毕业设计（伦文）-CD1010型差速器及半轴设计

XXXX学士学位论文（设计）II1引言1.1限滑差速器的应用现状限滑差速器最初多用于越野车或工程机械上，很少用于家庭用车上，然而随着人们对限滑差速器认识的逐步深入，人们发现限滑差速器不仅可以改善汽车在较差道路路面上的通过性，而且限滑差速器对汽车安全性，操纵稳定性及平顺性都有着很大的改善作用[2]。限滑差速器作为提高汽车性能的一项新技术满足了人们对汽车性能的不断增长的要求，限滑差速器的应用也因此日益广泛，越来越多的越野车、跑车、高档轿车以及大型货车，开始把限滑差速器作为选装件。比如说兰伯基尼的魔鬼GT型车上装粘性式限滑差速器[3]；保时捷911GT3型跑车、尼桑总统、尊爵、开拓者SUV运动型多功能车[4]、宝马M3[5]跑车及国内生产的长丰猎豹V6300等均采用机械式或电子控制式限滑差速器。不仅在民用上，在国防上限滑差速器也是军用越野车驱动装置中的重要组成部件，车辆驱动防滑能力是军用汽车重要战术指标，限滑差速器技术是其军用车辆新技术的重要组成部分，目前国际上先进的越野车和军车上普遍装配了限滑差速器装置。1.2限滑差速器的研究发展目前，国外的限滑差速器种类品种多样，性能优良。根据差动限制转矩的产生机理可以分为以下三种方式:转矩感应式、转速感应式和主动控制式[6]。1.2.1转矩感应式限滑差速器根据输入转矩决定差动限制转矩的方式，从实现机构上可分为外螺旋式限滑差速器和多片摩擦式限滑差速器。多片摩擦式限滑差速器应用较广，它是依靠湿式多片离合器产生差动转矩，有转矩比例式、预压式及转矩比例式加预压式三种形式。1.2.2转速感应式限滑差速器这是一种差动限制转矩随着转速差的增加而增加的限滑差速器，被广泛应用的是粘性装置的限滑差速器。一旦产生转速差就可以依靠硅油的粘度、填充率、片的直径、件数等多种设计参数的不同而产生不同的防滑作用。该种限滑差速器工作平滑，能很好地提高驱动、转弯、制动等诸性能的均衡，并且也可应用于前轮驱动车或后轮驱动车上。1.2.3主动控制式限滑差速器这是一种用电子装置控制最大差动转矩的限滑差速器，可以使两侧驱动轮获得最佳驱动附着效果。这种装置在奔驰车或波尔舍车上均有应用。其构造同前述的多片摩擦式相似，其特征是可由外部控制湿式多片离合器的压紧力，因此在差速器罩壳上设有油压活塞。由于活塞上的油压由外部调节阀控制，所以能获得任意的最大差动限制转矩。虽然其技术难度比较大，成本比较高，但是以其优越的性能，在国外的汽车上得到了广泛的应用。典型产品有电磁控制式、电子控制式等。1.3半轴的研究半轴用来将差速器半轴齿轮的输出转矩传到驱动轮或轮边减速器上。半轴一般是实心的，一般用花键槽与半轴齿轮相连，另一端圆盘与轮毂用螺栓联接。从差速器传出来的转矩经过半轴（或再经过轮边减速器）、轮毂，最后传给车轮，所以半轴是传动系中传递转矩的一个重要零件。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外表支撑形式或受力状况的不同分为半浮式，3/4浮式和全浮式三种[9]。

2设计要求2.1差速器理论设计计算主要技术指标首先它输出的限滑转矩（内摩擦转矩）是与其输入转矩（加在差速器壳上的转矩）相关的。其中主要技术指标包括[7]：预紧力矩：限滑差速器由于弹性元件变形而在摩擦元件之间产生的内摩擦力矩。锁紧系数：限滑差速器内摩擦力矩（限滑转矩）与限滑差速器输入转矩的比值。转矩比：左右两端输出转矩中较大一端输出转矩与较小一端输出转矩的比值。2.2差速器实际生产加工主要技术指标除了考虑以上要素外还要综合考虑到以下几点[8]：=1\*GB3①强度要好，寿命要长，安装方便可靠；所设计的摩擦片式差速器必须保证足够的强度和寿命。一方面从设计上保证强度，另一方面要从材料和零件加工及热处理上保证达到设计要求。这就要求提高设计水平和提高工艺水平，使我们设计和生产的新型摩擦片式差速器的水平得到提高。在差速器设计中，还必须考虑安装方便和可靠。一是装拆容易，包括每个固定螺栓都容易装卸；二是差速器本身刚性好，三是必须考虑与其连接的其它结构件，如转向轴连接万向节、拉杆等。=2\*GB3②成本低，系列化设计在设计此类差速器产品时，从一开始就要立足于系列化设计，结合生产厂家的设备条件和工艺水平，充分考虑制造的成本，通过对结构的合理选型，提高产品的标准化和通用化程度，力争涵盖从轻型车到重型车的各种车型。只有这样才能把制造成本控制的尽量低，利于厂家组织生产提高效益。

3汽车摩擦片式限滑差速器的选型分析针对选装车型CD1010型轻型载货汽车，采用机械摩擦片式限滑差速器。机械摩擦片式限滑差速器是利用摩擦元件产生摩擦力矩，从而增加差速器内摩擦力矩，来实现限滑的目的。它主要包括两种结构形式：无压力环式和有压力环式。其中无压力环式的基本结构如图2-1所示。1—差速器壳;2、5—摩擦组件;3、4—半轴齿轮;6、11—.球面垫圈;7、10—行星齿轮;8.—预紧弹簧;9—行星齿轮轴图2-1机械摩擦片式限滑差速器（无压力环式）其主要结构特征是增加了摩擦组件2、5，包括主从动摩擦元件，主动摩擦元件外缘上设有与差速器壳1上的槽相配合的键，以实现两者的同步转动，从动摩擦元件内缘上设有与半轴齿轮4轴端部上的槽相配合的键，以实现两者的同步转动。预紧弹簧8产生的弹性变形力将主从动摩擦元件压紧。当左右半轴转速不相等即差速时，主从动摩擦元件存在转速差，由于主从动摩擦元件是被预紧弹簧压紧的，从而产生转动摩擦，形成一个摩擦力矩，从而实现限滑的目的。由于这个摩擦力矩是靠预紧弹簧的弹性变形力来形成的，这使得一旦设计完毕后其摩擦力矩的大小为一定值，不能感知传递转矩的变化，限滑性能十分有限。为克服无压力环式的缺点，有的产品中增设了压力环零件以实现限滑摩擦力矩随传递转矩而变化，其基本结构如图2-2所示：ab1—从动锥齿轮;2—主动锥齿轮;3—摩擦组件;4、9—半轴;5—行星齿轮轴6—行星齿轮;7—半轴齿轮;8—差速器壳;10—压力环图2-2机械摩擦片式限滑差速器（有压力环式）图2-3机械摩擦片式限滑差速器的转矩传递当装具有压力环的机械摩擦片式限滑差速器汽车直线行驶时，传给差速器壳的转矩在两个半轴上平均分配。此时力矩是通过两条路线传给半轴的，如图2-3a，一条是经过行星齿轮轴、行星齿轮传给半轴，这与普通差速器相同；另一路由于行星齿轮轴与差速器壳是通过v型楔面配合的，在驱动力作用下，行星齿轮轴端部棱面将沿斜面移动，造成行星齿轮通过台肩压向压力环，将摩擦组件压紧，产生摩擦力矩，传到左右半轴上。当汽车的驱动轮在双附着系数路面上时，若驱动力未超过附着力，则仍正常行驶，若任何一边车轮的驱动力超过附着力，则开始打滑。此时，两轮产生转速差，差速器壳和左右半轴的转速都不相同。设右轮打滑，由于转速差的存在和轴向力的作用，与差速器壳相连的主动摩擦盘和与压力环相连的从动摩擦片之间，必将产生摩擦力矩。该力矩方向与快转车轮旋转方向相反，而与慢转车轮旋转方向相同。因此慢转车轮的力矩将大于快转车轮的力矩，实现限滑的功能，如图2-3b。综合考虑限滑性能、制造工艺、生产成本等方面以及限滑差速器一般是应用在中轻型车和轿车上的工作特点，决定选择带压力环的机械摩擦片式限滑差速器作为CD1010型轻型载货汽车的限滑差速器的结构型式。这是因为带压力环的机械摩擦片式限滑差速器具有以下优点：（1）由于它是利用摩擦元件相对转动所产生的摩擦力矩来实现左右半轴转矩的重新分配，从而达到限滑的目的，其限滑反应迅速；（2）由于采用压力环部件，可以感知传递转矩的变化，使产生的限滑转矩会随传递转矩的增大而增大，性能优越；（3）与普通差速器通用性好，可以实现与普通差速器的选装；（4）结构尺寸较小，在轻型车上的布置相对容易；（5）零件数量较少，制造难度相对较小，制造成本相对较低；（6）易于实现电控，为电控限滑差速器的开发提供有利条件。

4主要零部件分析如图2-4为开发的摩擦片式限滑差速器结构示意图，下面针对其主要零部件进行分析。图2-4摩擦片式限滑差速器结构示意图4.1压力环压力环是摩擦片式限滑差速器中的重要部件，由对称的左、右两件组成，其左半部结构如图2-5(a)所示。（a）轴侧立体图（b）零件图图2-5压力环（左半部）其主要结构特点是：（1）具有与行星齿轮轴相配合的v型槽。这个v型楔面将行星齿轮轴作用在其上的圆周力转化为对摩擦元件的压紧力，从而形成内摩擦力矩，实现限滑性能；（2）具有与差速器壳相配合的键。与差速器壳上的键槽相配合，一方面起到定位和传递动力的作用，另一方面也可使压力环作轴向微量移动以实现对摩擦元件的压紧；（3）具有与行星齿轮相配合的内球面。压力环设计中应主要考虑：当量工作半径和楔角α、β,见图2-5(b)。当量工作半径根据减速器壳内部结构尺寸和传递压力的大小来确定。楔角α、β的确定依据其在行星齿轮轴工作面挤压应力和产生足够的轴向压紧力之间寻求平衡。4.2摩擦元件摩擦元件包括主动的摩擦盘和被动的摩擦片。其基本形状如图2-6：(a)摩擦盘(b)摩擦片图2-6摩擦元件它们的主要结构特点是：（1）摩擦盘外圈和摩擦片内圈上有凸耳。摩擦盘外圈凸耳与差速器壳上的键槽相配合，摩擦片内圈凸出的耳朵与半轴齿轮轴端外圆周上所开设的键槽相配合，从而实现摩擦元件的径向定位和传递动力。（2）摩擦元件上刻有许多凹槽凹痕内可以储存油液，起润滑作用。同时，凹痕还有一定的容屑作用，减轻磨屑对摩擦表面的破坏，减少噪声。摩擦盘表面的刻线是呈偏心辐射状的，而摩擦片表面的刻线是呈偏心环状的。径向的辐射刻线与周向的圆环刻线基本上垂直接触，一方面可以适当增大摩擦系数，另外可以保证不会互相嵌入，从而保证不会将润滑油液和磨屑从沟槽中挤出来。摩擦盘刻线的偏心方向，两侧表面是相反的，即径向线的旋转方向相反。这样可以保证制造时不会在同一方位正反两面压出刻线，防止同一线段处摩擦片过薄，保证必要的强度。基于同样的道理，摩擦片表面环状刻线的偏心，两侧也是相反的。（3）摩擦元件当量摩擦半径计算设计中主要要确定的是摩擦元件的当量摩擦半径。其当量摩擦半径的计算公式为：（4-1）式中：D—摩擦元件外径，即摩擦盘外径，mm；d—摩擦元件内径，即摩擦片内径，mm；当时，当量摩擦半径可以相当准确地由下式计算（4-2）设计摩擦元件过程中所需遵循的原则为：（1）让摩擦盘的外径略小于摩擦片外径，而摩擦盘的内径略大于摩擦片的内径，这样做来保证摩擦接触面积的稳定性和可靠性。（2）合理选择凸耳的尺寸和个数，保证摩擦盘的外凸耳和摩擦片的内凸耳有足够的剪切强度和弯曲强度4.3蝶形弹簧采用碟形弹簧作为差速器常作用弹性元件，利用变形所产生的弹性力作为轴向压紧力压紧摩擦元件。碟形弹簧具有轴向尺寸小,可以在一定的变形范围内保持相对稳定的弹性力的特点。其形状如图2-7所示。图2-7碟型弹簧为便于安装与定位，碟型弹簧的外圈也有与摩擦盘外圈相同的凸耳。一般认为，正常工作时，不需要校核碟形弹簧的强度。如认为有必要，仅需计算变形中性点上方的切向应力σ。碟性弹簧弹性变形力的计算公式为：（4-3）式中：——弹性变形力，N；λ——变形量，mm；E——弹性模量，Mpa；μ——泊松比；——计算系数；R——大端自由半径，mm；h——内锥高，mm；由此可见当内径d、外径D和厚度δ一定时，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2-8说明：图2-8碟形弹簧的性能曲线1、时，性能曲线近似呈线性变化；2、时，性能曲线呈非线性变化，刚度随变形量增加而减小；3、时，性能曲线有一极大值和一极小值；4、时，性能曲线出现更宽的负刚度区域；为保证限滑差速器中碟形弹簧产生的弹性变形力变化不大和工作轻便，其高厚比一般取在间，而碟形弹簧的内径d、外径D和厚度δ是由结构尺寸所决定的，故合理选择内锥高是碟形弹簧设计的重点。4.4行星齿轮轴行星齿轮轴有搭接式和整体式两种，图2-9是整体式行星齿轮轴轴侧图。图2-9整体式行星齿轮轴行星齿轮轴的端部要作成菱形，与压力环v型楔面相配合。4.5行星齿轮与半轴齿轮（a）轴侧立体图(b)零件图图2-10半轴齿轮限滑差速器行星齿轮结构基本与普通差速器的相同，但半轴齿轮结构变化较大，其轴端圆周上开有与摩擦片内凸耳相配合的凹槽，以实现摩擦盘的定位和同步转动，见图2-10。行星齿轮与半轴齿轮的齿形设计与普通差速器的行星齿轮、半轴齿轮相同。4.6差速器壳限滑差速器壳体与普通差速器形状相似，但结构上变化很大。(a)(b)图2-11差速器壳由图2-11所示。可知它不是对分的，其中主要配合零件均在右差速器壳中，所以设计考虑的因素很多。在其内部开设有与压力环外键、摩擦盘外凸耳相配合的凹槽，以实现压力环、摩擦片的定位与同步转动；圆周上开设油孔，以满足摩擦元件、半轴齿轮、行星齿轮、行星齿轮轴等的润滑要求。4.7锁紧系数及其计算锁紧系数即内摩擦力矩（左右半轴传递转矩之差）与差速器壳传递转矩M0（左右半轴传递转矩矩之和，即输入转矩）的比值[10]，即下面探讨机械摩擦片式限滑差速器锁紧系数的计算。先取行星齿轮轴与压力环相接触的部分进行受力分析，见图2-12。从图中可知，差速器壳所传递的转矩通过行星齿轮轴作用在压力环上，其圆周力为：（4-4）式中：——行星齿轮轴对压力环圆周作用力，N；——差速器壳传递转矩，N·m；——压力环当量作用半径，m；图2-12行星齿轮轴与压力环受力分析产生的轴向力为：（4-5）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（4-4）代入式（4-5）中，有（4-6）轴向压力即为摩擦元件所受到的压力，故摩擦元件所产生的摩擦力矩为（4-7）式中：——单侧摩擦力矩，N·m；——摩擦元件作用面数；——摩擦元件摩擦系数；——摩擦元件平均摩擦半径，m；当左右半轴以不同转速转动（也即发生差速时），慢转侧和快转侧的驱动力矩分别为：（4-8）（4-9）而内摩擦力矩为左右两侧转矩之差，即（4-10）将式（4-7）-（4-9）代入（4-10）式，有（4-11）故锁紧系数为：（4-12）公式（4-12）即为带压力环的机械摩擦片式限滑差速器锁紧系数计算公式，同时此式也表明了机械摩擦片式限滑差速器的锁紧系数与摩擦元件作用面数、摩擦系数、摩擦元件平均工作半径、压力环楔角的正切成正比，与压力环作用当量半径成反比。需要注意一点的是关于摩擦系数的问题，在润滑状态下钢对钢的摩擦系数是与润滑状态有着密切的关系，波动幅度较大，设计时摩擦系数取上限0.15。

5限滑差速器设计计算参考车型数据：汽车车型驱动形式发动机输出最大功率发动机输出最大转矩变速器一档变速比CD1010型汽车4×226.11KW52N·m3.4285.1摩擦片当量摩擦半径和预紧力矩的分析计算理论锁紧系数依据锁紧系数的选择原则，考虑到CD1010轻型载货汽车的车型特点，限滑差速器的锁紧系数选在，因为如果差速器的锁紧系数太大将使差速器效率太低，导致摩擦损失加大会出现汽车转向困难。5.1.1.摩擦片当量摩擦半径的分析计算(1)差速器壳体计算转矩的确定为按发动机最大转矩和传动系一档传动比计算的差速器壳体最大作用转矩：发动机输出最大转矩：减速器一档传动比(2)单侧摩擦力矩的确定根据锁紧系数公式又因为总内摩擦力矩的一半与单侧摩擦力矩相等并结合式（4-11）带压力环摩擦片差速器锁紧系数公式所以：经查机械设计手册和汽车设计手册式以及经验判断上式各参数确定如下：—单侧摩擦元件的摩擦面数初定为3个摩擦面；—单侧摩擦元件的摩擦面的摩擦系数初定为0.15；—压力环当量半径初定为80mm；—压力环作用角度初定为45°；—差速器壳驱动转矩,180.07N·m；所以解原等式得即摩擦组件平均当量摩擦半径为72.38mm。5.1.2.预紧力矩预紧力矩的作用是在汽车一侧驱动轮失去驱动力后，而保证另一侧在良好路面上的驱动轮能够发出足够的驱动力保证汽车最低限度的行驶[14]，也是产生摩擦组件的预紧力即有：（4-13）式中，——限滑差速器预紧力矩；N·m；——汽车总重量；10250N；——道路滚动阻力系数；0.01；——轮胎滚动半径；0.3m；代入整车参数，有：可见，CD1010型汽车限滑差速器的预紧力矩取大于42.5N·m即可产生所需内摩擦力矩的要求。所以预紧力矩取5.2确定摩擦元件结构参数由于摩擦元件当量半径，平均当量摩擦半径72.38mm，故可采用式计算，根据预定的锁紧系数和差速器壳内部结构尺寸，可以确定：5.2.1摩擦元件内外径摩擦元件外径初定为160mm，内径初定为76mm；5.2.2单侧摩擦元件的摩擦面数单侧摩擦元件的摩擦面数初定为3个摩擦面，5.2.3摩擦元件厚度每片厚度初定3.5mm；5.2.4摩擦元件材料摩擦元件的材料确定为45#钢材料。5.3确定压力环v型槽楔角和压力环作用当量半径（1）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°/45°。（2）根据减速器壳内部结构尺寸和传递压力的大小，压力环作用当量半径初定80mm。5.4确定碟型弹簧的结构参数5.4.1.碟型弹簧的内外径考虑到差速器壳体尺寸碟型弹簧内外径采用与摩擦元件相同的内外径，即外径为160mm，内径为76mm；5.4.2.碟型弹簧的厚度厚度与摩擦元件相同，即为3.5mm；5.4.3.碟型弹簧的内锥高内锥高是由所需要的弹性变形力来确定的。而所需要的弹性变形力的大小取决于所需的预紧力矩Ms0。即有：（4-14）从上式可得出而F0可由式（4-3）得到据此，可以确定内锥高为mm。5.5差速器行星齿轮主要参数选择5.4.1行星齿轮齿数n行星齿轮数n需要根据承载情况来选择。在承载不大的情况下n可以取两个，反之应取n=4。所以本设计采用n=4。5.4.2行星齿轮和半轴齿轮齿数、为了使轮齿有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数应取少些，但一般不少于10。半轴齿轮齿数在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.5～2.0的范围内。为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速齿轮不能装配。所以， 5.4.3行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为57°59′42′′32°0′18′′锥齿轮大端端面模数m为5.4.4．压力角汽车差速齿轮大都采用压力角为、齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用压力角，以提高齿轮强度。本次设计采用压力角为，齿高系数为0.8。5.4.5行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径d(mm)为;;经计算式中，为差速器传递的转矩(N·m)，n为行星齿轮数；为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离(mm)，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；为支承面许用挤压应力，取98MPa。行星齿轮在轴上的支承长度L为所以L大约为25mm5.4.6差速器齿轮的强度校核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传动状态，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，对于差速器齿轮，主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力(MPa)为式中：n为行星齿轮数J为综合系数，为半轴齿轮齿宽为大端分度圆直径(mm)T为半轴齿轮计算转矩(N·m)，；、、按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。查机械设计手册分别为；；当时，代入以上数据所以设计符合要求5.4.7差速器齿轮材料差速器齿轮与主减速器齿轮一样，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。本次设计采用20CrMnTi作为差速器的齿轮材料。表5-1CD1010型汽车半轴齿轮和行星齿轮参数参数半轴齿轮行星齿轮齿数模数(mm)168108齿面宽(mm)齿工作高(mm)206206齿全高(mm)1515压力角22°30′22°30′轴线间夹角90°90°分度圆直径(mm)16080节锥角57°59′42′′32°0′18′′节锥距(mm)周节(mm)72127212齿顶高(mm)齿根高(mm)8787径向间隙(mm)齿根角0.7687°19′48′′0.7684°37′11′′面锥角根锥角62°36′54′′50°39′54′′39°20′6′′27°23′6′′外圆直径(mm)节锥顶点至齿轮外圆距离(mm)168179028齿侧间隙(mm)0.120.12

6半轴的设计6.1半轴的选用半轴用来传递扭矩，其内端有花键与半轴齿轮连接，外短锻有凸缘或由花键与凸缘连接带动车轮，一般为实心轴。半轴的安装型式主要有：全浮式、半浮式和3/4浮式三种。全浮式半轴将驱动轮轮毂用两个轴承支承载桥壳上，车轮中心现在量轴承中间，半轴不仅承受车重，有承受扭矩，这种型式多用于轻型以上的载重汽车和大轿车。图6-1全浮式半轴半浮式半轴通过一个轴承试办轴值承载桥壳内，这种型式除受扭矩外，其外端还受弯矩，但其结构简单，可运于车中不大的轿车和轻型客货车，故在设计中被采用。图6-2半浮式半轴3/4浮式试办轴轮故只有一个轴承支承桥壳，车轮中心线之间有一段距离，因此半轴出手扭矩外，还受一部分弯矩。图6-33/4浮式试半轴针对CD1010型车型，选择用半浮式半轴。6.2半轴的计算6.2.1半浮式半轴计算载荷的确定设计半轴的主要尺寸是其直径的设计，在设计时先根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况，即考虑到纵向力最大、侧向力最大、垂向力最大三种可能。1、纵向力（驱动力或制动力）最大时，其最大值为，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用；2、侧向力最大时，其最大值为（发生汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1.0，没有纵向力作用；3、垂向力最大时（发生在汽车以可能的告诉通过不平路面时），其值为，其中为车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力作用。6.2.2半浮式半轴强度计算在上述第一种载荷工况下：纵向力最大，侧向力为0；此时垂向力=N，纵向力最大值=6762*0.8=5409.6N，（计算时取1.2，）。半轴弯曲强度应力和扭转切应力为（6-1）（6-2）为轮毂支撑轴承到车轮中心平面之间的距离a=80mm，d暂取22mm，为滚动半径。合成应力==739.1侧向力最大，纵向力=0，此时意味着发生侧滑外轮胎的垂直反力和内轮胎上的垂直反力分别为（6-3）（6-4）式中，为汽车质心高度=640；为轮距；为侧滑附着系数，计算时取1.0=11037.8N=232.2N外轮上的侧向力和内轮上的侧向力分别为==这样，外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为汽车通过不平路面垂向力最大，纵向力为0，侧向力也为0，此时垂直力最大值为（6-7）式中，k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（6-8）半浮式半轴的许用合成应力为600~750MPa，经计算是满足要求的。半轴多用40Cr或40MB制造,在中、现行汽车上不少采用40或45号钢制造，此时应用中频淬火，试办轴具有适当的硬化层，并在表面形成大的残余应力，从而大大提高了半轴的静扭强度和疲劳强度，这里采用45号钢。6.3半轴的结构设计（1）半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便使半轴各部分基本达到等强度。（2）半轴的破坏形式大多是扭转疲劳损坏，在结构设计时应尽量增大各过渡部分的圆角半径，尤其是凸缘与杆部、花键、与杆部的过渡部分，以减小应力集中。（3）当杆部较粗且外端凸缘也较大时，可采用两端用花键连接的结构。（4）半浮式半轴直接安装车轮，应视为保安件。6.4半轴齿轮花键基本尺寸选用矩形花键，规格：7——键数；——小径；——大径；——键宽。键长有效长度L——57mm；作用齿槽宽最小值——2.0；键齿倒角——0.3；键槽倒角——0.2；配合公差：

7结论本课题设计的CD1010型汽车差速器及半轴，采用摩擦片式限滑差速器及半浮式半轴，由于结构简单、工作可靠，可以被广泛用在各种轻型载货汽车上。设计介绍了差速器及半轴的结构形式和工作原理，计算了差速器以及半轴的结构尺寸，进行了强度校核，并绘制了