轻型汽车驱动桥建模与模态分析设计说明书

1绪论
1.1 本次设计的目的和意义
随着社会经济的繁荣发展及汽车产业的壮大，我国汽车拥有量越来越多。

大力发展汽车工业成为必然趋势。

汽车驱动桥是汽车的重大总成，在整车中十分重要。

它承载着汽车的满载簧载重量及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。

汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。

设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥壳，能降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。

汽车驱动桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其作用主要有：支撑并保护主减速器、差速器和半轴等，使左右驱动车轮的轴向相对位置固定；同从动桥一起支撑车架及其上的各总成质量；汽车行驶时，承受由车轮传来的路面反作用力和力矩并经悬架传给车架等。

驱动桥壳应有足够的强度和刚度且质量小，并便于主减速器的拆装和调整。

由于桥壳的尺寸和质量比较大，制造较困难，故其结构型式应在满足使用要求的前提下应尽可能便于制造。

驱动桥壳分为整体式桥壳，分段式桥壳和组合式桥壳三类。

整体式桥壳具有较大的强度和刚度，且便于主减速器的装配、调整和维修，因此普遍应用于各类汽车上。

但是由于其形状复杂，因此应力计算比较困难。

根据汽车设计理论[]1，驱动桥壳的常规设计方法是将桥壳看成一个简支梁并校核几种典型计算工况下某些特定断面的最大应力值，然后考虑一个安全系数来确定工作应力，这种设计方法有很多局限性。

因此近年来，许多研究人员利用有限元方法对驱动桥壳进行了计算和分析。

在设计中，通过建立汽车零部件、结构或系统的有限元计算模型，或利用UG等CAD软件建立3D参数化模型进行转化，在CAE软件中进行仿真分析和计算，可以降低设计开发成本，减少试验次数，缩短设计开发周期，提高产品质量，使得汽车在轻量化、舒适性和操纵稳定性方面得到改进和提高，具有非常重大的实际意义。

1.2 选题的背景和意义
本次设计的题目是《轻型汽车驱动桥建模与模态分析》。

目前，我国汽车业已经步入高速发展阶段，不仅要求我们设计出更安全更便捷更新颖的交通工具而且还要求降低企业生产成本。

作为汽车重要总成的驱动桥，它的设计开发与制造阶段至关重要。

所以学习了解现阶段驱动桥系统开发与设计最实用最方便的方法是我们车辆工程系学生所急需的。

本文介绍了应用UG/NX软件对汽车驱动桥壳进行参数化设计的方法，并对某轻型货车建立了其驱动桥壳的动力学模型。

在考察其变形、强度和刚度的基础上，对影响桥壳强度和刚度的因素进行了设计研究,和传统的设计方法相比，这种方法提高了精度和效率。

另外，汽车驱动桥总成的轻量化和结构的优化也是当代汽车发展的方向，在本次设计中我也会提出一些优化的方法。

1.3 设计要求与主要问题
本次设计的要求：
1) 利用UG NX 软件建立结构的三维几何数学模型；
2) 根据已完成的三维几何结构建立适合的有限元模型；
3) 根据结构在实际工作状态下的约束条件和承载情况施加合理的边界条件；
4) 完成有限元分析求解过程，获得正确的计算结果；
5) 总结工作过程，撰写毕业论文；
本次设计需解决的主要问题：
1) 学习利用三维CAD 软件对工程实际结构进行建模的方法；
2) 掌握有限单元法的基本原理；
3) 熟悉利用有限元分析软件对结构进行建模、求解、结果分析等过程；
4) 对本次毕业设计所针对的目标结构进行建模及分析并提交分析结果。

1.4 设计的内容与步骤
1．驱动桥壳的建模
利用UG NX软件进行驱动桥壳的建模。

2．有限元分析
1）部件处理，如去掉不影响分析的特征、商标等；
2）网格划分；
3）部件添加材料属性；
4）添加受力、约束等（根据选择解算器情况）；5）分析；
6）后处理；
7）报告。

3.整理结果，撰写论文。

2 驱动桥总成简介
2.1 汽车驱动桥综述
汽车驱动桥位于传动系的末端。

其基本功用首先是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。

驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成[]2。

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.齿轮及其他传动件工作平稳，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。

驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：
1.中央单级减速驱动桥。

此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。

一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。

目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。

2.中央双级驱动桥。

在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，
需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。

由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。

3.中央单级、轮边减速驱动桥。

轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。

当前轮边减速桥可分为2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。

(1)圆锥行星齿轮式轮边减速桥。

由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。

在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。

这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上，其“三化”程度较高。

但这类桥因轮边减速比为固定值2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。

(2)圆柱行星齿轮式轮边减速桥。

单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。

由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型汽车对离地问隙的要求。

这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。

由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势，主要是单级驱动桥还有以下几点优点：
(1) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在货车汽车上占有重要地位；
(2) 货车汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展；
(3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。

因此，汽车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性；
(4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。

单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。

从产品设计的角度看， 重型车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。

2.2 主减速器
主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。

2.2.1 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。

在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。

由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。

而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有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；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。

另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。

2.2.2 主减速器的减速形式
由于i ＜6，一般采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车汽车上占有重要地位。

2.2.3 主减速器的基本参数选择与设计计算
1. 主减速器计算载荷的确定
（1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩
n K i T T T o T L e ce /max η⋅⋅⋅=
（2-1）
式中 TL i ——发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传
动比；
max e T ——发动机的输出的最大转矩；
T η——传动系上传动部分的传动效率；
n ——该汽车的驱动桥数目在此取1；
o K ——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，
对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车
取o K =1.0，当性能系数p f >0时可取o K =2.0；
（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T
L B L B r i r G T cs ⋅=ηϕ/2 （2-2） 式中 2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷；
ϕ——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取ϕ=0.85；
对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，
计算时可取1.25；
r r ——车轮的滚动半径；
LB η，LB i ——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动
效率和传动比，LB η取0.9，如果没有轮边减速器LB i 取1.0。

（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：
() )(P H R LB LB r T a cf f f f n
i r G G T +=+⋅⋅+η （2-3） 式中：a G ——汽车满载时的总重量；
T G ——所牵引的挂车满载时总重量；
R f ——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；
H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取
0.05~0.09；
p f ——汽车的性能系数；
LB η，LB i ，n ——见式（2-1）
，（2-3）下的说明。

式（2-1）～式（2-3）参考《汽车设计》[]3。

2. 主减速器基本参数的选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数1z 和2z ，从动锥齿轮大端分度圆直径2D 、端面模数t m 、主从动锥齿轮齿面宽1b 和2b 、中点螺旋角β、法
向压力角α等。

(1) 主、从动锥齿轮齿数1z 和2z
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，1z ，2z 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商用车1z 一般不小于6。

4）主传动比0i 较大时，1z 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，1z 和2z 应有适宜的搭配。

(2) 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数
对于单级主减速器，增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小2D 又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

2D 可根据经验公式初选，即 322c D T K D = （2-4）
2D K ——直径系数，一般取13.0～16.0；
Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，m N ⋅，为Tce 和Tcs 中的较小者。

(3) 主、从动锥齿轮齿面宽1b 和2b
锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小
端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。

此外，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空间减小。

但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。

对于从动锥齿轮齿面宽2b ，推荐不大于节锥2A 的0.3倍，即223.0A b ≤，而且2b 应满足t m b 102≤，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
22155.0D b = （2-5）
一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适。

(4) 中点螺旋角β
螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选β时应考虑它对齿面重合度ε，轮齿强度和轴向力大小的影响，β越大，则ε也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，ε应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但β过大，会导致轴向力增大。

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
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。

螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。

所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

(6) 法向压力角
加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系
数下降。

此外，主减速器还应进行圆弧锥齿轮的强度计算、轴承的计算等。

2.3 差速器
汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。

例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。

如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。

这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。

为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。

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的角速度转动。

差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。

2.3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理
图2-1 差速器差速原理
如图3-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。

差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。

因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为0ω；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为1ω和2ω。

A 、
B 两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。

行星齿轮的中心点为
C ，A 、B 、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为r 。

当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径
r 上的A 、B 、C 三点的圆周速度都相等（图2-1），其值为r 0ω。

于是321ωωω==，
即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。

当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度4ω自转时（图2-1），啮
合点A 的圆周速度为r r r 401ωωω+=，啮合点B 的圆周速度为r r r 402ωωω-=。

于是
()()r r r r r r 404021ωωωωωω-++=+
即 0212ωωω=+ （2-6）
若角速度以每分钟转数n 表示，则
0212n n n =+ （2-7）
式（2-7）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程
式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿
轮转速无关。

因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应
转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。

有式（2-7）还可以得知:当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿
轮的转速为差速器壳转速的两倍;当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动
传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相
同的转速反向转动。

2.3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构
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2-2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。

图2-2普通的对称式圆锥行星齿轮差速器
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
2.3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计
由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。

差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。

1. 差速器齿轮的基本参数的选择
(1)行星齿轮数目的选择
载货汽车采用4个行星齿轮。

(2)行星齿轮球面半径B R的确定
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
R，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B
此在一定程度上也表征了差速器的强度。

球面半径B R可按如下的经验公式确定：
3T
K
R B
B (2-8)
K——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星式中：B
齿轮的载货汽车取最小值；
T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，N·m。

(3)行星齿轮与半轴齿轮的选择
为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使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1z /2z 在1.5～2.0的范围内。

差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种
齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左
右两半轴齿轮的齿数L z 2，R z 2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。

(4) 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定
首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1γ，2γ
2
11arctan z z =γ 2190γγ-= 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m
22
0110sin 2sin 2γγz z m A =A = (5) 压力角α
目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。

最小齿
数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切
向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

由于这种
齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。

(6) 行星齿轮安装孔的直径φ及其深度L
行星齿轮的安装孔的直径φ与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安
装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：
φ1.1=L
[]nl T L c ⨯⨯==σφφ3
02
101.1 （2-9） []nl T c σφ1.1103
0⨯=
式中：0T ——差速器传递的转矩，N ·m ；
n ——行星齿轮的数目；
l ——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm ， '25.0d l ≈， '2d 是半
轴齿轮齿面宽中点处的直径；
[]c σ——支承面的许用挤压应力。

此外，还应进行差速器齿轮的强度计算。

2.4 驱动半轴
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的半
轴齿轮传给驱动车轮。

在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半
轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴
的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不
同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式。

设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况
相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来
看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。

计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载
荷工况：
⒈纵向力2X （驱动力或制动力）最大时，其最大值为ϕ2Z ，附着系数ϕ在
计算时取0.8，没有侧向力作用；
⒉侧向力2Y 最大时，其最大值为ϕ2Z 1（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与
地面的侧向附着系数1ϕ在计算时取1.0，没有纵向力作用；
⒊垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为
()d w k g Z -2，其中w g 为车轮对地面的垂直载荷，d k 为动载荷系数，这时不考虑
纵向力和侧向力的作用。

由于车轮承受的纵向力2X ，侧向力2Y 值的大小受车轮与地面最大附着力的
限制，即有 22222Y X Z +=ϕ
故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。