汽车轮边减速器的设计

汽车设计课程设计设计题目：汽车轮边减速器设计班级：学号：姓名： 2014 年 03 月 03 日课程设计任务书设计班级 专业 车辆工程 人数 分组课程名称 汽车设计设计题目 轮边减速器；设计周数 (起止时间) 两周、2014.2.17-2014.3.4指导教师课题来源 汽车设计课程教学大纲课题主要内容一、轮边减速器结构方案的确定;要求采用单级圆柱直齿行星齿轮传动，传动比 ,十字轴式差速器结构形4.5i式。二、主要技术参数的选择与设计三、性能指标的计算设计任务 根据设计计算的数据，编制出完整的计算说明书设计进度计划2014.2.17 -20 轮边减速器结构方案的确定2014.2.21-2.28 主要技术参数的选择与设计性能指标的计算2014.3.13.4 根据设计计算的数据，编制出完整的计算说明书教研室主任意见 日期系主任意见 日期目录一、课程设计的目的 .1二、 主减速器的设计计算 .11.结构分析及确定 .11.1 轮边减速器简介 .11.2 轮边减速器形式和齿轮的选择 .11.3 齿轮材料的选择 .22、轮边减速器设计计算 .32.1 确定行星齿轮齿数 .32.2 按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数 .32.2.1 中心轮计算载荷 .42.2.2 行星齿轮的计算载荷确定 .42.2.3 齿轮几何参数的确定及校验 .62.3 轮边减速器的结构设计 .82.4 齿轮强度校核验算 .92.4.1 行星齿轮传动的受力分析 .92.4.2 太阳轮行星轮齿轮副齿面接触强度校核验算 .102.4.3 行星齿轮齿圈齿轮副的齿面接触强度的校核计算 .132.5 行星轴设计 .142.6 花键的选用及校核 .152.7 润滑方式的选择 .16三、总结 .17四、参考文献 .18洛阳理工学院课程设计1一、课程设计的目的汽车设计课程设计是汽车设计课的重要组成部分，也是获得工程师基本训练的一个教学环节。其目的在于： 1、通过汽车部件的设计，培养学生综合运用所学过的基本理论、基本知识和基本技能分析和解决汽车工程技术实际问题的能力； 2、掌握资料查询、文献检索的方法及获取新知识的方法，书面表达能力。进一步培养学生运用现代设计方法和计算机辅助设计手段进行汽车计算机零部件设计的能力。 3、培养和树立学生正确的设计思想，严肃认真的科学态度，理论联系实际的工作作风。二、 主减速器的设计计算1.结构分析及确定原始数据：某货车总质量，后桥驱动质量分配前轴占 40%。后轴占 60%。轴距，质心高度，要求设计最高车速，最低车速为。车轮驱动半径。发动机标定功率初选为 150 马力，发动机标定转速 2000 。传动系统各部件具体设计要求见相关设计任务书1.1 轮边减速器简介轮边减速器是传动系统中的最后一级，所受到的扭矩最大，所以其强度和结构合理与否对于整个传动系统有很大的影响。轮边减速器的设计受到很多条件的限制，如安装条件、邻接条件、同心条件和传动方向等，因此在设计轮边减速器时要综合考虑各种约束条件。一般轮边减速器有普通定轴直齿和行星齿轮传动两种结构形式，但由于普通定轴直齿传动有很多不可避免的缺点，如速比的限制、安装尺寸的限制、传动方向的限制等，已经很少。使用因此本文中所设计的轮边减速器采用的是行星齿轮传动。1.2 轮边减速器形式和齿轮的选择由于周转轮系具有重量轻、结构紧奏、传动比高的特点，周转轮系由行星轮，行星架，中心轮（太阳轮）三个基本部件构成，行星齿轮传动的类型很多，分类方法也不少。国内主要采用的是前苏联 B.H.库的略夫采夫提出的按照行星齿轮传动机构的基本构件分类的方式。把行星齿轮传动的基本代号设为：K-中心轮，H- 转臂，V-输出轴。行星齿轮的分类有：2K-H、3K 和 K-H-V 三种基本形式，而其他结构型式的行星齿轮传动大都是以上三种结构的演化型式或组合形式。同时，2KH 型行星齿轮结构具有制造简单、安装方便、外形尺寸小，重量轻、传动效率高等特点，虽然 3K 及 K-H-V 型也有传动比大、效率高等特点，洛阳理工学院课程设计2但考虑到外形尺寸、重量以及制造的难易程度等因素，在此设计中选择 2K-H 型行星齿轮结构作为轮边减速器的传动形式。再综合考虑 2K-H 型传动中不同传递方案的优缺点，在载货汽车上，为了使结构紧凑，在空间上对轮边减速器的设计需要进行限制，因此，在此设计中选择单排圆柱行星齿轮减速器是较理想的型式。通过以上分析，本设计中轮边减速器的传动方案采用行星齿轮传动 2K-H、NGW 型的行星齿轮传动系统，齿圈固定于车体上，太阳轮作为输入件，行星架作为输出件，其结构简图如下：图 1-1 齿 轮 传 动 简 图1.3 齿轮材料的选择在行星齿轮传动中，齿轮材料的选择主要是根据齿轮传动的工作条件、结构条件(外形尺寸和重量)和经济性条件等方面的要求来确定的。齿轮的材料与齿轮的工作环境以及应力循环情况有很大关系。行星齿轮传动中的中心轮同时与几个行星齿轮啮合，载荷循环次数最多，通常中心轮是行星传动中最薄弱的环节。因此，在一般情况下应选用承载能力较高的合金钢，采用表面淬火、渗碳淬火和渗氮等热处理方法，以增加表面硬度。根据本课题所研究的轮边减速器的使用环境，维修条件以及重型载货汽车的重型重载特征，轮齿载荷性质，承载能力，结合齿轮常常发生的失效形式，并考虑加工工艺、材料来源、使用寿命和经济性等条件，经综合，选择齿轮材料和热处理方式见下：中心轮，材料选用 20CrMnTi，齿面硬度范围HRC6062，热处理方式为齿面渗碳淬火，强度参数取 ，150HlimMPa；行星轮，材料选用 20CrMn 面，齿面硬度范围 ，/0a6FlimMP 68RC并要求心部硬度 ，热处理方式为齿面渗碳淬火，心部硬度 ，35HRC 35强度参数取 ， ；内齿圈，材料选用 40CrMo，10lim/60FlimMPa洛阳理工学院课程设计3齿面硬度范围 HB260290，热处理方式为调质表面淬火处理，强度参数取； 。160 HlimMPa360FlimPa2、轮边减速器设计计算2.1 确定行星齿轮齿数由于在轮边减速器与车轮有装配关系，所以在确定轮边减速器尺寸时，应考虑车轮的安装。轮边减速器的轮廓尺寸也受到车桥的轮距限制，设计时应予以考虑。由所给条件知传动比 4.2，2K-H 型行星齿轮传动的传动比为* MERGEFORMAT (2-1)1bbaHaZi(1)确定中心轮齿数由式 根据 适当调整，使 C 等于整数，初步求出 ，baHpiZCnbaHi 25aZ;21C(2)确定齿圈齿数 21580bpaZn(3)确定行星轮齿数 807.2bac 即，最后确定 。25,2abcZZ在行星齿轮传动中，外啮合的中心轮通常是行星传动中的薄弱环节。由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大，工作条件较差。因此，一般中心轮首先产生破坏。硬齿面齿轮的设计方法为按照弯曲疲劳强度对齿轮模数进行计算，按照齿面接触疲劳强度进行校核。2.2 按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数行星轮数目 时，各个行星轮上的载荷均匀（或采用载荷分配不均匀n2p系数 进行补偿） ，因此只需要分析和计算其中的一对齿轮副即可，中心轮 apK在每一对啮合副（即在每个功率分流上）中所承受的输入转矩由下式计算：按发动机最大转矩确定中心轮的计算转矩参考汽车设计有洛阳理工学院课程设计4* MERGEFORMAT (2-2)max10defckTin式中： 为中心轮计算转矩；为发动机最大转矩，取为 ； 447.66为离合器猛结合系，取为 1；为驱动桥数量，取为 1；为分动器传动比，取为 1；为主减速器传动比，取为 2.92；0i为变速器一档传动比，取为 6；1为传动效率，取为 ； 0.983为液力变矩器变矩系数，取为 1；将已知值带入表达式中有：* A3max0147.62.90.8=71.defckTi NmnMERGEFORMAT (2-3)按地面附着力确定从动锥齿轮的计算转矩参考汽车设计有* MERGEFORMAT (2-4)2rcsmGTi式中： 为从动锥齿轮的计算转矩为驱动轮的静载，2 2=0.6=0.658009.8=34104为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，商用车：22= 1.11.2为驱动轮半径，取 0.775为轮边减速器的传动比，取为 4.2为轮边减速器的传动效率，取为 0.98为路面附着系数，取为 0.85 将已知值带入（3）中有：洛阳理工学院课程设计5 A23410.2850.7=649.89rcsmGT Nmi2.2.1 中心轮计算载荷通常是将按发动机最大转矩确定从动锥齿轮的计算转矩与按地面附着力确定从动锥齿轮的计算转矩进行比较，取其中的较小值，即：* MERGEFORMAT(2-5)in,csceT由式（3）和式（5）的值可知 =6549.862.2.2 行星齿轮的计算载荷确定* MERGEFORMAT (2-6)czpTn式中： 为轮边减速器的行星轮数，取为 5，pn带入有：* MERGEFORMAT (2-7)A649.8=130.7czpTNmn中心轮 1 的模数可由下式计算得出132limAFpamdTkYZ算式系数，对于直齿轮传动 ；K12.mK啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N.m；应是功率分流后的值；1T使用系数；A综合系数；FK计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；p小齿轮系数；1FaY小齿轮齿宽系数；d齿轮副中小齿轮齿数；1z洛阳理工学院课程设计6试验齿轮弯曲疲劳极限，且取 和 中的较小值。limF1limF12liFaY（2）相关系数的确定算式系数 ：本课题采用直齿轮传动算式系数 ；mK.mK使用系数 ：按原动机均匀平稳，工作机中等冲击取使用系数 ；A 1.35A综合系数 ：综合系数 ；F1.6F计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数 ：根据经验，取行星轮FpK间载荷分布不均匀系数 ；.FpK小齿轮齿形系数 ：按 z=23 和 x=0 取小齿轮齿形系数 ；1a 12.68Fa小齿轮齿宽系数 ：小齿轮齿宽系数 。d0.62d（3）模数的确定* MERGEFORMAT (2-8)1132limAFpamdTkYZ将所有系数及 T1=1309.97N.m、Z1=28, Flim= ，60MP代入式 2.8 解得 m=3.7。参照标准模数表，取行星轮系的模数 m=4。2.2.3 齿轮几何参数的确定及校验（1）啮合参数计算以标准齿轮计算公式计算齿轮参数，进行齿轮啮合校核。d25410azm83bcz2c2dabd中心距满足啮合条件，不需要变位。（2）齿轮几何尺寸的计算其中齿顶高系数 ，顶隙系数 ， ;*1ah*0.25c18分度圆直径洛阳理工学院课程设计7d2541083abcm基圆直径 cos95.1 3046.babcdm齿顶高 *h4aabacam齿根高 *()5()fafbfcahm齿顶圆直径 21083aabbacacdhm齿根圆直径 29031fafabbfcfcdhm（3）装配条件的验算在设计行星齿轮传动机构时，除保证要求的传动比外，还必须满足行星齿轮特殊的装配条件。1) 邻接条件洛阳理工学院课程设计8在行星齿轮传动中，为了使各行星轮不产生相互碰撞，须保证相邻行星齿轮之间有一定的间隙，从几何关系上看是，两相邻行星轮的顶圆半径之和应小于其中心距。按式 2-8 校验* MERGEFORMAT (2-9)2sinacpd代入数据，有 满足条件。1206si180524.62) 同心条件在行星齿轮传动中，由于其中心轮轴线与主轴线重合，故各行星轮与中心轮相啮合的中心距相等。因此对于 2K-H 型行星齿轮，在对齿轮进行角度变位设计时其同心条件按式 2-9 校验(2-9)cosbazz代入数据，无变位，有 25+28=80-28，满足同心。其中， ， 分别为太阳轮-行星轮啮合角和行星轮-内齿圈啮合角。,ac,b3) 安装条件在行星齿轮传动中，为了提高其承载能力，在此设计中采用5个行星轮，即。为了使啮合时的径向力相互抵消，于是将5个行星轮均衡地分布在传动pn的中心圆上。所以要求各轮的齿数满足安装条件，即安装在转臂H上的5个行星轮均衡地分布在中心轮的周围时，各轮齿数应满足的条件。按式 2-10 校验(2-10)(为 正 整 数pbanz代入数据，Z a=25,Zb=80,np=5,得到 ，为整数，满足安装条件。258012.3 轮边减速器的结构设计（1）行星齿轮系均载机构为了使行星轮间载荷分布均匀，以提高行星齿轮传动的承载能力，在设计行星齿轮传动时，一般应设法采取行星轮间载荷分布均匀措施，从而有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易的装配，且使行星齿轮传动输入的功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。根据该机构的功用和工作情况，通常可采用基本构件浮动的均载机构。采用中心轮浮动的均载机构，实现功率流的均匀分配。中心轮a通过半轴齿洛阳理工学院课程设计9轮与主减速器连接。当输入轴上施加力矩时，中心轮a与5个行星轮啮合，各齿轮副的啮合处便产生啮合作用力。若行星轮各轴心在圆周上是匀称地布置的，由于浮动半轴齿轮对中心轮a在径向上的自动补偿作用，最终可使各啮合作用力相等，且组成等边的力三角形，而各力形成的力矩与外力矩平衡，即使各行星轮间的载荷分布均匀。故在此情况下，其载荷分布不均匀系数K p的值等于l。（2）行星齿轮传动的齿轮结构设计在行星齿轮传动的啮合参数和几何尺寸的计算工作完成之后，就应该进行行星齿轮传动的结构设计。在绘制行星齿轮传动的结构草图时，应注意处理好各构件之间的连接关系，安排好各构件的支承结构以及匀载机构的设置。1）中心轮根据2K-H型行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮a的结构。根据半轴输出端直径选取合适的花键，进而设计出中心轮的各种参数。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。由于太阳轮安装在全浮式半轴上，与均匀分布的5个行星轮相啮合，各齿轮副的啮合力呈轴线对称作用，而且无径向载荷，因此对于悬臂布置的中心轮a也不会引起沿齿宽方向上的载荷集中现象2） 内齿圈在行星齿轮传动中，内齿中心轮(即内齿轮)的结构主要与其安装方式和所采用的均载机构的结构型式等有关，同时还应考虑到内齿轮的加工工艺性和装配等问题。通常，内齿轮可以做成一个环形齿圈，故又可将内齿中心轮称为内齿圈。在本设计中，由于采用全浮式半轴均载机构，需要使用齿圈支架将内齿圈固定在驱动桥壳上，因此，内齿圈上还应设置花键联接。3） 齿圈支架将齿圈固定在驱动桥壳上了零件为齿圈支架。为了便于制造，将内齿轮齿顶圆通过磨床加工，将一定宽度的内齿加工成花键联接部分。同时，加工制造出与之相配合的齿圈支架的花键联接。通过齿圈支架解决了车轮轮毂、制动盘、主轴承等零部件的安装问题。4） 行星轮行星齿轮的设计应该根据行星齿轮传动类型、承载能力、转动速度的高低、所选轴承的类型和安装形式确定。行星齿轮一般有内孔以便安装轴承和心轴。由行星齿轮传动原理可知，行星轮是支承在行星轴上的齿轮。一般采用滚动轴承的行星轮支承结构，将其直接装入行星轮的轮缘内是合理的。但是，由于轴承的外圈旋转，使得滚动轴承的寿命有所降低。为了减小径向尺寸，采用滚针轴承作为行星轮支承。5） 行星架行星架是行星传动机构中的一个重要构件。由于5个行星轮的心轴均安装在行星架上，故它的结构较复杂。同时，由于此轮边减速器行星传动部分以行星架为转矩输出构件，它所承受的外力矩较大。一个结构合理的行星架应当是外廓尺寸小、重量轻、具有足够的刚度和强度，能保证行星轮间的载荷分布均匀：而且具有良好的加工和装配工艺。这样，洛阳理工学院课程设计10可以使行星传动机构具有较大的承载能力，较好的传动平稳性，较小的振动和噪声。2.4 齿轮强度校核验算在行星齿轮机构中，各齿轮轮齿较常见的失效形式有齿面点蚀、齿面磨损和轮齿折断。在行星传动中，外啮合的中心轮 a 通常是行星传动中的薄弱环节。由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大；工作条件较差。因此，该中心轮首先产生齿面点蚀，磨损和轮齿折断的可能性较大。在设计行星齿轮传动时，合理地提高轮齿的弯曲强度，增加其工作的可靠性是非常重要的。2.4.1 行星齿轮传动的受力分析在 2K-H 型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力 F,如图 2-8 所示：图 2-8 齿 轮 传 动 的 受 力 分 析对行星轮系进行受力分析计算，可得行星轮 c 作用于 a 的切向力(2-13)1039.72=6.acTFKNdc 上所受的三个切向力分别为：中心轮 a 作用于行星轮 c 的切向力为：(2-14)1a20.2aTFd内齿轮 b 作用于行星轮 c 的切向力为：(2-15)16.baKN转臂 x 作用于行星轮 c 的切向力为：洛阳理工学院课程设计11(2-16)1205.4xcaTFKNd在转臂 x 上所受到的作用力：(2-17)12.cxa在转臂 x 上所受力矩为：KN.m (2-18)cxT5.4069.3xaF在内齿轮 b1 上所受的力矩为：KN.m (2-19)86549.2.aZ2.4.2 太阳轮行星轮齿轮副齿面接触强度校核验算1） 齿面接触应力计算在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，齿面接触应力 可按式下式计算H(2-20)101 pHUAHK(2-21)22(2-22)ubdFZtEH10 式中， 动载系数；VK使用系数；A计算接触强度时齿向载荷分布系数；H计算接触强度时齿间载荷分布系数；K计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；Hp许用接触应力的基本值， ；02/mN端面内分度圆上的名义切向力，N；tF小齿轮的分度圆直径，mm ；1d工作齿宽，指齿轮副中的较小齿宽，mm；b齿数比，即 ；u21Z洛阳理工学院课程设计12节点区域系数；HZ弹性系数， ；E2/mN重合度系数；螺旋角系数，直齿轮 。Z 0,1Z以上公式中，正号“+”适合于外啮合；负号 “-”适合于内啮合。2）名义切向力 tF前文已求得中心轮 1 在每个功率分流上所传递的转矩 T1=1309.97N.m，切向力可由式 2-23 求得(2-23)120dTt故 2039.76.tFKN其中有关系数的确定如下：使用系数 ：前文已取 ；AK1.35A动载荷系数 ：先计算中心轮 1 相对于行星架 ,的节点线速度 vx 1H(2-24)90)(06)(31xxx ndndvn1=2000/6/2.92=114.16r/min;n2=2200/6/2.92/4.2=27.18r/min;将中心轮 1 的节圆直径 d1=100mm、转速 n1,n2 代入得 vx=0.455m/s已知中心轮 1 与行星轮 2 的精度等级为 IT6，即精度系数 IT6，查表得到 Kv=1.02。计算接触强度时齿向载荷分布系数 ，用插值法查表得 ;HK 1.9HK计算接触强度时齿间载荷分布系数 , 查手册 ， ；12计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数 HP查手册，按 ，取 KHp=1.2；min10H节点区域系数 Z对于直齿轮，查手册有 ZH=2.5；弹性系数 E洛阳理工学院课程设计13查手册，按钢-钢取 ；189.EZ重合度系数 43将 a=1.74 代入可得 Z =0.87；螺旋角系数 对于直齿轮 0,1前文已取中心轮 1 的齿宽系数 ，其齿宽 63mm，考虑可能减少结0.63d构尺寸和减少载荷在齿向的不均匀性，取行星轮 2 的齿宽 b2=60mm。故取啮合副 1-2 的工作齿宽 b=60mm。将以上求得的各系数,代入式 2-20，2-21，2-22 可得(2-28)01260.12.5189.763tHEFZdb(2-29)12018.5.9.264HHAVHpK故取齿面接触应力 .HMPa3）许用接触应力许用接触应力 可按式 2-30 计算(2-30)limHNZS式中， 试验齿轮的接触疲劳极限；limH计算接触强度的最小安全系数；inSZN 计算接触疲劳强度的寿命系数；前文已求得试验齿轮的接触疲劳极限 ；min150HMPa相关系数最小安全系数 ；minHS洛阳理工学院课程设计14查表，取最小安全系数 =1.05；minHS算接触强度的最小安全系数 ZN，查图表取 1.45；将所求系数代入式 2-30 可得。lim150.4210.5HMPaS由上可知，齿面接触应力 H=1664.25MPa Hp=2140.5MPa；故齿轮副 a-c 满足接触应力的强度条件。2.4.3 行星齿轮齿圈齿轮副的齿面接触强度的校核计算1）齿面接触应力仿上，通过查图表和相应的公式计算，可以得到与外啮合副 c-b 不同的系数。节点区域系数 2.5;HZ重合度系数 ；083齿间载荷分配系数 ；HK， ；1HK21.对行星轮 c 进行受力分析易知内齿圈 b 作用于行星轮 c 的切向力等于中心轮 1 作用于行星轮 c 的切向力，故仍有名义切向力 F =26.2KN,考虑尽一步减小结构尺寸，取内齿圈 b 的齿宽 b3=60mm故齿轮副 c-b 的工作宽度 b=60mm将各系数及 u=2.86、d 1=320 代入式 2-20，2-21，2-22 可得01.432601.82.589.037HEFZb101.52.9.246HAVHpK202371.51.9.46AHVHp洛阳理工学院课程设计15故取齿面接触应力 H=541.66MPa2）许用接触应力同上分析，各系数取接触疲劳极限 ；min150MPa查表，取最小安全系数 =1.05；inHS算接触强度的最小安全系数 ZN，查图标取 1.45；将所求系数代入式 2-30 可得lim150.4210.5HNZPaS由上可知，齿面接触应力 H=541.66MPa Hp=2140.5MPa；故齿轮副 c-b 满足接触应力的强度条件。2.5 行星轴设计本课题设计的轮边减速器的传动中都是直齿轮传动，因此不会有轴向载荷，只有径向载荷作用到轴承上，但考虑到在实际工作中可能会受到外界的干扰而存在轴向力，所以采用了双列圆锥滚子轴承。前文已求得中心轮 a 在每一个功率分流上的切向力 Ft=26.2KN，则行星轮 c受到中心轮 a 的切向力大小也为 Ft，对行星轮 c 作受力分析可知：内齿圈 b 作用于行星轮 c 的切向力大小为 Ft，行星轮轴对行星轮 c 的作用力为 2Ft。行星轮轴材料选用 45 钢，并根据标准 YB 6-90 知其屈服强度极限： s=300，抗拉强度 b=600，考虑到可能的冲击，取安全系数 S=4，其许用弯曲应力 。245bMPa当行星轮相对于行星架对称配置时，载荷 Ft 作用在轴跨距的中间。根据行星轮齿宽，并给将来设计选择的轴承留余量，取跨距长度。L=120mm，当行星轮在转臂中的配合选为 H7/h6 时，就可以把它看成是具有跨距为 L 的双支点梁。由于轴较短，可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷q=F/l。危险截面（在跨度中间）内的弯矩可由式 2-31 计算：28tFlqM代入式 5.1 可得 ；2601390.Nm故行星轮轴的最小直径：(2-32)325.84db出于轴承润滑考虑和冲击载荷，故将直径放大，取行星轮轴的外径28mm。为了满足轴承润滑，在行星轴上加工油孔。洛阳理工学院课程设计162.6 花键的选用及校核花键联接靠轴和毂上的纵向齿的互压传递扭矩，可用于动联接和静联接。根据齿形不同，花键联接分为矩形联接和渐开线联接。本设计中共有三处采用花键连接，分别是输入端与太阳轮、齿圈毂与内齿圈，齿圈毂和桥壳总成的联接。输入端与太阳轮除采用矩形花键联接。由于渐开线花键具有自动定心的作用，有利于保证连接的同心度，并且齿根部较厚，强度高，承载能力大，寿命长的优点，为保证良好的同心定位效果，齿圈毂与内齿圈，齿圈毂和桥壳总成的联接花键副均采用圆柱直齿渐开线花键连接。（1）主动轴花键的选择及强度计算花键轴的设计，可以采用类比法，根据已有产品的实例选参数，并查手册设计，最后进行校核计算。输入轴的直径 D=56mm,查手册，采用矩形花键联接，取z1=10mm,d=46mm,b=7mm。花键连接可以做成静连接，也可以做成动连接。对于静连接主要失效形式为齿面压溃；对于动连接主要形式为工作面磨损。本课题花键连接采用静连接，其校核计算公式如式 2-32(2-32)2ppmTzhld式中：T传递的转矩，N.mm；各齿间载荷不均匀系数，一般取 =0.70.8，齿数多时取偏小值；花键齿数；zl齿的工作长度，mm；h花键齿侧面工作高度，mm；dm花键平均直径，mm，对矩形花键 ；d2mD许用挤压应力，MPa。p花键副的工作长度 l=56mm，取载荷不均匀系数 =0.75，工作高度 h=5，平均直径 dm=51mm，查表，取许用挤压应力 =200MPa，输入转矩pT=6549.86N.m，代入式 2-32 可得265498015.38200.71p pmTMPaPazhl可见所选参数的花键副满足强度条件。主动轴花键上安装太阳轮，为了对其固定，需要加工