某商用车双速主减速器驱动桥设计【三维CATIA】【含5张CAD图纸+PDF图】

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CA1040P90L2 轻型货车驱动桥设计[J]. 工程图学学报, 2011, 32(6): 5-8. [2] 刘昌仁. JQ8QH 后驱动桥设计[J]. 客车技术与研究, 1994, 3: 006. [3] 廖红利, 杨爱民. DD32/120 系列后桥结构设计[J]. 客车技术, 2012 (3): 29-30. [4]张君媛, 杨阳. 汽车总布置的参数化设计[J]. 汽车技术, 1997 (10): 19-22. [5] 重卡驱动桥AGV装配线的开发.[ 2013-08-19]. http://auto.vogel.com.cn/2013/0819/news_376449.html [6] 谷旭照. 解放牌 CA141 型五吨载货汽车简介[J]. 汽车技术, 1987, 1: 001. [7] 许拔民. 汽车油耗标准及技术法规的现状与发展[J]. 中国机动车排放控制委员会 CVEC 通讯, 2005. [8] 之昊. 2009 年上半年国内重型车市场分析及下半年市场走势预测[J]. 汽车情报, 2009 (21): 12-15. [9] 蒲俊萍. 风景这边独好——重庆红岩车桥厂, 车架涂装线技改项目竣工投产[J]. 中国物流与采购, 2004 (3): 60-61. [10] 刘军利. 汉德公司成为 MAN 公司重型车桥亚洲区域唯一合作伙伴[J]. 商用汽车, 2004 (5): 18-18. [11] 韩世永. 旗舰起锚——东风德纳车桥有限公司改革发展纪实[J]. 时代汽车, 2010, 4: 042. [12] 李红渊, 李萍锋. 载重汽车驱动桥主减速器设计[J]. 农业装备与车辆工程, 2009, 10: 017. [13] 王小椿, 吴序堂, 彭炜. 高性能变传动比差速器的研究[J]. 西安交通大学学报, 1990, 24(2): 1-8. [14] 张骄, 杨建伟. 重载货车驱动桥壳有限元分析[J]. 机械设计与研究, 2010, 26(002): 118-120. [15] 梁洪明, 王靖岳, 李学明. 基于 CATIA 和 ANSYS 的货车驱动桥壳有限元分析[J]. 汽车工程师, 2012 (10): 34-35. [16] 孙丽. 鼓式制动器设计与效能分析[J]. 现代制造工程, 2010 (008): 66-68. 开题报告检查组意见：（以下空4~6行文字） 组长（签字）： 年 月 日 （此行置于页面底部分） - 5 - 班级：1001202 学号：100120206 姓名：汪方良 所需参数参考解放CA141的相关参数一一 ：课题课题研究的目的和意义研究的目的和意义提高汽车驱动桥的设计效率、缩短设计周期利用AutoCAD、CATIA、ANSYS等计算机软件，可以充分发挥计算机辅助设计CAD技术和计算机辅助工程CAE技术。如此，不但节省了大量人力和时间，而且可以获得技术、经济最佳的设计，大大提高了设计效率、缩短了设计周期。二二 ：国内外：国内外研究现状研究现状国内外差距主要以下两方面：1、国内所设计的驱动桥过于笨重 2、传递过程能力损失大目前国内外设计变化 1、主要部件和功能向驱动桥的中部集中 2、桥壳采用球墨铸铁,以提高整桥外观质量 3、适应特种要求的多功能驱动桥三：本课题的研究内容及技术方案1、主减速器设计2、差速器设计3、驱动车轮的传动装置设计4、桥壳设计5、制动器设计主减速器设计1、主减速器的结构形式 主减速器的齿轮类型 主减速器的减速形式 主减速器主，从动锥齿轮的支撑方案2、主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 主减速器齿轮计算载荷的确定 齿轮主要参数选择 主减速器齿轮的几何尺寸计算 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算差速器设计差速器的形式选择差速器的参数选择差速器齿轮的几何计算差速器齿轮的强度计算驱动车轮的传动装置设计半轴设计半轴结构形式的确定半轴计算载荷的确定半轴的强度计算半轴的材料与热处理半轴花键的强度计算驱动桥桥壳设计桥壳结构的确定桥壳的受力分析与强度计算桥壳的有限元分析制动器设计制动器结构形式的选择制动器技术参数的确定与尺寸计算制动器制动力矩与张开力的计算制动器主要零部件的结构设计四、四、进度进度安排安排第13周：搜集资料，撰写开题报告；第47周：确定总体方案，进行驱动桥设计计算；第813周：三维实体建模，绘制二维工程图；第1415周：对驱动桥壳进行有限元分析；第1617周：撰写毕业设计论文；第18周：准备答辩。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计） 摘要 驱动桥是构成汽车的四大总成之一，位于传动系的末端，其基本功用首先是增扭、降速、改变转矩的传递方向，并将转矩合理地分配给左、右驱动车轮；其次，驱动桥还承受作用于路面和车架或车身之间的力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成。驱动桥的性能好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。驱动桥设计应主要保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。故，当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须搭配一个高效、可靠的驱动桥。 本设计参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。在设计中，首先对驱动桥的特点进行了说明，根据给定的数据确定了汽车的总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴和桥壳的结构类型及其参数，并对强度进行校核。数据确定之后，利用CATIA软件建立三维模型，再利用其自身功能绘制二维工程图，最后利用ANSYS对驱动桥壳进行有限元分析。 关键词：驱动桥；CATIA；ANSYS；有限元分析 Abstract Drive axle is one of the four parts of a car, it is generally constituted by the main gear box, the differential device, the wheel transmission device and the driving axle shell and so on it is at the end of the powertrain. Its basic function is increasing the torque and reducing speed and bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance, and it is particularly important for the car. Drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition Using double stage and high transmission efficiency of the drive axle has become the development direction of the future trucks. This article referred to the traditional driving axle's design method to carry on the truck driving axle's design. In this design, first part is the introduction of the characteristics of the drive axle, according to the given date to calculate the parameters of the automobile, then confirm the structure types and parameters of the Main reducer, differential mechanism, half shaft and axle housing, then check the strength and life of them. After confirming the parameters, use CATIA to establish 3 dimensional model and 2 dimensional model. Finally use ANSYS to finite element analysis for the axle housing. Key words: drive axle; CATIA; ANSYS; finite element analysis 目录 摘要 I Abstract II 目录 III 第 1 章 绪论 1 1.1 本课题研究的目的和意义 1 1.2 国内外研究现状概述 2 1.3 主要研究内容 3 第 2 章 驱动桥设计 4 2.1 主减速器设计 4 2.1.1 主减速器的结构形式 4 2.1.2 主减速器锥齿轮设计 6 2.1.3 主减速器斜齿圆柱齿设计 15 2.2 差速器设计 18 2.2.1 对称锥齿轮式差速器的工作原理 18 2.2.2 对称圆锥行星齿轮式差速器的结构 19 2.2.3 对称圆锥行星齿轮式差速器的设计 19 2.3 驱动半轴设计 24 2.3.1 结构形式分析 24 2.3.2 全浮式半轴的结构设计 25 2.3.3 全浮式半轴的强度计算 26 2.3.4 半轴的材料及热处理 26 2.4 制动器设计 27 2.4.1 同步附着系数分析 27 2.4.2 制动器的有关计算 27 2.4.3 制动器主要零件的结构设计 32 2.5 驱动桥壳设计 34 2.5.1 整体式桥壳的结构 34 2.5.2 桥壳的受力分析与强度计算 34 2.6 小结 36 第 3 章 CATIA三维建模 37 3.1 CATIA软件介绍 37 3.2 主减速器建模 37 3.3 差速器建模 37 3.4 驱动半轴建模 37 3.5 驱动桥壳建模 40 3.6 驱动桥整体三维建模 40 3.7 小结 42 第 4 章 驱动桥壳有限元分析 43 4.1 驱动桥壳的约束及受力分析 43 4.2 计算方法的局限性 43 4.3 有限元模型的建立 43 4.4 材料属性及网格划分 44 4.5 驱动桥壳的静强度分析 45 4.5.1 引言 45 4.5.2 最大垂向力工况 45 4.5.3 最大牵引力工况 47 4.5.4 最大制动力工况 50 4.6 小结 52 结论 53 致谢 54 参考文献 55 某商用车双速主减速器驱动桥设计 I 摘 要 I I - - 第 1 章 绪论 1.1 本课题研究的目的和意义 驱动桥位于汽车结构传动系的末端，用来增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，并将转矩分配给左、右驱动车轮，并使车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力[1]。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器(又称主传动器）、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件[2]。 驱动桥的类型主要有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动桥才赢非独立悬架时，应采用非断开式驱动桥。 由于本次设计是基于CA141型汽车进行的设计，故需要对商用车的使用需求进行一定说明：对于商用车来说，要传递的转矩较乘用车和客车都要大得多，以便能够以较低的成本获得更高的工作能力，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用[3]。随着目前国际上石油价格的上涨，货车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对货车，对于汽车和其他工程机械，提高其燃油经济性也是各货车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机—传动轴—驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。 随着AutoCAD、CATIA、ANSYS等计算机软件的广泛运用，在驱动桥的生产制造和工作过程中，广泛的用到了计算机辅助设计CAD技术和计算机辅助工程CAE技术。把有限元法、优化设计、疲劳累积损伤理论等应用到驱动桥设计当中后，不但节省了大量人力和时间，而且可以获得技术、经济最佳的设计，大大提高了设计效率、缩短了设计周期[4]。 1.2 国内外研究现状概述 汽车和汽车工业在国民经济、现代社会及人民生活中具有十分重要的作用。近年来汽车工业在中国机械工业各行业中，其增长速度虽有所回落，但相对比其它行业仍处于较高水平。但中国汽车业的发展仍然远远赶不上需求。以驱动桥为例，虽然驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善，但驱动桥产品设计和研究方面距离仍然很大，这方面应该为中国的许多部门和企业所认识。目前，我国的驱动桥设计，基本上尚处在类比设计和经验设计阶段，这样的设计往往偏于保守而限制了驱动桥性能的提高和产品成本的降低。在现代驱动桥设计中，要使其做到尽可能的轻量化不但可以节省材料消耗和降低成本，而且可以合理的规划汽车簧上簧下质量、降低动载和提高汽车的平顺性[5-6]。  汽车驱动桥是汽车的重要总成，它的性能好坏直接影响整车性能，而对于重型卡车尤为重要，当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前重型卡车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。 对于中重型载货汽车来说，由于需要选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为中重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，百公里油耗都较高。以解放CA141型卡车为例，其百公里油耗高达26.5L[7]。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机—传动轴—驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥却是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一[8]。所以设计新型的驱动桥便成为新的课题。  目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场。  目前国内外驱动桥传动系统结构设计出现了一下一些变化： (1).主要部件和功能向驱动桥的中部集中 有些厂家开始把主减速器,制动器和行星减速机构等集合在桥的中部，但其优点尚待考证 (2).桥壳采用球墨铸铁,以提高整桥外观质量 桥壳采用球墨铸铁,加工成本低,其铸造及加工后的外观质量均比现在大多采用的铸钢桥有很大的提高 (3).适应特种要求的多功能驱动桥 为适应主机产品的特殊要求,驱动桥产品供应厂家设法在桥上增加引进了一些特殊功能:自动充气功能、超载报警功能、增添转向油缸功能等,增加了驱动桥产品的适应性[9-11]。 1.3 主要研究内容 驱动桥的结构形式虽然可以各不相同，但在使用中对他们的基本要求却是一致的，综合上述，对驱动桥的基本要求可以归纳为：  (1).所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。  (2).差速器在保证左右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断(无脉动)的传递给左右驱动车轮。  (3).当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分的利用汽车的牵引力。  (4).能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力、纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。  (5).驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。  (6).轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布置与所要求的驱动桥离地间隙相适应。 (7).齿轮与其他传动部件工作平稳，无噪声。  (8).驱动桥总成及其他零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。  (9).在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。  (10).结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。 第 2 章 驱动桥设计 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功用首先是增扭,降速,改变转矩的传递方向,即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩,并将动力合理的分配给左、右驱动轮，其次,驱动桥还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力,遗迹制动力矩和反作用力矩等。  驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成,转向驱动桥还有等速万向节。  设计驱动桥时应当满足如下基本要求：  (1). 选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性 和燃油经济性。 (2). 外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 (3). 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 (4). 在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 (5). 具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的 各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 (6). 与悬架导向机构运动协调。 (7). 结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。 此次设计车型(CA141)驱动桥设计及强度分析设计参数： a) 后轮距：1740mm b) 车轮滚动半径：462mm c) 发动机最大扭矩：372N•m，1200~1400 r/min d) 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷G2=24593.6N e) 变速比：i1=7.7 f) 主传动比：i0=7.63[12] 2.1 主减速器设计 2.1.1 主减速器的结构形式 主减速器的结构型式，主减速器可根据齿轮类型,减速形式以及主,从动齿轮的支承形式不同分类。 2.1.1.1 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。比较几种齿轮的特点，本次设计选用弧齿锥齿轮传动。  弧齿锥齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合,因此螺旋锥齿轮能承受大的负荷,加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另—端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的,但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感,齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏,并加剧齿轮的磨损和使噪声增大。 2.1.1.2 主减速器的减速形式 本设计采用双级主减速器进行设计。影响减速形式选择的因素有汽车类型、实用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比i0。其中，i0的大小影响汽车的动力性和经济性。 1. 中央主减速器 中央主减速器具有结构简单,质量小,尺寸紧凑,制造成本低等优点,因而广泛应用于主传动比i0＜7的汽车上。中央主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动。中央主减速器的结构形式,尤其是其齿轮的支承形式和拆装方法,与桥壳的结构形式密切相关。 2. 双级主减速器 双级主减速器的主要结构特点是由两级齿轮减速组成的主减速器。与单级主减速器相比,双级主减速器在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12；但其尺寸,质量均较大,结构复杂,制造成本也显著曾加,因此主要应用在总质量较大的商用车上。 3. 双速主减速器 双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合,可得到双倍于变速器的档位。双速主减速器的高低档传动比,是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各档传动比的大小来选定的。大的主传动比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶,以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间档位的变换次数；小的传动比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶,以改善汽车的燃油经济性和提高平均车速。 4. 双级贯通式主减速器 对于总质量较大的多桥驱动汽车，由于主传动比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可以分为锥齿轮-圆柱齿轮式和圆柱齿轮-锥齿轮式两种形式。 2.1.1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 图 21 图 22 图 23 悬臂式支承结构简单，支承刚度较跨置式差，用于传递较小转矩的主减速器上。跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大增加支撑刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承所需的轴承座，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主从动齿轮之间的空隙很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时布置不下或拆装困难。  综合比较两种形式的特点，本设计选用悬臂式支撑方案。 2.1.2 主减速器锥齿轮设计 2.1.2.1 主减速器齿轮计算载荷的确定 1. 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce (2-1) 式中 Tce————计算转矩，N•m Kd————由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1 Temax————发动机最大转矩；Te max=372 N•m k————液力变矩器变矩系数，k=1 i1————变速器传动比，i1=7.7 i0————主减速器传动比，i0=7.63 η————变速器传动效率，取η=0.9. 代入公式有=19669.83 N•m 2. 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 G2————汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷24593.6N φ————轮胎对地面的附着系数，此处取0.85 m’2————汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，此处取1.2 rr————车轮的滚动半径，为0.462 mm ηm————主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，取0.9 im————主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，取1.0 =N 2.1.2.2 锥齿轮主要参数选择 1. 主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2  选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1) 为了磨合均匀，Z1和Z2之间应避免有公约数。 2) 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40 3) 为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于乘用车，Z1一般不少于9；对于商用车，Z1一般不少于6  4) 主传动比i0较大时，Z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 5) 对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配。 综上所述，取Z1=13和Z2 =25。 2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms 对于单级主减速器，增加尺寸D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2又影响跨置式主动齿轮的前支撑座得安装空间和差速器的安装。D2可根据经验公式初选，即 (2-3) 式中D2————从动齿轮大端分度圆直径(mm);  KD2————直径系数，一般取13.0～15.3；  Tc ————从动锥齿轮的计算转矩， [] Tc =min[Tce , Tcs] 故  D2=(13.0～15.3)310257.2(350.92～413.00)mm。初选D2=350.92mm，则mt= D2/Z2=350.92/25=8.93mm 。参考《机械设计手册》选取=mt= 7mm 3. 主、从动锥齿轮齿面宽b1、b2 对于从动齿轮的齿面宽b2，推荐不大于其节锥距A0的0.3倍，而且b2应满足b2≤10m，一般也推荐b2=0.155D2。对于弧齿锥齿轮，b1一般比b2大10%。 b2=0.155D2 =0.155×322=49.91mm。 b2取50mm，b1取55mm。 4. 中点螺旋角β 螺旋角沿齿宽是变化的，齿轮打断的螺旋角最大，轮齿小段的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的重点螺旋角是相等的。  同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且齿轮的强度越高。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的β值以防止轴向力过大，通常取35°。 5. 螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的螺旋方向影响其受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止齿轮因卡死而损坏。 6. 法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最小齿数。对于弧齿锥齿轮，乘用车的α一般选用14.5°或16°,商用车的α为20°或22.5°,这里取α＝20°。 2.1.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 主减速器圆弧锥齿轮各项重要参数的计算公式及其计算结果如表2-1所示。 表格 21主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表 项目 计算公式 计算结果 主动齿轮齿数 Z1 13 从动齿轮齿数 Z2 25 端面模数 m 9 mm 齿面宽 b b1=44 mm,b2=40 mm 工作齿高 hg=2ha*m hg=14 mm 续表 21主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表 全齿高 h=(2ha*+c*)m h=16.99 mm 法向压力角 α α=20° 轴交角 ∑=90 ∑=90 节圆直径 d=mZ d1=99mm ，d2=225mm 节锥角 γ1=tan-1(Z1Z2) γ1=27.47° 节锥角 γ2=90°-γ1 γ2=62.53° 节锥距 A0=d12sinγ1=d212sinγ2 取A0=126.8 mm 周节 t=3.1416m t=21.99 mm 齿顶高 ha=ha*m ha=10.26 mm ，5.4 mm 齿根高 hf=(ha*+c*)m hf=8.75 mm 径向间隙 c=c*m c=1.75 mm 齿根角 θf=tan-1hfA0 θf=3.09° 面锥角 γa1=γ1+θf1 γa1=11.79° 面锥角 γa2=γ2+θf2 γa2=84.39° 根锥角 γf1=γ1-θf1 γf1=5.61° 根锥角 γf2=γ2-θf2 γf2=78.21° 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1cosγ1 da1=135.21mm 齿顶圆直径 da2=d2+2ha2cosγ2 da2=229.5 mm 理论弧齿厚 s1=t-s2 , s2=Skm s1=15.88mm ,s2=6.10mm 齿侧间隙 查表得 0.18mm 2.1.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 1. 单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的表面耐磨性，可用齿轮上的单位齿长圆周力估算，即 式中 P————作用在圆周上的齿轮力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算 F————作用在齿轮上的圆周力 b2————从动齿轮的齿面宽，在此取50mm 1) 按发动机最大转矩计算： (2-4) 式中：ig————变速器传动比，7.7； D1————主动锥齿轮分度圆直径：D1=Z1ms=99 mm； Te max————发动机最大转矩，在此取372 N•m； 按式(2-4) =925.6 N/mm P=925.6 N/mm ＜ [P]=1429 N/mm ，校核满足要求。 2) 按最大附着力矩计算： (2-5) 式中 G2————后驱动桥在满载状态下的静载荷，在此取18666.7 N； m2————汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2； ————轮胎与路面之间的附着系数，在此取0.85； rr————车轮滚动半径，在此取0.462 mm； im————主减速器从动齿轮到车轮间的传动比，在此取1； ηm————主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，在此取0.9； 将各参数代入上式得：P=1124.6 MPa ＜ [P]=1429 MPa 齿轮表面耐磨性合格。 2. 齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力： (2-6) 式中 Tc————齿轮的计算转矩，主动齿轮取T=933.3 N•m； k0————过载系数，一般取1； ks————尺寸系数，0.697； km————齿面载荷分配系数，取1.1； kv————质量系数，取1； b————所计算的齿轮齿面宽，b1=44 mm , b2=40 mm ; D————齿轮大端分度圆直径，D1=99 mm ,D2=225 mm ; JW————齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，小齿轮取0.27，大齿轮取0.25； 将上述各系数代入后得： =465.25MPa ＜ [σw]=700MPa 故齿轮弯曲强度满足要求。 3. 齿轮接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： (2-7) 式中 σJ————锥齿轮轮齿的齿面接触应力； CP————综合弹性系数，取232.6 N1/2/mm; D1————主动锥齿轮大端分度圆直径，99 mm； b————主从动锥齿轮齿面宽较小值，40 mm； ks————尺寸系数，此处取1.0； TZ————主动锥齿轮计算转矩，5898.25 N•m； kf————齿面品质系数，此处取1.0； JJ————齿面接触强度的综合系数，查表可得此处应取0.229； 将各参数代入公式可计算得： =2245.09MPa σJ＜[σJ]=2800MPa，故齿轮接触强度满足要求。 2.1.2.5 主减速器锥齿轮的载荷计算 锥齿轮在工作过程中，互相啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可以分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。 1) 锥齿轮齿面上的作用力 齿宽中点处的圆周力为 (2-8) 式中 T————作用在该齿轮上的转矩 Dm2————该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径 将各参数代入公式可计算得： =10.21kN 2) 锥齿轮的轴向力和径向力 图 24 主动锥齿轮齿面受力图 如图 2-4所示，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，旋转方向为逆时针，FT为作用在节锥面上的齿面宽中点P处的法向力，在P点处的螺旋方向的法平面内，FT分解为两个相互垂直的力FN和Ff。Ff又可以分解为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力FS。F和Ff之间的夹角为螺旋角β，FT和Ff之间的夹角为法向压力角α。这样有： (2-9) (2-10) (2-11) 于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力FRz分别为： (2-12) (2-13) 由上式可计算出： Faz=-6124.88N Faz=5953.6N 作用在从动锥齿轮齿面上的轴向力Fac和径向力FRc分别为： (2-14) (2-15) 由上式可计算出： Faz=7995.08N，Faz=3006.38N 3) 主减速器锥齿轮轴承载荷计算 对于主动齿轮采用悬臂式支承，对于从动齿轮采用传统的骑马式支承方式[13]。对于采用采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，轴承的径向载荷分别为： (2-16) (2-17) 求得FaZ=-6124.88N，FRZ=5953.6N，a=67mm，b=41mm，c=63mm，d=125mm。故 轴承的径向力分别为： =8396.2N 其轴向力为0。 =12673.43N 其轴向力为0。 a) 对于轴承A 采用圆柱滚子轴承，采用3020E，此轴承的额定动载荷Cr为32.2KN，所承受的当量动载荷Q=X•RA。取X=1，则Q= RA=8396.2N。 (2-18) 式中 ff————温度系数，取1.0 fp————载荷系数，取1.2 =4.81×108 对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动齿轮轴承的计算转矩n2为262.45r/min。则主动齿轮的计算转矩为 n1=7.63×262.45=2002.49 r/min 故轴承能正常工作的额定寿命为 =5861.5h 若汽车大修里程定为10000公里，可计算出预期寿命为 =2702.7h 由于Lh＞ Lh’，故轴承符合使用要求。 b) 对于轴承B 对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值按双列轴承选用，e值与单列轴承相同。在此选用30205型轴承，在此的额定动载荷Cr为32.2kN。 派生轴向力： =3064.53N 轴向载荷： A=A1-S1=19548.75-3960.44=15588.32N ＞e 故X=0.4，Y=1.6 Q=fd(XR+YA) fd：冲击载荷系数，取1.2 Q=fd(XR+YA)=1.2×(0.4×12673.43+1.6V15588.32)=30372.8N =5376.58h 由于Lh＞ Lh’，故轴承符合使用要求。 3)对于轴承C、D 选用圆锥滚子轴承，选用30211，轴承的额定动载荷为86.5KN，经过校核，符合使用要求。 2.1.3 主减速器斜齿圆柱齿设计 2.1.3.1斜齿圆柱齿轮主要参数的选择 1.主、从动齿轮的齿数Z21和Z22 二级齿轮副的传动比为i02=2.985，根据机械设计手册，初选主动齿轮齿数为Z21=14，Z22=43，则i02=Z22/Z21=3.07。 i02/i01=1.597,在1.4~2.0之间，且14与43无公约数，故符合要求。 2.法向模数mn 选用推荐模数mn=6。 3.法向压力角αn和螺旋角β 取法向压力角αn=20°，β的推荐值一般为15°~20°，故初选β=15°。 4.主、从动齿轮的节圆直径d21和d22 由表2-1中公式可得，d21=87mm，d22=265mm。 5.齿宽b 齿宽的计算公式为 b1=Φdd21 式中，Φd为齿宽系数，取0.85；d21为小齿轮分度圆直径，87mm；则 b1=0.85×87=74.32，圆整为75mm。 根据经验公式，b2=b1-5=75-5=70mm。 故b1为75mm，b2=70mm。 2.1.3.2斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算见表3-2。 2.1.3.1圆柱齿轮的损坏形式 圆柱齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合、齿面磨损等。 轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。 轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这是存在于齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。 表3-2 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸 序号 名称 代号 小齿轮 大齿轮 计算结果 1 齿数比 u u=z21/z22,按传动要求确定 3.07 2 分度圆直径 de d21=87mm d22=265mm 3 齿数 z 设计值　 设计值 z21=14，z22=43 4 法向模数 mn 推荐值 6 5 法向压力角 α 推荐值 20° 6 螺旋角 β 推荐值一般为15°~20° 15° 7 齿宽系数 Φd 一般取0.85 0.85 8 齿宽 b b1=Φdd21 b2=b1-5 b1=75mm b2=70mm 9 齿距 p p=πmn 18.84mm 10 齿顶高 ha ha=han*mn han*=1 6mm 11 齿根高 hf hf=cn*mn 7.5mm 12 齿全高 h h=ha+hf 13.5mm 13 中心距 a a=1/2(d1+d2) 可圆整 176mm 14 齿顶圆直径 da da=d+2ha da1=99mm，da2=277mm 15 齿根圆直径 df df=d-2hf df1=72mm，df2=250mm 负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合[14]。 2.1.3.1轮齿强度计算 1. 轮齿弯曲强度计算 斜齿圆柱齿轮的弯曲应力为 式中，σw为齿轮的弯曲应力；Tg为计算载荷，取Temax=450000N•mm；β为齿轮螺旋角，为15°，Kσ为应力集中系数，取1.50；Z为小齿轮齿数，为14；mn为法向模数，为6；y为齿形系数，查得为0.19；Kc为齿宽系数，取8.0；Kε为重合度影响系数，取2.0。许用应力对货车为100~250MPa。则 <100MPa 故符合要求。 2.轮齿接触强度计算 轮齿接触应力σj 式中，σj为轮齿的接触应力，MPa；F为齿面上的法向力，F=F1/（cosɑcosβ）；F1为圆周力，F1=2Tg/d；Tg为计算载荷，为450000N•mm；d为节圆直径，mm；ɑ节点处压力角，β为齿轮螺旋角；则 E为齿轮材料的弹性模量，为2.1×105MPa；b为齿轮接触的实际宽度，为70mm；ρz、ρb为主、从动轮节点处的曲率半径；rb、rz为主、从动齿轮节圆半径。则对斜齿轮ρz=（rzsinɑ）/cos2β =13.91，ρb=（rbsinɑ）/cos2β =42.725。则 查得其许用应力范围为1300~1400MPa，故符合要求。 2.1.3.1齿轮的材料选择 二级圆柱斜齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对可加工性及成本也应考虑。 国内汽车齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。 值得指出的是，采取喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施，能使齿轮得到强化。对齿轮进行强力喷丸处理以后，轮齿产生残余压应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。在加大齿根圆弧半径的同时，进行强力喷丸处理，不仅可使残余压应力进一步增加，还改善了应力集中。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，经过磨齿后，齿轮精度要高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳，效率提高，并在同样负荷条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍[16]。 2.2 差速器设计 根据汽车行驶运动学的要求和实际上的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等原因引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等[17]。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料以及驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不同时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。在此，选用对称锥齿轮式差速器。 2.2.1 对称锥齿轮式差速器的工作原理 其工作原理如图图 2-6所示。 ω0为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度；ω1、ω2分别为左右两半轴的角速度；T0为差速器壳接受的转矩；Tr为差速器的内摩擦力矩；T1、T2分别为左右两半轴对差速器的反转矩。根据运动分析可得  ω1+ω2=2ω0 显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以2倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速、反向旋转。根据力矩平衡可得  T1+T2=TT2-T1=Tr 图 25对称锥齿轮式差速器的工作原理 普通锥齿轮差速器的锁紧洗漱k一般为0.05-0.15，两半轴的转矩比kb为1.11-1.35，这说明左右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是很合适的。当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很凶时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小，无法发挥潜在的牵引力，以致汽车停驶。 2.2.2 对称圆锥行星齿轮式差速器的结构 普通的对称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。如图2-7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。 2.2.3 对称圆锥行星齿轮式差速器的设计 1. 差速器齿轮的基本参数选择 1) 行星齿轮数n CA141为载荷较大的商用车辆，采用4个行星齿轮。 2) 行星齿轮球面半径RB 图 26 对称圆锥行星齿轮式差速器的结构 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 行星齿轮球面半径RB反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定。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 (2-19) 式中 KB————行星齿轮球面半径系数，取2.5~3.0，对于有四个行星齿轮的载货汽车取小值； T————计算转矩，Tce和Tcs的较小值。 根据上式，计算得RB=56.5mm。 3) 行星齿轮与半轴齿轮的选择 为了使齿轮有较高的强度，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Z2/Z1在1.5～2.0的范围内。  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： =整数 式中：Z2L、Z2R————左右半轴齿轮的齿数。 n————行星齿轮数。 在此，Z1=10，Z2=18，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 先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角γ1，γ2 60.945° 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m mm 由于强度的要求，在此取m=4 mm。故， d1=mZ1=4×10=40mm d2=mZ2=4×18=72mm 5) 压力角α 汽车差速器的齿轮大豆采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25°的压力角，以提高齿轮强度。在此选择25°的压力角。 6) 行星齿轮安装孔的直径φ及其深度L 行星齿轮的安装孔直径φ与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔直径的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取L=1.1φ。 (2-20) (2-21) 式中 T0————差速器传递的转矩 n————行星齿轮数 l————行星齿轮支承面中点至锥顶的距离 [σc]————支承面的许用挤压应力 根据上式： ≈21.41mm L=1.1×21.41=28.07mm 2. 差速器齿轮的几何计算 行星式差速器设计所需的各项重要参数计算公式及其计算结果见表2-2所示。 表格 22差速器齿轮的几何计算 行星齿轮数 Z1≥10，取最小值 Z1=10 半轴齿轮齿数 Z2=14~25 Z2=18 模数 m m=6 齿面宽 b=(0.25~0.30)A0 b=15mm 工作齿高 hg=1.6m hg=9.6mm 全齿高 h=1.788m+0.051 10.779 压力角 α 25° 轴交角 ∑=90° ∑=90° 节圆直径 d1=mz1，d2=mz2 d1=60mm，d2=108mm 节锥角 γ1=tan-1Z1Z2，γ2=90°-γ1 γ1=29.06，γ2=60.94 节锥距 A0=d12sinγ1=d122sinγ2 A0= 61.77mm 周节 t=3.1416m t=18.849mm 齿顶高 ha1=hg-ha2,ha2=[0.43+0.37(Z2Z1)2]m ha1=6.33mm, ha2=3.27mm 齿根高 hf1=1.788m-ha1; hf2=1.788m-ha2 hf1=4.398mm; hf2=7.458mm 径向间隙 c=h-hg=0.188m+0.051 c=1.179 齿根角 δ1=tan-1hf1A0; δ1=4.072° δ2=6.884° 续表2-3差速器齿轮的几何计算 δ2=tan-1hf2A0 面锥角 γ01=γ1+δ2； γ02=γ2+δ1 γ01=35.939° γ02=65.017° 根锥角 γR1=γ1-δ1 γR2=γ2-δ2 γR1=24.983° γR2=54.061° 外圆直径 d01=d1+2ha1cosγ1 d02=d2+2ha2cosγ2 d01=71.067mm d02=111.176mm 节圆顶点至外缘距离 χ01=d22-h1sinγ1 χ02=d12-h2sinγ2 χ01=33.95mm χ02=18.09mm 理论弧齿厚 s1=t-s2 s2=t2-(h1-h2) s1=9.06mm s2=3.51mm 齿侧间隙 B=0.102~0.152m B=0.250mm 弦齿厚 Sχ1=si-si36di12-B2 Sχ1=4.86mm Sχ2=2.90mm 弦齿高 hχi=hi+si2cosγi4di hχ1=1.92mm hχi=1.78mm 3. 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，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度σw (MPa)为  MPa 式中 n————差速器的行星齿轮数；  J————计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数； T————差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩； 在此T为854.19 N•m； Z2————半轴齿轮齿数； 根据上式有 =612.52MPa＜980MPa 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮要求精度低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用[18]。 2.3 驱动半轴设计 驱动车轮的传动装置位于传动系的末端,其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮.对于断开式驱动桥和转向驱动桥,驱动车轮的传动装置为万向传动装置;对于非断开式驱动桥,驱动车轮传动装置的主要零件为半轴。半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。      半浮式半轴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，所受载荷较大，用于乘用车和总质量较小的商用车上。       3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用在乘用车和质量较小的商用车上。  全浮式半轴的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相联，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同女、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为5～70MPa[19]。全浮式半轴主要用于质量较大的商用车上。 2.3.1 结构形式分析 半轴根据其车轮端支承方式不同,可分为半浮式，3/4浮式和全浮式。 半轴是差速器与驱动轮之间传递扭矩的实心轴，其内端一般通过花键与半轴齿轮连接，外端与轮毂连接。本设计采用全浮式半轴。  全浮式半轴只传递转矩，不承受任何反力和弯矩，因而广泛应用于各类汽车上。全浮式半轴易于拆装，只需拧下半轴突缘上的螺栓即可抽出半轴，而车轮与桥壳照样能支持汽车，从而给汽车维护带来方便。   半浮式半轴既传递扭矩又承受全部反力和弯矩。它的支承结构简单、成本低，因而被广泛用于反力弯矩较小的各类轿车上。但这种半轴支承拆取麻烦，且汽车行驶中若半轴折断则易造成车轮飞脱的危险。 全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可由附着力矩TΨ=X2L•rr= X2R•rr求得，其中X2L，X2R的计算，可根据以下方法计算，并取两者的较小值。 若按照最大附着力计算，即 X2L=X2R= (2-22) 式中 ψ————轮胎与地面的附着系数取0.8；  m————汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.2～1.4在此取1.2。 根据上式X2L=X2R=13340N，TΨ=X2L•rr= X2R•rr=6167N•m。 若按照最大转矩计算，即 X2L=X2R= (2-23