毕业设计论文载重汽车驱动桥的设计.doc

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1、兰州工业高等专科学校毕业设计摘 要驱动桥作为汽车四大总成之一，其基本的功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动所要求的差速功能。同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载车身之间的铅垂力、纵向力，横向力及其力矩，其质量，性能的好坏直接影响整车的安全性，经济性、舒适性、可靠性，它的性能的好坏直接影响整车性能。而对于商用汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前商用载重汽车的快速、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。本设计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。本设计首先确定主要

2、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的校核 。关键词：商用汽车 驱动桥 单级减速桥 锥齿轮 ABSTRACT Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It performance directly influence on the entire automobile，especially for the heavy truck.Because using

3、the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed,heavy-loaded,high efficiency,high benefit todayheavy truck,single reduction final drive axle is.This design following the traditional designing method of the drive axle. First,make up the main partsstructure and the ke

4、y designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure,decide the entire designing project;fanially check the strength of the axle drive bevel pinion,bevel gear whee,the differentional planetary pinion,differential side gear, full-floating axle shaft and the banjo axle housing,

5、 and the life expection of carrier bearing.The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear,as the gear type of heavy trucks final drive,with the expection of the question being discussed,further.Key words: heavy truck drive axle single reduction final drive bevel gear. 目 录摘要1A

6、BSTRACT2前言1第一章 驱动桥结构方案分析3第二章 主减速器总成设计42.1 主减速器的结构形式设计42.2 主减速器的基本参数选择与计算42.3 主减速器圆弧锥齿轮的计算7第三章 差速器设计173.1 差速器的结构设计173.2 差速器齿轮的基本参数的选择173.3 差速器齿轮的几何计算193.4 差速器齿轮的强度计算21第四章 驱动半轴的设计234.1 半轴计算载荷的确定234.2半轴的强度计算24第五章 驱动桥壳的设计265.1 铸造整体式桥壳的结构265.2 桥壳的强度计算27结 论31谢 辞32参考文献3334前 言驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其功用是：

7、将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外车轮以不同转速转向。汽车传动系的首要任务是与发动机协同工作，以保证汽车在各种行驶条件下正常行驶所必需的驱动力与车速，并使汽车具有良好的动力性与燃油经济型。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先，是因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须经由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动

8、车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比,以使发动机的转矩转速特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求。而驱动桥主减速器的功用则在于当变速器处于最高档位（通常为直接档，有时还有超速档）时，使汽车有足够的牵引力，适当的最高车速和良好的燃料经济性。为此，则需将通过变速器或分动器经万向传动装置传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩，降低转速的变化。因此，要想使汽车传动系设计得合理，首先必须选择好传动系的总传动比，并适当地将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速比称为主减速比。当变速器处于最高档位时，汽车的动力性及燃油经济

9、性主要取决于主减速比。在汽车的总布置设计时，应根据该车的工作条件及发动机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好的动力性和燃料经济性。差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动车轮与地面间作纯滚动运动。汽车行驶过程中，车轮对路面的相对运动有两种状态滚动和滑动，其中滑动又有滑转和滑移两种。汽车行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转

10、弯行驶或直线行驶，则不可避免地产生驱动轮在路面上的滑移或滑转，这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。驱动桥的传动效率主要决定于其齿轮啮合及轴承运转是的摩擦损失和润滑油的扰动、飞溅

11、引起的功率损失。除齿轮精度及支承刚度外，正确选择润滑油可减小齿面间的摩擦损失，改善啮合；除转速影响外，正确选择轴承的尺寸及型号、间隙或预紧度，改善润滑等是减小轴承摩擦损失的有效措施；除主减速器从动齿轮轮缘的宽度、切线速度及润滑油黏度的影响外，选择合理的油面高度，可控制润滑油的扰动、飞溅引起的功率损失，这些都是减小驱动桥的功率损失提高其传动效率的主要方法。随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为货车主减速器技术的发展趋势。货车发动机向低速大扭矩方向发展的趋势，使得驱动桥的传动比向

12、小速比发展。为顺应节能、环保的大趋势，货车的技术性能在向节能、环保、安全、舒适的方面发展。因此，要求货车车桥也要轻量化、低噪声、高效率、大扭矩、宽速比、长寿命和低生产成本。对不同用途的汽车来说，驱动桥的结构形式虽然可以不同，但在使用中对他们的基本要求却是一致的。综上所述，对驱动桥的基本要求可以归纳为以下几点：(1)所选择的主减速器比应满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和经济性；(2)当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩平稳且连续不断地传递到两个驱动车轮上；(3)当左右两驱动车轮的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；(4)能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力

13、及其力矩；(5)驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，特别是非悬挂质量应尽量小，以减小不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；(6)轮廓尺寸不大，以便于汽车的总布置及与所要求的驱动桥离地间隙相适应；(7)齿轮及其他传动机件工作平稳，无噪音或低噪音；(8)驱动桥总成及零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化汽车变型的要求；(9)在各种载荷及转速工况下有高的传动效率；(10)结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易。第一章 驱动桥结构方案分析由于要求设计的是4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

14、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。由于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

15、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。综上所述，将设计的驱动桥的传动比定为4.45，小于6。况且由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势。单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看， 重

16、型车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。第二章 主减速器总成设计2.1 主减速器的结构形式设计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。1. 齿轮的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。2. 主减速器的减速形式由上段分析设定采用i6小传动比，设定

17、i=4.45，采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在重型汽车上占有重要地位；3. 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为一个6吨级的驱动桥，传动的转矩很大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈），以利于拆装。 2.2

18、主减速器的基本参数选择与计算1. 主减速器计算载荷的确定 发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ce: （2-1）式中 传动系的最低挡传动比，在此取9.01，此数据此参考斯太尔1291.260/N65车型；发动机的输出的最大转矩360；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.85；该汽车的驱动桥数目在此取1；1.0 由以上各参数可求=13612.7 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 ： （2-2）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， 取50000N 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85； 车轮的滚动半径，轮胎型号为12.00R20，滚动

19、半径为 0.527m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9， 取1.0 所以 :=20108.9. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定平均牵引力： （2-3）式中：汽车满载时的总重量，此取902000N；所牵引的挂车满载时总重量，0N，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07汽车的性能系数，取0；，n见式（2-1），（2

20、-3）下的说明。所以 =47326.2 2. 主减速器基本参数的选择1)主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1为了磨合均匀，之间应避免有公约数。2为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。3为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。4主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求参考汽车车桥设计1中表3-12 表3-13取=9 =40 2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支

21、承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即增大尺寸： （2-4）直径系数，一般取13.016.0 从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者，所以在此取=13612.7 =（13.016.0）=（310.4382）初选=370 则=/=370/40=9.25有参考机械设计手册2表23.4-3中选取9 ， 则=360根据=来校核=9选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处，=（0.30.4）=（7.169.55），因此满足校核。3）. 主，从动锥齿轮齿面宽和 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： =0.155428=

22、55.9 在此取60一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大20%较为合适，在此取=804）中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。5）. 螺旋方向 主、从动锥齿轮的螺旋方向是

23、相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。6.) 法向压力角 加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5的压力角。2.3 主减速器圆弧锥齿轮的计算1. 减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表2-1

24、主减速器圆弧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从动齿轮齿数92主动齿轮齿数403端面模数94齿面宽=80 =625工作齿高20.46全齿高=22.657法向压力角=22.58轴交角=909分度圆直径=81=36010节锥角arctan=90-=12.68=77.3211节锥距A=A=245.9712周节t=3.1416 t=37.6913齿顶高=10.214齿根高=12.46 15径向间隙c=c=2.25616齿根角=2.899 17面锥角=15.581=80.21718根锥角=9.783=74.41919齿顶圆直径=127.902=484.47920节锥顶点止

25、齿轮外缘距离=237.76=44.0521理论弧齿厚 =27.38mm=10.32mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=352. 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 1） 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算1 单位齿长上的圆周力 在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力估算即单位齿长圆周力： (2-5)式中：P作用在齿轮上的圆周力，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，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取80mm. 则：发动机最大转矩 （2-6）式中：发动机输出的最大转矩，在此取360,变速器的传动比, 主动齿轮节圆直径，在此取108

26、mm.按上式 =745Nmm2轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为： （2-7） 式中：该齿轮的计算转矩，Nm,超载系数,在此取1.0,尺寸系数.当时，在此0.829载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.1；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0,计算齿轮的齿面宽，mm;计算齿轮的齿数；端面模数，mm;计算弯曲应力的综合系数，它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系

27、数中进行修正。按图2-1选取小齿轮的0.225，大齿轮0.195.按上式183 N/ 210.3 N/ =199.6 N/ 轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为： (2-8)式中：主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.5/mm; ，见式(2-9)下的说明； 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0； 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、

28、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2-2选取=0.115按上式=1444 1750 N/主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。图2-2 接触计算用综合系数2.4 主减速器轴承的计算1锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故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为疲劳损伤，所以应按

29、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可按按下计算，当量转矩： (2-9)式中：发动机最大转矩，在此取360Nm；，变速器在各挡的使用率，可参考表2-3选取；，变速器各挡的传动比；，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-3选取； 表2-2及各挡使用率车型变速器档位fiFT轿车公共汽车商用汽车三档四档四档五档带超速档四档四档带超速档五档KT80KT3076.9 h=所以轴承符合使用要求。对于从动齿轮的轴承C，D的径向力计算公式见式（2-18）和式（2-19）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm所以，轴承C的

30、径向力：=10401.3N 轴承D的径向力：=23100.5N轴承C，D均采用圆锥滚子轴承32218，其额定动载荷Cr为134097N（3）对于轴承C，轴向力A=9662N，径向力R=10401.3N，并且=0.93e，在此e值为1.5tana约为0.402，由机械设计6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6所以Q=1.2(0.496621.610401.3)=24608.256N =28963 h所以轴承C满足使用要求。（4）对于轴承D，轴向力A=0N，径向力R=23100.5N，并且=.4187e 由机械设计6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以

31、Q=1.2(1.623100.5)=44552.96N=4064.8 h 所以轴承D满足使用要求。第三章 差速器设计差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1 差速器的结构设计普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-1所示。其广泛用于各类车辆上。图3-1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮

32、；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以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主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。3.2 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，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，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定：球面半径： (3-1)式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有

33、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，T =13612.7Nm.根据上式=2.6=62mm 所以预选其节锥距A=62mm3. 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1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.52.0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，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

34、则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （3-2）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此=18，=10 满足以上要求。4. 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， =29.05 =90-=60.95 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=6.78 由于强度的要求在此取m=8mm得=80mm =818=144mm5. 压力角目前，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

35、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。6. 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径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： （3-3）式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取13612.7Nm 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式 =144mm =0.5144=72mm 25mm 28mm3.3 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10，应尽量取最小值=102半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）=183模数=8mm4齿面宽677777777777777777777777777b=(0.250.30)A;b10m30mm5工作齿高=16mm6全齿高17.9317压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节