【设计说明书样本】 - 副本.doc

中华人民共和国教育部东北林业大学课 程 设 计 设计题目： 驱动桥设计 学 生： 朱轩轩、丁祥、刘畅、刘子萌、孟子豪 指导教师： 王晓娟、李宏刚 学 院： 交通学院 专 业： 交通运输类（车辆工程）2008级7班 2011年7月0东北林业大学毕 业 设 计 任 务 书设计题目 驱动桥设计 指导教师 王晓娟、李宏刚 专业(班级) 交通运输类（车辆工程）2008级7班 学 生 朱轩轩、丁祥、刘畅、刘子萌、孟子豪 2011年7月16日东北林业大学课程设计第2组2008级汽车设计课程设计任务书（指导教师：李宏刚、王晓娟）一、题目：驱动桥设计二、设计内容和要求：1根据表1提供的数据，确定驱动桥的结构形式和结构尺寸，注意汽车设计规范； 2按驱动桥设计的要求进行设计参数的选择和计算，完成各部件的强度校核；3要求设计的驱动桥结构紧凑，各零部件布置合理；4在完成参数的计算和选择后，按照规定的格式规范撰写设计说明书；5应用CAD软件绘制驱动桥总成的装配图和零件图，并遵守制图规范；6设计分组进行，每组由组长负责，设计由组内同学分工合作完成；7设计成绩按组分级评定；8设计中遇到问题时及时向指导教师汇报。三、设计基本资料：表1为某款乘用车的基本参数，要求根据此表提供的基本数据进行驱动桥的设计。表1 某款乘用车基本参数项 目参 数总质量（kg）1580发动机排量2.0升发动机最大转矩Temax(Nm)/ rpm183/4000变速器一挡传动比3.6主减速器传动比4.8最高挡总传动比3.69轮胎型号205/55 R16怠速转速（rpm）800四、完成内容:1绘制零件图和装配图，图纸总量不少于2张A0图纸；2编制设计计算说明书1份，字数为3000字以上；3课程设计总结一份，要求注明组内成员的分工及工作量，字数不限。五、参考文献1 王丰元，马明星汽车设计课程设计指导书中国电力出版社,20092 成大先机械设计手册3 徐石安汽车离合器清华大学出版社,20054 汽车工程手册机械工业出版社5 陈家瑞汽车构造（下册）.人民交通出版6 王望予汽车设计机械工业出版社,2006驱动桥设计摘 要本设计分析了汽车驱动桥机械机构设计方法。对汽车驱动桥各机械结构部件进行了设计并进行必要的强度校核。本设计基于现有的汽车驱动桥的设计理论，提出了比较完整的结构设计方案。设计时主要参考TOYOTA REZI车型的各项参数，对其后驱动桥机械结构进行研究分析及设计校核。设计过程中运用二维设计软件AutoCAD进行了工程图纸的设计。关键词：驱动桥；齿轮；机械设计 0Design of Drive AxleAbstract The design analyzed the methods to design the front-wheel active steering system. I designed the mechanical structure of steering system components of the Car on limit condition and conducted the necessary strength checking, meantime, I also designed the mechanical structure of core part of the active steering system controller in poor condition and checked the intensity of checking. The design was based on the existing traditional design theory of steering system with gear and rack, combined with the principle to design advanced technology initiative and completed the programme of the structural design .The design refered the main parameters of TOYOTA REZI and made research on the mechanical structure of the drive axle and completed the verification. At last,I completed the drawings of using AutoCAD.Key words: drive axle; gear; mechanical design目 录摘要Abstract1 绪论12 主减速器设计22主减速器主要参数的确定22.1主减速器的结构形式22.2主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定22.3 锥齿轮主要参数的选择22.4 主减速器锥齿轮几何尺寸计算32.5 主减速器锥齿轮强度计算32.6 主减速器锥齿轮的材料32.7 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算及选择43 差速器主要参数的确定103.1差速器结构形式选择103.2差速器齿轮主要参数选择103.3差速器齿轮的几何尺寸计算103.4差速器齿轮强度计算124 半轴144.1半轴型式144.2半轴参数设计及计算154.3半轴花键的强度计算154.4半轴轴承选用圆锥滚子轴承的选用174.5半轴端部楔键参数选择174.6半轴的材料与热处理175 桥壳及桥壳附件设计20参考文献驱动桥的设计1 绪论驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是：1将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速胎、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速增大转矩；2通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；3通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。4通过桥壳体和车轮实现承载及传力作用。 设计主要参考丰田锐志的各项技术参数进行，其涉及的主要参数如表1-1所示：表 1-1 某款乘用车基本参数项 目参 数总质量（kg）发动机排量发动机最大转矩Temax(Nm)/ rpm变速器一挡传动比主减速器传动比最高挡总传动比轮胎型号怠速转速（rpm）15802.0升183/40003.64.83.69205/55 R168002主减速器主要参数的确定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。2.1主减速器的结构形式2.1.1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。当主传动比在4.57范围内时选双曲面齿轮传动的单级主减速器，双曲面齿轮传动的是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距，此偏移距使主动齿轮的螺旋角大于 从动齿轮的螺旋角。所以本次设计选用双曲面齿轮传动的单级主减速器。2.1.2主减速器主、从动锥齿轮的支承形式本题为设计轻型乘用车，所以主动锥齿轮采用悬臂式支承。悬臂式支承结构简单，采用悬臂式支承时，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。2.2主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定2.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定2.2.2按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动齿轮的计算转矩Tce （2-1）式中：Tce从动齿轮计算转矩；Temax发动机最大转矩（N.m），Temax=183N.m；n计算驱动桥数，n=1； 变速器一档传动比，=3.6；发动机到万向节之间的传动效率，=0.9；k液力变矩器变矩系数，k=1；主减速器传动比，i0=4.8；猛接离合器所产生的动载系数，液力变矩器 =1；分动器传动比；=1。2.2.3按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs （2-2）式中：满载状态下作用在驱动桥上的静载荷；=60%G=60%15800=9480N；汽车最大加速度时后轴载荷转移系数；乘用车为1.21.4，取1.4；轮胎与路面间的附着系数；混凝土沥青路面=0.85；车轮滚动半径（给定轮胎型号为205/55R16，滚动半径=20555%+1625.4/2=315.95mm）；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，=1；主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，=0.95；2.2.4 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf （2-3）式中：Tcf计算转矩；Ft汽车日常行驶平均牵引力，=（+）*( +)=1422N；车轮滚动半径，给定轮胎型号为205/55R16，所以滚动半径为20555%+1625.4/2=315.95mm； 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，=1；主减速器主动齿轮到车轮之间的传动比， =0.95;n 计算驱动桥数，n=1； 汽车满载总重量，所牵引的挂车满载总重量，（+=15800N）道路滚动阻力系数，轿车取 0.0100.015，初选 0.010；汽车正常使用时平均爬坡能力系数，轿车取0.08；汽车或汽车列车性能系数（参考文献，当16时，取=0。）2.2.5 主动锥齿轮计算转矩Tz （2-4）式中：为主从动锥齿轮间的传动效率（因为主减速器传动比=4.84.5，所以选用双曲面齿轮传动。又=6,则取90%）；(1) 当计算锥齿轮最大应力=min Tce, Tcs，有计算结果知取Tc=Tce=2846.016N.m(2) 当计算锥齿轮疲劳寿命时Tc取Tcf=472.9272632N.m2.3 锥齿轮主要参数的选择2.3.1 主从动锥齿轮齿数Z1和Z2初选：Z1=11，Z2=53；重新计算传动比=4.82，可以反算出计算转矩=min Tce, Tcs=2834.1576N.m2.3.2 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数直径系数，一般为13.015.3，初选15.0；D2为从动锥齿轮大端分度圆直径可根据经验公式初选，即 D2=212.57mm (调整后的D2=212.27mm 圆整的D2=215mm)从动锥齿轮计算转矩，=min Tce, Tcs；齿轮端面模数，=D2/Z2=4.06; 同时还应满足=，为模数系数，取0.30.4, 经计算凑配，取=0.34算出=4.39； (因为模数影响从动锥齿轮分度圆直径D2，且D2对驱动桥壳的尺寸有影响，D2大将影响桥壳离地间隙，D2小则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) 圆整取较小值并取整为4mm；2.3.3 主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2一般推荐b2=0.155D2=33.325mm，圆整为b2=34mm，满足b2=10，初取b1比b2大10%，得b1=37.4mm，圆整为b1=38mm；2.3.4 双曲面齿轮副偏移距E2, 1与2之差称为偏移角。选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数也越多，传动就越平稳，噪声就越低，而且齿轮的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.52.0时最好。但过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为，轿车选择较大的值以保证较大的F，使运转平稳，噪声低。 同时中点螺旋角也克根据“格里森”制推荐预选从动锥齿轮螺旋角名义值公式进行预选： = （2-5） 螺旋角名义值还需要按照选用的标准刀号进行反算螺旋角最终得到的螺旋角名义值与之差不超过。 =- (2-6)式中：为双曲面齿轮传动偏移角的近似值 (2-7)平均螺旋角： (2-8)2.3.6 法面压力角初选法面压力角=20 2.4 主减速器锥齿轮几何尺寸计算 见附录一2.5 主减速器锥齿轮强度计算2.5.1 单位齿长圆周力2.5.1.1 按发动机最大转矩计算时 (2-9)式中：变速器传动比；发动机最大转矩；主动齿轮节圆直径（大端分度圆直径）；从动锥齿轮齿面宽；因为， =*，计算得=6.0mm =6.0*11=66mm。2.5.1.2 按最大附着力矩计算时 (2-10)式中：满载状态下作用在驱动桥上的静载荷；=60%G=60%15800=9480N；m2汽车最大加速度时后轴载荷转移系数，乘用车为1.21.4，取1.4；轮胎与路面间的附着系数， =0.85 混凝土沥青路面；车轮滚动半径，给定轮胎型号为205/55R16，所以滚动半径为20555%+1625.4/2=315.95mm。D2从动锥齿轮大端分度圆直径可根据经验公式初选，即 D2=212.57mm (调整后的D2=212.27mm 圆整后D2=215mm)；b2从动锥齿轮齿面宽，一般推荐b2=0.155D2=33.325mm，圆整为b2=34mm，满足b2=1.6时， =（ /25.4）； 齿面载荷分配系数，小齿轮悬臂式： =1.01.1，取1.2； 质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1；b所计算式轮的齿面宽；D所计算端分度圆直径；Jw为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。按上述minTce,Tcs计算的最大弯曲应力不超过700Mpa；按Tcf计算的疲劳弯曲应力不应超过210Mpa，破坏的循环次数为610 。计算结果：从动锥齿轮最大弯曲应力1w=620.9111138Mpa；从动锥齿轮疲劳弯曲应力1w=103.1778436Mpa；主动锥齿轮最大弯曲应力2w=431.8448385Mpa；主动锥齿轮疲劳弯曲应力2w=71.7603828Mpa。均满足强度要求。2.5.1.4 齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：（主、从动齿轮的齿面接触应力相等） (2-12)式中：ks尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0； 齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀 铜，磷化处理等），对制造精确的齿轮，kf取1.0； 综合弹性系数，钢对钢齿轮，取232.6N/mm； 齿面接触强度综合系数。按minTce,Tcs计算的最大接触应力不应超过2800Mpa；按Tcf计算的疲劳接触应力不应超过1750Mpa，b取b1和b2中较小的值。计算出：锥齿轮轮齿的齿面最大接触应力J=2159.60Mpa；锥齿轮轮齿的齿面疲劳接触应力J=880.34Mpa。结果均满足条件。2.6 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： （1） 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；（2） 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；（3） 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；（4） 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、和22CrNiMo。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。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0.0050.020mm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。 根据以上情况分析，设计锥齿轮选择材料为20CrMnTi。2.7 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算及选择2.7.1 锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力F为： (2-13)式中：T作用在从动齿轮上的转矩,作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩。 (2-14)式中：作用在主动锥齿轮上的当量转矩；、变速器在各挡的使用率；、变速器各挡及倒挡传动比；、变速器在各挡时的发动机转矩利用率，其中=，是发动机处于第i挡时的发动机转矩为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由公式： =- *sin （2-15） （2-16）式中： F大齿轮齿宽；从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径；主动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 为从动齿轮根锥角；从动锥齿轮节圆直径；、双曲面住从动齿轮中点螺旋角。变速器一挡传动比=3.6；变速器二挡传动比 =2.13；变速器三挡传动比 =1.27；变速器四挡传动比 =0.75；计算得：Tdz=113.44N.m主动锥齿轮齿面宽中点处的圆周力P1=2Tdz/d1m=5905.331778N；从动锥齿轮齿面宽中点处的圆周力P2=P1=-2360.961343N。 2.7.2 锥齿轮的轴向力和径向力图2-12.7.2.1 顺时针旋转（从背面看）（1）作用在主动锥齿轮上的轴向力和径向力轴向力： ； (2-17)计算得A1=5550.804019N。径向力： ； (2-18)计算得：R1=1270.707537N。（2）作用在从动锥齿轮上的轴向力和径向力 轴向力：； (2-19)计算得：A2=-498.4459616N；径向力： ； (2-20)计算得：R2=-2151.615666N。 2.7.2.2 逆时针旋转(从背面看)（1）作用在主动锥齿轮上的轴向力和径向力轴向力：； (2-21)计算得A1=-3945.196882N；径向力： ； (2-22)计算得：R1=4106.281099N。（2）作用在从动锥齿轮上的轴向力和径向力 轴向力：； (2-23)计算得：A2=-1616.398641N；径向力： ； (2-24)计算得：R2=1505.042784N。2.7.3 主减速器轴承载荷的计算其中：a=100mm，b=38mm，c=80mm，d=68mm。轴承受力如下表2-1：表2-1 各轴承受力分析计算轴承号力的名称公 式计 算 结 果A径向力8303.005249N轴向力5550.804019NB径向力2262.530341N轴向力00C径向力1943.58023N轴向力-498.445962ND径向力1250.74892N轴向力002.7.4 锥齿轮轴承型号的确定对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为 r/min (2-25) 式中：轮胎的滚动半径； 汽车的平均行驶速度，km/h;对于轿车可取5055 km/h，在此取52 km/h；计算得=437.79 r/min。而主动锥齿轮的计算转速=446.34.8=2101.40r/min，对于轴需满足： (2-26)式中：P-轴传递的功率；（主动轴传递的转矩: Tz=658.8N.m，从动轴传递的矩: Tcf=2846.016N.m。C=110，参考文献平5） 所以，计算得：主动齿轮轴：d145mm； 从动齿轮轴：d273.5mm。2.7.4.1轴承A：（1)初选轴承型号为：30208 基本额定负荷：Cr（动）= 63.0 kN ；Cor（静）= 74.0 kN，e= 0.37 （2)计算当量动载荷P 因此X=1，Y=0；则 (2-27)计算得=1060N。 轴承A的额定寿命： (2-28)计算得=8.1。以工作小时数表示轴承A的额定寿命： （2-29）计算得：=6410161.633 h。式中：ft温度系数，查文献4，得ft=1；滚子轴承的寿命系数，查文献4，得=10/3；n轴承转速，r/min； 2.7.4.2轴承B（1)初选轴承型号为：30209， 基本额定负荷：CrB（动）= 67.9KN ；CorB（静）=83.6KNe= 0.4 。 （2)计算当量动载荷P =0.65 e， 由此得X=0.40,Y=1.5。另外查得载荷系数fp=1.2。由此可求得: (2-30)计算得：=5360.391N。 轴承B的额定寿命： (2-31)计算得：=4697874346。以工作小时数表示轴承B的额定寿命 : (2-32) 计算得： =37259.95 h。 2.7.4.3轴承C(1) 初选轴承型号为：30215，基本额定负荷：Cr（动）= 128kN ；Cor（静）= 185kNe= 0.44。 (2)计算当量动载荷Pc 因此Xc=1，Yc=0；则 (2-33)计算得：=8081.17N轴承B的额定寿命： (2-34)计算得：=9888269971 以工作小时数表示轴承A的额定寿命 : (2-35)计算得：=376445.78962 h。2.7.5主动锥齿轮花键尺寸的选择 汽车、飞机、农用机械等多采用渐开线花键。选取渐开线花键，大径D=38mm; 小径d=32mm。 3 差速器主要参数的确定汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。3.1差速器结构形式选择 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，2个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。 根据以上分析，选则设计普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。3.2差速器齿轮主要参数选择3.2.1行星齿轮数n n=23.2.2行星齿轮球面半径的确定由公式： （3-1） 计算得：=42.51416958 mm式中：行星齿轮球面半径系数，=3； 差速器计算转矩，=min,=2846.016N.m； 球面半径。 差速器行星齿轮球面半径确定以后，可初步根据下式确定节锥距。 =0.98 （3-2）计算得：=41.66388619mm3.2.3行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择 选择行星齿轮齿数=12，半轴齿轮齿数=20。3.2.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、的计算 =arctan(/)=30.964 =arctan(/)=59.036 所以锥齿轮大端端面模数m由公式： m = （3-3） 计算得：m=3.57mm，圆整取m=4mm。 3.2.5压力角 汽车差速齿轮一般采用压力角为2230 ，齿高系数为0.8的齿形。3.2.6行星齿轮轴直径d及支撑长度L 由公式： （3-4）式中：差速器壳传递的转矩，=min,=2846.016N.m； n行星齿轮数，n=2； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，=0.4=0.4m*=32mm； 支承面许用挤压应力，取98MPa。计算得：d=20.31043856mm 行星齿轮在轴上的支承长度L为 L=1.1d （3-5）计算得：L=22.34148242mm3.3差速器齿轮的几何尺寸计算 详细参数见附录二。3.4差速器齿轮强度计算半轴齿轮弯曲应力由公式： （3-6）计算得：=218.92633057Mpa式中：n行星齿轮数； J综合系数，J=0.228*0.89=0.20292； 、为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径，80mm； T半轴齿轮计算转矩，T=0.6； 按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。当时，=218.92633057980 满足设计要求。4 半轴4.1半轴型式 从差速器传出来的扭矩经过半轴，轮毂最后传给车轮，所以半轴是传动系中传递扭矩的一个重要零件。 半轴由于受力情况不同，它有半浮动式、3/4浮动式和全浮动式三种型式。半轴传递扭矩是它的首要任务。但由于轮毂的安装结构不同，非全浮动式半轴除受扭矩以外，还要受到车轮上的作用力，诸如：车轮上受到的垂直力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力。 半浮式半轴 半浮式半轴除传递扭矩外，还要承受垂直力,侧向力及纵向力所作用的弯矩。由此可见，半浮式半轴所受得载荷较大，故它只用于轿车和轻型客货两用汽车上。它得最大优点式结构简单。半浮式半轴可以用结构简单得圆锥面和键来固定轮毂。 根据本次设计车型为乘用车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。4.2半轴参数设计及计算 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。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：(1) 纵向力最大，侧向力为0：此时垂向力 ，取9480N 纵向力最大值，计算时可取1.2，取0.8。计算得：=5688N ， =4550.4N 半轴弯曲应力和扭转切应力为 （3-7） （3-8）式中：a轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，a取0.2m。计算得：= 549.8801893Mpa， = 271.3279321Mpa 合成应力，由公式： （3-9）计算得：=772.5565413Mpa(2)侧向力最大，纵向力=0，此时意味着发生侧滑：外轮上的垂直反力。和内轮上的垂直反力分别为 （3-10） （3-11）式中：汽车质心高度参考一般计算方法取725mm； 轮距=1480m； 侧滑附着系数，计算时可取10。 计算得：=，=，内、外车轮上的总侧向力 为=9480N 则外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为 (3-11) (3-12)计算得：= 410.6875767Mpa =18.71121822 Mpa (3)汽车通过不平路面，垂向力最大，纵向力，侧向力：此时垂直力最大值为： (3-13) 式中：k为动载系数，轿车：，货车：，越野车：。计算结果为=8295N半轴弯曲应力，由公式： (3-14)计算得：=626.1854211Mpa 故校核半径取0.030m满足合成应力在600Mpa -750Mpa范围。4.3半轴花键的强度计算 半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，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由公式： （3-15）半轴花键的挤压应力由公式： （3-16）式中：T半轴承受的最大转矩，T=1707.6096Nm； 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20； Lp花键工作长度，Lp=42mm； b花键齿宽，b=2.5 mm； 载荷分布的不均匀系数，取0.75。 计算得：=69.9481659MPa，=87.43520737 MPa 根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过73 MPa，挤压应力不应超过200MPa，以上计算均满足要求。 4.4半轴轴承选用圆锥滚子轴承的选用 轴承参数为：内径d=30mm，外径D=47mm，T=12mm, B=12mm，C=9mm。 轴承凸缘弹簧垫圈垫片参数：d=18mm，s=4.5，m=2.25mm，B=5mm。4.5半轴端部楔键参数选择 Bh=87, 轴槽深t=4mm, 毂槽深t1=2.4mm, 斜度1:100。4.6半轴的材料与热处理半轴多采用含铬的中