越野车驱动桥后桥设计

1、第 1 章绪论1.1 概述1.1.1驱动桥总成概述随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计，制造工艺都在日益完善驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在机构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目标前进。汽车驱动桥位于传动系的末端，一股由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮； 其次， 驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、

2、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般越野车多以前桥为转向桥，而后桥为驱动桥。驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。1.1.2驱动桥设计的要求设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。2）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。3）具有足够的强度和刚度，

3、以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。与悬架导向机构运动协调。4）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。1.2 驱动桥设计方案的确定1.2.1主减速器结构方案的确定1）主减速器齿轮的类型螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择本次设计选用：主动锥齿轮：骑马式支撑（圆锥滚子轴承）从动锥齿轮：骑马式支撑（圆锥滚子轴承）3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择从动锥齿轮的两端支承

4、多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。 主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得

5、轴向力的30%o主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母（利用轴承座实现），从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。5）主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关， 有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。本次设计主要从越野车传动比及载重量超过2t,保证离地间隙等方面考虑，主减速器采用单级减速即可。1.2.2差速器结构方案的确定差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满

6、足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。1.2.3半轴型式的确定图 1.1 半轴型式及受力简图1（a）半浮式；（b）3/4 浮式；（c）全浮式3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上。本次设计选择全浮式半轴。1.2.4桥壳型式的确定2桥壳有可分式、整体式和组合式。整体

7、式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，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。本次设计选择整体式桥壳。1.3 本章小结本章首先进行了驱动桥总成的概述。通过分析确定了驱动桥各主要部件的型式。主减速器的减速形式，主减速器齿轮的类型，主、从动锥齿轮的支承形式及安装方式,主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整，差速器、半轴及桥壳型式的初步选定。第 2 章主减速器设计2.1 主减速比的计算2主减速比

8、对主减速器的结构形式、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。io的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算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 io值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。表2.1基本参数表名称代号数值驱动形式4X4总质量/t1.96轴距/mm2725前轮距/mm1500后轮距/mm1510最小离地间隙/mm225排量/L2.4发动机最大功率/kw 及转速/r/minPemax-np92-5250发动机最大转矩/Nm及转速/r/mi

9、nTemax-nT190-2700轮胎型号265/65R17变速器传动比iagigl3.967igh0.856最高车速/km/hvamax140为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%25%,即按下式选择：i0(0.377-0.472)rrnP.(2.1)vamaxighiFhiLB式中rr车轮的滚动半径，rr=0.388;igh变速器最高档传动比，igh=0.856;igh分动器或加力器的高档传动比，igh=1；iLB轮边减速器的传动比，iLB=10经计算，本文选取 i0=6.408。2.2 主减速齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动

10、车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje，Tj)的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即TjeTemaxiTLKn=2173.496(Nm)(2.2)TjG_=6110.574()(2.3)LBiLB式中：Temax发动机最大扭矩190Nm；iTL由发动机到所计算的为加速器从动t1轮之间的传动系最低档传动比;iTL=i0i1=3.9676.408=25.421T上述传动部分的效率，取T=0.9；K0超载系数，取 K0=1.0;滚动半径，取 rr=(265毫米X65%)+(17X25.4毫米/2)=0.388mm；n驱动桥数目2;G2汽车满载

11、时驱动桥给水平地面的最大负荷，N;但后桥来说还应考虑到汽车加速时负载增大量，可初取：G2=G 满 9.855%15118.95NLBLB分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别取0.96和1。由式(2.2),(2.3)求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为Tm=(GGT)rr(fR3fP)=989.812(Nm)LBLBn表2.2驱动桥质量分配系数1车型空载前轴后轴前轴后轴轿车前置发动机前轮驱动56%66%34%44%

12、47%60%40%53%前置发动机后轮驱动50%55%45%50%45%50%50%55%后置发动机后轮驱动42%59%41%50%40%45%55%60%货车4X2 后轮单胎50%59%41%50%32%40%60%68%4X2 后轮双胎，长头、短头车44%49%51%55%27%30%70%73%4X2 后轮双胎，平头车49%54%46%51%32%35%65%68%6X4 后轮双胎31%37%63%69%19%24%76%81%客车前置发动机后轮驱动中置发动机后轮驱动后置发动机后轮驱动式中：Ga汽车满载总重19609.8=19208N;GT所牵引的挂车满载总重，N,仅用于牵引车取 GT=

13、0;fR道路滚动阻力系数，越野车通常取0.0200.035,可初选 fR=0.034;fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.090.30,可初选取 fH=0.15;fP汽车性能系数.1fp16100当0.195(Ga*=46.8616时,Temax2.3 主减速器齿轮参数的选择31）齿数的选择对于普通单级主减速器， 当io较大时， 则应尽量使主动齿轮的齿数 Z1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙，当i0全时，Z1的最小值为 5,但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5.,这里Z1取7。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数 z1、Z2之间应避免有公约数，这里Z2取45。2）节圆

14、直径地选择根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.2,式2.3并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：3_一一_d2Kd2、Tj=168.395207.256mm（2.6）式中：Kd2直径系数，取 Kd2=1316;Tj计算转矩，Nm,取丁加，Tje较小的。初取 d2=200mm。3）齿轮端面模数的选择 d2选定后，可按式 md2/Z2=4.5算出从动齿轮大端模数,并用下式校核mtKm3T-=3.8865.181Km模数系数，取 Km=0.304。4）齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥凯轮断面宽度推荐为：F=0.155d2=31mm,可初取F2=35mm。般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，

15、以使0.195(GaGT)Temax(2.5)取 fP=0.134o.5）螺旋锥齿轮螺旋方向-齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。6）螺旋角的选择螺旋角应足够大以使 mF1.25。因 mF越大传动就越平稳噪声越低。螺旋角过大时会引起轴向凰亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35。2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算2.4.1主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算4表2.3主减速器齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数Z172今动齿轮齿数Z2453模数m4.54凶回竟bb2=355工作齿高hgHmhg76全齿高hH2mh=87法向压力角

16、=208轴交角=909节圆直径d=mzd132d2=203mm10节锥角Z11arctanz22=90-11=8.872=81.1311节锥距d1d2A0=2sin12sin2A0=10312周节t=3.1416mt=14.13713齿顶局ha1hgha2ha2kamha1=5.78ha2=1.2214齿根高hf=hhahf1=2.22hf2=6.7815径向间隙c=hhgc=116齿根角*hffarctanAOf1=1.26f2=3.7817面锥角a11f2；a22f1a1=12.65a2=82.3918根锥角f1=1f1f2=2f2f1=7.61f2=77.35序号项目计算公式计算结果19

17、齿顶圆直径da1d12ha1cos1da2=d12ha2cos2da1=43.42da2=32.3820节锥顶点止齿轮外缘距离八d2,.Ak1-ha1sin12d1Ak2ha2Sin2100.612Ak1=100.61Ak2=14.79521理论弧齿厚s1ts2S2SkmS1=10.457S2=3.6822齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=352.4.2主减速器螺旋锥齿轮的强度计算4在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证具有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。螺旋锥齿轮的强度计算：(1)主减速器

18、螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力P.、p 曰(2.7)式中：p单位齿长上的圆周力，N/mm;P作用在齿轮上的圆周力，N,按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；按发动机最大转矩计算时：Temaxig1。p茨=339.286893N/mm(2.8)山F2ig为一档传动比，取 ig=3.967按最大附着力矩计算时：虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有893N/mm,可知，校核成功。轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力w(N/mm2)为2103TjKoKSKmKvFzm2J式中：KO超载系数1.0；Ks尺寸系数 Ks=0.

19、586;.25.4Km载荷分配系数，取 Km=1jKv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数，见图2.1。、作用下：从动齿轮上的应力w2=322.054MPa700MPa；Tjm作用下：从动齿轮上的应力w2=209.32MPa210.9MPa；当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动相当，而 J2JI,故w1w2,w1w2综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩 Tjm有关，Tje或 Tjm只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据(2)轮齿的接触

20、强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力Cp2T1jK0KsKmKf103j&!KvFJ1式中：Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm;G2rr103d2=1424.6N/mm(2(2.10)j(MPa)为:(2.11)Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1;J计算应力的综合系数，见图3.2所示。jm=1750Mpa=jm=1750MPaje=2745.473MPaje=2800MPa,故符合要求、校核合理。图 2.1 弯曲计算用综合系数 J1m=1,Kv=1；相啮合齿轮的齿数小齿轮齿数a.ion,uo,uo.IB图 2.2 接触强度计算综合系数 J12.5 主减速器齿

21、轮的材料及热处理5汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重， 与传动系其他齿轮比较， 它具有载荷大、 工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：(1)具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；(2)轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；(3)钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；(4)选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如：为了节约锲、铭等我国发展了

22、以钻、锐、硼、钛、铝、硅为主的合金结构钢系统。汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号 20CrMnTi,22CrMnMo,20CrNiMo,20MnVB,及20Mn2TiB,在本设计中采用了20CrMnTi。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC5864,而芯部硬度较低，当m08时为HRC3245。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m&5时，为0.91.3mm。由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.0100.020

23、mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。2.6 主减速器轴承的计算4设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。(1)作用在主减速器主动齿轮上的力齿面宽

24、中点的圆周力P为P2Tdm(2.12)式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩丁化；dm该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态,因此主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩丁化可按下式求得:PR1(tancos1sinsin1)=5367.54(N)cos从动齿轮的螺旋方向为右：PA2(tansin2sincos2)=6613.27(N)cos_PR2(tancos2sinsin2)=17088.3(N)cos式中：

25、齿廓表面的法向压力角20;主、从动齿轮的节锥角8.87,81.13(2)主减速器轴承载荷的计算轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、 圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。骑马式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷如图3.3(a)所示轴承A、B的径向载荷为RA1，(Pb)2(Rb0.5Ad1m)2=10957(N)(2.20)其尺寸为：悬臂式支撑白主动齿轮a=101.5,b=51,c=152.5;式中：P齿面宽中点处的圆周力；A主动齿轮的

26、轴向力;(2.(17)(2.(18)(2.(19)_1.RB-J(Pc)2(Rc0.5Ad1m)2=13368.21(N)(2.21)a(a)(b)图 2.3 主减速器轴承的布置尺寸1主动齿轮的径向力;dim主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。2.7 主减速器的润滑3主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由

27、圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油， 应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。2.8 本章小结本章根据所给基础数据确定了主减速器的参数，进行了主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸

28、计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的说明。第 3 章差速器设计3.1 概述根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。差速器作用是分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器设计中采用的普通对称式圆锥行星齿轮差速器（如图3.1）由差速器左壳为整

29、体式,2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用该结构。图 3.1 中央为普通对称式圆锥行星齿轮差速器3由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图3.2所示。图 3.2 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图13.2.1差速器齿轮的基本参数选择(1)行星齿轮数目的选择越野车多用4个行星齿轮。(2)行星齿轮球面半径 RB(mm)的确定圆锥行星齿轮差速器的尺

30、寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径 RB,它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定：_3_，、RBKBvTj=32.64238.792(mm)圆整取 RB=38mm式中：KB行星齿轮球面半径系数，2.522.99,对于有4个行星轮的越野车取2.99;RB确定后，即根据下式预选其节锥距：A0=(0.980.99)RB=37.2437.62mm取37.5mm(3)行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行

31、星齿轮的齿数比多在1.52范围内。取乙=16,Z2=24O在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数 Z2L,Z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足：c支承面的许用挤压应力，取为69MPa。Z2Lz2r2424c=12n4(4)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定和半轴齿轮的节锥角1,2:ZiZ2iarctan_33.8;2arctan56.2;Z2Zi式中：Z1,Z2行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：m0sin10sin2=3.05ZiZ2取标准模数3;式中：A0,Z1,Z2在前面已初步确定。算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：dimZi36mm;d2mZ254mm(5)压力角目前汽车差速器齿轮大都选用 2230 的压力角，齿高系数为0.8,最少齿数可减至i0,并且再小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。(6)行星齿轮安装孔直径及其深度 L 的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。OTni03Li.i2-364.58mmcnl式中：T0差速器传递的转矩2i73.496Nm；n行星齿轮数4;l 行星齿轮支承面中点到锥