【正文】 0mmBR326980差速器的行星齒輪球面半徑確定后，差速器齒輪的大小也就基本確定下來了。差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應(yīng)考慮它們之間的裝配關(guān)系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù) ， 之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒Lz2R輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應(yīng)滿足的安裝條件為： （4InzRL??24）式中： ， ——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說， =Lz2R Lz2R ——行星齒輪數(shù)目；n ——任意整數(shù)。1z2首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角 ，1?2 = =176。 211arctnz??80rta21arctnz?8rta0再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù) m m= = = =?zA20si?z?? 由于強(qiáng)度的要求在此取 m=10mm得 =100mm 1??md=1018=180mm2z α目前，汽車差速器的齒輪大都采用 176。最小齒數(shù)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(qiáng)度。的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強(qiáng)度。的壓力角。m；在此取 26986N239。22 ——支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取 98 MPa??c?根據(jù)上式 =144mm =144=72mm180.39。b≤10m0 30mm5 工作齒高 ?=16mmgh6 全齒高 .?7 壓力角 ?176。?9 節(jié)圓直徑 ； 1mzd?2z 10?d1802?d10 節(jié)錐角 ，211arctnz??190????=176。21agah??z??????????????. ==14 齒根高 = 。1f=15 徑向間隙 = = + =16 齒根角 = 01artnAf。 1?=176。 =61o?2o?176。 =51R?2R?176。01sin??h?239。239。 ???=?h=4．3．3 差速器齒輪的強(qiáng)度計算差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當(dāng)轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運(yùn)動。輪齒彎曲強(qiáng)度 為w? = MPa (46) w3210smCvTKbdJn?式中： c——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩， c =?！叽缦禂?shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，s可取 ；——載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時， ＝～ 式mK mK式支承時取 ～。 ——計算裝載機(jī)差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，由圖 43 可查得 = J圖 43 彎曲計算用綜合系數(shù)根據(jù)上式 = =949MPa 〈980 MPaw???所以，差速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。目前用于制造差速器錐齒輪的材料為 20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo 和 20CrMo 等，由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝被廣泛應(yīng)用。此種傳動形式傳動比為 1+α（α 為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比） ，可以在較小的輪廓尺寸獲得較大的傳動比，可以布置在車輪輪轂內(nèi)部，而不增加機(jī)械的外形尺寸。5．1 齒圈式行星機(jī)構(gòu)中齒輪齒數(shù)的選擇 行星齒輪傳動比符號及角標(biāo)含義為： 1—固定件、2—主動件、3—從動件　23i由輪邊減速器的速比查《行星齒輪轉(zhuǎn)動設(shè)計》表 32 得=16 =23 =62 =3azgbzwn5．2 行星齒輪傳動的配齒計算5．2．1 傳動比的要求——傳動比條件即 =1+ /baHiza可得 1+ / =1+62/16= =bzbHi所以中心輪 a 和內(nèi)齒輪 b 的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。w()g?()wbg?則有 = +2bza因為 =62 =16 =23 所以滿足條件。a =n/ = / =1+ /piHn1?bza將 和 代入上式，有 2π* / /2π/ =1+ /1?H?wnbza經(jīng)整理后 = + =（16+62）/2=26?azb滿足兩中心輪的齒數(shù)和應(yīng)為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。5．3 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算按齒根彎曲強(qiáng)度初算齒輪模數(shù) m齒輪模數(shù) m 的初算公式為 m= 2311li/AFPadFKTYz???式中 —算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動 =；m mK —嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，N*m ； 1= / =9549 / n=9549155/31600=308．35 N*mTawn1Pw — 使用系數(shù)，由《參考文獻(xiàn)二》表 6—7 查得 =1；AK AK —綜合系數(shù)，由《參考文獻(xiàn)二》表 6—5 查得 =2；F? F? — 計算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由《參考文獻(xiàn)二》公式P6—5 得 =；FK —小齒輪齒形系數(shù)，1aY圖 6—22 可得 =；，1FaY —齒輪副中小齒輪齒數(shù)， = =16；1z1za —試驗齒輪彎曲疲勞極限， 按由《參考文獻(xiàn)二》圖 626～630 選取limF?2*Nm=120li 2*N所以 m= =2311lim/mAFPadFKTYz??? 3 ?? = 取 m=81）分度圓直徑 d=m* =816=128mm()az =m* =823=184mm()g() =m* =862=496mm()bd()z2) 齒頂圓直徑 a 齒頂高 ：外嚙合 = *m=m=8 mmah1a*h內(nèi)嚙合 =（ △ ）*m=(1 )*m=* = +2 =128+16=144mm()ad()ah= +2 =184+16=200mm()g()= 2 ==()abd()ah3) 齒根圓直徑 f 齒根高 =（ + ）*m==10f*ac = 2 =12820=108mm()fad()fh= 2 =18420=164mm()fg()f= +2 =496+20=516mm()fbd()fh4）齒寬 b《參考三》表 8—19 選取 =1d?= * =1128=128mm()ad?()a= * +5=128+5=133mm()gb()=128mm()b5) 中心距 a 對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為： a—g 為外嚙合齒輪副=m/2( + )= (16+23)=156mmagz82 b—g 為內(nèi)嚙合齒輪副 =m/2( + )= (6223)=156aazb82中心輪 a 行星輪 g 內(nèi)齒圈 b模數(shù) m 8 8 8齒數(shù) z 16 23 62分度圓直徑 d 128 184 496齒頂圓直徑 a144 200 齒根圓直徑 f108 164 476齒寬高 b 128 133 123中心距 a =156mm =156mm ag bga5．4 行星齒輪傳動強(qiáng)度計算及校核5．4．1 行星齒輪彎曲強(qiáng)度計算及校核（1）選擇齒輪材料及精度等級中心輪 a 選用 45 鋼正火，硬度為 162～217HBS，選 8 級精度，要求齒面粗糙度?行星輪 g、內(nèi)齒圈 b 選用聚甲醛（一般機(jī)械結(jié)構(gòu)零件，硬度大，強(qiáng)度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料）選 8 級精度，要求齒面粗糙度 。F?F??（4）齒形系數(shù) FY由《參考文獻(xiàn)三》表 8—12 得 =， =， =；FaYFgFbY（5）應(yīng)力修正系數(shù) s由《參考文獻(xiàn)三》表 8—13 得 =， =， =；sasgsb（6）許用彎曲應(yīng)力 ??F?由《參考文獻(xiàn)三》圖 8—24 得 =180MPa， =160 MPa ；lim1F?lim2F? 由表 8—9 得 = 由圖 8—25 得 = =1；s1NY2由《參考文獻(xiàn)三》式 8—14 可得 = * / =180/=138 MPa??1F?NYlim1Fs = * / =160/= MPa2li2=2K /b * =(2308400/128 16)=1FTazFsaY28 Mpa =138 MPa???= * / == = MPa 2F1FgYsas ??2F?齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。Hp由《參考文獻(xiàn)二》圖 7—19 得 = 39。Hp仿上 =（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—9 查得 =（7）彈性系數(shù) E由《參考文獻(xiàn)二》表 6—10 查得 =（8）重合度系數(shù) Z?由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—10 查得 =?（9）螺旋角系數(shù) ? = =1Zcos（10）試驗齒的接觸疲勞極限 limH?由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—11～圖 6—15 查得 =520MpalimH?（11）最小安全系數(shù) 、limHSliF由《參考文獻(xiàn)二》表 611 可得 =、 =2liHlimH（12）接觸強(qiáng)度計算的壽命系數(shù) NTZ由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—11 查得 =（13）潤滑油膜影響系數(shù) 、 、LVR由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—1圖 6—1圖 6—19 查得 =、 =、 =（14）齒面工作硬化系數(shù) wZ由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—20 查得 =（15）接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù) x由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—21 查得 =1Z所以 = =1 =?1//EtZFdbu?????2 = = =?? = = =? 7 = * =520/1=所以 齒面接觸校核合格??p5．5 行星齒輪傳動的受力分析在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數(shù)目通常大于 1，即 1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中wn心輪之間；所以在 2H—K 型行星傳動中，各基本構(gòu)件（中心輪 a、b 和轉(zhuǎn)臂 H）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。r為了分析各構(gòu)件所受力的切向力 F，提出如下三點：（1）在轉(zhuǎn)矩的作用下，行星齒輪傳動中各構(gòu)件均處于平衡狀態(tài)，因此，構(gòu)件間的作用力應(yīng)等于反作用力。 （3）為了求得構(gòu)件上兩個平行力的比值，則應(yīng)研究它們對第三個力的作用點的力矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力 F，如圖 5—3 所示。當(dāng)行星輪數(shù)目 2 時，各個行星輪上的載荷均勻， （或采用載荷分配不均勻系數(shù)wn?進(jìn)行補(bǔ)償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。adawn39。d內(nèi)齒輪作用于行星輪 g 的切向力為= =2022 / = bgFaaw39。d轉(zhuǎn)臂 H 上所受的作用力為=2 =4000 / =9625N gFgaw39。dxr在內(nèi)齒輪 b 上所受的切向力為= =2022 / = gbFawn39。daT39。d式中 —中心輪 a 的節(jié)圓直徑，㎜39。b —轉(zhuǎn)臂 H 的回轉(zhuǎn)半徑，㎜xr根據(jù)《參考文獻(xiàn)二》式（6—37）得 / =1/ =1/1 =1/1+PaTHbaiHabi轉(zhuǎn)臂 H 的轉(zhuǎn)矩為 = *（1+P）= 924（1+）=5429 N*ma 仿上 / =1/ =1/1 =p/1+PbTHbiHabi內(nèi)齒輪 b 所傳遞的轉(zhuǎn)矩， =p/1+p* =(5249)=45000 N*mbTH5．6 行星齒輪傳動的均載機(jī)構(gòu)及浮動量行星齒輪傳動具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。5．7 輪間載荷分布均勻的措施為了使行星輪間載荷分布均勻，起初，人們只努力提高齒輪的加工精度，從而使得行星輪傳動的制造和轉(zhuǎn)配變得比較困難。從而，有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易轉(zhuǎn)配，且使行星齒輪傳動輸入功率能通過所有的行星輪進(jìn)行傳遞，即可進(jìn)行功率分流。PK（２）均載機(jī)構(gòu)的補(bǔ)償動作要可靠、均載效果要好。（３）在均載過程中，均載構(gòu)件應(yīng)能以較小的自動調(diào)整位移量補(bǔ)償行星齒輪傳動存在的制造誤差。均載機(jī)構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小，效率要高。為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法。靜不定系統(tǒng)均載機(jī)構(gòu)：(1)、基本構(gòu)件浮動的均載機(jī)構(gòu)(1) 中心輪 a 浮動（2）內(nèi)齒輪 b 浮動（3）轉(zhuǎn)臂 H 浮動（4）中心輪 a 與轉(zhuǎn)臂 H 同時?。?）中心輪 a 與內(nèi)齒輪 b 同時浮動（6）組成靜定結(jié)構(gòu)的浮動(2)、杠桿聯(lián)動均載機(jī)構(gòu)本次所設(shè)計行星齒輪是靜定系統(tǒng)，基本構(gòu)件中心輪 a 浮動的均載機(jī)構(gòu)。2）行星輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術(shù)要求：進(jìn)行熱處理，表面滲碳淬火，深度為 ～ mm，齒面硬度 58～62HRC，芯部硬度 320HBS，規(guī)定圓截面與齒輪徑向跳動均為 mm3）行星