ZL10裝載機(jī)驅(qū)動橋（主傳動）設(shè)計摘要本次設(shè)計內(nèi)容為 ZL10 裝載機(jī)驅(qū)動橋設(shè)計，大致分為主傳動的設(shè)計，差速器的設(shè)計，輪邊減速器設(shè)計，半軸的設(shè)計四大部分。其中主傳動錐齒輪采用 35 º 螺旋錐齒輪，這種類型的齒輪的基本參數(shù)和幾何參數(shù)的計算是本次設(shè)計的重點所在。將齒輪的幾個基本參數(shù)，如齒數(shù)，模數(shù)，從動齒輪的分度圓直徑等確定以后，用大量的公式可計算出齒輪的所有幾何參數(shù)，進(jìn)而進(jìn)行齒輪的受力分析和強(qiáng)度校核。了解了差速器，半軸和最終傳動的結(jié)構(gòu)和工作原理以后，結(jié)合設(shè)計要求，合理選擇它們的形式及尺寸。本次設(shè)計差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪，半軸采用全浮式 ，最終傳動采用單行星排減速形式。關(guān)鍵詞 裝載機(jī)，驅(qū)動橋，設(shè)計IZL10 Loader Drive Bridge Design And Main Drive DesignAbstractThis design was a ZL10 loader drive axle design, broadly divided into the main drive design, the differential design, final drive design and the axle design. One main drive bevel gear used 35 º Spiral bevel gear, the basic parameters and the calculation of geometry parameters for this type of gear is the focus of this design. When the gears of a few basic parameters, such as number of teeth, module, driven gear such as sub-degree diameter were determined , all geometric parameters of gears can be calculated using a large number of formulas, and then the gear stress analysis and strength check can be operated . Understanding the structure and working principles of the differential, half shaft and final drive of the future, combined with the design requirements, their form and size were rightly selected. Straight bevel gear was selected for differential gear, full floating for axle and a single row of slow form planetary for final drive.Keywords: shovel loader , drive bridge , designII目錄摘要 .IIIAbstract .IV1 概 述 .12 動力機(jī)與液力變矩器匹配 .53 傳動比計算及其分配 .74 主傳 動器設(shè)計 .1241 主傳動器的結(jié)構(gòu)形式 .1242 主傳動器的基本參數(shù)選擇與計 算 .1243 主傳動器的軸承校核 .285 差速器 設(shè)計 .3451 差速器的差速原理 .3452 錐齒輪差速器的結(jié)構(gòu) .3553 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計 .366 驅(qū)動半軸的設(shè)計 .4461 半軸的結(jié) 式分析 .4462 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .4463 半軸的材料與熱處理 .4564 全浮式半軸的強(qiáng)度計算 .457 最終傳動設(shè)計 .4671 齒圈式行星機(jī)構(gòu)中齒輪齒數(shù)的選擇 .4772 行星齒輪傳動的配齒計算 .4773 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 .4874 行星齒輪傳動強(qiáng)度計算及校核 .548 驅(qū)動橋 殼設(shè)計 .5881 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) .5882 橋殼鑄件結(jié)構(gòu)設(shè)計時注 意事項 .5983 潤滑 .599 各 主要花 鍵螺 栓的選擇 與校核 .609.1 花鍵螺栓的選擇校核 .609.2 螺栓的選 擇與校核 .63結(jié)論 .66參考文獻(xiàn) .67致謝 .68附 錄 .6901 . 概述裝載機(jī)是一種廣泛用于公路、鐵路、礦山、建筑、水電、港口等工程的土石方工程施工機(jī)械，它的作業(yè)對象是各種土壤，砂石料、灰料及其他建筑路用散裝物料等。主要完成鏟、裝、卸、運等作業(yè)，也可對巖石、硬土進(jìn)行輕度鏟掘作業(yè)。它具有作業(yè)速度快，效率高，操作輕便等優(yōu)點。此處設(shè)計的 Zl10 裝載機(jī)與對與其他中大裝載，即屬工程型裝、運機(jī)具，不僅需要鏟裝塊度較大的松散物料，還需要挖掘 I、II 級土壤的能力，ZL10 裝載機(jī)屬工程輔助型和生產(chǎn)生活服務(wù)型的裝、運料機(jī)具，它的作業(yè)對象是粒度不大的松散物料。此處的 ZL10 裝載機(jī)采用的是液力機(jī)械傳動，液力機(jī)械傳動是一種采用變矩器與動力換擋變速器組合傳動裝置，以液力為工作介質(zhì)，利用液體動能來傳遞能量，可隨外阻力變化自動調(diào)整牽引力和速度的一種傳動方式。其與機(jī)械傳動相比有如下優(yōu)點：1.從設(shè)計上看，液力傳動系統(tǒng)比機(jī)械傳動系統(tǒng)先進(jìn)，其柔性傳動連接更適合裝載機(jī)的鏟裝工況。2.從使用上看，其換擋、換向操縱比機(jī)械傳動系統(tǒng)的快速、輕巧，因而其單位循環(huán)生產(chǎn)率比機(jī)械傳動型的高。3.由于變矩器利用液體作為傳遞動力的介質(zhì)，輸入軸與輸出軸之間無剛性的機(jī)械聯(lián)系，因而減小了傳動系及發(fā)動機(jī)零件的沖擊載荷，提高車輛的使用壽命4能在規(guī)定范圍內(nèi)根據(jù)外界阻力的變化，自動進(jìn)行無級變速，這不僅提高了內(nèi)燃機(jī)的功率利用率，而且大大減少換檔次數(shù)，降低駕駛員的勞動強(qiáng)度。5.由于變矩器的自動變速能力，對于同樣的變速范圍，可減少變速箱的檔位數(shù)，簡化變速箱的結(jié)構(gòu)。雖然液力機(jī)械傳動同時存在了諸如成本過高，維修困難等缺點，但是介于如上的優(yōu)點和以人為本的原則我們在此處選用液力機(jī)械傳動。ZL10 的驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，主要有主傳動器、差速器、半軸、輪邊減速器和驅(qū) 動 橋 殼 等 部 件 。 其基本功能是（1）將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩通過主傳動器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動車輪，實現(xiàn)降低轉(zhuǎn)速、增大扭矩。 （2）通過主傳動器圓錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。 （3）通過差速器實現(xiàn)兩側(cè)車輪差速作用，保證內(nèi)、外側(cè)車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向，將動力合理的分配給左、右驅(qū)動車輪（4）承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力。 1設(shè)計驅(qū)動橋時應(yīng)滿足如下基本要求：1)選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。2)差速器除了保證左、右驅(qū)動車輪差速滾動外，還能將轉(zhuǎn)矩連續(xù)平穩(wěn)的傳遞給驅(qū)動輪3)當(dāng)左、右驅(qū)動輪與路面的附著條件不一致時，能充分的利用汽車的驅(qū)動力4)外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。5)齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。6)在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。7)具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。8)結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。22. 動力機(jī)與液力變矩器匹配根據(jù)查表 24.3-1 與原始數(shù)據(jù)相比較可知 495K1 發(fā)動機(jī)數(shù)據(jù)較吻合，查表可知 zl101裝載機(jī)，及此次選用的發(fā)動機(jī)選單渦輪液力變矩器 YJ265，有效直徑為 265mm。與其匹配較為合適。YJ265 原始數(shù)據(jù)如圖 2.1 和表 2.2 所示.11表 2.1 液力變矩器原始數(shù)據(jù)i K10BMmN.0 3.35 0 24.70.1 2.92 0.292 25.50.2 2.50 0.500 26.20.3 2.17 0.650 26.50.4 1.838 0.735 26.80.5 1.59 0.795 26.30.6 1.383 0.830 25.70.65 1.288 0.837 25.20.7 1.186 0.830 24.40.79 1.00 0.790 22.00.81 0.975 0.780 21.60.9 0.706 0.635 15.73圖 2.1 YJ260液力變矩器原始數(shù)據(jù)對于 ZL10 小型裝載機(jī)，為滿足對插入力（牽引力）的要求，用以全功率匹配為主。發(fā)動機(jī)與液力變矩器匹配時，為保證渦輪具有最大輸出功率，以液力變矩器的最高效率工況來傳遞柴油機(jī)的最大功率，即液力變矩器對應(yīng)的 （即 ）的負(fù)荷拋物線通過柴油*i機(jī)標(biāo)定工況點扭轉(zhuǎn) 。同時也能獲得較高的作業(yè)生產(chǎn)率。eHM將原始發(fā)動機(jī)曲線扣除發(fā)動機(jī)輔助裝置，扣除工作裝置油泵和轉(zhuǎn)向油泵空轉(zhuǎn)是消耗的的扭矩，變速操縱泵消耗的扭矩，得全功率匹配時的發(fā)動機(jī)扭矩由 可知對于每一個 i 值，從液力變矩器的公稱特性曲線上查相應(yīng)的 和624P1 )10(BM；用一系列泵輪轉(zhuǎn)速 ， ， 根據(jù)式 = , = , =iK1Bn23BBM)10(2BnibT計算得響應(yīng)的一系列 , , ， ， , , 值將發(fā)動機(jī)BM. 1M231Tn23T1T23全功率匹配的特性曲線與變矩器 i=0 時的變矩器輸入特性曲線畫在一起，可得發(fā)動機(jī)全功率匹配時與液力變矩器，共同工作點（ , ） ，此點為（2007.13，165）此點在額定bB點附件負(fù)荷匹配條件，故所選液力變矩器合理。該液力變矩器 與發(fā)動機(jī)全功率曲線相0i交于 =187 。BMmN.43. 傳動比計算及其分配因其傳動平穩(wěn)，沖擊小，適合于高速重載的環(huán)境，固在此處 ZL10 變速箱采用的是斜齒輪。在此處我們選用的輪邊減速器的設(shè)計太陽輪主動（由半軸驅(qū)動） 、齒圈用花鍵和驅(qū)動殼體固定連接、行星架和車輪輪轂用螺栓連接。這種方案的傳動比為 。 為齒圈和1太陽輪的齒數(shù)比。傳動簡圖如圖 4-1 所示傳動系機(jī)械效率 4（3-1）lcnmnm3211n直齒輪嚙合對數(shù)， =1；12-斜齒輪嚙合對數(shù)， =4；2n3-錐齒輪嚙合對數(shù)， =1；3c-差速器效率， =0.9；cl-輪邊減速器效率， =0.98。llcnmnm321= 。75.098.6097.14圖 3.1 ZL10輪邊減速器傳動簡圖5動力半徑 ：1,m （3-2） BHdrd )1(2054.式中：d-輪緣高度；inB-輪輞寬度；inH-輪胎斷面高度；in，此初所給出的輪胎通過查資料可知此類輪胎為標(biāo)準(zhǔn)胎， =1.0；BH-輪胎徑向變形系數(shù)，對標(biāo)準(zhǔn)胎或款斷面胎 =0.12-0.16；對超低壓拱形輪胎， =0.2-0.3，此處 取 0.12。BHdrd )1(2054.= m465.08.75921054. dgrr)(（3-3） -4-滑轉(zhuǎn)率，此處的 去在額定工況（對裝載機(jī)來說通常以最大生產(chǎn)率工況為額定 工況）下的生產(chǎn)率較高且經(jīng)濟(jì)性較好，對于輪式裝載機(jī)來說此處的 =30%-35%。在此處H=30%。Hdgrr)1(= mrd3126.045.%70對于裝載機(jī)來說一檔為其工作時的檔位，這個檔位為其主要的受力檔位，固在此我們只驗算一檔（工作檔）的情況。一檔總傳動比 ：1 mdbBgnMKrFi 2)10(max31 )0（3-4） 式中： 1i-一檔總傳動比；maxF-最大牽引力； kNgr-滾動半徑；m0K-變矩器 i=0 工況時的變矩系數(shù)；dbn-相應(yīng)動力機(jī)的標(biāo)定功率的轉(zhuǎn)速； minr6mdbBgnMKrFi 2)10(max31 )0 = 06.3875.2.435.101根據(jù)傳動部分各部件傳動比的分配原則，盡量講減速比多分配給后面，少分配給前面，以減少傳動系大多數(shù)傳動元件的計算力矩，使轉(zhuǎn)動系結(jié)構(gòu)緊湊。對與輪式裝載機(jī)來說其減速比大部分在 12-35 之間。固此處分配輪邊減速比 =5.5，主減速比 =2.5，一fi zi檔變速比 =2.768。1i74 . 主傳動器設(shè)計主傳動器的作用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速，增大轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩的旋轉(zhuǎn)軸線由縱向改變?yōu)闄M向后經(jīng)差速器或轉(zhuǎn)向離合器傳出。41 主傳動器的結(jié)構(gòu)形式主傳動器的結(jié)構(gòu)形式主要根據(jù)齒輪類型、減速形式以及主從動齒輪的安裝及支承方式的不同分類。411 主傳動器的齒輪類型主減速器的齒輪有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。主減速器的破壞形式主要表現(xiàn)為主、被動錐齒輪齒輪崩壞，軸承損壞。從上述主要的損壞形式可知，主減速器齒輪由于裝載機(jī)的工作環(huán)境較惡劣，土壤條件不好，使得其主要承受反復(fù)重載，固其主要的破壞形式為齒輪折斷。所以主減速器齒輪的齒根處要保證較大的彎曲應(yīng)力。從這個角度看選用雙曲面齒輪傳動較好，但是雙曲面齒輪要用自己特種的潤滑油，造價較高不適合與 ZL10 使用且雙曲面主動齒輪有較大的軸向力，使其軸承負(fù)荷增大。軸承易破壞。固在此選用螺旋角為 ，壓力角為 的螺旋錐齒輪傳動。因為螺旋錐355.2齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線垂直交于一點，輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端；另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負(fù)荷，所以工作平穩(wěn)，制造也簡單。但是其缺點是齒輪副錐頂稍有不吻合就會使工作急劇變壞，并伴隨磨損增大，噪聲增大，所以為了保證齒輪副的正確嚙合，必須提高剛度，增大殼體剛度。齒輪的傳動形式圖 4.148圖 4.1 齒輪傳動形式412 主傳動器的減速形式驅(qū)動橋按其減速形式分主要有三種：中央單級減速驅(qū)動橋，中央雙級減速驅(qū)動橋和中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋和中央雙級驅(qū)動橋，輪邊減速驅(qū)動橋和中央單級、雙極輪邊減速驅(qū)動橋。在此選用中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋，這是因為在工程機(jī)械上，要求有較大的主傳動比和較大的離地間隙，其根據(jù)所分配的轉(zhuǎn)動比可知其主傳動比較小，同時相對與中央雙級驅(qū)動橋，輪邊減速驅(qū)動橋和中央單級、雙極輪邊減速驅(qū)動橋，其結(jié)構(gòu)更簡單。這時就需要將雙級主減速器中的第二級減速齒輪機(jī)構(gòu)制成同樣的兩套，分別安裝在兩側(cè)驅(qū)動車輪的近旁，即成為輪邊減速器。這樣不僅使驅(qū)動橋中間部分主傳動器輪廓尺寸減小，增大離地間隙，并可得到大的主減速比，而且半軸、差速器及主傳動器從動齒輪零件的尺寸也可減小。其缺點是輪邊減速器在一個橋上就需要兩套，使驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。輪邊減速器采用單行星排直齒圓柱齒輪。413 主傳動器主、從動錐齒輪的支承方式 7主傳動器主從、動齒輪只有正確的嚙合，才能很好的工作，要保證正確的嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、減速器殼的剛度有關(guān)外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。(一) 主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可以分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。在此選用懸臂式支承。懸臂式支承結(jié)構(gòu)的特點是只在錐齒輪大端的一側(cè)軸頸較長，上面有兩個圓錐滾子軸承支承，如圖 4.2 所示.為了改善軸承剛度，就應(yīng)減小懸臂長度 b 和增加兩軸承的距離9a（a>2.5b 且比齒輪節(jié)圓直徑的 70%還大） ，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使離錐頂?shù)妮S向力向靠近齒輪的軸承承受，反向軸向力由另一軸承承受。為了方便安裝，應(yīng)使靠近的軸承的軸頸比另一軸承的軸頸大些，其支承剛度相對跨置式較差，但其結(jié)構(gòu)簡單，布置容易。在此處選用此種形式還有個原因是由與空間有限，在后續(xù)設(shè)計中，筆者曾經(jīng)假設(shè)采用跨置式，以能利用的極限空間考慮，在錐齒輪小端處如跨置式那樣加上圓柱滾子軸承，驗算其壽命得出其壽命不足 1000h 顯然軸承剛度不夠。證明了在此處設(shè)計中不適應(yīng)采用跨置式的結(jié)構(gòu)。同時若采用跨置式的齒輪支撐，主動錐齒輪有 3 個軸承定位，由于機(jī)加工誤差的存在，導(dǎo)致主動錐齒輪安裝軸承時或多或少有些固過定位，加速了小端滾柱軸承的磨損與破壞，一旦該軸承早起損壞，錐齒輪傳動產(chǎn)生的軸向力沖擊比將導(dǎo)致主傳動的失效。此外，由于該滾動軸承的存在，反過來又影響差速器殼體的尺寸，限制了差速器機(jī)械強(qiáng)度的提高。同時筆者在翻查相關(guān)資料 15的時候，發(fā)現(xiàn)廈工的 zl50 裝載機(jī)驅(qū)動橋改進(jìn)方案采用了懸臂式的結(jié)構(gòu)。證明并非裝載機(jī)中并非都采用的是跨置式的結(jié)構(gòu)。圖 4.2 ZL10跨置式結(jié)構(gòu)(二)從動齒輪的支承從動錐齒輪的支承，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。為了增加支承剛度，兩端軸承的圓錐滾子大端向內(nèi)，以盡量減小 c+b 的尺寸。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼處有足夠空間設(shè)置加強(qiáng)筋，提高齒輪強(qiáng)度，并且使兩個軸承之間的載荷盡可能均勻分布，尺寸 b 應(yīng)接近于 c，且距離 c+b 應(yīng)不小于從動齒輪大端分度圓直徑的 70%。其支撐形式如圖 4.3 所示10圖 4.3 從動錐齒輪支撐形式在具有大的主傳動比和大的從動錐齒輪的主減速器中，有齒面上的軸向力形成的力矩使從動錐齒輪產(chǎn)生較大的偏移變形，這種變形時危險的。為了減小此變形，可在從動錐齒輪的背面靠近主動齒輪的地方設(shè)計一個止推螺栓。當(dāng)從動錐齒輪受載變形超過允許值 0.25mm 左右時，止推螺栓開始起作用，阻擋從動齒輪繼續(xù)變形。414 主傳動器的潤滑驅(qū)動橋零件所受的載荷較大，主減速器及其差速器的齒輪和它們的軸承都需要有良好的潤滑，否則極易引起早期磨損。其中尤其注意主減速器主動錐齒輪的前軸承，該軸承距離油面及齒輪都很遠(yuǎn)，又有后軸承相隔。潤滑條件極差，其潤滑是不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)，而必須采取加強(qiáng)潤滑的專門措施。通常的辦法是在從動齒輪的前端近主動錐齒輪處的主減速器殼處的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，后者將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來再經(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)時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端，所以在主動齒輪的前軸承的前面應(yīng)有回油孔，使經(jīng)過前軸承的潤滑油在流回驅(qū)動橋殼中間的油盆中。這樣，由于潤滑軸承的進(jìn)、出油孔暢通無阻，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)，不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護(hù)前端的油封不被損壞。42 主傳動器的基本參數(shù)選擇與計算11421 主傳動器計算載荷的確定 4（1）最大牽引力是指牽引元件在克服自身行駛阻力 之后輸出的平行于路面并沿著行fP駛方向的推力，它受發(fā)動機(jī)發(fā)出的動力，附著力，及路面條件的影響。故可以理解為即是路面給驅(qū)動橋的最大負(fù)載即是最大牽引力，而它也就是發(fā)動機(jī)與附著力施加給驅(qū)動橋的負(fù)載的中的較小值。故此處以最大牽引力來設(shè)計進(jìn)行驅(qū)動橋的尺寸的設(shè)計。由于裝載機(jī)前橋為其工作時的主要載重橋，根據(jù)查相關(guān)的資料前橋占了裝載機(jī)滿載時載重量的70%，固在此僅僅驗算前橋。而裝載機(jī)為全橋驅(qū)動，固最大牽引力因為前后橋產(chǎn)生的牽引力之和。主減速器最大載荷計算：（4-1） fdirFM3maxax10%7式中： maxF-最大牽引力， ；kN-輪邊減速比；fi-動力半徑， ；drm-輪邊減速效率。f= fdirFM3maxax10%7 5.173998.05467mN（2）平均載荷對錐齒輪的疲勞強(qiáng)度計算，應(yīng)以經(jīng)常作用的載荷為依據(jù)。但工程車輛種類多，工況復(fù)雜，不同的車輛在不同的工況下載荷的變化很大，而且?guī)в须S機(jī)性質(zhì)，要確定一個能代表實際情況的疲勞強(qiáng)度計算載荷還有一定困難。在此處我們以下式來確定其的平均載荷：（4-2）sin103fZirGMfdaP式中： 滿載時的總重量，在此取 60 ；aGkN-動力半徑；dr-輪邊減速效率；f12-輪邊減速比；fif-滾動阻力系數(shù)，f=0.0200.035,在此處根據(jù)裝載機(jī)的常用工作環(huán)境此處去 f=0.03；-坡道阻力系數(shù)， =0.090.30，在此處去 =0.21。sinsinsinZ計算驅(qū)動橋數(shù)，在此取 2。所以 =si103fZirGMfdaP 437.59621.035.98046,mN.驅(qū)動橋錐齒輪的最大載荷在強(qiáng)度計算中用于驗算最大應(yīng)力，不能作為驗算疲勞強(qiáng)度的依據(jù)，但是在選擇錐齒輪的主要參數(shù)時，為了便于同類車輛進(jìn)行比較，可按最大載荷作為計算扭矩代入經(jīng)驗公式來選擇主要參數(shù)。422 主傳動器錐齒輪主要參數(shù)的選擇主傳動器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù) 和 ，從動錐齒輪大端分度圓1z2直徑 、端面模數(shù) 、主從動錐齒輪齒面寬 和 、中點螺旋角 、法向壓力角 等。2Dtm1b21.主、從動錐齒輪齒數(shù) 和1z2選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：1）為了磨合均勻， ， 之間應(yīng)避免有公約數(shù)。1z22）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40。3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對于商用車 一般不小于 6。1z4）主傳動比 較大時， 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。0i1z5）對于不同的主傳動比， 和 應(yīng)有適宜的搭配。2根據(jù)以上要求參考表 2-4-1 ，取 =13, =33， + =464041z1z22.從動錐齒輪大端分度圓直徑 和端面模數(shù) 的選擇2dtm對于單級主減速器，從動錐齒輪的尺寸大小除影響驅(qū)動橋殼的離地間隙外，還影響差速器的安裝。一般從動錐齒輪的分度圓直徑可以根據(jù)從動錐齒輪上的最大扭矩進(jìn)行初步選定。13可根據(jù)經(jīng)驗公式 初選，即2d4（4-3） 3max22MKdD式中， 從動錐齒輪大端分度圓直徑，mm2直徑系數(shù)，一般取 2.83.482DK從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，maxMcN所以 =（2.83.48） =（156194.26）2d317950m初選 =181.5 則 = / =181.5/33=5.5tm2dz主動錐齒輪 .3.1zt3.主，從動錐齒輪齒面寬 和b2錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會降低。對于從動錐齒輪齒面寬 ，推薦為節(jié)錐距 的 倍，算出的 與 比較取較1b1A35. 1btm0小者：（4-121,cosinta54）式中： 、 -分錐角；12-傳動比；-軸交角，此處去 ；90= ， = 18.2190cos5.2inarct1 22.68.114（4-11sin2dA55）=11sin2d265.98.i7=（ ）x =1b35.A3m取 32 m一般習(xí)慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大 10%較為合適，在此取 =292b4.中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選 時應(yīng)考慮它對齒面重合度 ，輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響， 越大，則 也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的F強(qiáng)度越高， 應(yīng)不小于 1.25，在 1.52.0 時效果最好，但 過大，會導(dǎo)致軸向力增大。輪式裝載機(jī)上螺旋錐齒輪的平均螺旋角為 35°40°以采用 35°較為普遍。 （4-6） mbF 3tan017.tan3865.010式中： -軸向重疊系數(shù)：Fb-齒寬，mm；m-斷面模數(shù)，mm。=mbF 3tan017.tan3865.025.10.5293tan017.35tan86.0 且在 1.52.0 的范圍內(nèi)，傳動平穩(wěn)。5. 螺旋方向齒的螺旋方向和軸的旋轉(zhuǎn)方向決定了錐齒輪傳動的軸向力方向，設(shè)計時應(yīng)這樣選擇，使得在工作負(fù)荷時，軸向力的方向力圖使大小錐齒輪相互推開，以便在軸承有游隙時，不致使輪齒卡住，加速齒面的磨損，甚至引起輪齒的折斷。在一對螺旋錐齒輪傳動中，大小錐齒輪的螺旋方向相反。因此，若單純從齒輪的壽命考慮，則后驅(qū)動橋的一對錐齒15輪的螺旋方向應(yīng)當(dāng)和前驅(qū)動橋的螺旋方向相反，以使前、后驅(qū)動橋在帶負(fù)荷工作時螺旋錐齒輪副所產(chǎn)生的軸向力都使大小錐齒輪互相推開，從而提高齒輪的使用壽命。但在四輪驅(qū)動的裝載機(jī)中，為了提高產(chǎn)品的通用化，減少零部件的品種，采用前后驅(qū)動橋通用的部件，這樣常常使后驅(qū)動橋主傳動器在工作時軸向力方向與上述方向相反，而使齒輪的使用壽命有所降低。在此處設(shè)計中我們遵循以上原則，定主動錐齒輪為左旋，從錐頂看主動錐齒輪為逆時針，從動錐齒輪為右旋， 從錐頂看從動錐齒輪為順時針。6. 法向壓力角圓弧錐齒輪的壓力角是以法向截面的壓力角來標(biāo)志的。加大壓力角可以提高齒輪的強(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，所以在輕載荷工作的齒輪中一般采用小壓力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音低，螺旋齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20°，在輪式裝載機(jī)上，為了提高輪齒的彎曲強(qiáng)度，一般采用 22.5°的壓力角。7、齒高參數(shù)的選擇 1輪式裝載機(jī)主傳動器的螺旋錐齒輪采用短齒制和高度修正，這樣可以消除小錐齒輪可能發(fā)生的根切現(xiàn)象，提高輪齒的強(qiáng)度。高度修正的實質(zhì)是小錐齒輪采用正移距，此時小錐齒輪齒頂高增大，而大錐齒輪采用負(fù)移距，并使其齒頂高減低。小錐齒輪齒頂高的增高值與大錐齒輪齒頂高的減低值是相等的。從機(jī)械設(shè)計手冊 可查得：螺旋錐齒輪的齒頂高系數(shù) =0.85，頂隙系數(shù) =0.188 ；徑1 ah*c向變位系數(shù) =0.33（i=2.382.58）2x所以螺旋錐齒輪齒頂高為：49.65)3.08.(11 mha m82)(22x齒全高： 34.105.).0.()* ca齒根高 ： 3496.101fhm8.7.222af頂隙： 03.158.0mc8、齒厚參數(shù)的選擇 1除了采用高度變位增加小齒輪的強(qiáng)度以外，還采用切向變位修正，使小齒輪的齒厚增加，而相應(yīng)地減少大齒輪的齒厚，大齒輪的齒厚減少量與小齒輪齒厚增加量相等，這樣修正以后可以使一對相嚙合的齒輪輪齒強(qiáng)度接近相等，切向變位系數(shù)查圖 7-41得48.021ttx16圖 4.4 齒輪切向變位系數(shù)弧齒厚 15.348.035cos.2tan.025.costan2111 txmS m6.4.35.12m9、齒根角 f小錐齒輪齒根角： 29.tan11Ahcrff大錐齒輪齒根角： 4.t212ff1710、齒頂角 1，4.2fa29.12fa11、頂錐角 和根錐角f主動錐齒輪頂錐角： 04.611aa從動錐齒輪頂錐角： 9722主動錐齒輪根錐角： 5.11ff從動錐齒輪根錐角： 6322ff此次設(shè)計的 35 º 螺旋錐齒輪幾何尺寸詳見表 4.1：423 螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計算表 4.1 主傳動器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算表序號 項目 計算公式 計算結(jié)果1 主動齒輪齒數(shù) 1z132 從動齒輪齒數(shù) 2 333 端面模數(shù) m5.54 齒面寬 b=33 =291b25 工作齒高 hag*27.2gh6 全齒高 c=10.347 法向壓力角 =22.5°8 軸交角 =90°9節(jié)圓直徑 =dzm71.51d=181.5210節(jié)錐角 121,cosinta=21.8°1=68.2°211節(jié)錐距 =10sindA2iA =96.265012 周節(jié) t=3.1416 mt=17.28續(xù)表 4.11813齒頂高 mxhamm49.61ahmm 8214齒根高 afhmm5.31fhmm4872f15 徑向間隙 c= mc* c=1.0316齒根角 0artnAhff9.1f42f17頂錐角 aa0.61a97218根錐角 ff5.1f632f19齒頂圓直徑 cos2aahd=83.551ad=183.624220弧齒厚111stntxmS12S=13.115m1s=4.163mm221 壓力角 5.22 螺旋角 =35°24 螺旋方向 主動錐齒輪左旋，從動錐齒輪右旋424 主傳動器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強(qiáng)度進(jìn)行計算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。1）齒輪材料的選擇191、齒輪材料的選擇齒輪材料的種類有很多，通常有 45 鋼、30CrMnSi、35SiMn、40Cr、20Cr、20CrMnTi、12Cr2Ni4、20Cr2Ni4 等。齒輪材料的選擇原則：1） 齒輪材料必須滿足工作條件的要求。2） 應(yīng)考慮齒輪尺寸的大小，毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。3） 正火碳鋼不論毛坯的制作方法如何，只能用于制作在載荷平穩(wěn)或輕度沖擊下工作的齒輪，調(diào)質(zhì)碳鋼可用于制作在中等沖擊載荷下工作的齒輪。4） 合金鋼常用于制作高速重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。根據(jù)以上原則選主傳動器齒輪材料 20CrMnTi 經(jīng)滲碳+淬火 800 輪齒表面硬度達(dá)到 C5864HRC,心部硬度低，約為 300HBW,其強(qiáng)度極限 ，屈服極限MPab10MPas850為了防止齒輪副在運行初期產(chǎn)生膠合咬死；圓錐齒輪的傳動副在加工后均予與厚度0.0050.0100.020 的磷化處理或鍍銅，鍍錫，為了提高其耐磨性，可以進(jìn)行滲硫處理。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低，可防止齒輪咬死膠合等現(xiàn)象產(chǎn)生。對齒面進(jìn)行噴丸處理，以提高壽命達(dá) 25%，為了防止齒輪在淬火時產(chǎn)生變形，采用壓淬法。齒輪的熱處理工藝如下：熱前清洗預(yù)氧化滲碳淬火 800 環(huán)前降溫C壓淬空冷。齒輪使用壽命是由齒輪材料，加工精度，熱處理形式及工作條件決定的。驅(qū)動橋齒輪承受的是交變載荷，損壞的主要形式是疲勞。交變載荷性質(zhì)和循環(huán)次數(shù)是齒輪疲勞損壞的主要因素。2）主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算 10主減速器錐齒輪的齒根最大彎曲應(yīng)力為N/ （4-7） bmJKPvson32式中： 作用在輪齒中點上的圓周力， ;P平DMPmac作用在從動錐齒輪上的計算扭矩，式（4-1） ；maxMN.20從動錐齒輪平均分度圓直徑， ；平D 11sinbdD平從動錐齒輪齒面寬， mm;2b超載系數(shù)；與錐齒輪副運轉(zhuǎn)的平穩(wěn)有關(guān)，對輪式裝載機(jī)可取 =1.25-0K 0K1.5，結(jié)合 zl10 的實際情況，此處取 =1.25；0K尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)，s當(dāng) 時， ，在此 0.682；6.14.25ms4.25s載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用跨置式支承型式時， 1.001.10，mK mK當(dāng)兩個齒輪用懸臂式支承時取 1.101.25。此出 取 1.10。質(zhì)量系數(shù)，與齒輪精度（齒距和齒形誤差等）及節(jié)圓線速度用關(guān)，當(dāng)輪齒v接觸良好，節(jié)距與同心度精度高時，可取 =1.0;vK計算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)） ，它綜合考慮了齒形系數(shù)。J載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應(yīng)力計算的影響。計算彎曲應(yīng)力時本應(yīng)采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進(jìn)行修正。對軸交角為 、壓力角 、螺旋角 用插入法綜合圖 4.51、圖 4.61905.235選取主動錐齒輪齒輪的 0.23，從動錐齒輪 =0.25。JJ圖 4.5 ， ， 的弧齒錐齒輪的彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)9025321圖 4.6 ， ， 的弧齒錐齒輪的彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)90235按上式驗算主動錐齒輪的最大彎曲應(yīng)力=59.6 mm11sinbdD平 8.21sin35.7.496.0.2zmaciMP平N/ 350HBW 或 350HRC）齒輪相對軸承的位置對稱時， 取 0.4-0.9，由于行星齒輪剛性大 取 0.8 為了便于安裝和調(diào)整小齒輪d d（行星輪）齒寬比大齒輪（太陽輪）大 5-10 mm。3.齒輪變位標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動的性能通常都能得到保證，但隨著齒輪傳動高速、重載、小型、輕量化等更高的要求，標(biāo)準(zhǔn)齒輪暴露出一些缺點，如小齒輪“短命” ，傳動不緊湊，傳動不穩(wěn)定等等，于是就需要采用漸開線非標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動，稱為變位齒輪傳動。齒輪變位能避免根切，提高齒面的接觸強(qiáng)度，提高齒根的彎曲強(qiáng)度，提高齒面的抗膠合和耐磨損能力，配湊中心距，修復(fù)舊齒輪等，因此本次設(shè)計需進(jìn)行齒輪變位。齒輪變位的高度變位是基于削弱大齒輪的強(qiáng)度，增強(qiáng)小齒輪的強(qiáng)度，來平衡齒輪的強(qiáng)度，并使總壽命降低，而角度變位則不同，能同時增強(qiáng)兩齒輪強(qiáng)度，并能靈活選擇齒輪齒數(shù)，提高承載能力及改善嚙合特性，故本次設(shè)計采用角變位。理論分析表面，對于行星傳動采用角度變位使太陽輪與行星輪的嚙合角比 大很20多，而使行星輪與內(nèi)齒圈嚙合的嚙合角接近于 左右時，能顯著提高太陽輪與行星輪輪20齒抗點蝕的承載能力，并使其承載能力接近于行星輪與內(nèi)齒圈傳動的承載能力。進(jìn)行角度修正的計算過程如下：初步確定行星輪齒數(shù) ：10(7-2)2' tqxZ231592' tqxZ根據(jù) 與 由表 6.13 初步確定 和 .t'x0表t表x經(jīng)查得 =0.33， =0.55， =0.108.表t表x按式（9-3）確定 的數(shù)值 。10= + +0.2 （7-3）表t表x式中： 行星齒輪計算齒數(shù)與實際齒數(shù)的差值46= + +0.2 =0.55+0.33+0.2=1.08表t表x按式（9-4）確定行星齒輪實際齒數(shù) xZ10= （7-xZ'4）式中： ， ， 與式（10-3） ， （10-2）同。'x= =23-1.08=21.92，取整 =22Z'xZ根據(jù)齒數(shù) ， 有式（ 9-5） （9-6）確定修正系數(shù)xt由于 ，在 的范圍內(nèi)，固修正系數(shù) ，69.1txZ2txZ10tx= +0.1 （7-5）t表= +0.1 （7-6）x表= +0.1=0.33+0.1=0.43t表= +0.1=0.55+0.1=0.65x表932 行星齒輪幾何參數(shù)的確定1、預(yù)計嚙合角根據(jù)式（7-7）所得嚙合角 j（7-7）xtqZ1057.239xtqj根據(jù)算出來的嚙合角 查圖 9.2-3 選取比較取適合的嚙合角1，25tx6.1xq2、太陽輪行星輪傳動變位系數(shù)計算 11)未變位時，行星輪與太陽輪中心距為：mm25.325.' xttxZma2)初算中心距變動系數(shù) txy 64.0125cos)1(cos2' txxttx473）變位后中心距為：mm51.634.02135.2' txtZma圓整取 64mm4)實際中心距變動系數(shù)為： 785.05.36' txtx5）計算嚙合角 93.2cos1acrtxtx所以 93.25tx6）計算總變位系數(shù) tan2iviZxxttx式中： ； txinvitan所以： 90163.2ta93.5213tan2 invivviZxxttx7）校核 tx查圖 8.2-7 中， 介于曲線 P7 和 P8 之間，有利于提高接觸強(qiáng)度及抗彎強(qiáng)度1tx8）分配變位系數(shù)查圖 8.2-4 ，分配變位系數(shù)得：1，35.0tx.x9）齒頂高降低系數(shù) 159.078.916.tx3、行星輪與齒圈傳動變位系數(shù)計算 1）未變位時的中心距mm.4352.2' xqxqZma2)計算中心距變動系數(shù) 1.05.37641xq3）求嚙合角 6.8cosar1xqxq48所以： 65.18xq4）求 x-q 的總變位系數(shù)1457.02tan65.18259tan2 iviviviZxqxqtx 5）計算齒圈變位系數(shù) 403.xq6）齒頂高降低系數(shù) 68.xq4.齒輪的幾何尺寸本設(shè)計的太陽輪、行星輪、齒圈均采用直齒圓柱齒輪并進(jìn)行角度變位。表 7.1， 表 7.2 為行星排各齒輪幾何尺寸，表中部分公式參照饒振剛行星齒輪傳動設(shè)計表 7.1 太陽輪-行星輪傳動幾何尺寸 （長度：mm）名稱 公式代號 太陽輪（t） 行星輪（x）變位系數(shù) 35.0tx5.0齒頂高降低系數(shù) tx0.108分度圓直徑 dmz 2td8xd基圓直徑 bcos43bt 72b齒頂高*atxh()86.ath 4.5axh齒根高*fa(c)m153ft 2f齒頂圓直徑 ad2h7.6atd47.9axd齒根圓直徑 ff245ft 1083f標(biāo)準(zhǔn)中心距 txtxma(z)261.25實際中心距 tx 64續(xù)表 9.149節(jié)圓直徑 wtxcosd54.7'td46.80'xd嚙合角 t 25.93º中心距變動系數(shù) txy0.65齒頂高變動系數(shù) tx 0.12齒頂圓壓力角 baadrcos15.46at重疊系數(shù) txttwtxaxtx1z(n)2()2.741表 7.2 行星輪-齒圈傳動幾何尺寸 （長度： mm)名稱 公式代號 行星輪（x） 齒圈（q）變位系數(shù) 5.040.x齒頂高變動系數(shù) xq 0.68分度圓直徑 dmz8xd27qd基圓直徑 bcos43bt 194b齒頂高*axqh()7.5axh52.aqh齒根高*fa(c)m4.2fx 96.fq齒頂圓直徑 ad2h7.9ad3021ad齒根圓直徑 ff1083fx 58.fq標(biāo)準(zhǔn)中心距 xq 64.74實際中心距 a64嚙合角 wx18.65º續(xù)表 7.250節(jié)圓直徑 wxqcosd46.80'xd23.9'qd中心距變動系數(shù) y-0.1456齒頂圓壓力角baadrcos 81.63at重疊系數(shù) xqxwxqaq1z(tnt)2(t)1.85574 行星齒輪傳動強(qiáng)度計算及校核行星排結(jié)構(gòu)中齒輪的主要破壞形式是接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，因此需對齒輪進(jìn)行接觸疲勞計算和彎曲疲勞強(qiáng)度計算。在行星機(jī)械中，通常只計算太陽輪與行星輪的強(qiáng)度，并考慮多個行星輪同時和太陽輪嚙合時，載荷分布不均勻的影響。941 行星齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計算及校核（7-8）BSaFtFYbmK3式中： 載荷系數(shù)， ；KVA使用系數(shù)， 取 1.25；A動載系數(shù)， 取 1.0；v vK齒間載荷分配系數(shù)， 取 1.2；K齒間載荷分布系數(shù)， 取 1.5； 作用在齒輪上的圓周力， ；tFtptnrMF平均載荷，式（4-2）所得取 596437N.mm；pM圓周力修正系數(shù) ，當(dāng)采用三個行星輪時 ；15.行星輪數(shù)目，此處取 =3；nn51太陽輪節(jié)圓直徑， =21.38 mm；trtr齒寬， mm；bm模數(shù)，mm；外齒輪齒形系數(shù)，由陸鳳儀機(jī)械設(shè)計圖 8-17 所得；FaY外齒輪應(yīng)力修正系數(shù)，由陸鳳儀機(jī)械設(shè)計圖 8-18 所得；S計算彎曲強(qiáng)度重合系數(shù)， =0.25+ =0.52 Y75.0計算彎曲強(qiáng)度螺旋角系數(shù)， =1.0BYBMPa943.152.06.435.841972.5. BSaFtFbmK<400MPa742 接觸疲勞應(yīng)力校核 Hp許用接觸應(yīng)力可按下式計算，即= （7-9)Hp1tBEbdKFZ式中： 彈性影響系數(shù)，對于鋼材去 189.8 ；EZ MPa節(jié)點區(qū)域系數(shù)， ；H 158.2tncos2txHZ重合系數(shù)，對于直齒輪 ；Z 9.034t螺旋角系數(shù)，對于直齒輪取 1；B傳動比， ；txZ, 如式（7-8）所示；KtF= Hp 623.1958.4791.95.018.2tBEbdZ= < MPa85.1712052彎曲應(yīng)力及接觸應(yīng)力均滿足條件。538.驅(qū)動橋殼設(shè)計驅(qū)動橋殼的主要功用是支承車輛質(zhì)量，并承受有車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車身，它同時又是主減速器，差速器和半軸的裝配體。驅(qū)動橋殼應(yīng)滿足如下設(shè)計要求： 應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應(yīng)力； 在保證強(qiáng)度和剛度的情況下，盡量減小質(zhì)量以提高行駛的平順性； 保證足夠的離地間隙； 結(jié)構(gòu)工藝性好，成本低； 保護(hù)裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入； 拆裝，調(diào)整，維修方便。根據(jù)裝載機(jī)的共況條件，驅(qū)動橋殼的結(jié)構(gòu)形式采用鑄造整體式橋殼。81 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu)通?？刹捎们蚰T鐵、可鍛鑄鐵或鑄鋼鑄造。在球鐵中加入 1.7%的鎳，解決了球鐵低溫（-41°C）沖擊值急劇降低的問題，得到了與常溫相同的沖擊值。為了進(jìn)一步提高其強(qiáng)度和剛度，鑄造整體式橋殼的兩端壓入較長的無縫鋼管作為半軸套筒，并用銷釘固定。每邊半軸套管與橋殼的壓配表面共四處，由里向外逐漸加大配合面的直徑，以得到較好的壓配效果。鋼板彈簧座與橋殼鑄成一體，故在鋼板彈簧座附近橋殼的截面可根據(jù)強(qiáng)度要求鑄成適當(dāng)?shù)男螤?，通常多為矩形。安裝制動底板的凸緣與橋殼住在一起。橋殼中部前端