奥迪100前驱动桥的设计

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1、汽车设计课程设计计算说明书设计题目：奥迪100前驱动桥的设计contents:设计任务书3主减速器的设计计算4差速器的设计计算12驱动桥传动装置的设计计算15设计小结18参考资料19汽车设计课程设计任务书1）、题目奥迪100前桥部分设计验算与校核2）、设计内容及要求1. 主减速器部分包括：主减速器齿轮的受载情况；锥齿轮主要参数选择；主减速器强 度计算；齿轮的弯曲强度、接触强度计算。2. 差速器：齿轮的主要参数；差速器齿轮强度的校核；行星齿轮齿数和半轴齿轮齿数 的确定。3. 半轴部分强度计算：当受最大牵引力时的强度；制动时强度计算。3）、主要技术参数轴距 L=2687mm发动机：最大功率60kw

2、/5500r/min最大扭矩 140N. m /3300r/minii = 3.545i0 = 4 . 111总重：m a =1710kg4）、要上交材料 AutoCAD装配图一张（A3纸打印） 零件图1张（手绘4号或3号图纸） 计算设计说明书1份（打印） AutoCAD装配图电子文档1份5）、参考文献1王望予等.汽车设计M.第3版，北京：机械工业出版社,2000.陈家瑞等.汽车构造M.北京:机械工业出版社,2000.3 亚纳，苏兆黎.奥迪100轿车零部件目录M.上海:上海交通大学出版社，1994.4 胡亚庄等.轿车与轻型商用汽车M.北京:人民交通出版社，1993.5 刘惟信编著.圆锥齿轮与双

3、曲面齿轮传动M.北京:人民交通出版社，1980.设计内容结果主减速器基本参数选择与设计计算主减速比i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，我们根据表1得 到的数据为主减速比i0=4.1，驱动桥离地间隙为h=144mm。1）主减速齿轮计算载荷的确定：格里森齿制锥齿轮计算载荷有以下三种确定方法：a. 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TceT = k - T - k - i - i - i -n / ncede max1 f 0=1 * 145 *1 * 1 * 3.545 * 4.111 * 0.9 * 1/1 = 1901 .841 N - m式中，kd

4、猛接离合器所产生的动载系数，取kd-1;Temax发动机最大转矩，由已知得Temax-145 N-m;k液力变矩器变矩系数，k-1;i1变速器一档传动比，L-3.545;if分动器传动比，if-1;i0主减速器传动比，i0-4.111;n 发动机到万向传动轴之间的传动效率，取n -0.9；n驱动桥数目，n-1;b. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcst _ G2m 中l _ 8379 *1.3 *0.85 *0.2975 _ 2899 46 ncs i -n1*0.95式中，G2汽车满载状态下一个驱动器上的静载荷N,算得：G-1710/2*9.8-8379N;m2汽车最大加速度时后

5、轴负荷转移系数，取m2-1.3;f轮胎与路面附着系数，查资料得f-0.85；rr车轮滚动半径，m,查出轮胎规格185SR14,算得-0.2975m;i：主减速器从动齿轮到车轮之间传动比，im-1;1nm主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率取n m-0.95；c. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮计算转矩TcFtFrcf i n n式中，汽车日常行驶平均牵引力，fiwj等号后分别为滚动阻力，坡度阻力，空气阻力，加速阻力，日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力Tce=1901.841NmTcs=2899.46NmTc =minTeEs =1901.841Nm日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力其中：Ga为整车

6、重力，GCd为空气助力系数，Cd80 km/hT cf=F + F = G - f + C d p 2f w a 21.15 a= 16758N ; f为滚动阻力系数，f=0.025=0.8 ; A迎风面积，A=2.5 m 2，a日常平均行驶车速，*a =TcF=304.68NmT =514.02 z5 N-mT =82.34 zN.m1024 .15 * 0.2975 =304 .68 N - m1*1*1故：计算锥齿轮最大应力时，计算转矩，：=min-x,-二=1901.841 N-m主减速器主动齿轮的平均计算转矩Tz（Nm）为：按最大应力计算T = Tc= 1901 .841 = 514

7、 .025 N - mz i -n 4.111 *0.9a 击舟去T304.6 8按疲劳寿叩计算 T = - c = 82.3 4 N - ml0 门 G .2）主减速器齿轮基本参数的选择：a.齿数的选择 齿数选择的基本依据为：当i0较小（3.55 ）时，主动齿轮的齿数z1可取为712, 为了磨合均匀，主从动齿轮的齿数Z,z2之间应避免有公约数，为了得到理想的齿面重叠系数，其 齿数之和不应小于50。由i0=4.111主动齿轮齿数取Z=9,贝0 z2=uZ=4.111*9=37,取z2=370故实际传动比0 i = 4.11112129z1=9z2=37i=4.111z1=9，z2=37， i=

8、4.111b.节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩按经验公式算出d = K -Jt = 14 或 1901 .841 = 173 .455 mm初选 D2=173.455mm式中，D2从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）；Kd2直径系数，取Kd2=14 ； Tc计算转矩，（N-m）.c.齿轮端面模数的选择 由m = d2 / z2 = 4.688 mm得到从动锥齿轮大端端面模 数，并用m=4.7mm = K - T 校核，校核后m = K - T = 0.34 * %1901 .841 = 4.212 mm 4.688 mm。故取 m=4.7mm.所以 D 二=37*4.7=173.9 mm

9、； D =9*4.7=42.3 mm.可计算得两锥齿轮的节锥角g1、g2和节锥距A0y = arctan z / z = 13 .67Y 2 = 90 -y 1 = 76.33 g1=13.67, g2=7633ddA =1= 202 sin y 2 sin y164=89 .49 mm2* sin 76.3d.齿面宽的选择从动齿轮齿面宽推荐为b = 0.155 D = 0.155 *173 .9 = 26.95mm 取整:=27mmi=1.1：:=1.1*27 七 30 mm。.双曲面齿轮的偏移距 对于轿车，主减速器的E值，不应超过从动齿轮节圆直径的20%E 893N/mm；但由于齿轮材质以

10、及制作工艺的提高，许用应力可提高20%25%，所以单位齿长上的圆周力符合许用值的要求，校核通过。按最大附着力矩计算时，p 1.6mm所以 K = I5 = 0.63s 125.4 )Km齿面载荷分配系数主动齿轮为悬臂式，Km = 1.1L25，取Km = 1.2从动齿轮为悬臂式，Km= 1，取Km = 1.05Kv 质量系数，Kv =1b 齿面宽，主动齿轮1 = 30 mm，从动齿轮b 2 = 27 mmD分度圆直径，主动齿轮D = D = 173 .9 = 42.30mm1 i 4.1110从动齿轮D2 = 173 .9mmJ w综合系数，主动齿轮j二270，从动齿轮J =0.224对于从动

11、齿轮:按最大弯曲应力计bw 22 x 1901 .841 x 1 x 0.63 x 1.05x 10 31 x 4.7 x 27 x 173 .9 x 0.224=509 .0 MPa按疲劳弯曲应力计算。2 x 304 .6 8 x 1 x 0.63 x 1.05 x 10 31 x 4.7 x 27 x 173 .9 x 0.224=81 .54 MPa对于主动齿轮:按最大弯曲应力计算bw 12 x 514 .025 x 1 x 0.63 x 1.2 X 10 31 X 4.7 X 30 X 42.30 x 0.270=486 .62MPa按疲劳弯曲应力计算b |w 12 x 82.3 4

12、x 1 x 0.63 x 1.2 x 10 31 x 4.7 x 30 x 42.30 x 0.270=77 .31 MPaT = min T T b = 700 MPa按c L ce， cs计算的最大弯曲应力不超过L wJcs按Tc = Tcf计算的疲劳弯曲应力不应超过b w = 210 MPa 由上述计算结果可知：b w1 b w ，b w 2 b w 所以最大弯曲应力符合设计要求V b w，b w2 b w，c.采用轮齿接触强度进行计算双曲面齿轮轮齿的齿面接触应力:2T2 K K . K x 103K - b J式中：Cp综合弹性系数1 钢对钢的齿轮CP = 234 N 2 /mmD1

13、主动齿轮T2大端分度圆直径D广42-17 Tz 主动齿轮Tz计算转矩，T = 514.025 N - mT = 82.34 N - mmK 尺寸系数，K广1气表面品质系数，犬广1b b1和b2中较小的齿面宽，b = b = 27 mmJ 齿面接触强度的综合系数，J = 0.286最大弯曲应力算双曲面齿轮轮齿齿面接触应力：Y K0 I K K x j。,K - b - J1 式中：Cp综合弹性系数，钢对钢的齿轮Cp = 234 N 2 /mmT王动齿轮2大瑞分度圆直径D = 42.30 mm主动齿轮Tz计算转矩，T = 514.025 N - m T = 82.34 N - mm尺寸系数，K广1

14、 表面品质系数，犬f= 1b1和b2中较小的齿面宽，b = b = 27 mm齿面接触强度的综合系数，J = 0.286234；2 x 514.025 x 1 x 1 x 1.05 x 1按最大弯曲应力算C 广 42.30 x 1 x 27 xO.286* =234按疲劳接触应力算 J42.30 x2 x 82.34 x 1 x 1 x 1.05 x 1 x 1000 = 827.8 MPa1 x 27 x 0.286T = min T T g = 2800 MPa按2 L ce， c/计算的最大接触应力不应超过L J按T2 = Tcf计算的疲劳接触应力不应超过J = 1750 MPa由上述计

15、算结果可知”j ， j j 所以主减速器锥齿轮的接触应力符合要求bJ双曲面齿轮轮齿的齿面接触应力：匕 2 K0 KK Kf x 103K - b J1 式中：Cp综合弹性系数，钢对钢的齿轮Cp = 234 N 2 /mmD1主动齿轮T2大端分度圆直径D = 42.30 mmTz 主动齿轮Tz计算转矩，T = 514.025 N m T = 82.34 N mmK尺寸系数，K = 1犬f表面品质系数，K= 1b b1和b2中较小的齿面宽，b = b = 27 mmJ 齿面接触强度的综合系数，J = 0.286按最大弯曲应力算bJ2342 x 514.025 x 1x1x1.05 x1 顶。206

16、8 13 MP42.30.1 x 27 x 0.286按疲劳接触应力算234,2 x 82.34 x 1 x 1 x 1.05 x 1x vx 1000 = 827.8 MPa 42.301 x 27 x 0.286=min TceT 计算的最大接触应力不应超过b J = 2800 MPacs=Tcf计算的疲劳接触应力不应超过b = 1750 MPaj由上述计算结果可知b J b b b J所以主减速器锥齿轮的接触应力符合要求4）主减速器齿轮的材料及热处理：汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击 等优点，其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和

17、擦伤等。对驱动桥齿轮材 料及热处理应有以下要求：1具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度及好的齿面耐磨性， 故齿表面应有高的硬度；2齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿 根部折断；3钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制， 以提高产品质量，减少制造成本并降低废品率；4选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情 况。汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均采用渗碳合金钢制造。本次设计采用 钢号为20CrMnTi的钢材制造。用渗碳合金钢制造的齿轮经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬 度可高达HRC5864,而芯部硬度较低，HRC3245。对于渗碳

18、层深度，端面模数少于5时，为0.91.3mm，我们将此深度设定为1.3mm。由于新齿轮润滑不良，双曲面齿轮副在热处理和精加工后均应以厚度为0.0050.0100.020mm 的磷化处理，之后对齿面进行喷丸处理，这样有可能提高寿命达25%。5）主减速器轴承的计算：按扭转强度估算主减速器主动轴的最小直径为, P 66d . = C V = 110 *V2328 6 = %46mm材料选择 45 调质钢取 最 小 直 径d=33.46*（1+3%）=34.4mm 36 mmdmin=36mm参考资料中GB/T297-94,我们根据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号为圆锥滚子轴承 32908和320

19、10，其轴承内径分别为40mm和50mm。因为主动锥齿轮为逆时针方向旋转，螺旋方向为左旋，由资料中查得公式可知：主动锥齿轮上总的轴向力为：F =(tan a - sin y - sin P - cos y )az cos P1963 .9(tan 19。sin 13.67。一 sin 35 o cos 13.67。)= 1141 .09N cos 35 o总的径向力为:F = (tan a - cos y + sin P - sin y )1963 .9=(tan 19 o cos 13.67。+ sin 35。sin 13.67。)= 1127 .12 Ncos 35。式中，F齿面宽中点处的

20、圆周力，2 T F = 一 dm2*145*1000 = 1963 .9 ND 2 b2 *sin 76.3 3。(173 .9 27 * sin 76.3 3。)悬臂式支承主动锥齿轮的轴承A、B径向载荷的计算（参看图3,取a=35mm; b=75mm）：rIF日. rFRE(a+b Pazrniiis 矿r=一一一 :一 - =6788.10 N土=三一孑-1=4538仆根据R及A计算所得的P值是该轴承的总当量动载荷Pd，可直接用于球轴承的额定寿命L(106 转)dmin=36m mL=1096123.2260 nL = （C） =（丛8）10/3 = 1096123 .22 fpQ1.4式

21、中，C轴承的额定动载荷，由轴承手册查得90.8:温度系数，查得土=1寿命指数，对圆锥滚子轴承取 = 10/3;载荷系数，取= 1.4轴承的当量动载荷，:_=X Ff+Y.=f = 1在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命，L -10 61096123 .22 *106=7845352 .9 h 60 * 2328 .6式中，n轴承的计算转速（r/min），可据汽车平均行驶车速计算，n=4.1-n :l =784535h2.92.66 v2.66 *80口、，从动齿轮轴承的计算转矩为n=715 .29 r/min， vam取为 80km/h，L -10 61096123 .22 *106

22、=19155224 .1h60 n80 *715 .296）主减速器的润滑：主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均须润滑，通常在从动齿轮的前端近主动 齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集来再 经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子轴承在旋转时的泵油作用，使润滑 油由圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥中间的油盆中，使润滑 油得到循环。这样不断可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不 被破坏，为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。为了防止因温度 升高而使主减速器壳和桥壳内部压力

23、升高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通 气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位 置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。差速器的设计计算差速器的作用是为了消除由于左、右驱动轮在运动学上的不协调而产生的弊病，保证汽车 驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特征，从而满足了汽车行驶运动学的要求。 I 差速器运动学及内摩擦1）工作原理及运动特性：本次设计采用对称式圆锥行星齿轮差速器，其工作原理如下：wo为主减速器从动齿轮或差速器壳的 角速度；W1，w2分别为左、右驱动 车轮或差速器半轴齿轮的角速度；w3 为

24、行星齿轮绕其轴的自转角速度。当差速器开始工作时，行星齿轮不仅有 绕半轴齿轮中心的“公转”，而且还有绕行星齿轮轴以角速度W3的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的 转速将增高，外侧半轴齿轮的角速度为1z+ r3 z1内侧半轴齿轮的角速度为2z-一；由此可知+ =212)差速器技术参数：差速器的内摩擦使驱动桥左右半轴的转矩分配改变，这有利于改变汽车的通过性。例如当汽 车的一个驱动轮由于附着力变坏而开始滑转时，传给它的转矩就减小，而传到不滑转车轮的转矩却相 应增大了，结果在汽车左右驱动车轮上的总牵引力可能达到的最大数值为Ft maxT=2 F +f，由中 min r此可见，由于差速器的内摩擦使汽车总牵引

25、力增大了 T/rr。T通常米用锁紧系数K=r表示两侧驱动轮的转矩可能相差的最大倍数T1它也说明了迫使差速器工作 一， T ，一.所需的力矩大小；米用转矩分配系数8 = f表示差速器的转矩分配特性。T0参照资料1推荐数据，我们取锁紧系数K=1.5；转矩分配系数8= 0.6。II.差速器的结构组成和参数选择对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮和2个行星齿轮，行星齿轮轴， 半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。行星齿轮的背面和差速器壳相应位置的内表面均做成球面， 保证行星齿轮对正中心，以利于和两个半轴齿轮正确的啮合。1)差速器齿轮的基本参数选择：a. 行星齿轮数目的选择 轿车常用2个行星齿

26、轮b. 行星齿轮球面半径RB(mm)的确定可据经验公式R = K = 3 * J1901 .841 = 37 .2 mm式中Kb行星齿轮球面半径系数，推荐选择KB = 3，R =37.2mbmA =37mm0Rb确定后，可据气=(0.98 0.99)rb来预选其节锥距。d=22mmA =37mm0c.行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮有较高强度，应使行星齿 轮的齿数尽量少，但一般不应小于10。半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围。为满足安装要求，左、右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目整除，即 乙2 L +乙2 R =整数，n为

27、满足以上要求，我们取Z1=11，Z2L=Z2R=22d.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圆锥齿轮的节锥角研，Z11y. = arctan r = arctan = 26 .5 7 2y = arctan 马=arctan 癸-=63 .23 2z 111其中Z和z2为行星齿轮和半轴齿轮齿数 再根据下式确定圆锥齿轮大端模数m = sin y = sin y = _sin 63 .23 = 3.0mmz 11z 2222m=3.0mm则节圆直径为=z 1 m = 11 * 3.0 = 33mmd1=34mmd = z m = 22 * 3.0 = 66.0mmd2=66.0

28、mme. 压力角a目前汽车差速器齿轮大都采用22 30 的压力角，齿高系数为0.8,最少齿数为10，并且在校 齿轮齿顶不变尖的条件下，还可以有切向修正加大半 轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。f. 行星齿轮安装孔直径d及其深度L的确定(见图) 行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，而行星 齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长 度。常取 L = 1.1 d = 1.1*18.28 - 20 mmL=20mm4=11, Z2L=Z2R= 22d1=33mmd =66.0m2m=3.0mma=22 30d=18.28m m L=20mmd I1 10 3 I 1901 .8

29、41 *100018 281.1y - n - rd1.1*98 * 2 * 26 .4式中，T0差速器传递的转矩，取minx二(N - m );n彳亍星齿轮数，n=2；上一一行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，rd - 0.4d2 =0.4*66=26.4 mm;a支承面的许用挤压应力，取为98MPa。 cg.其它几何尺寸数据参考资料表查得：齿面宽 F=(0.250.3)A0=11.0mm;工作齿高 h =1.6m=4.8mm;g齿全高 h=1.788m+0.051=5.42mm;径向间隙 c=h-hg=0.62mm;2)差速器齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不考虑

30、，这是由于行星齿轮在差速器 的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时兴行星齿轮和半轴齿轮 之间才有相对滚 动的缘故。汽车差速器齿轮的弯曲应力为：_ 2 103Tk k _2000 *570.55 *1*1.1_ 493 27费w k mb d Jn 1*3.0* 27 * 66 *0.238 * 2s =493.27MPa sw式中，T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩(N - m ) , T _尊06; nT.计算转矩，T=1901.841Nm ；n差速器行星齿轮数，n=2；ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，Ks=1.0;k：一载荷分配系数，取km=1.1；S

31、kv质量系数，取kv=1；J -计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由资料查得J=0.267*0.89=0.238;按上式计算的汽车差速器齿轮的弯曲应力，应不大于980Mpa，由493.27Mpa980Mpa,故校 核通过。车轮传动装置设计计算驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动 车轮。在断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置包括半轴和等速万向节，这时半轴和等速万向 节将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。I .半轴的形式全浮式半轴的外端与轮毂相连，而轮毂又由一对轴 承支承于桥壳的半轴套管上，多采用一对圆锥滚子轴 承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端相向安装并

32、有 一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧。由于车轮 所承受的垂向力22、纵向力X2和侧向力Y2以及由他 们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全 浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。II. 半轴的设计与计算 1）半轴的计算载荷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X2 （驱动力或制动力）最大时（X2=Z2f），附着系数取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Z2f1，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 在计算中取1.0，没有纵向力作用；3垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不

33、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X2、侧向力Y2值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 Z 中=.：X 2 + Y 2故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。2）半浮式半轴的设计计算（1）制动时强度计算汽车满载静止于地面上时驱动桥给地面载荷：m = 855 kgG2 = 855 x 9.8 = 8379 N汽车重量转移系数：m2 = 0/750与5取0.8附着系数：中=70.98取0.8纵向力按最大附着力算：X = x f = m2G2 中=08 x 8379 x 0.75 = 25

34、14 N2 右 2 222滚动半径：气=0.2975 mmM 扭=X 左 r = 747 .92（N - m ）d=26 mm半轴承受的扭转应力t = M 扭 X 10 3 = 747 .92 X 10 3 = 216 .7 N mm 2 500N/md 3 26 31616s IT $1000女 if杆部直径初选：d= KT?以2.05-2.18）. - =（25.3-27.0mm）取 d=26 mm（2）受最大牵引力时强度计算对于驱动车轮来说，当发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力（见 下式）小于按最大附着力所决定的纵向力时，则应按下式计算，即X 2左或X 2右* J max

35、 I门tL& 差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥齿轮差速器取0.6Te max发动机最大转矩（N - m ）；妇一一传动系最低档传动比，即为变速器一档传动比、副变速器或分动器低档传动比与主减速比之乘积;门t 汽车传动系效率，计算时可忽略不记或取0.9；rr轮胎的滚动半径（m）。a. 发动机最大扭矩M e max，传动系最低档数比传到半轴上扭矩M 扭广M max 1” 0=0.6 x 145 x 3.545 x 4.111=1267 .9 N - m由技术资料得：& = 6 ；，广 3,545 ； 0 = 4,111 ob. 取m 2 = 1.49 = -8X = m2G2 9 =里X 8379

36、 X 0.8 = 4692（N）2左 22M 扭=X 左 r = 4692 x 0.2975 = 1395 .9N - m式中G2 满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，N；M汽车加速和减速时的质量系数，对于前驱动桥可取m 1=1.41.7，对于后驱动桥可取m 2 = 1.21.4 ；中轮胎与地面附着系数，取0.8。取a、b中较小者M扭=1267.9 N - mM 扭兀 d 3 161267 .9 x 16兀 x 26 3x 10 3 = 367 .4 N ； mm 2 500(3) 半轴在最大扭矩时其花键的剪切应力与挤压应力M 扭=1267 .9 N - mD = 34 mm半轴花键外径d

37、= 30 mm相配的花键孔内径,花键齿数有效工作长度b = 3 mm花键宽中=0.75载荷分布的不均匀系数M扭10 3=44 .0273MPaM x 10 3 扭(D )2 J1267 .9 x 10 3=88.05 196 N; mm 234 + 30 - 4 x 12 x 50 x 0.7542合格。III. 半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小与其杆部直径，常将加工花键的端部做得粗些，并适当减小花 键槽的深度，因此花键齿数必须相应的增加，常取10齿至18齿，半轴的破坏形式多为扭转疲 劳破坏，因此在结构设计中应尽量加大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。为了使半轴杆 部和突

38、缘间的过渡圆角有较大的半径而又不至与其他零件产生干涉，常将半轴突缘用平锻机锻 成所需形状。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较多。半轴采用我国研制的新钢种40MnB制造，热处理采用高频、中频感应淬火。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，尤其是疲劳强度的提高十分显著。参考资料:1王丰元等.王望予等.3 陈家瑞等.4 乔维高等.5 李卫平等.6 朱如鹏等.7 徐龙祥等.8 刘惟信编著汽车设计课程设计指导书.汽车设计（第四版）.汽车构造（第三版下册）.奥迪轿车结构与使用维修.奥迪轿车构造、使用与维修.机械原理.机械设计.汽车车桥设计.中国电力出版社.机械工业出版社. 机械工业出版社. 金盾出版社.中国物资出版社.南京航空航天大学 高等教育出版社 清华大学出版社，2009年3月； 2007年6月； 2009年6月； 1996年3月； 1995年9月； 2006年1月; 2008年6月; 2004年1月