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第26页 两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。 b）整体式桥壳
整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。
整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。
c) 组合式桥壳将主减速器壳作为桥壳中间部分，而在其两端压入无缝钢管，再用销钉或塞焊予以固定而成。组合式桥壳同样具有可分式桥壳所具有的轴承座刚度好的优点，同时由于其后端有可拆装的后盖，主减速器及差速器均由后盖孔处装入，因此使拆装、调整主减速器及差速器比可分式桥壳方便。与整体式桥壳相比，组合式桥壳较小，故桥壳质量小，另外组合式桥壳对加工精度要求较高，整个桥壳的刚度比整体式差。
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4 驱动桥的设计计算
驱动桥的设计计算主要包括主减速器、差速器、半轴和桥壳个部分的设计，计算和校核。
4.1 主减速器的设计与计算
4.1.1主减速比i0的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率pemax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定：
i0=0.377
rrnpvamaxigh （4-1）
式中rr——车轮的滚动半径，rr=0.39m
igh——变速器量高档传动比，igh =1
对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：
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i0=(0.377~0.472)rrnpvamaxighiFhiLB （4-2）
式中i——分动器或加力器的高档传动比
iLB——轮边减速器的传动比。
根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 把np=4500r/min , vamax=85km/h , rr=0.5m , igh=1代入式（4-2） 计算出 i0=5.7~7.2
暂定i0=6.0，根据主减速比的取值范围，确定主减速器的减速形式为单级主减速器。
4.1.2 主减速器齿轮计算载荷的确定
汽车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法，本设计中按照格里森齿制锥齿轮计算载荷。
按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce：
Tce=
式中：
kdTemaxki1ifi0η （4-3）
nTce ——计算转矩，N?m；
Temax——发动机最大转矩；Temax =184.08 N?m n ——计算驱动桥数，1；
if
——分动器传动比，if=1；
i0 ——主减速器传动比，i0=6.0； η ——变速器传动效率，η=0.9； k ——液力变矩器变矩系数，k=1；
Kd ——由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd =1；
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i1 ——变速器最低挡传动比，i1 =3.0； 代入式（4-3），有： Tce=2982.1 N?m
按驱动车轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs：
G2m'2?rr （4—4） Tcs?im?m式中，Tcs——计算转矩，N?m；
G2——汽车满载时一个驱动桥给地面的最大载荷，N；对后桥来说还应考
虑汽车加速时的负荷增大量；
商用车：1.1~1.2，取为1.1； m'2——汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，
?——轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良
好的混凝土或沥青路上，?可取0.85；
rr——车轮滚动半径；
im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，im=1；
?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，?m=1；
代入式（4-4），有：
Tcs=9732.61N?m
由式(4-3)和式(4-4)求的的计算转矩，是作用在从动锥齿轮上的最大转矩，不同于日常形式平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc应取前面两种的较小值，即Tc=min[Tcs,Tce]，故主减速器齿轮的计算载荷：Tc=2982.1N?m。
主动锥齿轮的计算转矩为
Tz=
Tci0?G (4-5)
式中，Tz——主动锥齿轮计算转矩，N?m；
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第30页 i0——主减速比；
?G——主从动锥齿轮之间的传动效率，对于弧齿锥齿轮副，?G取95%； 计算得
Tz=523.16 N?m
4.1.3 锥齿轮主要参数的选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从锥齿轮齿数 z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角?、法向压力角?等。
(1) 主、从动锥齿轮齿数 z1和z2
选择主、从锥齿轮齿数时应考虑如下因素： a) 为了磨合均匀， z1、z2之间应避免有公约数；
b) 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮和应不少于40；
c) 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车， z1一般不小于9；对于商用车 z1一般不小于6；
d) 主传动比较大时， z1尽量取的小些，以得到满意的离地间隙； e) 对于不同的主传动比， z1和z2应有适宜的搭配。 根据上述条件：取 z1=7；z2=41
故可以重新确定汽车的主减速比：i0=z2/ z1=41/7=5.86 根据新的主减速比重新确定汽车主减速器计算载荷：
Tce=
kdTemaxki1ifi0η=2912.51 N?m
n(2) 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms
对于单级主减速器，增加尺寸D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减