标致206XT普通锥齿轮差速器及半浮式半轴设计

2024年1月3日发(作者：沪a牌照多少钱)

标致206XT普通锥齿轮差速器及半浮式半轴设计

目 录

普通锥齿轮差速器设计………………………………………………………1

1 关 键 字………………………………………………………………………………2

2 车型数据 …………………………………………………………………………… 2

2.1参数表 …………………………………………………………………………2

2.2个人具体设计内容的参数 ……………………………………………………2

3普通圆锥齿轮差速器设计 ……………………………………………………………2

3.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 ……………………………………3

3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 …………………………………………5

3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算 …………………………………5

…………………………………………6

…………………………………………………8

………………………………………………9

………………………………………………………10

4 半浮式半轴的设计……………………………………………………………………11

4.1半浮式半轴结构形式分析 ……………………………………………………11

4.2 半浮式半轴杆部半径的确定…………………………………………………17

4.3 半轴花键的强度计算…………………………………………………………203

4.4 半轴其他主要参数的选择……………………………………………………14

4.5半轴的结构设计及材料与热处理……………………………………………215

汽车设计课程设计说明书

5 参考文献……………………………………………………………………………15

普通锥齿轮差速器设计

1关键字

差速器 行星齿轮 半轴

发动机参数：

发动机型号

形式

缸径 X冲程

材料

功pm）

率78/5750

TU5JP4

排气量（l）

1.587

发动机

直列4缸，DOHC双顶置凸轮轴，每缸4气门

78.5 mm X 82.0 mm

全铝缸盖、铸铁缸体

最大扭矩

(N·m/rpm)

142/4000

（Kw/r

- -- 1

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升功率(Kw/l)

2、车型数据

汽车布置方式

总长(单位:mm)

总宽(单位:mm)

总高(单位:mm)

轴距(单位:mm)

前轮距(单位:mm)

后轮距(单位:mm)

整备质量kg

总质量kg

发动机型式

排量（L）

最大功率（KW）

最大转矩（Nm）

压缩比（选填）

离合器

变速器档数

49.15

压缩比

10.5

标致206XT

前置前驱

3873

1673

1435

2443

1435

1426

1070

1567

汽油 四缸

1587

78

142

10.5

五速手动

185/65 R14

齿轮齿条式液压助力转向

轮胎类型与规格（km/h)185/65 R14

转向器

前轮制动器

后轮制动器

前悬架类型

后悬架类型

最高车速（km/h)

通风盘

鼓试盘

麦克弗逊式独立悬架，螺旋弹簧，带三角形下横臂及横向稳定杆

纵向摆臂型独立悬架，扭杆弹簧，带横向稳定杆

185

2.1参数表

汽车布置方式

前置前驱

最大转矩（Nm）

145/4500

- -- 2

汽车设计课程设计说明书

总长(单位:mm)

总宽(单位:mm)

总高(单位:mm)

4525

1725

1425

2610

压缩比（选填）

离合器

变速器档数

10.1

膜片弹簧

4

195/60R15

轴距(单位:mm)

前轮距(单位:mm)

后轮距(单位:mm)

整备质量kg

总质量kg

发动机型式

排量（L）

最大功率（KW）

1485

1447

1350

1710

轮胎类型与规格（km/h)

转向器

前轮制动器

后轮制动器

前悬架类型

后悬架类型

最高车速（km/h)

齿轮齿条

盘式

盘式

麦弗逊独立悬架

连杆支柱式独立悬架

汽油,4

1.599L

171

82

2.2 个人具体设计内容的参数

最大转矩（Nm）

145/4500

轮胎类型与规格195/60R1（km/h) 5

最高车速（km/h) 171

变速器档数 4

82

最大功率（KW）

汽油,4

发动机型式

3、普通圆锥齿轮差速器设计

汽车在行驶时，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。在多桥驱动汽车上还装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷。使传动系零件损坏、轮胎磨损和增加燃料消化率等。

差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。

- -- 3

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3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理

图2-1 普通锥齿轮式差速器示意图

如图2-1所示，对称普通锥齿轮式差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为?0；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为?1和?2。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为r。

当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图2-1），其值为?0r。于是?1=?2=?0，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。

当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度?4自转时（图），啮合点A的圆周速度为?1r=?0r+?4r，啮合点B的圆周速度为?2r=?0r-?4r。于是

?1r+?2r=（?0r+?4r）+(?0r-?4r)

即

?1+

?2=2?0

（2-1）

若角速度以每分钟转数n表示，则

- -- 4

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n1?n2?2n0

（2-2）

式（2-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。

有式2-2）还可以得知：①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。

3.2 普通锥齿轮式差速器的结构

普通锥齿轮式差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。

图2-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；

7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳

3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算

由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时， - -- 5

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应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。

普通锥齿轮式差速器齿轮的基本参数的选择

1.行星齿轮数目的选择

轿车中常用两个行星齿轮，现先取标致206XT乘用车采用2个行星齿轮。

2.行星齿轮球面半径RB的确定

圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。

球面半径RB可按如下的经验公式确定：

RB?KB3T mm

(2-3)

式中：KB——行星齿轮球面半径系数，可取2.5～3.0。根据《汽车设计》对于有4个行星齿轮的乘用车和商用车取最小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车去最大值，所以对于有2个行星齿轮的标致206XT乘用车汽车取大值KB?3.0；

T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，N·m.

计算转矩的计算

i0=0.377rrnpvamaxigh

（2-4）

式中rr——车轮的滚动半径，其中轮胎类型与规格（km/h)为：185/65 R14

轮辋直径14英寸 = 355.6mm，185是轮胎断面宽度，轮胎断面高就是185*0.65=120.25mm，185/65的轮胎直径就是: 355.6+120.25*2=596.1mm。当然实际的和理论的回略微有差异，但差异会在2~3mm以内，否则会容易产生跑偏等问题。

胎高指的是胎面到轮辋之间的厚度。

Fd3.05?596.1??289.36mm?0.289m根据《汽车理论》经验公式：滚动半径公式：rr=2?2?3.1416

（式中F为计算常数子午线轮胎F=3.05；普通斜交轮胎F=2.99）

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igh——变速器量最高档传动比（对于武当变速器即为直接档）。igh =1

根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

把nn=6000r/n ,

vamax=185km/h ,

rr=0.289m , igh=1代入计算出i0=0.377（2-4）

rrnpvamaxigh=3.53

①按发动机最大转矩和一档传动比来确定：

Tce?式中：

Temaxki?

（2-5）

n0TLTTce—计算转矩，单位N.m；

Temax—发动机最大转矩；Temax =142N.m；

n—计算驱动桥数，n=1；

iTL—发动机到所计算主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比（包括变速器一档传动比i1，主减速器传动比i0）即iTL?i1?i0?3.7?3.53?13.06；

- -- 7

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i0—主减速器传动比，i

0=3.53；

?T—传动部分的传动效率，η=0.9；

k0—超载系数，k0=1；

Kd—为猛接离合器所产生的动载系数，因此车性能系数fi?0，取Kd=1；

i1—变速器一挡传动比，轿车一般为3-4，取i1=3.7；

代入式（2-5），有：

TceT?emaxki?n0TLT?142?1?13.06?0.9?1669.07(N.m)

1②按驱动轮打滑来计算：

?G2m2?rrTcs?iLB?LB

G2—汽车后桥静负荷；

根据标致206的参数表有总质量ma?1567kg，显然驱动桥最大静负荷G2与轴荷分布有关，汽车的轴荷分布可以用当汽车满载静止时，各车轴占满载总质量的百分比表示，根据王望予《汽车设计》表1-6：

取满载最大轴荷分配53%，则有G2?53%mag?0.53?1567?9.8?8139.0?N?

m2—后轴负载转移系数，乘用车的后轴负载转移系数m\'2一般为1.2?1.4，计算时

- -- 8

?

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取m2=1.2。；

?—附着系数，对于安装一般的轮胎公路用车，在良好的混泥土或沥青路上附着系

数?取0.85；

?im—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，im=1；

?m—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，η=1；

?G2m2?rr8139.0?1.2?0.85?0.289Tcs???2399.21(N.m)iLB?LB1?1

Td?min(Tce,Tcs)?1669.07N.m

根据上式RB=3.031669.07?35.59mm

所以预选其节锥距A0=(0.98?0.99)Rb?34.87?35.23(mm)

取A0=35.0mm。

3.行星齿轮与半轴齿轮的选择

为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z1/z2在1.5～2.0的范围内。

差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数z2L，z2R之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：

z2L?z2R?I

n (2-6)

式中：z2L，z2R——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，z2L=z2R

n——行星齿轮数目；

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I——任意整数。

在此z1=12，z2=20 满足以上要求。

4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定

首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角?1，?2

z112=arctan=30.96°

?1=90°-?2=59.03°

20z2

?1?arctan

再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m001212

m=2zAsin?=2zAsin?=2?35sin30.96??3.00089

12参考《机械制图》取m=4mm。

得d1?mz1?4?12=48mm

d2?mz2=4×20=80mm

5.压力角α

过去汽车差速器齿轮都选用20°的压力角，这是齿高系数为1，而最小齿数13。目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5°的压力角。

6. 行星齿轮安装孔的直径?及其深度L

差速器行星齿轮安装孔直径?及其深

行星齿轮的安装孔的直径?与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的 - --

10

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深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：

L?1.1?

T0?103

L??1.1??

??c??nl2T0?103

??1.1??c?nl式中：T0——差速器传递的转矩，N·m；在此取472.86N·m

n——行星齿轮的数目；在此为2

l——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，

l≈0.5d\'2， d\'2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d\'2≈0.8d2；

??c?——支承面的许用挤压应力，在此取69MPa

\'根据上式

d2?0.8?80=64mm

l=0.5×64=32mm

1669.07?103?18.54mm

L?1.1?18.54?20.39≈21.0mm

??1.1?69?2?32 差速器齿轮的几何计算

表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表

序号

1

2

3

项目

行星齿轮齿数

半轴齿轮齿数

模数

z2z1计算公式

≥10，应尽量取最小值

=14～25，且需满足式（1-4）

m

计算结果

z1=12

=20

z2m=4mm

- --

11

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4 齿面宽

5

6

7

8

9

10

11

12

工作齿高

全齿高

压力角

轴交角

节圆直径

节锥角

节锥距

周节

b=(0.25～0.30)A;b0≤10m

hg?1.6m

h?1.788m?0.051

10

22mm

hg=6.4mm

7.203

22.5°

d1?48

d2?80

?

?=90°

d1?mz1；

d2?mz2

?1?arctanA0?z1，?2?90???1

z2?1=30.96°，?2?59.03?

A0=35.0mm

t=12.56mm

d1d2?

2sin?12sin?2t=3.1416m

ha1?hg?ha2;13 齿顶高

????0.37?m

ha2??0.43?2??z2????????z1????hf1=1.788m-ha1;hf2=1.788m-ha1=4.14mm

ha2=2.25mm

hf1=3.012mm;

14 齿根高

hf2=4.9mm

ha2

15 径向间隙

c=h-hg=0.188m+0.051

c=0.803mm

16 齿根角

17

18

19

面锥角

根锥角

外圆直径

?1=arctanhf1hf2;?2?arctan

A0A0?1=4.92°;

?2=7.97°

?o1??1??2；?o2??2??1

?R1??1??1；?R2??2??2

do1?d1?2ha1cos?1；?o1=38.93.°?o2=63.95°

?R1=26.04°?R2=51.06°

d01?55.1mm

- --

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d02?d2?2ha2cos?2

d2?82.32mm

续表

差速器齿轮的强度计算

差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等比推力杆的作用，仅在左右驱动车轮有转速差时只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核,，轮齿弯曲强度?w为

?w?2TK0KsKmkvFz2m2J?103 MPa

(3-6)

式中：T——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式T0?0.61669.07?0.6T???500.72N.m

n2 在此T0

n——差速器的行星齿轮数；

z2——半轴齿轮齿数；

K0——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车K0=1；

Ks——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，

当端面模数ｍ?1.6时，Ks?4m4，在此Ks?4＝0.629

25.425.4

Km——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km＝1.00～1.1；

一个齿轮用骑马式支承时取1.10～1.25。支承刚度大时取最小值。

Kv——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;

J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图1-1可查得J=0.215

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图1-2 弯曲计算用综合系数

根据上式?w=2?500.72?1?0.629?1.13?10?774.71MPa?980 MPa

21?13.0?20?4?0.215所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。

此节内容图表参考了著作文献[1]中差速器设计一节。

差速器齿轮的材料

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差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。

4半浮式半轴设计

1、半浮式半轴尺寸计算

半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。

计算车轮附着力矩：

\'Gr?m22rM??

2式中

G2——驱动桥最大静负荷；

\'

m2——负荷转移系数；

rr——车轮滚动半径；

?——附着系数；

根据标致206的参数表有总质量ma?1567kg，显然驱动桥最大静负荷G2与轴荷分布有关，汽车的轴荷分布可以用当汽车满载静止时，各车轴占满载总质量的百分比表示，根据王望予《汽车设计》表1-6：

取满载最大轴荷分配53%，则有G2?53%mag?0.53?1567?9.8?8139.0?N?

乘用车的后轴负载转移系数m\'2一般为1.2?1.4，计算时取1.2。

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对于安装一般的轮胎公路用车，在良好的混泥土或沥青路上附着系数?取0.85。

所以有\'Gr?1.2?8139.0?0.289?0.85m22rM????1199.61(N.m)

22

扭转切应力：

??M?IP?d2?16M??d3

??500~700MPa

为估算半轴的尺寸，现先取??500MPa

??16*M??d3，则d?316?1199.61?1000?23.04mm

500?3.14暂时取，d=29mm

扭转角：

??M?l180GIP??6~15?

式中：d——半轴直径，l——半轴长度，IP——半轴断面极惯性矩

G——材料的切变横量，钢的G＝80GPa

IPD??3243.14?29.04??69401.95（实心圆轴）

32从上式得出

1199.61?180l??80?69.40?3.14?12.39l

6~15l?所以

12.39?0.48~1.21m，根据后轮距，取半轴长度l=700mm

驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第四章，以下仅讲述半轴的设计。

- --

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4.1半浮式半轴结构形式分析

根据课题要求确定半轴采用半浮式半轴结构，具体结构采用以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接参考文献[1]图9-99（b）。

半浮式半轴(图5—28a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，但所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。受力如图：

4.2 半浮式半轴杆部半径的确定

半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。

半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：

（1）纵向力X2最大时(X2＝Z2?)，附着系数预取0.85，没有侧向力作用；

- --

17

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（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2?1中，，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数?1，在计算中取1.0，没有纵向力作用；

（3）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。

由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即

Z2??2X2?Y22

故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。

初步确定半轴直径在0.023m 该值参考文献[2]

半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况：

(1)

\'纵向力Fx2最大，侧向力Fy2为0：此时垂向力Fz2?m2G2/2，G2取\'\'8139.0N纵向力最大值Fx2?Fz2??m2可取1．2，?G2?/2，计算时m2取0．85。得Fx2=4150.89N

Fz2=4883.40N

半轴弯曲应力，和扭转切应力?为

?32aFx22?Fz22?????d3

????16Fx2rr??d3?式中，a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，a取0.06m

32?0.06?4150.89?4883.402

?160.69MPa3.14?0.02932??

??16?4150.89?0.289?250.63MPa

33.14?0.029合成应力

?=22??160.69?4?250.63?526.39MPa

σ4τ22 - --

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(2)侧向力Fy2最大，纵向力Fx2=0，此时意味着发生侧滑：外轮上的垂直反力Fz2o。和内轮上的垂直反力Fz2i分别为

{FFz20?G2(0.5?z2i?G2-Fz2ohgB2?1)

B2为后轮距

B2=1426mm；式中，hg为汽车质心高度参考一般计算方法取585mm；?1为侧滑附着系数，计算时可取1.0。

585.0?G2(0.5??)?8139.0?(0.5?1426.0?1.0)?7408.43N

B21hgFz20Fz2i?G2-Fz2o?8139.00?7408.43?730.57N

外轮上总侧向力Fy2o和内轮上总侧向力Fy2i分别为

{FFy20?Fz2o?1?Fz2oy2i?Fz2i?1?Fz2i

内、外车轮上的总侧向力Fy2为G2?1。

这样，外轮半轴的弯曲应力?0和内轮半轴的弯曲应力?i分别为

32(Fy2orr?Fz2oa)32?7408.43?0.289?0.06???0????708.90MPa33???d3.14?0.029

????32(Fy2irr?Fz2ia)?32?730.57??0.289?0.06??106.54MPai??d33.14?0.0293?(3)汽车通过不平路面，垂向力Fz2最大，纵向力Fx2?0，侧向力Fy2?0：此时垂直力最大值Fz2为：

Fr2?

1kG2?0.5?1.75?8139.0?7121.63N

2- --

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式中，是为动载系数，轿车：k?1.75，货车：k?2.0，越野车：k?2.5。

半轴弯曲应力，为

32Fz2a32?7121.63?0.06????178.55MPa33?d3.14?0.029 故校核半径取rr=0.040m满足合成应力在600mpa-750mpa范围

4.3 半轴花键的强度计算

参照国家标准GB/T1144-2001半轴上的花键6?29?33?7

在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。

半轴花键的剪切应力为

T?103?s??DB?dA???zLpb?4??

（3-1）

半轴花键的挤压应力为

T?103?c?z?Lp???[(DB?dA)/4]?(DB?dA)/2

（3-2）

式中T——半轴承受的最大转矩，T=1669.07Nm；

DB——半轴花键(轴)外径，DB=33mm；

dA——相配的花键孔内径，dA=29mm；

z——花键齿数，在此取6；

Lp——花键工作长度，Lp=65mm；

b——花键齿宽，b=7mm；

?——载荷分布的不均匀系数，齿数多少有关，一般取0.7-0.8，齿数多时取偏小值，取?=0.8。

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将数据带入式（3-1）、（3-2）得：

?b=49.31MPa

?c=172.57MPa

根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力[?s]不应超过71.05 MPa，挤压应力[?c]不应超过196MPa，以上计算均满足要求。

上述花键部分主要参考著作图书文献[3]表4-3

4.4 半轴其他主要参数的选择

花键参数：齿数：20齿， 模数：1.5, 油封外圆直径：Φ60,Φ65

半轴长度：744.5 参考文献（2）第四章第三节

法兰参数：5-Φ16.2B10,分布圆Φ120

十孔位置度Φ0.2 上述参数主要参考网络文献（1）：

4.5 半轴的结构设计及材料与热处理

为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。

半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388—444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC52～63，硬化层深约为其半径的1／3，心部硬度可定为HRC30—35；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248～277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。

5 参考文献

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著作图书文献

（1）王望予主编.汽车设计 第四版. 北京：机械工业出版社，2004.8

（2）刘惟信. 汽车设计 . 清华大学出版社, 2001.7

（3）李东江 李和 张大成 . 东南富利卡汽车维修手册 ,北京理工大学.

2003.5

(4)吴宗泽，罗圣国 机械设计课程设计手册 第三版 高等教育出版社

2006.11

（5）

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