0.5T汽车驱动桥设计 - 图文

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0.5t汽车推荐度：
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一、概述----结构方案确定

1、概述

驱动桥是汽车传动系中主要部件之一。它由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳组成，保证当变速器置于最高挡时，在良好的道路上有足够的牵引力以克服行驶阻力和获得汽车的最大车速，这主要取决于驱动桥主减速器的传动比。虽然在汽车总体设计时，从整车性能出发确定壳主减速器的传动比，然而用什么型式的驱动桥，什么结构的减速器和差速器等在驱动桥设计时要具体考虑的；绝大多数发动机在汽车上时纵置的，为使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩方向，同时根据车辆的具体要求解决左右车轮的扭矩分配，如使多轴驱动的汽车亦同时要考虑各轴之间的扭矩分配问题；整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷，另一方面车轮上的作用力及传递扭矩所产生的反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的强度和刚度，以保证机件可靠的工作；驱动桥还必须满足通过性及平顺性要求，采用断开式驱动桥，可以使桥壳离地间隙增加，非簧载质量减轻等均是从这方面考虑；前桥驱动或多轴驱动的转向驱动轴要既能驱动又能转向。

所以，驱动桥的设计必须满足如下基本要求：

1）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。 2）外形尺寸要小，保证有足够的离地间隙。 3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4）在各种转速和载荷下具有较高的传动效率。

5）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。

6）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

相协调。

7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

2、结构方案分析及选择

不同形式的汽车，主要体现载轴数、驱动形式上有区别：汽车壳分为

两轴、三轴、四轴甚至更多轴数，影响选取轴数的主要因素是汽车的总质量；

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驱动形式有4X2、4X4、6X2等，而4X2驱动形式的汽车结构简单，制造成本低，多用于轿车和质量小些的公路用车辆上。我们设计的汽车为低载的乘用车，故只需采用4X2后桥驱动方式。

驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式（或称为整体式，见图1-1），即驱动桥壳是一根列界左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式（见图1-2）。这种驱动桥无刚性的驱动外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。

图1-1. 整体式驱动桥

1-主减速器 2-套筒 3-差速器 4、7-半轴 5-调整螺母 6-调整垫片 8-桥壳

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图1-2 断开式驱动桥

具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺行好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对于汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野车上应用相当广泛。

本课题要求设计0.5吨乘用车的驱动桥，根据结构、成本和工艺等特点，驱动桥我们采用整体式结构，这样，成本低，制造加工简单，便于维修。

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二、主减速器设计

（一）主减速器型式及选择

驱动桥主减速器位适应使用要求发展有多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速器、双速主减速器和单级主减速器加轮边减速器。

（1）单级主减速器常由一对圆锥齿轮所组成。这对锥齿轮的传动比是根据整车动力性和燃油经济性的要求来选定的。它结构简单，质量轻，所以在可能条件下尽量采用单级主减速器的型式。然而单级主减速器的传动比一般位3.5—6.7，太大的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下的离地间隙。离地间隙越小，汽车通过性就越差，这也就限制了从动锥齿轮的最大尺寸。

（2）双级主减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆柱齿轮副或第一级圆柱齿轮副和第二级圆锥齿轮副所组成。采用双级主减速器可达到两种目的：一是可获得较大的传动比6---10，其二是采用双级减速器后，第二级的传动比可以小一些，由此第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许情况下可相应减小，由此减少了桥壳的外形尺寸，增加了离地间隙。而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主减速器要高的多。

（3）双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。汽车在良好路面上行驶时，使用较小的传动比，在困难的路上行驶或需要较大的牵引力（爬坡）时，则使用较大的传动比。它与五挡变速器配合使用，可使汽车有十个档位，使汽车获得良好的使用性能，同时，该减速器的成本也相当高的。

（4）单级主减速器加轮边减速器：越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要减速比更大的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。于是驱动桥分成两次减速具有两个减速比----主减速器传动比和轮边减速器比。相对这时的主减速器传动比要比没有轮边减速器的主减速器传动比要小的多。其结果时驱动桥中央部分的外形尺寸减小很多，相对地增加了离地间隙。同时，在主减速器后和轮边减速器前的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相应地减小。它能缩短桥中心到

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连接传动轴凸缘间地距离，能减少传动轴地夹角。当然，这种减速器结构复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主减速器的几倍

根据以上信息，针对我们普通的乘用车，选择单级锥齿轮主减速器就能

满足要求

（二）主减速器齿轮的齿型

汽车主减速器广泛采用的是螺旋圆锥齿轮，它包括圆弧齿锥齿轮、准双曲面齿轮、延摆线齿锥齿轮等多种形式。

圆弧齿锥齿轮传动，制造简单，广泛应用在汽车主减速器上，以对圆弧

齿锥齿轮啮合时，轮齿并不在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端，并有几个齿同时参加啮合，所以它比直齿轮能承受更大地载荷，而且平稳无声。但其对齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，伴随磨损、增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。圆弧齿锥齿轮一般采用格里森制。

双曲面齿轮传动与圆弧齿锥齿轮传动不同之处，在于主、从动轴线不相

交而有一偏移距E。由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角?1与从动轮螺旋角

?2不等，且?1??2。此时两齿轮切向力F2与F1之比，可根据啮合面上法

向力彼此相等的条件求出。

F2/F1?co?s2/co?s1

设r1与r2分别为主、从动轮平均分度圆半径，双曲面的传动比ios为 ios?F2r2r2co?s2 ?F1r1r1co?s1对于圆弧齿锥齿轮传动，其传动比id?r2/r1，令K?cos?2/cos?1，则 ios?Kr2/r1?idK

系数一般为1.25~1.5。这说明当双曲面齿轮尺寸与圆弧齿锥齿轮尺寸相当时，双曲面传动有更大的传动比，当传动比一定，从动轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比圆弧齿锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿

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名称齿顶圆直径冠顶距代号计算公式和说明计算结果 dae AK dae?de?2hacos? 当??90?时，AK?de?hasin?，当??90?2dae1?63.14,dae2?246.75 AK1?121.153mm AK2?22.086mm )，时，AK?Recos??hasin? 中点法向弦齿厚 snm ?snm?snm(1??nm??2?nm?nm1?0.06917rad ?nm2?0.04282rad 6snmcos?cos2?m mmzsnm1?8.273mm snm2???4.82mm 中点法向弧齿厚当量齿数 snm snm1?(?2cos?m?2x1tan?n?xt1)mm snm2???mncos?m?snm1 snm1?8.28mm snm2?4.82mm zv1?16.13zv2?317.41 KF?0.3691 zv zv?zcos?cos3?m 33?v??Re(KFtan?m?1(1??R)3KFtan?m)纵向重合?v? 度端面重合?va 度式中：KF??R(1?0.5?R)(1??R) 当an?20?时，?va可查图表近似确定。也可按下公式计算：?va?(Ln1?Ln2)式中：?v??1.946 pn?17.3509mm pn ?va?1.292 pn??mecos?m(1??R)cosan(cos2?m?tan2?) Ln?(rn?ham)2?(rncos?n)2?rnsina?n rn?de(1?0.5?R)2cos?cos2?m，ham?ha?0.5btan?a 纵向重合?v? 度 33?v??Re(KFtan?m?1(1??R)3KFtan?m)KF?0.3691 第 11 页共 75 页

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式中：KF??R(1?0.5?R)(1??R) 总重合度 ?v??1.946 ??2.336 ? 2???va??v2? （参考《机械零件设计手册》）对计算数据的几点说明：

（1）Z1的确定原则：为了磨合均匀，Z1、Z2之间应避免有公约数。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少于40。为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，Z1一般不少于9；对于货车，Z1一般不少于6。当传动比i较大时，应尽量使Z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的传动比，Z1和Z2的搭配可参阅一些优先值。

（2）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。螺旋方向的选择式根据所要求的轴向力方向来决定的，螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前档时，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，防止轮齿卡死而损坏；当变速器在倒档时，轴向力方向改变，但此力因倒档偶尔应用故影响较小。如将主齿轮可靠定位，虽用倒档仍可避免齿轮卡住。根据上述原因及发动机为顺时针旋转，所以一般汽车主减速器所用的主动齿轮均为左旋，而从动轮为右旋。

（3）主、从动锥齿轮的齿面宽b1和b2：一般推荐齿面宽的数值，对于螺旋锥齿

轮b在1/4---1/3节锥距之间。主齿轮比从动齿大10%左右，故大齿轮宽度为35mm。锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配

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空间的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低

3.主减速器螺旋锥齿轮强度校核

锥齿轮要安全可靠地工作，必须右足够的强度和寿命。设计时，应根据其所

受载荷]尺寸大小验算其强度。

齿轮地损坏形式有很多，常见地主要右齿轮折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生产中也往往是由于材料、加工精度、热处理、装配调试以及使用条件不当造成损坏的。正确的设计只是减少或避免上述损坏地产生，强度计算是检验设计可靠性办法之一。目前强度计算多是近似的方法，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依据是台架及道路试验，以及齿轮在实际使用中对情况的判断，而计算可作设计参考。随着计算机技术在汽车设计中的应用、试验设备与技术的发展，为有限寿命和有限元计算方法创造了条件，使计算更符合实际使用情况。下面是格里森齿轮验算性的强度计算方法：（1）单位齿长上地圆周力

在汽车工业地实践中，主减速器齿轮地表面耐磨性常常用齿轮上单位齿长的圆周力来估算。 p?PN, mmb 式中 P------作用在齿轮上的圆周力，N； b------从动齿轮齿面宽，mm；发动机为最大扭矩而变速器为直接档时， p?Memax3N ?10,d1mm2?b 式中 d1------主齿轮地分度圆直径，mm；代入数据计算得：

p?169.273?10?176.35N?[p]?[321] 48mm2?40发动机为最大扭矩而变速器为一档时，

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p?Memax?i1 ?103,Nd1mm2?b代入数据计算得： p?169.27?2.593?10?456.75N?[p]?[893] 48mm2?40故，齿轮单位齿长上得圆周力符合安全要求，通过验证！（2）齿轮弯曲强度计算

螺旋锥齿轮的弯曲应力强度计算公式为：

主动齿轮 ?p?2Mpk0kskmkvmsb1D2JP?103,Nmm2

从动齿轮 ?G?2MGk0kskm?103,Nmm2

kvmsb2D2JP式中 MP、MG-------从齿轮、主齿轮上得作用扭矩，Nm；

ms--------端面模数，mm；

b1、b2--------主齿轮、被齿轮齿面宽，mm；

D2--------从动齿轮大端面分度圆直径，mm，在强度计算中，

假设载荷作用于齿宽中点，应该用齿宽中点处得分度圆直径，而现用大端分度圆直径代入公式中，进行运算，它的偏差在综合系数中予以修正；

对于汽车K0-------齿根弯曲强度和齿面接触强度的过载系数，

一般取K0?1；

反映了Ks---------齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数，

材料性质得不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因数有关。当 ms?1.6mm时，Ks?(ms0.25)； 25.4 ms?1.6mm时，Ks?0.5；

如作为计算接触强度用得尺寸系数，因零件尺寸大小对接触强度得影响不那么显著，其试验数据目前还不足。因此，除了个别有试验数据的场

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合外，通常取Ks?1。

Kv-------质量系数，它与齿轮精度（齿行误差、周节误差、齿圈

径向跳动）及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷得影响有关。接触好、周节及同心度准确得情况下，可取Kv?1。

跨置式结构Km?1.00~1.10；悬臂式Km-----齿面载荷分布系数，

结构Km?1.10~1.25；支承刚度大得取小值，支承刚度没把握得取大值。

JP、JG ----主动齿轮和从动齿轮的轮齿弯曲强度综合系数，由相

关得图表可以查取。代入数据计算得：

2?2753?1?425.4?1 ?p??103?345.03Nmm2?[?p]?[700]

1?6?40?0.232?2753?1?425.4?1?p??103?496.24Nmm2?[?G]?[700]

1?6?35?0.182故，齿轮弯曲强度符合安全要求，通过验证！ (3) 齿轮接触强度计算

C?r?PD12MpmaxK01KsKmKfMp3?10?3,Nmm2

KvbIMpmax 式中 Mp-----------主动小齿轮的计算扭矩，Nm； Mpma xb

----------主动小齿轮的最大扭矩，Nm；

------------齿面宽取齿轮副中较小的一个，mm；

D1 --------------主动齿轮分度圆直径，mm；

决定于齿面最后加工得性质（如铣齿、Kf ---------------表面品质系数，

研齿、磨齿等）即表面光洁度及表面覆盖层的性质（如镀铜、磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确得齿轮可取Kf=1。

CP -----------综合弹性系数，钢对钢得齿轮为234。

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I------------齿面接触强度得的综合系数，它反映了共轭齿面的诱导半

径，载荷作用点及其在齿间的分配、有效齿面宽度、应力集中系数及惯性系数的影响等，由相关的图表可查取。将数据代入公式得：

2342?3604?11425.4?1?1.12753?r???103?3481350.2653604 ?2334.98Nmm2?[?r]?[2800]故，齿轮接触强度符合安全要求，通过验证！

4.主减速器齿轮材料的选择及表面热处理

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当繁重的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击力等特点。它是传动系的薄弱环节。锥齿轮材料应满足以下要求：

（1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。

（2）轮齿芯应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免杂冲击载荷下齿根折断。（3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

（4）选择合金材料时，尽量少用镍、铬元素的材料，而选用锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

根据以上要求，我们选用20CrMnTi的渗碳合金钢作为驱动桥锥齿轮的材料。它的优点是表面摁扣得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%-1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基层较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在运动初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.005-0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。

在齿轮热处理时，考虑到从动齿轮轮齿的使用频率比主动齿轮轮齿要低，为了

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均衡零件的使用寿命及经济性，我们可以使从动齿轮的硬度弱小于主动齿轮。主动齿轮齿面硬度在60HRC以上，配对的从动齿轮只需在58—60HRC之间。

5主减速器锥齿轮支承方案及轴承支承力计算

1）.主减速器锥齿轮支承方案

主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除于齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。（1）主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨臂式支承两种。见图2-1，2-2。

图2-1 主齿轮悬臂式支承示意图

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图2-1 主齿轮跨越式支承示意图

悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴承力则由另一轴承承受。为了尽可能的增加支承刚度支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

跨越式支承得特点是锥齿轮得两端均用轴承支承，这样布置增加了支承刚度，同时又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力较悬臂式的高。然而因主动齿轮和从动齿轮之间得空间很小，致使主动齿轮小端处的支承座和轴承的尺寸受到限制。增加了主齿轮小端前支承，也给主减速器壳体的铸造及加工带来困难。

在需要传递较大扭矩情况下，悬臂式支承难以满足刚度要求，而壳体中的空

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间又允许安装轴承的支承时，才采用跨置式支承。

这里我们设计的轻型乘用车，故只需采用悬臂式支承形式。

（2）从动锥齿轮的支承(图2-3)

图2-3 从动齿轮跨越式支承

从动锥齿轮的支承，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。

从动锥齿轮得支承刚度亦甚重要，可用轴承外侧的螺母予以调节，使轴承具有一定的预紧力,亦有在大锥齿轮的背面装置支承销以及从动锥齿轮与差速器装合后其支承座与桥壳之间有配合尺寸。这些措施是保证从动齿轮的支承具有足够的刚度。

为提高主动齿轮的支承刚度，将小齿轮轴端锁紧螺母旋紧，给轴承一个预紧力。在实践中对轴承的预紧是为了消除安装的原始间隙及磨合期间该间隙的增大。然而过大的预紧力将会降低传动效率，缩短轴承的寿命，还会导致轴承发热而损坏。

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通常轴承预紧力的大小是用轴承的摩擦力矩来衡量，即在轴承预紧后测量轴承开始转动时的必要力矩。预紧后轴承摩擦力矩的合理值应根据实验确定。轴承预紧力的调整，可通过两轴间精选垫片厚度、精选支承套筒宽度、轴承与轴肩之间安装调整垫片等方法进行。上面所述的用精选支承套筒和垫片来调整轴承预紧力的过程中，为得到适当的预紧力，常要反复调整多次。现在我设计采用弹性波形套筒（见图2-4）来调整主减速器主动锥齿轮的轴承预紧力，这是一种调整迅速并保持预紧力在一定范围内的精确有效的方法。弹性波形套是安置在两轴承内圈或轴承与轴肩间，其上又一波纹区或其他容易产生轴向变形的部分，使其最大轴向支承力在较宽的轴向变形幅度里保持较小的范围内，以满足轴承预紧力保持在规定范围内并使调节迅速。

图2-4 弹性波形套结构

波形套使用的材料是冷拔低碳无缝钢管，工作原理是利用低碳钢的塑性变形，即当轴承预紧后，波形套是在超过弹性极限的状态下工作的，如下图所示。若A点为流动点，则零件的工作必须在A点以后。由于利用波形套的塑性变形，因此每拆一次，套的一端就加一薄的垫圈，以使波形套工作时再次处于流动状态。一个新的波形套只能拆装3—4次就会因流动点过分降低而使轴承夹紧力太小而报废，此时必须更换新套，这也是波形套的主要缺点，但好在其成本不高。

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弹性波形套力学特性图

波形套夹紧力与尺寸间的关系：夹紧力可用下列公式来确定

pc?1.63t1.5d

式中 t------------波形套的厚度，mm。 d------------波形套内径，mm；

在汽车使用上的经验表面最大夹紧力设计时应取49000-76000N。

2）

主减速器齿轮支承力

锥齿轮上的力

(1)

动力装置驱动圆弧螺旋锥齿轮的小齿轮，由小齿轮带动从动大齿轮。在工作齿面上有一法向力。它分解成三个方向的分力：一个沿齿轮的切线方向称为切向力或圆周力，一个沿齿轮轴线方向的称为轴向力，另一个与齿轮轴垂直的称为径向力。齿轮的法向力与作用在齿面宽中点处的圆周力有关。

对于圆锥齿轮副来说，作用在主动、从动齿轮上的圆周力大小是一样的，方向相反；主动齿轮径向力与从动齿轮轴向力大小相等，方向相反；同样，主动齿轮轴向力与从动齿轮径向力大小相等，方向相反。见图2-5所示：

图2-5 主、从动齿轮受力图

① 齿面宽中点处的圆周力P：

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为确定齿面宽中点处的圆周力，首先要计算处从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径

因为 Dm2?D2?b2sin?2 于是 P?2M2?3604??3.405?104N Dm2246?35?sin78.95?44所以 P1?3.405?10N P2??3.405?10N

②主动齿轮的轴向力Qp和从动齿轮径向力TG：主动齿轮逆时针转动时（汽车前进）： Qp =-TG? ?P(tan?sin??sin?cos?) cos?34050(tan20?sin11.05??sin35?cos11.05?)

cos35? =26299.8N

主动齿轮顺时针转动时（汽车倒退）： Qp =-TG? ?P(tan?sin??sin?cos?) cos?34050(tan20?sin11.05??sin35?cos11.05?)

cos35? =20500.3N

②从动齿轮的轴向力QG和主动齿轮径向力Tp：主动齿轮逆时针转动时（汽车前进）：

QG ?=-TP?P(tan?cos??sin?sin?) cos?34050(tan20?cos11.05??sin35?sin11.05?)

cos35? =10278.4N

主动齿轮顺时针转动时（汽车倒退）： QG ?=-TP?P(tan?cos??sin?sin?) cos?34050(tan20?cos11.05??sin35?sin11.05?)

cos35?第 22 页共 75 页

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=19417.4N

计算结果如果轴向力是正值表明力的方向离开圆锥顶点；负值表明轴向力方向指向顶点。径向力是正值表明径向力使该齿轮离开相配齿轮，负值表明径向力使该齿轮趋向相配齿轮。 (2)轴承上的支反力

当主减速器的齿轮尺寸及轴承位置确定后，即计算出螺旋锥齿轮上的作用力后，由此求出轴承上的支反力。轴承上的受力见下表：轴承号力的名称 A 径向力公式计算结果 P(a?b)2TP(a?b)QPDm12()?(?) aa2aQP 14934.5N 轴向力 B 径向力 26299.8N 10257.6N TbQDPb()2?(P?Pm1)2 aa2a0 轴向力 C 径向力 0 TdQDPd2()?(G?Gm2)2 (c?d)c?d2(c?d)QG 17289.1N 轴向力 D 径向力 19417.4N 24658.5N TdQDPd2()?(G?Gm2)2 (c?d)c?d2(c?d)0 轴向力 0 表中：a=75mm, b=37.5mm, c=80mm， d=106.5mm。

a,b,c,d各个尺寸位置下图所示：

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3）主动齿轮轴和从动齿轮轴及轴承的确定 ①主动齿轮轴的直径计算

d?39550000P1nP39550000?30.14?1.152200??22.486mm

0.2??T?0.2?40结合主动齿轮分度圆直径dm1?48及A、B轴承受力情况，齿轮轴取值尽量大，故前轴颈d1?30mm，后轴颈d1?35mm，在《机械设计手册》中选择圆锥滚子轴承30306和30307

②从动齿轮轴（差速器壳端轴）的直径计算

d2?39550000P2nP39550000?30.14?1.15?2200??41.6mm

0.2??T?0.2?40 取d2?45mm，选用圆锥滚子轴承30211

（四）．主减速器结构设计

进行结构设计时，必须与制造和使用修理密切结合起来。结构设计时如对结构细节考虑不周，它会严重影响产品的性能与质量。

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（1）主减速器齿轮外形设计

任何齿轮加工质量的好坏，在很大程度上决定于齿轮外形设计，所以设计时必须考虑影响齿轮加工质量、经济效果等的重要因素。所设计的齿轮应当避免产生过大的应力集中和引起的严重变形。

跨越式小齿轮设有前轴颈以便安装前轴承，如果齿数选得少则齿根圆直径也小，而轴颈却需要一定的尺寸，这时需要注意在小齿轮设计时必须避免刀具干涉，而把轴颈切掉。因此，轴颈必须为刀具提供间隙。

轴承座前端有一段螺纹，用来锁定轴承及凸缘，其固定方法是要使齿轮在作用轴向力时，螺栓不承受拉伸力。为了防止螺栓螺母松动，应采取取措施将其锁住如用锁紧垫片、用开口销螺母锁紧，而螺栓则由齿轮凸台的边缘予以止动。齿轮装在凸缘上时，支承的凸缘应有足够得刚度。所以差速器壳前盖上一般有增强刚度而置的加强筋，其筋一般不少于六条。（2）锥齿轮调整

为保证锥齿轮副能正常啮合，于齿轮装配后，对齿轮副需要检验调整，以保证齿轮副的啮合痕迹正常。为此，在设计时应考虑齿轮的调整装置，本设计中，主齿轮通过两处调整垫片和弹性波形套以及大螺母综合调整，调整好后，将螺母垫片打进轴颈槽（事先加工好得槽）锁死；从动齿轮得调整是要利用其支承轴承外侧的垫片和调整螺母进行调整。调整完后，用锁片锁死。

（3）润滑

主减速齿轮，差速器和轴承都要进行润滑。

为防止主减速器和轴壳内由于温度高使壳内部气压加大而引起漏油，常在主减速器上装有通气塞，通气塞得位置应比较隐蔽而不易为油溅及处。

加油孔应设在加油方便的地方，油孔位置应使油面的高度位置。

放油孔的位置应设在轴壳的最低点，以便在换油时能把油放尽。但是也不能把油塞突处轴壳点太多，这样在汽车通过障碍时，油塞极易碰落，从而齿轮，轴承和差速器等由于缺油而烧损。

对于主动锥轮轴上的后轴承的润滑应特别注意，该轴承距齿轮较远是无法采用飞溅润滑的，为使后轴承润滑，需要设法引润滑油到达轴承处，于是常在从动齿轮的前端近小齿轮处的主减速器壳体上设有油道，使油道直通后轴承，靠齿

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轮飞溅出来的油，流入似油杯的油口，使润滑油流到后轴承处，最后一个锥滚子轴承的锥顶朝外，它起着向外泵油的作用，所以在主动小齿轮的外轴承的外面要有回油道，把油回到轴壳，以保护油封不被破环。

要有足够的润滑油能流进差速器以保证一切接触表面的润滑。（4）提高从动齿轮支承刚度措施

承受大负荷的主减速器中，有时从动齿轮的尺寸较大，为提高从动从轮的刚度，有些是在齿轮背后设有承推销。在齿轮没有负荷的时候，承推销与齿轮背平面间的间隙一般为0.25mm，可根据实际情况调节。在本车中，相对来说从动齿轮负荷不是很大，故无须采用承推销装置。

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三、差速器及半轴设计

（一）差速器的功能原理

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

不平等的，如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短；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；左右车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角速度转动。

差速器有很多种类，包括对称锥齿轮式差速器、滑块凸轮式差速器、蜗轮式差速器、牙嵌式自由轮差速器等等。其中，锥齿轮式差速器又包括普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器、强制锁止式差速器。目前汽车常采用的差速器有三种不同的结构形式：1.是普通的伞齿轮差速器，简称普通差速器：2.是防滑自锁差速器，又称NO—SPIN差速器：3.是有限打滑差速器，又称POSI—TORQ差速器，或限力矩差速器，或防滑差速器。这三种差速器的结构，原理，特性是不同的，适用范围也有差别，因此根据我们设计的桥的工作要求及经济性，我们采用了普通差速器这种结构设计。

普通差速器主要是由行星齿轮轴，半轴齿轮，行星齿轮，差速器左，右

半壳等组成，动力由从动齿轮输入，半轴齿轮输出，通过半轴传递到轮边，带动车轮转动。

其工作原理如图3-1所示：

当n3=0时（即行星轮不自转），差速器作整体回转，车辆作直线运行，转速为n0，当车辆右转弯时，n3不等于0时，即行星轮以转速n3自转。它将加快半轴齿轮1的转速。同时又使半轴齿轮2转速减慢。此时半轴齿轮1增高的转速为n3Z3Z，半轴齿轮2减低的转速为n33，即 Z1Z1第 27 页共 75 页

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图3-1、差速器工作原理图

n1=n0+ n3Z3 Z1Z3 Z1n= n0- n3由于Z1=Z2，故n1+n2=2n0。从上述可知，可实现左，右半轴齿轮转速不相等，其转速差为n1-n2=2 n3胎的磨损。

假设左，右车轮由于转弯或者其他原因引起左，右车轮切线方向产生一个附加阻力△P，它们方向相反。以P表示行星轮轴上作用力，则左，右半轴齿轮给行星齿轮的反作用力为P/2，两半轴齿轮r相同，则传递给左，右半轴的扭矩均为Pr/2。故直线行驶时左，右驱动轮扭矩相等（r为半轴齿轮的半径）。

当机械转弯时，行星轮随着差速器内的行星轮轴公转外，同时还绕其自身轴自转。使他转动的力矩为2△Pr1（r1为行星齿轮半径），慢慢的附加阻力△P和P/2。而快侧△P与P/2方向相反，故慢侧所受的扭矩大，快侧所受的扭矩小。即：

M1=（P/2-△P）r

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Z3。从而实现左，右两车轮差速，减少轮Z2☆南华大学机械工程学院毕业设计(论文)☆

M2=（P/2+△P）r

若以2△Pr=MF 表示差速器内摩擦力矩，以Pr=M0表示差速器传递的扭矩，则：

M1+ M2= M0 M2- M1= MF

由上面的分析可知，如果不计摩擦力矩，即MF=0，则M1= M2，故可以认为动锥齿轮的扭矩平均分给左，右半轴，如果考虑到内摩擦，则快侧车轮力矩下，慢车轮力矩大，在普通差速器中，内摩擦较小，M2/（M1+ M2）=0.55～0.6，这就是普通差速器“差速不差扭”的传扭特性。

普通差速器的“差速不差扭”的传扭特性，会给机械行驶带来不利的影

响，如一车轮陷入泥泞时，由于附着立不够，就会发生打滑。这时另外一个车轮不但不会增加，反而会减少到与此车轮一样，致使整机的牵引力大大减少。如果牵引力不能克服行驶阻力，此时打滑的车轮以两倍于差速器壳的转速转动，而另外一侧不转动，此时整机停留不前。

（二）三种差速器的性能比较

1.牵引特性

在相同的的工况下，由于使用的差速器不同而汽车的牵引特性不同，其中以NO—SPIN差速器为最好，带弹簧的有限打滑差速器次之，标准的差速器最差。需要指出的是，如果有一个轮胎打滑或者悬空，对NO—SPIN差速器来说，打滑或者悬空的轮胎不传递扭矩，那么全部的扭矩就由另外一个不打滑不悬空的这个轮子承受，这无疑增加传递该负荷所有机械元件（如半轴、半轴花键及相关的元件）的负荷，因此这是在选型或设计差速器时要特别注意的地方。

2.动力特性

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汽车的动力特性是表示汽车以各档速度行驶时所达到的最高行驶速度，加速性能和爬坡能力。它在很大程度上决定了汽车的生产率。一般用动力因素D来评价机械的动力性能。

D=fcosα+sinα+

?mdv gdt式中 f-------------------------滚动阻力系数； α------------------------坡道角； δ

m --------------------回转质量换算系数；

2 g-------------------------重力加速度m/s；

2dv---------------------机械行驶加速度m/sdtD=（Ft-FW）/G0

式中

Ft-----------------------驱动力（牵引力）； FW----------------------空气阻力； G0----------------------汽车的使用重量。

；

从上面分析可知，在最不利的使用情况下，NO—SPIN差速器牵引性能、动力因素、加速性能、爬坡能力最好，带有弹簧的有限差速器次之，标准差速器最差。因而有NO—SPIN差速器的汽车及其动力性能最好，有限打滑差速器次之，标准差速器最差。

2. 受力状况

当NO—PSIN差速器起差速作用时，传递给整个驱动桥的扭矩便全部传给一侧半轴，只有当脱开传动的轮子转速降到不大于慢转侧轮子后，动力又均匀地分配到两侧半轴上。而普通差速器动力始终是平均分配。这样从动轮后续传动零件（包括半轴和花键联接）的受力状况显然后者比前者

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要好。尤其在频繁交替动作的情况下（如连续的左转弯、右转弯）NO—SPIN差速器左右离合器时断时续，引起车轮装置载荷的不均匀，因而受到强烈的冲击。因此，对于同样使用条件的汽车，若使用NO—SPIN差速器，其驱动桥半轴应该有较高的承载能力。对于带弹簧的有限打滑差速器的受力状况处于上述两者之间。

4.轮胎的磨损

从上面的分析可以知道，对普通差速器来说，如果一侧驱动桥陷入泥坑因附着力不够而产生滑转，另外一侧的好路面上的驱动轮也不能使汽车驶出泥坑而前进，这是因为普通差速器的传扭特性之故。在这种情况下，若驾驶员拼命加油提高发动机转速，力图冲出泥坑，但只能使驱动轮转速为零，因而使差速器以及轮胎加剧磨损。对NO—SPIN差速器来说，好路面的驱动桥的转速不为零，全部的输出扭矩传递到这个路面好的驱动桥，继续驱动车辆前进直到两轮同时获得附着力为止。永远不会出现轮子打滑，因而，此时轮胎的磨损大大减轻。对带弹簧的有限打滑差速器来说，由于是部分输入扭矩传递到这个路面好的驱动轮，因而轮胎的磨损比普通差速器得要好，比NO—SPIN差速器差。

5. 通过性能

所谓车辆的通过性是指车辆在一定的载重质量下能以足够高的平均车速通过各种坏路及五路地带和克服各种障碍的能力。例如通过松软的路面和通过坎坷不平地段及障碍物。这点对于汽车机来说很重要。其中差速器的型式与结构对通过性能有很大的影响。由于普通差速器的传扭特性，是装有普通的差速器的驱动桥的通过性能最差。

由于差速器中机件间的摩擦作用，差速器才可能将较大的扭矩传给不打滑的车轮，这样，两个驱动轮上总的驱动力将有所增加，从而通过性能改善。这就是NO—SPIN差速器通过性能比普通差速器要好的原因。由于NO—SPIN差速器的特殊结构，它的通过性能最好。

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6.工艺性能

由于NO—SPIN差速器结构父子，精度要求高，选材与热处理也要求严，因而它的工艺性能最差，带弹簧的有限打滑差速器次之，普通差速器最好

考虑到我们的车桥是用在普通乘用车，其实际情况用普通差速器就可以满

足条件了，而且在经济上面考虑，在制造加工方面考虑，所以决定采用普通差速器.

（三）差速器的基本参数的选择和设计计算

1.行星齿轮差速器的确定 1）行星齿轮数目的选择

依照《汽车工程手册》，轿车及一般乘用车多用2个行星齿轮，货车汽车和越野汽车多用4个，少数骑车用个行星齿轮。本车差速器应选行星齿轮数为2个（轻载乘用车汽车） 2）行星齿轮球面半径RB的确定

差速器的尺寸通常决定于RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式RB?KB3Me来确定。

.13=45.843mm RB?KB3Me=2.99?33604式中：KB— 行星齿轮球面半径系数，KB=2.52~2.99（有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值）； Me— 差速器计算扭矩。

3）预选其节锥距

A0?(0.98~0.99)RB

?0.985?RB ?45.155mm

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4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择

为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的强度，行星齿轮的齿数

应尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数取14~25；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5~2范围内；左、右半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。根据这些要求初定半轴齿轮齿数为20；差速器行星轮个数为2，齿数为11。 5）行星齿轮节锥角?、模数m和节圆直径d的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角?1、?2计算如下：

11?28.811??28?48?39?? 2020?2?arctan?61.189??61?11?21??

11?1?arctan式中：Z1、Z2—分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。 6）大端模数m及节圆直径d的计算

m?2A02?45.155sin?1?sin28?48?39???3.954 取4mm Z111 分度圆直径d?mz ， d行?mz1?4?11?44m

d半?mz2?4?20?80mm

7）压力角?

过去汽车差速器齿轮都选用20?压力角，这时齿高系数为1，而最

少齿数为13。现在大都选用22?30?的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少至10。某些重型汽车也可选用25?压力角。`

所以初定压力角为22?30?

8) 行星齿轮安装孔直径?及其深度L的确定

Me?103?? 根据《汽车工程手册》中：1.1??c?nl

3064.13?103 ??25.115mm

1.1?69?2?32第 33 页共 75 页

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L?1.1??1.1?25.115?27.627mm

式中：Me— 差速器传递的转矩，N.m；

m— 行星齿轮数；

?? l— 为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离（l?0.5d2，d2为

?半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2?0.8d2），mm；

??c? —支撑面的许用挤压应力，取为69N/mm2。

2.差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算

1.行星齿轮齿数 z1?10（应尽量取小值）取11 2.半轴齿轮齿数 z2?14~25且须满足安装条件取20 3.模数 m?4 4.变位系数 x?0 5.齿顶高系数 f0?0.8 6.径向间隙系数 c0?0.2

7.齿面宽 b?(0.25~0.30)A0?17.5 8.齿工作高 hg?1.6m?1.6?4?6.4

9.齿全高 h?1.788m?0.051?1.788?4?0.051?7.203 10.压力角 ??22?30? 11.轴交角 ??90?

12.节圆直径 d1?mz1?44 d2?mz2?80 13.节锥角 ?1?arctanz1?28.811??28?48?39?? z2 ?2?90???1?61?11?21??

14.节锥距 A0?d1d244???45.65

2sin?12sin?22sin28?48?39?? 15. 周节 t?3.1416m?3.1416?4?12.566

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?? 16.齿顶高 h1?hg?h2?4.234

???0.370????m?2.166 h2?0.430?z?22?()??z1?????? 17.齿根高 h1?1.788m?h1?2.812 h2?1.788m?h2?4.986

18.径向间隙 c?h?hg?0.188m?0.051?0.803

?h1?3.53??3?31'5\ 19.齿根角 ?1?arctanA0?h2?2?arctan?6.24??6?14'2\

A0 20.顶锥角 ?01??1??2?28?48?39???6?14'2\?35?2'41\ ?02??2??1?61?11?21???3?31'5\?64?41'26\

21.根锥角 ?R1??1??1?25?17'33\

?R2??2??2?54?57?19\

22.外圆直径

?d01?d1?2h1cos?1?44?2?4.234?0.876?53.334 ?d02?d2?2h2cos?2?80?2?2.116?0.482?84.714

23节锥顶点至齿轮外缘距离

x01?d280??h1sin?1??4.234?sin28.811??37.964 22d144??h2sin?2??2.166?sin61.189??20.053 22x02?24.分度圆弧齿厚 s1?m(?2?2?tg???)?m??6.28 2 s2?6.28

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25.固定弦齿厚 sg1?s1cos2??5.36

sg2?s2cos2??5.36

hxg1?he?0.5sxgtg?26.固定弦齿高 ?5.6?0.5?5.36?0.414

?4.49 hxg2?4.49

3.差速器直齿锥齿轮的强度计算

差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在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行星齿轮与半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。汽车的差速器齿轮的弯曲应力为：

2?103?T?K0?Ks?Km ?w????w? （N/mm2） 2Kv?F?Z2?m?J2?103?1532.07?1?0.7245?1.05 ?

1?17.5?20?42?0.237 ?629.41N/mm2???W??980N/mm2

合格！！

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?Tj?0.6n?3064.13?0.6?1532.07N.m

2 Tj—主减速从动轮所传递的扭矩； n—行星齿轮数目； Z2—半轴齿轮齿数；

K0—超载系数，一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车，以及液力传

动的各类汽车均取K0?1；

Kv—质量系数，对驱动桥齿轮可取Kv?1；

Ks—尺寸系数，当端面模数m?1.6mm

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时，取

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Ks?4m4?4?0.7245； 25.425.4 Km—载荷分配系数，当两个齿轮均为骑马式支撑时，

Km?1.00~1.10 取1.05；

F、m——分别为计算齿轮的齿面宽（mm）、和模数； J—汽车差速器齿轮弯曲应力计算用的综合系数；

??w?—许用弯曲应力为980N/mm2；

（四）半轴的设计

1. 半轴型式

从差速器传出来的扭矩经过半轴，轮毂最后传给车轮，所以半轴是传动系中传递扭矩的一个重要零件。

半轴由于受力情况不同，它有半浮动式、3/4浮动式和全浮动式三种型式。半轴传递扭矩是它的首要任务。但由于轮毂的安装结构不同，非全浮动式半轴除受扭矩以外，还要受到车轮上的作用力，诸如：车轮上受到的垂直力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力。 1）

半浮式半轴（如图3-2所示）

半浮式半轴除传递扭矩外，还要承受垂直力,侧向力Y2及纵向力X2所作用的弯矩Z2b、Y2rr,X2b。由此可见，半浮式半轴所受得载荷较大，故它只用于轿车和轻型客货两用汽车上。它得最大优点式结构简单。半浮式半轴可以用结构简单得圆锥面和键来固定轮毂。

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图3-2 半浮动式半轴

2）

3/4浮式半轴（如图3-3所示）

半轴外端承装在后轴壳端上，车轮毂装在此轴承上。在此结构中，如车轮中心和轴承中心重合，即当b=0时，纵向力Y2与垂直力Z2，由车轮传至轴壳，而侧向力Y2产生的弯矩Y2rr作用在半轴上。假如车轮与轴承中心间距离b不等于零，虽然纵向力X2及垂直力Z2经轴承传给轴壳，但力X2与Z2所形成的弯矩仍然由半轴承担，不过b值要比半浮式的小。由于3/4浮式半轴承受载荷情况与半轴式相似，一般也仅用在轿车和轻型车上。

图3-3、3/4浮式半轴

3）全浮式半轴（如图3-4所示）

全浮式半轴除传递扭矩外，其他力和力矩均由轴壳承受。

全浮式半轴要采用比较复杂的轮毂，在它上面安装两个锥顶相对的圆锥滚子轴承。图3-5所示全浮式半轴汽车半轴与轮毂结构，轴承由锁紧螺母予以锁紧，并有一定的预紧。半轴端锻成凸缘，用螺栓通过定位锥套固定在轮毂上。图3-6所示全浮式半轴的最大特点是，半轴端固定轮毂的凸缘是与半轴制成两体的，其间用花键连接。半轴的锻造工艺性好，因此许多重型货车的半轴大都采用这种结构。

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图3-4

图3-5 图3-6

2 、半轴的计算

进行半轴计算先得确定作用在半轴上得载荷。

全浮式半轴的计算扭矩壳由发动机经传动系统来的扭矩或车轮的附着力矩两者取其小的一个作为计算值。

半浮式半轴常用三种可能产生的弯矩进行计算：

１、纵向力最大时（最大牵引力或制动力），最大值z2 。没有横向力作用。附

着系数在计算中取为０.８。

２、侧向力y2最大时，最大值z2 (横向滑移)。没有纵向力作用。横向滑移时

的附着系数在计算中取为１.０。