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前言
近年來我國汽車工業(yè)發(fā)展迅猛，我國商用車出口至很多國家，開辟了新興市場。汽車驅(qū)動系統(tǒng)是底盤四大系統(tǒng)中行駛系統(tǒng)至關重要的一環(huán)。大部分商用車的驅(qū)動形式為前置后驅(qū)，后驅(qū)動橋的應用十分廣泛。驅(qū)動橋的基本作用是增大發(fā)動機傳遞過來的扭矩，并且降低所傳遞來的轉(zhuǎn)速，以及將動力傳遞給左右驅(qū)動輪。驅(qū)動橋的性能對整車的性能影響很大，研發(fā)一輛新型商用車時，驅(qū)動橋的設計至關重要。一般情況下，商用車驅(qū)動橋分為單級主減速器驅(qū)動橋和雙級主減速器驅(qū)動橋，主要由主減速器、差速器、半軸和橋殼構(gòu)成，根據(jù)車型設計需要可以加入輪邊減速器。這些年汽車車橋設計人員對驅(qū)動橋各個零部件不斷優(yōu)化，選擇更加合適的材料，提高加工工藝和檢測技術。隨著汽車工業(yè)的成熟，車橋制造技術向著更高標準進發(fā)，降低制造成本，提高驅(qū)動橋的性能，大轉(zhuǎn)矩、質(zhì)量小、高性價比、高壽命、噪音低等優(yōu)點的驅(qū)動橋是我們的目標。
1 驅(qū)動橋總體布置方案分析
1.1 概述
本章對驅(qū)動橋總體布置方案進行了分析，介紹了本設計參數(shù)的選取和驅(qū)動橋的三種形式[1]。
驅(qū)動橋在設計初主要考慮以下幾點要求：
1） 選取合適的主減速比，保證車輛具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性；
2） 結(jié)構(gòu)尺寸較小，保證車輛擁有較大的離地間隙，來滿足通過性要求；
3） 齒輪以及傳動部件工作平穩(wěn)、壽命長且噪聲較??；
4） 可以適用于各種載荷和轉(zhuǎn)速工況，在工作時擁有優(yōu)良的傳動效率；
5） 具有高強度和高剛度，可以承受來自路面和車架或車身給與的力，降低質(zhì)量，提高行駛平順性；
6） 與懸架或者導向機構(gòu)間協(xié)調(diào)配合；
7） 各部件結(jié)構(gòu)簡單，工藝性良好，適合現(xiàn)代制造業(yè)生產(chǎn)，在維修、調(diào)整時越方便越好。
1.2 設計主要參數(shù)
本畢業(yè)設計參數(shù)參照福田歐馬可5系中卡，型號為BJ1139VJPEK-A1，發(fā)動機前置后驅(qū)，170馬力，驅(qū)動形式為4×2，6.2米排欄板載貨車，排放標準為國五/歐五。具體參數(shù)如表1-1所示。
表1-1 設計參數(shù)
Tab.1-1 Design parameters
車輛名稱：
福田歐馬可5系
車輛類別：
中型卡車
中文品牌：
福田
英文品牌：
——
公告批次：
301
免檢：
否
發(fā)動機：
ISF3.8s5168
排量：
3760（ml）
外形尺寸：
8645×2500×2830（mm）
功率：
125（kw)
總質(zhì)量：
13390（kg)
貨廂尺寸（欄板式）：
6200×2400×550（mm）
整備質(zhì)量：
5200（kg)
準乘人數(shù)：
3（人）
接近角/離去角：
21/10（°）
額定質(zhì)量：
7995（kg)
軸荷：
4000/9390
前懸/后懸：
1365/2430（mm）
軸數(shù)：
2
軸距：
4700（mm）
輪胎數(shù)：
6
最高車速：
95（km/h)
前輪距：
1930（mm）
輪胎規(guī)格：
8.25R20
發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速：
2600（rpm）
后輪距：
1800（mm）
發(fā)動機最大扭矩轉(zhuǎn)速：
1300-1700（rpm）
發(fā)動機扭矩：
592（N·m）
1.2.1 主減速比的計算
主減速比在驅(qū)動橋的設計計算中至關重要，是驅(qū)動橋設計中的基礎數(shù)據(jù)，直接影響了主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸。的選擇影響著車輛的動力性，的計算需要通過優(yōu)化設計，參照發(fā)動機參數(shù)和車輛的傳動系統(tǒng)參數(shù)選擇最佳的主減速比[2]。
對于具有很大儲備功率的轎車、長途客車，尤其是競賽車來說，在給出發(fā)動機最大功率、轉(zhuǎn)速后，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速[1]。這時值應按下式來確定：
（1-1）
式中：是車輪滾動半徑，因為選取8.25R20規(guī)格的輪胎，??；
是變速器高檔傳動比，此處取。
根據(jù)其他汽車的主減速器設計，為了讓功率儲備足夠且最高車速稍微下降，在選擇中一般比式（1-1）所求結(jié)果大10％～25％，即按下式選擇：
（1-2）
式中：是分動器或加力器的高檔傳動比，在本設計中，取1；
是輪邊減速器的傳動比，在本設計中，取1。
根據(jù)計算出來等的主減速比，來確定主減速器型式，也應該參考車輛設計總布置中最小離地間隙的需求。
為使動力滿足且最高車速不大，中型卡車的主減速比在確定時要比計算大10%～25%，把, , , 代入公式（1-2），計算出 ，本設計取。
本設計主要應用于中型汽車，為了是離地間隙更小以及增大更大的扭矩，所以使用雙級主減速器。
1.2.2 一擋傳動比的確定
計算確定傳動系最大傳動比時，要考慮以下三個方面：
1. 最大爬坡角度（或者是1擋最大動力因數(shù)）；
2. 附著力的大??；
3. 汽車行駛中最低穩(wěn)定車速。
傳動系的最大傳動比通常是變速器一擋傳動比與主減速比的乘積[3]。
則
(1-3)
當汽車爬坡時車速很低，忽略影響中的空氣阻力，車輛的最大驅(qū)動力應為
(1-4)
各表達式展開為
(1-5)
則
(1-6)
G為汽車總質(zhì)量載荷，單位N。
一般貨車最大爬坡度為30%，即。其他參數(shù)見表1-2。
表1-2 計算參數(shù)表
Tab.1-2 calculation parameter table
(m)
(kg)
()
0.9
0.02
4.875
0.47
13390
592
代入式（1-6）中計算可得。
1擋傳動比還應滿足附著條件
(1-7)
對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式
(1-8)
式中：為后軸質(zhì)量，查表得滿載時取值范圍為73%-75%，選取。
將式（1-7）代入式（1-8）
得出
式中：為道路附著系數(shù)，計算時取0.5-0.6；
求得。
對于本設計，可取。
1.3 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式的選擇
驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式按汽車總體布置的情況看，有三種，一是普通的非斷開式驅(qū)動橋，二是帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋，三是前置前驅(qū)汽車經(jīng)常使用的斷開式驅(qū)動橋[1]。
圖1-1 驅(qū)動橋布置型式簡圖
(a)普通非斷開式驅(qū)動橋；(b)帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋；(c)斷開式驅(qū)動橋
Fig.1-1 General Arrangement Type Diagram of Drive Bridge
a) Normal non-disconnected drive axle ;b) Non-disconnected drive axle with swinging half shaft ; c) Disconnected drive axle
經(jīng)分析，考慮到所設計的中型汽車的載重和各種要求，降低生產(chǎn)制造成本。另由于中型汽車對驅(qū)動橋的設計沒有特殊要求，滿足大部分路面的正常行駛即可，所以采用普通非斷開式驅(qū)動橋方案。
2 主減速器設計
本章是是驅(qū)動橋中重要部分之一的主減速器設計。
主減速器的作用是降速增扭，一般由一對或者兩對相互嚙合的齒輪組成，齒數(shù)少的齒輪帶動齒數(shù)多的齒輪，完成減速增扭。汽車驅(qū)動橋主減速器應該滿足體積小、壽命長、噪音低的要求[2]。
2.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析
2.1.1 主減速器齒輪的類型
螺旋錐齒輪能夠承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的，且當傳動比小于2.0時選用螺旋錐齒輪更合理，故本次設計采用螺旋錐齒輪[3]。
2.1.2 雙級主減速器的結(jié)構(gòu)方案
整體式雙級主減速器主要有三種結(jié)構(gòu)方案：
1.第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪（圖2-1a）；
2.第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；
3.第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪（圖2-1b）；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪（圖2-1c）。
對于第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平布置（圖2-1d）、斜向布置（圖2-1e）和垂向布置（圖2-1f）三種布置方案。
圖2-1雙級主減速器布置方案
Fig.2-1 Layout scheme of two-stage main reducer
縱向水平布置可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質(zhì)心高度；但使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可少量減少傳動軸長度。因此，他不宜用于短軸距汽車，因為過短的傳動軸會導致萬向傳動軸加大。垂向布置使驅(qū)動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角；但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅(qū)動橋的布置。斜向布置對傳動軸布置和提高橋殼剛度有利。
2.1.3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案
主減速器必須保證主、從動齒輪油良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、齒輪的裝配調(diào)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有關[3]。
本設計主動錐齒輪采用懸臂式支承（圖2-2a），從動錐齒輪采用跨置式支承（圖2-2c）。
懸臂式支承的結(jié)構(gòu)特點是，在錐齒輪大端一側(cè)有較長的軸，并在其上安裝一對圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力有靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。
為了增加從動錐齒輪的支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了是從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐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，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。
圖2-2主減速器錐齒輪的支承形式
Fig.2-2 Supporting form of bevel gear of main reducer
2.2 主減速器比的分配
錐齒輪-圓柱齒輪式雙級主減速器在分配傳動比時，通常將圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值取在1.4~2.0范圍內(nèi)，而且錐齒輪傳動比一般為1.7~3.3，這樣可以減小錐齒輪嚙合時的軸向力和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當增多，使其支承軸頸的尺寸適當加大，改善支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性[13]。
設一級減速齒輪的傳動比為；二級減速齒輪的傳動比為i02。根據(jù)傳動比分配要求，有，且，初選，則。
2.3 第一級減速器錐齒輪的設計
2.3.1 主減速器齒輪計算載荷的確定
1.按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce
（2-1）
式中：Tce為計算轉(zhuǎn)矩，N?m；
n為驅(qū)動橋數(shù)，為1；
i01為主減速器一級傳動比，為1.79；
i1為變速器1擋傳動比，為6；
if為分動器傳動比，取1.0；
η為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取0.9；
k為液力變矩器變矩系數(shù)，，k0為最大變矩系數(shù)，取1；
Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為592N?m；
kd為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，kd=1，
則
2.按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcs
（2-2）
式中：Tcs為計算轉(zhuǎn)矩，N?m；
G2為滿載狀態(tài)下1個驅(qū)動橋上的靜載荷，；
m'2為汽車最大加速度時的后軸負載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車為1.1~1.2，取1.1；
φ為輪胎與路面間的附著系數(shù)，取0.85；
im為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，為2.72；
ηm為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，取0.9。
則
3.按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcf
（2-3）
式中：Tcf為計算轉(zhuǎn)矩，N? m；
Ga為汽車滿載總重量，為133900N；
fR為道路滾動阻力系數(shù)，對于貨車可取0.015~0.020，取0.018；
fH為平均爬坡能力系數(shù)，對于轎車可取0.08；對于貨車和公共汽車可取0.05~0.09，取0.07；
fi為汽車性能系數(shù)，取值同前，為0；
其他參數(shù)同前。
則
由式（3-1）和式（3-2）求得的計算轉(zhuǎn)矩，是作用到從動錐齒輪上的最大轉(zhuǎn)矩，不同于式（3-3）求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉(zhuǎn)矩Tc應取前面兩種的較小值，即=min[,];當計算錐齒輪疲勞壽命時，Tc取Tcf。
主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為
（2-4）
式中，Tz為主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N?m；
i0為錐齒輪傳動比；
ηG為主、從動錐齒輪間的傳動效率，計算時對于弧齒錐齒輪副，為95%。
當計算錐齒輪最大應力時，，則
當計算錐齒輪的疲勞壽命時，，則
2.3.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇
主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z11和z12、從動錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b11和b12、中點螺旋角β、法向壓力角α等[12]。
1.主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2
選擇主、從動錐齒輪數(shù)時應考慮如下因素：
1） 為了磨合均勻，z11和z12之間避免有公約數(shù)。
2） 為了理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不少于40。
3） 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，z11一般不少于9；對于商用車，z11一般不少于6。
4） 主傳動比i0較大時，z1盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙。
5） 對于不同的主傳動比，z1和z2應有適宜的搭配。
本設計初選一級減速齒輪的主動齒輪齒數(shù)為z11=14，從動錐齒輪的齒數(shù)z12=25，則，,,在1.4~2.0范圍內(nèi)，符合要求。
2.從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms
對于單級主減速器，增加尺寸D2會影響驅(qū)動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2又影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即
（2-5）
式中，D2從動齒輪大端分度圓直徑（mm）；為直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3，取14.0；Tc為從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，Tc=min[Tce,Tcs]，為5722.27N?m。
則
mm
圓整取D2=250mm。
ms由下式計算
（2-6）
式中：ms為齒輪端面模數(shù)。
則
同時，ms還應滿足
（2-7）
式中：Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4，本設計取0.35。
則
=6.26
經(jīng)驗算滿足要求，故ms=10。
3.主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2
錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，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。但是齒面過窄，輪齒的表面耐磨性會降低[13]。
對于從動錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，而且b2應滿足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對于弧齒錐齒輪，b1一般比b2大10%。
則
圓整為40mm，則b1為44mm。
4、中點螺旋角β
螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。
弧齒錐齒輪副中的中點螺旋角是相等的。
選擇β時，應考慮它對齒面重合度εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般εF應不小于1.25，在1.5~2.0時效果最好。但是β過大，會導致軸向力增加。
汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°~40°。商用車選用較小的β值以防止軸向力過大，通常取35°。
故中點螺旋角取35°。
5. 螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)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錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。
故采用主動錐齒輪左旋，從動錐齒輪右旋。
6.法向壓力角ɑ
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力較大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，商用車的ɑ為20°或22°30'。
故取法向壓力角ɑ為20°。
主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表2-1。
表2-1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表
Tab.2-1 Geometric parameters of bevel gears of main reducer
序號
計算公式
數(shù)值
注 釋
1
14
小齒輪齒數(shù)
2
25
大齒輪齒數(shù)
3
10
模數(shù)
4
40mm
大齒輪齒面寬
5
20°
壓力角
6
17.00mm
齒工作高,查表3-4取1.700
7
18.88mm
齒全高,查表3-4取1.888
8
90°
軸交角
9
140mm
小齒輪分度圓直徑
10
250mm
大齒輪分度圓直徑
11
29.25°
小齒輪節(jié)錐角
12
60.75°
大齒輪節(jié)錐角
13
143.26mm
節(jié)錐距
14
31.42mm
周節(jié)
15
5.82mm
大齒輪齒頂高,查表3-4計算取0.582
16
11.18mm
小齒輪齒頂高
17
7.70mm
小齒輪齒根高
18
13.06mm
大齒輪齒根高
19
1.88mm
徑向間隙
20
3.08o
小齒輪齒根角
21
5.21°
大齒輪齒根角
22
34.46°
小齒輪面錐角
23
63.83°
大齒輪面錐角
24
26.17°
小齒輪根錐角
25
55.54°
大齒輪根錐角
26
159.51mm
小齒輪外緣直徑
27
255.69mm
大齒輪外緣直徑
28
119.54mm
小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
29
64.92mm
大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
30
10.53mm
大齒輪理論弧齒厚，查表3-3取1.053
31
20.89mm
小齒輪理論弧齒厚
32
35°
螺旋角
表2-2載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20o的其他汽車螺旋錐齒輪的、和
Tab.2-2 load、public、towed vehicle or other motor vehicle with a pressure angle of 20 for spiral bevel gears
主動齒輪齒數(shù)
5
6
7
8
9
10
11
——
從動齒輪最小齒數(shù)
——
34
33
32
31
30
29
26
法向壓力角
20o
螺旋角
35°-40°
35°
齒工作高系數(shù)
1.430
1.500
1.560
1.610
1.650
1.680
1.956
1.700
齒全高系數(shù)
1.588
1.666
1.733
1.788
1.832
1.865
1.882
1.888
大齒輪齒頂高系數(shù)
0.160
0.215
0.270
0.325
0.380
0.435
0.490
0.46+
表2-3 螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚SK
Tab.2-3 Spiral bevel gear theoretical arc tooth thickness SK
z z
6
7
8
9
10
11
30
0.911
0.957
0.975
0.997
1.023
1.053
40
0.803
0.818
0.837
0.860
0.888
0.948
50
0.748
0.757
0.777
0.828
0.884
0.946
60
0.715
0.729
0.777
0.828
0.883
0.945
2.3.3 主減速器錐齒輪的強度校核
在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，可根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計算載荷進行強度驗算，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。
輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等[13]。
1. 單位齒長圓周力
主減速器錐齒輪表面的耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算。
即
（2-8）
式中：p為輪齒上的單位齒長圓周力，N/mm；
F為作用在輪齒上的圓周力，N；
b2為從動齒輪的齒面寬，mm。
許用的單位齒長圓周力[p]見教材表5-1。在現(xiàn)代汽車設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時高出表中數(shù)值的20%~25%。
按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時
103 （2-9）
式中：ig為變速器傳動比，在此取一檔傳動比6；
D1為主動錐齒輪中點分度圓直徑，mm；
其他符號同前。
103=1141.71N
查表得，[p]=1429N，故符合要求。
按驅(qū)動輪打滑的轉(zhuǎn)矩計算時
（2-10）
式中符號同前。
則
查表得[p]=1429N，1.25[p]=1786N，故符合要求。
在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。
表3-6 單位齒長圓周力許用值[p] (N/m)
Tab.3-6 Allowable value of long circumferential force of unit tooth ( N / m )
參數(shù)
類別
[p](按最大轉(zhuǎn)矩計算）
[p](按打滑轉(zhuǎn)矩計算）
輪胎與地面的附著系數(shù)
1擋
2擋
直接
乖用車
893
536
321
893
0.85
商用車
貨車
1429
—
250
1429
客車
982
—
214
—
2. 輪齒彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為
103 （2-11）
式中：σw為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa；
Tc為所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N?mm，對于主動齒輪，Tc還要按式（3-4）進行換算；
k0為過載系數(shù)，一般取1；
ks為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當ms≥1.6mm時，ks=(ms/25.4)0.25=0.79；
km為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)，km=1.0~1.1；懸臂式結(jié)構(gòu)，km=1.00~1.25，則主動輪取1.2，從動輪取1.05；
kv為質(zhì)量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kv=1.0；
b為所計算齒輪的齒面寬，b1=44mm，b2=40mm；
D為所討論的齒輪的大端分度圓直徑，D1=140mm，D2=250mm；
Jw為所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，其值按機械設計手冊取得，取大齒輪J=0.206，小齒輪J=0.273。
上述按min[Tce,Tcs]計算的最大彎曲應力不超過700MPa；按Tcf計算的疲勞彎曲應力不應超過210MPa，迫害的循環(huán)次數(shù)為6×106。
按min[Tce,Tcs]計算，
103=460.84<700MPa
故符合要求。
按Tcf計算，
103=182.19<210MPa
故符合要求。錐齒輪滿足設計需求，可用。
3.輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為
（2-12）
式中：σJ為錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa；
D1為主動錐齒輪大端分度圓直徑，140mm；
b為b1和b2中的較小值，為b2=40mm；
ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；
kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于吃面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅、磷化處理等），對于制造精確的齒輪，kf取1.0；
cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪：cp取232.6N1/2/mm；
JJ為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，其值按機械設計手冊取得，取0.88；
k0，km，kv見式（3-11）的說明。
上述按min[Tce，Tcs]計算的最大接觸應力不應超過2800MPa；按Tcf計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。
按min[Tce,Tcs]計算，
故符合要求。
按Tcf計算，
故符合要求。主、從動錐齒輪的齒面接觸應力是相同的，所以錐齒輪符合要求。
2.3.4 錐齒輪的材料選擇
驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳東西中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應滿足如下要求：
1） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。
2） 輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。
3） 鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。
4） 選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而是選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。
汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。本設計采用20CrMnTi。
滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到碳含量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分數(shù)為0.8%~1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而心部較軟，具有良好的韌性，故該材料的抗彎強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于其碳含量較低，故鍛造性能和可加工性較好。其主要缺點是熱處理費用高；表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力是可能產(chǎn)生塑性變形；如果滲透層與心部的碳含量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。
為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，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，可提高齒輪壽命的25%。對于滑動速度高的齒輪可進行滲硫處理，以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，這樣即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。
2.4 第二級減速器斜齒圓柱齒輪的設計
2.4.1 斜齒圓柱齒輪主要參數(shù)的選擇
1.主、從動齒輪的齒數(shù)z21和z22
二級齒輪副的傳動比為i02=2.985，根據(jù)機械設計手冊，初選主動齒輪齒數(shù)為z21=15，z22=41，則
i02=z22/z21=2.73
驗算，i02/i01=1.525,在1.4~2.0之間，且15與41無公約數(shù)，故符合要求。
2.法向模數(shù)mn
選用推薦模數(shù)mn=6。
3.法向壓力角αn和螺旋角β
取法向壓力角αn=20°，β的推薦值一般為15°~20°，故初選β=15°。
4.主、從動齒輪的節(jié)圓直徑d21和d22
mm
mm
故d21=93mm，d22=255mm。
5.齒寬b
齒寬的計算公式為
b1=Φdd21
式中：Φd為齒寬系數(shù)，取0.85；
d21為小齒輪分度圓直徑，93mm；
則
b1=0.85×93=79.05mm
圓整為80mm。
根據(jù)經(jīng)驗公式，
b2=b1-5=80-5=75mm
故b1為80mm，b2=75mm。
6. 螺旋方向
本設計一級從動錐齒輪為右旋，為抵消部分軸向力，故主動斜齒圓柱齒輪的旋向應為左旋，則從動斜齒圓柱齒輪旋向為右旋。
斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算見表3-2。
表3-2 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算用表
Tab.3 - 2 Table for Calculation of Geometric Dimension of Helical Cylindrical Gear
序號
名稱
代號
小齒輪
大齒輪
計算結(jié)果
1
齒數(shù)比
,按傳動要求確定
2.73
2
分度圓直徑
，
3
齒數(shù)
設計值
設計值
，
4
法向模數(shù)
推薦值
6
5
法向壓力角
α
推薦值
20°
6
螺旋角
推薦值一般為15°~20°
15°
7
齒寬系數(shù)
一般取0.85
0.85
8
齒寬
，
9
齒距
18.84mm
10
齒頂高
，
6mm
11
齒根高
hf
7.5mm
12
齒全高
h
13.5mm
13
中心距
a
， 可圓整
174mm
14
齒頂圓直徑
da1=105mm，da2=267mm
15
齒根圓直徑
df1=78mm，df2=240mm
2.4.2 斜齒圓柱齒輪的強度計算
1. 輪齒彎曲強度計算
斜齒圓柱齒輪的彎曲應力為
（2-13）
式中：σw為齒輪的彎曲應力；
Tg為計算載荷，取Temax=592000N?mm；
β為齒輪螺旋角，為15°；
Kσ為應力集中系數(shù)，取1.50；
z為小齒輪齒數(shù)，為15；
mn為法向模數(shù)，為6；
y為齒形系數(shù)，查得為0.19；
Kc為齒寬系數(shù)，取8.0；
Kε為重合度影響系數(shù)，取2.0。
許用應力對貨車為100~250MPa。則
<100MPa
故符合要求。
2.輪齒接觸強度計算
輪齒接觸應力σj
（2-14）
式中：σj為輪齒的接觸應力，MPa；
F為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（cosɑcosβ）；
F1為圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d；
Tg為計算載荷，為592000N?mm；
d為節(jié)圓直徑，mm；
ɑ節(jié)點處壓力角；
β為齒輪螺旋角；
則
E為齒輪材料的彈性模量，為2.1×105MPa；
b為齒輪接觸的實際寬度，為75mm；
ρz、ρb為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑；
rb、rz為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。
則對斜齒輪ρz=（rzsinɑ）/cos2β =17.05，ρb=（rbsinɑ）/cos2β =46.74。
則
查得其許用應力范圍為1300~1400MPa，所以設計符合其要求。
2.4.3 斜齒圓柱齒輪的材料選擇
二級圓柱斜齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對可加工性及成本也應考慮。
國內(nèi)汽車齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。
值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，能使齒輪得到強化。對齒輪進行強力噴丸處理以后，輪齒產(chǎn)生殘余壓應力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時，進行強力噴丸處理，不僅可使殘余壓應力進一步增加，還改善了應力集中。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，經(jīng)過磨齒后，齒輪精度要高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)，效率提高，并在同樣負荷條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍。
3 差速器設計
汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。
差速器是個差速傳動機構(gòu)，用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結(jié)構(gòu)特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。
3.1 差速器結(jié)構(gòu)形式的確定
差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。差速器按其結(jié)構(gòu)特征不同，分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。
汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，故應用廣泛。它又分為普通錐齒輪式差速器，摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。
本次設計采用普通錐齒輪式差速器，它結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本設計的汽車驅(qū)動橋。
3.2 差速器齒輪的設計
3.2.1 差速器齒輪的參數(shù)選擇
1.行星齒輪數(shù)n
行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇，在承載不大的情況下n可取兩個，反之應取n=4。轎車差速器一般有2個行星齒輪；貨車和越野車一般有4個。
本設計取n=4。
2.行星齒輪球面半徑Rb
行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定
（3-1）
式中：Kb為行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5~3.0，對于有四個行星齒輪的乘用車和商用車取小值，取2.6；
Td為差速器計算轉(zhuǎn)矩，Td=min[Tce,Tcs]，為5722.27N?m；
Rb為球面半徑。
則
mm
取整為47mm。
行星齒輪節(jié)錐距A0為
A0=（0.98~0.99）Rb （3-2）
則 A0=46.07~46.54mm，取46.50mm。
3. 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1、z2
為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)z1應取少些，但z1一般不少于10.半軸齒輪齒數(shù)z2在14~25之間選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比z2/z1在1.5~2.0的范圍內(nèi)。
為使兩個或四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速器不能裝配。
本設計取z1=10，z2=16，則z2/z1=1.6，且2z2=32能被4整除，故符合要求。
4. 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m
行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2分別為
（3-3）
則γ1=32°，γ2=58°。
錐齒輪大端的端面模數(shù)m為
（3-4）
則m=4.51，為了讓齒輪取得更大的強度，模數(shù)取8。
5.壓力角ɑ
汽車差速齒輪大都采用壓力角為22°30'、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質(zhì)量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強度。本設計采用22°30'的壓力角，齒形系數(shù)為0.8。
6. 行星齒輪軸直徑d及支撐長度L
行星齒輪軸d為
（3-5）
式中：T0為差速器殼傳遞的扭矩，為5722.27N?m；
n為行星齒輪數(shù)，為4；
rd為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x，約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半；
[σc]為支撐面允許擠壓應力，取98MPa。
則
行星齒輪在軸上的支撐長度L為
（3-6）
則。
差速器齒輪的幾何尺寸計算見表3-1。
表3-1 差速器齒輪的幾何尺寸計算用表
Tab.3-1 geometric size calculation table for differential gear
序號
名稱
代號
計算公式
計算結(jié)果
1
行星齒輪數(shù)
z1
z1≥10，應盡量取小值
10
2
半軸齒輪齒數(shù)
z2
z2=14~25
16
3
模數(shù)
m
8
4
齒面寬
F
F=（0.25~0.30）A0；F≤10m
15mm
5
齒工作高
h2
h2=1.6m
12.80
6
齒全高
h
h=1.788m+0.051
14.36
7
壓力角
ɑ
一般汽車取22°30'，某些重型汽車取25°
22°30'
8
軸交角
Σ
Σ=90°
90°
9
分度圓直徑
d
d1=mz1；d2=mz2
d1=80mm
d2=128mm
10
節(jié)錐角
γ
γ1=arctan（z1/z2）
γ2=arctan（z2/z1）
γ1=32°
γ2=58°
11
節(jié)錐距
A0
A0=（0.98~0.99）Rb
46.5mm
3.2.2 差速器齒輪的強度計算
差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)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σw為
（3-7）
式中：n為行星齒輪數(shù)，為4；
J為綜合系數(shù)，按圖3-1取得，取0.226；
b2、d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑，b2=15mm，d2=128mm；Tc為半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩，Tc=0.6T0；
kv、ks、km按主減速器齒輪強渡計算的有關數(shù)值選取，kv=1.0，ks=(m/25.4)0.25=0.75，km=1.0。
當T0=min[Tce，Tcs]時，[σw]=980MPa；當T0=Tcf時，[σw]=210MPa。
按min[Tce,Tcs]計算，Tc=0.6×5722.27=3433.36N?m,則
故符合要求。
按Tcf計算，Tc=0.6×2262.30=1357.38N?m，則
故符合要求。錐齒輪滿足設計需求，可用。
3.2.3 差速器齒輪的材料選擇
差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本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20CrMnTi、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采用。
本設計采用20CrMnTi。
4 車輪傳動裝置設計
驅(qū)動車輪的傳動裝置位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車輪。對于斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪的傳動裝置為萬向傳動裝置；對于非斷開式驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪傳動裝置的主要零件為半軸。
本設計為非斷開式驅(qū)動橋，采用的車輪傳動裝置為半軸。
4.1 半軸的型式選擇
半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。
半浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是，半軸外端的支撐軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔中，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，所受載荷較大，只用于乘用車和總質(zhì)量較小的商用車上。
3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是，半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支承于車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘連接。該形式半軸的受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在乘用車和總質(zhì)量較小的商用車上。
全浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是，半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動輪上的其他反力和彎矩全部由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同心、半軸法蘭平面性對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應力一般為5~70MPa。全浮式半軸主要用于總質(zhì)量較大的商用車上。
本設計采用全浮式半軸。
4.2 半軸的設計計算
4.2.1 半軸的直徑及長度選擇
全浮式半軸桿部直徑可按下式初選。
（4-1）
式中：d為半軸桿部直徑，mm；
Mφ為半軸計算轉(zhuǎn)矩，為5722270N?mm；
K為直徑系數(shù)，取0.205~0.218。
則
為了滿足強度需要，取d=42mm。
由輪距1800mm和車寬2500mm，初選半軸長度1030mm。
4.2.2 半軸的強度計算
半軸的扭轉(zhuǎn)應力為
（4-2）
式中：τ為半軸扭轉(zhuǎn)應力；
d為半軸直徑，為42mm。
則
半軸的扭轉(zhuǎn)角為
（4-3）
式中：θ為扭轉(zhuǎn)角；
l為半軸長度，為1030mm；
G為材料的切變模量，鋼材一般為80GPa；
Ip為半軸斷面的極慣性矩，,為305490mm4。
半軸的扭轉(zhuǎn)切應力宜為500~700MPa，轉(zhuǎn)角宜為每米長度6°~15°。故應力及轉(zhuǎn)角均符合要求。
4.2.3 半軸的材料選擇
為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于桿部直徑，常常將加工的端部做的粗些，并適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵的齒數(shù)就必然要增加，通常取10齒（轎車半軸）18齒（載貨汽車半軸）。半軸的破壞形式多為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)上設計盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重型汽車半軸桿部較粗，外端凸緣較大。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線運用的比較廣泛。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr,40CrMnMo, 40CrMnSi，40CrMnA,35CrMnSi等。
5 驅(qū)動橋的橋殼設計
驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車載荷的作用，并將載荷傳到車輪上。作用在驅(qū)動車輪的牽引力、制動力、側(cè)向力和垂向力也是徑橋殼傳到懸架及車架或車廂上的。因此橋殼既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅(qū)動車輪傳動裝置的外殼[14]。
在汽車行駛過程，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮：
1.動載荷下橋殼有足夠的強度與剛度；
2.為了減小簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度與剛度的前提下力求減小橋殼的質(zhì)量；
3.結(jié)構(gòu)簡單，制造方便有利于降低成本；
4.結(jié)構(gòu)應利于主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)；
5.考慮所設計車輛的類型、使用要求、制造條件、材料供應[1]。
5.1 橋殼結(jié)構(gòu)型式的選擇
根據(jù)這次設計所參考的車型為中型卡車，因此采用鋼板沖壓焊接整體橋殼。
5.2 橋殼的尺寸選擇及靜彎曲應力計算
在兩鋼板彈簧座之間的彎矩為：
（5-1）
式中：—汽車滿載靜止于水平地面時驅(qū)動橋給地面的載荷；取97747N；
—車輪的重力；
—驅(qū)動車輪的輪距；取1.8m;
S—驅(qū)動橋殼上的兩彈簧座之間的距離；取1.10m。
如圖5-1所示，為車橋的彎矩圖[9]。
圖5-1車橋的彎矩圖
Fig.5-1 Bending moment diagram of axle
橋殼的危險截面通常在鋼板彈簧附近。由于最大值小于，且設計時不易準確預計，當無數(shù)據(jù)時可以忽略去。
代入數(shù)字有：
這樣的彎曲應力
(5-2)
式中：—危險斷面處橋殼的垂直彎曲截面系數(shù)（如圖6-4所示）；
圖5-1橋殼彈簧座附近的斷面形狀
Fig.5-1 Cross-section shape near the spring seat of the bridge housing
初步方管的斷面，其中H=140，h=100,B=120,b=80。厚度都為20.則垂直水平彎曲截面系數(shù)分別有：
則靜彎曲應力有：
6 驅(qū)動橋三維造型設計及仿真分析
現(xiàn)代汽車設計使用