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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1 本課題的目的和意義
本課題是對江淮帥鈴貨車驅動橋的結構設計。通過此次畢業(yè)設計，訓練學生的實際工作能力。掌握汽車零部件設計與生產技術是開發(fā)我國自主品牌汽車產品的重要基礎，汽車驅動橋時傳動系統(tǒng)的重要部件。設計汽車驅動橋，需要綜合考慮多方面的因素。設計時需要綜合運用所學的知識，熟悉實際設計過程，提高設計能力。驅動橋的設計，由驅動橋的結構組成、功用、工作特點及設計要求講起，詳細地分析了驅動橋總成的結構形式及布置方法；全面介紹了驅動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各種結構形式與設計計算方法。
汽車驅動橋位于傳動系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。
對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車的經濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉矩的，裝載質量在四噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在99KW,最大轉矩也在350N·m以上，百公里油耗是一般都在30升左右。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機—傳動軸—驅動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過
程中的損失。驅動橋是將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。
目前我國正在大力發(fā)展汽車產業(yè),采用后輪驅動汽車的平衡性和操作性都將會有很大的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點，盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。
1.2 驅動橋的分類
1.2.1 非斷開式驅動橋
普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種家庭乘用車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。
驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。
在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型家庭乘用車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。
1.2.2 斷開式驅動橋
斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。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)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。
汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。
1.2.3 多橋驅動的布置
為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅動，常采用的有4×4、6×6、8×8等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數(shù)量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對8×8汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難于布置了。
為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。
在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計(如汽車的變型)、制造和維修，都帶來方便。
1.3 主要內容
（1）驅動橋和主減速器、差速器、半軸、驅動橋橋殼的結構形式選擇
（2）主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算
（3）差速器的設計與計算
（4）半軸的設計與計算
（5）驅動橋橋殼的受力分析及強度計算
（6）用CAD畫裝配圖、零件圖。
第2章 驅動橋結構方案分析
2.1 主減速器的類型
由于要求設計的是江淮帥鈴的驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。
驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下：
(1)中央單級減速驅動橋。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。
(2)中央雙級驅動橋。由于中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質量較大時，作為系列產品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。
(3)中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅動橋。
綜上所述，設計的驅動橋的傳動比小于6。況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，重型汽車驅動橋技術已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢。
單級橋產品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產品設計的角度看， 重型車產品在主減速比小于6的情況下，應盡量選用單級減速驅動橋。
2.2 設計驅動橋的基本要求
(1)選擇適當?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濟性。
(2)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。
(3)齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。
(4)在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。
(5)具有足夠的強度和剛度，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，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。
(6)與懸架導向機構運動協(xié)調。
(7)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。
驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。
2.3 非斷開式驅動橋
普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上。在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支撐在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。
驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的形式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級別結構，在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方：公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方：有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。
在少數(shù)具有高速發(fā)動機得大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用渦輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。
2.4 斷開式驅動橋
斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋成為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫梁或車廂地板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。
汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野車上，且后者多屬于輕型一下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。
由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，查閱資料，參照國內相關貨車的設計，最后本課題選用非斷開式驅動橋。
2.5 本章小結
本章主要針對給定的汽車進行分析和布置方案的確定以及主減速器的結構的確定，為下面的設計過程做鋪墊。
第3章 主減速器設計
3.1 主減速器的結構形式
主減速器的結構形式主要是根據其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。
3.1.1 主減速器的齒輪類型
主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。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荷，加之其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)的地轉向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。
3.1.2 主減速器的減速形式
由上段分析設定采用i＜6小傳動比，采用單級主減速器，單級減速驅動橋產品的優(yōu)勢：單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動橋的基本型，在重型汽車上占有重要地位；
3.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式
作為一個4噸級的驅動橋，傳動的轉矩很大，所以主動錐齒輪采用騎馬式支承。裝于輪齒大端一側軸頸上的軸承，多采用兩個可以預緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個齒輪稱為主動錐齒輪后軸承；當采用騎馬式支承時，裝于齒輪小端一側軸頸上的軸承稱為導向軸承。導向軸承都采用圓柱滾子式，并且內外圈可以分離（有時不帶內圈），以利于拆裝。
3.2 主減速比的計算
主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。
為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇：
=0.377=4.444
式中：
—車輪的滾動半徑=0.5（m）
—最大功率時的發(fā)動機轉速3000r/min；
—汽車的最高車速85km/h；
—變速器最高擋傳動比1；
—分動器傳動比1.223。
3.2.1 主減速器計算載荷的確定
1.按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Ｔce
（3.1）
式中：
—傳動系的最低擋傳動比，在此取9.01；
—發(fā)動機的輸出的最大轉矩350；
—傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9；
—該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1；
—1.0
由以上各參數(shù)可求
==13612.7 （3.2）
2.按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
（3.3）
式中：
—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷， 取40000N
—輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；
—車輪的滾動半徑，輪胎型號為12.00R20，滾動半徑為 0.527m；
，—分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9， 取1.0
所以==19908.9
3.按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定：
（3.4）
式中：
—汽車滿載時的總重量，此取802000N；
—所牽引的掛車滿載時總重量，0N，但僅用于牽引車的計算；
—道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018
—汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07
—汽車的性能系數(shù)，取0；
，，n—見式（3.1），（3.3）下的說明。
所以
==41326.2
式（3.1）～式（3.4）參考《汽車車橋設計》[1]式（3.10）～式（3.12）。
3.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇
1.主、從動錐齒輪齒數(shù)和
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：
（1）為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)。
（2）為了得到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)和應不小于40。
（3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。
（4）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。
（5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。
根據以上要求參考《汽車車橋設計》[1]中表3-12 表3-13取=9 =40
2.從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)
對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會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。
可根據經驗公式初選，即
（3.5）
—直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0
—從動錐齒輪的計算轉矩，，為Tce和Tcs中的較小者，所以在此取=13612.7
=（13.0～16.0）=（310.4～382）
初選=370 則=/=370/40=9.25
有參考《機械設計手冊》[2]表23.4-3中選取9 ， 則=360
根據=來校核=9選取的是否合適，其中=（0.3～0.4）
此處，=（0.3～0.4）=（7.16～9.55），因此滿足校核。
3.主，從動錐齒輪齒面寬和
對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：
=0.155428=55.9 在此取60
一般習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20%較為合適，在此取=80
4.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，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強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，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。
汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。
5.螺旋方向
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方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。
6.法向壓力角
加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數(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，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定重型載貨汽車可選用22.5°的壓力角。
3.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算
表3.1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表
序 號
項 目
計 算 公 式
計 算 結 果
1
主動齒輪齒數(shù)
9
2
從動齒輪齒數(shù)
40
3
端面模數(shù)
9㎜
4
齒面寬
=80㎜ =62㎜
5
工作齒高
80.4㎜
6
全齒高
=99.75㎜
7
法向壓力角
=22.5°
8
軸交角
=90°
9
分度圓直徑
=
86㎜
=380㎜
序 號
項 目
計 算 公 式
計 算 結 果
10
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=12.68°
=77.32°
11
節(jié)錐距
A==
A=245.97㎜
12
周節(jié)
t=3.1416
t=37.69㎜
13
齒頂高
=10.2㎜
14
齒根高
=
=12.46 ㎜
15
徑向間隙
c=
c=2.256㎜
16
齒根角
=2.899 °
17
面錐角
=15.581°
=80.217°
18
根錐角
=
=
=9.783°
=74.419°
19
齒頂圓直徑
=
=127.902㎜
=484.479㎜
20
節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離
=237.76㎜
=44.05㎜
21
理論弧齒厚
=27.38mm
=10.32mm
22
齒側間隙
B=0.305～0.406
0.4mm
23
螺旋角
=35°
3.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算
1 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算
（1）單位齒長上的圓周力
在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即
（3.6）
式中：
P—作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N；
—從動齒輪的齒面寬，在此取80mm.
按發(fā)動機最大轉矩計算時：
（3.7）
式中：
—發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取350；
—變速器的傳動比；
—主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取108mm.
按上式 =730N／mm （3.8） （2）輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為
N/ （3.9）
式中：
—該齒輪的計算轉矩，N·m;
—超載系數(shù)；在此取1.0
—尺寸系數(shù)
當ｍ時，，在此＝0.829
—載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.1；
—質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向
跳動精度高時，可取1.0;
—計算齒輪的齒面寬，mm;
—計算齒輪的齒數(shù)；
—端面模數(shù)，mm;
—計算彎曲應力的綜合系數(shù)，它綜合考慮了齒形系數(shù)。
載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應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)中進行修正。按圖2-1選取小齒輪的＝0.225，大齒輪＝0.195.
按上式＝173 N/< 210.3 N/
=199.6 N/<210.3 N/
所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。
圖3.1 彎曲計算用綜合系數(shù)J
(3)輪齒的表面接觸強度計算
錐齒輪的齒面接觸應力為
N/ (3.10)
式中：
—主動齒輪的計算轉矩；
—材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.5/mm;
，，—見式(3-9)下的說明；
—尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可取1.0；
—表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙 度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0
—計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2-2選取=0.115
按上式=1444 〈1750 N/
主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。
以上公式（3.6）～（3.10）以及圖3.2，圖3.3均參考《汽車車橋設計》［１］
圖3.2 接觸計算用綜合系數(shù)
3.2.5 主減速器軸承的計算
1錐齒輪齒面上的作用力
錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。
為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算：
(3.11)
式中：
—發(fā)動機最大轉矩，在此取350N·m；
，…—變速器在各擋的使用率，可參考表3.2選?。?
，…—變速器各擋的傳動比；
，…—變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表3.2選取；
表3.2 及的參考值
經計算為1164.8Ｎ·ｍ
對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑
經計算＝91.54mm =406.82mm
式（2.11）參考《汽車車橋設計》［１］。
(1)齒寬中點處的圓周力
齒寬中點處的圓周力為
＝ (3.12)
式中：
—作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見
式(3.11);
—該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑.
按上式圓周力 ==25.44KN
（2）錐齒輪的軸向力和徑向力
圖3.3 主動錐齒輪齒面的受力圖
如圖3.3，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有：
（3.13）
（3.14）
（3.15）
于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為
（3.16）
（3.17）
有式（3-16）可計算20201N
有式（3-17）可計算=9661N
式（3-12）～式（3-17）參考《汽車設計》[3]。
2.主減速器軸承載荷的計算
軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。
對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3.4所示
圖3.4 主減速器軸承的布置尺寸
軸承A，B的徑向載荷分別為
R= （3.18）
（3.19）
根據上式已知=20201N，=9661N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm
所以軸承A的徑向力=
=15975N
其軸向力為0
軸承B的徑向力R=
=13364N
（1）對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承N307E，此軸承的額定動載荷Cr為102.85KN，所承受的當量動載荷Q=X·R=1×15976=15976N。
所以有公式 s (3.20)
式中:
—為溫度系數(shù)，在此取1.0;
—為載荷系數(shù)，在此取1.2。
所以==2.703×10s
此外對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為
r/min (3.21)
式中：
—輪胎的滾動半徑，m
—汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取32.5 km/h。
所以有上式可得==163.89 r/min
而主動錐齒輪的計算轉速=163.89×4.444=728 r/min
所以軸承能工作的額定軸承壽命：
h (3.22)
式中:
—軸承的計算轉速，r/min。
有上式可得軸承A的使用壽命=6188 h
若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即
= (3.23)
所以==3076.9 h
和比較，〉，故軸承符合使用要求。
（2）對于軸承B，選用圓錐滾子軸承33217。
在此徑向力R=13369N 軸向力A=20202N，所以=1.51〈e 由《機械設計》[6]中
表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8
當量動載荷 Q= （3.24）
式中：
—沖擊載荷系數(shù)在此取1.2
有上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N
由于采用的是成對軸承=1.71Cr
所以軸承的使用壽命由式（3.20）和式（3.22）可得
===3876.6 h>3076.9 h=
所以軸承符合使用要求。
對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力計算公式見式（2.18）和式（2.19）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm
所以，軸承C的徑向力：
==10401.3N
軸承D的徑向力：
==23100.5N
軸承C，D均采用圓錐滾子軸承32218，其額定動載荷Cr為134097N
（3）對于軸承C，軸向力A=9662N，徑向力R=10401.3N，并且=0.93〉e，在此e值為1.5tana約為0.402，由《機械設計》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6
所以Q==1.2(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N
===28963 h>
所以軸承C滿足使用要求。
（4）對于軸承D，軸向力A=0N，徑向力R=23100.5N，并且=.4187〉e
由《機械設計》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6
所以Q==1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N
===4064.8 h >
所以軸承D滿足使用要求。
此節(jié)計算內容參考了《汽車車橋設計》[1]和《汽車設計》[3]關于主減速器的有關計
算。
3.3 本章小結
本章首先根據所學的汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，確定齒輪的參數(shù)，介紹了齒輪變?yōu)橄禂?shù)的選擇原則，并根據各項參數(shù)計算齒輪的參數(shù)，簡單介紹了齒輪材料的選擇原則，對齒輪進行了校核。
第4章 差速器設計
差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。
4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構
普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖3-2所示。其廣泛用于各類車輛上。
圖3-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器
1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；
7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼
4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計
由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。
4.2.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇
1.行星齒輪數(shù)目的選擇
載貨汽車采用4個行星齒輪。
2.行星齒輪球面半徑的確定
圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。
球面半徑可按如下的經驗公式確定：
mm (4.1)
式中：
—行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52～2.99，對于有4個行星齒輪的載貨汽車 取小值；
T—計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，T =13612.7N·m.
根據上式=2.6=62mm 所以預選其節(jié)錐距A=62mm
3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇
為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/在1.5～2.0的范圍內。
差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關系，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)，之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為：
（4.2）
式中：
，—左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=
—行星齒輪數(shù)目；
—任意整數(shù)。
在此=18，=12 滿足以上要求。
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
首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角，
==29.05° =90°-=60.95°
再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m
m====6.78
由于強度的要求在此取m=8mm
得=80mm =8×18=144mm
5.壓力角α
目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數(shù)為0.8。最小齒數(shù)可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。在此選22.5°的壓力角。
6.行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L
行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取：
（4.3）
式中：
—差速器傳遞的轉矩，N·m；在此取13612.7N·m
—行星齒輪的數(shù)目；在此為4
—行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8；
—支承面的許用擠壓應力，在此取69 MPa
根據上式 =144mm =0.5×144=72mm
≈25mm ≈28mm
4.2.2 差速器齒輪的幾何計算
表4.1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項目
計算公式
計算結果
1
行星齒輪齒數(shù)
≥10，應盡量取最小值
=12
2
半軸齒輪齒數(shù)
=14～25，且需滿足式（4-1）
=18
3
模數(shù)
=5mm
4
齒面寬
b=(0.25～0.30)A;b≤10m
15mm
續(xù)表
序號
項目
計算公式
計算結果
5
工作齒高
=16mm
6
全齒高
17.931
7
壓力角
22.5°
8
軸交角
=90°
9
分度圓直徑
；
10
節(jié)錐角
，
=29.05°，
11
節(jié)錐距
=102.97mm
12
周節(jié)
=3.1416
=31.42mm
13
齒頂高
;
=12.3mm
=5.6mm
14
齒根高
=1.788-;=1.788-
=7.32mm;
=12.44mm
15
徑向間隙
=-=0.188+0.051
=1.931mm
16
齒根角
=;
=1.067°; =6.868°
17
面錐角
；
=35.94°=65.02°
18
根錐角
；
=24.98°=54.06°
19
外圓直徑
；
mm
mm
20
節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離
mm
mm
續(xù)表
序號
項目
計算公式
計算結果
21
理論弧齒厚
=17.38 mm
=14.05 mm
22
齒側間隙
=0.245～0.330 mm
=0.250mm
23
弦齒厚
=17.13mm
=13.88mm
24
弦齒高
=11.22mm
=5.58mm
4.2.3 差速器齒輪的強度計算
差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，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校核。輪齒彎曲強度為
= MPa (4.4)
式中：
—差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式
在此為1547.25 N·m；
—差速器的行星齒輪數(shù)；
—半軸齒輪齒數(shù)；
、、、—見式（2.9）下的說明；
—計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖3.1可查得=0.225
圖4.2 彎曲計算用綜合系數(shù)
根據上式==201.7 MPa〈210.9 MPa
所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。
此節(jié)內容圖表參考了《汽車車橋設計》[1]中差速器設計一節(jié)。
4.3 本章小結
本章主要針對差速器進行了設計和校核，確定其結構、尺寸。對差速器中的齒輪進行了計算和校核。
第5章 驅動半軸的設計
驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器的半軸齒輪傳給驅動車輪。在一般的非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，半軸將差速器的半軸齒輪與車輪的輪轂聯(lián)接起來，半軸的形式主要取決半軸的支承形式：普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端支承的形式或受力狀況不同可分為半浮式，3/4浮式和全浮式，在此由于是載重汽車，采用全浮式結構。
設計半軸的主要尺寸是其直徑，在設計時首先可根據對使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核。
計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：
（1）縱向力（驅動力或制動力）最大時，其最大值為，附著系數(shù)在計算時取0.8，沒有側向力作用；
（2）側向力最大時，其最大值為（發(fā)生于汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)在計算時取1.0，沒有縱向力作用；
（3）垂向力最大時（發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時），其值為，其中為車輪對地面的垂直載荷，為動載荷系數(shù)，這時不考慮縱向力和側向力的作用。
由于車輪承受的縱向力，側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有
故縱向力最大時不會有側向力作用，而側向力最大時也不會有縱向力作用。
5.1 全浮式半軸計算載荷的確定
全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩可有求得，其中，的計算，可根據以下方法計算，并取兩者中的較小者。
若按最大附著力計算，即
（5.1）
式中：
—輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8；
—汽車加速或減速時的質量轉移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.3。
根據上式=260000 N
若按發(fā)動機最大轉矩計算，即
（5.2）
式中：
—差速器的轉矩分配系數(shù)，對于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6；
—發(fā)動機最大轉矩，N·m；
—汽車傳動效率，計算時可取1或取0.9；
—傳動系最低擋傳動比；
—輪胎的滾動半徑，m。
上參數(shù)見式（3.1）下的說明。
根據上式=14359.9 N
在此14359.9 N =14359.9 N·m
5.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選
全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進行
（5.3）
根據上式=（40.83～52.99）mm
根據強度要求在此取43mm。
5.3 全浮式半軸的強度計算
首先是驗算其扭轉應力：
（5.4）
式中：
—半軸的計算轉矩，N·m在此取14359.9N·m；
—半軸桿部的直徑，mm。
根據上式＝＝384.9 MPa< =(490～588) MPa
所以滿足強度要求。
5.4 半軸花鍵的強度計算
在計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。
半軸花鍵的剪切應力為
(5.5)
半軸花鍵的擠壓應力為
（5.6）
式中：
—半軸承受的最大轉矩，N·m ，在此取14359.9N·m;
—半軸花鍵的外徑，mm，在此取51mm;
—相配花鍵孔內徑，mm，在此取42.6mm;
—花鍵齒數(shù)；在此取16
—花鍵工作長度，mm，在此取130mm;
—花鍵齒寬，mm，在此取3.925mm;
—載荷分布的不均勻系數(shù)，計算時取0.75。
根據上式可計算得==56.3 MPa
==47.3 MPa
根據要求當傳遞的轉矩最大時，半軸花鍵的切應力[]不應超過71.05 MPa，擠壓應力[]不應超過196 MPa，以上計算均滿足要求。
此節(jié)的有關計算參考了《汽車車橋設計》［１］中關于半軸的計算的內容。
5.5 本章小結
本章主要針對驅動橋上的半軸進行了計算和校核，并對半軸的形式進行了確定以及校核的半軸是否滿足使用要求。
第6章 驅動橋殼的設計
驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，并承受有車輪傳來的路面反力和反力矩，并經懸架傳給車身，它同時又是主減速器，差速器和半軸的裝配體。
驅動橋殼應滿足如下設計要求：
（1）應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸產生附加彎曲應力；
（2）在保證強度和剛度的情況下，盡量減小質量以提高行駛的平順性；
（3）保證足夠的離地間隙；
（4）結構工藝性好，成本低；
（5）保護裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入；
（6）拆裝，調整，維修方便。
考慮的設計的是載貨汽車，驅動橋殼的結構形式采用鑄造整體式橋殼。
6.1 鑄造整體式橋殼的結構
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。為了進一步提高其強度和剛度，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。如圖5.1所示，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強度要求鑄成適當?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。橋殼中部前端的平面及孔用于安裝主減速器及差速器總成，后端平面及孔可裝上后蓋，打開后蓋可作檢視孔用。
另外，由于汽車的輪轂軸承是裝在半軸套管上，其中輪轂內軸承與橋殼鑄件的外端面相靠，而外軸承則與擰在半軸套管外端的螺母相抵，故半軸套管有被拉出的傾向，所以必須將橋殼與半軸套管用銷釘固定在一起。
圖6.1 鑄造整體式驅動橋結構
鑄造整體式橋殼的主要優(yōu)點在于可制成復雜而理想的形狀，壁厚能夠變化，可得到理想的應力分布，其強度及剛度均較好，工作可靠，故要求橋殼承載負荷較大的中、重型汽車，適于采用這種結構。尤其是重型汽車，其驅動橋殼承載很重，在此采用球鐵整體式橋殼。
除了優(yōu)點之外，鑄造整體式橋殼還有一些不足之處，主要缺點是質量大、加工面多，制造工藝復雜，且需要相當規(guī)模的鑄造設備，在鑄造時質量不宜控制，也容易出現(xiàn)廢品，故僅用于載荷大的重型汽車。
6.2 橋殼的受力分析與強度計算
選定橋殼的結構形式以后，應對其進行受力分析，選擇其端面尺寸，進行強度計算。
汽車驅動橋的橋殼是汽車上的主要承載構件之一，其形狀復雜，而汽車的行駛條件如道路狀況、氣候條件及車輛的運動狀態(tài)又是千變萬化的，因此要精確地計算出汽車行駛時作