汽车驱动桥设计.docx
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汽车驱动桥设计
车辆工程专业课程设计
学院机电工程学院班级12级车辆工程
姓名黄扬显学号
成绩指导老师卢隆辉
设计课题某型轻型货车驱动桥设计
2015年11月15日
整车性能参数（已知）
驱动形式：
6×2后轮
轴距：
3800mm
轮距前/后：
1750/1586mm
整备质量4310kg
额定载质量：
5000kg
空载时前轴分配轴荷45%，满载时前轴分配轴荷26%
前悬/后悬：
1270/1915mm
最高车速：
110km/h
最大爬坡度：
35%
长宽高：
6985、2330、2350
发动机型号：
YC4E140—20
最大功率：
99.36kw/3000rmp
最大转矩：
380N·m/1200～1400mm
变速器传动比：
7.74.12.341.510.81
倒档传动比：
8.72
轮胎规格：
9.00—20
离地间隙：
>280mm
1总体设计
驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。
驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
驱动桥设计应当满足如下基本要求：
1）所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。
2）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。
3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。
4）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。
5）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。
6）与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。
7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。
1.1非断开式驱动桥
普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。
他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。
这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。
驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。
在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。
在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。
在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。
对于轮边减速器：
越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。
1.2断开式驱动桥
断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。
断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。
另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。
这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。
主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。
两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。
2主减速器设计
主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。
驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：
1）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。
2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。
3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。
4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。
5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。
2.1主减速器结构方案分析
2.1.1螺旋锥齿轮传动
按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。
在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。
为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。
因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。
此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。
查阅文献[1]、[2]，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图3-1示）。
螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。
另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。
为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。
2.2主减速器主、从动锥齿轮的支承方案
2.2.1主动锥齿轮的支承
主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。
查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图3-2示）。
齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。
跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。
齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。
装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。
本课题所设计的YC1090货车装载质量为5t，所以选用跨置式。
2.2.2从动锥齿轮的支承
从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-3示）。
为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。
为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。
为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。
2.3主减速器锥齿轮设计
主减速比i
、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。
2.3.1主减速比i
的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。
i
的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。
可利用在不同i
下的功率平衡田来研究i
对汽车动力性的影响。
通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i
值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率
及其转速
的情况下，所选择的i
值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速
。
这时i
值应按下式来确定：
=
（2-1）
式中
——车轮的滚动半径，
=0.508m
igh——变速器量高档传动比。
igh=1
对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i
一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：
（2-2）
式中i——分动器或加力器的高档传动比
iLB——轮边减速器的传动比。
根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。
把np=3600r/n,
=110km/h,r
=0.508m,igh=1代入（2-1）有：
0.377（0.508x3600r/n）/110k/m
计算出i
=6.50
从动锥齿轮计算转矩Tce
Tec=
=
（2-3）
式中：
Tce—计算转矩，Nm；
Temax—发动机最大转矩；Temax=380Nm
n—计算驱动桥数，1；
if—变速器传动比，if=7.7；
i0—主减速器传动比，i0=6.50；
η—变速器传动效率，η=0.96；
k—液力变矩器变矩系数，K=1；
Kd—由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；
i1—变速器最低挡传动比，i1=0.81；
代入式（2-3），有：
Tce≈7201Nm
主动锥齿轮计算转矩T=12305Nm
2.3.2主减速器锥齿轮的主要参数选择
a）主、从动锥齿轮齿数z1和z2
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；
为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。
查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.33，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38。
b）主、从动锥齿轮齿形参数计算
按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表2-1。
从动锥齿轮分度圆直径dm2=14
=304.48mm取dm2=304mm
齿轮端面模数
表2-1主、从动锥齿轮参数
参数
符号
主动锥齿轮
从动锥齿轮
分度圆直径
d=mz
64
304
齿顶高
ha=1.56m-h2;h2=0.27m
6.77
4.42
齿根高
hf=1.733m-ha
4.33
6.68
齿顶圆直径
da=d+2hacosδ
90
376
齿根圆直径
df=d-2hfcosδ
60
270
齿顶角
θa
2°41′
3°21′
齿根角
θf=arctan
3°21′
2°41′
分锥角
δ=arctan
14°
76°
顶锥角
δa
15°41′
78°21′
根锥角
δf
11°39′
74°19′
锥距
R=
132
132
分度圆齿厚
S=3.14mz
9
9
齿宽
B=0.155d2
47
47
c）中点螺旋角β
弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。
汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。
货车选用较小的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪音低。
取β=35°。
d）法向压力角α
法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。
对于货车弧齿锥齿轮，α一般选用20°。
e）螺旋方向
从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。
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轴向力的方向。
当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
2.4主减速器锥齿轮的材料
驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。
因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。
主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：
a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。
b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。
c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
d）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。
汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。
渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。
因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。
由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。
其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。
为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。
对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。
对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。
2.5主减速器锥齿轮的强度计算
2.5.1单位齿长圆周力
按发动机最大转矩计算时
P=
（2-4）式中：
ig—变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.7；
D1—主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D
=64mm
其它符号同前；
将各参数代入式（2-4），有：
P≈1355N/mm
按照文献[1],P≤[P]=1429N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。
2.5.2齿轮弯曲强度
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
=
=
（2-5）
式中：
—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；
T—齿轮的计算转矩，Nm；
k0—过载系数，一般取1；
ks—尺寸系数，0.682；
km—齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25；
kv—质量系数，取1；
b—所计算的齿轮齿面宽；b=47mm
D—所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mm
Jw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03；
对于主动锥齿轮，T=7201Nm；从动锥齿轮，T=12305Nm；
将各参数代入式（2-5），有：
主动锥齿轮，
≈647MPa；
从动锥齿轮，
=563MPa；
按照文献[1],主从动锥齿轮的
≤[
]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。
2.5.3轮齿接触强度
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：
σj=
=
（2-6）
式中：
σj—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；
D1—主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=64mm
b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mm
kf—齿面品质系数，取1.0；
cp—综合弹性系数，取232N1/2/mm；
ks—尺寸系数，取1.0；
Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.01；
Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1516.4N.m
k0、km、kv选择同式（3-5）
将各参数代入式（3-6），有：
σj=2722MPa
按照文献[1]，σj≤[σj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。
2.6主减速器锥齿轮轴承的设计计算
2.6.1锥齿轮齿面上的作用力
锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。
该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。
a）齿宽中点处的圆周力F
F=
=
（2-7）
式中：
T—作用在从动齿轮上的转矩；
Dm2—从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（2-8）确定，即
Dm2=D2-b2sinγ2=304mm-47mm*sin76°（2-8）
式中：
D2—从动齿轮大端分度圆直径；D2=304mm
b2—从动齿轮齿面宽；b2=47mm
γ2—从动齿轮节锥角；γ2=76°
将各参数代入式（2-8），有：
Dm2=258mm
将各参数代入式（2-7），有：
F=3000N
对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。
b）锥齿轮的轴向力Faz和径向力Frz（主动锥齿轮）
作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力分别为
Faz=
（2-9）
Frz=
（2-10）
将各参数分别代入式（3-9）与式（3-10）中，有：
Faz=2752N，Frz=142N
2.6.2锥齿轮轴承的载荷
当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。
图2-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:
图2-4单级主减速器轴承布置尺寸
图2—4中各参数尺寸：
a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。
由主动锥齿轮齿面受力简图（图2-5所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。
图3-5主动锥齿轮齿面受力简图
轴承A：
径向力
Fr=
（2-11）
轴向力
Fa=Faz（2-12）
将各参数代入式（2-11）与（2-12），有：
Fr=3997N，Fa=2752N
轴承B：
径向力
Fr=
（2-13）
轴向力
Fa=0（2-14）
将各参数代入式（2-13）与（2-14），有：
Fr=1493N，Fa=0N
轴承C：
径向力
Fr=
（2-15）
轴向力
Fa=Faz（2-16）
将各参数代入式（2-15）与（2-16），有：
Fr=2283N，Fa=2752N
轴承D：
径向力
Fr=
（2-17）
轴向力
Fa=0（2-18）
将各参数代入式（2-17）与（2-18），有：
Fr=1745N，Fa=0N
轴承E：
径向力
Fr=
（2-19）
轴向力
Fa=0（2-20）
将各参数代入式（2-19）与（2-20），有：
Fr=1245N，Fa=0N
2.6.3锥齿轮轴承型号的确定
轴承A
计算当量动载荷P
（2-21）
查阅文献[2]，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故
>e，由此得X=0.4,Y=1.7。
另外查得载荷系数fp=1.2。
P=fp（XFr+YFa）=1.2（0.4x2752N+1.7x3997N）（2-22）
将各参数代入式（2-22）中，有：
P=7533N
轴承应有的基本额定动负荷C′r
C′r=
=
（2-23）
式中：
ft—温度系数，查文献[4]，得ft=1；
ε—滚子轴承的寿命系数，查文献[4]，得ε=10/3；
n—轴承转速，r/min；
L′h—轴承的预期寿命，7000h；
将各参数代入式（3-23）中，有；
C′r=24061N
初选轴承型号
查文献[3]，初步选择Cr=24330N>C′r的圆锥滚子轴承7206E。
验算7206E圆锥滚子轴承的寿命
Lh=
=
（2-23）
将各参数代入式（2-23）中，有：
Lh=3987h<5000h
所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选7207E轴承,经检验能满足。
轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。
3差速器设计
差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。
差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。
3.1差速器结构形式选择
汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。
它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。
普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。
齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。
强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。
当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。
差速锁在军用汽车上应用较广。
查阅文献[5]经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。
普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮（少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮），行星齿轮轴（不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构），半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。
由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。
例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。
3.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计
a）行星齿轮数n
通常情况下，货车的行星齿轮数n=4。
b）行星齿轮球面半径Rb
行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。
Rb=Kb
=2.5
（3-1）
式中：
Kb—行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5～3.0，对于有两个行星齿轮的轿车取最大值；
Td—差速器计算转矩，Nm；
将各参数代入式（3-1），有：
Rb=34mm
c）行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2
为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。
半轴齿轮齿数z2在14～25选用。
大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比
在1.5～2.0的范围内，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。
查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比
=2，半轴齿轮齿数z2=24，行星齿轮的齿数z1=12。
d）行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m
行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2分别为
γ1=
=arctan
（3-2）
γ2=
=arctan
（3-3）
将各参数分别代入式（4—2）与式（4—3），有：
γ1=27°，γ2=63°
锥齿轮大端模数m为
m=
=
（3-4）
将各参数代入式（3-4），有：
m=5.497
查阅文献[3]，取模数m=5.5
e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数
按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。
f）压力角α
汽车差速齿轮大都采用压力角α=22°30′，齿高系数为0.8的齿形。
表3-1半轴齿轮与行星齿轮参数
参数
符号
半轴齿轮
行星齿轮
分度圆直径
d
141
96
齿顶高
ha
1.83
3.76
齿根高
hf
4.43
2.5
齿顶圆直径
da
144
103
齿根圆直径
df
133
84
齿顶角
θa
4°19′
2°31′
齿根角
θf
2°31′
4°19′
分度圆锥角
δ
63°
27°
顶锥角
δa
67°19′
29°31′
根锥角
δf
60°29′
22°41′
锥距
R
47
46
分度圆齿厚
s
9
9
齿宽
b
20
27
g）行星齿轮轴用直径d
行星齿轮轴用直径d（mm）为
d=
=
（3-5）
式中：
T0—差速器壳传递的转矩，nm；
n—行星齿轮数；
rd—行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm；
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