【《某越野车后驱动桥的结构设计计算案例》9800字】

某越野车后驱动桥的结构设计计算案例1绪论在高速发展的汽车工业时代下，汽车的相关技术越来越先进，汽车后驱动桥的设计也越来越完善，制造技术也趋于成熟。在现代汽车设计中，驱动桥不仅采用许多新技术，而且其零部件也越来越标准化、通用化、专业化[1]。其中，差速器的设计在后驱动桥的设计中起着重要的作用，本课题的确定主要来源于生产的实际需要。在本次设计中，除了合理设计后驱动桥各部件的结构外，还对差速器进行了改进性设计，采用带摩擦片式的自锁差速器。运用汽车设计、汽车构造、材料力学、机械设计等知识，对后驱动桥主要部件进行结构设计，并对其强度和刚度进行计算校核，最后通过软件进行应力分析。设计步骤：在寒假期间通过查阅相关资料以及实地考察，专门地去了解了某越野车后驱动桥各个组件的作用功能以及结构特点，为设计建立了整体的思路。根据车型的特点，通过多种方案的列举对比，最终确定了整个后驱动桥的设计方案，合理的保障了设计的规范性和实用性。在确定后驱动桥总体设计方案后，根据某越野车型的参数，针对主、从锥齿轮、十字轴、行星齿轮、压力环、摩擦片组、半轴、半轴齿轮等主要零件选择其材料和查出相关力学性能计算出理论尺寸再根据实际情况确定最终尺寸，同时进行强度校核。依据零部件已知尺寸在SolidWorks2018绘制三维实体模型并进行最后装配，书写重要零部件主要的建模过程。根据建好的三维实体模型对后驱动桥重要部件进行性能分析，主要用到Workbench14.5做静力学仿真，将位移变形云图和应力变形云图与允许范围比较，进一步验证设计的可靠性。2后驱动桥总体设计方案2.1后驱动桥形式的确定驱动桥按照结构形式主要分为整体式和断开式两种[2]，驱动桥的结构形式与悬架类型有关系，如果是独立悬架，则采用的是断开式，如果是非独立悬架，则采用整体式。本次设计是参考某越野车型来进行的，由于其后驱动轮采用的是非独立悬架，所以选用整体式驱动桥。2.2设计车型主要参数本次设计采用某越野车型的具体参数如表2.1所示表2.1参数表名称数值驱动形式4×4总质量/t2.285轴距/mm2790前轮距/mm1585后轮距/mm1585最小离地间隙/mm215排量/L3.5发动机最大功率/kw及转速/r/minPemax-np206-6000发动机最大扭矩/N·m及转速/r/minTemax-nT365-4500轮胎型号265/60R18变速器传动比igigl3.967igh0.856最高车速/km/hVamax1752.3主减速器结构方案的确定2.3.1主减速比的计算对于越野车来说，i0的数值应能保证最高车速Vamax尽可能高[15]。这时i0值应按下式来确定:（2.1）式中：——车轮的滚动半径，=（26560％）+（1825.4/2）=0.388m——变速器最高档传动比取0.856——分动器最高档传动比取1.0——轮边减速器传动比取1.0——最大功率转速6000r/min——最高车速175km/h代入相应的数据，经计算初步确定i0=5.86（2.2）2.3.2主减速器的齿轮类型越野车驱动桥主减速器一般采用的是螺旋锥齿轮。如图2.1所示，两个齿轮的轴线垂直而且相交于一点，交角为90°，这种齿轮工作平稳，噪声和振动也比较小，所以本次设计采用的是螺旋锥齿轮。图2.1螺旋锥齿轮传动简图2.3.3主减速器的减速形式如图2.2所示，单极减速器用于主减速比i0≤7.6的各种汽车上，而本次设计车型主减速比i0=5.86，且载重量超过2t，综合各方面考虑，所以采用单级主减速器。图2.2单级主减速器2.3.4主、从动锥齿轮的支承形式和安装方式悬臂式支承结构如图2.3所示，其结构特点是在锥齿轮有比较长的轴径，可以用来安装两个圆锥滚子轴承，这种形式多用于主动锥齿轮的支承。图2.3悬臂式支承跨置式如图2.4所示，其结构特点是两端都有轴承支承，所承受的负荷较小，支承刚度强，多用于从动锥齿轮的支承。图2.4从动齿轮支撑形式结合车型的特点和实际应用，本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑，从动锥齿轮采用跨置式支撑，两者都采用圆锥滚子轴承安装。2.4差速器结构方案的确定差速器的结构型式选择，汽车的类型及使用条件对差速器的选择有重要影响，所选择的差速器要满足汽车在不同工况下的使用性能要求[16]。由于本次设计的车型为越野车，而越野车是一种高性能车型，经常行驶在比较恶劣的环境，如松软、泥泞、积水及积雪等路况，这些路况都容易使车轮打滑导致陷车，为了避免这一情况的发生，则可以选用摩擦片式自锁差速器来代替普通的差速器，这种差速器结构简单，反应快，本次设计的驱动桥采用这种类型的差速器。2.5半轴形式的确定全浮式半轴是被应用最广泛的，其结构形式的确定主要跟车轮结构有关，结合车型的特点本次设计采用全浮式半轴。2.6桥壳形式的确定越野车型的桥壳一般选用整体式桥壳，整体式桥壳顾名思义就将整个桥壳制成一个整体，强度和刚度都比较好，桥壳里面空间的布置形式有利于主减速器和差速器的维修和保养等。结合本次设计驱动桥壳就选用整体式桥壳。2.7本章小结本章简要的介绍了后驱动桥的种类，并结合车型各方面的特点确定了后驱桥的总体设计方案，选择了整体式驱动桥、单级主减速器、摩擦片式自锁差速器、全浮式半轴、整体式桥壳。同时，本章还列出了某越野车型的基本参数，确定了后驱动桥的主减速比，主、从动锥齿轮的支承形式和总体布置形式。3后驱动桥的结构设计3.1主减速器的设计3.1.1概述主减速器是汽车传动系统中主要部件，一般来说其作用是减速增矩，但是一些汽车的发动机是纵向安装的，这时主减速器不仅可以减速增矩，还可以改变动力的传递方向，为各个档位提供一个共同的传动比。3.1.2主减速器齿轮参数的计算与强度的校核主减速器齿轮计算载荷的确定按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩/n（3.1）式中：——发动机最大转矩365；——传动系最低档传动比==5.86×3.967=23.247；变速器最低档传动比=3.967；——传动部分的效率，取=0.9；——超载系数，取=1.0；n——驱动桥数目2;代入相应数据计算得=36523.24710.9/2=3818.25按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩（3.2）式中：——汽车满载时给水平地面的最大负荷，N；=×9.8×55％=17167.15N，越野车型一般=M总+（800~1000）；——附着系数，越野汽车，取=1.0；——车轮滚动半径，0.388m；——传动效率和传动比，取0.96和1。==6938.39MBEDEquation.3式（3.1）和式（3.2）计算的转矩是最大转矩而不是正常持续转矩，所以不能用它作为疲劳损坏依据，所以还需要计算平均转矩:=（3.3）式中：——汽车满载总重N,=2285×9.8=22393N；——牵引车满载总重，N，取=0；——道路滚动阻力系数，取=0.034;——平均爬坡能力系数。取=0.15；——汽车性能系数（3.4）而=11.96＜16时，即取=0。===832.65MBEDEquation.3主减速器齿轮参数的选择①主、从动齿数的选择由于本次设计的后驱动桥选用的是普通单级主减速器，参考=5.86，应可能使主动齿轮的齿数取得小，这样可以得到合理的离地间隙，对于越野车来说，为了降低噪声，提高强度，要大于6。同时主、从动齿轮的齿数之要大于40且齿数之间不应该有公约数，这样齿轮才会啮合平稳。综上，选取主动齿轮齿数=7，从动齿轮齿数=45。②从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择根据从动锥齿轮的计算转矩，按经验公式：（3.5）式中：——直径系数，取=13～16；——计算转矩，，取，较小的。取=3818.25。计算得，=203.19～250.07mm，初取=225mm。选定后，可按式=225/45=5，用下式校核（3.6）式中：——模数系数，取=0.3~0.4；——计算转矩，，取;==4.6~6.3由机械设计手册：GB/T12368-1990，=5mm，满足校核。所以有：=35mm=225mm。③螺旋锥齿轮齿面宽的选择按照设计经验，齿轮面宽度：b2=0.155=34.875mm，取b=35mm。一般来说主动锥齿轮齿面比从动锥齿轮齿面大10%，所以取=38。④螺旋锥齿轮螺旋方向主、从齿轮螺旋方向是相反的，为了防止轮齿之间卡死，一般来说，选取主动锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋。⑤螺旋角的选择螺旋角的取值应足够大，满足重合度大于1.25的要求，按照设计经验，螺旋角选用35°。⑥法向压力角α的选择选择法向压力一般取得大一些，但是太大容易使齿顶变尖，使重合度降低，所以取值时要适中，按照设计经验取α＝20°。⑦主从动锥齿轮几何计算计算结果如表3.1所示；表3.1主减速器齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数72从动齿轮齿数453模数54齿面宽=38mm=35mm5工作齿高查表3.2，H1取1.5608mm6全齿高查表3.2，H2取1.733EIBEDEquation.3=9mm7法向压力角=20°8轴交角=90°9节圆直径=EIBEDEquation.335mm=225mm10节锥角arctan=90°-=8.84°=81.16°11节锥距A==A=113.86mm12周节t=3.1416t=31.14mm13齿顶高查表3.2，ka取0.270=6.65mm=1.35mm14齿根高==2.35mm=7.65mm15径向间隙c=c=1mm16齿根角=1.18°=3.8417面锥角=12.68°=82.34°18根锥角===7.66°=77.32°19外圆直径==48.14mm=35.41mm20节锥顶点止齿轮外缘距离=111.48mm=16.17mm21理论弧齿厚查表3.2，Sk取0.818=27.05mm=4.09mm22齿侧间隙B=0.305~0.4060.4mm23螺旋角=35°表3.2汽车螺旋锥齿轮的H1、H2、Ka以及Sk主动齿轮齿数Z156789从动轮最小齿数Zmin3534333231齿工作高系数H11.4301.5001.5601.6101.650齿全高系数H21.5881.6661.7331.7881.832大齿轮齿顶高系数Ka0.1600.2150.2700.3250.380弧齿厚Sk0.7880.8030.8180.8370.860螺旋锥齿轮的强度计算如表3.3所示，给出了主减速器和差速器齿轮的许用应力数值：表3.3齿轮的许用应力计算载荷（N/mm2）主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力和中较小者7002800980210.91750210.9①单位齿长上的圆周力（3.7）式中：——单位齿长上的圆周力，N/mm；P——作用在齿轮上的圆周力，N，——从动齿轮齿面宽，35mm;按照发动机最大转矩计算时：（3.8）式中：——发动机输出的最大转矩，取365；——变速器的最低档传动比，取3.967；——主动齿轮节圆直径，取35mm.；按最大附着力矩计算时：（3.9）式中：——同（式3.2）说明；——轮胎与地面的附着系数，取1；——轮胎的滚动半径，取0.388m；代入数据=1691.64N／mm。②轮齿的弯曲强度计算轮齿的弯曲应力为：（3.10）式中：——齿轮计算转矩MBEDEquation.3，对从动齿轮而言，取{}min较小的者即和来计算；对主动齿轮，=723.97MBEDEquation.3=157.87MBEDEquation.3；——超载系数，取1；——尺寸系数==0.666；——载荷分配系数取=1；——质量系数，取1；J——计算弯曲应力的综合系数，见图3.1，=0.25，=0.18图3.1弯曲强度计算综合系数J按计算：主动锥齿轮弯曲应力=574.82N／mm<700N／mm从动锥齿轮弯曲应力=687.18N／mm<700N／mm按计算：主动锥齿轮弯曲应力=125.78N／mm<210.9N／mm从动锥齿轮弯曲应力=156.48N／mm<210.9N／mm通过计算，由表3.2可知，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。③轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（N／mm）为：（3.11）式中：——主动齿轮计算转矩分别为=723.97MBEDEquation.3，=157.87MBEDEquation.3——材料的弹性系数，取232.6；——主动齿轮节圆直径，35mm；，，，同（式3.10）下说明；——表面质量系数，取1；b——齿面宽，35mm；J——计算应力的综合系数，J=0.134，见图3.3所示。图3.3接触强度计算综合系数J按计算，=1407.20<1750N／mm；按计算，=2750.56<2800N／mm；通过计算，由表3.2可知，轮齿齿面接触强度满足校核。3.1.3主减速器齿轮材料及热处理根据设计经验，本设计主减速器齿轮所采用的钢为20CrMnTi用渗碳合金钢。热处理为渗碳、淬火、回火，在对齿面进行喷丸处理和渗硫处理，即可达到设计要求。3.2差速器的设计3.2.1概述差速器，它的主要作用是当汽车在转弯或者在不平的道路上行驶时，允许左、右两边车轮以不同的转速旋转[2]。结合越野车型的特点，本设计采用防滑差速器，具体结构选用带摩擦片式自锁差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠。3.2.2工作原理摩擦片式自锁差速器是利用主、从动摩擦片产生摩擦力矩，使转矩重新分配，来实现限滑的功能，其基本结构如图3.4所示。图3.4摩擦片式自锁差速器结构简图1—差速器左壳2—蝶形弹簧3—主动摩擦片4—从动摩擦片5—压力环6—行星齿轮7—十字轴8—半轴齿轮9—差速器右壳汽车直线行驶两侧车轮无转速差时，主动摩擦片3和从动摩擦片4不会发生相对滑转，半轴齿轮8和差速器壳1、9转速相等，大部分转矩平均分配给两个半轴，这与普通对称式锥齿轮差速器相同；当汽车打滑或转弯有转速差时，差速器壳1、9的转速与左右半轴齿轮8的转速不相等，从动摩擦片4和主动摩擦片3之间会产生相对转动，同时十字轴7对压力环的V型楔槽产生一个轴向压力，将主动摩擦片3和从动摩擦片4压紧产生摩擦力矩，力矩方向与快转的半轴旋转方向相反，与慢转的半轴旋转方向相同，在摩擦力矩的作用下，转矩重新分配，使得转速慢的力矩增加，达到限滑的目的。这种摩擦片式自锁差速器具有以下优点：由于压力环的存在，可以感知转矩的变化，工作时反应迅速；结构尺寸小，布置容易；零件数量较少，制造难度和制造成本相对较低；在此基础上可以实现电控，为电控摩擦片式自锁差速器的开发有实际意义；3.2.3主要零部件结构方案的确定如图3.5所示为带摩擦片式自锁差速器结构示意图：图3.5摩擦片式自锁差速器1—蝶形弹簧2—主动摩擦片3—从动摩擦片4—压力环5—半轴齿轮6—行星齿轮7—十字轴8—差速器壳压力环压力环是摩擦片式自锁差速器中传力的部件，左、右两部分合在一起包裹差速器齿轮机构，其结构如图3.6所示。图3.6压力环（左半部）其主要结构特点及作用是：设计有35°和45°的v型槽。这个v型楔面的主要作用是在不同工况下；将作用在上面的圆周力转化为对主、从摩擦片的轴向压力；外侧设计有与差速器壳相配合的键，起到定位和传递动力的作用；3、两个摩擦力矩合在一起构成内球面，包裹差速器的齿轮机构，起到保护作用；主、从动摩擦片当量摩擦当量摩擦半径的计算公式为：（3.12）式中：D——摩擦片外径mm；d——摩擦片内径mm；当时，当量摩擦半径（3.13）主、从动摩擦片基本形状如图3.7所示：a主动摩擦片b从动摩擦片图3.7主、从动摩擦片主要结构特点是：主动摩擦片外边缘和从动摩擦片内圈上有键，可以分别与差速器外壳和半轴的槽相配合，从而实现摩擦片组的径向定位和传递动力。蝶形弹簧碟形弹簧受力变形所产生的弹性力来压紧摩擦片，它可以保持相对稳定的弹性力，其基本形状如图3.8：图3.8蝶形弹簧碟性弹簧其变形力F0的计算公式为：（3.14）式中：F0——弹性变形力，N；δ——厚度，mm；λ——变形量，mm；E——弹性模量，Mpa；μ——泊松比；K1——计算系数；R——自由半径，mm；h——内锥高，mm；蝶形弹簧的弹性特性只与高厚比有关，高厚比对碟形弹簧性能的影响可由图3.9说明：图3.9碟形弹簧的性能曲线为保证碟形弹簧在工作时产生的变形力稳定和工作轻便，其高厚比在之间取值。行星齿轮轴本次设计采用的是整体式行星齿轮，其主要结构特点是由四个支承行星齿轮的面，在轴颈处铣有可供行星齿轮润滑的面，如图3.10所示：图3.10整体式行星齿轮轴半轴齿轮与行星齿轮半轴齿轮在轴端圆周上设计有键槽，其作用主要是用来与从动摩擦片的键相配合，如图3.11所示；而行星齿轮无论是在结构上，还是在形状上都与普通差速器的行星齿轮没有什么区别。a立体图b零件简图图3.11半轴齿轮差速器壳摩擦片式自锁差速器壳体普通差速器形状相似，由图3.12a、b所示。区别就是差速器壳内部开设有有凹槽，分别与主动摩擦片及压力环的外键相配合，实现同步转动。ab图3.12差速器壳锁紧系数及其计算行星齿轮轴与压力环相接触的部分进行受力分析，如图3.13从图中可知，其圆周力为：（3.15）式中：——压力环承受的圆周力，N；——差速器壳传递转矩，；——压力环当量作用半径，m；图3.13行星齿轮轴与压力环受力分析产生的轴向力为：（3.16）式中：——行星齿轮轴对压力环轴向压力，N；——压力环作用角度；将式（3.15）代入式（3.16）中，M0为差速器壳传递转矩有（3.17）摩擦元件所产生的摩擦力矩为（3.18)式中：——单侧摩擦力矩，；——摩擦片作用面数；——摩擦片摩擦系数；——摩擦片平均摩擦半径，m；发生差速时，慢转侧和快转侧的驱动力矩分别为：（3.19)（3.20）而内摩擦力矩为左右两侧转矩之差，即（3.21）将式（3.18）~（3.20）代入（3.21）式，有（3.22）故锁紧系数为：（3.23）3.2.4差速器主要零部件的设计计算锁紧系数的确定和单侧摩擦力矩、预紧力矩的分析计算①理论锁紧系数根据锁紧系数的选择原则，考虑到越野车型特点，自锁差速器的锁紧系数选在。②单侧摩矩和传动擦力矩的确定为差速器壳体最大作用转矩（3.24）式中:——计算转矩，3818.25N.m；igl——主减速器一档传动比，3.967；根据锁紧系数公式（3.25）③预紧力矩预紧力矩的作用是在汽车某一侧车轮打滑时，保障另一侧在车轮轮能够有足够的驱动力使汽车行驶，同时预紧力矩也是产生预紧力的原因，即有：（3.26）式中：——预紧力矩，N.m；——汽车总重量，22850N；——道路滚动阻力系数；0.01；——轮胎滚动半径，0.388m；代入数据，有：由此可知，摩擦片式自锁差速器的预紧力矩Ms0取大于88.65N.m即可产生所需内摩擦力矩的要求。所以预紧力矩取Ms0=90N.m摩擦片组结构参数的选择①摩擦片内外径d、D，厚度h以及平均摩擦半径的确定按照经验公式选用:（3.27）式中：——发动机最大转矩365；——直径系数，对于越野车型而言在13~15之间，取13；代入数据计算得D=248.36mm，对照表3.4选取D=250mm，d=155mm，h=3.5mm，外、内花键应该与差速器壳、半轴齿轮上的键槽配合，具体尺寸大小键半轴齿轮花键的设计说明。表3.4摩擦片尺寸选取表外径D（mm）内径d(mm)内外径之比d/D2251500.6672501550.6202801650.589由于，所以摩擦片平均摩擦半径=101.25mm。②单侧摩擦片组数及材料选择单侧摩擦片组为3组，摩擦片的材料确定为半金属摩擦材料[17]。确定压力环v型槽楔角和压力环作用当量半径rp①由行星齿轮轴工作面挤压应力和产生轴向压紧力之间优化分析，选取V型槽角45°。②压力环作用当量半径rp由公式（4.11）可算出（3.28）确定碟型弹簧的结构参数①碟型弹簧的内外径d和D采用与摩擦元件相同的内外径，即外径为200mm，内径为155mm。②碟型弹簧的厚度δ内锥高h厚度与摩擦元件相同，即为3.5mm；由前文可知，为了满足摩擦片式自锁差速器的工作要求，一般取在间,所以h=（）δ=（7~9.89）mm，选取h=8mm。3.2.5齿轮参数的选择与强度计算行星齿轮数目的选择对于越野车型来说，选用4个行星齿轮。（2）球面半径和节锥距的确定根据经验公式：（3.29）式中：——球面半径系数，越野车取2.99；——取，较小的者即=3818.32；代入数据经计算=39.39~46.73mm，取=46mm球面半径确定后，即根据下式预选其节锥距：=（0.98～0.99）=45.08~45.54mm，取=45.5mm（3.30）（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择按照选择原则，要想四个行星齿轮与两个半轴齿轮啮合，则它们齿轮齿数之和必须能被行星齿个数四整除，为了提高强度，行星齿轮的齿数尽可能小。取行星齿轮齿数z1=10，半轴齿轮齿数z2=16，且，满足设计条件。（4）齿轮模数m及半轴齿轮节圆直径d的确定首先由公式算出节锥角：（3.31）则圆锥齿轮的大端模数：（3.32）由计算可知，取标准模数=5；节圆直径d即可由下式求得；（3.33）（5）压力角差速器齿轮选用的压力角最为合适，齿高系数为0.8（6）行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮轴端直径相同，深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度，如图3.14所示。图3.14安装孔直径及其深度L由公式可得：（3.34）（3.35）=32.70mm（3.36）式中:——差速器传递的转矩3818.25；n——行星齿轮数4；——支承面中点到锥顶的距离，mm，，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，=80mm；[]——支承面的许用挤压应力，查机械设计手册取为69MPa.。代入数据得：mmL=1.1×19.82=21.80mm差速器齿轮的几何尺寸计算表3.5差速器齿轮的几何尺寸计算序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数102半轴齿轮齿数163模数54齿面宽b=(0.25～0.30)A013.65mm5工作齿高8mm6全齿高8.911mm7压力角22.30°8轴交角90°9节圆直径mmmm10节锥角=32.01°=57.99°11节锥距=45.5mm12周节=3.1416=15.708mm13齿顶高=5.127mm=2.872mm14齿根高=1.788-=1.788-=3.813mm=6.068mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.9111mm16齿根角==4.79°=7.59°17面锥角=39.59°=62.78°18根锥角=27.22°=50.40°19外圆直径=58.69mm=83.04mm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚=7.193mm=8.515mm22齿侧间隙=0.127mm（8）差速器齿轮的强度计算齿轮的弯曲应力为：（3.37）式中：T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；==572.73；（3.38）==124.89；（3.39）n——行星齿轮数目4；z2——半轴齿轮齿数16；K0——超载系数，取1.0；Kv——质量系数，取1.0；KS——尺寸系数=0.6661；Km——载荷分配系数1.1；b——齿面宽13.65mm；m——模数5；J——弯曲应力的综合系数0.226，见图3.15。图3.15弯曲计算用综合系数J以计算得:==680.15MPa<[]=980MPa以计算得:==148.32MPa<[]=210.9Mpa所以由表3.3差速器齿轮强度满足要求。3.2.6差速器齿轮的材料本次设计差速器齿轮的材料渗碳合金钢制造为20CrMnTi，这种材料很常见，被广泛应用齿轮的制作，用这种材料做出来的齿轮，表面有硬度高且耐磨，中心韧性强。3.3半轴的设计3.3.1概述半轴是一根实心轴，主要是将差速器的转矩传给车轮，其内端一般通过花键与半轴齿轮连接，外端以凸缘与轮毂连接。根据车型的特点，所以采用全浮式结构。3.3.2全浮式半轴的计算载荷的确定一般来说全浮式半轴的计算载荷要考虑以下工况：如图3.16所示为全浮半轴支撑示意图；图3.16全浮式半轴支承示意图按最大附着力计算，即（3.40）式中：——驱动力（地面切向反作用力）——附着系数取0.8；——质量转移系数，可取1.2～1.4，后驱动桥在此取1.3。——同（式3.2）说明根据上式=8926.91N按最大转矩计算，即（3.41）式中：——差速器的转矩分配系数，对于摩擦片式自锁差速器取0.6；——发动机最大转矩，365N·m；——传动系统最低档传动比，23.247；——传动效率，取0.9；——滚动半径，0.388m；根据上式=11809.23N所以取两种工况中最小的值，取8926.91N所以，（3.42）3.3.3全浮半轴杆部直径的选择设计时，按照设计经验可按照下式进行：（3.43）式中：d——半轴杆部直径mm；T——半轴的计算转矩，3463.64代入数据计算得：=(31.01~32.98)mm，取32mm。3.3.4全浮半轴强度计算半轴的扭转应力可由下面公式计算：=（3.44）式中：——扭转应力，MPa；T——半轴的计算转矩3463.64；d——杆部直径32mm；——半轴的扭转许用应力，查《机械设计手册》取=490~588MPa。代入数据计算得：==358.89MPa<，强度满足要求。半轴的最大扭转角为：（3.45）式中：T——半承受的最大转矩，3463.64；——半轴长度按照设计经验越野车型取750mm；G——剪切弹性模量8.4×10N/mm；J——横截面的极惯性矩，=102943.708mm。代入相应的数据，经计算最大扭转角==11.47°，而一般来说扭转角宜选为6°~15°，即满足条件。3.3.5半轴内端花键强度的计算花键所受的剪切应力为：（3.46）花键所受的挤压应力为：（3.47）式中：——承受的最大转矩3463.64；——半轴花键外径查《机械设计手册》，取54mm；——花键孔内径，50mm；z——花键齿数越野车型一般取15；——花键的工作长度一般为55mm；——花键齿宽，mm，=7.06mm；——载荷分布的不均匀系数，越野车型计算时取为0.75。根据据上式计算：==38.12MPa==134.56MPa根据查找资料，当转矩最大时，花键的剪切应力要低于71.05Mpa，挤压应力要低于196Mpa，根据计算数据可知，剪切应力和挤压应力都在许可范围内，所以校核成功。3.3.6半轴材料与热处理本次设计半轴采用40CrMnTi，这种材料有较高的疲劳强度和良好的韧性，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理采用频感应淬火，然后对表面进行喷丸处理，可提高静强度和疲劳强度。3.4桥壳的设计3.4.1概述后驱动桥壳主要是将主减速器总成、差速器总成和半轴包裹住，起到支承保护作用，本次设计选用整体式桥壳。3.4.2静弯曲应力计算计算简图如3.17所示。图3.17桥壳静弯曲应力计算简图静载荷时，在弹簧座之间的弯矩为（3.48）式中：——同（式3.2）说明，取17167.15N；——车轮重力，N；——后轮距，为1.585m；——钢板弹簧座中心间的距离，取0.865m。一般来说由于远小于，