毕业设计(论文)-SVW7180DD型桑塔纳轿车主减速器设计

目录
第一章总体方案的确定 (1)
1.1主减速器方案 (1)
1.1.1主减速器概述 (1)
1.1.2主减速器方案的选择 (1)
1.1.3主减速器主从动齿轮的支撑形式 (1)
1.2差速器的结构形式选择 (2)
1.3基本参数确定 (3)
第二章主减速器设计 (4)
2.1主减速器载荷计算 (4)
2.2主减速器基本参数计算 (6)
2.3相关参数 (8)
2.4双曲面锥齿轮的强度计算 (14)
2.5主减速器轴承的计算 (18)
第三章差速器设计 (23)
3」行星齿轮数目的选择 (23)
3.2行星齿轮球面半径R B的计算 (23)
3.3行星齿轮齿数的选择 (23)
3.4差速器圆锥齿轮模数的初步确定 (24)
3.5压力角 (24)
3.6行星齿轮安装孔直径中与其深度L (25)
3.7参数计算 (25)
3.8齿轮的强度计算 (27)
参考文献 (28)
第一章总体方案的确定
1.1主减速器方案
1.1.1主减速器概述
本次设计的参考对象SVW7180DD桑塔纳驱动桥采用单级主传动，但主传动比io不能太大，因为如果传动比过大减速器从动轮的直径将会增大，会导致减速器轴与轴之间的距离会减小增加从动轮热处理的难度，或是会增大主减速器的体积，所以一般i。

工7.6,而轿车一般为3〜4.5,单级驱动桥为最新型使用结构，其具有结构简单，质量小，成本低，使用方便的优点。

由上述分析结果主减速器的传动齿轮可以选用弧齿锥齿轮传动。

1.1.2主减速器方案的选择
由于双曲面齿轮传动时如果齿轮的啮合点保持不变，那么双曲面齿轮传动的直径将会小于旋转齿轮的直径。

因此一传动比必须大于 4.5,并且圆周尺寸受到限制，则双曲线齿轮更为合理。

1.1.3主减速器主从动齿轮的支撑形式
(1)主动双曲面齿轮
对于装载质量小于2T的卡车和质量不足2T家用汽车。

这种类型的汽车载荷较小，所以主减速器轴偏角角。

的绝对值以可选用较小的值。

因此，选择悬臂支撑是最经济最方便的支撑方式。

(2)从动齿轮
从动齿轮的支承刚度被多种因素影响，影响支承刚度的重要因素主要由轴承的类型、支撑的距离和轴承之间的载荷分布这几个因素影响。

其中载荷的分布是
负载和两端支撑中心之间的距离和图中的d的比例所影响的。

如果想使得轴承的稳定性提高，则可以再从动轮后面的差速器壳体增加加强筋以使得整体的刚度变大。

本次设计中选用圆锥滚子轴承，其多用于两端支撑，安装的时候必须让大头向里小头向往这样才可以使得圆锥滚子轴承的轴向力得到平衡。

如图所示两个轴承之间的距离应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%,为了使两个轴承所承受的载荷相同，应使c大于九
c 一一d
图1-1从动锥齿轮支承形式
1.2差速器的结构形式选择
多数家用轿车中采用对称齿轮式差速器，另外强制锁定差速器的功能也比较使用所以某些家用轿车中也会使用到，在对称式锥齿轮差速器上安装一个差速锁就形成了强制锁定差速锁。

当某驱动轮由于特殊情况导致无法驱动时，利用差速锁使驱动轮发生改变，改变后即可使汽车脱离当时的特俗情况。

强制锁定差速锁多应用于高级轿车上，使用强制锁定差速器会使得汽车的价格提高。

了解车桥设计，经方案论证如项目所述，差速器结构选择轮对称圆锥行星齿差速器。

1.3基本参数确定
由汽车型号，查阅相关资料，按实际需要，SVW7180DD桑塔纳为前驱汽车，初步确定主减速比为4.5,因为这是一辆比较普通的家用车，查阅SVW7180DD桑塔纳具体的相关参数：
根据公式曲=(0.377〜0.427)——7Vl p . = 3.8〜4.8,由于4.444符合标准，故
v amax l gh l fh l LB
取主减速比为4444.
第二章主减速器设计
2.1主减速器载荷计算
1)、发动机最大扭矩和最低挡传动比是确定从动齿轮的计算转矩£e的主要因素
Tee = Te max，？TZ ' 几(N ' m)
式中：1TZ——为汽车整体传动系统的最低挡传动比，参考SVW7180DD桑塔纳车型在此取15.354；
T e max——为发动机最大输出扭矩，此数据参考SVW7180DD桑塔纳车型T e max在此取138 N - m；
n T——为传动系统的传动效率，在此取0.9；
n——该汽车的驱动桥数目在此取1；
K o——为超载系数，超载系数是由结合离合器过快产生的冲击载荷导致的。

对于一般的家用汽车和越野汽车以及液力传动以及新型自动变速器的各类汽车Wo = 1.0,当性能系数fp>时可取&)= 2.0。

fp =
f 」16 - 0.195二叫当0.195二”>6
) 10°、Te m ax)^emax
| 0 当0.195 必6 (汽车满载时的总质量在此取1475Kg)
因为0.195 x 1475x10 = 21.2 > 16
138
所以f P = -0.191 < 0 即Ko = 1
由以上各参数可求Tee
138 x 15.354 x 1 x 0.9 T ce = ---------------- -------------- N - m = 1906.97/V , m
2）、驱动轮打滑时，确定从动锥齿轮计算转矩「s 的方法
T cs = .......... - r lLB l LB
式中：G 2 ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大载荷，假设前桥所承载
7375N 的负荷；
“一一轮胎的附着系数，安装一般轮胎的普通家用轿车，取0.85；越野汽车
取1.0；安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25；故取值0.85
r r ——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为185/70R13,滚动半径为
0.278m ；
n IR , i LB ——分别为减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和传动比,
L D
1口取0.9,由于没有轮边减速器iLB 取1.0。

L D
3）、确定从动锥齿轮的计算转矩
正常行驶的扭矩根据平均拉力来确定:
式中：Ga ——汽车满载时的总重量,参考SVW7180DD 桑塔纳在此取14750N ；
G T ——牵引挂车满载时重量，仅用于牵引车的计算，故式中为0；
f R ——道路滚动阻力系数，对于轿车可取0.010〜0.015；在此取0.012
f H ——为汽车正常行驶的平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08,故在此取
0.08；
f P ——汽车的性能系数在此取0;
所以
Tcs G 2(pr r D LB ^L 7375X0.8X0.278 0.9X1 N • m = 1822.4/V • m
(Ga + GT)r 「 3+fH+fp)(N ・m)
1LB・，n ，n --- 见上式的说明。

luD
所以理当正
刀LB•九
14750 x 0.278
=——-------------- X (0.012 4- 0.08 + 0) /V-m = 419.2/V-m
0.9 x 1 x 1
2.2主减速器基本参数计算
1）、锥齿轮齿数Z1和Z2,选择锥齿轮齿数时应该考虑下面的影响因素：
1、应使Z2互为质数以使得主从动锥齿轮均匀磨合；
2、齿面重合度与轮齿弯曲强度要是想得到理想的值，应使齿轮齿数的和大于或等于50；
3、主传动比不大时，Zi可取7〜12；
4、不同的主传动比，应对应不同的齿数；
根据参考文献，取Zi = 9、Z2 = 40o
2）、从动锥齿轮大端分度圆直径d2和端面模数g的计算
d2可根据经验公式初选，即
=（2事j
式中：K d2——直径系数，一般取13.0〜16.0；
十一一从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者。

所以d2 = K d2\[Tj = （13〜16） x V1822.4 = 158.8^195.4mm
初选d2 = 180mm 则恤=*■=黑=4.5
参考《汽车设计（第4版）》，颁= 4.5可取
故初选，m t = 4.5 d2 = 180mm
校核血亡= 4.5是否合适，其中心 = 0.3〜0.4
故此处m t = K m^ =（0.3〜0.4） x V1822.4 = 3.63〜4.89,因此满足
校核。

3）、从动齿轮齿面宽F
双曲面齿轮的齿面宽一般取为：F =0.155d2= 0.155 x 180mm = 27.8mm 4）、双曲面齿轮的偏移距E
家用轿车中双齿面齿轮的偏移距离E一般不可以超过减速器过从动齿轮节锥距4）的40%,或者是接近于刈的20%。

故偏移距E可取E « 20% x 180mm = 36mm
故初取偏移距E = 30mm
5）、中点螺旋角/?的选择
使主减速器传动更平稳、噪声更低的方法为选用大的螺旋角，以使THF> l.25o 选用螺旋角时应对齿面的重叠系数、齿轮强度和轴向力的影响做好充分的考虑，这样从才可以选出最为适合的螺旋角。

由于双曲面齿轮传动中存在偏移距E,因此主、从动齿轮中点应选不同的螺旋角，同时主动齿轮的螺旋角应较大。

在家用轿车中，应使E F处于L5〜1.8中。

当根F> 2.0时主减速器产生的噪音较小。

然而，螺旋角过大，双曲面齿轮的轴向力变大，所以选择螺旋角时应该充分考虑现状。

主减速器齿轮的平均螺旋角为35 °〜40 °，但是大型汽车为了防止轴向力过大一般选用较小的值，一般取为35。

，在此初选用为40 °。

6）、螺旋方向
两个相互啮合的齿轮的螺旋角应该相反，螺旋角不同时驱动轮和从动轮之间卡顿的显现减轻，避免因齿轮卡死而无法正常工作导致减速器的报废，以至增加减速器的使用寿命。

7）、法向压力角a
对“格里森”型主减速器螺旋锥齿轮来说，规定轿车选用14 °30'或16 °的法向压力角。

选用此压力角的可以在不产生根切的情况下选取更小的齿数，同时
也可以增加压力角和齿轮的强度。

为了防止工作面压力角过大,现代轿车用的“格里森”制双曲面齿轮的平均压力角为19 °。

2.3相关参数
表2T双曲面齿轮具体参数
2.4 双曲面锥齿轮的强度计算
为使主减速器具有足够的的强度和使用寿命，使主减速器安全可靠地运行, 在完成以上计算后，还应分析其关键部位并就此部位进行强度校核。

齿轮常见的失效形式有断齿、齿面点蚀剥落、齿面粘着、齿面磨损等。

由于 桥的变速器承受着不同的载荷，因此其损伤的主要形式是疲劳折断，这样容易引 起表面点蚀导致的麻点更严重的可能会使齿根疲劳断裂结。

由于寿命要求在20 万km 及以上，这将使制造齿轮材料的长
期疲劳次数低于主减速器齿轮的循环次 数。

由此原因应将主减速器中所有齿轮的许用应力定为小于210.9N/7nm2,本次 设计中如何选用齿轮的需用应力可以参考下表。

2
汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩70与汽车正常工作中的持续 载荷不同。

最大载荷仅可根据强度计算进行分析和估值，通常情况西不用于疲劳 损伤的估计依据。

由上可得主减速器的寿命主要和计算的平均扭矩有关所以应将 注意力放在平均扭矩的计算上。

1)、主减速器准双曲面齿轮的强度计算 1、单位齿长上的圆周力
汽车制造业中根据单位齿长的圆周力来计算主减速器齿轮表面的耐磨性，即
P / P = -N/mm
式中：P ——齿轮上的圆周力，根据发动机最大转矩和发动机最大附着力矩
G20小两种工况下的载荷计算N ；
F ——从动齿轮的齿面宽，在此取28瓶机。

按发动机最大转矩计算:
Temax% X 10,
^1/7 2 r
式中：T emax ——发动机输出的最大转矩，在此取138N •6;
i g ——变速器的传动比，在此为3.455；
按最大附着力矩计算:
式中：G2 ——驱动桥给水平地面的压力，当驱动桥后置时还得考虑汽车最大加速 度的增量，在此取7375N ；
(P ——轮胎与地面之间着系数，在此取0.85；
r r ——轮胎的滚动半径，在此取0.278加。

表2-3 汽车车桥设计表
&
故上式
主动齿轮节圆直径，在此取40.5nun 。

Temaxig x ^3 _ 138X3.455X103
*28
N/mm x 841
G 2(pr r x 103
N/mm
故上式
G 2(pr r xl03
7375x0.85x0.278x1()3
180 a- —X18
2
=706.8N /mm
在技术发展到今天时，单位齿轮上的圆周力可由提高材料的质量和完善加工
工艺与热处理方式等方式来完成，有时可以高出原来的的20%〜30%。

因此，上述两种计算方法均符合标准。

2、轮齿的弯曲强度计算
汽车减速器端锥齿轮齿根弯曲应力为：
2 x 1g x 丁・小・h・K m
(J = ---------------------------------
K v - b • z • m2• J
式中：T——该齿轮的计算转矩，N・m；
Ko——超载系数；在此取L0；
K s——是尺寸系数，此系数体现的时减速器材料的均匀性，尺寸系数与齿轮尺寸和热处理工艺有关，当山21.6时，Ks = J^,在此；K s =- 0.65 K m——载荷分配系数，当齿轮都采用两端支承的形式时K7n = 1.00^1.10,
当仅有一个齿轮用两端支承的形式时勺=1.10^1.25,支承刚度大时取最小值;
K v一一是质量系数，汽车驱动桥齿轮触良好、周节及径向跳动精度高时，可取勺=1.0；
计算齿轮的齿数; -端面模数；
/——计算弯曲应力系数。

弯曲应力的计算需要用轮齿中点圆周力和齿轮中 点端面模量计算弯曲应力。

此时对总系数修正时应采用大终端模块的数据。

按《汽 车车桥设计》，选取小齿轮的/ = 0.322大齿轮J = 0.2760
故上式：
2X1()3X 「K O ・K S ,K M _ 2X 1()3X 1822.4X 〈XL1X0.65
Ku ・b ・z ・m2・J - 1X28X4OX4.52XO.276
210 N/mm 2
因此，主减速器满足抗弯强度要求。

3、轮齿的表面接触强度计算
双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为
空.
J m 7 K v bJ '
式中：Tjz ——主动齿轮计算转矩，N,m ；
Cp ——为材料的弹性系数，钢制齿轮取；232.6N^/mm 2
K s ——尺寸系数，考虑了齿轮尺寸对其硬化的影响，若没有前人的经验可
供借鉴时，尺寸系数可取1.0；
K f ——是表面质量系数，表面质量系数只与齿面追后的性质有关系，与表
面涂层性能没有关系。

一般用于生产精密齿轮时表面质量系数可取1.0;
=425.5 N/mm 2 < 700 N/mm 2
02
2xl()3xT ・KoKs ，K m
K v -b-z-m 2-J
2
又1。

3 xT ・K°
・Ks ・K m
2X1O 3
XT-K o -K s -K m
K v -bz-m 2-J
2xl03x474.6xlxl.lx0.65 1X28X40X4.52x0.276
2X103X 465.7X1X1,1X0.6
5
1x28x9x4.52x0.322
=108.4 N/mm 2 < 210 N/mm 2
=405.3 N/mm 2 < 700 N/mm 2
2X103 XI 18.66X1X1.1X0.65
1X28X9X4.52X0.322
=103.27/V/mm 2 <
J——计算接触应力系数。

此系数与相对曲率半径、载荷位置、载荷在齿间的分布系数、有效尺宽和惯性系数有关，由《汽车车桥设计图》，选取/ = 0.233。

故上式
卬七产*Ma=232.6 (2X118.67X1X1X1.1X1X103
40.5 X/ 1x28x0.233
1156.4/V/mm2 < 1750 N/mm2
综上所述他们满足所有接触强度要求。

2.5主减速器轴承的计算
1）、锥齿轮齿面上的作用力
汽车正常运行时由于变换挡位会导致传送到主减速器的转速发生改变，此外由于发动机的转速是处于动态平衡中的，所以位于发动机之后的主减速器的工作
扭矩也是处于不断变化中的。

确定计算转矩以后在计算作用在齿轮上的圆周力。

经验表明，轴承的主要失效形式为疲劳损伤，所以应按输入当量转矩的进行计算。

作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：
式中：T emax——SVW7180DD桑塔纳发动机最大扭矩，在此取138N・m；
启，危…fiR一一为变速器处于不同挡位的使用率，可参考汽车车桥设计表3-41选取；
%1，%2…一一变速器各挡的传动比；
方1，存2…fTR——变速器在不同挡位时发动机产生扭矩的利用率，参考《汽车设计（第4版）》设计表3-41选取
故上式==40.7/V-m
圆锥齿轮的齿宽中点的分度圆直径，可根据《汽车设计（第4版）》式3-74所示：
d27n = d2- siny R2d. d lm = d2m
J1
乙2 COS
经计算dm = 25.03mm> d2m = 152.98mm
1、齿宽中点处的圆周力
由汽车车桥设计式3-72所示：
齿宽中点处的圆周力为P =?N
dm
式中：T——作用在该齿轮上的转矩，主减速器主动锥齿轮上的当量转矩与兀相
同；
d m——齿轮齿宽中点处的分度圆直径。

主减速器主动齿轮齿宽中点处的圆周力可由上式可以计算得出:
T = * = 3.25KN
P2 =匕瀛=3.25X鬻= 4.49KN
2）、双曲面齿轮的轴向力和径向力
主动齿轮受力情况如下图所示
图2-1双曲面齿轮受力图
如图2-1,由图可得双曲面转向机的螺旋方向为左旋，假设此时从主动齿轮的锥体顶部看，旋转方向为逆时针方向。

如图所示为作用在节锥面上齿宽中点A处的法向力，在A点处可在左旋方向的法平面内，将外可分解成两个相互垂直的力F N和号。

氏垂直于0A且位于NO。

' A所在的平面内，此时疗即位于以0A 为切线的节锥切平面内。

所以号在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力尸和沿节圆母线方向的力F与乡之间的夹角为螺旋角氏心与号之间的夹角为法向压力角a,这样就有主、从双曲面齿轮的轴向力及径向力A、R,根据《汽车设计（第4版）》设计表3-40得出以下公式：
轴向力：
主动齿轮:
从动齿轮: 径向力：
主动齿轮:
从动齿轮:
Pi
COS /?!
P2
COS p2
Pi
COS Si
R2 =P2
COS 02
(tan a sin 匕-sin 用cos Yi)
a sin y2 +sin 的cos y2)
a cos Yi +sin 阮 sin 匕)
(tan a cos y2 -sin /?2 sin y2)
注：L 在计算主动齿轮受力时公式中的节锥角应选用面锥角公；计算从动齿轮 受力时选用根锥角；
2.公式中的a 选用驱动齿廓的法向压力角。

故上式得出：
4 = -3180N 、A 2 = 2490N 、& = 2918N 、R 2 = 1705/V 3)、主减速器轴承载荷的计算
采用悬臂式支承的主动锥齿轮的轴承径向载荷由下式计算，轴承A 、B 的径 向载荷分别是：
1 -- ---------------------------------- -=.J(P-)
2 + (Rib — 0.5/4皿)2
1 ________________________________ R B 二 一d(P")
2 + (R 1c - 0.54，皿)2
故上式：
1 ..... _______________________________________________________ R A = —7(3250 x 24)
2 + (2918 x 24 - 0.5 x 318025.03)2 = 2541.7
J J
1 __________________________________________________________
R B = —7(3250 x 24)2 + (2918 x 77 - 0.5 x 318025.03)2 = 6870/V
J J
轴承人 由于只承受径向载荷所以采用圆锥滚子轴承32905,此轴承的额定 动载荷的为32.5KN,所承受的当量动载荷
Q =XR + YA = lx 2541.7 = 2541.7
有公式 式中：ft 一一温度系数，在此取
fp ——载荷系数，在此取L2； fp ——寿命指数，在此取？
故上式：
L =瑞尸x 106 =(忌箸患x 106 = 2.66 x 10%
驱动桥中主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速电
n 2 = 2'66Vam r/min
L = £ x 106
r r
式中：r r——轮胎的半径，m；
v am一一汽车行驶速度的平均值，km/h;对于轿车可取50〜55 km/人在此取52/cm//ikm/ho
/7n讥=481.95 r/min
故上式：n2
由此可得轴承能工作的额定轴承寿命：
L h = -h
n 60n
式中：n--- 轴承计算转速，r/mino
故上式可得轴承A的使用寿命〃=高九=怒黑九=91987.4/1
大修里程s定为100000公里，即可得出计算出预期寿命即：
7 . S心
故上式：分’=工=一罗九= 1923.08/1
^am 52
和L九比较,L h > L h ,故轴承符合使用要求。

计算得轴承A、B、C、D强度均能够满足要求。

第三章差速器设计
3.1行星齿轮数目的选择
家用轿车多为2个行星齿轮，故在SVW7180DD桑塔纳汽车主减速器及差速器的设计选用2个行星齿轮的形式即可满足设计要求。

3.2行星齿轮球面半径R B的计算
球面半径除可由经验公式确定：
R
= K B\fT^mm
B
式中：K B——是行星齿轮球面半径系数，在这次计算中可取2.52〜2.99；
Tj——行星齿轮计算转矩，取7%和1s的较小值。

故上式R B = & 遮=2.99V1862.6mm = 36.79mm
差速器行星齿轮球面半径降确定以后，可根据4。

=(。

.98〜0.99)降小小，来预选其节锥距。

参考《汽车车桥设计》公式4-14
故上式
A o = (0.98〜0.99)降=(0.98^0,99)36.79 = (36.05^36.42)
初步取4。

= 36.2mm
3.3行星齿轮齿数的选择
增大齿轮的模数尽可能的减小齿数是增大行星齿轮强度的一种有效的方法, 但是为了防止根切齿数一般不可小于10o通常情况下行星齿轮的齿数在15〜20 的范围中。

为了使行星齿轮在轴线周围分布的更加均匀以使行星齿轮正常平稳的啮合 以减少噪声。

行星齿轮差速器中，两半轴齿轮的齿数Z2L 、Z2R 须能被行星齿轮的 数目所整除。

因为差速器的两个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，所以确 定这两个齿轮的齿数时，应考虑它们之间的装配关系。

即应满足的安装条件为:
Z 2L + Z 2R .
----------- =1
n
式中：Z2-Z2R ——两半轴齿轮的齿数，当为对称式圆锥齿轮差速器时，Z2L =Z2R ；
n ——行星齿轮数目； I ——任意整数。

查阅资料，初步定Zi = 10、z 2 = 20,经验证，符合要求。

3.4 差速器圆锥齿轮模数的初步确定
计算得到行星齿轮和半轴齿轮的节锥角匕，y 2：
% = tan-* = tai* = 29.05°, y 2 = tan-1 g =
= 60.95。

由下式求出圆锥齿轮的大端端面模数zn ：
2A 0人
m =——sin% z i
由于强度的要求在此取zn = 4m,得
八=7nzi = 10 x 4 = 40mm , d 2 = mz 2 = 18 x 4 = 72mm
3.5 压力角
由于压力角增大齿轮的接触应力变小，为了减小接触应力家用轿车将压力角 从之前的20°增大到现在多用的22.5°,压力角增大齿高系数应选为为0.8最小齿 数可以减少到10。

—siny 2 = 3,52 z
2 ~
3.6行星齿轮安装孔直径4)与其深度L
行星齿轮的安装孔直径口与之对应轴的直径相同，行星齿轮安装孔的深度指的是行星齿轮的支承长度，通常取：
L = l.l(p
SpoT
，7 l.l[a c]nl
式中：G——由差速器传递的转矩，N-m；在此取；1862.6/V-m
n——行星齿轮数目，在此为2；
I——为行星齿轮支承面中点与其锥顶之间的距离，I«0.5d2,刈半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而
[a c]——支承面许用挤压应力，在此取69MPa。

故上式：d2 = 0.8 x 63mm = 50.4mm, Z = 0.5 x 50.4 = 25.2mm
(P = / 1862 2x10_mm x 10mm, L = 1.1 x 10mm = 11mm
* 7 1.1X69X2X15.2
取8 = 10mm, L = 13mm
3.7参数计算
表3T半轴齿轮与行星齿轮参数
3.8 齿轮的强度计算
汽车差速器的弯曲应力为:
式中"一是差速器一个行星齿轮传给半轴齿轮的扭矩，其公式为T =一
在此T 为T558.78N,m （九为差速器的行星齿轮数）;
z 2一一半轴齿轮齿数;
K 。

、K v 、七、K m ——见式下的说明;
为齿轮弯曲应力的综合系数，由《汽车设计（第4版）》图4-9
可查得 J = 0.225。

123.31MPa < 210M&Z 所以差速器齿轮满足弯曲强度要求。

用卜忒 _ 2xlQ^TK 0K a K m _
以上式 为_ KvFz2m 2j 2xl03x558.78xlx0.65xl.l0
1X1OX18X4
2XO.225 MPa =
参考文献
［1］王望予.汽车设计（第4版）［M］.机械工业出版社，2018.
［2］刘惟信.汽车设计［M］.清华大学出版社，2018.
［3］刘惟信编著.汽车设计丛书驱动桥［M］.清华大学出版社，2018.
［4］汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册［M］：设计篇.北京：人民交通出版社2001.
［5］余志生.汽车理论［M］.北京：机械工业出版社，1990.
［6］王望予,汽车设计（第四版）.北京:机械工业出版社，2004.
［7］朱孝录,齿轮传动设计手册.北京：化学工业出版社，2005.
［8］邱宣怀.机械设计.北京：高等教育出版社，1997.
［9］陈家瑞.汽车构造［M］.机械工业出版社，2018.
［10］志生.汽车理论（第3版）［M］.机械工业出版社，2018.。