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工學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書
目錄
1前言 1
2總體方法論證 2
2.1轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋分析 2
2.2 結(jié)構(gòu)方案的確定 2
2.2.1驅(qū)動(dòng)橋的分析 2
2.2.2轉(zhuǎn)向器的分析 2
2.2.3轉(zhuǎn)向節(jié)的分析 2
2.3本車橋的結(jié)構(gòu) 3
3主減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4
3.1主減速器傳動(dòng)比的計(jì)算 4
3.2主減速器的選擇 4
3.3主減速器齒輪的類型 5
3.4主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 6
3.5主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 7
3.5.1齒數(shù)的選擇 7
表3-1 汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器主動(dòng)錐齒輪齒數(shù)（用于半展成法*加工時(shí)） 7
3.5.2節(jié)圓直徑的選擇 8
3.5.3齒面寬的選擇 9
3.5.4雙曲面齒輪的偏移距E 9
3.5.5雙曲面齒輪的偏移方向 9
3.5.6齒輪法向壓力角的選擇 9
3.5.7齒輪幾何尺寸的計(jì)算 9
3.6.1單位齒長(zhǎng)上的圓周力 12
3.6.2輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 13
3.6.3輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算 13
3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理 14
3.8 主減速器的潤(rùn)滑 14
4差速器的設(shè)計(jì) 15
4.1 差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇 15
4.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 15
4.2.1行星齒輪數(shù)目的選擇 15
4.2.2行星齒輪球面半徑RB(MM)的確定 15
4.2.3行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 16
4.2.4差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 16
4.2.5差速器幾何尺寸的計(jì)算 16
4.3差速器齒輪與強(qiáng)度計(jì)算 18
5半軸的設(shè)計(jì) 19
5.1半軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 19
5.2半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理 20
6橋殼的設(shè)計(jì) 21
6.1橋殼的結(jié)構(gòu)型式大致分為可分式 21
7轉(zhuǎn)向器 22
7.1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 22
7.2螺桿－鋼球－螺母?jìng)鲃?dòng)副 22
7.3齒條、齒扇傳動(dòng)副 25
7.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件的強(qiáng)度計(jì)算 29
8轉(zhuǎn)向節(jié)的設(shè)計(jì) 33
8.1萬向節(jié)的選擇 33
8.2萬向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算 33
9結(jié)論 35
考文獻(xiàn)參 36
1前言
轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋在四驅(qū)越野車中是指具有轉(zhuǎn)向功能的驅(qū)動(dòng)橋。其主要功能一是把分動(dòng)器傳出的功率經(jīng)其減速后傳遞給車輪使車輪轉(zhuǎn)動(dòng)；二是通過轉(zhuǎn)向器把方向盤所受的轉(zhuǎn)矩傳遞給轉(zhuǎn)向桿從而使車輪轉(zhuǎn)向。
改革開放以來, 隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，人民生活水平的提高，高速公路、高等級(jí)公路的不斷建設(shè)，汽車正逐漸進(jìn)入家庭，成為人們生活的一部分。
同時(shí)隨著我國(guó)加入世界貿(mào)易組織，通用、福特、日產(chǎn)、豐田……一批世界一流汽
車生產(chǎn)企業(yè)紛紛進(jìn)入中國(guó)，市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)日趨激烈.入世后，技術(shù)競(jìng)爭(zhēng)將是我國(guó)汽車工業(yè)面臨的最大挑戰(zhàn)。
本課題是結(jié)合科研進(jìn)行工程設(shè)計(jì)。由于四驅(qū)越野車的普及，因而對(duì)于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋是非常需要的。為了讓越野車能更好的適應(yīng)野外的行駛，對(duì)于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋提出了以下要求：
a.車輪轉(zhuǎn)向要達(dá)到45°
b.方向盤向各邊能轉(zhuǎn)動(dòng)2.5圈
c.前輪采用麥弗遜懸架
在王琪老師和李書偉老師的指導(dǎo)下，首先進(jìn)行了方案論證。經(jīng)過討論與研究，對(duì)于橋殼部分改變了以前的非斷開式，最終確定對(duì)于主減速器部分仍采用整體式而兩端分別裝一球面滾輪式萬向節(jié)。在轉(zhuǎn)向節(jié)部分采用球籠式萬向節(jié)，轉(zhuǎn)向器采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。由于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋最終要于其它部分組合在一起組成四驅(qū)車，所以整個(gè)設(shè)計(jì)過程要考慮最終的組裝。我們根據(jù)廠方提供的數(shù)據(jù)首先對(duì)驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行了詳細(xì)的分析。然后根據(jù)分析的結(jié)果，計(jì)算各部分的軸向力、扭矩、傳動(dòng)比以及功率。進(jìn)而對(duì)各部分進(jìn)行設(shè)計(jì)。
轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋改變了以往的非斷開式橋殼，使其更適和在一些非平坦路面上行駛。本課題新穎實(shí)用，在技術(shù)上有較大改進(jìn)，具有較強(qiáng)的競(jìng)爭(zhēng)力。本轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋?qū)⒕哂泻艽蟮氖袌?chǎng)前景。
2總體方法論證
2.1轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋分析
已知條件：
外行尺寸(長(zhǎng)x寬x高)：3600x1550x1500（mm）
額定功率：76 kw(3800r/min) ; 最大扭距：225N·m(2000r/min)
前軸距：2230mm; 輪距：1300mm ;后輪距：1300mm ; 總質(zhì)量：1.5t;
載重量：2.1t ;Vmin:5km/h ; Vmax: 140km/h; 最大爬坡度：60%；
2.2 結(jié)構(gòu)方案的確定
2.2.1驅(qū)動(dòng)橋的分析
驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開
式驅(qū)動(dòng)橋。
a.非斷開式驅(qū)動(dòng)橋
普通非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉、工作可靠，廣泛用在各種汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結(jié)構(gòu)。他們的具體結(jié)構(gòu)、特別是橋殼結(jié)構(gòu)雖然各不相同，但是有一個(gè)共同特點(diǎn)，即橋殼是一根支承在左右驅(qū)動(dòng)車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動(dòng)部件安裝在其中。它的一個(gè)缺點(diǎn)是簧下質(zhì)量大點(diǎn)。
b.斷開式驅(qū)動(dòng)橋
斷開式驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對(duì)運(yùn)動(dòng)，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨(dú)立懸掛相匹配，故又稱為獨(dú)立懸掛驅(qū)動(dòng)橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)車輪由于采用獨(dú)立懸掛則可以彼此致立地相對(duì)于車架或車廂作上下擺動(dòng)，相應(yīng)地就要求驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置及其外殼或套管作相應(yīng)擺動(dòng)。
2.2.2轉(zhuǎn)向器的分析
根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副的不同，轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。
對(duì)轉(zhuǎn)向其結(jié)構(gòu)形式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型、前軸負(fù)荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動(dòng)比變化特性等對(duì)使用條件的適應(yīng)性以及轉(zhuǎn)向器的其他性能、壽命、制造工藝等。礦山、工地用汽車和越野汽車，經(jīng)常在壞路或在無路地帶行駛，推薦選用極限可逆式轉(zhuǎn)向器，但當(dāng)系統(tǒng)中裝有液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向或在轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝有減振器時(shí)，則可采用正、逆效率均高的轉(zhuǎn)向器，因?yàn)槁访娴臎_擊可由液體或減振器吸收，轉(zhuǎn)向盤不會(huì)產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。
2.2.3轉(zhuǎn)向節(jié)的分析
萬向節(jié)按其在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。在前者中，動(dòng)力是靠零件的鉸鏈?zhǔn)铰?lián)接傳遞的，而在后者中則靠彈性零件傳遞，
且有緩沖減振作用。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)、準(zhǔn)等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)。
由于彈性件的彈性變形量有限，故撓性萬向節(jié)一般用于兩軸間夾角不大于（3°~5°）和只有微量軸向位移的萬向節(jié)傳動(dòng)場(chǎng)合。
2.3本車橋的結(jié)構(gòu)
由于該車懸架采用麥弗遜懸架因此驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)采用斷開式驅(qū)動(dòng)橋。
對(duì)于轉(zhuǎn)向器由于該車是四驅(qū)越野車，經(jīng)常在壞路或無路地帶行駛應(yīng)選用極限可逆轉(zhuǎn)向器?？蛇x用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。當(dāng)正效率高時(shí)駕駛員可以輕便的轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤；當(dāng)逆效率高時(shí)使駕駛員更好的感覺路況，但為了減輕在不平路面上行駛時(shí)駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至 轉(zhuǎn)向盤上要盡可能小，防止打手又要求效率盡可能低。因此應(yīng)在車的轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝一減振器使其吸收路面的沖擊消除打手現(xiàn)象。
而對(duì)于轉(zhuǎn)向節(jié)由于其轉(zhuǎn)向要一定的角度根據(jù)角度選擇球籠式Birfield型。對(duì)于主減速兩側(cè)的萬向節(jié)用球面滾輪式萬向節(jié)。
3主減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1主減速器傳動(dòng)比的計(jì)算
主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。i0的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比iT一起由整車動(dòng)力計(jì)算來確定。
對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車、長(zhǎng)途公共汽車尤其是競(jìng)賽車來說，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率Pemax及其轉(zhuǎn)速np，的情況下，所選擇的i0值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速vamax。這時(shí)i0值應(yīng)按下式來確定：
(3-1)
式中rr——車輪的滾動(dòng)半徑，m；
igh——變速器量高檔傳動(dòng)比。
對(duì)于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車速稍有下降，i0一般選擇比上式求得的大10％~25％，即按下式選擇：
i0=[1+（10％~25％）] i0 (3-2)
=2.16~2.96
3.2主減速器的選擇
主減速器的減速型式分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。
a.單級(jí)減速器
由于單級(jí)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點(diǎn)，廣泛用在主減速比i0<7.6的各種中、小型汽車上。單級(jí)主減速器都是采用一對(duì)螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動(dòng)的。
b.雙級(jí)主減速器
由于雙級(jí)主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.6
5的中、重型汽車的貫通橋。它又有錐齒輪—圓柱齒輪式和圓柱齒輪—錐齒輪式兩種結(jié)構(gòu)型式。
錐齒輪—圓柱齒輪雙級(jí)貫通式主減速器的特點(diǎn)是有較大的總主減速比(因兩級(jí)減速的減速比均大于1)，但結(jié)構(gòu)的高度尺寸大，特別是主動(dòng)錐齒輪的工藝性差，而從動(dòng)錐齒輪又需要采用懸臂式安置，支承剛度差，拆裝也不方便。
圓柱齒輪—錐齒輪式雙級(jí)貫通式主減速器的結(jié)構(gòu)緊湊，高度尺寸減小，但其第一級(jí)的斜齒圓柱齒輪副的減速比較小。
f.單級(jí)(或雙級(jí))主減速器附輪邊減速器
一些重型汽車、大型公共汽車的驅(qū)動(dòng)橋的主減速比往往要求很大。當(dāng)其值大于12時(shí)，則需采用單級(jí)(或雙級(jí))主減速器附加輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式，將驅(qū)動(dòng)橋的一部分減速比分配給安裝在輪轂中間或近旁的輪邊減速器。這樣以來，不僅使驅(qū)動(dòng)橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地間隙，并可得到大的驅(qū)動(dòng)橋減速比(其值往往在16~26左右)，而且半軸、差速器及主減速器從動(dòng)齒輪等零件的尺寸也可減小。但輪邊減速器在一個(gè)橋上就需要兩套，使驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本提高，因此只有當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋的減速比大于12時(shí)，才推薦采用。
根據(jù)求得的傳動(dòng)比i0=2.16~2.96選擇用單級(jí)減速器。
3.3主減速器齒輪的類型
在現(xiàn)代汽車驅(qū)動(dòng)橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。
螺旋錐齒輪其主、從動(dòng)齒輪軸線相交于一點(diǎn)。交角可以是任意的，但在絕大多數(shù)的汽車驅(qū)動(dòng)橋上，主減速齒輪副都是采用90o交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負(fù)荷。加之其輪齒不是在齒的全長(zhǎng)上同時(shí)嚙合，面是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另—端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，噪聲和振動(dòng)也是很小的。
雙曲面齒輪其主、從動(dòng)齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都是采用90o。主動(dòng)齒輪軸相對(duì)于從動(dòng)齒輪軸有向上或向下的偏移。當(dāng)偏移距大到一定程度時(shí)，可使一個(gè)齒輪軸從另一個(gè)齒輪軸旁通過。這樣就能在每個(gè)齒輪的兩邊布置尺寸緊湊 的支承。這對(duì)于增強(qiáng)支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當(dāng)?shù)穆菪F齒輪比較，負(fù)荷可提高至175％。雙曲面主動(dòng)齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動(dòng)比傳動(dòng)。當(dāng)要求傳動(dòng)比大而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪更為合理。因?yàn)槿绻３謨煞N傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑一樣，則雙曲面從動(dòng)齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對(duì)于主減速比i0≥4.5的傳動(dòng)有其優(yōu)越性。當(dāng)傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)于螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪就顯得過大，這時(shí)選用螺旋錐齒輪更合理，因?yàn)楹笳呔哂休^大的差速器可利用空間。
由于雙曲面主動(dòng)齒輪螺旋角的增大，還導(dǎo)致其進(jìn)入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強(qiáng)度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。
由于i0=2.16~2.96選擇用雙曲面主動(dòng)齒輪。
3.4主減速齒輪計(jì)算載荷的確定
將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩(Tje、Tjh)的較小者，作為越野汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。即
(3-3)
N·m
(3-4)
N·m
式中Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)量大轉(zhuǎn)矩，N·m；
iTL——由發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比；
——傳動(dòng)部分的效率，取=0.9；
K0——超載系數(shù)，取K0=1；
n——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目；
G2——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；
——輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，越野汽車取=1.0；
rr—一車輪的滾動(dòng)半徑，m；
，一一分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比。
上面求得的計(jì)算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對(duì)于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tjm (N·m)為
(3-5)
N·m
式中Ga——汽車滿載總重，N；
GT——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車；
fR——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，越野汽車取0.020~0.035；
fH——汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)。越野汽車取0.09~0.30。
fP——汽車或汽車列車的性能系數(shù)：
<0 (3-6)
式中fP計(jì)算為負(fù)時(shí)，取0值。
當(dāng)計(jì)算主減速器主動(dòng)齒輪時(shí)，應(yīng)將式（3-3）~（3-4）各式分別除以該齒輪的減速比及傳動(dòng)效率。
3.5主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇
3.5.1齒數(shù)的選擇
表3-1 汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器主動(dòng)錐齒輪齒數(shù)（用于半展成法*加工時(shí)）
傳動(dòng)比(z/ z)
推薦的主動(dòng)齒輪最小齒數(shù)(z)
主動(dòng)齒輪齒數(shù)允許范圍（z）
2.0
17
15~19
2.5
15
12~16
3.0
11
10~14
3.5
10
8~10
4.0
9
7~9
4.5
8
6~9
5.0
7
5~8
表3-2 汽車主減速器主、從動(dòng)錐齒數(shù)的選擇
8
9
10
11
12
13
14
15
16
2.880
2.919
41
44
47
2.920
2.959
35
38
2.960
2.999
42
45
48
續(xù)表
8
9
10
11
12
13
14
15
16
3.000
3.039
36
39
49
3.040
3.079
33
43
46
3.080
3.119
40
照表3-1由于i0=2.16~2.96所以取主動(dòng)齒輪齒數(shù)為11。再根據(jù)表3-2查得與齒數(shù)11相配和的齒數(shù)為35。
3.5.2節(jié)圓直徑的選擇
由于彎曲應(yīng)力和作用在齒輪上的圓周力P與齒面寬F的比值P/F成正比關(guān)系，而且當(dāng)變速器處于Ⅰ擋位置時(shí)，圓周力P與齒面寬F的比值P/F。
(3-7)
(3-8)
式中：d2及F的單位均cm。
當(dāng)Ⅰ擋的傳動(dòng)比ig1<3時(shí)，還必須具備另一條件，亦即在直接擋傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax時(shí)比值P/F應(yīng)不超過3920，即
(3-9)
對(duì)于雙曲面齒輪來說，選取F＝0.155d2,將此關(guān)系及代入以上有關(guān)公式并整理后得到：
當(dāng)Ⅰ擋傳遞Temax時(shí)，節(jié)圓直徑d2應(yīng)大于或等于以下兩式算得數(shù)值中的較小值，即
(3-10)
cm
(3-11)
cm
取兩者中的較大值。
式中Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)量大轉(zhuǎn)矩，N·m；
ig1——變速器Ⅰ擋傳動(dòng)比；
i０——變速器比；
n——該車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目；
G2——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；
——輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)越野汽車取=1.0；
rr—一車輪的滾動(dòng)半徑，m；
圓整后取d2=175mm
d2選定后，可按式m=d2/z2＝175/35=5算出從動(dòng)錐齒輪大端端面模數(shù)，并用下式校核：
(3-12)
=(0.3~0.4)4.539~5.719
式中Tj——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m；
Km——模數(shù)系數(shù)，取Km=0.3~0.4。
經(jīng)校核成立。
3.5.3齒面寬的選擇
汽車主減速器雙曲面齒輪的從動(dòng)齒輪齒面寬F(mm)推薦為：
F=0.155d 2 (3-13)
＝27mm
式中d2——從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，mm。
3.5.4雙曲面齒輪的偏移距E
越野汽車E不應(yīng)超過從動(dòng)齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%~12%，且一般不超過12%）。傳動(dòng)比愈大則E也應(yīng)愈大，大傳動(dòng)比的雙曲面齒輪傳動(dòng)，偏移距E可達(dá)從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑的20％～30％。但當(dāng)E大干d2的20％時(shí)，應(yīng)檢查是否存在根切。
E=0.2d2 (3-14)
=0.2175=35mm
3.5.5雙曲面齒輪的偏移方向
采用下偏移。又由于雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關(guān)系：下偏移時(shí)主動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)樽笮瑥膭?dòng)齒輪為右旋。
3.5.6齒輪法向壓力角的選擇
對(duì)于雙曲面齒輪，由于其主動(dòng)齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角不等，因此應(yīng)按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22°30′的平均壓力角，轎車選用19°的平均壓力角。當(dāng)zl≥8時(shí)，其平均壓力角均選用21°15′。本車選用平均壓力角為21°15′。
3.5.7齒輪幾何尺寸的計(jì)算
按表3-3對(duì)幾何尺寸進(jìn)行計(jì)算得
表3-3圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表
序號(hào)
計(jì)算公式
結(jié)果
注釋
1
z1
11
小齒輪齒速應(yīng)不少于6
2
z2
35
大齒輪齒速由z1及速比定，但z1與z2間應(yīng)避免有公約數(shù)
3
F
27
大齒輪齒面寬F=0.155d2
4
E
20
小齒輪軸線偏移距E=（0.1～ 0.12）d2
5
d2=175
175
大齒輪風(fēng)度圓直徑d2
6
rd=63.5
63.5
刀盤名義直徑rd
7
=arctan()
20.13°
小齒輪節(jié)錐角
9
=
69.34°
大齒輪節(jié)錐角
10
β2=
30.50°
大齒輪終點(diǎn)螺旋角β2
11
z=
-0.2809
大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)到小齒輪軸線的距離，+表示該節(jié)錐頂點(diǎn)越過了小齒輪軸線，-表示該節(jié)錐頂點(diǎn)在大齒輪體與小齒輪軸線之間
12
A0=
93.583
大齒輪節(jié)錐距
13
=
0.817°
大齒輪頂角
14
=
3.99°
大齒輪的齒根角
15
h=
1.446
大齒輪齒頂高
16
h=
8.203
大齒輪齒根高
17
C=
1.148
徑向間隙C為大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的工作齒高的15%再加上0.05
18
h=
9.649
大齒輪齒全高
19
hg=
8.501
大齒輪齒工作高
20
=
70.16°
大齒輪的面錐角
21
=
65.35°
大齒輪的根錐角
續(xù)表
序號(hào)
計(jì)算公式
結(jié)果
注釋
23
=
31.924
大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離
24
z0=
-0.595
大齒輪面錐頂點(diǎn)到小齒輪軸線的距離，+表示該面錐頂點(diǎn)越過了小齒輪軸線，-表示該面錐頂點(diǎn)在大齒輪體與小齒輪軸線之間
25
zR=
2.1499
大齒輪根錐頂點(diǎn)到小齒輪軸線的距離，+表示該根錐頂點(diǎn)越過了小齒輪軸線，-表示該根錐頂點(diǎn)在大齒輪體與小齒輪軸線之間
26
=
22.99°
小齒輪面錐角
27
G0=
-2.94°
小齒輪面錐頂點(diǎn)到大齒輪軸線的距離，+表示該面錐頂點(diǎn)越過了大齒輪軸線，-表示該面錐頂點(diǎn)在小齒輪體與大齒輪軸線之間
28
B0=
84.673
小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離
29
Bi=
55.8904
小齒輪前緣至大齒輪軸線的距離
30
d01=
69.3095
小齒輪的外圓直徑
續(xù)表
序號(hào)
計(jì)算公式
結(jié)果
注釋
31
GR=
2.5155
小齒輪根錐頂點(diǎn)到大齒輪軸線的距離，+表示該根錐頂點(diǎn)越過了大齒輪軸線，-表示該根錐頂點(diǎn)在小齒輪體與大齒輪軸線之間
32
=
19.23°
小齒輪根錐角
33
Bmin
0.1197
最小側(cè)間隙允許值
34
Bmax
0.1598
最大側(cè)間隙允許值
3.6主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
3.6.1單位齒長(zhǎng)上的圓周力
(3-15)
式中p——單位齒長(zhǎng)上的圓角力，N／mm；
P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Teamx和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算；
F——從動(dòng)齒輪的齒面寬，mm。
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：
(3-16)
=N
式中Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
ig——變速器傳動(dòng)比，常取1檔及直接檔進(jìn)行計(jì)算；
d1——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，mm。
對(duì)于多橋驅(qū)動(dòng)汽車應(yīng)考慮驅(qū)動(dòng)橋數(shù)及分動(dòng)器傳動(dòng)比。
按最大附著力矩計(jì)算時(shí)：
(3-17)
=N
式中G2——驅(qū)動(dòng)橋?qū)λ降孛娴呢?fù)荷，N；
——輪胎與地面的附著系數(shù)；
rr——輪胎的滾動(dòng)半徑，m；
d2——主減速器從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，mm。
許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力如表3-4。
表3-4 許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算
按最大附著力矩計(jì)算
附著系數(shù)
1檔
2檔
直接檔
轎車
893
536
321
893
0.85
貨車
1429
250
1429
0.85
公共汽車
982
214
0.85
牽引汽車
536
250
0.65
3.6.2輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算
汽車主減速器雙曲面齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力 (N／mm2)為
(3-18)
= N·mm2
式中Tj——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m，對(duì)于主動(dòng)齒輪還需將上述計(jì)算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動(dòng)齒輪上；
K0——超載系數(shù)；
Ks——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關(guān)。當(dāng)端面模數(shù)m≧1.6mm時(shí)Ks== (3-19)
Km——載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，Km＝1.00~1.10；當(dāng)一個(gè)齒輪用騎馬式支承時(shí)，Km＝1.10~1.25。支承剛度大時(shí)取小值；
Kv——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取Kv＝1；
F——計(jì)算齒輪的齒面寬，mm；
Z——計(jì)算齒輪的齒數(shù)；
m——端面模數(shù)，mm；
J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù),為0.27。
汽車主減速器齒輪的損壞形式主要是疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉(zhuǎn)矩即平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩有關(guān)，Tj或升Tjh只能用來檢驗(yàn)最大應(yīng)力，不能作為疲勞壽命的計(jì)算依據(jù)。
3.6.3輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算
雙曲面齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力 (MPa)為
(3-20)
=30.67 Mpa
式中T1、T1max——分別為主動(dòng)齒輪的工作轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
Cp——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6N1/2／mm；
d1——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，mm；
Kf——表面質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于制造精確的齒輪可取Kf=1；
F——齒面寬，mm，取齒輪副中的較小值(一般為從動(dòng)齒輪齒面寬)；
J一一計(jì)算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)，為0.27。
3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理
汽車主減速器雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號(hào)有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。
用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達(dá)HRC58～64，而芯部硬度較低為HRC32~45。
滲碳層深度為0.9~1.3mm。
3.8 主減速器的潤(rùn)滑
主減速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤(rùn)滑，其中尤其應(yīng)注意主減速器主動(dòng)錐齒輪的前軸承的潤(rùn)滑，因?yàn)槠錆?rùn)滑不能靠潤(rùn)滑油的飛濺來實(shí)現(xiàn)。為此，在從動(dòng)齒輪的前端近主動(dòng)齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤(rùn)滑油收集起來再經(jīng)過進(jìn)油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉(zhuǎn)時(shí)的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅(qū)動(dòng)橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤(rùn)滑、散熱和清洗，而且可以保護(hù)前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤(rùn)滑油能流進(jìn)差速器，有的采用專門的導(dǎo)油匙。
4差速器的設(shè)計(jì)
4.1 差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇
差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種。有普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器和防滑差速器。后者又分為強(qiáng)制鎖止式和自鎖式兩類。自鎖式差速器又有多種結(jié)構(gòu)型式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動(dòng)比式的。
a．對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器
普通的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個(gè)半軸齒輪，4個(gè)行星齒輪(少數(shù)汽車采用3個(gè)行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個(gè)行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個(gè)行星齒輪的差逮器采用十字軸結(jié)構(gòu))，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(diǎn)，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(jié)構(gòu)，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。
b．強(qiáng)制鎖止式防滑差速器
充分利用牽引力的最簡(jiǎn)單的一種方法是在普通的圓錐齒輪差速器上加裝差速鎖，必要時(shí)將差速器鎖住。此時(shí)左、右驅(qū)動(dòng)車輪可以傳遞由附著力決定的全部轉(zhuǎn)矩。
當(dāng)汽車駛?cè)胼^好的路面時(shí)，差速器的鎖止機(jī)構(gòu)應(yīng)即時(shí)松開，否則將產(chǎn)生與無差速器時(shí)一樣的問題。
c．自鎖式差速器
一般越野汽車的低壓輪胎與地面的附著系數(shù)的最大值為0.7~0.8(在于燥的柏油或混凝工路面上)，而最小值為0.1~0.2(在開始溶化的冰上)。可見相差懸殊的附著系數(shù)的最大比值為8。因此，為了充分利用汽車牽引力，差速器的鎖緊系數(shù)K實(shí)際上選定為8就已足夠。而汽車在不好的道路和無路地區(qū)行駛的實(shí)踐表明，各驅(qū)動(dòng)車輪與地面附著系數(shù)不同數(shù)值之比，一般不超過3~4。因此選取K＝3~4是合適的，在這種情況下汽車的通過性可以得到顯著的提高，而其轉(zhuǎn)向操縱等使用性能實(shí)際上并不變壞。
根據(jù)所設(shè)計(jì)車的要求選用對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器同時(shí)加進(jìn)摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提高其鎖緊系數(shù)。
4.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇
4.2.1行星齒輪數(shù)目的選擇
轎車常用2個(gè)行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個(gè)行星齒輪，少數(shù)汽車采用3個(gè)行星齒輪。
參照長(zhǎng)春一汽的四驅(qū)越野車采用2個(gè)行星齒輪。
4.2.2行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定
圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑RB，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)際上代替了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距。
球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來確定：
(4-1)
==32.747mm
式中KB——行星齒輪球面半徑系數(shù)，KB=2.52~2.99，對(duì)于有2個(gè)行星齒輪的越野汽車取最大值；
Tj——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m。
RB確定后，即可根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：
A0=(0.98～0.99)RB (4-2)
=(0.98～0.99)=31.77～32.42
4.2.3行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強(qiáng)度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(yīng)少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14~25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5～2范圍內(nèi)。
在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)z2L、z2R之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝。
取z1 =10 z2=18
4.2.4差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、：
=32.28 (4-3)
=67.72 (4-4)
式中z1、z2——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。
再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)：
=3.15 (4-5)
圓整后取m=4
算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
(4-6)
d1=4×10=40mm
d2=4×18=72mm
4.2.5差速器幾何尺寸的計(jì)算
按表4-1得
表4-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表
序號(hào)
項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
行星齒輪齒數(shù)
z1=10
2
半軸齒輪齒數(shù)
z2=18
3
模數(shù)
m=4
4
齒面寬
F=(0.25～0.30)A0=10.285～12.34
5
齒工作高
hg=1.6m=6.4
6
齒全高
h=1.788m＋0.051=7.203
7
壓力角
=22.5°
8
軸交角
∑=90°
9
節(jié)圓直徑
d1=mz1=40 d2=mz2=72
10
節(jié)錐角
=arctan(z1/z2)=29.05 =arctan(z2/z1)=60.95
11
節(jié)錐距
A0=d1/(2sin)=d2/(2sin)=41.14
12
周節(jié)
t=3.1416m=12.5664
13
齒頂高
=hg－h(huán)=4.224 h=[0.430+]m=2.176
14
齒根高
h =1.788m－h(huán) =2.928 h=1.788－h(huán)=4.976
15
徑向間隙
c=h－h(huán)g=0.1788m－h(huán)=0.803
16
齒根角
=arctan=4.07° =arctan=3.03°
17
面錐角
=＋=32.08° =＋=65°
18
根錐角
=－=24.98 =－=57.92
19
外圓直徑
D01=d1＋2 hcos=47.39 D02=d2＋2 hcos=74.11
20
節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離
=d2/2－h(huán)sin=33.945 =d1/2－ h sin =18.09
4.2.6行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定
行星齒輪安裝孔與行星齒輪軸名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長(zhǎng)度。通常取
(4-7)
=1.1×8=8.8
(4-8)
=1.1×64=70.4
=8 (4-9)
式中T0——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m；
n——行星齒輪數(shù)；
l——為行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木喔?，mm；；
[]——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69MPa。
4.3差速器齒輪與強(qiáng)度計(jì)算
汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為
(4-10)
==282.42 Mpa
式中T——差速器一個(gè)行星齒輪給予一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，N·m；；
Tj——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m；
n——差速器行星齒輪數(shù)目；
z2——半軸齒輪齒數(shù)；
J——計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，為0.225。
按日常行駛平均轉(zhuǎn)矩計(jì)算所得的汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力，應(yīng)不大于210.9MPa；按計(jì)算轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算時(shí)，彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于980MPa。
由于282.42 Mpa<980Mpa成立。
5半軸的設(shè)計(jì)
5.1半軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
半軸的主要尺寸是它的直徑，設(shè)計(jì)與計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理地確定其計(jì)算載荷。
半軸的計(jì)算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況：
（1）縱向力X2最大時(shí)(X2＝Z2)，附著系數(shù)尹取0.8，沒有側(cè)向力作用；
（2）側(cè)向力Y2最大時(shí)，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時(shí)，為Z2中，，側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)，在計(jì)算中取1.0，沒有縱向力作用；
（3）垂向力Z2最大時(shí)，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時(shí)，其值為(Z2-gw)kd，kd是動(dòng)載荷系數(shù)，這時(shí)沒有縱向力和側(cè)向力的作用。
由于車輪承受的縱向力、側(cè)向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即
故縱向力X2最大時(shí)不會(huì)有側(cè)向力作用，而側(cè)向力Y2最大時(shí)也不會(huì)有縱向力作用。
由于半軸兩端各于萬向節(jié)因此采用3/4浮式半軸。
3/4浮式半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
按前述第一、二兩種載荷工況計(jì)算。其危險(xiǎn)斷面位于半軸與輪轂相配表面的內(nèi)端。
(1)3／4浮式半軸在前述第一種載荷工況下
危險(xiǎn)斷面處，半袖承受合成彎矩：
(5-1)
=
轉(zhuǎn)矩按下式計(jì)算：
(5-2)
=6300×0.35=2205
（2）3/4浮式半軸在前述第二種載荷工況下
如果輪轂軸承的夾持力矩不大，則3/4浮式半軸受彎矩。求彎矩時(shí)應(yīng)考慮到輪轂軸承和半軸內(nèi)端與差速器殼的夾持作用。這時(shí)左、右半軸上的彎矩分別 (5-3)
(5-4)
如果輪轂軸承有足夠的支承剛度，能保證輪轂的充分夾緊，則在車輪側(cè)滑時(shí)半軸上的
彎矩可以不計(jì)。
5.2半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理
為了使半軸的花鍵內(nèi)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(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應(yīng)地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當(dāng)無較大鍛造設(shè)備時(shí)可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)，且取相同花鍵參數(shù)以簡(jiǎn)化工藝。
半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。半軸的熱處理過去都采用調(diào)質(zhì)處理的方法，調(diào)質(zhì)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(yīng)淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達(dá)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(nèi)。由于硬化層本身的強(qiáng)度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應(yīng)力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度大為提高，尤其是疲勞強(qiáng)度提高得十分顯著。
6橋殼的設(shè)計(jì)
6.1橋殼的結(jié)構(gòu)型式大致分為可分式
（1）可分式橋殼
可分式橋殼的整個(gè)橋殼由一個(gè)垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個(gè)鑄件殼體和一個(gè)壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯(lián)成一個(gè)整體。其特點(diǎn)是橋殼制造工藝簡(jiǎn)單、主減速器軸承支承剛度好。但對(duì)主減速器的裝配、調(diào)整及維修都很不方便，橋殼的強(qiáng)度和剛度也比較低。
（2）整體式橋殼
整體式橋殼的特點(diǎn)是將整個(gè)橋殼制成一個(gè)整體，橋殼猶如一整體的空心粱，其強(qiáng)度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨(dú)立的主減速殼里，構(gòu)成單獨(dú)的總成，調(diào)整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。
整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴(kuò)張成形式三種。
根據(jù)兩種形式的對(duì)比采用整體式橋殼。
7轉(zhuǎn)向器
7.1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比
初選螺距t=11mm，導(dǎo)程角=7o，鋼球直徑=8mm，嚙合半徑=32.5mm
由循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)關(guān)系可知：當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)角時(shí)，轉(zhuǎn)向螺母及其齒條的移動(dòng)量應(yīng)為
（7-1）
=(900/360)×11=27.5mm
式中t——螺桿或螺母的螺距。
這時(shí)，齒扇轉(zhuǎn)過角。設(shè)齒扇的嚙合半徑，則角所對(duì)應(yīng)的嚙合圓弧長(zhǎng)應(yīng)等于s，即
（7-2）
由以上兩式可求得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比為
（7-3）
=
7.2螺桿－鋼球－螺母?jìng)鲃?dòng)副
螺桿－鋼球－螺母?jìng)鲃?dòng)副與通常的螺桿一螺母一傳動(dòng)副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動(dòng)的鋼球?qū)⒘τ陕輻U傳至螺母，變滑動(dòng)摩擦為滾動(dòng)摩擦。螺桿和螺母上的相互對(duì)應(yīng)的螺旋槽構(gòu)成鋼球的螺旋滾道。轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向盤經(jīng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動(dòng)螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動(dòng)。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側(cè)表面(通常為上表面)需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個(gè)環(huán)路滾道的兩個(gè)導(dǎo)孔，并分別插入鋼球?qū)Ч艿膬啥藢?dǎo)管。鋼球?qū)Ч苁怯射摪鍥_壓成具有半圓截面的滾道，然后對(duì)接成導(dǎo)管，并經(jīng)氰化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個(gè)導(dǎo)孔的鋼球的兩個(gè)導(dǎo)管的中心線應(yīng)與螺母螺旋滾道的中心線相切。螺桿與螺母的螺旋滾道為單頭(單螺旋線)的，且具有不變的螺距，通常螺距t約在8～ 13mm范圍內(nèi)可按式(7—3)初選，螺旋線導(dǎo)程角約為6o～ 11o。轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器左置時(shí)轉(zhuǎn)向螺桿為左旋，右置時(shí)為右旋。鋼球直徑約為6～9mm。一般應(yīng)參考同類型汽車的轉(zhuǎn)向器選取鋼球直徑，并應(yīng)使之符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)。鋼球直徑尺寸差應(yīng)不超過。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉(zhuǎn)向器的尺寸增大。鋼球的數(shù)量n也影響承載能力，增多鋼球使承載能力增大，但也使鋼球的流動(dòng)性變差，從而要降低傳動(dòng)效率。經(jīng)驗(yàn)表明在每個(gè)環(huán)路中n以不大于60為好。
鋼球數(shù)目(不包括鋼球?qū)Ч苤械?可由下式確定：
（7-4）
=3.14×28.5×2.5/8= 28
式中——鋼球中心距，（見圖7—1）；
——一個(gè)環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)，為了使載荷在各鋼球間分布均勻，一般W＝1.5～ 2.5，當(dāng)轉(zhuǎn)向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時(shí)，則應(yīng)采用兩個(gè)獨(dú)立的環(huán)路；
——鋼球直徑；
——螺線導(dǎo)程角。
鋼球中心距是指鋼球滾動(dòng)時(shí)其中心所在的圓柱表面的橫截面的圓的直徑。它是一個(gè)基本尺寸參數(shù)，將影響循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)尺寸及強(qiáng)度。設(shè)計(jì)時(shí)可參考同類車進(jìn)行初選，經(jīng)強(qiáng)度驗(yàn)算后再進(jìn)行修正。顯然，在保證強(qiáng)度的前提下應(yīng)盡量取小些。在已知螺線導(dǎo)程角和螺距t的情況下，亦可由下式求得：
（7-5）
=28.5mm
式中t——螺桿與螺母滾道的螺距；
——螺線導(dǎo)程角。
螺桿螺旋滾道的內(nèi)徑，外徑，以及螺母的尺寸 ，(見圖7—1)，在確定鋼球中心距后即可由下式確定：
圖7—1 螺桿與螺母的螺旋滾道截面
(a) 四點(diǎn)接觸的滾道截面；(b)兩點(diǎn)接觸的滾道截面
(b) B、D——鋼球與滾道的接觸點(diǎn)；——鋼球中心距；——滾道截面的圓弧半徑。
（7-6）
式中——鋼球中心距；
——螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑，=(0.51~0