低速载货汽车驱动桥的研究设计.docx

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低速载货汽车驱动桥的研究设计

低速载货汽车驱动桥的设计

第1章绪论

汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩和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。

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。

本课题主要对其主减速器、差速器、半轴以及桥壳等的设计，设计出小型低速载货汽车后驱动桥，协调设计车辆的全局。

1.1本课题的来源、基本前提条件和技术要求

1.本课题的来源：

轻型载货汽车在汽车生产中占有大的比重。

驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。

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2.要完成本课题的基本前提条件：

在主要参数确定的情况下，设计选用驱动桥的各个部件，选出最佳的方案。

3.技术要求：

设计出的驱动桥符合国家各项轻型货车的标准，运行稳定可靠，成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。

1.2本课题要解决的主要问题和设计总体思路

1.本课题要解决的主要问题：

设计出适合本课题的驱动桥。

汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。

在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。

首先是因为绝大多数的发动机在汽车上的安置是纵向的，为了使其转矩能够传递给左、右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。

其次，需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。

因此，要想使汽车驱动桥的设计合理，首先必须选好传动系的总传动比，并将它恰当地分配给变速器和驱动桥。

2.本课题设计的总体思路：

非断开式驱动桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它要求有足够的强度和刚度，同时还要尽量地减轻其重量。

所选择的减速器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。

对载货汽车，由于它们有时会遇到坎坷不平的坏路面，要求它们的驱动桥有足够的离地间隙，以满足汽车在通过性方面的要求。

驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件，提高它们的加工精

度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，是降低驱动桥工作噪声的有效措施。

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，从而改善汽车行驶的平顺性。

1.3预期的成果

设计出小型低速载货汽车的驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，配合其他同组同学，协调设计车辆的全局。

使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。

1.提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。

2.改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益。

1.4国内外发展状况

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，这不仅仅只对乘用车，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，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。

所以设计新型的驱动桥成为新的课题。

低速载货汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。

生产出质量好，操作简便，价格便宜的低速载货汽车将适合大多数消费者的要求。

在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。

第2章总体方案论证

驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。

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。

驱动桥设计应当满足如下基本要求：

a）所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。

b）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。

c）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。

d）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。

e）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。

f）与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。

g）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。

驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。

当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。

因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。

独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。

2.1非断开式驱动桥

普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。

他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。

这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。

驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。

在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。

在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。

在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。

对于轮边减速器：

越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。

在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。

2.2断开式驱动桥

断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。

断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。

另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。

这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。

主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。

两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。

汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。

断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。

但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。

2.3多桥驱动的布置

为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。

在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。

相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。

前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。

而对8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。

为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。

在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。

汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。

其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。

这对于汽车的设计（如汽车的变型）、制造和维修，都带来方便。

由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。

其结构如图2-1所示：

1－半轴2－圆锥滚子轴承3－支承螺栓4－主减速器从动锥齿轮5－油封6－主减速器主动锥齿轮7－弹簧座8－垫圈9－轮毂10－调整螺母

图2-1驱动桥

2.4本章小结

本章主要介绍了汽车车桥结构型式几种不同的方案，经过各种不同方案优、缺点的比较，最终选择普通非断开式驱动桥。

驱动桥采用普通非断开式驱动桥。

因为它结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛应用于各种载货汽车。

它的特点是桥壳是一根支撑在左、右驱动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及半轴等所有的传动机件都装在其中。

这虽然使汽车的簧下质量增大，但是鉴于上述的优点，可在驱动桥的主减速器以及驱动桥桥壳上优选以减轻质量，这样可弥补不足。

如主减速器的型式（单级主减速器）、减速器壳的材料（高强度的球墨铸铁代替普通的可锻造铸铁来铸造减速器壳）以及桥壳的形式（采用钢板冲压—焊接的整体式桥壳及钢管扩制的整体式桥壳）。

第3章主减速器设计

此处删除XXXXXXXX

XXXXXXXXXXXXXXXXXX

XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX

XXXXXXX约5000字,需完整说明书联系Q2215891151。

C′r=

（3.22）

式中：

ft—温度系数，查文献[4]，得ft=1；

ε—滚子轴承的寿命系数，查文献[4]，得ε=10/3；

n—轴承转速，r/min；

L′h—轴承的预期寿命，5000h；

将各参数代入式（3-22）中，有；

C′r=24061N

初选轴承型号

查文献[3]，初步选择Cr=24330N>C′r的圆锥滚子轴承7206E。

验算7206E圆锥滚子轴承的寿命

Lh=

（3.23）

将各参数代入式（3-21）中，有：

Lh=4151h<5000h

所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选7207E轴承,经检验能满足。

轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。

3.7本章小结

本章是对主减速器的设计，确定主减速器结构形式，以及通过确定主减速比，对主减速器主、从动锥齿轮参数的确定及强度的校核；轴承型号确定及校核都进行了严格的计算。

第4章差速器设计

汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。

这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。

为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。

差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。

差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。

4.1差速器结构形式选择

汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。

它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。

普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。

齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。

强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。

当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。

差速锁在军用汽车上应用较广。

查阅文献[5]经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。

普通的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，4个行星齿轮（少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮），行星齿轮轴（不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构），半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。

由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。

例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。

4.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计

1）行星齿轮数n

通常情况下，货车的行星齿轮数n=4。

2）行星齿轮球面半径Rb

行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。

Rb=Kb

（4.1）

式中：

Kb—行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5～3.0，对于有两个行星齿轮的轿车取最大值；

Td—差速器计算转矩，Nm；

将各参数代入式（4-1），有：

Rb=34mm

3）行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2

为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。

半轴齿轮齿数z2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，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。

查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比

=2，半轴齿轮齿数z2=24，行星齿轮的齿数z1=12。

4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m

行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2分别为：

γ1=

（4.2）

γ2=

（4.3）

将各参数分别代入式（4—2）与式（4—3），有：

γ1=27°，γ2=63°

锥齿轮大端模数m为

m=

（4.4）

将各参数代入式（4-4），有：

m=5.497

查阅文献[3]，取模数m=5.5

5）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数

按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表4-1。

6）压力角α

汽车差速齿轮大都采用压力角α=22°30′，齿高系数为0.8的齿形。

表4-1半轴齿轮与行星齿轮参数

参数

符号

半轴齿轮

行星齿轮

分度圆直径

d

141

96

齿顶高

ha

1.83

3.76

齿根高

hf

4.43

2.5

齿顶圆直径

da

144

103

齿根圆直径

df

133

84

齿顶角

θa

4°19′

2°31′

齿根角

θf

2°31′

4°19′

分度圆锥角

δ

63°

27°

顶锥角

δa

67°19′

29°31′

根锥角

δf

60°29′

22°41′

锥距

R

47

47

分度圆齿厚

s

9

9

齿宽

b

20

27

7）行星齿轮轴用直径d

行星齿轮轴用直径d（mm）为

d=

（4.5）

式中：

T0—差速器壳传递的转矩，Nm；

n—行星齿轮数；

rd—行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm；

[σc]—支承面许用挤压应力，取98MPa；

将各参数代入式（4-5）中，有：

d=15.7mm，取16mm。

4.3差速器齿轮的材料

差速器齿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。

4.4普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算

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传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行使不同的路程时，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σw（MPa）为

σw=

（4.6）

式中：

n—行星齿轮数；

J—综合系数，取0.01；

b2—半轴齿轮齿宽，mm；

d2—半轴齿轮大端分度圆直径，mm；

T—半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6T0；

ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取；

将各参数代入式（4-6）中，有：

σw=852MPa

按照文献[1],差速器齿轮的σw≤[σw]=980MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。

4.5本章小结

本章是对差速器的设计，首先选定差速器形式，然后确定行星齿轮和半轴齿轮的主要参数并对其强度进行计算。

第5章半轴设计

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。

在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。

在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。

在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。

5.1半轴的型式

普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。

半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接）。

因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。

由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。

用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。

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，而半轴则以其端部与轮毂相固定。

由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。

侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。

可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。

全浮式半轴的外端与轮毂相联，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应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。

由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它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。

但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为5～70MPa。

具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。

但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。

5.2半轴的设计与计算

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最大时（X2＝Z2

）附着系数尹取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Z2

中，，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数

，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:

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。

5.2.1全浮式半轴的设计计算

本课题采用带有凸缘的全浮式半轴，其详细的计算校核如下：

全浮式半轴计算载荷的确定

全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行：

T=ξTemaxig1i0（5.1）

式中：

ξ——差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取

＝0.6；

ig1——变速器1挡传动比；

i0——主减速比。

已知：

Temax＝430Nm；ig1＝7.48；i0＝6.33；

=0.6

计算结果：

T=0.6×430×7.48×6.33

=12215N.m

在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行：

（5.2）

式中：

d——半轴杆部直径，mm；

T——半轴的计算转矩，Nrn；

[

]——半轴扭转许用应力，MPa。

根据上式带入T＝12215Nm，得：

32.50mm≤d≤33.85mm

取：

d=33mm

给定一个安全系数k=1.5

d=k×d

=1.5×33

=50mm

全浮式半轴支承转矩，其计算转矩为：

（5.3）

三种半轴的扭转应力由下式计算：

（5.4）

式中：

——半轴的扭转应力，MPa；

T—一半轴的计算转矩，T=12215Nm；

d——半轴杆部直径，d=50mm。

将数据带入式（5-3）、（5-4）得：

=528MPa

半轴花键的剪切应力为

（5.5）

半轴花键的挤压应力为

（5.6）

式中：

T——半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；

DB——半轴花键（轴）外径，DB=54mm；

dA——相配的花键孔内径，dA=50mm；

z——花键齿数；

Lp——花键工作长度，Lp=70mm；

B——花键齿宽，B=9mm；

——载荷分布的不均匀系数，取0.75。

将数据带入式（5-5）、（5-6）得：

=68Mpa

=169MPa

半轴的最大扭转角为

（5.7）

式中：

T——半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；

l——半轴长度，l=900mm；

G——材料的剪切弹性模量，MPa；

J——半轴横截面的极惯性矩，mm4。

将数据带入式（5-7）得：

=8°

半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。

当采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。

在保证安全系数在1.3～1.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[

＝490～588MPa。

对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较