毕业设计（论文）-载重汽车主减速器及差速器设计.doc

载重汽车主减速器及差速器设计- 35 -1 绪论汽车主减速器及差速器是传动系中的重要部件，其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、从动齿轮，差速器齿轮的强度进行校核以及寿命校核。全套图纸加扣 3012250582为了提高汽车行驶平顺性和通过性，现在汽车的驱动桥也在不断的改进。与独立悬架相配合的断开式驱动桥相对与非独立悬架配合的整体式驱动桥在平顺性和通过性方面都得到改进。随着时代的发展和科技的进步，驱动桥将会得到进一步的发展。展望将来需开发汽车驱动桥智能化设计软件，设计新驱动桥只需输入相关参数，系统将自动生成三维图和二维图，以达到效率高、强度低、匹配佳的最优方案。驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好环。因此，设计中要保证：所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力性能和燃料经济性。(1) 当左、右两车轮的附着系数不同时，驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题，以充分利用汽车的牵引力；(2) 具有必要的离地间隙以满足通过性的要求；(3) 驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下，应力求做到质量轻，特别是应尽可能做到非簧载质量，以改善汽车的行驶平顺性；(4) 能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩；(5) 齿轮及其它传动部件应工作平稳，噪声小；(6) 对传动件应进行良好的润滑，传动效率要高；(7) 结构简单，拆装调整方便；(8) 设计中应尽量满足“三化”。即产品系列化、零部件通用化、零件设计标准化的要求。2 设计任务书东风EQ1108G6D的整车参数见表2-1、发动机参数见表2-2、其他参数见表2-3： 载质量 5000 装备质量 4570 空车 前轴2370 后桥 2200 满载 前轴 3200 后桥 6570 总质量 9770 最高车速（km/h） 95 最大爬坡度 25%制动距离（满载30km/h）（m） 8最小转弯半径（m） 9 百公里油耗（L） 16L 长度（mm）总长 7220总宽 2470高度（驾驶室，满载）2540车厢内部尺寸 长 4800 宽 2294 高 500 轴距 3950轮距 前轮 1900 后轮 1800 最小离地间隙（mm） 240行驶角（ ） 接近角 30 离去角 14表2-1 整车参数 主减速器相当于后桥的心脏，其设计的好坏直接关系到后桥运行的平稳性、噪音、异响等问题。因此主减速器的设计非常关键既要与整车匹配好，又要满足自身功能和性能要求，设计时既要考虑传动系统的匹配性，又要考虑自身的强度、刚度和整车的通过性，也就是说它与发动机输出扭矩，功率，变速箱的传动性以及整车承载能力密切相关。车轮对路面的滑动不仅会加速轮胎磨损，增加汽车的动力消耗，而且可能导致转向和制动性能的恶化。若主减速器从动齿轮通过一根整轴同时带动两侧驱动轮，则两侧车轮只能同样的转速转动。为了保证两侧驱动轮处于纯滚动状态，就必须改用两根半轴分别连接两侧车轮，而由主减速器从动齿轮通过差速器分别驱动两侧的半轴和车轮，使它们可用不同角速度旋转。称这种装在同一驱动桥两侧的驱动轮之间的差速器为轮间差速器。在多轴驱动汽车的各驱动桥之间，也存在类似问题。为了适应各驱动桥所处的不同路面情况，使各驱动桥有可能具有不同的输入角速度，可以在各驱动桥之间装设轴间差速器。 表2-2发动机参数6BT型 、 四冲程 、 水冷 、 直列六缸 、 增压 、 柴油发动机气缸直径x活塞行程102x120mm工作容积（L）5.88 压缩比17.5额定转速（r/min）2600额定功率（2600r/min） 118KW 最大扭矩（1400r/min）539N.M喷油顺序1-5-3-6-2-4燃油种类夏季0号冬季0-20号表2-3其他参数 主减速比6.33轮胎型号9.00R20-14PR 变速器传动比（六个前进挡，一个倒挡） 挡 5.606挡 3.627挡 2.313挡 1.487挡 1.00挡 0.79 倒挡 5.0463 设计计算说明书3.1 主减速器的结构形式的选择3.1.1 主减速器的齿轮类型选择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。1. 弧齿锥齿轮传动 弧齿锥齿轮的特点是主，从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于齿轮断面重叠影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此可以承受较大的载荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和震动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍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变大。2. 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线相互垂直但不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距，如图2-1所示。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i04.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。 3.圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动广泛应用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。4. 蜗杆传动蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动，在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常814)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。该驱动桥是为中型卡车设计，根据以上的对比分析知，该桥的主减速器齿轮应该选用双曲面齿轮。3.1.2 主减速器的减速形式选择主减速器的减速型式分为单级减速、双续减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。（1）单级主减速器由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i07.0的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。（2）双级主减速器由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.016时 取为0 因为=33.9316, 所以=0 所以 = = 5082.8 （3-11）3.2.3主减速器齿轮基本参数的确定 主减速器双曲面齿轮的主要参数有主、从动双曲面齿轮齿数和、从动双曲面齿轮大端分度圆直径、端面模数、齿面宽、双曲面齿轮副的偏移距、中点螺旋角、法向压力角等。1）齿数的选择选择主、从动双曲面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）为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40； （3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，一般不少于9；对于货车，一般不少于6； （4）当主传动比较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。当6时，可取最小值并等于5，但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5；当较小时（3.55），可取712。本设计范例：根据之前计算得到的主减速器传动比=6.30，查表2-4考虑到=6.17较大，齿数尽可能选的小，所以取：=6，=37重新计算传动比=6.17，返回（3-7）、（3-8）和（3-9）计算得：Tje=16770.07 n.m ， =26411.8 n.m ， =5082.8 n.m 表3-1 汽车主减速器主动双曲面齿轮齿数传动比（z2/z1）z1推荐z1允许范围1.50-1.751412-161.75-2.001311-152.00-2.501110-132.50-3.00109-113.00-3.50109-113.50-4.00109-114.00-4.5098-104.5-5.087-95.00-6.0076-86.00-7.5065-77.50-10.0055-62）从动齿轮模数的选择 表3-2 许用单位齿长上的圆周力 参数类别轮胎与地面的附着系数档档档轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公交车9822140.85根据单位齿长上的许用圆周力选择，查表得;I挡时 1429 （3-12）其中=0.155=0.155，=将各个参数代入得m11.08 表3-3锥齿轮模数 （mm）0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550注：1、表中模数指锥齿轮大端端面模数；2、该表适用于直齿、斜齿及曲面锥齿轮。查表2-6 取 m = 12 = 444 mm （3-13）3）从动双曲面齿轮齿面宽一般要求小于10倍的端面模数。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动双曲面齿轮齿面宽推荐值为=0.155 （3-14）对于主动双曲面齿轮齿面宽通常较从动双曲面齿轮齿面宽大10%。本设计范例：=68.82mm。 取为69mm 取为75mm4）双曲面齿轮螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断，右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同，其拇指所指方向则为轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。5）双曲面齿轮副偏移距及偏移方向的选择轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的值，不应超过从动齿轮节锥距的40%（接近于从动齿轮大端分度圆直径的20%）；而载货汽车、越野汽车和公交车等重负荷传动，则不应超过从动齿轮节锥距的20%（或取为的10%12%，一般不超过12%）。传动比越大则也应越大，大传动比的双曲面齿轮传动，可达到的20%30%，但此时需要检查是否存在根切。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图8a、b为下偏移，图8c、d为上偏移。本设计范例：考虑到为中型货车，取=0.1=0.1444=44.4mm，取为45mm，考虑到上偏移可以减小离地间隙，采用主动双曲面齿轮上偏移，主动双齿轮选择右旋，从动双曲面齿轮选择左旋。6）中点螺旋角螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，因此，常用齿面宽中点处的螺旋角来表示，称为中点螺旋角或名义螺旋角。 螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，而双曲面齿轮副由于存在偏移距，而使其中点螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角要比从动齿轮螺旋角大,两者之差称为偏移角。选择时，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，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。 “格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值： （3-15）式中：主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值； 、主、从动齿轮齿数； 从动齿轮的分度圆直径； 双曲面齿轮副的偏移距。对于双曲面齿轮，当确定了主动齿轮的螺旋角之后，可用下式近似的确定从动齿轮的名义螺旋角 =25+5+90=46.42 =36.03 =0.17316 =9.97 所以 = 36.03 因为= 在35-40范围内， 所以修正得=45，=35， =407）齿轮法向压力角的选择格里森制齿轮规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用1430或16的法向压力角，载货汽车和重型汽车选用20或2230的法向压力角；对于双曲面齿轮轿车选用19的平均压力角，载货汽车选用2230的平均压力角。当8时，其平均压力角均选用2115。本设计：双曲面齿轮=2030。8）铣刀盘名义直径的选择刀盘名义直径可按从动齿轮分度圆直径直接按表选取：本设计：由于为444mm，故查表可选择=152.4mm。 在完成主减速器齿轮的几何计算后，应验算其强度，进行强度计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损。，齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生产中也往往会由于材料、加工精度、热处理、装配调整以及使用条件的不当而发生损坏。但正确的设计应是减少或避免上述损坏的一项重要措施。强度验算则是进行正确设计的一个方面。目前的强度计算多为近似计算，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依据是台架试验及道路试验，以及在实际使用中的情况，强度计算可供参考。3.3主要计算3.3.1 单位齿长上的圆周力 表3-4 许用单位齿长上的圆周力p N/mm车型按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.65在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表中数据的20%-25%按发动机最大转矩计算时有： 式中：发动机最大转矩，N.mm； 变速器传动比，通常取档及直接档进行计算； 主动齿轮分度圆直径（mm），对于双曲面齿；对螺旋齿轮有。按最大附着力矩计算时有： （3-16）式中：满载下驱动桥上的静载荷，N； 轮胎与地面的附着系数，按表2-9查得； 轮胎的滚动半径，m； 主减速器从动齿轮分度圆半径，mm。本设计实例： 对双曲面齿轮有：按发动机最大转矩计算有：1219.62N/mm=1429N/mm，满足设计要求；按最大附着力矩计算有：1724.23N/mm1.2=1786.25n/mm,满足设计要求。3.3.2轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (Nmm2)为 （3-17）式中Tj齿轮的计算转矩，Nm，对于从动齿轮按Tje、Tje、中的较小者和计算，对于主动齿轮还需要将上述计算转矩换算到主动齿轮上。K0超载系数；对于一般载货汽车取为1Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm时，Ks=0.7；Km载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km1.101.25。支承刚度大时取小值；Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv1；F计算齿轮的齿面宽，mm；Z计算齿轮的齿数；m端面模数，mm；J计算弯曲应力用的综合系数查机械设计手册取=0.28，=0.25按Tje、中的较小者计算=247.31700 合格=288.54700 合格按计算=110.57210.9 合格=109.25210.9 合格表3-5 汽车驱动桥齿轮的许用应力计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按计算得出的最大计算转矩Tje，Tj中的较小者7002800980按平均计算转矩Tjm210.91750210.93.3.3 轮齿的接触强度计算 圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为 （3-18）式中：T1、T1max分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，Nm；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2mm；d1主动齿轮节圆直径，mm；Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；F齿面宽，mm，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；J计算接触应力的综合系数。 查机械设计手册取得J=0.135 通常式(3-18)简化为： （3-19）按Tje、中的较小者计算 =1497.79MPa2800MPa 按计算 =1245.543MPa8时为HRC2945，当m58时，为1.01.4mm；m8时，为1.21.6mm。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(或仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均予以厚度为0.0050.0100.020mm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，为了提高其耐磨性可进行渗碳处理。渗碳处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗碳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。3.6 差速器总成的设计根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会使轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学要求。3.6.1 差速器结构形式选择差速器的分类可按用途(如图3-4所示)也可按其工作特性分类(如图3-5所示)。图3-4 差速器按用途分类图3-5 差速器按工作特性分类从经济性和平稳性考虑，后桥选用结构简单、紧凑、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。3.6.2 差速器齿轮主要参数选择（1）行星齿轮数目的选择 轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。故行星齿轮数目定为4。（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，实际上代替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： （3-23）式中：KB行星齿轮球面半径系数，KB=2.522.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值；Tj计算转矩，按中的较小者选取，Nm。所以mm，取66mm(3) 节锥距的确定Ao = (0.98 -0.99 ) （3-24）取A0=64mm(4)行星齿轮齿数和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，应使行星齿轮尽量少，但一般不应小于10。半轴齿轮齿数采用1425。后桥半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。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。取=11，=20。（5）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、： （3-25） （3-26）式中z1、z2行星齿轮和半轴齿轮齿数。 故，再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：= 取为 6 节圆直径 mm，mm。（6）压力角 过去汽车差速器齿轮都选用20压力角，这时齿高系数为l，而最少齿数是13。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10，并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下还可由切向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。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用2230压力角。故压力角取为2230。38 行星、半轴齿轮参数表齿轮参数行星齿轮半轴齿轮齿数1120模数 6齿面宽 （mm）32节锥距 （mm）64节锥角28.8161.19节圆直径 （mm）66120齿工作高 （mm）9.6齿全高 （mm）10.779齿顶高 （mm）6.353.25齿根高（mm）4.387.478面锥角35.4165.11根锥角24.9054.53齿根角3.9156.66压力角2230轴交角90外圆直径（mm）77.13123.13径向间隙（mm）1.179齿侧间隙（mm） 0.199（7）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轴名义直径相同，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。通常取 （3-27） （3-28） （3-29）式中：T0差速器传递的转矩，Nm； n行星齿轮数； l为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，mm； 支承面的许用挤压应力，取为69MPa。本文中=3324.013N.m，= -半轴齿轮吃面宽中点处的分度圆半径 所以 =48mm所以，取=16mm则 3.6.3 差速器齿轮强度计算由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左右驱动车轮有转速差时行星齿轮和轴齿轮之间才有相对滚动。所以对差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑。汽车差速器齿轮的弯曲应力为 （3-30）式中:T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm；=0.7 =1 ，=1Tj计算转矩，Nm；n差速器行星齿轮数目；z2半轴齿轮齿数；J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数（1） 按(Tje、)中的较小者计算查机械设计手册取=0.256，NM由980Mpa ，修正齿厚为32mm 再次计算=676.