-
汽车设计课程设计说明书
题目：长安之星驱动桥设计
姓名：
专业名称：车辆工程
指导教师：
日期：
1
目
录
一、课程设计任务书
.......
.................................................
3
二、总体结构设计
.............................................
.............
4
三、主减速器部分设计
......
................................................
4
1
、主减速器齿轮计算载荷的确定
<
/p>
.
............................
.............
4
2
、锥齿轮主要参数选择
.
................................
.................
6
3
、主减速器强度计算
.
.................................
..................
7
四、差速器部分设计
.......
.................................................
8
1
、差速器主参数选择
.
.................................
..................
8
2
、差速器齿轮强度计算
.
................................
.................
9
五、半轴的设计
.........
..................................................
10
1
、半浮式半轴尺寸计算
.
................................
................
10
2
、半浮式半轴结构形式分析
.
..............................
..............
12
3
、半浮式半轴杆部半径的确定
.
.............................
.............
13
4
、半轴花键的强度计算
.
................................
................
15
5
、半轴的结构设计及材料与热处理
.
...........................
...........
16
六、驱动桥壳设计
........
.................................................
16
1
、驱动桥壳的选择
.
..................................
..................
16
2
、驱动桥壳强度计算
.
.................................
.................
17
七、驱动桥部分零件三维建模图
..
...........................................
18
八、驱动桥二，三维建模图
<
/p>
........................................
.........
21
九、设计小结
..........
..................................................
.
25
十、参考文献
............................................ .................
26
十一、项目合同书
........
.................................................
27
十二、自评互评表
............................................ .............
28
十三、组织结构与分工、进度表
..
...........................................
29
十四、驱动桥课后作业
..........................................
...........
30
十五、中英文对照
........
.................................................
31
2
一、课程设计任务书
1
、题目
《长安之星驱动桥设计》
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。
（
4
）驱动桥强度计算：①桥壳的静弯曲应力
②不平路载下的桥壳强度
③最大牵引力时的桥壳强度
④紧急制动时的桥壳强度
⑤最大侧向力时的桥壳强度
3
、主要技术参数
发动机最大马力
82ps
发动机最大功率
60kw
发动机最大扭矩
102N.m
轴距
2350mm
后轮距
1290mm
整备质量
920kg
满载质量
1480kg
后轮胎规格
165/70 R13
变速器一档传动比
3.5
3
设计内容
二、总体结构设计
采用非断开式驱动桥，单级圆锥齿轮减速器。
减速比：
4.5
桥壳形式：整体式
半轴形式：半浮式半轴
差速器形式：直齿圆锥齿轮式
结果
三、主减速器部分设计
由于所设计车型为乘用车，主减速比不是很大，故采用单级单速主减速器。考虑到离地间< p>
隙问题，选用双曲面齿轮副传动，减小从动齿轮尺寸，增大最小离地间隙。又由于安装空间的
限制，采用悬臂式支承。
1
、主减速器齿轮计算载荷的确定
（
1<
/p>
）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
T
ce
K
d<
/p>
?
T
em
?
K
?
i
1
?
i
f
?
i
o
?
?
< br>T
ce
?
n
（汽车设计
P148
）
式中
：
T
em
——发动机最大转矩
,
T
em
=102N<
/p>
﹒
m
K
d
——动载系数，由性能系数
f
i
确定
当
0.195×
m
a
g
×
T
em
<16
时
，
f
i
=0.01
（
16-
0.195
×
m
a
g/T
em
）；
当
0.1
95×
m
a
g
×
T
em
≥16
时，
f
i
=0
。式中，
m
a
为汽车满载质量，
m
a
＝
1340
＋
2735
＝
4075kg
，0.195×
m
a
g/T
em
< br>＝
45.4>16
，
f
i
<0
，所以选
K
d
＝
1
。
K
——液力变矩系数，该减速器无液力变矩器，
K=1
i
1
——变速器一档传动比，
i
1
＝
3.5
i
f
——分动箱传动比，该减速器无
分动箱，
i
f
＝
1
i
0
——主减速器传动比，<
/p>
i
0
＝
4.5
η
——发动机到从动锥齿轮之间的传
动效率，取
η
＝
90%
n
——计算驱动桥数，
n=1
由上面数据计算得：
T
ce
< br> =1445.85 N
﹒
m
（
2
）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算转矩
T
cs
T
ce
=
1445.85N
﹒
m
4
<
/p>
G
2
m
2
'
?
r
r
T
cs
?
i
m
?
m
（汽车设计
P149
）
式中：
G
2
—
—满载状态下一个驱动桥上的静载荷，
G
2
＝
7687.12kN
m
2
’——汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数，取
m
2
’＝
1.3
υ
——轮胎与
路面间的附着系数，取
υ
＝
0.85
r
r
——车轮
滚动半径，
r
r
=0.0254[d/
2+b(1-a)]
，轮胎规格为
165/70
R13
，
r
r
＝
(0.0254*13+0.1
65*0.7)/2
＝
0.28m
i
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传动比，
< br>i
m
＝
1
η
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，
η
m
＝
0.98
由上面数据计算得：
T
cs
＝
2240
.2464N
?
m
（
3
）按日常平均行驶转矩确定从动齿轮计算转矩
T
cs
＝<
/p>
2240.246N
?
m
T
cf
?
F
t
r
r
i
m
?
m
n
式中：
F
t
——汽车日常行驶平均牵引力
, F
t
=F
f
+F
i
+F
w
+F
j
。日常行驶忽略坡度阻力和加速阻
力，
F
i
=F
j
=0
，滚动阻力
F<
/p>
f
=W
﹒
f
，其中车滚动阻力系数
f
为
0.015~0.020
，取
f=0.02
，
W=11760N
，因此
F
f
=652N
；空气阻力
F
w
=C
D
﹒
A
﹒
u
a
/21.15
，车空气
阻
力系数
C
D
为
0.80~1.00
，取
C
D
=0.35
，迎风面积
A=2.67m
，日常平均行驶车
速
u
a
＝
65 km/h
，因此
F
w
=426N
。计算得
到：
F
t
=421.88N
。
r
r
——车轮滚动半径，
r
r
=0
.28m
i
m
——主减速器从动齿轮
到车轮间传动比，
i
m
＝
1
η
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，
η
m
＝
0.98
n
——计算驱动桥数，
n=1
由上面
数据计算得：
T
cf
＝
120.537N
﹒
m
（<
/p>
4
）从动锥齿轮计算转矩
当计算锥齿轮最大应力时，
T
c
＝
min[Tce
，
Tcs]
，
T
ce
=144
5.85
﹒
m
，
T
cs
＝
2240.2464N
?
m
，所
2
2
T
cf
＝
120.
537N
﹒
m
?
以
T
c
= T
ce
=1445.85N
m
。当计算锥齿轮
疲劳寿命时，
T
c
＝
< br>T
cf
，
T
cf
＝
120.537N
﹒
m
，所以
T
c
＝
T
cf
＝
120.537N
﹒
m
。
（
5<
/p>
）主动锥齿轮的计算转矩
计
算
锥
齿
轮
最大应力时，
T
z
=357N
?
m
；
计
算
锥
齿
轮
疲劳寿命时，
T
z<
/p>
=29.762N
?
m
< br>。
5
T
Z
?
T
c
i
o
?
G
（汽车设计
P149
）
式中：
η
G
—
—主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副
η
G
＝
95
％。
当计算锥齿轮最大应力时，
T
c
< br>＝
1445.85
?
m
，计算得
T
z
=357
N
?
m
；
<
/p>
当计算锥齿轮疲劳寿命时，
T
c
＝
120.537N
﹒
m
，计算得
T
z
=29.762
N
?
m
。
2
、
锥齿轮主要参数选择
（
1
）主从动齿轮齿数
Z
1<
/p>
，
Z
2
i
0
=4.5
，查表得推荐主动锥齿轮最小齿
数
z
1
=11
，则从动锥齿轮
z
2
=11
×
4.5=49.5
，取整为
50
，重新计算主减速比为
i
0<
/p>
=50/11=4.5
。
重新计算
T
ce
=6457
N
﹒
m
，
T<
/p>
cs
=1445.85N
?
m
，
T
cf
＝
120.537N
﹒
m
。
当计算锥齿轮最大应力时，
T
c
＝
min[T
ce
，
T
cs
]=1445.85N
?
m
< br>；
当计算锥齿轮疲劳寿命时，
T
c
＝
T
cf
=120.537N
﹒
m
。
（
2
）从动锥齿轮分度圆直径
D2
和端面模数
m
s
根据经验公式，
z
1
=11
z
2
=50
i
0
=4.5
D
2
?
K
D
2
3
T
c
(
汽车设计
P149)
D
1
=38
mm
D
2
=
173mm
m
s
=3.46mm
式中：
K
D2
——直径系数，
K
D2
＝
15.3
计算得
D
2
=173mm
则<
/p>
m
s
=D
2
/Z
2
=173/50=3.46mm
同时，
m
s
满
足
m
s
?
K
m
3
T
c
（汽车设计
P150
）
式中：
K
m
为模数系数，
K
m
=0.3~0.4<
/p>
，取
K
m
=0.
4
计算得
m
s
=4.52
取两个计算结果的较小值并取整为
m
s
=3.46mm
，重新计算
D
2
=173mm
。
主动锥齿轮大端分度圆直径
D
1
=D
2
/i
0
=38mm
。
（
3
）齿面宽
b
从动齿轮齿面宽
b2=0.155D2=26.815mm
，
ms=3.46mm,
满足
b2
≤
10ms
。
< br>
主动齿轮齿面宽
b1=1.1b2=1.1
×
26.815mm=29.50m
。
（
4
）双曲面小齿轮
偏移距
E
所设计车辆为轻型货车，要求
E
不大于
0.2D
2
取
E=0.15D
2
=30.06mm
（
5
）中点螺旋角
β
双曲面锥齿轮由
于存在
E
，所以
β
取
β
=40
°，
< br>ε
=2
°
则
β
m1
=36
< br>°
，
β
m2
=34
°
m1
b2=26.815mm
b1=29.50mm
β
m1<
/p>
=36
°
β
m2
=34
°
与
β
m2
不相等
6
（
6
）螺旋方向
发动机旋转方向为逆时针
，为避免轮齿卡死而损坏，应使轴向力离开锥顶方向，符合左手
定则，所以主动齿轮左旋
，从动齿轮右旋。
（
7
）法向压力角
α
<
/p>
货车法向平均压力角取
20
°。
3
、主减速器强度计算
（
1
）单位齿长圆周力
p
主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力
p<
/p>
来估算，
主
动
齿
轮
左
旋，<
/p>
从动齿轮
右旋。
α
=20
°
2
T
e
max
i
1
p
?
?
10
3
D
1
b
2
（汽车设计
P151
）
式中：
T
emax
——发动机最大输出转矩，
T
emax
=102Nm
i
1
——变速器传
动比，
i
1
=3.5
D
1
——主动锥齿轮中心分度圆直径，
D
1
=38mm
b
2
——从动齿面宽，
b
2
=26.815mm
将数值代入，计算得：
p=700.70N/mm
查表得单位齿长圆周力许用值
[p]=1429 N/mm
，
P<[p]
，满足设计要求。
（
2
）齿轮弯曲强度<
/p>
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
单
位
齿
长
圆
周力
p=700.70N/m
m
<[p]
，
满足设
计要
求。
2
T
c
?
K
0
?
K
s
?
K
m
?
w
?
?
10
3
K
v
?
m
s
?
b
?
D
?
J
w
（汽
车设计
P152
）
< br>式中：
T
c
——齿轮的计算转矩
。
T
c
＝
mi
n[Tce
，
Tcs]
和
Tcf
。
K
0
——过载系数，取
K
0
＝
1
K
s
——尺寸系数，
m
s
>1.6mm
时，
K
s
=
（
m
s
/25.4
）
0.25
=0.6
K
m
——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构
K
m
=1~1.1
，取
K
m
=1
K
v
——质量
系数
，
K
v
＝
1
m
s
——从
动锥齿轮断面模数，
m
s
=3.46m
m
b
——齿面宽，主动齿轮
b
1
=29.50mm
，从动齿轮
b
2
=26.815mm
D
——分度圆直径，主动齿轮
D
1
=40.442mm
，从动齿轮
D
2
=173mm
J<
/p>
w
——综合系数，通过查图得，从动齿轮
J
w
=0.25
对于从动齿轮：
7
按最大弯曲应力计算
σ
w2
=432.
3MPa
，
[
σ
w
]=700MPa
，
σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足设计要求
;
按疲劳
弯曲应力计算
σ
w2
=36.04MPa
，
[
σ
w
]=210 MPa
< br>，
σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足设计要求。
对于主动齿轮：
按最大弯曲应力计算
σ
w1
=415.12MPa
，
[
σ
w
]=700MPa
，
σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足设计要求；按疲劳
弯曲应力计算<
/p>
σ
w1
=2.16 MPa
，
[
σ
w
< br>]=210MPa
，
σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足设计要求。
（
3
）齿轮接触强度
?
J
?
C
< br>p
D
1
2
T
z
?
K
0
?
K
s
?
K
m
?
K
f
K
v
?
b
?
J
J
< br>?
10
3
从动齿轮：
按
最
大
弯
曲
应
力计算
σ
w2
=36.04
MPa<[
σ
w
]
；
按
疲
劳
弯
曲
应力计算
σ
w2
=23MPa<<
/p>
[
σ
w
]
满
足
设
计
要
求。
式中：
C
p
——综合弹性系数，钢的齿轮
C
p
=2
32.6
D
1
——主动锥齿轮大端分度圆直径，
D
1
=38mm
T
z
——主动齿轮计算转矩。按最大弯曲应力算时
T
z
=357
N
?
m
，按疲劳弯曲应力算
时
T
z
=29.762 N
?
m
K
0
——过载系数，取
K
0
＝
1
K
s
——尺寸系数，
K
s
=1
主动齿轮：
按
最
大
弯
曲
K
m
——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构<
/p>
K
m
=1~1.1
，取
K
m
=1
应力计算
K
f
——表面品质系数，
K
f
=1
σ
w1
=415.12
MPa<[
σ
w
]
；
K
v
——质量系数
，
K
v
＝
1
按
疲
劳
弯
曲
b
——
b
1
和
b
2
中较小的齿面宽，
b=b
2
=26.815mm
应力计算
J
J
——齿面接触强度的综合系数，通过查接触强度计算用综合系数图得
< br>J
J
=0.20
σ
w1
=2.16
< br>MPa<[
σ
w
]
按
min[T
ce
，
T
cs
]
计算的最大接触应力
σ
J
=1730.00MPa
，
[
σ<
/p>
J
]=2800
MPa
，
满
< br>足
设
计
要
求。
σ
J
<[
σ
J
]<
/p>
，
满足设计要求；
按
T
cf
计算的疲劳接触应力
σ
J
=1088.866
MPa
，
[
σ
J
]=1750
MPa
，
σ
J
<[
σ
J
]
，
满足设计要求。
四、差速器部分设计
1
、差速器主参数选择
（
1
）乘用车，取差速器行星齿轮数
n
＝
2
（
2
）行星
齿轮球面半径
R
b
R
b
?
K
b
3
T
d
（汽车设计
P161
）
K
b
——行星齿轮球面半径系数，
K
b
=2.5
～
3.0
< br>，对于有
2
个行星齿轮的乘用车取最大值，
8
K
b
=3.0
T
d
——差速器计算转矩，
T
d
=min[T
ce
，
T
cs
]=1445.85Nm
计算得：
R
b
=33.92mm
节锥距
A
0
=
（
0.89
～
0.99
）
R
b<
/p>
，取系数为
0.985
，则
A
0
=33.414mm
（
3
）确定行星齿轮和半轴齿轮齿数
取行星齿轮齿数
z
1
< br>=12
，半轴齿轮齿数
z
2
取为
20
。
z
2
/ z
1
=1.67
，在
1.5
～
2
范围内；半轴齿数和为
4
0
，能被行星齿轮数整除。所以能够
保证装配，满足设计要求。
（
4
）行星
齿轮和半轴齿轮节锥角
γ
1
，
γ
2
及其模数
m
o
?
?
r
1
?
arctan(
z
1
/
z
2
)
?
30
.
96
?
o
?
?
r
2
?
arctan(
z
2
/
z
1
)
?
59
.
04
（汽车设计
P162
）
最
大
接
触
应
力
σ
J
=1730.00
MPa
<
[
σ
J
]
，满
足设计要求；
< br>疲
劳
接
触
应
力
σ
J
=1088.86
MPa
<
[
σ
J
]
，
满
足
设
计
要
求。
n
＝
2
行
星
齿
轮
球
面半径
R
b
=33.92mm
锥齿轮大端的端面模数
m=2A
0
sin
γ
1
/z
1
=2A
0
sin
γ
2
/z
2
，
m=2.86
，取整
m=3
。
则：
d1=z
1
m=36mm
< br>，
d2=z
2
m=60mm
重新验算节锥距
A
< br>0
=d
1
/
（
2 sin
γ
1
）
=d
2
/
< br>（
2 sin
γ
2
）
=34.95mm
（
5
）压力角
α
汽车差速齿轮大都采用
α
=22
°
30
′的压力角，齿高系数为
0.8
的齿形。
8.
行
星齿轮轴直径
d
及支承长度
L
节锥距
A
0
=33.414mm
行
星
齿
轮
齿
数
z
1
=12
，半
轴
齿
轮
齿
数
z
2
=20
γ
1
=30.96
°
γ
2
=59.0
4
°
m=3
d1=36mm
d2=60mm
<
/p>
A
0
=34.95mm
< br>
（汽车设计
P162
）
式中：
T
0
< br>——差速器壳传递的转矩，
T
0
=T
d
= min[T
ce
，
T
cs
]=1445.
85Nm
[
σ
c
]
——支承面许用挤压应力，取
17MPa
n
——行星齿轮数，
n=2
r
d
——行星齿轮支承面中心到锥顶的距离，
r
d
=0.4d
2
=24mm
计算得
d=16.72mm
，支承长度
L=1.1d=18.39mm
。
2
、差速器齿轮强度计算
差速器齿轮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< p>
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。齿轮弯
曲应力
σ
w
为：
α
=22
°
30
′
行
星
齿
轮
轴
直
径
d=16.72mm
支
承
长
度
L=18.39mm
9
2<
/p>
T
C
k
s
k
m
?
w
?
?
10
3
k
v
mb
2
d
2
Jn
< br>（汽车设计
P162
）
T
c
——半轴齿轮计算转矩。当
T
0
=min[T
ce
，
T
cs
]
时，
T
c
＝
0.6
×
T
0
=867.51Nm
；当
T
0
=T
cf
< br>时，
T
c
＝
0.6
×
T
0
=72.3222Nm
K
s
—
—尺寸系数，
K
s
=0.586
K
m
——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结
构
K
m
=1~1.1
< br>，取
K
m
=1
K
v
——质量系数
，
K
v
＝
1
m
——端面模数，
m=3
b
2
——半轴齿轮齿宽，
b
2
=0.3A
0
=10.485mm
d
2
——半
轴齿轮大端分度圆直径，
d
2
=60m
m
b
2
=14mm
T
0
=min[T
ce
，
T
cs
]
时，
σ
w
=1181.398
MPa
<[
σ
w
]
，符合
设计要求；
T
0
=T
cf
时，
σ
w=98.49
MPa<[
σ
w
]
，
符
合
设
计
要
求；
J
——综合系数，查图得
J=0.228
n
——行星齿轮数，
n=2
计算得：
当
T
0
=min[T
ce
，
T
cs
]
时，
[
σ
w
]=980 MPa
，
σ
w
=1181.3
98MPa>[
σ
w
]
。超出许用值较多，增大齿
面齿宽，
齿宽的极限尺寸为
10
×
m=
30mm
，
取
b
2
=14mm
，
σ
< br>w
884.78
MPa<[
σ
w
]
，
符合设
计要求。
当
T
0
=T
cf
时，
[
σ
w
]=210 MPa
，
σ
w=98.49MPa<[
σ
w
]
，符合设计要求。
五、半轴部分设计
本驱动桥采用半浮式半轴，因为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，只用于乘用车和总质量较
小的商用车上。
1
、半浮式半轴尺寸计算
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。
计算车轮附着力矩：
'
G
r
?
m
< br>2
2
r
M
?
?
2
式中
G
2<
/p>
——驱动桥最大静负荷；
<
/p>
m
2
——负荷转移系数；
r
r
——车轮滚动半径；
'
10
根据参
数表有总质量
m
a
?
< br>1489
kg
，
显然驱动桥最大
静负荷
G
2
与轴荷分布有关，
汽车的轴荷分
布可
以用当汽车满载静止时，各车轴占满载总质量的百分比表示，根据王望予《汽车设计》表
1-6
：
G
2
=7587.94
N
?
——附着系数；
=1173.85
N*m
暂
时
取
，
d=26mm
半
轴
长
度
11
取满载最大轴荷分配
52%
，则有
G
2
?
52
%
m
a
g
?
0
.
56
?
1489
?
9
.
8
?
7587
.
94
?
N
?
乘用车的后轴负载
转移系数
m
2
一般为
< br>1
.
2
?
1
.
4
，计算时取
< br>1.3
。
对于安装一般的轮胎
公路用车，在良好的混泥土或沥青路上附着系数
?
取
0.85
。
'
G
r
?
1
.
3
?
7587
.
94
?
0
.
28
?
0
.
85
m
2
< br>2
r
?
?
1173
.
85
(
< br>N
.
m
)
所以有
M
?
?
2
2
'
扭转切应力：
?
?
< br>?
?
500
~
< br>700
MPa
为估算半轴的尺
寸，现先取
M
?
I
P
?
?
d
2
16
M
?
?
d
3
?
?
500
MPa
?
?
16
*<
/p>
M
?
?
d
3
，则
d
?
3
16
?
1173
.
85
?
1000
?
22
.
87
mm
500
?
3
.
14
暂
时取，
d=26mm
扭转角：
?
?
M
?
l
180
GI
P
?
?
6
~
15
?
式中：
d
——半轴直径，
l
——半轴长度，
I
P
< br>——半轴断面极惯性矩
G
——材料的切变横量，钢的
G
＝
80GPa
l
=60mm
12
I
P
?
?
D
4
32<
/p>
?
44840
.
77
（实心圆轴）
从上式得出
1264
.
15
?
180
l
?
?
80
?
18
.
76
l
?
60
< br>.
31
?
3
.
14
6
~
15
l
?
?
0
.
32
~
0
.
80
m
，根
据后轮距
1290mm
，取半轴长度
l
=630mm
所以
18
.
76
2
、半浮式半轴结构形式分析
根据课题要求确定半轴采用半浮式半轴结构。
半浮式半轴
(
< br>图
5
—
28a)
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，但所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻
型客车上。受力如图：<
/p>
3
、半浮式半轴杆部半径的确定
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。
< br>
半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：
（
1
）纵向力
X<
/p>
2
最大时
(X
2
＝
Z
2
?
)
，附着系数预取
0.85
，没有侧向力作用；
（
2<
/p>
）侧向力
Y
2
最
大时，其最大值发生于侧滑时，为
Z
2
?
1
中，
，侧滑时轮胎与地面的侧向<
/p>
附着系数
?
1
，
在计算中取
1.0
，没有纵向力作用；
（
3
）垂向力
Z
2
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
(Z
2
-g
w
)k
d
，
k
d
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
Z
2
?
?
2
X
2
?
Y
2
2
故纵向力
X
2
最大时不会有侧向力作用，而侧向力
Y
2
最大时也不会有纵向力作用。
初步确定半轴直径在
0.023m
该值参考文献
[2]
半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况：
(1)
'
纵
向
力
F
x
2
最
大
，
侧
向
力
F
y
2
为
0
< br>：
此
时
垂
向
力
F
z
2
?
m
2
G
2
/
2
，
G
2
取
?
=716.93
8171.63N
纵向力最大值
F
x
2
?
F
z
2
?
?
m<
/p>
2
G
2
?
/
2
，
计算时
m
2
可取
1
．
3
，
?
取
0
．
85
。得
F
x
2
< br>=4192.33N
F
z
2
=4932.16N
'
'
MPa
13