主减速器的设计

四、主减速器的设计

（一） 主减速器概述

地下自卸车广泛采用单级主传动，该主传动结构简单，质量小，成本低，使用简单，但主传动比i0不能太大，一般i03.6～6.87。因为进一步提高i0将增大从动轮直径，从而减少离地间隙和使从动轮热处理复杂。

单级主减速器有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮等两种形式。

螺旋锥齿轮传动，制造简单，工作中噪声大，对齿合精度很敏感，

齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，伴随磨损、增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动不同之处，在于主、从动轴线

不相交而有一偏移距E。由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角1与从动轮螺旋角2不等，且12。此时两齿轮切向力F2与F1之比，可 根据啮合面上法向力彼此相等的条件求出。

F2/F1cos2/cos1

设r1与r2分别为主、从动轮平均分度圆半径，双曲面的传动比ios为 iosF2r2r2cos2 F1r1r1cos1 对于螺旋锥齿轮传动，其传动比idr2/r1，令Kcos2/cos1，则

iosKr2/r1idK

系数一般为1.25~1.5。这说明当双曲面齿轮尺寸与螺旋锥齿轮尺寸相当时，双曲面传动有更大的传动比，当传动比一定，从动轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比螺旋锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度，当传动比和主动齿轮尺寸一定时，双曲线从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮为小，因而离地间隙较大。

双曲面齿轮副在工作过程中，除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还

有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的摩合过程，并使其工作安静平滑。然而纵向滑动可使摩擦损失增加，降低传动效率，因而偏移距

E不应过大。双曲面齿轮传动齿面间大的压力和大的摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死。因此，双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和避免齿面烧结的特殊润滑油。 （二） 主减速器方案的选择

考虑到生产条件、材料问题、工作环境，选择采用螺旋锥齿轮。 （三）主减速与轮边行星减速的输入功率、转速计算

由于我们采用四轮驱动，前后桥设计一样，主减速器、差速器及轮边行星减速设计如下：

整车满载时总重GVW=mg=390109.8=382298N，打滑时牵引力

TES=GVW=3822980.6=229378.8N，整车打滑时所需扭矩

MS=TESr=229378.80.747=171345.9636N•m

根据经验、相关资料、车速要求和类比法，主减速器传动比定为

i主减=6.857,效率主减

=0.99，初定主动轮齿数Z1=7；轮边行星减速传动比

定为i轮边=4.80，效率轮边=0.95,初定太阳轮齿数太=15。

整车满载车轮打滑时后桥所需要的扭矩

T分

后S=MSm后/m=171345.963620231/39010=88861.8N•m（变速箱不均），

后

桥

单

个

轮

打

滑

时

所

需

的

扭

矩

T单轮=T后S/2=88861.8/2=44430.92N•m(差速器均分)。

太太阳轮输入扭矩T=T单轮/轮边/i轮边=44430.92/0.95/4.8=9743.6228N•m。

由匹配牵引曲线可知，自卸车一挡重载打滑速度vS=0.9458km/h（根据上面重载时匹配曲线可得）。打滑时轮边行星减速器太阳轮转速n太=

（vS/3.6/r/2）60i轮边=（0.9458/3.6/0.747/2）604.8=16.121r/min,由

功率扭矩转换公式：T=9550P/n得

P太=T太n太/9550=9743.622816.121/9550=16.4478kw。

主减速主动轮输入功率P主动=2P太/（0.9/0.95）=216.4478/（0.9/0.95）=34.722kw,转速n主动=n太i主减=16.1216.857=110.5417r/min，扭矩

T

主动=9550•P主动/n主动=955034.722/110.5417=20363.444N•m。

（四） 采用《易普设计专家》（网络软件）计算过程如下：

请输入数据:

齿轮齿形制: 大端模数m= Gleason(35°格里森制) 10mm,系列: 10计算结果检查:

00000分度圆d1= 70.mm d2= 480.mm 53锥 距 R= 242.mm

297°δ703分锥角δ1= 8. 2= 81.°

齿向重合度εβ= 齿形角α= 20轴间夹角Σ= 901.977

° °

复 原 857 传动比i= 6.齿轮齿数Z1= 径向变位系数x1= 切向变位系数xt1= 螺旋角βm= 7,Z2 =48

.381,x=-.381 2 .213,x=-.213 t235°, 小轮左旋 85 齿顶高系0.

数ha*= 齿顶间隙系数c= 齿宽系数ψR= 复原*

0.188

.309宽度B=75 计算清单 强度计算

━━━ 设计说明 ━━━

1. 圆弧齿锥齿轮主要有格里森制和埃尼姆斯制。

2. 选择齿形制后，齿轮的大端模数m、法向压力角αn、齿顶高系数ha*、齿顶间隙系数c*和中部

螺旋角βm会自动修改为相应的标准值，并给出相应的提示。用户可以修改模数m为任意值。

3. 齿数Z1的选择可按下图进行。对应的变位系数会自动给出，用户可以修

改。 螺旋角βm 的选

取一般要求齿向重合度εβ≥1.25。

4.当齿数Z2给定时自动计算传动比i=Z2/Z1。如果输入传动比i则自动计算齿数Z2=INT(i*Z1)。

5. 齿宽系数ψR一般取1/4,≤1/3，宽度B应≤10m。

6. 按“计算”钮，将计算结果显示于右侧框内。“计算清单”钮会在另页上显示计算的全部

过程，可以下载或打印。按“强度计算”则进入齿轮强度计算网页。

最小齿数Z1的选择

零度弧齿锥齿轮最小齿数Z1 弧齿锥齿轮最

小齿数Z1(βm=35°)

齿数比i 1～1.5 1.5～2.5 2.5～3.5 单面法 简单双面法 19 23 16 18 13 14 >3.5 10 10 洛-卡氏制最小齿数Z1(等高齿，βm=10～35°)

几何计算过程 齿轮类型:35°格里森制 齿数Z1=7,Z2=48 输入参数： 大端模数m=10mm 径向变位系数x1 =.381,x2=-.381 齿形角α=20° 传动比 i=6.857 中点螺旋角βm=35° 小轮螺旋方向：左旋 结 果 d1=70.00mm, d2=480.00mm δ1=8.297°,δ2=81.703° R=242.539mm p=31.416mm h=18.880mm ha1=12.310,ha2=4.690mm hf1=6.570,hf2=14.190mm c=1.88mm 齿顶高系数ha*=.85 切向变位系数xt1 =.213,xt2=-.213 齿顶间隙系数c*=.188 齿宽系数ψR=.309 ,宽度b=75mm 序号 1 2 3 4 5 6 7 8

项 目 大端分度圆d 分锥角δ 锥距R 齿距p 齿高h 齿顶高ha 齿根高hf 顶隙c 公 式 d1=Z1m,d2=Z2m δ1=arctan(Z1/Z2),δ2=90-δ1 R=d1/2sinδ1=d2/2sinδ2 p=πm h=(2ha*+c*)m ha=(ha*+x)m hf=(ha*+c*-x)m c=c*m

9 10 11 齿根角θf 齿顶角θa 顶锥角δa θf1=arctg(hf1/R),θf2=arctg(hf2/R) θa1=θf2,θa2=θf1(等顶隙收缩齿) δa1=δ1+θf2,δa2=δ2+θf1 θf1=1.552°,θf2=3.348° θa1=3.348°,θa2=1.552° δa1=11.645°, δa2=83.255° δf1=6.745°, δf2=78.355° da1=94.36,da2=481.35mm Ak1=238.22,Ak2=30.36mm 12 13 14 根锥角δf 顶圆直径da 分锥顶点至轮冠距离Ak 齿宽中点分度圆直径dm 齿宽中点模数mm 中点分度圆法向齿厚smn 中点法向齿厚半角ψmn 中点分圆法向弦齿厚smn 中点分圆法向弦齿高ham 当量齿数Zv δf1=δ1-θf1,δf2=δ2-θf2 da1=d1+2ha1cosδ1,da2=d2+2ha2cosδ2, Ak1=d2/2-ha1sinδ1,=d1/2-ha2sinδ2 15 16 17 dm1=d1-bsinδ1,dm2=d2-bsinδ2 mm=dm1/z1=dm2/z2 smn=(0.5πcosβm+2xtanα+xt)mm dm1=59.177mm,dm2=405.785mm mm=8.454mm smn1=15.023mm,smn2=6.732mm ψmn1=9.658°, ψmn2=.092° smn1=14.952mm,smn2=6.732mm 18 ψmn=smnsinδcosβm/dm 219 smn=smn(1-ψmn2/6) 20 21 ham=ha-btanθa/2+smnψmn/4 Zv=Z/cosδcos3βm ham1=10.749mm,ham2=3.677mm Zv1=12.870,Zv2=605.146 εα=[Z1(tanαvat1-tanαt)/cosδ1 22 +Z2(tanαvat2-tanαt)/cosδ2]/2π εα=1.120 端面重合度εα 其中:tanαt=(tanα/cosβm) cosαvat=[Zcosαt/(Z+2(ha*+x)cosδ)] 23 24 齿线重合度εβ 总重合度 εβ=btanβmπ/mm ε=(εα2+εβ2)1/2 CAD 绘 图 文 件 下 载 εβ=1.977 ε=2.273

输入参数： 大端模数m=10mm 齿数Z1=7,Z2=48 齿顶高系数ha*=.85 齿宽系数ψR=.309 齿形角α=20° 变位系数x1 =.381, x2=-.381mm 齿顶间隙系数c*=.188 宽度b=75mm 材料选取 传动比 i=6.857 切向变位系数xt1 =.213, xt2=-.213 螺旋角β=35° 螺旋方向：左旋 HRC59)小轮: 渗碳淬硬( HRC59)大轮: 渗碳淬硬( 722kw 功率:34.精度: 8级精度: 8级 安装: 非对称 999.73Nm 输入转矩T1=2, 541r/min 转速:110. 齿面接触疲劳强度校核 计算项目 计算接触应力 系数 轮齿切向力 计算公式 σH=ZE(1.5FtmaxKHZXZR/bcalde1I)1/2(Ft1/Ftmax)1/3 K H=KAKvKHβ Ft1=2000T/d 计算结果 8σH=513.47KH =.MPa Nm 457.1N Ft1=5,457.1N Ftmax=5, 小轮大端最大切向力 Ftmax:(一般取Ftmax=Ft1) 使用系数原动机-工作机 动载系数 齿向载荷分布系数 材料弹性系数 KA: 均匀平稳─均匀 Kv:(根据V由拟合曲线算出) KHβ:(根据安装形式决定) ZE:(由大齿轮和小齿轮材料决定) KA =145Kv =.05KHβ=1.80ZE =189.

尺寸系数 表面粗糙度系数 齿宽 ZX:(一般取1.0) ZR:(一般取1.0) bcal:(取一对齿轮中较小值) 0ZX =1.0ZR =1. MPa MPa bcal=7500de1=70.100I = .0σHG=657.0σHlim=657.0ZN= 1.0Zw =1.0Zθ=1.28SH =1.2SHP=1.小轮大端分度圆直径 de1=Z1m 几何系数 接触极限应力 试件接触疲劳极限 接触强度寿命系数 齿面工作硬化系数 温度系数 安全系数 许用安全系数 接触强度校核结果 I:(由大小齿轮齿数决定) σHG=σHlimZNZw/Zθ σHlim(由齿轮材料和齿面强度决定) ZN(按无限循环寿命计算) Zw:(一般取1.0) Zθ:(一般取1.0) SH=σHG/σH SHP: 较高可靠度 满足接触强度! 复 原 齿根弯曲疲劳强度校核

计算项目 计算弯曲应力 系数 轮齿切向力 使用系数 动载系数 齿向载荷分布系数 尺寸系数 齿宽 大端端面模数 几何系数 许用弯曲应力 试件弯曲疲劳极限 弯曲强度寿命系数 齿根圆角敏感系数 安全系数 许用安全系数 弯曲强度校核结果 σF=FtKFYX/bcalmetJ KF=KAKvKFβ 计算公式 计算结果 2σF=39.84KF =1.MPa Ft:(与接触强度Ft1值相同) KA:(与接触强度KA值相同) Kv:(与接触强度Kv值相同) KFβ:(根据安装形式决定) Yx:(由模数曲线拟合) bcal:(取一对齿轮中较小值) met=m J:(由大小齿轮齿数决定) σFG=σFlimYN/Yθ σFlim:(由齿轮材料和齿面强度决定) YN:(按无限循环次数计算) Yθ:(一般取1.0) SF=σFG/σF SFP: 较高可靠度 满足弯曲强度!457.1Nm Ft =5,25KA =1.45Kv =.05KFβ=1.82Yx =. MPa MPa bcal=7500met=10.280J = .2σFG=93.16σFlim=93.0YN= 1.0Yθ= 1.38SF =2.SFP=2 复 原

五、主减速器从动轮与差速器壳联接螺栓计算

从动轮所传递的:功率P从动=P主动•主减=34.7220.99=34.375kw

转速n从动=n主动/i主减=110.5417/6.857=16.121r/min 扭矩T从动=20363.444N•m(上面已计算)

螺栓到从动轮中心的距离定为140mm，初选M16螺栓《课程设计》P100，

螺母大径e=26.8mm，（性能等级为8.8），初定12颗。

每颗螺栓所传递的力F=T从动（/12140103）=20363.444/（12140103）

=11784.4N。

由《机械工程切削手册》P228—238可得出所选M16螺栓的小径

d1=d-2+0.376=14.376mm 由《机械设计》P76：

剪切强度=4F/（d2）=411784.4/（14.3762）=72.601Mpa 挤压强度P=F/(dLmin)=11784.4/[14.376（28-1.52) ]=32.789 Mpa

(Lmin为螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，其中螺栓孔深度定为28mm，螺栓孔倒角长度为1.5mm)

螺纹联接件的许用切应力为：《机械设计》P84 []=S/S=640/（3.5~5）=128~182.857Mpa

[P]=s/SP=640/(2.5~3.0)=213.33~256Mpa 故 ：<[]满足 P<[P]满足

六、 主减速器主动轴花键计算主减速器主动轴花键计算

选择渐开线花键，压力角为30，模数m3，z115，齿顶高系数为0.5，齿根高系数为0.8，材料选择20CrMnTi。 分度圆直径 dmz31545mm； 齿顶圆直径 dam(z0.52)48 齿根圆直径 dfm(z0.82)40.2

2T103静联接 pp [p]100~140Mpa

4zhldm22999.728103 

0.751513l45得出 l45.347mm 取有效长度为48mm

五、差速器的设计

（一） 差速器的功能原理

地下装载机一般采用四轮驱动行星刚性桥。它在行驶时，由于短中原因导致车轮行程不同，即在转向或行驶时，左，右侧车轮行程产生差异。如果用一根整轴以相同的转速驱动两侧的车轮必然会引起车轮在行驶面上滑移或滑转现象，导致车论磨损加剧，功率损失增加，转向困难，操纵性变坏。因而桥中一定要设置差速器。目前常采用的井下装载机差速器有三种不同的结构形式：1.是普通的伞齿轮差速器，简称普通差速器：2.是防滑自锁差速器，又称NO—SPIN差速器：3.是有限打滑差速器，又称POSI—TORQ差速器，或限力矩差速器，或防滑差速器。这三种差速器的结构，原理，特性是不同的，适用范围也有差别，因此根据我们设计的桥的工作要求及经济性，我们采用了普通差速器这种结构设计。

普通差速器主要是由十字轴，半轴齿轮，行星齿轮，差速器左，右

半壳等组成，动力由输入法兰输入，半轴齿轮输出，通过半轴齿轮传递到论边，带动车论转动。 其工作原理如图所示：

当n3=0时（即行星轮不自转），差速器作整体回转，车辆作直线运行，转速为n0，当车辆右转弯时，n3不等于0时，即行星轮以转速n3自转。它将加快半轴齿轮1的转速。同时又使半轴齿轮2转

速减慢。此时半轴齿轮1增高的转速为n3Z3，即 Z1Z3，半轴齿轮2减低的Z1转速为n3

n1=n0+ n3

Z3 Z1 n= n0- n3

Z3 Z1由于Z1=Z2，故n1+n2=2n0。从上述可知，可实现左，右半轴齿轮转速不相等，其转速差为n1-n2=2 n3Z3。从而实现左，右两车Z2轮差速，减少轮胎的磨损。

假设左，右车轮由于转弯或者其他原因引起左，右车轮切线方向

产生一个附加阻力△P，它们方向相反。以P表示行星轮轴上作用力，则左，右半轴齿轮给行星齿轮的反作用力为P/2，两半轴齿轮r相同，则传递给左，右半轴的扭矩均为Pr/2。故直线行驶时左，右驱动轮扭矩相等（r为半轴齿轮的半径）。

当机械转弯时，行星轮随着差速器内的十字轴公转外，同时还绕

其自身轴自转。使他转动的力矩为2△Pr1（r1为行星齿轮半径），慢慢的附加阻力△P和P/2。而快侧△P与P/2方向相反，故慢侧所受的扭矩大，快侧所受的扭矩小。即：

M1=（P/2-△P）r M2=（P/2+△P）r

若以2△Pr=MF 表示差速器内摩擦力矩，以Pr=M0表示差速器传递的扭矩，则：

M1+ M2= M0 M2- M1= MF

由上面的分析可知，如果不计摩擦力矩，即MF=0，则M1= M2，

故可以认为动锥齿轮的扭矩平均分给左，右半轴，如果考虑到内摩擦，则快侧车轮力矩下，慢车轮力矩大，在普通差速器中，内摩擦较小，M2/（M1+ M2）=0.55～0.6，这就是平英团差速器“差速不差扭”

的传扭特性。

普通差速器的“差速不差扭”的传扭特性，会给机械行驶带来不

利的影响，如一车轮陷入泥泞时，由于附着立不够，就会发生打滑。这时另外一个车轮不但不会增加，反而会减少到与车轮一样，致使整机的牵引力大大减少。如果牵引力不能克服行驶阻力，此时打滑的车轮以两倍于差速器壳的转速转动，而另外一侧不转动，此时整机停留不前。

（二）三种差速器的性能比较

1.牵引特性

在相同的的工况下，由于使用的差速器不同而装载机整机的牵引特性不同，其中以NO—SPIN差速器为最好，带弹簧的有限打滑差速器次之，标准的差速器最差。需要指出的是，如果有个个轮胎打滑或者悬空，对NO—SPIN差速器来说，打滑或者悬空的轮胎不传递扭矩，那么全部的扭矩就由另外一个不打滑不悬空的这个轮子承受，这无疑增加传递该负荷所有机械元件（如轮边减速器、半轴、半轴花键及相关的元件）的负荷，因此这是在选型或设计差速器时要特别注意的地方。

2.动力特性

井下装载机的动力特性是表示该机以各档速度行驶时所达到的最高行驶速度，加速性能和爬坡能力。它在很大程度上决定了该机的生产率。一般用动力因素D来评价机械的动力性能。

D=fcosα+sinα+

mdvgdt

式中 f 滚动阻力系数； α 坡道角；

δm 回转质量换算系数； g 重力加速度m/s

dv 机械行驶加速度m/sdt22；

；

D=（Ft-FW）/G0

式中

Ft 驱动力（牵引力）； FW 空气阻力；

G0 地下装载机的使用重量。

从上面分析可知，在最不利的使用情况下，NO—SPIN差速器牵引性

能、动力因素、加速性能、爬坡能力最好，带有弹簧的有限差速器次之，标准差速器最差。因而有NO—SPIN差速器的地下装载机及其动力性能最好，有限打滑差速器次之，标准差速器最差。

2. 受力状况

当NO—PSIN差速器起差速作用时，传递给整个驱动桥的扭矩便全部传给一侧半轴，只由当脱开传动的轮子转速降到不大于慢转侧轮子后，动力又均匀地分配到两侧半轴上。而普通差速器动力始终是平均分配。这样从动轮后续船东零件（包括半轴和轮边减速器）的受力状况显然后者比前者要好。尤其在频繁交替动作的情况下（如连续的左转弯、右转弯）NO—SPIN差速器左右离合器时断时续，引起车轮装置载荷的不均匀，因而受到强烈的冲击。因此，对于同样使用条件的装载机，若使用NO—SPIN差速器，其驱动桥半轴和轮边减速器应该有较高的承载能力。对于带弹簧的有限打滑差速器的受力状况处于上述两者之间。

4.轮胎的磨损

从上面的分析可以知道，对普通差速器来说，如果一侧驱动桥陷入泥坑因附着力不够而产生滑转，另外一侧的好路面上的驱动轮也不能使地下装载机驶出泥坑而前进，这是因为普通差速器的传扭特性之故。在这种情况下，若驾驶员拼命加油提高发动机转速，力图冲出泥坑，但只能使驱动轮转速为零，因而使差速器以及轮胎加剧磨损。对NO—SPIN差速器来说，好路面的驱动桥的转速不为零，全部的输出扭矩传递到这个路面好的驱动

桥，继续驱动车辆前进直到两轮同时获得附着力为止。永远不会出现轮子 打滑，因而，此时轮胎的磨损大大减轻。对NO—SPIN差速器来说，由于是部分输入扭矩传递到这个路面好 的驱动轮，因而轮胎的磨损比普通差速器得要好，比NO—SPIN差速器差。

5. 通过性能

所谓车辆的通过性是指车辆在一定的载重质量下能以足够高的平均车速通过各种坏路及五路地带和克服各种障碍的能力。例如通过松软的路面和通过坎坷不平地段及障碍物。这点对于地下装载机来说尤为重要。其中差速器的型式与结构对通过性能有很大的影响。由于普通差速器的传扭特性，是装有普通的差速器的驱动桥的通过性能最差。

由于差速器中机件间的摩擦作用，差速器才可能将较大的扭矩传给不打滑的车轮，这样，两个驱动轮上总的驱动力将有所增加，从而通过性能改善。这就是NO—SPIN差速器通过性能比普通差速器要好的原因。

由于NO—SPIN差速器的特殊结构，它的通过性能最好。

6.工艺性能

由于NO—SPIN差速器结构父子，精度要求高，选材与热处理也要求 严，因而它的工艺性能最差，POSI—TORO差速器次之，普通差速器最好

但是我们考虑我们的车桥是用在地下矿山，其实际情况用普通差速器就可以满足条件了，而且在经济上面考虑，和在制造加工方面考虑，所以决定采用普通差速器.

（三）差速器的基本参数的选择和设计计算

1.行星齿轮差速器的确定 1）行星齿轮数目的选择

依照《汽车工程手册》，轿车多用2个行星齿轮，货车汽车和越野汽车多用4个，少数骑车用个行星齿轮。CA20差速器应选行星齿轮数为4（重载汽车）

2）行星齿轮球面半径RB的确定

差速器的尺寸通常决定于RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式RBKB3Tj来确定。

RBKB3Tj=2.99320363.444=81.65mm

式中：KB— 行星齿轮球面半径系数，KB=2.52~2.99（有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值）；

Tj— 主减速器从动轮所传递的扭矩

3）预选其节锥距

A0(0.98~0.99)RB

0.985RB 80.425mm

4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择

为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的强度，行星齿轮的齿

数应尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数取14~25；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5~2范围内；左、右半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。根据这些要求初定半轴齿轮齿数为20；差速器行星轮个数为4，齿数为11。 5）行星齿轮节锥角、模数m和节圆直径d的初步确定 行星齿轮和半轴齿轮的节锥角1、2计算如下：

1128.811284839 20202arctan61.189611121

111arctan式中：Z1、Z2—分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。 6）大端模数m及节圆直径d的计算

m2A0280.425sin1sin2848397.047 取7mm Z111 分度圆直径dmz ， d行mz171177m

d半mz2720140mm

7）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1，而

最少齿数为13。现在大都选用2230的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少至10。某些重型汽车也可选用25压力角。`

所以初定压力角为2230

8) 行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定

T0103 根据《汽车工程手册》中：1.1cnl

20363.444103 34.608

1.169456L1.11.134.60838.069mm

式中：T0— 差速器传递的转矩，N.m；

m— 行星齿轮数；

 l— 为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离（l0.5d2，d2为

半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d20.8d2），mm；

c —支撑面的许用挤压应力，取为69N/mm2。

2.差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算

1.行星齿轮齿数 z110（应尽量取小值） 取11 2.半轴齿轮齿数 z214~25且须满足安装条件 取20 3.模数 m7 4.变位系数 0 5.齿顶高系数 f00.8 6.径向间隙系数 c00.2

7.齿面宽 F(0.25~0.30)A024 8.齿工作高 hg1.6m1.6711.2

9.齿全高 h1.788m0.0511.78870.05112.567 10.压力角 2230 11.轴交角 90

12.节圆直径 d1mz177 d2mz2140 13.节锥角 1arctanz128.811284839 z2 2901611121

14.节锥距 A0d1d27779.892

2sin12sin22sin284839 15. 周节 t3.1416m3.1416721.9912

 16.齿顶高 h1hgh27.407

0.370m3.79 h20.430z22()z1 17.齿根高 h11.788mh15.109 h21.788mh28.726 18.径向间隙 chhg0.188m0.0511.367

h13.6633936 19.齿根角 1arctanA0h22arctan6.23161351

A0 20.面锥角 01122848396135135730 022161112133936645057

21.根锥角 R11125.152590

R22254.96545736

22.外圆直径 d01d12h1cos17727.4070.87689.98  d02d22h2cos214023.790.482143.65

23

x01节锥顶点至齿轮外缘距离

d2140h1sin17.4065sin28.81166.4322d177h2sin23.79sin61.18935.18 22x0224.分度圆弧齿厚 s1m(22tg)m10.99 2 s210.99

25.固定弦齿厚 sg1s1cos29.381

sg2s2cos29.381

hxg1he0.5sxgtg26.固定弦齿高 5.60.59.3810.414

3.657 hxg23.657

3.差速器直齿锥齿轮的强度计算

差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在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与半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。 地下矿山自卸车的差速器齿轮的弯曲应力为：

2•103•T•K0•Ks•Km2 w （N/mm） w2Kv•F•Z2•m•J21033039.516610.72451.05 

12420720.237 829.61N/mm2W980N/mm2

合格！！

式中： T—差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩， N.m；

TTj0.6n20363.4440.63039.5166N.m

4 Tj—主减速从动轮所传递的扭矩； n—行星齿轮数目； Z2—半轴齿轮齿数；

K0—超载系数，一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车，以及液力

传动的各类汽车均取K01；

Kv—质量系数，对驱动桥齿轮可取Kv1；

Ks—尺寸系数，当端面模数m1.6mm

Ks4m740.7245； 25.425.4时，取

Km—载荷分配系数，当两个齿轮均为骑马式支撑时，

Km1.00~1.10 取1.05；

F、m——分别为计算齿轮的齿面宽（mm）、和模数； J—汽车差速器齿轮弯曲应力计算用的综合系数； w—许用弯曲应力为980N/mm2；

4.根据其计算的外形尺寸画出行星齿轮跟半轴齿轮的图形如下：

图（1）行星齿轮