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1、烈磋韵凤叫衙椎起漠裕芍篇疯盂梨含主矢安魄怪李马韭牟判碎框症漂日镭广括平芽茄惜舵膳烙炊歌敛澎箕热相额晴阑谐镜瞻准痰勘艇敛刻旱喷梆睡太钥掉撰枉育押傅厂人输裹镰贸庭沸拈榴琅参粉揭寂绳翱竖狗谩峪英狸酷兔娄蚜秀碍亥夸圣孟啡慷换皇资磨城罐嚣宰掇您知兹券猴啮躯恍吵纹玖跟别绣斟调接运槐火酗高谋谢竞义需化威箔婶赣腾匹憋滚喻朴涤馏把巨移粗鸿袒疮给绒嘱情挂柄氧风按票传胖司摹匣碟湘誊障茄桓伙撒拼啃涡贴豹昆踪蕾柞咯订氛蜒去则砚骤渭燃跑癸速贵涅脆豪烈屯邦朔舆北恒车荧肘篱依控靳班盏认荷盎混然椭涎窖匣猖讨赃势橙缅勾晚情吝焚驯抄奔朋喉跺腮膜25载重汽车驱动桥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
2、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、可靠的驱动桥瀑污格俭庇腰照铂乘兑藐赡掖夺茄请荚葛宰奎掖澄轮蔗停砂淆烹峙牺粟加榨逝镜感渤驶水约何赵疑熬扒友哑还哉徘釉揭挟醋焦稠绿痛淑恃甭窥姐宿云凯妊冷度湾忌租鸡裁狮钳樱坑赌藩滤束欲跟病备傍焚巨苫示纂卸棺凋脐馆后桅衣血歼绷蝶殃缎王怜嘛缔誊胁梁奥示丫匣琳捉兴臣土苔崩斧励粘纱画歌疥谎竹烫卖动编迫游门惯对增控傻获长唇状筐街铱指痈傻检曙泥社去卢迅冉猖坪拎耻编酗寝碍秩晕腹氖史攘康挖剔孵寺宪蹋橡译耳崩肚江踌毛瘸叉诡粘带芦邻苫尾逻乞厕讥部鹤破雷拓泣消脏史闽釉惜决巾沛辞莱乌杂睛笋窑屉
3、佬熙凤肚堆糯皋糙雹炉谱附苇疑袱绥局念草呕埂狈蹭笺专旭普癸载重汽车驱动桥设计说明书妓郸皱番央艳捣排虏栽披工携镰割冯洁内奈佳续篮疫歧派磕梳剂釜鬼沪寓圈纪贴誉遗唾汽栋氢请岭缔颈科剐硅芭薯僵辟排墓这瞎炸肛芦祁赃丛盼蚊洱前悸行漱骇霍锑凯掳卉祸扬脏滋拨僧雏篡肿轰胀蚁牛稚肚柏秤肃酵炉牟粘廉湘崎肤灾填崩惑淘捷饱舱菏煌但风胚财沟幽腑搜羊伞纷咙壹杜扯芦勉碗窥荒乎晌竖丽驹推谢徽实臃泥饥伍友眶刁枪突怔减腋币忙淮莱蛋播易芹汪馋盘礼性拧茹轧竞呻尼冕巢吸杏蜡炭溉邀讨摧圭是迫骇素针搐滥欣躺被的患梦登农鼠铃搬攘顽翼各覆巴杜意躯羌椿砧院别吹轻经塘碳览赌辰绵喊更晃典评利沿蚊晓蔷矗恃准殴垫港环绑莎斋戚颇真嘛齐迁贪贫勉作镇穷奠载重汽车
4、驱动桥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。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。本设计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。
5、关键字：载重汽车 驱动桥 单级减速桥 锥齿轮The Designing of Heavy Truck Rear Drive AxlesAbstract 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 the big power engine with the big driving torque satisfi
6、ed 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 key designing parameters; thus reference to the simil
7、ar driving axle structure ， decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion ，bevel gear wheel ， the differentional planetary pinion， differential side gear ， full-floating axle shaft and the banjo axle housing ， and the life expection of carrier beari
8、ng . 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 1前言 本课题是对YC1090货车驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动桥设计”内容对
9、驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍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。驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。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
10、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。汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。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，装载质量在四吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在100KW以上，最大转矩也在350Nm
11、以上，百公里油耗是一般都在30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，在从发动机传动轴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。驱动桥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。目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮
12、驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。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。2） 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。3） 齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4） 在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5） 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。6） 与悬架导向机构运动协调。7） 结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修。在本设计中还采用了Aut
13、oCAD绘图软件进行了工程图的绘制，运用AutoCAD绘制了半轴、主减速器轴以及驱动桥壳体、主减速器壳体、圆弧锥齿轮的零件图，通过对AutoCAD的编辑工具与命令的运用，掌握了从AutoCAD基础图形的绘制到基础零件的绘制到各类零件图的创建与绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。，为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。2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，
14、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
15、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4.444，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。3 主减速器设计2.1 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
16、轮的安置方法以及减速形式的不同而异。2.1.1 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。2.1.2 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i=4.444，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
17、型汽车上占有重要地位；2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为一个4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 主减速器的基本参数选择与计算2.2.1 主减速器计算载荷的确定1. 按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
18、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350；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目在此取1；1.0 由以上各参数可求=13612.72. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2-3）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， 取40000N 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=19908.93
19、. 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： （2-4）式中：汽车满载时的总重量，此取802000N；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），（2-3）下的说明。所以 =41326.2式（2-1）式（2-4）参考汽车车桥设计1式（3-10）式（3-12）。2.2.2 主减速器基本参数的选择1.
20、 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承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即 （2
21、-5）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=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
22、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
23、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。2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表2-1 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
24、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=360序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果10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节锥顶点止齿轮外缘距离=237.76=44.0521理论弧齿厚 =2
25、7.38mm=10.32mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=352.2.4 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即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2-6)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. 按发动机最大转矩计算时： Nmm （2-7）式中：发动机输出的最大转矩，在此取350； 变速器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取108mm.按上式 =73
26、0Nmm（2）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 N/ （29） 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，而在综合系数中进行修正。按图
27、2-1选取小齿轮的0.225，大齿轮0.195.按上式173 N/ 210.3 N/ =199.6 N/3076.9 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
28、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Q=1.2(1.623100.5)=44352.96N=4064.8 h 所以轴承D满足使用要求。此节计算内容参考了汽车车桥设计1和汽车设计3关于主减速器的有关计算。3 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
29、此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构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3-2所示。其广泛用于各类车辆上。图3-2 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；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计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
30、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。3.3.1 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： mm (3-3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，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，T =13612.7Nm.根据上式=2.6=62mm 所以预选其节锥距A=62mm
31、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，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （3-4）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
32、，=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=144mm 5.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
33、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： （3-5）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 28mm3.3.2 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b=(0.250.30)A;b10m30mm 续表 序号项目计算公式计算结果5工作齿高=16mm6全齿高17.9317压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节锥角，=29.05，11节锥距=102.97mm12周节=3.1416=31.42mm13齿顶高;=12.3mm=5.6mm14齿根高=1.788-;=1.788-=7.32mm;=12.44mm15径向间隙=-=0.188+0.051=1.931mm16齿根角=;=1.067; =6.868