越野車驅動橋后橋設計.doc

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第1章 緒 論1.1 概述1.1.1驅動橋總成概述隨著汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術的提高，驅動橋的設計，制造工藝都在日益完善。驅動橋也和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在機構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產品系列化”的方向發(fā)展及生產組織的專業(yè)化目標前進。汽車驅動橋位于傳動系的末端, 一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。其基本功用是增扭、降速和改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。根據車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉向橋、驅動橋、轉向驅動橋和支持橋四種類型。其中，轉向橋和支持橋都屬于從動橋，一般越野車多以前橋為轉向橋，而后橋為驅動橋。驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。1.1.2 驅動橋設計的要求設計驅動橋時應當滿足如下基本要求：1）選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。2）齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。3）具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。與懸架導向機構運動協(xié)調。4）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。1.2 驅動橋設計方案的確定1.2.1 主減速器結構方案的確定1）主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪。2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇本次設計選用： 主動錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾子軸承）從動錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾子軸承）3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整支承主減速器的圓錐滾子軸承需要預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的30。主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母（利用軸承座實現），從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母。5）主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置形式等。本次設計主要從越野車傳動比及載重量超過2t，保證離地間隙等方面考慮，主減速器采用單級減速即可。1.2.2 差速器結構方案的確定差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。差速器的結構型式有多種，大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。1.2.3 半軸型式的確定圖1.1 半軸型式及受力簡圖1(a)半浮式；（b）3/4浮式；（c）全浮式3/4浮式半軸，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。全浮式半軸廣泛應用于輕型以上的各類汽車上。本次設計選擇全浮式半軸。1.2.4 橋殼型式的確定2橋殼有可分式、整體式和組合式。整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。本次設計選擇整體式橋殼。1.3本章小結本章首先進行了驅動橋總成的概述。通過分析確定了驅動橋各主要部件的型式。主減速器的減速形式，主減速器齒輪的類型，主、從動錐齒輪的支承形式及安裝方式，主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整，差速器、半軸及橋殼型式的初步選定。第2章 主減速器設計2.1主減速比的計算2主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。表2.1 基本參數表名稱代號 數值驅動形式 44總質量t 1.96軸距mm2725前輪距mm1500后輪距mm 1510最小離地間隙mm 225排量L 2.4發(fā)動機最大功率kw及轉速rmin- 92-5250發(fā)動機最大轉矩及轉速rmin- 190-2700輪胎型號265/65 R17變速器傳動比 3.967 0.856最高車速kmh 140為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%25%，即按下式選擇： (2.1)式中 車輪的滾動半徑，=0.388; 變速器最高檔傳動比，=0.856； 分動器或加力器的高檔傳動比，=1； 輪邊減速器的傳動比，=1。經計算，本文選取=6.408。2.2 主減速齒輪計算載荷的確定通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 /n=2173.496 （） （2.2） =6110.574（） （2.3）式中：由發(fā)動機到所計算的為加速器從動齟輪之間的傳動系最低檔傳動比；=3.9676.408=25.421 上述傳動部分的效率，取=0.9； 超載系數，取=1.0； 滾動半徑，取=（265毫米 X 65%）+（17 X 25.4毫米/2）=0.388mm； n驅動橋數目2； 汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷，N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負載增大量，可初?。?分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比，分別取0.96和1。由式(2.2),(2.3)求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車倆穩(wěn)定，其正常持轉矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉矩為 =989.812（） （2.4）表2.2 驅動橋質量分配系數1車型空載滿載前軸后軸前軸后軸轎車前置發(fā)動機前輪驅動56%66%34%44%47%60%40%53%前置發(fā)動機后輪驅動50%55%45%50%45%50%50%55%后置發(fā)動機后輪驅動42%59%41%50%40%45%55%60%貨車42后輪單胎50%59%41%50%32%40%60%68%42后輪雙胎，長頭、短頭車44%49%51%55%27%30%70%73%42后輪雙胎，平頭車49%54%46%51%32%35%65%68%64后輪雙胎31%37%63%69%19%24%76%81%客車前置發(fā)動機后輪驅動中置發(fā)動機后輪驅動后置發(fā)動機后輪驅動式中：汽車滿載總重19609.8=19208N； 所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0； 道路滾動阻力系數，越野車通常取0.0200.035，可初選=0.034； 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。貨車通常取0.090.30，可初選取=0.15； 汽車性能系數 （2.5） 當 =46.8616時，取=0.134。.2.3 主減速器齒輪參數的選擇31）齒數的選擇 對于普通單級主減速器，當較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數取得小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙，當6時，的最小值為5，但是為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，最好大于5.，這里取7。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數、之間應避免有公約數，這里取45。2）節(jié)圓直徑地選擇 根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式2.2，式2.3并取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出： =168.395207.256 mm （2.6）式中：直徑系數，取=1316； 計算轉矩，取，較小的。初取=200mm。 3）齒輪端面模數的選擇選定后，可按式=4.5算出從動齒輪大端模數，并用下式校核= 3.8865.181模數系數，取=0.304。4）齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐鼿輪鼿面寬度推薦為：F=0.155=31mm，可初取F=35mm。5）螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。6）螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大以使1.25。因越大傳動就越平穩(wěn)噪聲越低。螺旋角過大時會引起軸向劚亦過大，因此應有一個適當的范圍。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35。2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算4 表2.3 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表序號項 目計 算 公 式計 算 結 果1主動齒輪齒數72今動齒輪齒數453模數4.54齒面寬=355工作齒高76全齒高=87法向壓力角=208軸交角9節(jié)圓直徑=32=20310節(jié)錐角arctan=90-=8.87=81.1311節(jié)錐距A=A=10312周節(jié)t=3.1416 t=14.13713齒頂高=5.78=1.2214齒根高=2.22=6.7815徑向間隙c=c=116齒根角=1.26=3.7817面錐角；=12.65=82.3918根錐角=7.61=77.3519齒頂圓直徑=43.42=32.3820節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離100.61=100.61=14.79521理論弧齒厚=10.457=3.6822齒側間隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=352.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算4在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強度計算：（1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算單位齒長上的圓周力 （2.7）式中：單位齒長上的圓周力，N/mm; P作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；按發(fā)動機最大轉矩計算時： =339.286893N/mm （2.8） 為一檔傳動比，取=3.967按最大附著力矩計算時：=1424.6 （2.9） 雖然附著力矩產生的p很大，但由于發(fā)動機最大轉矩的限制p最大只有893N/mm,可知，校核成功。 輪齒的彎曲強度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為 （2.10）式中：超載系數1.0； 尺寸系數=0.586； 載荷分配系數，取=1； 質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1；J計算彎曲應力用的綜合系數，見圖2.1。作用下： 從動齒輪上的應力=322.054MPa700MPa；作用下： 從動齒輪上的應力=209.32MPa210.9MPa；當計算主動齒輪時，/Z與從動相當，而，故，綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉矩即平均計算轉矩有關，只能用來檢驗最大應力，不能作為疲勞壽命的計算依據。（2）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（MPa）為： （2.11）式中：材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6；=1，=1，=1，=1；相嚙合齒輪的齒數求綜合系數J的齒輪齒數 圖2.1 彎曲計算用綜合系數J1 表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取1； J 計算應力的綜合系數，見圖3.2所示。 =1750Mpa=1750MPa =2745.473MPa=2800MPa，故符合要求、校核合理。大齒輪齒數小齒輪齒數圖2.2 接觸強度計算綜合系數J12.5 主減速器齒輪的材料及熱處理5汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：（1）具有高的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；（2）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；（3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產品質量、減少制造成本并降低廢品率；（4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如:為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號，及，在本設計中采用了。用滲碳合金鋼制造齒輪，經滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬度可高達HRC5864，而芯部硬度較低，當m8時為HRC3245。對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數m5時，為0.91.3mm。由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生。2.6 主減速器軸承的計算4設計時，通常是先根據主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。（1）作用在主減速器主動齒輪上的力齒面寬中點的圓周力P為 （2.12）式中：T作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩； 該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。注：汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動機也不盡處于最大轉矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式求得： （2.13）式中：變速器，檔使用率為1，3，5，16，75； 變速器的傳動比為3.967，3.848，3.656，3.071，0.856； 變速器處于，檔時的發(fā)動機轉矩利用率50，60，70，70，60。對于螺旋錐齒輪 =168.41（mm） （2.14） =26.947（mm） （2.15）式中：主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； 從動齒輪齒面寬，取=35； 從動齒輪的節(jié)錐角81.13；計算得：=19063.3N螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針：=21729（N） （2.16）=5367.54（N） （2.17） 從動齒輪的螺旋方向為右：=6613.27（N） （2.18）=17088.3（N） （2.19）式中：齒廓表面的法向壓力角20； 主、從動齒輪的節(jié)錐角8.87，81.13。（2）主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。騎馬式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 如圖3.3（a）所示軸承A、B的徑向載荷為 =10957（N） （2.20） =13368.21（N） （2.21）（a） (b)圖2.3 主減速器軸承的布置尺寸1其尺寸為：懸臂式支撐的主動齒輪a=101.5，b=51，c=152.5;式中：齒面寬中點處的圓周力； 主動齒輪的軸向力； 主動齒輪的徑向力；主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。2.7 主減速器的潤滑3 主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現。為此，通常是在從動齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油流進差速器，有的采用專門的倒油匙。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的漏油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。加油孔應設置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應設在橋殼最低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。2.8 本章小結本章根據所給基礎數據確定了主減速器的參數，進行了主減速器齒輪計算載荷的計算、齒輪參數的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算并對主減速器齒輪的材料及熱處理，軸承的預緊，主減速器的潤滑等做了必要的說明。第3章 差速器設計3.1 概述根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路的特征，為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。差速器作用是分配兩輸出軸轉矩，保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。 本次設計選用的普通錐齒輪式差速器結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器設計中采用的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器（如圖3.1）由差速器左殼為整體式，2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪以及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，所以本設計采用該結構。圖3.1 中央為普通對稱式圓錐行星齒輪差速器3由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖，如圖3.2所示。 圖3.2 普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖13.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇（1）行星齒輪數目的選擇 越野車多用4個行星齒輪。（2）行星齒輪球面半徑（mm）的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。 球面半徑可根據經驗公式來確定： =32.64238.792（mm） 圓整取=38mm式中：行星齒輪球面半徑系數，2.522.99，對于有4個行星輪的越野車取2.99；確定后，即根據下式預選其節(jié)錐距： =（0.980.99）=37.2437.62mm 取37.5mm （3）行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 為了得到較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數采用1425。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在1.52范圍內。取=16，=24。在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數之和，必須能被行星齒輪的數目n所整除，否則將不能安裝，即應滿足： = =12 （4）差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角： 式中：行星齒輪和半軸齒輪齒數。 再根據下式初步求出圓錐齒輪的大端模數：=3.05 取標準模數3；式中：在前面已初步確定。 算出模數后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得： （5）壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數為0.8，最少齒數可減至10，并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。 （6）行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定 行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。 =20.03（mm） =18.21 mm 式中：差速器傳遞的轉矩2173.496； n行星齒輪數4； 行星齒輪支承面中點到錐頂的距離，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，=54mm; 支承面的許用擠壓應力，取為69MPa。3.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算6表3.1為汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，表中計算用的弧齒厚系數見圖3.3。表3.1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表序號項 目計 算 公 式 及 結 果1行星齒輪齒數2半軸齒輪齒數3模數4齒面寬=11.25mm，取F=11m5齒工作高=1.6m=4.8mm6齒全高h=1.788m+0.051=5.415mm7壓力角8軸交角9節(jié)圓直徑10節(jié)錐角11節(jié)錐距A=37.5mm12周節(jié)t=3.1416m=9.4248mm13齒頂高14齒根高15徑向間隙16齒根角17面錐角18根錐角