四驱越野车转向驱动桥的设计含8张CAD图

四驱越野车转向驱动桥的设计含8张CAD图,越野车,转向,驱动,设计,cad 设计任务书XXXX 学院 XXXXX 专业 XXX 届 题 目 四驱越野车转向驱动桥的设计专业班级 学生姓名 指导老 师任务书下发日期 设计截止日 期 难度系 数毕业设计（论文）的主要内容：通过对四驱越野车转向驱动桥 进行总体方案分析论证与结构设计计算，绘制装配图。转向驱动桥具有一般 驱动桥所具有的主减速器、差速器及半轴；同时也具有一般转向桥所具有的转向壳体、主销 和轮毂等。设计过程中应考虑：结构外型尺寸要小，必要的离地间隙；传动平稳，噪声小；传动效率高；在保证足够的强度和刚度条件下，力求簧下质量小；结构简单、制造容易，拆装、调整方便。进行部件设计计算与强度校核，绘制部件装配图和零件图。 毕业设计（论文）的主要要求:设计参数：发动机最大功率 76kw最大功率转速 3800rpm发动机最大扭矩 225N.m最大扭矩转速 2000rpm驱动方式 前置四驱中央差速器结构 麦弗逊式独立悬架助力类型 电动助力车体结构 承载式前、后制动类型 通风盘式、鼓式驻车制动 脚刹整车质量 2100kg依据技术参数设计出相关的图纸并编写设计说明书。对四驱越野车转向驱动桥进行总体方案分析、设计及计算，完成相当于 A0 的图纸 3 张；翻译英文文献 3000 单词左右；完成1.5 万字左右的毕业论文或设计说明书。主要参考文献：1 陈家瑞，汽车构造（上下） ，北京：机械工业出版社，20142 余志生，汽车理论，北京：机械工业出版社，20143 王望予，汽车设计，北京：机械工业出版社，20044 成大先.机械设计手册.化学工业出版社.2008任务书编制教师（签章）：年 月 日教研室审核意见:教研室主任(签章): 年 月 日学院审核意见:学院院长(签章): 年 月 日备注注：任务书中的数据、图表及其他文字说明可作为附件附在任务书后面，并在主要要求中标明：“见附件”四驱越野车转向驱动桥的设计开题报告、课题论证1.1 课题研究的目的与意义转向驱动桥在四驱越野车中是指具有转向功能的驱动桥。其主要功能一是把分动器传出的功率经其减速后传递给车轮使车轮转动；二是通过转向器把方向盘所受的转矩传递给转向杆从而使车轮转向。研究此课题具有以下目的：改革开放，随着汽车工业的普及，一批批世界一流的汽车正走向国内，市场竞争日益激烈 。在轿车行业市场规模高速增长的情况下，作为汽车工业的重要配套行业，中国汽车车桥行业面临着重要的机遇。随着更新换代的速度加快，对汽车转向驱动桥的设计提出了更高的要求，对其稳定性、可靠性等性能要求也更加严格，是汽车安全稳定性能中的重要一环。其研究意义是：（1）轿车转向驱动桥是轿车的重要大总成，承受着轿车的装在簧上及地面经车轮、车架或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。 （2）轿车转向驱动桥的结构形式和设计参数除对桥车的可靠性和耐久性有重要影响外，也对轿车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性和操纵稳定性等有直接影响。因此，转向驱动桥的结构选型、设计参数选取及设计计算最轿车的整体设计具有及其重要的作用。 （3）轿车转向驱动桥设计涉及的机械零部件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要涉及到所有的现代机械制造工艺（包括铸、锻、焊、热处理等热加工工艺，车、铣、刨、磨、拉削、冷滚压或挤压、喷丸处理、冷冲、配对研磨等冷加工工艺，镀铜、镀锡、镀锌、磷化处理、渗流处理等表面处理工艺等）。因此，通过对轿车的转向驱动桥的学习设计实践，在进行优化设计、可靠性分析和有限元件分析等内容，可以更好地掌握现代轿车设计与机械设计的全面知识与技能。1.2 文献综述（相关课题国内外研究的现状）目前国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分的份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定烦人差距。国内车桥的差距主要体现在设计和研发的能力上，目前有研发能力的车桥厂家还不多，一些厂家仅仅停留在组装阶段。实验设备也有差距。比如工程车和牵引车在行驶的过程中，齿轮啮合接触区的形状是不同的，国内先进的实验设备能够模拟这种状态。而我国现在还在摸索过程中。在具体的工艺细节的方面，我国和世界的水平差距还比较大，归根结底是后桥的共用时承载和驱动。在这两个方面，近几年出现了一些新的变化。另外，在结构方面，单级驱动桥的使用比例越来越高；在技术方面，轻量化、舒适性的要求将逐步的提高。总体而言，现在汽车向性能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥向轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本的方向发展。为适应国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该政策的实施，使我国汽车产业发展成为国民经济的支柱产业.低速载货汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的低速载货汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。我国要成为世界主要汽车制造国，汽车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际市场；汽车生产企业要形成若干驰名的汽车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型汽车企业集团等等。同时，在这个新的汽车产业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。自 1994 年以来，国内汽车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国汽车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。1.3 课题研究的内容、总体方案及技术路线、进度安排等课题研究的内容 通过对四驱越野车转向驱动桥进行总体方案分析论证与结构设计计算，绘制装配图。转向驱动桥具有一般驱动桥所具有的主减速器、差速器及半轴；同时也具有一般转向桥所具有的转向壳体、主销 和轮毂等。本课题为四驱越野车转向驱动桥的设计和研究，其主要研究内容有：1.主减速器，差速器，半轴，转向壳体、主销 和轮毂等部分的设计和选型2.参数设计和理论研究3.各组成部分的结构设计4.利用 CAD 软件进行实体的装配和分析总体方案及技术路线：驱动桥的分析驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。a.非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。它的一个缺点是簧下质量大点。b.断开式驱动桥断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。转向器的分析根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。转向节的分析万向节按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。在前者中，动力是靠零件的铰链式联接传递的，而在后者中则靠弹性零件传递，且有缓冲减振作用。刚性万向节又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。由于弹性件的弹性变形量有限，故挠性万向节一般用于两轴间夹角不大于（35）和只有微量轴向位移的万向节传动场合。车桥的结构由于该设计悬架采用麦弗逊悬架因此驱动桥应采用断开式驱动桥。对于转向器由于该车是四驱越野车，经常在坏路或无路地带行驶应选用极限可逆转向器。可选用循环球式转向器。当正效率高时驾驶员可以轻便的转动转向盘；当逆效率高时使驾驶员更好的感觉路况，但为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至 转向盘上要尽可能小，防止打手又要求效率尽可能低。因此应在车的转向横拉杆上装一减振器使其吸收路面的冲击消除打手现象。而对于转向节由于其转向要一定的角度根据角度选择球笼式 Birfield 型。对于主减速两侧的万向节用球面滚轮式万向节。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，是降低驱动桥工作噪声的有效措施。驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车行驶的平顺性。进度安排：a.本学期第四周:查阅相关文献，集中调研；b.本学期第五周:准备开题报告及答辩，外文翻译；c.本学期第六、七、八、九，十周:继续查阅相关资料,集中精力对设计进行完善；d.本学期第十一周:撰写论文，并与老师讨论相关问题；e.本学期第十二周及以后:准备答辩；主要设计参数：发动机最大功率 76kw最大功率转速 3800rpm发动机最大扭矩 225N.m最大扭矩转速 2000rpm驱动方式 前置四驱中央差速器结构 麦弗逊式独立悬架助力类型 电动助力车体结构 承载式前、后制动类型 通风盘式、鼓式驻车制动 脚刹整车质量 2100kg外形尺寸 3600x1550x1500(mm)1.4 注意存在的问题（1）在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝大多数的发动机在汽车上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，要想使汽车驱动桥的设计合理，首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。（2）四驱越野车一般都在路况比较恶劣甚至没路的情况下行驶，为了让越野车能更好的适应野外的行驶，对于转向驱动桥提出了以下要求：a.车轮转向要达到 45 b.方向盘向各边能转动 2.5 圈c.前轮采用麦弗逊悬架1.5 参考文献1 宋淑丽.汽车车桥组成及工作原理概述.黑龙江科技信息， 2015,062徐治，吕永林，赵智巍 .湖北汽车工业学院学报.4WD 概念车驱动桥的设计与分析.2011,033 李明诚.汽车维修与保养.四轮驱动系统的结构特点及故障检修 .2012,104董凤冰.农机使用与维修.浅谈轿车的驱动方式.2009，05 5张凤伟，王春香.黑龙江科技信息.浅谈汽车驱动桥的检修与维护 .2012,236廖淑华，曹珏，刘锦武.汽车工业研究.广西汽车产业发展现状及对策研究 .2016，032、答辩组论证结论（1）方案可行，技术路线清晰 （2）方案可行，技术路线基本清晰 （3）方案基本可行，技术路线不很清晰 （4）方案和技术路线不很清晰 （5）方案和技术路线不清晰 3、指导教师意见： 教研室主任意见：指导教师（签名）： 教研室主任（签名）：年 月 日 年 月 日注：(1) 开题报告是用文字体现的设计（论文）总构想，篇幅不必过大，但要把计划设计的课题、如何设计、理论依据和研究现状等主要问题说清楚；(2) 字数不少于 3000 字，参考文献不少于 6 篇，印刷字符在 10 万印刷符以上。四驱越野车转向驱动桥的设计Four-wheel drive off-road vehicle to the design of the drive axle摘 要本设计的主要目的是分析并设计出符合相关要求的四驱越野车转向驱动桥。转向驱动桥作为越野车兼具传递动力和改变方向的总成，对于其结构有以下要求，既能将越野车的转向和驱动机构作为一个整体，还能支撑越野车的重量，传递转矩以产生牵引力；既能承受由于越野车恶劣的行驶环境而给车轮带来的各向冲击力，还能缓冲车体的震动，保证越野车的行驶平稳性和驾驶舒适性；在动力传递方面，既要利用减速器使转矩传递到半轴上，以驱动左右车轮，又要利用差速器解决转弯时左右车轮由于速度不一所产生的干涉问题。如此一来，在设计四驱越野车转向驱动桥时考虑到结构的合理性，传动系的总传动比的确定非常重要，同时保证传动机构从减速器、差速器到半轴和轮毂以及转向机构的方向盘、转向器到转向拉杆之间的合理布置。关键词：四驱越野车 转向器 差速器 驱动桥AbstractThe main purpose of this design is to analyze and design to meet the relevant requirements of the four-wheel drive off-road vehicle steering axle. Steering drive axle as a cross-country vehicles both transmission power and change the direction of the assembly, for its structure has the following requirements: Both the off-road vehicle steering and drive mechanism as a whole, but also support the weight of off-road vehicles, transmission torque to produce traction; Can withstand the off-road vehicles due to the harsh driving environment and the impact of the wheel to bring the impact, but also to cushion the vibration of the body to ensure off-road vehicles running smoothly and driving comfort; In this way, in the design of four-wheel drive off-road vehicle steering axle to take into account the rationality of the structure, the transmission line of the total transmission ratio is very important,but also to use the differential to solve the left and right wheels due to the speed of the interference caused by different problems. In this way, you want to rationally design four-wheel drive off-road vehicle steering axle, you must determine the total transmission of the transmission ratio, While ensuring a reasonable arrangement of the transmission mechanism from the reducer, the differential to the axle and the hub and the steering wheel of the steering mechanism, the steering gear to the steering rod.Key words: Four-wheel-drive suv Steering gear differential drive axle目 录1. 前言 .12. 总体方法论证 22.1 转向驱动桥分析 22.2 结构方案的确定 22.2.1 驱动桥的分析 .22.2.2 转向器的分析 .32.2.3 转向节的分析 .32.3 本车桥的结构 33. 主减速器的设计计算 43.1 主减速器传动比的计算 43.2 主减速器的选择 43.3 主减速器齿轮的类型 63.4 主减速齿轮计算载荷的确定 73.5 主减速器齿轮基本参数的选择 83.5.1 齿数的选择 .83.5.2 节圆直径的选择 .93.5.3 齿面宽的选择 .103.5.4 双曲面齿轮的偏移距 E .113.5.5 双曲面齿轮的偏移方向 .113.5.6 齿轮法向压力角的选择 .113.5.7 齿轮几何尺寸的计算 .113.6 主减速器双曲面齿轮的强度计算 .133.6.1 单位齿长上的圆周力 .133.6.2 轮齿的弯曲强度计算 .143.6.3 轮齿的接触强度计算 .153.7 主减速器齿轮的材料及热处理 163.8 主减速器的润滑 164. 差速器的设计 164.1 差速器的结构型式选择 164.2 差速器齿轮的基本参数选择 174.2.1 行星齿轮数目的选择 .174.2.2 行星齿轮球面半径 RB(mm)的确定 .174.2.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 .184.2.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 .184.2.5 差速器几何尺寸的计算 .194.2.6 行星齿轮安装孔直径 及其深度 L 的确定 194.3 差速器齿轮与强度计算 205 半轴的设计 .205.1 半轴的设计分析 215.2 半轴的结构设计及材料与热处理 226. 桥壳的设计 226.1 桥壳的结构型式大致分为可分式桥壳和整体式桥壳两种 227. 转向器 237.1 循环球式转向器的角传动比 .23wi7.2 螺杆、钢球、螺母传动副 247.3 齿条、齿扇传动副 277.4 循环球式转向器零件的强度计算 328. 转向节的设计 .368.1 万向节的选择 368.2 万向节的设计计算 379. 结论 38参考文献 .3911. 前言四驱越野车转向驱动桥是一种兼具转向能力和驱动能力的车桥，它的作用之一是把发动机传递给分动器的转速及转矩经过主减速器传递给越野车轮毂，驱动车轮转动；作用之二是在驾驶员转动方向盘时，方向盘把所受的转矩，经过转向器传递给转向直拉杆，再由转向横拉杆拉动轮毂使车轮转向。随着我国各个行业的不断发展，人民生活质量不断改善走向小康，汽车工业快速发展，交通环境越来越好，因此越野车慢慢普及到每个家庭，成为人们生活中最常用的交通工具。一大批世界一流汽车生产商先后进入我国，包括通用、奥迪、大众、日产、福特等，加入世贸以来，市场竞争越来越激烈，核心技术缺乏是我国越野车行业最大的短板。四驱越野车的普及和人们对其的了解越来越深，从而要求也越来越高。为了使越野车在城市以及野外有更好的适应性以及舒适性，并考虑到人们驾驶汽车的习惯性，在转向驱动桥的设计时应考虑到以下几点：a.车轮偏转幅度为 45 b.方向盘转动圈数为各边 2.5 圈c.采用麦弗逊式独立悬架在 XX 老师的指导下，对本设计的要求进行仔细分析，以确定机械结构的选用。在仔细了解和讨论之后，四驱越野车的桥壳部分我们采用整体式结构来承载主减速器，并且输出端分别采用球面滚轮式万向节。半轴与轮毂的连接处使用球笼式万向节。以循环球式转向器为转向机构。本设计的过程由于转向驱动桥与汽车其他部分的关系，设计计算时要注意最终组装。根据本四驱越野车的设计所给任务书的要求，首先分析驱动部分的机械结构以及技术参数，根据多方面的数据和因素，再计算每个轴包括半轴、行星齿轮轴等的传动比以及轴向力的大小，功率和扭矩等等。然后进行机构的结构计算。本设计的转向驱动桥考虑到半轴-轮毂一体式桥壳和半轴-轮毂断开式桥壳的优缺点之后选用半轴-轮毂断开式桥壳，这样一来，提高了驾驶员在操作时的稳定性和舒适性。该设计课题实用性强，结构上有很大提高，增强了竞争优势，是一个实用前景很大的转向驱动桥。22. 总体方法论证2.1 转向驱动桥分析已知条件：发动机最大功率 76kw最大功率转速 3800rpm发动机最大扭矩 225N.m最大扭矩转速 2000rpm驱动方式 前置四驱中央差速器结构 麦弗逊式独立悬架助力类型 电动助力车体结构 承载式前、后制动类型 通风盘式、鼓式驻车制动 脚刹整车质量 2100kg2.2 结构方案的确定2.2.1 驱动桥的分析越野车驱动桥结构形式，按照结构特点可普遍分为半轴-轮毂一体式和半轴-轮毂断开式驱动桥两大类。a. 半轴-轮毂一体式驱动桥一般的半轴-轮毂一体式驱动桥，由于其机械结构简单且生产费用和工时不是很高，以及工作性能稳定可靠等优点，因此被多种越野车广泛采用，这种结构也被许多四驱越野车以及部分轿车所采用。它的机械结构，尤其是半轴和桥壳尽管不尽相同，但是其相同之处在于桥壳为一根强度很大的空心梁，并支撑在左右两个驱动车轮上。传动部件安装在桥壳内，包括齿轮和半轴等。但它的簧下质量比较大。b. 半轴-轮毂断开式驱动桥半轴-轮毂断开式驱动桥的桥壳不是一体的，而是由半轴和桥壳通过万向节连接而成的，并且半轴和桥壳之间不是固定的，因此被称作半轴-轮毂断开式驱动桥。此外，它通常与独立悬挂配合使用，因此又叫做独立悬架驱动桥。这种桥中间部分的差速器和主减速器等传动结构直接3镶嵌在车架横粱内。由于采用独立悬架系统，车桥左右两侧的驱动车轮即使在道路不平整的情况下，由于其连接结构的特点，轮毂等零件也可以彼此独立地围绕车厢或车架上下摆动，但同时，连带驱动车轮的传动机构，外壳和半轴及其套管也会跟着上下摆动。2.2.2 转向器的分析四驱越野车转向器的结构形式，按照其转向时的接触状况不同，可分为螺杆螺母式转向器、齿轮传动式转向器等。四驱越野车转向器在选择能满足其转向要求的结构形式时，首先是依据越野车的类型，前轴载荷等方面来决定的。然后再考虑角传动比传动特点，传动效率等方面，以及转向的稳定性，转向器的制造工艺过程，寿命等。山地越野车，城市越野车以及矿山工地越野车由于路面环境通常不好，因此本设计结合上述情况将使用极限可逆式转向器。有的越野车配置有转向横拉杆减震器或者液力式动力转向器，这样一来减震器就可以克服极限可逆式转向器逆效率较高的缺点。由于减震器可吸收路面的冲击力，这样方向盘就不会出现“打手”情况。2.2.3 转向节的分析根据其连接元件在受到扭矩时弹性的大小，万向节可分成挠性可扭转万向节和刚性不可扭转万向节两种。挠性万向节扭矩和转速的传递是通过它的弹性元件传递的，所以它具有缓冲减震的能力。而刚性万向节扭矩和转速的传递只能是依靠铰链式连接零件刚性传递。刚性万向节可进一步分为等速万向节，转速不等万向节以及可速万向节三种类型。因为弹性元件的弹性形变量是有一定范围的，所以挠性万向节所连接的两轴（即差速齿轮轴和半轴）之间的夹角一般不大于 35，并且一般只用在轴向位移很小的场合。2.3 本车桥的结构本越野车悬架系统根据任务书的要求使用麦弗逊式独立悬架，因此本设计为使设计合理驱动桥相应地选择断开式驱动桥。山地越野车，城市越野车以及矿山工地越野车由于路面环境通常不好，因此本设计结合工作环境将使用极限可逆式转向器，从而采用螺杆螺母式转向器。转向器正效率高，所以能让驾4驶员轻易地操纵方向盘；而逆效率高，能使驾驶员很好地感受路面状况。但同时为了缓解驾驶员在不平路面上的驾驶疲劳和工作强度，路面给车轮的冲击反作用到方向盘上的力要越小越好，这样能很好地防止打手。因此需要在越野车上配置有转向横拉杆减震器以吸收来自路面的冲击力。由于转向节的转向角度要求较高，本设计为满足要求而采用球笼式万向节。而主减速器两侧采用球面滚轮式万向节。3. 主减速器的设计计算3.1 主减速器传动比的计算四驱越野车中主减速器的总体质量大小，零件轮廓尺寸，结构形式；还有越野车的变速器在最高档时的燃油经济性和驱动动力性。这些都取决于主减速器的主减速比 i0。而主减速比 i0的确定，应该在越野车整车设计时，根据越野车总动力和传动系总传动比 iT来计算。在发动机最大功率 Pemax和转速 np已知的条件下，越野车的功率虽大，但主减速比 i0在确定时必须保证这类越野车的最高车速 vamax也要是最大的，即功率和最高车速都要尽可能大。这时i0值应按下式来确定：(3-1)170max.3rpghnivi0.52. .34.8式中 rr越野车行驶时车轮的半径，m；igh变速器挂最高档即 V 档时的传动比。越野车类型比较多，但由于功率越大最高车速越小，二者成反比，导致实际中最大车速要比计算出的小一点，所以主减速比 i0的实际值要比计算出的大 1025，即根据下列式子再计算：(3-2)00i=1+(%25)i:5=2.61.9:3.2 主减速器的选择主减速器根据传动比的大小，速度改变程度以及机械结构其减速形式可分为单级蜗杆式、单级齿轮减速式、双级蜗杆式、双级齿轮减速式、双速齿轮减速式、轮边减速及主减速等等。a.单级齿轮减速器由于单级减速器的质量偏小，零件尺寸紧凑，机械结构简单及生产制造成本耗费较低等许多优点，但同时又存在传动比范围不大的特点。所以在主减速比 i05.0 的重、中型越野车的驱动桥上。由于研究的不断深入，工程师们又进一步设计出圆柱锥齿轮式和锥齿轮圆柱式两种类形。锥齿轮圆柱齿轮双级贯通式主减速器由于其结构采用两级减速的方式，因此总主减速比的范围比较大。但同时也不可避免的带来了不少缺点：总体结构尺寸大，并且其主动锥齿轮的形状复杂制造困难且制造工艺性能较差，而从动锥齿轮不得不采用悬臂式装配，导致支撑部件刚度降低，使用寿命降低。圆柱齿轮锥齿轮式双级贯通式主减速器的特点是虽然结构尺寸紧凑较小，但同时一级减速比范围小。f.单级(或双级)主减速器附轮边减速器许多重型，大型越野车驱动桥需要很大范围的主减速比 i0。而当主减速比 i0的值大于 12时，就必须附加轮边减速器，以分配驱动桥输出的减速比。只有这样才能有效减小主减速器的轮廓尺寸，从而使离地间隙变大，驱动桥减速比提高。同时也减小了其他的零部件所需尺寸，包括差速器，半轴等。但同样，由于增加了附加轮边减速器，导致机械结构变得更加复杂，生产制造难度和成本也就变高了，所以一般只应用于减速比12 的场合。根据计算的结果，传动比 i0=2.612.96，所以按照上述分析选用单级减速器。3.3 主减速器齿轮的类型查阅了许多类型和不同品牌的越野车之后，发现如今一般越野车驱动桥上的主减速器通常采用双曲面齿轮传动和螺旋锥齿轮传动。螺旋锥齿轮的主从动齿轮的轴线是相交，并且轴线交角能随设计要求而定。但是主减速器齿轮副在几乎所有越野车的驱动桥上都是呈 90 布置的。螺旋锥齿轮有很多优点，其齿轮端面具有较高重叠系数，同时参与啮合的齿轮有两对甚至更多，所以啮合齿轮分解了集中载荷从而能够承受较大的载荷。此外，该齿轮在啮合传动时，其啮合点是由一个齿的一端移动到另一端，7这样的特点能使其工作平稳，噪声和振动很小，适用于高速运转。双曲面齿轮的主从动齿轮的两根齿轮轴轴线不共面且它们的投影线是相交的，并且空间投影角通常为 90。主动齿轮轴线和从动齿轮轴线存在偏移距，且不为零，向上或向下。如此一来，其齿轮的支撑结构尺寸紧凑，从而提高了结构刚度，确保齿轮啮合时噪音小，工作稳定可靠，齿轮寿命也相对延长。双曲面主动齿轮能保证大传动比稳定传动，同时不产生根切现象，因此选较小的齿数。有时设计的结构轮廓尺寸较小，同时所需传动比大，这时采用双曲面齿轮传动就能很好地满足要求。当传动时的主动齿轮直径要求固定时，螺旋锥齿轮的从动齿轮直径相比于双曲面的要大。而传动比2 时，螺旋锥齿轮主动齿轮就比双曲面主动齿轮小得多，所以本设计更好的选择是螺旋锥齿轮。双曲面主动齿轮螺旋角变大后，同时进入啮合的平均齿数增加，所以能够承受较大的载荷这样能使其工作平稳，噪声和振动很小，适用于高速运转。双曲面齿轮的主从动齿轮由于存在偏移距，在越野车总体设计更灵活，给其他部件的布置带来了方便。根据上述分析，当主减速比 i0=2.612.96 时，应选择用双曲面主动齿轮。3.4 主减速齿轮计算载荷的确定在进行四驱越野车强度计算时，应分为两种情况来考虑：一是在发动机最大转矩传动时且传动系挂最低档即 I 档时的状况；二是驱动车轮打滑，阻力极小时状况。计算这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩，并取两者中的较小者来验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即(3-3)17max0/jeTLiKnNm 25.982.61738.2(3-4)172rjhLBGiNm 50.36429式中 Temax发动机量大转矩，Nm；8iTL挂最低档时，发动机到主减速器从动齿轮之间的各传动比之积；机械传动效率，取 =0.9；TTK0超载系数，取 K0=1；n驱动桥数目；G2越野车满载时其中一个驱动桥对地面的最大压力，N；越野车行驶时轮胎附着系数，四驱越野车取 =1.0； rr一越野车行驶时车轮的半径，m；一一主减速器从动齿轮到四驱车轮之间的传动效率；LB一一主减速器从动齿轮到四驱车轮之间的减速比。i上述所算得的计算载荷只是越野车工作的最大转矩，而不是正常工作状况下的持续转矩，所以不能以它来计算疲劳损坏时的数据。因此，四驱越野车的正常持续转矩要用主减速器从动齿轮的平均计算转矩 Tjm (Nm)来计算，其计算结果为(3-5)17()()aTrjmRHPLBGffinNm250.30.232.9.96式中 Ga越野车满载时的总重量即最大重量17，N；GT所牵引的汽车满载总重量17，N，；fR道路滚动阻力系数，越野越野车取 0.0200.035；fH四驱越野车的平均爬坡能力系数。越野越野车取 0.080.31。fP越野车的性能系数：(3-6)17max0.16.95()/0aTef G若式中 fP计算结果小于 0，则取 0。在计算主减速器主动齿轮的相关数据时，由于存在工作效率应该把式（3-3）和（3-4）的结果分别除以其齿轮的减速比及传动效率，这样设计计算更准确。93.5 主减速器齿轮基本参数的选择3.5.1 齿数的选择表 3-1 越野车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数（用于半展成法*加工时）传动比(z / z )21推荐的主动齿轮最小齿数(z )1主动齿轮齿数允许范围（z ）12z2.0 17 15192.5 15 12163.0 11 10143.5 10 8104.0 9 794.5 8 695.0 7 58表 3-2 越野车主减速器主、从动锥齿数的选择12z8 9 10 11 12 13 14 15 162.8802.91941 44 472.9202.95935 382.9602.99942 45 483.0003.03936 39 493.0403.07933 43 463.0803.11940按照表 3-1 中的数据，由于本设计主减速比 i0=2.612.96，所以主减速器主动齿轮的齿数取 13。再根据表 3-2 的数据，主动齿轮的齿数取 41。3.5.2 节圆直径的选择10当变速器挂挡时，作用在轮齿上的弯曲应力与比值 P/F 成正比关系，同时满足以下条件：(3-7)17max028/egTiNcmdF(3-8)172/rG式中：d 2及 F 的单位均 cm。在挡的传动比 ig13 的情况下，同时其比值 P/F 应不超过 3920 ，即cmN/(3-9)17max02392/eTidF双曲面齿轮齿面宽选取 F0.155d 2,且 ，将其代入上述公式能够计算得到：85.当挂最低档挡传递 Temax时，齿轮的节圆直径 d2不应该小于(3-10)与(3-11)中算得数值中的较小值，即(3-10)172max00.346egdTi5.8296.50cm(3-11)172.rG03460.38.7因此节圆直径要大于 18.87cm。式中 Temax发动机量大转矩，Nm；ig1变速器挂最低档即挡时的传动比；i 变速器主传动比； 圆整后取 d2=190mmd2选定后，就可以计算从动锥齿轮大端端面模数，m=d 2/z2190/41=4.63，并用下式校核：(3-12)173mjKT113=（ 04） 162594.71:式中 Km模数系数，且其取值范围 Km=0.30.4。经校核成立。3.5.3 齿面宽的选择根据上述推荐，越野车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽 F(mm)用下式计算，计算结果如下：(3-13)172=0.5dF9=m3.5.4 双曲面齿轮的偏移距 E四驱越野车双曲面齿轮的偏移距 E 应该小于其从动齿轮节锥距 A0的 0.2（或者取偏移距 E的值为齿轮直径 d 的 0.10.12，且一般不超过其 0.12）。当偏移距 E 大于 d2 的 0.2 时，应考虑在生产时是否存在根切现象。(3-14)172=0.dE938m上式结果为最大值，本设计取偏移距为 20mm3.5.5 双曲面齿轮的偏移方向双曲面齿轮的偏移方向应采用下偏移。根据双曲面齿轮的偏移方向与螺旋方向之间的关系：下偏移则主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。3.5.6 齿轮法向压力角的选择根据双曲面齿轮的啮合特点，由于其主动齿轮轮齿两侧直径不相等，一端大一端小，所以其法向压力角也不同，因此在设计时应该按照平均压力角来计算，载货车所选平均压力角为2230，普通轿车所选平均压力角为 19。当主动齿轮齿数 zl8 时，所选平均压力角为2115。本设计齿轮的平均压力角选为 2115。3.5.7 齿轮几何尺寸的计算12按表 3-3 对几何尺寸进行计算得表 3-3 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表序号计算公式 结果 注释1 z1 13 小齿轮齿速应不少于 62 z2 41 大齿轮齿速由 z1 及速比定，但 z1与 z2 间应避免有公约数 3 F 29 大齿轮齿面宽 F=0.155d24 E 20 小齿轮轴线偏移距 E=（0.1 0.12）d25 d2=175 190 大齿轮分度圆直径 d26 rd=63.5 76.2 刀盘名义直径 rd7 =arctan( ) 11tansi20.3小齿轮节锥角 19 =2si 69.17大齿轮节锥角 210 2= 131.70 大齿轮终点螺旋角 211z= 2cotmmRz0.0032小齿轮轴线到大齿轮节锥顶点的距离，正则表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负则表示该节锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间212A0= 2sin5.d101.637 大齿轮节锥距13 =2aDK0.779 大齿轮顶角14 = 23.80 大齿轮的齿根角15h =20 sinmm1.403 大齿轮齿顶高16h = “ 22iA7.962 大齿轮齿根高17C= 05.1.g1.109 径向间隙 C 为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的 15%再加上0.0518 h= “2h9.366 大齿轮齿全高19 hg= C8.257 大齿轮齿工作高1320=02269.9 大齿轮的面锥角21 =R65.37 大齿轮的根锥角22=02220sincohAZmm34.811 大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离24 z0= 02sin0.026小齿轮轴线到大齿轮面锥顶点的距离2，正负含义同序号 1125 zR= “2isnmmRAh2.1499 小齿轮轴线到大齿轮根锥顶点的距离2，正负含义同序号 1126= 012arcioc24.038 小齿轮面锥角27G0= 2siincRzCE4.566大齿轮轴线到小齿轮面锥顶点的距离2，正负含义同序号 1128B0= 12100112tantcostcossintanmmghAz 92.071 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离29Bi= 1121010cos(tan)tancosmmgEFRhAh68.925小齿轮前缘至大齿轮轴线的距离30d01= 010tan.5GB86.208 小齿轮的齿顶圆直径1431 GR= 020sinicozCE1.055大齿轮轴线到小齿轮根锥顶点的距离2，正负含义同序号 11 32= 102ari19.545 小齿轮根锥角33 Bmin 0.1524 最小侧间隙允许值34 Bmax 0.2032 最大侧间隙允许值3.6 主减速器双曲面齿轮的强度计算3.6.1 单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算时：(3-15)17/FPp23.8/942.51/Nm(3-16)17max10(/)egTipdF25.823.839式中 Temax发动机最大转矩，Nm；ig变速器传动比，通常按 1 档计算。按最大附着力矩计算时：(3-17)17320(/)rGpdF15.952.892N式中 轮胎与地面的附着系数；许用的单位齿长度方向上的圆周力如下表 3-4 所示。表 3-4 许用单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算 按最大附着力 附着系数151 档 2 档 直接档 矩计算轿车 893 536 321 893 0.85货车 1429 250 1429 0.85四驱越野车 1374 214 1032 0.85牵引越野车 536 250 984 0.65对照上表，根据上述分析两种情况下均满足要求。3.6.2 轮齿的弯曲强度计算越野车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (Nmm 2)为w(3-18)317020jsmwvTKFzJ16460315.9.2MPa式中 K0超载系数；Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm 时 Ks= = (3-19)4.25/m176.0Km载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，K m1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，K m1.101.25。支承刚度大时取小值；Kv质量系数，一般取 Kv1；Z计算齿轮的齿数； m端面模数，mm；J综合系数,为 0.27。四驱越野车主减速器齿轮的许用弯曲应力为 700 Nmm2，满足弯曲强度要求。四驱越野车主减速器齿轮在正常工作的情况下，其破坏形式主要是疲劳损坏，而疲劳寿命的长短主要与平时行驶时的持续转矩有关即平均计算转矩，因此 Tj或升 Tjh只是用来计算并检验最大应力的大小，疲劳寿命的计算不能以此为依据。3.6.3 轮齿的接触强度计算16双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为j(3-20)1731max0max2psfj vCTKTdFJ= 33.652698.4a79.75MP式中 T1主动齿轮的工作转矩，Nm；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6N1/2mm；Kf表面质量系数，一般精确齿轮取 Kf=1；3.7 主减速器齿轮的材料及热处理大部分的四驱越野车其主减速器的双曲面齿轮的材料普遍采用渗碳合金钢，其材料代号包括 20CrNiMo，20CrMnTi，20MnVB，20Mn2TiB 和 22CrMnMo。使用渗碳合金钢制造的减速器齿轮，经过一系列的热处理工艺：先渗碳，再淬火，然后回火之后，齿轮的表层硬度能够达到 HRC5963，但内部硬度比较低，只有 HRC3343.热处理后，其渗碳层深度为 0.91.3mm。3.8 主减速器的润滑驱动桥中的主减速器是主要的传动机构，因此机构的润滑尤为重要，轴承，齿轮等摩擦表面都需要很好地润滑，以保证零件的工作寿命。支撑主减速器主动锥齿轮的前端轴承，由于润滑油的流动性不强，因此其润滑比较困难。所以，为了解决该问题，我们在主减速器壳的内壁上，靠近主动齿轮的从动齿轮前端处，设计一个集油槽，把由于回转力溅到减速器壳体上的润滑油进行收集，并引回到前滚子轴承的端口。润滑油再利用回转力流至大端，然后通过回油孔流回到桥壳中，这样，润滑油能够不断循环，完成持续润滑，同时能够达到散热除尘的效果。4. 差速器的设计4.1 差速器的结构型式选择驱动桥中的差速器类型很多，其中有防滑差速器，对称式圆锥行星齿轮差速器。防17滑差速器进一步分为自动锁止式差速器以及强制锁止式差速器，自动锁止式差速器包括高摩擦式差速器，自由轮式差速器和变传动比式差速器三种。a对称式圆锥行星齿轮差速器对称式圆锥行星齿轮差速器的结构相对于其它差速器来说，其机械结构比较简单。其结构包括差速器左壳和右壳；连接半轴的半轴齿轮两个；与半轴齿轮相啮合的行星齿轮，多数为四个，少数有三个，而小轻型四驱越野车一般是两个；保证行星齿轮稳定啮合的齿轮轴等等。该结构工作性能好，传动平稳，制造工艺简单，所以被各种越野车广泛使用。b强制锁止式防滑差速器该差速器分为两种工作状态，一种是路面状态不好，且容易打滑的情况下，在普通差速器上配置差速锁，为防止打滑，将加速器锁住，这样就能保证车轮得到由减速器传递的全部转矩。另一种是路面状况比较好，这是应该将锁止器松开，否则会造成车轮转速干涉，严重时会损坏车轮轴。c自锁式差速器普通四驱越野车的轮胎在气压较低时，与干燥的柏油路或者混凝土路面的附着系数一般为0.60.8。而与冰面的附着系数大约是 0.10.3。由此，为保证越野车足够的牵引力，差速器的锁止系数取最大为 K=8。根据任务书的要求，以及上述分析本设计考虑选用对称式圆锥行星齿轮差速器。4.2 差速器齿轮的基本参数选择4.2.1 行星齿轮数目的选择普通家用轿车的差速器通常采用两个行星齿轮，载重汽车包括重型越野车一般采用四个行星齿轮，个别越野车是用三个行星齿轮。本设计为轻型四驱越野车，故采用两个行星齿轮。4.2.2 行星齿轮球面半径 RB(mm)的确定行星齿轮在尺寸设计时，背面的球面半径 RB就决定了圆锥行星齿轮差速器的尺寸大小，即行星齿轮安装时的尺寸。18球面半径的计算，本设计根据下列经验公式来确定：(4-1)173BjRKT2.9864.235.16m式中 KB表示行星齿轮的球面半径的系数，K B=2.502.98，对于有 2 个行星齿轮的四驱越野车取最大值；Tj计算转矩，Nm。在 RB计算完成后，根据下式预选其节锥距：(4-2)170(.98.)BAR:35.64.3.81:4.2.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择由于齿轮持续啮合的工作特点，齿轮的强度要高，不易损坏，根据公式应该有较大的模数，进而行星齿轮的齿数应尽可能少，同时保证不发生根切现象齿数应不小于 10。所以半轴齿轮一般取 1524，且传动比为 1.52。由于行星齿轮与半轴齿轮的啮合特点，左右两半轴齿轮的齿数和必须是行星齿轮的倍数，否则存在齿数干涉，导致不能安装。因此取半轴齿轮齿数 z2=18，同时行星齿轮的齿数取为 z1 =10 。4.2.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初算差速器行星齿轮和半轴齿轮各自的的节锥角 、 ：12(4-3)71arctn(/)3.8z(4-4)122t/6.式中 z1行星齿轮的齿数。z2半轴齿轮齿数。然后按照下列式子，初算出圆锥齿轮的大端模数：19(4-5)1700122sinsi3.5Amzz圆整后取 m=4由下式(4-6)17dz得： 40m2824.2.5 差速器几何尺寸的计算按表 4-1 计算差速器几何尺寸4.2.6 行星齿轮安装孔直径 及其深度 L 的确定表 4-1 越野车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目 计算公式1 行星齿轮齿数 z1=102 半轴齿轮齿数 z2=18 3 模数 m=44 齿面宽 F=(0.250.30)A 0=10.28512.345 齿工作高 hg=1.6m=6.46 齿全高 h=1.788m0.051=7.203 7 压力角 =22.58 轴交角 =909 节圆直径 d1=mz1=40 d2=mz2=7210 节锥角 =arctan(z1/z2)=29.05 =arctan(z2/z1)=60.95 11 节锥距 A0=d1/(2sin )=d2/(2sin )=41.1412 周节 t=3.1416m=12.566413 齿顶高=hgh =4.224 122210.37=.4+m=.6hz2014 齿根高h =1.788mh =2.928 h =1.788h =4.976 “11 “2215 径向间隙 c=hh g=0.1788mh =0.803 216 齿根角=arctan =4.07 =arctan =3.0310“1A20“2A17 面锥角 = =32.08 = =65 02 118 根锥角 = =24.98 = =57.92 1R1 2R219 外圆直径D01=d12 h cos =47.39 D02=d22 h cos =74.11 20 节锥顶点至齿轮外缘距离=d2/2h sin =33.945 =d1/2 h sin =18.09 011022差速器行星齿轮安装时在直径上，孔直径 就相当于行星齿轮轴的直径，所以长度上，行星齿轮安装时孔的长度 L 相当于行星齿轮安装在轴上的配合长度，通常取=1.18=8.8 (4-7)17.(4-8)2.=1.164=70.4 lnTc103=8 (4-9)1730.cl式中 T0经过差速器所传递行星齿轮的转矩，Nm；n行星齿轮数；l行星齿轮的几何中点到其齿轮锥顶之间的距高，mm； ；24.0dl 行星齿轮支承面所承受的许用挤压应力，其值取为 69MPa。c4.3 差速器齿轮与强度计算四驱越野车的差速器齿轮弯曲应力计算公式为(4-10)1730221smwvTKFzJn21210.642.10.63798.285MPa 式中 T差速器单个半轴齿轮所受到的转矩大小，Nm； ；nTj/.Tj计算转矩，Nm；n差速器行星齿轮数目；z2半轴齿轮齿数；J差速器齿轮弯曲应力综合系数，为 0.225。根据上述公式中的计算转矩进行计算时，则弯曲应力应小于 974MPa。而798.32Mpa974Mpa，所以校核成立，满足要求。5 半轴的设计5.1 半轴的设计分析在进行半轴的设计计算时，最重要的是确定最小直径，此时应合理计算其计算载荷。同时应该考虑不同工作状态下的载荷：a当车轮受到的纵向力最大的时候，附着系数定为 0.8，侧向力为 0。b当越野车发生侧滑的时候，侧向力是最大的,且附着系数取最大为 1.0，纵向力为 0。c当越野车以较高速度经过高低不平的路面时，会给汽车车轮造成冲击，产生垂向力。地面最大附着力与越野车车轮所受纵向力以及侧向力的关系为：（5-1）22ZXY由此公式可知，当侧向力最大值时，纵向力大小为 0；相反当纵向力最大值时，侧向力大小为0。半轴的左右两端都采用不同型号的万向节，所用半轴为 3/4 浮式半轴。3/4 浮式半轴的强度校核首先需要确定 3/4 浮式半轴的计算载荷，其具体计算公式如下：22（5-2 ）max10egTi.625.8962317.8Nm式中 差速器转矩传递给半轴的分配系数，取值为 0.6；Temax发动机量大转矩，Nm；ig1变速器挂最低档即挡时的传动比；i 变速器主传动比。然后 3/4 浮式半轴的强度计算可根据下面的式子计算扭转应力：（5-3）3106Td327.8=4.52a1MP式中 半轴扭转时收到的扭转应力，MPa；d直径，mm； 许用应力，490588 MPa。由上式可知 184.52MPa490MPa，校核成立。5.2 半轴的结构设计及材料与热处理在加工半轴的花键时，通常将其端部直径设计得大些，因为花键的内径要大于中部的直径，同时适当的减小槽深度，如此一来，就必须增加花键的齿个数，范围一般在 1018。半轴的材料一般的越野车都是由中碳合金钢制造，包括40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA 等等。在热处理技术普遍不强的时候，大都用调质的方法进行半轴的热加工，且要求处理后的硬度达到HB392-443。但随着热处理技术不断提高，许多新技术的投入，现在半轴的热处理都选择高频、中频感应淬火。它可以很好地控制半轴不同部位的硬度大小，半轴表面的硬度可在 HRC5362之间，其深大概是半径的 13，心部的硬度可在 HRC3136 之间；其他部位的硬度为23HB252275。在热处理后，硬化层的强度很高，同时产了较大残余压应力。半轴经过滚压以及喷完处理，可大大提高其疲劳强度。6. 桥壳的设计6.1 桥壳的结构型式大致分为可分式桥壳和整体式桥壳两种（1）可分式桥壳可分式桥壳由左右两部分连接而成，两个部分都是由一个半轴套管和铸造而成的壳体构成，半轴管套与桥壳铆接而成。可分式桥壳的主要优点在于其主减速器轴承支撑性好，制造简单，生产成本低。而缺点是装配完成后，对于后期的调整，维修和零件更换等比较困难，同时降低了桥壳的刚度和强度。（2）整体式桥壳整体式桥壳其外壳是一个整体，内部是空的，主减速器和差速器装配在桥壳内部。主减速器和差速器由主减速器壳构成了一个整体，与桥壳用螺栓连接。这样的结构分布，使得车桥的强度和刚度大大提高，对于越野车的后期维修，调整以及更换零部件都提供了方便。整体式桥壳的结构形式包括铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。根据两种桥壳的特点，以及任务书的要求本设计考虑后采用整体式桥壳。7. 转向器由第二章节的分析，本车桥的转向器采用极限可逆式的循环球式转向器，并配以转向减震器。循环球式转向器由两种传动副组成，一种是螺杆螺母传动副，它们之间依靠滚珠在螺纹槽中滚动来传递转矩；另一种是齿轮齿条传动副。驾驶员转动方向盘时会使转向器中的螺杆转动，然后促使滚珠滚动一带动螺母沿螺杆移动，螺母与齿条为一体，这样齿轮就跟着转动，从而拉动转向直拉杆，这就是转向器大致的工作过程。循环球式转向器由于它的结构特点，使得车轮在受到侧向力作用而发生受迫转动时，其转24矩能够轻易地沿相反的路径传递到方向盘上，也就是产生我们所说的打手现象，而且该转向器的结构比较复杂，生产困难且成本高。即使这样，循环球式转向器的有点远远超过了它的缺点而被广泛使用。尤其是用在越野车和客车上。7.1 循环球式转向器的角传动比 wi初选螺距 t=11mm，导程角 =7，钢球直径 =8mm，啮合半径 =32.5mm0bdwr由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动 角时，转向螺母及其齿条的移动量应为（7-1）20(/36)st917.5m式中 t螺距。这时，齿扇转过 角。设齿扇的啮合半径 ，则 角所对应的啮合圆弧长应等于 s，即wr（7-2）20(/360)s由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比 为wi（7-3）20wirt3.14.58.7.2 螺杆、钢球、螺母传动副循环球式转向器传递力和转矩是通过螺杆、钢球、螺母三者组成传动副相互配合完成的，在遇到弯道的时候，驾驶员转动方向盘，带动与方向盘固定连接的转向柱管，柱管与转向传动轴通过万向节连接，转向传动轴使循环球式转向器的螺杆转动，螺杆的转动迫使钢球在螺杆和螺母凹槽形成的螺纹通道内滚动，由于外部导管的连接形成了环道，这样钢球能无限循环地滚动。从而钢球的移动迫使螺母沿着螺杆上下移动，由于齿轮与齿条的啮合进而带动转向直拉杆25以及转向横拉杆移动，完成车轮的转向。所以根据上面叙述要使螺母中的钢球能够沿着滚道不断地循环滚动，就必须在螺母中打孔，在螺母外部接上钢球导管以形成环路，两个外接导管的中心线必须与螺杆和螺母形成的螺纹滚道的中心线相啮合，这样钢球由导管滚动到滚道内或由滚道滚动至导管内时才能尽可能小地产生磨损，保证螺杆与螺母传动稳定，以及螺母的强度。钢球的直径 d 及数量 n尽量大的选取钢球的直径 d，这样虽然能够提高转向器的承受转矩的能力，但同时螺杆与螺母组成的滚道直径就相应变大，导致传动副结构尺寸变大，整个转向器的尺寸不得不增大。钢球直径大小的确定应该符合我国的国家标准，一般在 d=6-10mm 的范围内选取。另一方面，增加钢球的数量 n 与增大钢球的直径 d 一样能提高承受转矩的能力，但同样也带来了和增大钢球直径时一样的缺点，钢球滚动起来越来越困难，导致传动效率直线下降。钢球的尺寸在生产过程中总会产生误差，这样在传动时承受工作载荷的钢球数量并不是滚道内全部钢球的总数，经过人们数十年的研究经验证明，每个环路中的钢球数量应该小于 60 粒才合适。由上分析可知，钢球的直径和钢球的数量要取的合适，不能太大也不能太小，各个循环路径中的钢球数的确定用下列式子计算：（7-4）200cosbbdWn3.148.5/8式中 钢球中心距；0d一个环路中的钢球围绕螺杆滚动的圈数，即螺母的螺纹圈数，一般 W1.5 2.5，W当转向器的钢球围绕螺杆滚动的圈数大于 2.5 时，由于同一个滚道内的钢球数量很多，严重影响传动效率，此时就需选用两个独立的环路，以提高传动性能；钢球直径；bd螺线导程角。026钢球中心距 、螺杆外径 D、螺母的内径 D10d钢球中心距是非常重要的参数，螺杆外径 D、螺母的内径 D1 及钢球直径 d 决定了钢球中心距的大小；在强度不受影响的情况下，钢球中心距越小，转向器的结构尺寸也就相应的小，所以钢球中心距 尽量往小了取。而齿轮齿条的模数与钢球中心距的大小成正比。因此在设计时0d需要将同类车型进行比较和参照，以选取类似模数值。同样 的大小也可根据螺线导程角 和螺距 t 的大小，然后利用下列式子确定：0 0（7-5）200tand18.5m3.4t7式中 t滚珠滚道的螺距；螺线导程角。0螺杆螺旋滚道的内径 ，外径 ，以及螺母的尺寸 都在图 7-1 中表示出，并且在确定1d1D钢球中心距 的大小后即可用公式 7-6 确定：0图 71 螺杆与螺母的螺旋滚道截面(a) 四点接触的滚道截面；(b)两点接触的滚道截面(b) B、 D钢球与滚道啮合传动时的接触点； 钢球的中心距； 滚道横截面半径。0dcr