锥齿轮行星齿轮双级主减速器设计

中型载重汽车（解放ca1091）主减速器设计摘要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。关键字：中型汽车驱动桥双级行星齿轮减速桥弧齿锥齿轮目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要 I\o"CurrentDocument"前言 3一驱动桥结构方案分析 4\o"CurrentDocument"二主减速器设计 7\o"CurrentDocument"1主减速器的结构形式 7\o"CurrentDocument"2主减速器的齿轮类型 7\o"CurrentDocument"3主减速器的减速形式 8\o"CurrentDocument"4主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 8\o"CurrentDocument"5主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 8\o"CurrentDocument"＜一＞主减速器齿轮计算载荷的确定： 9＜二＞锥齿轮主要参数的确定 10＜三＞主减速器锥齿轮强度的计算 131、单位吃长圆周力 13\o"CurrentDocument"2轮齿弯曲强度 14\o"CurrentDocument"3、轮齿接触强度 15\o"CurrentDocument"四、二级行星齿轮的计算 16\o"CurrentDocument"1、 选取行星轮传动类型 16\o"CurrentDocument"2、 配齿计算根据传动比 16\o"CurrentDocument"3、 初步计算齿轮的主要参数 164啮合参数计算 175、几何尺寸计算 17\o"CurrentDocument"6、 装配条件的验算 18\o"CurrentDocument"7、 传动效率 18\o"CurrentDocument"8、 齿轮强度验算 18、a的切向力 19有关系数KA=1 19\o"CurrentDocument"、计算齿根应力 20\o"CurrentDocument"、计算许用应力 20\o"CurrentDocument"五、 差速器齿轮的基本参数的选择 21\o"CurrentDocument".行星齿轮数目的选择 21\o"CurrentDocument".行星齿轮球面半径的确定 21\o"CurrentDocument".行星齿轮与半轴齿轮的选择 22\o"CurrentDocument".差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 23\o"CurrentDocument".压力角a 23\o"CurrentDocument".行星齿轮安装孔的直径及其深度L 23差速器齿轮的几何计算 24差速器齿轮的强度计算 26\o"CurrentDocument"六、 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 28\o"CurrentDocument"、齿宽中点处的圆周力 28\o"CurrentDocument"、锥齿轮的轴向力和径向力 28\o"CurrentDocument"锥齿轮轴承的载荷 29\o"CurrentDocument"七、 参考文献 30前言汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，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。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N-m以上，百公里油耗是一般都在34升左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机一传动轴一驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：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。齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。具有足够的强度和刚度，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。结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。在一驱动桥结构方案分析由于要求设计的是10吨级的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：1） 中央单级减速驱动桥。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。2） 中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。3）中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值2,它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上，其“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值2,因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于3,这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型汽车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮毅内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为6.25，大于6。所以此设计采用双级主减速器驱动桥再配以铸造整体式桥壳。二主减速器设计1主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。考虑到所涉及汽车为中型载重汽车，故选择整体式车桥。2主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。3主减速器的减速形式由于i=6.25>6,一般采用双级主减速器，双级减速驱动桥产品的优势：双级主减速器能最大限度的减小离地间隙，是保证汽车通过性。4主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为一个10吨级的驱动桥，传动的转矩较大，但采用双级主减速器，所以主动锥齿轮采用悬臂式支承。5主减速器基本参数选择与计算载荷的确定比妇X36.25查《机械设计》一级《汽车驱动桥设计》为了缩短离地间隙，我们选用第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮结构，取i01=4，io2=1.56

锥齿轮计算＜一＞主减速器齿轮计算载荷的确定：1、 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TcekTkiii门T=―d_emax 1f0—其中kd=1，Temax=373，\=7.7，i01=4，门=0.9，n=1，无分动器，所以无k，无ifTce=373*7.7*2*0.9/1=10340N*m2、 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsTcs=Gm尊其中G2=68600，部2=1.1〜1.2，取1.1，中=0.85,=0.463567im=1.56门=0.99Tcs=68600*1.1*0.85*0.467563/(3.125*0.9)=21178N*m3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcfcfGar(cfGar(fR+fH+f)其中Ga=93100,r=0.463567,im=3.125,门=0.99,n=1,查《汽车驱动桥设计》，知fR=0.02,fP=0,fH=0.05〜0.09取0.08Tcf=931OOxO.463567(0.02+。+0.08)=3074N*m1.56x0.9x1主动锥齿轮的计算转矩Tz=2Lin其中Tc=min[Tce,Tcs],i0=6.25门=0.9Tz=1854＜二＞锥齿轮主要参数的确定1、L=i=4z011取z1=9,z2=36,因为z1和z2不能有公约数，所以取z2=37i01=36/9=4.11,i02=i0/i01=6.25/4.11=1.522从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数D2=k3亍d2cKD2=13.0〜15.3,取KD2=13Tc=min[Tce,Tcs]=10340N*mD2=284m=D2=284/37=7.67，取ms=8sZ2校核m=K西Km=0.3〜0.4Tc=min[Tce,Tcs]=10340N*mms=6.55〜8.7396.55<8<8.739所以，模数校核合格。则D2=Z2*ms=37*8=296mmD1=Z1*ms=9*8=72mm3主从动锥齿轮齿面宽bl和b2B2=0.155D2=0.155*296=46B1=(1+10%)b2=0.155(1+10%)*296=50.54、 中点螺旋角pCa1091为商用载货汽车，为防止轴向力过大，所以取p=355、 螺旋方向主动齿轮右旋，从动齿轮左旋6、法向压力角a取a=20.5序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数z192从动齿轮齿数Z2373端面模数m8mm4齿面宽bb=50.5m1b=46m5工作齿高h=2h*mg ah=16m6全齿高h-Gha+c*mh=17.6m7法向压力角aa=22.5°

8轴交角EE=90°9节圆直径d—mzd1=72哑d2=296mm续表序号项目计算公式计算结果10节锥角Y]=arctan勺Z2Y2=90°-^1y1=13.7°y2=76.3°11节锥距A。-2siL1-d2A0=152.3m2siny212齿顶高ha=h*mh=8m13齿根高h=n*+c*\f ahf=9.6m14径向间隙c=c*mc=1.6m15齿根角Q=arctan&' A。qf=3.6°16面锥角Ya1=y1+Qf2ya2=y2+Z1y=17.3°，a1y=79.9°Ja217根锥角七1二丫1瑚1七2^2~Qf2"0.1。七2=72.7°18齿顶圆直径da1=d1+2ha1C0S^1da2=d1+2ha2C0Sy2d=87.5ma1da2=299.78m19节锥顶点止齿轮外缘距离4 d2 1 -Ak1=寸-ha1sinY14 d1 7 •Ak2=寸-ha2Sin『2Ak1=146.1mmAk2=28.227m20齿侧间隙B=0.305〜0.4060.4mm21螺旋角PP=35°＜三＞主减速器锥齿轮强度的计算1、单位吃长圆周力按发动机最大转矩时2kTkii门p= demax__^f—X103nDb

12式中，ig为变速器传动比，D1为主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其他符号同前。则：kd=1,Temax=373门=0.9n=1D1=72b2=46ig=7.7P=2*1*373*7.7*0.9/72/46=1561N/mm按发动机最大转矩计算时，许用的单位齿长圆周力[p]=(1429〜1.25*1425)N/mmP=1561＜1.25*1425=1714.8N/mm2轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为2TkkkC= e0smX103wkmbDJCw为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（MPa）；Tc为所计算齿轮的计算转矩（N*m）Tc=min[Tce,Tcs对于主动齿轮，Tc=Tz,k0为过载系数，一般取1；ks为尺寸系数，他反应了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，ms>1.6时，k=（m/25.4）0.25；Km为吃面载荷分配系数，kv为质量系数，b为所计算齿轮吃面宽，D为所讨论齿轮的打断分度圆直径，Jw为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数计算主动锥齿轮：式中：Tc=1854，k0=1，ks=0.75Km=1kv=1b1=50.5b2=46D1=72D2=296Jw1=0.26Jw2=0.34（查《车驱动桥设计》p178）则c=2*1854*1*0.75*1x103=368Mpaw11*8*50.5*72*0.26C=2*10340*1*0.75*1x103=419Mpa如1*8*46*296*0.34按Tc=min[Tce,Tcs计算的最大弯曲应力不超过700Mpa，由此可知，弯曲强度校核合格。3、轮齿接触强度主齿轮轮齿的吃面接触强度应力为c2Tkkkk T1b=—p=1 max~0~s_m_fX103' JD\kbJ \T1max七为锥齿轮轮齿的吃面接触应力，b为min[b1,b2],Cp为综合弹性系数，刚对刚齿轮：cp=232.6，Jj查《车驱动桥设计》p186=0.12T1max2872.1，T1=690=1769<2800_232.6‘2*2872*0.75*1*1*1 690=1769<2800b— 1 31 J72 1*46*0.12 32872.1最大接触应力不应超过2800Mpa，所以校验合格。四、二级行星齿轮的计算1、 选取行星轮传动类型查行《行星轮传动设计》，选取取2z-xNGW型2、 配齿计算根据传动比查《行星轮传动设计》，根据i02=1.52，选取行星轮个数〃广3，太阳轮齿数z=32行星轮齿数z=13，齿圈齿数七=583、 初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：太阳轮a和行星轮c均采用20crMnTi，渗碳淬火，吃面硬度58〜62HRC，查《机械设计》，取bH1_=1400N/mm2和bf■广850N/mm2，太阳轮a和行星轮c的加工精度为6级；内齿轮b采用42CrMo,调质217〜259HB，查《机械设计》，取b‘「=780n/mm2和b.=380N/mm2，内齿轮b的加工精度为7级。按弯曲强度的计算公式计算齿轮的模数为m=K3-、"m3 @Z2b*d1Flim现已知：Km=11.5，T1=。=10430/3=3447n/mm2npK=1.8Ka=1Khp=1.4 Kfp=1+1.5(khp-1)=1+1.5(1.4-1)=1.6Ya1=2.28$刁=0.7 b「峋=850N/mm23447*1*1.8*1.6*2.28—258m11.53 -2.58* 0.7*582*850查机械原理，取m-2.754啮合参数计算在两个齿轮副a-cb-c中，起标准中心距为a-1m(za+zc)-0.5*2.75*45-61.875ac2a-1m(zb-zc)-0.5*2.75*45-61.875bc2由此可见，两个齿轮副的标准中心距相等，满足同心条件。5、几何尺寸计算各分度圆直径da-m*za-2.75*32-88mmdb-m*zb-2.75*58-159.5mmdc-m*zc-2.75*13-35.75mm各齿顶圆直径Da1-(za+2ha*)m-(32+2)2.75-93.5mmDb1-(zb-2ha*)m-(58-2)*2.75-154mmDc1-(zc+2ha*)m-(13+2_2.75-41.25mm各齿根圆直径Daf-da-2hf-81.125Dbf-db+2hf-166.375Dcfdc-2hf-28.875各齿轮齿宽Ba=0.7*88=61.6Bc=ba+5=61.6+5=66.6Bb=b-5=61.6-5=56.66、 装配条件的验算3、邻接条件(za+zc)sin(180/np)>zc+2ha---(32+13)/sin60=51.9>15所以满足邻接条件b、安装条件(za+zb)/3=30(整数7、 传动效率查《机械设计手册》门=0.9918、 齿轮强度验算由已知可知，若齿轮满足强度要求则。<a°广。F0七、"a=土丫YYYF0bmsaFa^P许用应力a=aFlimYstYNtYYYFps 8reltRreltxFmina-c齿轮副、a的切向力Ft=2000tce/(np*da*u)=2000*3447/3/88/32*13=13166有关系数KA=1动载系数Kv轮a相对于转笔x的速度vx=da(nb-nx)19100Nx=na/(1-p)=195/(1+3.125)=47.3m/svx=88*(195-47.3)/19100=0.58已知，ac的精度等级为6级，即精度c=64kv=[4^7】BB=0.25(6-5)0.667=0.25A=50+56(1-B)=50+56(1-.25)=92kv=[ ]-0.25=1.0292+v'200*0.58齿向载荷分布K邱K=1+(0-1)uFuF=14=0.70=1.3

K邱=1+(0^-1)uF=1+(1.3-1)*1=1.3齿间载荷分配系数KFa=1.1行星轮间载荷分配系数KFp=1.6齿形系数查《机械设计》Ysa1=2.28Ysa2=1.52重合度计算y=0.25+些=0.25+0.75/1.4=0.78acY§=1、计算齿根应力b=-^-YYYYKKKKF1bamsaFa&§AV邓Fp=13166*2.28*1.575*0.78*1*1*1.02*1.3*1.1*1.6/61.6/2.75=506.43b=-^-YYYYKKKKF2bcmsaFa&§AVF§Fp=13166*2.28*1.575*0.78*1*1*1.02*1.3*1.1*1.6/66.6/2.75=468取弯曲应力bf=506.43N、计算许用应力bFpbflim七'bFpS 8reltRreltx已知:Fmin已知:b.=850N/mm2，s_=1.6，Yst=2y=(3N°6)=0.9NL=60(na-nx)npt=60*(195-47.3)*3*18000=478.5扁二1Yr^=1.674-0.529(Rz+1)。」Rz=12.5YRrelt=0.98Yx=1.05-0.01m=1.05-0.03=1.02q=迎*2*0.9*0.98*1*1.02=956fp1.6由以上可知七巳，ac齿轮副满足齿根弯曲强度B-c齿轮副为内啮合，工作更平稳在此不做校核。五、差速器齿轮的基本参数的选择（1）.行星齿轮数目的选择载货汽车采用4个行星齿轮。（2）.行星齿轮球面半径Rb的确定圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径R，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆B锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径R可按如下的经验公式确定：BRb=Kb3Tmm式中：Kb 行星齿轮球面半径系数，可取2.52〜2.99，对于有4

个行星齿轮的载货汽车取小值；T 计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，N•m.Tce373*7.7*6.25*0.9=16156Tcs=6860*1061.160.85*0.463567/0.9=36041则Td=16156n/mm根据上式rb=2.5329910=63.20mm所以预选其节锥距A0=62mm（3）.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得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。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14〜25,大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比口七在1.5〜2.0的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数七，成之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：Z2L+Z2R=In式中：z盈，z狄一一左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，z=zn——行星齿轮数目；I——任意整数。在此z=10，z=18满足以上要求。

.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角y1，y2Y=arctan%=arctan四二29y=90°-y=61iz2 18 12再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数mm=2^siny=6.5Zi1节圆直径dl=mz1=6.5*10=65d2=mz2=6.5*18=117.压力角a目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5。的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5。的压力角。.行星齿轮安装孔的直径e及其深度l行星齿轮的安装孔的直径e与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取:l=i.ieLeLe=i.ie2TXi03c(3-5)式中：t0——差速器传递的转矩，N-m；在此取16156N・mn 行星齿轮的数目；在此为4l——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm,i§0.5d2,为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2^0.8d2；L]——支承面的许用挤压应力，在此取98MPac根据上式 d，=0.8xI80=144mmi=0.5X144=46.8mm2'="Li"：%=2&5心林L=1.1$=1.1*28.5=31.35(7)差速器齿轮的几何计算表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数品N10，应尽量取最小值站1zi=102半轴齿轮齿数切=14〜25，且需满足式（3-4）z2=183模数mm=6.5mm4齿面宽b=(0.25〜0.30)A0;bW10m16mm

续表序号项目计算公式计算结果5工作齿高hg=1.6mh广KM6全囚高h=1.788m+0.0511.6737压力角a22.5°8轴交角E=90°9节圆直径d1=mz1；d2=mz2d1=65，d2=11710节锥角y]=arctan幺，Y2=90°-Y】Z2y1=29，Y2=60.95°11节锥距&=、=_£^_02sinY12sinY2A0=62mm12周节t=3.1416mt=20.42mm13齿顶高hha2=a1=hg-ha2;0.43+冬㈢2L 1z1）」mh1=6.27mmh2=4.13mm14齿根高hf1=1.788m-ha1;hf1=1.788m-ha2h1=5.352mm;hf1=7.492mm15径向间隙广h-hg=0.188m+0.051c=1.3mm16齿根角8=arctan知；8=arctan么1 ^n &6.617面锥角11=Y1+82；匕2=Y2+81yo1=35.6yo2=67.618根锥角YR1=Y1-81；匕2=Y2-82y田=22.4°yr2=54.4

°19外圆直径do1=d1+2.cos丫1；d02=d2+2ha2C0SS2Da1=76.4Da2=123.3mm20节圆顶点至齿轮外缘距离=%-仪Y1=d-h2sinY2x01=84.87mmx02=45.24mm续表序号项目计算公式计算结果21理论弧齿厚S1=t-S2s2=2-Cr-h)an以一⑶S1=17.38mms2=14.05mm22齿侧间隙B=0.245〜0.330mmB=0.250mm23弦齿厚S3BS为一L一6d2-2i1S=17.13mmX1S=13.88mmX224弦齿高, , S2cosYh=h'+ a为i 4d.1h=11.22mmX1h=5.58mmX2(8)差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度a为W^=2x103TK0KKm

w Kbz2m2JMPa(3-6)其计算式中：T——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式T