离心式限速差速器设计及仿真分析

1、 全日制普通本科生毕业设计 离心式限速差速器设计及仿真分析 DESIGN AND SIMULATION ANALYSIS OF THE CENTRIFUGAL LIMITED SLIP DIFFERENTIAL 湖南农业大学全日制普通本科生毕业论文（设计）诚 信 声 明 本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文（设计）是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业论文（

2、设计）作者签名： 年 月 日 目 录 摘要1 关键词1 1 前言1 1.1 研究目的及意义6 1.2 差速器7 1.3 限滑（限速）差速器3 1.4 国内外研究现状3 1.4.1 扭力感应式7 1.4.2 螺旋齿轮式4 1.4.3 滚珠锁定式8 1.4.4 黏性耦合式8 1.4.5 机械式8 2 离心式限速差速器的基本原理及方案的确定9 2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理9 2.2 离心锁止机构方案的确定10 3 差速器齿轮主要参数的选择与计算11 3.1 差速器齿轮的基本参数的选择11 3.1.1 行星齿轮数目的选择11 3.1.2 行星齿轮球面半径RB的确定11 3.1.3 行星齿

3、轮与半轴齿轮的选择12 3.1.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定13 3.1.5 压力角 13 3.1.6 行星齿轮安装孔的直径f及其深度L13 3.2 差速器齿轮的强度计算16 3.3 差速器齿轮的材料16 4 驱动半轴的设计17 4.1 半浮式半轴杆部半径的确定17 4.2 半轴花键的强度计算18 4.3 半轴其他主要参数的选择19 4.4 半轴的结构设计及材料与热处理19 5 离心锁止机构的设计20 5.1 离心飞锤结构形式的选择20 5.2 离心飞锤的设计与计算20 5.2.1 飞锤在静态下重心位置的确定21 5.2.2 飞锤介入转速的确定21 5.3 调速弹簧的设计

4、22 6 直齿圆锥齿轮的仿真分析23 6.1 直齿圆锥齿轮参数化建模20 6.1.1 直齿圆锥齿轮建模原理20 6.1.2 直齿圆锥齿轮的基本参数20 6.2 锥齿轮建模方法24 6.2.1 建模步骤24 6.2.2 齿轮模型的生成25 6.3 齿轮有限元分析26 6.3.1 齿轮有限元分析概述26 6.3.2 有限元模型的建立及优化处理27 6.3.3 有限元分析24 6.4 小结29 9 结论26 参考文献26 致谢27 离心式限速差速器设计及仿真分析 学 生：陈权瑞指导老师：李军政 (湖南农业大学工学院，长沙 410128) 摘 要：本文设计研究了离心式限速差速器，其目的是在普通差速器基

5、础上增加一套离心机构，使差速器在一定条件下锁止差速从而限制车轮滑动，以应对特定情况。在设计过程中综合运用了机械原理、机械设计、Solidworks、AutoCAD 等知识，并利用 AutoCAD 软件绘制装配图和零件图。同时运用分析软件结合汽车构造、汽车设计、材料力学等学科知识对离心式限速差速器进行仿真分析。首先，本文将概述限滑差速器的现状和发展趋势，介绍其领域的最新发展状况。其次，对差速器的行星齿轮、半轴齿轮和轴及轴承做详细的设计计算，并进行受力分析、强度和刚度校核计算。然后进行对离心差速锁止装置进行设计，确定飞锤、弹簧、锁止机构等的结构和参数，进行受力分析，强度和刚度校核，进行运动仿真分析

6、。最后得出结论。 关键词：差速器；齿轮；飞锤；弹簧；锁止机构 Design and Simulation Analysis of The Centrifugal Limited Slip Differential Student：Chen Quanrui Tutor：Li Junzheng (College of engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract：This design of the centrifugal speed differential, the aim is to

7、increase the differential of a common centrifugal mechanism on the basis that the differential lock under certain conditions to limit the differential wheel slip in response to specific circumstances. In the design process, the integrated use of mechanical principles, mechanical design, Solidworks,

8、AutoCAD, knowledge and use of AutoCAD software assembly drawing and parts diagram. While the use of analysis software combined automotive construction, automotive design, materials and other disciplines of knowledge of the mechanics of centrifugal speed differential simulation analysis. First, this

9、paper will outline the current situation and development trend of limited-slip differential, the latest developments in their field. Secondly, the planetary gear differential, axle gears and shafts and bearings do detailed design calculations and stress analysis, strength and stiffness checking calc

10、ulations. Then subjected to differential centrifugation locking means designed to determine the structure and parameters Flyweight spring, the locking mechanism or the like, is analyzed, checking the strength and stiffness, motion simulation. Finally concluded. Key words： differentials ; gear ; flyw

11、eight ; spring ; locking mechanism ; 1 前言 1.1 研究目的及意义 虽然限速差速器的各种技术已经趋于成熟，且市面上各种形式的限速差速器种类十分丰富，但大多结构比较复杂，成本较高。而且在离心式限速差速器的研究方面几乎是一片空白。 鉴此，开展离心式限速差速器的设计计算方法，限速性能，试验方法，在实际中的应用的研究，具有重要的理论意义和实用价值。 1.2差速器 图 1 典型的差速器结构图 Fig.1 The typical structure of the differential 1轴承；2、8差速器壳；3、5调整垫片；6行星齿轮； 7从动锥齿轮；4半轴齿轮

12、；9行星齿轮轴；10螺栓 差速器是一种能使旋转运动自一根轴传至两根轴，并使后者相互间能以不同转速旋转的差动机构。一般由齿轮组成 1。汽车、拖拉机上的差速器位于后桥内，由差速壳、行星齿轮及半轴齿轮组成。 1.3限滑（限速）差速器 由于差速器是藉由盆型齿轮及角齿轮驱动，内部包含边齿轮及差速小齿轮。当车辆直行时，并无差速作用，差速小齿轮及边齿轮整个会随着盆齿轮公转无差速作用，一旦车辆转弯内、外轮阻力不一样时，差速齿轮组因阻力的作用迫使产生自转功能进而调整左、右轮速。既然左、右轮速的变化及调整是藉由轮胎及地面阻抗来自由产生，那么后续的使用状况就将造成车辆无法行驶的状态 2 。 譬如说当车辆一轮掉入坑洞

13、中，此车轮就毫无任何摩擦力可言，着地车轮相对却有着极大的阻力，此时差速器的作用会让所有动力回馈到低摩擦的轮子。掉入坑洞的车轮会不停转动，而着地轮反而完全无动作，如此车轮就无法行驶。 限速差速器，也称限滑差速器。顾名思义就是限制车轮滑动的一种改进型差速器，指两侧驱动轮转速差值被允许在一定范围内，以保证正常的转弯等行驶性能的一类差速器。 1.4国内外研究现状 限速差速器，尤其是汽车上运用的防滑差速器目前已十分成熟。主要的形式有 3： 1.4.1扭力感应式 是采用螺旋齿轮组，一样利用左、右双组的摩擦力来限定滑差效应，由于螺旋齿轮采纵向和基座齿轮的横向交错，无离合器片的损耗，运用在后驱车辆，其故障率较

14、低，维修保养亦趋于简单，虽然在动力输出方面未能有强大的表现，但实用原则为其最大之优点。 它是将普通差速器的齿轮从齿轮改成涡轮蜗杆，而安装位置和形式并不变，借由蜗轮蜗杆传动的自锁功能（蜗杆可以向蜗轮传递扭矩，而蜗轮向涡杆施以扭矩时齿间摩擦力大于所传递的扭矩，而无法旋转）来实现防滑功能。大名鼎鼎的奥迪 quattro 就是采用这种结构，还有许多原厂高性能车种都是采用此种型式，像 RX-7 FD3S 的原厂限速差速器就相当有名。在扭力感应式限速差速器的特性方面，虽然其较少使用在运动用途上，但摩擦部分与机械式比较起来效果更好，而且维修上非常简单，这是它的最大优点。 1.4.2螺旋齿轮式 其内部构造依然

15、采用螺旋齿轮，有别于扭力感应式的限速差速器是此螺旋齿轮限速差速器所配置的齿轮全为横向，也就是和输出轴的运转同一方向，利用行星齿轮大小减速比的功能达到限速功能，其最大的弱点在于限定锁定扭力滑差的比例较小，但也因为维修及使用保养无需特别的注意，更不需要使用限速差速器专用油，因此原厂如 Honda 1.8 升 Type-R、Silvia S15等较新款的前轮带动车，也几乎都是使用此型式之限速差速器，此等限速差速器还有一个现象，就是车辆顶高后，转动驱动的左右两轮，并不会一起前进或后退，因此在当年 TIS 1：9 房车赛规格的验车过程中，它算是可以瞒混过关的偷改武器！ 螺旋齿轮限速差速器内部的齿轮构造与

16、扭力感应式限速差速器有些相似，同样是将普通差速器的齿轮从直齿改成螺旋齿，不过不是利用二者摩擦力的不同，而是改变了齿轮的安装位置和形式，通过只有螺旋齿轮才能实现的安装位置和形式，利用齿轮的减速比来限制左右驱动轮转速差的。这种限速差速器所能达到的最大转速差比较小。而且，扭力感应型的齿轮配置为纵向，而此种螺旋齿轮限速差速器的则为横向装置。和机械式限速差速器相比，它的最大弱点在于限制锁定的扭力范围较小，但维修、使用上没有什么特别麻烦之处。 1.4.3滚珠锁定式 这种设计的特殊之处，是当小圆球在弯曲的沟槽中移动时，被沟槽切断的滚筒开始作动而发挥限滑的效果，尤其是其作动原理与一般品有很大的差异，目前并不算

17、是主流的制品。在滚珠锁定限速差速器的特性方面，因为它的构造相当特别，因此可以发挥十分圆滑的效果，反过来说此限速差速器并不适合喜欢在街上狂飙的人士，而最后可以死锁差速器、并发挥最高扭力，也是值得记上一笔之处，所以最适用于分秒必争的比赛场合中。 1.4.4 黏性耦合式 最早配置是用在 VAG (Audi/VW) 车系，其间由多片的离合器组，加上硅油组合而成，它是利用硅油摩擦受热膨胀后，迫使离合器片接合来锁定轮差，其结构可说是最简单且体积小、造价低，是一款适用于大众型式的限速差速器。大约十年前限速差速器还是属于选用配备时，最受欢迎的就是这种黏性耦合型式样，就如大家所看到的，此限速差速器是由多个离合器

18、片组合而成，透过硅油的喷入使左右轮胎产生回转差，然后再利用硅油的黏性做锁定。谈到这里大家应该不难想象，此类构造的效果并非很好，因为硅油的黏度会依温度产生性能上的差别，因此反应性算是最差，往好的方面想，这种限速差速器只是一款适合一般大众使用的类型罢了。 1.4.5 机械式 在改装车辆中最传统也最常用，因此算是能见度最高的限速差速器，因为使用左、右两个离合器片和压板组，故亦称为多板或多片离合器式限速差速器，此型式之限速差速器可藉由离合器片与压板的排列组合来达到限滑百分比功能，从 25%90%的能力皆可完成。但唯一的缺点就是较难照顾，其务必要使用限速差速器专用油来定期保养，长时间或剧烈操驾也可能需要

19、更换修理包。而离合器片装配不佳或置入时 Run in 方式不正确，也容易导致转弯异音或离合器片损坏之现象。 机械式限速差速器响应速度快，灵敏度高，限滑比例可根据压板和离合片的不同组合来实现，可调范围广，但造价高，耐久性不好，当离合器片磨损时，常会出现“嘎！嘎！”的噪音 4 ，因此需要做定期的维修，这也是其缺点之一。 2 离心式限速差速器的基本原理及方案的确定 首先设定车辆的基本参数。 表 1 车辆的基本参数 Tab.1 The basic parameters of the vehicle 参数名称 数值 单位 车辆前后轴距 2620 mm 前轮距 1455 mm 后轮距 1430 mm 总质

20、量 1500 Kg 最大功率 76.0 Kw 最大扭矩 158 Nm 最高车速 140 Km/h 一档变速比 3.9 主减速比 4.5 在此，在普通对称式圆锥行星齿轮差速器的基础上进行设计。 2.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 图 2 差速器工作原理 Fig.2 The working principle of differential 如图 2 所示，对称式锥齿轮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w0 ；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为w1和w2 。A、B 两点分

21、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，其值为w0 r。于是w1=w2 =w0 ，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w4 自转时，啮合点 A 的圆周速度为w1 r=w0 r +w4 r，啮合点 B 的圆周速度为w2 r =w0 r -w4 r。于是 w1 r+w2 r =（w0 r +w4 r）+(w0 r -w4 r )

22、即 w1+ w2 =2w0 （1）若角速度以每分钟转数n表示，则 n1 + n2 = 2n0 （2） 式（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。 由式(2）还可以得知：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；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。 普通的对称

23、式圆锥齿轮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。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 5。 2.2 离心锁止机构方案的确定 在进行离心锁止机构的设计时，参考了 VE 型柴油分配泵和 R801 调速器中的离心飞锤机构 6 。 图 3 VE 分配泵调速器离心飞锤结构示意图 Fig.3 The schematic diagram of VE distribution pump governor flyweight structure 3 差速器齿轮主要参数的选择与计算 由于在差速器壳上装着

24、主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时， 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。 3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 3.1.1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用 2 个行星齿轮。 3.1.2.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 = KB3 T mm 式中：KB 行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 2 个

25、行星齿轮的载货汽车取小值； T计算转矩，取Tce 和Tcs 的较小值，N·m. 计算转矩的计算 r nr p i =0.3770 vamax ghi (3) 式中：rr 车轮的滚动半径，rr = 0.398m igh变速器高档传动比，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np = 5200r / min , vamax =140km/h , rr = 0.398m , igh =1代入公式（3）计算出i0 = 5.91 从动锥齿轮计算转矩Tce kd T emax

26、 k i1i f i0hT ce =n (4) 式中： Tce 计算转矩，Nm； Temax发动机最大转矩；Temax =158N m× n计算驱动桥数，1； i f 变速器传动比，if = 3.704； i0 主减速器传动比，i0 =5.91 变速器传动效率， =0.96； k液力变矩器变矩系数，K=1； kd 由于猛接离合器而产生的动载系数，kd =1； i1 变速器最低挡传动比，i1 =1； 代入式（4），有： Tce =3320.4 Nm 主动锥齿轮计算转矩 T=896.4Nm 根据上式 RB =2.7 3 3320.4 =40mm 所以预选其节锥距 A0 =40mm 3.1

27、.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 1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z1/ z2在 1.52.0 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 (5) 式中：z2L，z2R 左右半轴

28、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； I 任意整数。 在此Z1 =36，Z2 =60 满足以上要求。 3.1.4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g1，g2 Z130.96o g1 = 90o g2 = 5 9 . 0 3o g1 = arctan =Z2 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m 2A0 sing1 = 2A0 sing2 = 2*40.27sin30.96o = 3.35 m=Z1Z212查阅文献取 m=4mm 得 d1 = mz1 = 4*36 =1 4 4 d2 = mz2

29、= 4*60 = 2 4 0 3.1.5 压力角 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。 3.1.6 行星齿轮安装孔的直径f及其深度L 行星齿轮的安装孔的直径f与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：L =1.1f 2 T0´

30、;103T0´103 Lf=1.1f =f= sc´nl 所以 1.1scnl 式中： T0差速器传递的转矩，N·m；在此取 3320.4N·m n行星齿轮的数目；在此为 4 ' l行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， l0.5d 2 ， d2 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2 0.8d2 ； sc支承面的许用挤压应力，在此取 69 MPa 根据上式 d2 =0.8*240=192mm l =0.5×192=96mm 3320*103 f=10.7L=1.1*10.7=11.8 1.1*69*4*96 差速器齿轮的几何计算 7 表

31、 2 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 Tab.2 Calculating table of geometries of differential straight bevel gear 序号 项目 计算公式 计算结果 1 行星齿轮齿数 z110，应尽量取最小值 z1=36 2 半轴齿轮齿数 z2=1425，且需满足式（1-4） z2=60 3 模数 m m=4mm 4 齿面宽 b=(0.250.30)A0;b10m 45mm 5 工作齿高 hg =1.6m hg =6.4mm 6 全齿高 h=m+1.2m 8.8 7 压力角 a 22.5° 8 轴交角 å=90&#

32、176; 90 9 节圆直径 d1 = mz1； d2 = mz2 d1=144 d2 = 240 10 节锥角 1 =30.98° 2=59.03° z1g1 = arctang2 = 90°-g1z2 序号 项目 计算公式 计算结果 21dd0A 续表2 11 节锥距 A0 =40mm 40 12 周节 13 齿顶高 14 齿根高 15 径向间隙 16 齿根角 17 面锥角 18 根锥角 19 外圆直径 节圆顶点至20 齿轮外缘距离 21 理论弧齿厚 t =3.1416m ha1 = hg -ha2 ; t =12.56mm éùê

33、;úhê0.430.37 úmha1=4.14mm ha2=2.25mm 22 齿侧间隙 2sing12sing2 êç÷ úêëè z1 ø úû hf =1.2m 4.8 c=h-hg =0.188m+0.051 c=0.803mm harctan f 2d1 = A0 hf 2d2 = arctanA0 d1 = 4.32° d2=6.98° go1=35.28° a2 =ê+æ z2 ö2 

34、0;go1 =g1+d2；go2 =g2 +d1 go2=66.01° gR1=26.64° gR1 =g1-d1；gR2 =g2 -d2 do1 =d1+ 2ha1cosg1 d02 =d2 + 2ha2cosg2 d 01 =151mm d 2 = 242mm d 2c01 = -h1' sing12 d 1c02 = -h2' sing22 c01=151mm c02 =114mm s1 = t -s2 ts1=5.92 mm s2=6.63 mm s2 = -(h1' -h2' )tana-tm2 B =0.2450.330 mm B

35、 =0.250mm gR2=52.05° 3.2 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，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 V 器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度sw为 2Tkks m 103sw =´ kmbd J v2 2 n (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 T =T 0 ´0.6 n 在此T 为 498.06N·m； n差速器的行星齿轮数； z2半轴齿轮

36、齿数； 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， m4Ks = 4Ks = 4 当³ 1.6时， 25.4 ，在此 25.4 0.629 Km载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km1.001.1；其他方式支承时取 1.101.25。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，由图可查得J =0.225 弯曲计算用综合系数 根据上式sw= =478.6MPa980 MPa 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。 3.3 差速器齿轮的材料 差速器齿

37、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 驱动半轴的设计 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。 根据设计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 。 4.1 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

38、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(X2Z2j)，附着系数预取 0.8，没有侧向力作用； （2） 侧向力 Y2 最大时，其最大值发生于侧滑时，为 Z2j1中，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数j1，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 Z2j= X22 +Y22 故纵向力 X2 最大时不会有侧向力作用，而侧向力 Y2

39、 最大时也不会有纵向力作用。 参考文献初步确定半轴直径在 0.040m。 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 = m2' G2 /2，G2 取 10500N纵向力最大值Fx2 =Fx2j=m2' G2j/2，计算时m2' 可取 12，j取 08。得Fx2 =6300N Fy2=5040N 半轴弯曲应力，和扭转切应力t为 ì32a Fx22 + Fz22ïïs =pd 3íï16Fx2rr ïît= pd 3 式中，a 为轮毂支承轴承到

40、车轮中心平面之间的距离，a 取 0.06m s=77.08Mpa t=199.63Mpa 22合成应力s= +4 =406Mpa 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 。(2)和内轮上的垂直反力 FZ2i 分别为 hgFz20=G2 (0.5+ j1)B2 Fz2i=G2-Fz2o 式中，hg 为汽车质心高度参考一般计算方法取 738.56mm；B2为轮距 B2=1430m j1为侧滑附着系数，计算时可取 1.0。外轮上侧向力Fy2o和内轮上侧向力Fy2i 分别为 Fz20 =Fz2oj1 Fz2i =Fz2ij1 内、外车轮上的总侧向力 Fy2为

41、G2j1。这样，外轮半轴的弯曲应力d0 和内轮半轴的弯曲应力di 分别为 ì32(Fy2orr - Fz2oa)ïïs0 =pd 3íïïîsi = 32(Fy2pirdr +3 Fz2ia) s0 = 565.1mpa si =666.4 mpa (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 1力最大值 Fz2为：F 2 2 = kG r2 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 32Fz2a 16kG2a

42、 87.7Mpa s= d3 = d3 =pp 故校核半径取 0.04m 满足合成应力在 600mpa -750mpa 范围。 4.2 半轴花键的强度计算 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´103ts =æçDB +dA ö÷zLpbf è4ø （7） 半轴花键的挤压应力为 T ´103sc = z × Lp ×j×(DB + d A )/4×(DB - d A )/2 （8） 式中 T半轴承受的最大转矩，T=3320.

43、4Nm； DB 半轴花键(轴)外径，DB =44mm； dA 相配的花键孔内径，dA =40mm； z花键齿数，在此取 20； Lp花键工作长度，Lp=55mm； b花键齿宽，b=3.75 mm； j载荷分布的不均匀系数，取 0.75。 将数据代入式（7）、（8）得：tb =51.1Mpa sc =95.8 MPa 根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力ts 不应超过 71.05 MPa，挤压应力sc 不应超过 196 MPa，以上计算均满足要求。 4.3 半轴其他主要参数的选择 查阅资料得花键其他参数： 齿数：20 齿， 模数：1.5, 4.4 半轴的结构设计及材料与热处理 为了使半轴

44、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

45、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 HB388444(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 HRC5263，硬化层深约为其半径的 13，心部硬度可定为 HRC30 35；不淬火区(突缘等)的硬度可定在 HB248277 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

46、半轴也日益增多。 5 离心锁止机构的设计 5.1 离心飞锤结构形式的选择 表3 飞锤结构形式 Tab.3 The fly hammer structure 由上表可知，R801 型的飞锤具有结构简单，机械效率高等优点，故选用此型号 8。 5.2 离心飞锤的设计与计算 5.2.1离心飞锤介入转速的确定 当车轮打滑时，比如一轮陷入泥坑或悬空时，动力全传递给附着力较低的车轮。设发动机转速为每分钟 5000 转，变速器挂入一档。则此时半轴齿轮的转速为发动机转速比上一档变速比与主减速比之积 5000(3.9*4.5) =285 r/m in 半轴齿轮与行星齿轮之比为 20:12 则可以求得应使离心飞锤介入时 的行星齿轮转速为 285*（20:12）=475 r/min 5.2.