)常處于 嚙合狀態(tài)，只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí)，差速 器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。因此對(duì)于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。輪齒 彎曲強(qiáng)度 w為：2Tks km1。3kvmb2d2 JnMPa(3-9)T T0 0.6上式中：T 為差速器一個(gè)行星齒輪傳給一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，其計(jì)算式n在此將T取為3162N- mn為差速器的行星齒輪數(shù)；b2 、d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑mmKs為尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有:mKs 4.關(guān)，當(dāng) m 1.6 時(shí)，25.4，在此 Ks = 0.629 ；Km 為載荷分配系數(shù)，當(dāng)

15、兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，Km = 1.001.1 ；其他方式支承時(shí)取1.101.25。支承剛度大時(shí)取最小值。Kv 為質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度 高時(shí)，可取1.0 ；J 為計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，參照?qǐng)D3-2可取J =0.255。當(dāng) T=min :Tce,Tcs 時(shí)，w =980 Mpa ;當(dāng) T= Tcf 時(shí)，w=210Mpa。根據(jù)上式（39）可得:根據(jù)輪齒彎曲應(yīng)力w公式,2Tkskm 103kvmb2d2J n1000 3709, n 2 ,2 3648 0.6 0.560 1.01.0 2.5 9 57.6 0.255 2J取0.

16、255 ,半軸齒輪齒面寬 鳥9mm。半軸大端分度圓直徑d2前面計(jì)算得到57.6mm,質(zhì)量系數(shù)kv1.0 ,由于模數(shù)m 2.5 ,大于1.6mm ,因此尺寸系數(shù)ks(ms/25.4)0.250.560，齒面載荷分配系數(shù)km1.0 ,半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩T0.6T00TominTce ,Tcs2T0 ks km,&2 36480.560 1.010310006181MPa；則kvmb2d2 J n1.0 2.5 957.6 0.2552w3708MPaw滿足設(shè)計(jì)要求。各級(jí)轉(zhuǎn)速:發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)速n發(fā)=5500r/min變速箱輸出轉(zhuǎn)速（主減速器輸入轉(zhuǎn)速）匹鳴/min4.644.641293r / m

17、inn1293主減速器輸出轉(zhuǎn)速n0-r/min 328.38r/min3.93753.9375各級(jí)功率：主減速器主動(dòng)齒輪的功率:R N max w 80 0.9676.8kw發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率：T發(fā)發(fā)9550140*60009550kw87.96kw87.96 0.96kw84.44kw各級(jí)轉(zhuǎn)矩:T發(fā) 140 N ? m主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)矩:9550000 R9550000 84.44 n ?m 623667N ?m12933.1主減速器直齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)2Kcos YY Yf Ys按機(jī)械設(shè)計(jì)公式（6-26 ） mn 3 12丫F Ys （ 3）ydZif確定公式中各計(jì)算參數(shù)

18、：1）因載荷有較重沖擊，由機(jī)械設(shè)計(jì)表（6-3 ）查得使用系數(shù) KA 1.5，故初選載荷系數(shù) K 2T19550 R2）T1 主動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩9550000 8444 "?口 623667N ?m 6.23667 105N?mm 12933）Y 螺旋角系數(shù)，由圖（6-28）查?。篩 =0.90;為分度圓螺旋角一般選 8° -20。（從減小齒輪的振動(dòng)和噪音角度來(lái)考慮，目前采用大螺 旋角，故取 =12 ° ）4）丫 重合度系數(shù)，由公式（6-13 ）0.25 座0.250.751.5850.69其中端面重合度a由公式（6-7 ）a1 11.88 3.2Z1Z21 1 co

19、s = 1.88 3.216 63cos121.594其中端面重合度由公式（6-21 ）下式中bsi n0.318 dZ1 tan0.318 0.6 16tan 120.649m5)d 齒寬系數(shù)，由表（6-6 ）硬齒面且非對(duì)稱布置取d =0.66） YFa 齒形系數(shù)，標(biāo)準(zhǔn)齒輪，變形系數(shù)X=0,且按當(dāng)量齒數(shù) Zv由圖（6-19 ）查得YFa1 =3.32 ,鴛a2=2.35當(dāng)量齒數(shù)：Zv1乙cos 116cos33.7160.8319.28Zv2乙cos 224cos56.3240.5543.64當(dāng)量齒數(shù)都大于17,因此乙，Z2滿足條件，不會(huì)根切7)Ysa修正應(yīng)力系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)Zv 由圖(6-

20、20 )查得 Ysa1=1.47，Ysa2=1.68由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)（第五版）表11-1查得主動(dòng)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1fe2 850MPa由公式（6-16 ）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力fY NFESFmin式中FE彎曲疲勞強(qiáng)度極限,由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)（第五版）表11-1查得FE1FE2 850MPaYn 彎曲疲勞強(qiáng)度系數(shù),按應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由圖（6-21）滲碳淬火合金鋼查得Yn1 =0.90Yn 2 =0.91其中由公式（6-21 ）有N1960n 1jLh 60 1293 1 (16 300 17) 6.33 10N2N1i6.33 1093.93759= 1.6 10SFmin 彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的

21、最小系數(shù),對(duì)于普通齒輪和多數(shù)工業(yè)用齒輪，按一般可靠度要求，取 SFmin =1.25f1Y N1FE10.90 850SFmin1.25F)2Yn2FE 20.91 850SFmin1.25代入上述確定參數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力612MPa618.8MPa計(jì)算小、大齒輪的 丫蟲絲并加以比較fYFa1YSa1F13.32 1.470.0037612YFa 2 Sa2F)22.35 1.180.0045 小齒輪數(shù)值大618.8將上述確定參數(shù)代入式（3）計(jì)算（按小齒輪設(shè)計(jì)模數(shù)）mt3 2 KT1 cos2 Y Yd乙2Yf YsF3 2 2 623667 cos212 0.90 0.69V0.6 16

22、20.0037=3.29mmmtz1n1v60 1000329 16 1293 3.5660 1000按7級(jí)精度 由圖（6-7 ）查得動(dòng)載系數(shù) Kv=1.12 ;由圖（6-10 ）查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.08 ；由表（6-4 ）按7級(jí)精度查得齒間載荷分布系數(shù)K 1.2 ;由公式（6-1 ） K=K A X Kv X K X K =1.5 X 1.12 X 1.08 X 1.2=2.17728修正 mn ： m mn3 K k3.293 彳17728? =3.38mm由表（6-1 ）,選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=4mm中心距 a 巴一亙 -1663161.53mm 取 a=162mm2 cos

23、2 cos12確定螺旋角m Z1 Z2416 63arccos - arccos=12.7587 =12 45 522a2 162齒輪主要幾何尺寸：分度圓直徑d1 mZ1 cos4 16cos12 45 5265.62mm齒寬b2463cos12 45 52258.38mmd d10.6 65.6239.372 取 b240mm b1 45mm （為保證輪齒有足夠的齒合寬度 b1 b2 （510）mm）3.2校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度ZeZ ZhZ2KT1U 1bd； u確定公式中各計(jì)算參數(shù):1）Ze 彈性系數(shù)，按鍛鋼由表（6-5 ）查得Ze =189.8 . MPa2） Z 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù)，按

24、端面重合度由圖（6-13 ）查得z =0.823） Zh 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，按螺旋角且標(biāo)準(zhǔn)齒輪變位系數(shù)X=0由圖（6-14 ）查得Zh =2.414） z 螺旋角系數(shù)，Z . cos . cos12 53 33 =0.9885 ）前面已求得 K =2.17728，T16.23667105 N ? mm ，b= 50，d1 =65.62由公式（6-11 ）接觸疲勞許用應(yīng)力HZ N HlimSHmin式中:由圖（6-15 ）按不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕，查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1 =0.91，ZN2 =0.92試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，由表（11-1 ）查得 Hlim 1 = Hlim 2 =1500MPaSHmi

25、n 接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，對(duì)于普通齒輪和多數(shù)工業(yè)用齒輪，按一般 可靠度要求，取SHmin =1計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H】1Z N1Hlim 1Hmin0.91 15001=1365MPaZ N 2 Hlim 20.92 15001=1380MPa將確定出的各項(xiàng)數(shù)值代入接觸強(qiáng)度校核公式，得3.9375 13.93751145.37MPa189.8 0.82 2.41 0.9882 2.17728 6.33667 10Hmin2t50 65.622h1所以接觸強(qiáng)度滿足。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做 到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。3.3標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒

26、輪主要幾何尺寸：表1-3-1名稱及代號(hào)公式及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果法面模數(shù)m由強(qiáng)度計(jì)算或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定，并取標(biāo)準(zhǔn)值m=4u= ?u=齒數(shù)比u2 瞬6 彳9375 iZ v1乙,%Z v119.28 Zv2 43.64當(dāng)量齒數(shù)/cos3為分度圓螺旋角一般選8°-20 °=12 45 52大端分度圓直徑ddimZ1"cosd2嚀2/cosad265.62mm258.38mmm Z1Z2中心距aa2 cosa-iozmm齒寬系數(shù)d丁工 r F nr jd =03-0.6=0.6硬齒面齒寬系數(shù)d齒頂咼haha*ham =mha4mm齒根高h(yuǎn)fhf =*ha*C -m=1.25 - m

27、hf5mm全齒高h(yuǎn)h= ha+hf =2.25-mh9mm頂隙CC= h f-ha=0.25 -mC1mmdaid12hada173.62mm齒頂圓直徑dada2d22had a2266.38mmdf 1a2hfdf155.62 mm齒根圓直徑dfdfid12hfdf 2248.38mm吉林大學(xué)珠海學(xué)院課程設(shè)計(jì)4、半軸設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 結(jié)構(gòu)形式分析1半軸半軸的內(nèi)側(cè)通過(guò)花鍵與半軸齒輪相連，外側(cè)用凸緣與驅(qū)動(dòng)輪的輪轂相連。根據(jù)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(diǎn)是半軸外端通過(guò)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(guò)軸承傳 給驅(qū)動(dòng)橋殼

28、體。半軸既受轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)與安裝，其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是外端以圓錐面及鍵與輪轂相固定 支承在一個(gè)圓錐滾子軸承上，向外的軸向力由圓錐滾子軸承承受，向內(nèi)的軸向力通過(guò)滑塊 傳給另一側(cè)半軸的圓錐滾子軸承。全浮式半軸的特點(diǎn)是半軸外端與輪轂相連接，輪轂通過(guò)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(guò)半軸傳給輪轂，輪轂又通過(guò)軸承將力傳給驅(qū)動(dòng)橋殼，半軸只 受轉(zhuǎn)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(diǎn)是半軸外端的凸緣直接與輪轂連接。圖的特點(diǎn)是采用一對(duì)球軸承支承輪轂。半軸的主要尺寸是它的直徑，在設(shè)計(jì)時(shí)首先根據(jù)對(duì)使用條件

29、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(gè)驅(qū)動(dòng)橋的布局來(lái)看比較合適的半軸半徑，然 后對(duì)它進(jìn)行強(qiáng)度核算。計(jì)算時(shí)應(yīng)該首先合理的確定在用（2） 側(cè)向力Fy2最大時(shí)，其最大值為 Fz2 $ 1 （汽車側(cè)滑時(shí)），側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向力 系數(shù)0 1在計(jì)算時(shí)取1.0，沒(méi)有縱向力作用。（3）汽車通過(guò)不平路面，垂向力 Fz2最大，縱向力Fx2和側(cè)向力Fy2都為0。在半軸上的 載荷，應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況：（1）縱向力Fx2（驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力） 最大時(shí)，最大值為Fz2$,附著系數(shù)$在計(jì)算時(shí)取 0.8 ,側(cè)向力Fy2=0。由于車輪受縱向力和側(cè)向力的大小受車輪與地面最大附著力限制，所

30、以兩個(gè)方向力的最大 值不會(huì)同時(shí)出現(xiàn)。半軸的主要尺寸是它的直徑，在設(shè)計(jì)時(shí)首先根據(jù)對(duì)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(gè)驅(qū)動(dòng)橋的布局來(lái)看比較合適的半軸半徑，然 后對(duì)它進(jìn)行強(qiáng)度核算。計(jì)算時(shí)應(yīng)該首先合理的確定在用在半軸上的載荷，應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況：(1) 縱向力Fx2(驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力) 最大時(shí)，最大值為Fz2$,附著系數(shù)$在計(jì)算時(shí)取 0.8 , 側(cè)向力Fy2=0。(2) 側(cè)向力Fy2最大時(shí)，其最大值為 Fz2 $ 1 (汽車側(cè)滑時(shí))，側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向力 系數(shù)0 1在計(jì)算時(shí)取1.0，沒(méi)有縱向力作用。(3) 汽車通過(guò)不平路面，垂向力 Fz2最大，縱

31、向力Fx2和側(cè)向力Fy2都為0。由于車輪受縱向力和側(cè)向力的大小受車輪與地面最大附著力限制，所以兩個(gè)方向力的最大 值不會(huì)同時(shí)出現(xiàn)。選擇全浮式半軸，因而半軸僅承受轉(zhuǎn)矩不承受彎矩。4.2半軸計(jì)算半軸的主要尺寸是它的直徑，在設(shè)計(jì)時(shí)首先根據(jù)對(duì)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(gè)驅(qū)動(dòng)橋的布局來(lái)看比較合適的半軸半徑，然 后對(duì)他進(jìn)行強(qiáng)度核算。(1)半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩T及桿部直徑根據(jù)汽車工程手冊(cè)P1209公式(4-9-37 )。T X2r( TmaxiL w/ & )匚 0.6 140 4.64 3.9375 0.96 1534.68N ?m 式中:X2 個(gè)車輪的驅(qū)動(dòng)力

32、，X2TmaxiL匕 單位為Nrr輪胎的滾動(dòng)半徑，單位為 mE 差速器轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對(duì)于圓錐行星齒輪差速器可取0.6 ;iL 傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比，iL 4.64 3.937528傳動(dòng)系效率，根據(jù)任務(wù)已知條件有w =0.96根據(jù)汽車工程手冊(cè)P1213公式(4-9-50 )3 0T19：3桿部直徑可按照下式進(jìn)行初選。(2.05 2.18)3 T(2.05 2.18) 3 1534.68 (23.64 25.14) mm選 24mm式中，T 許用半軸扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,MPa t =490-588MPad，按應(yīng)力公式進(jìn)行強(qiáng)d 初選半軸桿部直徑， mm半軸桿部直徑計(jì)算結(jié)果應(yīng)根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)向上進(jìn)行圓整。根據(jù)初選的

33、 度校核。半浮式半軸強(qiáng)度校核計(jì)算根據(jù)汽車工程手冊(cè)P1211公式（4-9-44）半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為16T10316 1534f 1033.14 243565.68MPaV t =490-588MPa式中，一一半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力， 56.68MPa；d半軸直徑， 24mm半軸計(jì)算時(shí)的許用應(yīng)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(guān)。當(dāng)采用40Cr, 40MnB 40MnVB 40CrMnMo 40號(hào)及45號(hào)鋼等作為全浮式半軸的材料時(shí)，其扭轉(zhuǎn)屈服極限達(dá)到 784MPa左右。在保證安全系數(shù)在1.31.6范圍時(shí)，半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取為=490588MPa4.3半軸花鍵計(jì)算花鍵分為矩形花鍵和漸開線

34、花鍵。本次設(shè)計(jì)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(biāo)準(zhǔn)壓力角D 30錯(cuò)誤!未找到引用源。，取其齒數(shù)為z=21，選擇m=1,分度圓直徑 D=mz=21mm半軸花鍵擠壓應(yīng)力校核pT103rmzLp h其中，T為半軸所受轉(zhuǎn)矩,錯(cuò)誤！未找到引用源。T 1534.68Nm ;D10.5mm2為平均半徑，rmz為齒數(shù)，z=21 ;錯(cuò)誤！未找到引用源。為工作長(zhǎng)度，取為45mm錯(cuò)誤！未找到引用源。為載荷分配不均勻系數(shù)，一般取=0.75 ;h為花鍵齒側(cè)面工作高度，h=m=1mm1534.68 103p10.5 21 45 0.75 1206.2MPa由汽車設(shè)計(jì)許用擠壓應(yīng)力取為p 220MPa所以滿足擠壓強(qiáng)度要求。半軸花鍵剪切應(yīng)力校核有公式c p?（嚀A）其中，DB為花鍵外徑，取為 22.5mm；錯(cuò)誤！未找到引用源。 為相對(duì)應(yīng)花鍵孔內(nèi)徑，取為21.8mmo c 206.222.5 21.872.17MPa2由汽車設(shè)計(jì)有許用剪切應(yīng)力錯(cuò)誤!未找到引用源。=225MPa,所以滿足剪切強(qiáng)度要求。 綜上，半