【終稿全套】XG916Ⅱ輪式裝載機后驅動橋設計【5張CAD圖紙+文檔】

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XG916Ⅱ輪式裝載機后驅動橋設計 摘要 本次設計內容為XG916Ⅱ裝載機后驅動橋設計，大致上分為主傳動的設計，差速器的設計，半軸的設計，最終傳動的設計四大部分。其中主傳動錐齒輪采用螺旋錐齒輪，這種類型的齒輪的基本參數和幾何參數的計算是本次設計的重點所在。將齒輪的幾個基本參數，如齒數，模數，從動齒輪的分度圓直徑等確定以后，計算出齒輪的所有幾何參數，進而進行齒輪的受力分析和強度校核。并結合差速器，半軸和最終傳動的結構和工作原理及設計要求，合理選擇它們的結構形式及尺寸。本設計的差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪，半軸采用全浮式 ，最終傳動采用單行星排減速形式。 關鍵詞：XG916Ⅱ裝載機，中央傳動，輪邊減速器，設計  XG916 Ⅱ wheel loader after driving axle design Abstract The design content for the XG916 Ⅱ after loader drive axle design, the design is generally divided into the main transmission, differential design, axle design, the design of four major final drive. One main drive bevel gear spiral bevel gear, this type of gear the basic parameters and geometry of this calculation is the focus of the design. The gear a few basic parameters, such as number of teeth, module, driven gear pitch circle diameter is determined, calculate the geometric parameters of all the gear, then the gear stress analysis and strength check. Combined with differential, axle and final drive of the structure and working principle and design requirements, a reasonable choice of their structure and size. The design of the differential gear selection of straight bevel gears, axle with full floating, planetary final drive single row of slow form. Key words: XG916 Ⅱ loaders, center drive, wheel reducer design  目錄 第一章 緒論 1 1.1國內輪式裝載機發(fā)展概況 1 1.2 國產輪式裝載機現狀分析 2 1.3 國內輪式裝載機發(fā)展趨勢 3 1.4 國外輪式裝載機的發(fā)展概況 3 1.5 輪式裝載機產品的發(fā)展趨勢 4 第一章 總體方案論證 6 2.1非斷開式驅動橋 7 2.2斷開式驅動橋 7 2.3多橋驅動的布置 7 第三章 主減速器設計 9 3.1 結構型式 9 3.1.1主傳動器的減速型式 9 3.1.2錐齒輪齒型 10 3.2 支承方案 11 3.2.1 主動錐齒輪的支承 11 3.2.2從動齒輪的支承 12 3.3 主減速器錐齒輪設計 12 3.3.1錐齒輪載荷的確定 12 3.3.2錐齒輪主要參數的計算 13 3.3.3主減速器錐齒輪材料的選擇 16 2.3.4主減速器錐齒輪強度的計算 17 第四章 差速器設計 20 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 20 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 22 4.3 差速器基本參數的選擇 23 4.4 差速器齒輪的強度計算 25 行星齒輪、半軸齒輪工作過程中容易出現的主要質量問題 27 第五章 驅動半軸的設計 28 5.1　結構形式分析 28 5.2　半軸的計算 30 5.3　半軸的強度驗算 31 第六章 輪邊減速器設計 32 6.1 輪邊減速器傳動方案 32 6.2 行星排的配齒計算 33 6.3強度驗算 35 第七章 花鍵的選擇 37 設計總結 38 致謝 39 參考文獻 40 外文原文文獻 中文翻譯 44 第一章 緒論 1.1 國內輪式裝載機發(fā)展概況 我國裝載機行業(yè)起步于50年代末。1958年，上海港口機械廠首先測繪并試制了67KW（90hp）、斗容量為1m3的裝載機。這是我國自己制造的第一臺裝載機。該機采用單橋驅動、滑動齒輪變速。1964年，天津工程機械研究所和廈門工程機械廠測繪并試制了功率為100.57KW（135hp）斗容量為1.7m3 的Z435型裝載機。1962年國外出現鉸接式裝載機后,天津工程機械化研究所與天津交通局于1965年聯(lián)合設計了Z425型鉸接式裝載機。柳州工程機械廠和天津工程機械研究所合作，在參考國外樣機的基礎上，于1970年設計試制了功率為163.9KW(220hp)、斗容量為3m3的ZL50型裝載機。該機采用雙渦輪變矩器、動力換擋行星變速箱的液力機械傳動方式，Z形連桿機構的工作裝置及鉸接轉抽，并自行設計了“三合一”的機構，以解決液力機械化傳動式裝載機的拖啟動、熄火轉向及排氣制動問題。ZL50型裝載機經過幾年的實踐考核，證明性能良好、結構先進，為后來我國ZL系列裝載機的發(fā)展奠定了基礎。在ZL50的基礎上，后又設 計發(fā)展了ZL100、ZL40、ZL30、ZL20裝載機系列產品，并在這個系列的基礎上發(fā)展了DZL50和DZL40型供地下礦坑和隧道施工用的地下裝載機變型產品[6]。通過近40年的發(fā)展，我國裝載機從無到有，產品種類及產量均有較大幅度的提高，已經形成獨立的系列產品和行業(yè)門類。生產企業(yè)由1980年的20家增至現在的100余家，初步形成了規(guī)格為0.8-10t約19個型號的系列產品，并已成為工程機械主力機種。主要生產廠家為：廈工、柳工、龍工、徐工、常林、臨工、山工、成工、宜工、鄭工、武林、朝工、山河智能等，這些廠家有長時間的裝載機生產經驗、較強的實力、較高的市場占有率和較好的售后服務，在用戶心目中一直樹立著良好的形象，并保持其已有的地位和優(yōu)勢。其“八五”、“九五”技改的較大投入已逐漸發(fā)揮效力和作用，使企業(yè)煥發(fā)出生機和活力。“十五”期間，輪式裝載機行業(yè)出現了井噴式的發(fā)展，2001-2004年裝載機銷量增長率平均為46.98%，大大超過前25年的均值17.86%；2006年中國裝載機26家主要企業(yè)共銷售119895臺，同比增長13.3%(不含小裝)，占據世界裝載機的大半壁江山。中國市場大幅增長，已發(fā)展為世界上最大的市場[7]。國內各生產廠家所在地更加認識到裝載機這一產品的巨大市場和效益，紛紛將其列為支柱產業(yè)加以扶持并在政策上給予優(yōu)惠，像福建龍巖、山東蒙嶺等一批新成員的加盟，發(fā)展勢頭迅猛，競爭更加激烈。國際一流公司小松、利渤海爾、沃爾沃、卡特彼勒等在國內成立合資或獨資公司后，更加劇了國內裝載機市場的競爭。 近幾年，ZL10(1t)型以下的裝載機迅速發(fā)展起來，主要有ZL04(0.4t)、ZL05(0.5t)、ZL06(0.6t)、ZL07(0.7t)、ZL08(0.8t)等，其裝載容量也非常小，一般為0.3 m3～1.0 m3，故稱之為小型裝載機。由于這類裝載機發(fā)展時間非常短，人們對其還比較陌生，但市場卻已經非常紅火。2002-2006年，不到5年時間就發(fā)展到了6萬～8萬臺。目前我國小型裝載機制造企業(yè)已發(fā)展到約1000家，已經形成頗具規(guī)模的小型裝載機行業(yè)。這些制造企業(yè)主要集中在山東，特別是青州和萊州。2005年青州小裝的制造企業(yè)約有100家，產銷量在1萬臺以上，其中最大的是青州凱豐，2005年小裝產銷2000多臺。其次是青州威力、信邦、亞東等，2005年小裝產銷量均超過1000臺。萊州比青州的規(guī)模更大，目前萊州有小裝制造企業(yè)約150家以上，2005年產銷量達1.8萬～2萬臺，過千臺的企 業(yè)已有近10家，其中“萊工”、“魯工”2005年小裝的產銷量均超5000臺。除青州、萊州外，還有泰安、聊城、濰坊、臨沂、德州、青島等，幾乎遍布山東全省各地。山東臨沭的“山東常林”，2005年小裝產銷量約為3000臺。據不完全統(tǒng)計2005年山東全省小裝的產銷量達到4萬～5萬臺。第二個小裝制造大省是河南，主要分布在洛陽、鞏義、 鄭州等地，制造企業(yè)也有幾十家，河南小裝產銷量最大的洛陽一拖，2005年一拖的小裝產銷量達3000多臺。其它小裝產銷量比較集中的還有安徽、江蘇、福建、河北等省。據小裝行業(yè)人士的估計，2007年我國小裝行業(yè)的形勢還要好，預計2007年我國小裝的產銷量可達12萬臺以上。 我國小型裝載機制造業(yè)當前正處于發(fā)展時期，有一定的盈利空間，小裝技術水平低、結構簡單、零配件充足齊全，進入門檻低。因此目前仍有大批企業(yè)進入小裝行業(yè)，在這種情況下，盡管市場“突飛猛進”，但產能增長更快，因此今后的市場競爭必然殘酷而激烈，低水平的價格戰(zhàn)也在所難免。另外，我國小型裝載機還有很多需要改進的地方，如：傳動系統(tǒng)技術水平太低，司機勞動強度大，能耗高、作業(yè)效率低，與國家提倡的節(jié)能降耗、安全環(huán)保等不一致；在傳動方面應該向雙變(變矩器＋變速箱)或全液壓方向發(fā)展；當前廣泛采用的單缸柴油機功率偏小，噪聲、振動、能耗都偏大；從發(fā)展的角度看，在成本增加不大的情況下，應盡量采用雙缸或4缸柴油機；同時在液壓轉向系統(tǒng)方面最好采用優(yōu)先全液壓轉向系統(tǒng)，變速操縱應由機械換擋變?yōu)橐簤簞恿Q擋等。我想這些都是今后小裝技術發(fā)展的方向。目前已經有一些常規(guī)裝載機大廠開始生產小裝，如廈工集團所屬的“廈工新宇”、徐工集團所屬的”徐特“、柳工所屬的“江蘇柳工”等[9]。我認為大廠進入小裝行業(yè)并不會對他們產生威脅，但會有助于行業(yè)的發(fā)展。 我國國民經濟建設的持續(xù)高漲，城市化、城鎮(zhèn)化進程的不斷加速，勞動力的需求越來越緊缺，勞動力成本也越來越高，裝載機作為一種既機動靈活，又價廉物美的機器設備，將取代高成本、低效率的手工勞動，特別是西部大開發(fā)，這類產品將有廣闊的潛在市場。所以，小型裝載機將具有良好的開發(fā)前景 。 1.2 國產輪式裝載機現狀分析 （1）3t以下裝載機 3t以下產品主要有ZL04、ZL05、ZL06、ZL07、ZL08、ZL10、ZL15、ZL16等，主零部件均采用一般性能及質量的發(fā)動機、驅動橋、變速箱、液壓件。技術較先進的靜液壓傳動產品，液壓件國內不易配套，一定程度上制約了該類產品的發(fā)展。 （2）ZL30裝載機 ZL30裝載機主要生產廠家有成工、常林、徐工、宜工、山工等。該產品零部件配置較零亂，生產廠家具有自制的橋箱，風格各具特色，質量及性能上相對穩(wěn)定，技術先進性一般。徐工開發(fā)的ZL30F裝載機，采用電換擋變速箱，使3t級裝載機技術上有新的突破。 （3）ZL40／ZL50裝載機 ZL40／ZL50裝載機，主要裝載機生產廠家均擁有該產品。第一代產品幾十年來沿續(xù)至今，全國幾乎使用同一套圖紙，有些技術力量薄弱的廠家，仍把其當作主導產品推向市場。第二、三代產品主要是對工作裝置進行優(yōu)化，改變外觀造型。如柳工ZL40B／ZL50C、徐工ZL40E／ZL50E。第四代產品是在第三代的基礎上，進一步優(yōu)化整機的性能及配置，電控箱、濕式制動器等新技術得到應用，并形成了各企業(yè)的專有技術及專利技 術，使產品以嶄新的面目推向市場。 （4）ZL60及6t以上裝載機 6t以及6t以上的裝載機，這是國內潛在市場最大的產品，1998年以前大多數生產廠家均開發(fā)了ZL60裝載機，但由于受傳動件的制約，ZL60裝載機沒能成功地推向市場。之后，各廠家陸續(xù)推出了新的一代ZL60裝載機，多數廠家選擇柳州ZF合資生產的箱或橋，液壓元件也有新配置，發(fā)動機選用斯太爾或上柴6121(Cat3306)，整機可靠性上得到很大提高，給國內大噸位裝載機帶來發(fā)展機遇。 1.3 國內輪式裝載機發(fā)展趨勢 國產輪式裝載機正在從低水平、低質量、低價位、滿足功能型向高水平、高質量、中價位、經濟實用型過渡。從仿制仿造向自主開發(fā)過渡，各主要廠家不斷進行技術投入，采用不同的技術路線，在關鍵部件及系統(tǒng)上技術創(chuàng)新，擺脫目前產品設計雷同，無自己特色和優(yōu)勢的現狀，從低水平的無序競爭的怪圈中脫穎而出，成為裝載機行業(yè)的領先者。 　?。?）大型和小型輪式裝載機，在近幾年的發(fā)展過程中，受到客觀條件及市場總需求量的限制。競爭最為激烈的中型裝載機更新速度將越來越快； 　?。?）根據各生產廠家的實際情況，重新進行總體設計，優(yōu)化各項性能指標，強化結構件的強度及剛度，使整機可靠性得到大步提高； 　　（3）細化系統(tǒng)結構。如動力系統(tǒng)的減振、散熱系統(tǒng)的結構優(yōu)化、工作裝置的性能指標優(yōu)化及各鉸點的防塵、工業(yè)造型設計等； 　?。?）利用電子技術及負荷傳感技術來實現變速箱的自動換擋及液壓變量系統(tǒng)的應用，提高效率、節(jié)約能源、降低裝載機作業(yè)成本； 　?。?）提高安全性、舒適性。駕駛室逐步具備FOPS和ROPS功能，駕駛室內環(huán)境將向汽車方向靠攏，方向盤、座椅、各操縱手柄都能調節(jié)，使操作者處于最佳位置工作； 　?。?）降低噪聲和排放，強化環(huán)保指標。隨著人們環(huán)保意識的增強，降低裝載機噪聲和排放的工作已迫在眉捷，現在許多大城市已經制定機動車的噪聲和排放標準，工程建設機械若不符合排放標準，將要限制在該地區(qū)的銷售； 　?。?）廣泛利用新材料、新工藝、新技術，特別是機、電、液一體化技術，提高產品的壽命和可靠性； （8）最大限度地簡化維修盡量減少保養(yǎng)次數和維修時間，增大維修空間，普遍采用電子監(jiān)視及監(jiān)控技術，進一步改善故障診斷系統(tǒng)，提供給司機排除問題的方法。 1.4 國外輪式裝載機的發(fā)展概況 國外輪式裝載機最早出現在第二次工業(yè)革命時期，其發(fā)展到今天，無論是技術、設計、制造還是銷售、服務等都已經非常成熟。國外輪式裝載機著名的生產廠家有卡特彼勒、山貓、凱斯、約翰·迪爾、利勃海爾、特雷克斯、沃爾沃、小松、JCB 、現代、日立等。 2000年在中國市場真正搞活以前，輪式裝載機全球需求量約為74500臺。其中，中國(32%)是最大的地區(qū)市場，其后依次是歐洲(30%)、北美洲(20%)和日本(12%)。到2005年，市場環(huán)境急劇變化:?全球需求量幾乎增長一倍，達14.2萬臺，中國市場大幅增長為世界上最大的市場。歐洲和北美洲彼此的市場規(guī)模非常相近，但其市場構成卻存在根本差別:?在歐洲低于59.7kW(80hp)的小型機械更受偏愛(但僅限于某些國家， 尤其是德國)。這類產品占該地區(qū)需求量的40%，與之相比在北美洲只占12%。英國工程機械咨詢有限公司估計約有20家國際(即非中國的)輪式裝載機制造商年產量超過500臺，合計年產約為6萬臺。2005年卡特彼勒、小松、沃爾沃、CNH和迪爾的總產量占該年總產量的75%，而10年前5大制造商只占54%，目前這5大制造商在國際市場中所占份額的總和仍在增加[12]。因此，國際市場掌握在少數制造商的手里。? 國外輪式裝載機一方面往大型化發(fā)展，如：卡特彼勒公司90年代初推出Cat966F輪式裝載機，時隔1年又推出Cat980F輪式裝載機，它增加了斗容和功率，改善了性能、提高了可靠性。不久又推出更大的Cat994輪式裝載機，根據物料體積質量不同而選配18-30m3的鏟斗、機重170t；德雷塞（Dresser）公司90年代初推出4000型輪式裝載機，斗容10-30m3、機重151.8t。目前，全世界約有400臺（功率大于750kw）大型輪式裝載機應用在露天礦山和建筑工程，與大型自卸汽車配套使用。另一方面，小型輪式裝載機以機動靈活、效率高、多功能和價格低廉贏得市場，發(fā)展甚快。如：日本古河公司生產的FL30-1型輪式裝載機斗容0.34m3、機重2.3t；小松公司的 WA30-l型斗容0.34m3、柴油機功率20kw；豐田織機公司的斗容0.17m3、機重1t等。這些微型裝載機適用于建筑工地和地下礦山挖溝、平地、堆料等。國外小型裝載機及小型多功能裝載機，包括挖掘裝載機在內，市場份額已相當大，美國的山貓牌小型多功能裝載機車銷量在5萬臺左右，還有美國的凱斯、約翰·迪爾、卡特彼勒、英國的JCB等公司的挖掘裝載機及小型多功能裝載機年銷量都在萬臺以上。 1.5 輪式裝載機產品的發(fā)展趨勢 工程機械產品的發(fā)展趨勢有：廣泛應用微電子技術與信息技術，完善計算機輔助駕駛系統(tǒng)、信息管理系統(tǒng)及故障診斷系統(tǒng)；采用單一吸聲材料、噪聲抑制方法等消除或降低機器噪音；通過不斷改進電噴裝置，進一步降低柴油發(fā)動機的尾氣排放量；研制無污染、經濟型、環(huán)保型的動力裝置；提高液壓元件、傳感元件和控制元件的可靠性與靈敏性，提高整機的機—電—信一體化水平；在控制系統(tǒng)方面，將廣泛采用電子監(jiān)控和自動報警系統(tǒng)、自動換擋變速裝置；用于物料精確挖（鏟）、裝、載、運作業(yè)的工程機械將安裝GPS定位與重量自動稱量裝置；開發(fā)特種用途的“機器人式”工程機械等。輪式裝載機產品的發(fā)展趨勢具體如下： （1）系列化、特大型化 系列化是工程機械發(fā)展的重要趨勢，系列化是輪式裝載機發(fā)展的重要趨勢。國外著名大公司逐步實現其產品系列化進程，形成了從微型到特大型不同規(guī)格的產品。與此同時，產品更新?lián)Q代的周期明顯縮短。所謂特大型，是指其裝備的發(fā)動機額定功率超過1000HP，主要用于大型露天礦山或大型水電工程工地。產品特點是科技含量高，研制與生產周期較長，投資大市場容量有限，市場競爭主要集中少數幾家公司。目前僅有馬拉松·勒圖爾勒、卡特彼勒和小松—德雷塞這三家公司能夠生產特大型裝載機。 （2）多用途、微型化 為了全方位地滿足不同用戶的需求，國外裝載機在朝著系列化、特大型化方向發(fā)展的同時，已進入多用途、微型化發(fā)展階段。推動這一發(fā)展的因素首先源于液壓技術的發(fā)展—通過對液壓系統(tǒng)的合理設計，使得工作裝置能夠完成多種作業(yè)功能；其次，快速可更換聯(lián)接裝置的誕生—安裝在工作裝置上的液壓快速可更換聯(lián)接器，能在作業(yè)現場完成各種附屬作業(yè)裝置的快速裝卸及液壓軟管的自動聯(lián)接，使得更換附屬作業(yè)裝置的工作在司機室通過操縱手柄即可快速完成。一方面，工作機械通用性的提高，可使用戶在不增 加投資的前提下充分發(fā)揮設備本身的效能，能完成更多的工作；另一方面，為了盡可能地用機器作業(yè)替代人力勞動，提高生產效率，適應城市狹窄施工場所以及在貨棧、碼頭、倉庫、艙位、農舍、建筑物層內和地下工程作業(yè)環(huán)境的使用要求，小型及微型輪式裝載機有了用武之地，并得到了較快的發(fā)展。為占領這一市場，各生產廠商都相繼推出了多用途、小型和微型輪式裝載機。如卡特彼勒公司生產的IT系列綜合多用機、克拉克公司生產的“山貓”等。 （3）電子化與信息化互動 以微電子、Internet為重要標志的信息時代，不斷研制出集液壓、微電子及信息技術于一體的智能系統(tǒng)，并廣泛應用于工程機械的產品設計之中，進一步提高了產品的性能及高科技含量。Letourneau集成網絡控制系統(tǒng)便是一例。通過顯示在機載計算機屏幕的出錯信息，提示司機出錯原因，并采用三級報警燈光信號（藍、淡黃、紅）表示發(fā)動機、液壓系統(tǒng)、電氣和電子系統(tǒng)的各種狀態(tài)。目前，該系統(tǒng)已安裝在L1350型礦用裝載機上。 （4）不斷創(chuàng)新的結構設計 如裝載機的工作裝置已不再采用單一的“Z型”連桿機構，繼出現了八桿平行結構和TP連桿機構之后，卡特彼勒公司于1996年首次在礦用大型裝載機上采用了單動臂鑄鋼結構的特殊工作裝置，即所謂的“VersaLink機構”。這種機構替代綜合多用機上的八桿平行舉升機構和傳統(tǒng)的“Z型” 連桿機構，可承受極大的扭矩載荷和具有卓越的可靠性（耐用性），駕駛室前端視野開闊。O＆K公司研制的創(chuàng)新LEAR連桿機構，專為小型裝載機而設計。Schaeff公司于2000年3月在Intermat展覽會上展出的高卸位式SKL873型輪式裝載機的可折疊式創(chuàng)新連桿機構工作裝置，進一步增加了輪式裝載機的工作裝置的種類。 （5）安全、舒適、可靠 駕駛室將逐步實施R O PS和FO PS設計方法，配裝冷暖空調。全密封及降噪處理的“安全環(huán)保型”駕駛室，采用人機工程學設計的司機座椅可全方位調節(jié)，以及功能集成的操縱手柄、全自動換擋裝置及電子監(jiān)控與故障自診斷系統(tǒng)，以改善司機的工作環(huán)境，提高作業(yè)效率。大型裝載機安裝有閉路監(jiān)視系統(tǒng)以及超聲波后障礙探測系統(tǒng)，為司機安全作業(yè)提供音頻和視頻信號。微機監(jiān)控和自動報警的集中潤滑系統(tǒng)，大大簡化了機器的維修程序，縮短了維修時間。如卡特彼勒公司的F系列裝載機日常維修時間只需3.45 min。目前，大型裝載機的使用壽命達2.05萬小時，最高可達2.5萬小時。 （6）節(jié)能與環(huán)保 為提高產品的節(jié)能效果和滿足日益苛刻的環(huán)保要求，國外裝載機公司主要從降低發(fā)動機排放、提高液壓系統(tǒng)效率和減振、降噪等方面入手。目前，卡特彼勒公司生產功率為15～10150kM的柴油發(fā)動機。其中6缸、7.2升、自重588kg、功率為131～205KW的3126B型環(huán)保指標最好，滿足EPATier Ⅱ和EUStage Ⅱ排放標準?？ㄌ乇死?516B型發(fā)動機裝有電子噴射裝置及ADEM模塊，可提高22％的噴射壓力，便于燃油完全、高效燃燒，燃燒效率可提高5％，NoX下降40％，扭矩增加35％。個別廠家生產的裝載機產品，機外品噪聲已降至72dB（A）。  第一章 總體方案論證 裝載機驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、半軸、輪邊減速器和驅動橋殼等組成。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： a)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 b)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 c)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 d)在保證足夠的強度、剛度條件下，要求質量小。 e)與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。 f)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但可以大大提高車輛在不平路面上的行駛平順性。 圖2-1輪式裝載機驅動橋總成 2.1非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種工程機械、多數的越野汽車。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在裝載機輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；輪式裝載機的輪邊減速器一般為行星式，以減小其尺寸，獲得大的傳動比，且將其安裝在輪轂內。 2.2斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 2.3多橋驅動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些重型機械及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅動，常采用的有 4×4、6×6、8×8等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對 8×8汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難于布置了。 為了解決上述問題，現代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。 由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，而且由于裝載機工作條件惡劣，所受載荷沖擊比較大，在工作過程中工作裝置需要一定的平順性，所以本課題選用非斷開式驅動橋。 采用雙橋驅動。在實際工作中，前橋載荷分配比較大，而且在不工作和載荷比較小的情況下，常常脫開后橋，所以在設計時，以前橋設計為主，后橋結構形式與零件設計與前橋相同，只是安裝時要注意零件的相對位置在前后橋中的不同。  第三章 主減速器設計 主減速器是車輛傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的車輛，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于車輛在各種道路上行駛時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。 3.1 結構型式 3.1.1主傳動器的減速型式 圖表3-1減速形式  由上表選定減速型式為單級減速附行星輪邊減速，如圖 2-1所示。 3.1.2錐齒輪齒型 圖3-2 錐齒輪齒形 （1）直錐齒輪，如圖 3-2（a）所示，齒線形狀為直線，是最簡單的型式，便于加工。 缺點是直錐齒輪的小齒輪齒數小于8～9個就產生根切，因此得不到大的傳動比，且重疊 系數小，齒面接觸區(qū)小。故在主傳動中一般不采用。 （2）零度弧齒錐齒輪，即弧齒錐齒輪中，其中點螺旋角b = 0 （圖3-2（b））。其性能 介于直錐齒輪與螺旋錐齒輪之間，同時嚙合的齒數比直錐齒輪多，傳遞載荷較大。一般用在載荷較大而軸向力不大的主傳動上。 （3）弧齒螺旋錐齒輪，中點螺旋角不等于零的其他弧齒錐齒輪（圖3-2（c））所示。 其優(yōu)點是：不產生根切的最小齒數可為5～6，傳動的傳動比大；同時嚙合齒數較多，重疊系數大，在高速和大傳動比工作時，傳動平穩(wěn)，噪音??；可采用不等的齒側面曲率半徑，使接觸區(qū)位于輪齒中部，提高傳動的耐久性和可靠性。并使齒輪嚙合對裝配錯位不像直齒敏感，從而裝配較容易。 （4）準雙曲面齒輪，如圖3-3所示。它的外形與弧齒錐齒輪相似，加工方法也用弧齒錐 齒輪機床。但是這種齒輪相當于把垂直相交的小齒輪軸線，向下或向上偏移了E距離，如圖所示，E稱偏置距。和螺旋錐齒輪相比，由于主動齒輪螺旋角增大（可達50°左右），可使主動錐齒輪軸加粗，增大了端面模數，提高嚙合剛度和壽命，重疊系數更大，因此傳動更平穩(wěn)，負荷能力加大。有由于主、從動齒輪軸線不相交，這就可以提高驅動橋高度，增大離地間隙，提高越野能力?；蚩墒管圀w重心下降，增加平穩(wěn)性。缺點是齒面滑移大，軸承推力大，傳動效率低，（螺旋錐齒輪h = 95%）加工精度要求高。 根據各種齒輪的優(yōu)缺點和裝載機的工作特點，選定為弧齒螺旋錐齒輪。  圖3-3準雙曲面齒輪 3.2 支承方案 3.2.1 主動錐齒輪的支承 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經方 案論證，采用跨置式支承結構（如圖3-4（a）示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾樱过X輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 圖3-4 主、從動錐齒輪支承形式  3.2.2從動齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 2-3（b）示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸 c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d 應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是 c 等于或大于 d。 3.3 主減速器錐齒輪設計 3.3.1錐齒輪載荷的確定 1. 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Tce 從動錐齒輪計算轉矩Tce Tce= 式3-1 式中： Tce—計算轉矩，； Temax—發(fā)動機最大轉矩；Temax =234 n—計算驅動橋數，2； if—變速器傳動比，if=3.05； i0—主減速器傳動比，i0=5.833； η—變速器傳動效率，取η=0.9； k—液力變矩器變矩系數，K=1； Kd—由于猛接離合器而產生的動載系數，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動比，i1=2.1544； 代入式（3-1），有： Tce=4486.3  3.3.2錐齒輪主要參數的計算 1.選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素： （1）為了磨合均勻，，之間應避免有公約數。 （2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40。 （3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。 （4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 （5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 為了滿足上述要求齒數可按圖表 3-5選擇。 從表中選擇 z1=7 ； 圖表3-5 小齒輪齒數 z1 的選擇  z2=z1 ×i=7×5.833= ， 圓整取40； 驗算傳動比： I=Z2/Z1=5.714 DI=(5.833-5.714)/5.833=0.02<0.04 傳動比合適，齒數選擇合適。 2.主、從動齒輪齒形參數計算 從動錐齒輪大端分度圓直徑，按經驗公式： ——直徑系數，一般取2.8～3.48； ——從動錐齒輪的計算轉矩， 所以 =（2.8～3.48）=（214.3～266.4） 初選大端分度圓直徑為260mm 則模數為 Ms=D2/Z2=260/40=6.5 經檢驗模數符合要求！根據d =m×z d1=6.5×7=45.5 d2=6.5×40=260 3. 主，從動錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝 變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大 了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理 變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。 另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度 會降低。 b≦1／3La; b≤0.155D; b≦10m;  所以取 =38 =35 4.中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小?；↓X錐 齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。 5. 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向 力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從 動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂 看為順時針，驅動汽車前進。 6. 法向壓力角 法向壓力角大一些可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重合度下降。對于弧齒錐齒輪，乘用車的а一般選用14°30’或16°,商用車的а為20°或22°30’。這里取 а＝20°30’。 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 主動齒輪齒數 7 從動齒輪齒數 40 端面模數 6.5㎜ 齒面寬 =35㎜ =38㎜ 工作齒高 =1.560m 10.14㎜ 全齒高 =11.2645㎜ 法向壓力角 =20°30’ 軸交角 =90° 節(jié)圓直徑 = 45.5㎜ =260㎜ 節(jié)錐角 arctan =90°- =9.9256° =80.0744° 節(jié)錐距 A== 取A=131.98㎜ 周節(jié) t=3.1416 t=20.4204㎜ 齒頂高 齒根高 = 3.3.3主減速器錐齒輪材料的選擇 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、 作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。 主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求： a)具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 b)齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 c)鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 d)選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 工程機械主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造， 主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數為0.8%～1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生 塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。 對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲 硫處理以提高耐磨性。 由以上介紹選擇大、小錐齒輪的材料為20CrMnTi,其參數如下： s b =1080MPa s s = 850MPa 硬度217HBS 2.3.4主減速器錐齒輪強度的計算 （1）錐齒輪彎曲強度驗算 σu=Mmax?KcKv?2FZm2?Ks?KmJw 式中 σu —— 錐齒輪所受的最大彎曲應力，MPa ； Mmax —— 錐齒輪最大載荷作用下的扭矩，N ?mm； Kc—— 超載系數，可取Kc =1; Kv—— 動載系數，7級精度，可取Kv = 1.06； F —— 齒寬，mm，F = b； z —— 齒數； m —— 大端模數，m s = m ； Ks—— 尺寸系數，反映材料的不均勻性與齒輪尺寸及熱處理有關，一般當模數 當m <1.6 mm時，取K s =0.5 ；m ≥1.6時： K s = 4m25.4 ,則K s=46.525.4=0.711 K m —— 載荷分配系數，小齒輪用跨置式支承，K m = 1.00 ~ 1.10 ，取K m =1.05 ； JW——計算彎曲應力的系數，查表得Jw1=0.222， Jw2=0.185； σu1=448630×11.06?238×7×6.52?0.711×1.050.222=253.285MPa σu2=448630×11.06?235×40×6.52?0.711×1.050.185=57.749MPa 許用彎曲應力為：σu=0.75σb=0.75 ×1080=810MPa 則 σu1< σu ,σu2<σu齒輪彎曲強度合格。 （2）錐齒輪接觸應力驗算 σo=c02p?c1c2?1b?d?c3?c4?c9J公斤∕厘米2 上述公式同樣由三部分組成：有關載荷參數p?c1c2 ；有關齒輪齒數參數1b?d 和有關應力分布的參數c3?c4?c9J。式中各項系數如下： P——作用在錐齒輪中點的圓周力， c0——與材料有關的系數，決定于材料的彈性性質，對剛制錐齒輪可取c0=740； c1 ——過載系數c1=K0,對輪式裝載機可取1.25-1.5; c2 ——質量系數，可取c2=Kv； d ——小齒輪大端分度圓直徑； b ——齒面寬，兩齒齒輪寬不等時，取其中較小的值； c3—— 尺寸系數，當材料選擇適宜，滲碳層深度與表面硬度符合要求時， 可取c3=1.0； c4——載荷再分布系數可取 c4= Km，取1.0-1.1； c9——表面質量系數與表面光潔度，表面最后加工性質和表面處理情況有關，對制造 精度較高的齒輪，可取 c9=1.0； J——表面接觸強度的綜合系數，考慮了載荷作用點處嚙合齒面的相對曲率半徑，有效 齒面寬及慣性系數等的影響，對于軸交角為90o；壓力角為22o30，，螺旋角為35o的錐 齒輪的綜合系數，由圖查得J=0.126； σo=c02p?c1c2?1b?d?c3?c4?c9J =7402345.1×1.251.0?135×45.5?10.126 =10850.11公斤∕厘米2 ≤35000公斤∕厘米2 錐齒輪輪齒的齒面接觸強度合格。  第四章 差速器設計 車輛在行使過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不相等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。 差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面 間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種 形式。差速器的結構廣泛采用對稱式圓錐直齒輪差速器，由差速器左、右殼，2個半軸 齒輪，4個行星齒輪(少數汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)， 行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片 等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方。 本設計采用對稱式圓錐直齒輪差速器。 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖4-1　差速器差速原理  當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖4-1），其值為。于是==，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-) 即 + =2 （4-1） 若角速度以每分鐘轉數表示，則 （4-2） 式（4-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。 式（4-2）還可以得知：①當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；②當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。  4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖4-2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖4-2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。 圖4-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片； 7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼 1- 軸承；2-左外殼；3-墊片；4-半軸齒輪；5-墊圈； 6-行星齒輪；7-從動齒輪；8-右外殼；9-十字軸；10-螺栓  4.3 差速器基本參數的選擇 圓錐直齒輪差速器的外殼，通常是安裝在主傳動器的從動齒輪上的，因而受主傳動器結構的限制。 4.3.1 差速器球面直徑的選擇 差速器的大小可由差速器球面直徑f 來表征，而球面半徑代表了差速器齒輪的節(jié)錐距，因此表征了差速器的強度?？砂唇涷灩竭x取f ： ?=K?3Mmax ; （4-3） 式中 f? —— 差速器球面直徑，mm； K?—— 差速器球面系數， fK?==1.1 ~ 1.3 ，取1.15 ； Mmax—— 差速器承受的最大扭矩(公斤?毫米) ，按最大輸入轉矩算。 ?=1.33448630=99.52mm ； 計算的球面直徑還要根據從動齒輪的結構而定。 在差速器球面直徑選出之后，差速器齒輪的大小就基本確定了。此時應使小齒輪齒數盡量小以得到大的模數，從而提高齒輪強度。現今差速器齒輪大多采用22.5°壓力角，齒高系數0.8，頂隙系數0.188的齒形，由于壓力角增大，最小齒數可小到10 。并可在小齒輪不變尖的條件下，由切向修正加大齒厚，從而使大、小齒輪趨于等強度。 4.3.2 齒數的選擇 行星齒輪齒數， 多采用10 - 12 ， 半軸多采用16 - 22 。 為保證安裝，行星齒輪和半軸齒輪的齒數應符合下式： Z左半+Z右半i=m （ 4-5） 式中 Z左半—— 左半軸齒輪齒數； Z右半—— 右半軸齒輪齒數； i —— 行星齒輪個數，大、中型工程機械的行星齒輪數為4； m —— 任意整數； 取Z行=10 Z半=18 4.3.3差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角， ==29.05° =90°-=60.95° 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數m m===4.95 由于強度的要求在此取m=5mm 得 d1=mz1=5×10=50mm d2=mz2=5×18=90mm 4.3.4壓力角α 目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數為0.8。最小齒數可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角  4.3.5差速器部分的齒輪: 項目 半軸齒輪（2個） 行星輪（4個） 齒數 18 10 模數 5mm 5mm 分度圓直徑 90mm 50mm 壓力角 22.5° 22.5° 齒高系數 0.8 0.8 徑向