燕山大學里仁學院題目：家用微型車驅動橋的設計學生姓名：張江超指導教師：夏懷成2012年05月04日3主減速器設計4差速器設計6萬向節(jié)設計2但是有以下兩大難題，一是將發(fā)動機輸出扭矩通過變速箱將動力傳遞到差速器較高的要求，而驅動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對載貨汽車，對于乘用車，提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機—傳動軸—驅動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。所以前輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，由于前驅傳動效率比后驅要高，所以還會帶來可觀的經濟效益。驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼四大部分組成。驅動橋設計應當滿足如下基本要求：a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。f)與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋，后者稱為獨立懸架驅動橋。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，獨立懸架驅動橋結構雖然4叫復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。由于斷開式驅動橋工作可靠，平穩(wěn)性好，查閱資料，參照國內相關轎車的設計，最后本課題選用斷開式驅動橋。其結構如圖所示：轎車變速驅動橋(發(fā)動機橫置)主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪或斜齒圓柱齒輪帶動齒數多的錐齒輪或斜齒圓柱齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。對發(fā)動機橫置的汽車，其主減速器就采用直齒輪傳動而不必改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求：a)所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。c)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸d)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。(1)斜齒圓柱齒輪傳動圖3-1斜齒圓柱齒輪傳動輪式傳動、圓柱齒輪式傳動(又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動)和蝸桿蝸輪式傳動等形式。機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳查閱文獻[1]、[2],經方案論證，主減速器的齒輪選用斜齒圓柱齒輪形式(如圖3-1示)。斜齒圓柱齒輪傳動的主、從動齒輪軸線相互平行，齒輪并不同時在全長上6保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對圓柱齒輪(或者一對圓錐齒輪)組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。查閱文獻[1]、[2],經方案論證，本設計主減速器采用單級主減速器。其傳動比i?一般小于等于7。主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。(1)主動斜齒圓柱齒輪的支承圖3-2主動齒輪跨置式主動斜齒圓柱齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經方案論證，采用跨置式支承結構(如圖3-2示)。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。跨置式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1/30以下.而主動斜齒圓柱齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左本課題所設計的乘用車最大總質量為0.6t,所以選用跨置式可以提高齒輪的承載能力。(2)從動斜齒圓柱齒輪的支承圖3-3從動齒輪支撐形式從動斜齒圓柱齒輪采用圓錐滾子軸承支承(如圖3-3示)。為了增加支承剛度，齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于(1)主減速比i。的確定法來選擇i值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。8r——車輪的滾動半徑，給定輪胎型號為175/65R13,所以可知r=0.279m根據所選定的主減速比io值，就可基本上確定主減速器的減速型式(單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器),并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。把n,=4500r/n,Yamax=110km/h,r,=0.279m,ig=1代入(3-1)計算出i?=4.303①按發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比計算載荷Tcen—計算驅動橋數，1;η,一變速器傳動效率，η=0.9;K?—液力變矩器變矩系數，為1;iπ一由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比為n,一傳動系上述部分的傳動效率取0.9代入式(3-2),有：Tce=8044.55Nm②按驅動輪打滑轉矩確定從動斜齒圓柱齒輪的計算轉矩a--輪胎與路面間的附著系數，在安裝一般輪胎的汽車在良好的混凝土或瀝青路上，取0.85;r,—車輪的滾動半徑，取0.279m;nLB,iLB一分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和傳動比，前者取1,后者取0.98.代入式(3-3),有主動斜齒圓柱齒輪的計算轉矩為T?為主動斜齒圓柱齒輪的計算轉矩，Nm;i。為主傳動比，取4.23;ng為主、從動斜齒圓柱齒輪間的傳動效率。(計算時，對于弧齒斜齒圓柱齒輪副，nc取95%;對于雙曲面齒輪副，當i。>6時，ng取85%,當i。=<6時，n取90%。);代入式(3-4),有(2)主減速器斜齒圓柱齒輪的主要參數選擇a)主、從動斜齒圓柱齒輪齒數z?和z?選擇主、從動斜齒圓柱齒輪齒數時應考慮如下因素；為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數和不少于40在轎車主減速器中，小齒輪齒數不小于9。查閱資料，經方案論證，主減速器的傳動比為5.11,初定主動齒輪齒數z?=9,從動齒輪齒數z?=45。b)主、從動斜齒圓柱齒輪齒形參數計算按照文獻[3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表3-1。符號主動斜齒圓柱齒輪從動斜齒圓柱齒輪螺旋角β法面模數m端面模數法面壓力角端面壓力角節(jié)錐角x2=76.7°分度圓直徑基圓直徑齒頂高ha=h?=(1+0.1)m齒根高m齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數C)法向壓力角α法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于貨車弧齒錐齒輪，α一般選用20°。d)螺旋方向從斜齒圓柱齒輪齒頂上看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動斜齒圓柱齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與斜齒圓柱齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開齒頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。3.4主減速器斜齒圓柱齒輪的材料驅動橋斜齒圓柱齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器斜齒圓柱齒輪的材料應滿足如下的要求：a)具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。b)齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。c)鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。d)選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。汽車主減速器斜齒圓柱齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質量分數為0.8%～1.2%),具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，斜齒圓柱齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。2.按最大附著力矩計算ig—變速器傳動比，常取一擋傳動比，ig=4.155;d?,d?分別為大小齒輪的分度園直徑；F—計算齒輪的齒面寬，取44mm;a--輪胎與路面間的附著系數，在安裝一般輪胎的汽車在良好的混凝土或瀝青路上，取0.85;將各參數代入式(3-7),有：將各參數代入式(3-7.2),有：按照文獻[1],P≤[P]=893N/mm,斜齒圓柱齒輪的表面耐磨性滿足要求。斜齒圓柱齒輪輪齒的齒根彎曲應力為：σw—斜齒圓柱齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa;T—主動齒輪傳遞的轉矩，Nm;KA一使用系數，按照文獻[2]表10-2取1.0;Kv一動載系數，按照文獻[2]表10-8取1.1;k。一齒面載荷分配系數，按照文獻[2]表10-3取1.6;kβ—齒向載荷分布系數，按照文獻[2]表10-4取1.12;YFa一斜齒輪的齒形系數，按照文獻[2]可近似地按當量齒數由表10-5查取，為2.89;Ysa—斜齒輪的應力校正系數，按照文獻[2]可近似地按當量齒數由表10-5查取，為1.55;Yβ--螺旋角影響系數，按照文獻[2]數值查圖10-28可得0.87;d1—所討論齒輪分度圓直徑；主動齒輪為61.18mm,從動齒輪為258.82mm;εa一斜齒輪的縱合重合度，將各參數代入式(3-8),有：按照文獻[2],主從動斜齒圓柱齒輪的σw≤[σw]=487MPa,輪齒彎曲強度滿足要3.5.3輪齒接觸強度斜齒圓柱齒輪輪齒的齒面接觸應力為：oH—斜齒圓柱齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa;d?—主動斜齒圓柱齒輪分度圓直徑，mm;d1=61.18mm;b—主、從動斜齒圓柱齒輪齒面寬較小值；b=44mm;K—載荷系數，取值同上為1.97;u—齒數比，取4.23;Zπ—區(qū)域系數，按照文獻[2]中圖10-30取值為2.4;ZE一彈性影響系數，,按照文獻[2]表10-6取值為189.80;Zε—重合度系數，取0.83;T—主動斜齒圓柱齒輪計算轉矩，Tz=191N.m;將各參數代入式(3-9),有：按照文獻[2],o≤[o]=1124MPa,輪齒接觸強度滿足要求。3.6主減速器斜齒圓柱齒輪軸承的設計計算3.6.1斜齒圓柱齒輪齒面上的作用力家用微型車驅動橋設計說明書斜齒圓柱齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力Fn可分解為沿齒輪切線方向的圓周力Ft、沿齒輪軸線方向的軸向力Fa以及垂直于齒輪軸線的徑向力Fr。由主動斜齒圓柱齒輪齒面受力簡圖(圖3-5所示),得出齒輪上所受各力。圖3-5主動斜齒圓柱齒輪齒面受力簡圖a)齒面中點處的圓周力Ftd?—從動斜齒圓柱齒輪的分度圓直徑，d1=258.8將各參數代入式(3-10),有：對于弧齒斜齒圓柱齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。b)斜齒圓柱齒輪的軸向力Fa和徑向力F作用在主動斜齒圓柱齒輪齒面上的軸向力Fa和徑向力F,分別為將各參數分別代入式(3-11)與式(3-12)中，有：c)作用于齒面上的法向載荷Fn將各參數代入式(3-13)中，有：lhuj3.6.2斜齒圓柱齒輪軸承的載荷當斜齒圓柱齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖3-4為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖：圖3-4單級主減速器軸承布置尺寸圖3—4中各參數尺寸：a)主動齒輪軸向主動齒輪徑向力軸承A:徑向力軸向力將各參數代入式(3-14)與(3-15),有：RA=9241.2N,Fa=1251.66N軸承B:徑向力軸向力將各參數代入式(3-16)與(3-17),有：b)從動齒輪軸向力從動齒輪徑向力軸承C:徑向力軸向力將各參數代入式(3-18)與(3-19),有：將各參數代入式(3-20)與(3-21),有：不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪),行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構),半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上.有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。a)行星齒輪數n該車為小型轎車，行星輪數應該為2.b)行星齒輪球面半徑R行星齒輪球面半徑R反映了差速器錐齒輪節(jié)錐矩的大小和承載能力。KB一行星齒輪球面半徑系數，Ks=2.52～2.92,對于有兩個行星齒輪的轎車取最Tc一差速器計算轉矩，Nm;取式3-2和3-3中較小值804.55Nm將各參數代入式(4-1),有：c)行星齒輪和半軸齒輪齒數z1和Z?為了使輪齒有較高的強度，z?一般不少于10。半軸齒輪齒數Z?在14～25選用。大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在1.5～2.0的范圍內，且半軸齒輪齒數和必須能被行星齒輪齒數整除。查閱資料，經方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數比半軸齒輪齒數Z?=24,行星齒輪的齒數z?=12。d)行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角X1、X2直齒錐齒輪節(jié)錐距半徑A0及模數m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角X1、X2分別為將各參數分別代入式(4—2)與式(4—3),有：直齒錐齒輪節(jié)錐距半徑A0為錐齒輪大端模數m為將各參數代入式(4-4),有：查閱文獻[3],取模數m=4.5e)半軸齒輪與行星齒輪齒形參數按照文獻[3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表4-1。f)壓力角α汽車差速齒輪大都采用壓力角α=22°30′,齒高系數為0.8的齒形。半軸齒輪行星齒輪分度圓直徑d齒頂高齒根高齒根角θ節(jié)錐角Y根錐角δ外圓直徑節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離齒面寬F行星齒輪軸用直徑d(mm)為n—行星齒輪數；2ra—行星齒輪支承面中點到錐頂的距離，mm;20.2mm[o]—支承面許用擠壓應力，取69MPa;將各參數代入式(4-5)中，有：差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。初選差速器齒輪材料為20CrMoTi。差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左、右輪行使不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力σ(MPa)為式中：T—差速器一個行星齒輪給予一個半周齒輪的轉矩，Nm;其計算公式為T;一計算轉矩，取783Nm;z?—半軸齒輪數目；24;n—行星齒輪數；2;J—綜合系數，取0.223;ks、km、k按照主減速器齒輪強度計算的有關轉矩選??；分別為：0.648,1,1將各參數代入式(4-6)中，有：因為，差速器齒輪的o,≤[o]=375MPa,所以齒輪彎曲強度滿足要求。驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置浮式、3/4浮式和全浮式三種。接)。因此，半浮式半軸除傳遞轉矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸承受的載荷復雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)3/4浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的3/4浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結構型式及其支承剛度、半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為5～70MPa。具有全浮式半軸a)縱向力X?最大時(X?=Z?φ)附著系數取0.8,沒有側向力作用；側向附著系數φ?,在計算中取1.0,沒有縱向力作用；c)垂向力Z2最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為由于車輪承受的縱向力、側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，有縱向力作用。5.2.1全浮式半軸的設計計算本題采用帶有凸緣的全浮式半軸，其詳細的計算校核如下：全浮式半軸計算載荷的確定全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩按下式進行：式中：§——差速器的轉矩分配系數，對圓錐行星齒輪差速器可取ξ=0.6;ig——變速器1擋傳動比；已知：Temx=156.8Nm;ig?=3.54;在設計時，全浮式半軸桿部直徑的初步選取可按下式進行：式中d——半軸桿部直徑，mm;T——半軸的計算轉矩，Nrn;[τ]——半軸扭轉許用應力，MPa。根據上式帶入T=1701.85Nm,得：給定一個安全系數k=1.6全浮式半軸支承轉矩，其計算轉矩為：三種半軸的扭轉應力由下式計算：將數據帶入式(5-3)、(5-4)得：半軸花鍵的剪切應力為半軸花鍵的擠壓應力為式中T——半軸承受的最大轉矩，T=527.27Nm;dA——相配的花鍵孔內徑，d?=30mm;z——花鍵齒數；13j——載荷分布的不均勻系數，取0.75。將數據帶入式(5-5)、(5-6)得：半軸計算時的許用應力與所選用的材料、加工方法、熱處理工藝及汽車的使用條件有關。當采用40Cr,40MnB,40MnVB,40CrMnMo,40號及45號鋼等作為全浮式半軸的材料時，其扭轉屈服極限達到784MPa左右。在保證安全系數在1.3～1.6范圍時，半軸扭轉許用應力可取為[r]=490～588MPa。當傳遞最大轉矩時，半軸花鍵的剪切應力不應超過71.05MPa;擠壓應力不應該超過196MPa。為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結構，且取相同花鍵參數以簡化工藝。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線花鍵用得較廣，但也有采用矩形或梯形花鍵的。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr,40CrMnMo,40CrMnSi,40CrMoA,35CrMnSi,35CrMnTi等。40MnB是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。半軸的熱處理過去都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為HB388—444(突緣部分可降至HB248)。近年來采用高頻、中頻感應淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達HRC52～63,硬化層深約為其半徑的1/3,心部硬度可定為HRC30—35;不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在HB248～277范圍內。由于硬化層本身的強度較高，家用微型車驅動橋設計說明書角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得十分顯著。由于這些先進工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳(40號、45號)鋼的半軸也日益增假定球籠式萬向節(jié)在傳遞轉矩時六個傳力鋼球