汽车主减速器及差速器的结构设计与强度分析优质毕业设计.doc

目 录

摘 要 III
Abstract IV
1 绪 论 1
1.1 课题研究背景 1
1.2 课题研究目标及意义 1
1.3 课题研究内容 2
1.4 研究对象关键参数 3
2 汽车主减速器设计 3
2.1 汽车主减速器概述 3
2.2 汽车主减速器工作原理 3
2.3 轿车主减速器结构方案选择和分析 4
2.4 轿车主减速器基础参数选择和计算 5
2.4.1轿车主减速器传动比i0确实定 5
2.4.2主减速器计算载荷确实定 5
2.4.3主减速器锥齿轮基础参数选择 7
2.4.4主减速器锥齿轮关键几何参数计算 8
2.5 轿车主减速器螺旋锥齿轮强度计算 10
3 差速器设计 14
3.1 差速器概述 14
3.2 差速器工作原理 14
3.3 差速器结构形式选择 15
3.4 一般锥齿轮差速器齿轮设计 15
3.4.1差速器齿轮关键参数选择 15
3.4.2差速器齿轮关键几何参数计算 17
3.5一般锥齿轮差速器齿轮强度计算 18
4 汽车主减速器及差速器三维实体建模 20
4.1 主减速器三维实体建模 20
4.1.1主减速器三维建模分析和设计思绪 20
4.1.2主减速器螺旋锥齿轮关键建模过程 21
4.2 差速器三维实体建模 26
4.2.1差速器半轴直齿锥齿轮关键建模过程 26
4.2.2差速器壳关键建模过程 27
4.3 汽车主减速器及差速器装配 28
5 汽车主减速器及差速器关键部件强度分析 30
5.1 强度分析介绍 30
5.2 差速器壳体强度分析 30
5.3 半轴强度分析 35
6 结 论 39
参考文件 40
致 谢 41

汽车主减速器及差速器结构设计和强度分析

摘 要

本文首先对汽车主减速器及差速器工作原理及结构进行了简单介绍；其次经过对汽车关键参数进行分析和计算设计出主减速器及差速器，然后利用三维软件对其关键零部件进行建模，建模完成后对零件进行装配;全部零件装配完成后，经过有限元软件对建模后相关部件进行应力分析，依据分析结果进行部分改善或优化。

关键词：主减速器；差速器；设计；建模；分析

The structure design and strength analysis of automotive main reducer and differential

Abstract
First, the working principle and structure of automotive main reducer and differential are introduced in this paper. Then after the analysis and calculation of the automotive main reducer and differential, to use 3D software to make 3D model of main components of automotive main reducer and differential and compose them after the making of the model. Finally, making stress analysis of relevant components by finite element software, besides, making some improvements and optimizing according to the results.

Key words: Main reducer; Differential; Design; Modeling; Analysis

1 绪 论
1.1 课题研究背景
汽车自发明以来，对全球工业制造和整个经济发展全部产生了较大影响。然而现在伴随各项技术快速发展和世界整体经济不停发展，各个国家大家对汽车依靠很深，同时汽车也给大家生活和发展带来了巨大便利。总而言之，汽车工业对大家生活和国家经济发展带来了无法估量影响。现在，中国汽车主减速器开发，在技术手段上、工艺制造水平上，全部和国外差距很大，尤其是德国、美国、日本这些汽车强国。而且中国在主减速器齿轮开发、制造等技术上全部缺乏对应独立开发和创新能力，各项技术手段全部比较落后，国外尤其是工业强国早就大规模利用自动化设备，不停跟进计算机编程、电算化等。现在所存在最大问题是，汽车行业整体开发新产品能力不够、工艺制造和管理水平较低，所生产出相当百分比产品仍然为中低级次，产品较为粗放，国际竞争力不够。
现在中国生产或装配整车所需差速器产品大多源自美国、德国、日本等多个传统汽车工业强国，中国汽车工业技术也基础上全部是从引进国外相关技术基础上进行发展，逐步展现出相当规模。然而现在中国差速器乃至其它很多工业产品全部没有自己关键技术，对国外技术依靠性较强，自主开发能力仍然较弱，很大程度上严重影响了新车整车开发制造，所以，中国在主减速器及差速器技术开发上还有很长路要走。
从目前趋势来看，中国和全球汽车工业正在朝着经济性好同时动力性也好方向发展，从汽车理论和实际应用角度讲，怎样使生产汽车燃油经济性和动力性二者全部尽可能提升是每个汽车设计、制造、生产厂商全部在拼尽全力做事情。当然，汽车上每一个零部件组成也一直全部在发生着多种改变，汽车主减速器及差速器自然也不例外，尤其是那些对操控性要求性很高车辆，诸如高级轿车、跑车之类。所以，现在伴随国家十三五计划制订，汽车行业向更智能化、环境保护化方向发展，中国上汽、东风、一汽、北汽四大汽车集团和其它各大车企正在广泛开展合作项目，期望早日和世界汽车行业优异技术接轨，争取整车尤其新能源汽车设计开发上新突破，实现汽车强国梦。
1.2 课题研究目标及意义
汽车主减速器及差速器由多个零部件组成，其设计开发制造也包含到多方面，和现代机械工业制造关系尤为亲密。所以，本毕业设计能够经过对汽车主减速器及差速器分析，深入了解各部件组成和开发设计，由分到总式地深入学习开发设计、选择计划、结构优化、强度分析计算和有限元分析等内容，从某种程度上讲，能够借此更全方面更深入地去学习并掌握现代汽车零部件设计甚至是整车开发设计、计算分析、强度校核、优化改善、开拓创新等各方面能力，意义很大。
其次，经过对汽车主减速器及差速器相关设计和计算，使我能深入综合利用所学基础理论、专业知识和其它多方面知识，深入提升我对汽车设计相关技能研究和处理复杂问题能力，为自己未来踏入汽车行业奠定良好基础，从而能愈加好发展，为中国汽车工业良好发展尽上自己更多力。
1.3 课题研究内容
本毕业设计所研究对象关键是轿车，其关键研究内容大致以下：
轿车主减速器及差速器结构特点及其设计方法；轿车主减速器及差速器关键零部件三维实体建模及其装配；相关轴及齿轮等设计分析；轿车主减速器、差速器设计运动分析和了解掌握Creo参数化设计方法。
此次课题关键是想经过对轿车关键运动参数进行分析计算，深入得出主减速器和差速器基础参数，然后经过Creo建模软件实现对主减速器和差速器三维实体建模，最终经过ANSYS软件能对相关结构进行一定强度分析。
1.4 研究对象关键参数
本毕业设计所要研究对象关键是轿车，其关键参数大致以下表1.1：
表1.1 某款轿车关键参数
关键参数
数值
总质量
1980
最高车速（km/h）
220
最大功率（kw／rpm ）
118/6000
最大扭距（N·m／rpm）
250/4000
前轴轴荷（满载/空载）
1000/930
后轴轴荷（满载/空载）
980/620
变速器一挡传动比
3.46
变速器二挡传动比
1.94
变速器三挡传动比
1.29
变速器四挡传动比
0.99
变速器五挡传动比
0.80
最小离地间隙（mm）
115
车轮半径（mm）
327

2 汽车主减速器设计
2.1 汽车主减速器概述
汽车主减速器及差速器是汽车正常行驶所必不可少组成，更是汽车驱动桥中最为关键组成部分，通常由齿数少锥齿轮或斜齿圆柱齿轮来带动齿数多锥齿轮或斜齿圆柱齿轮进行传动，从而实施汽车主减速关键功效。其关键功用是将由发动机传出经万向传动装置传输转矩传送到驱动车轮，以完成动力传输并驱动汽车行驶，有些情况也可改变转矩方向。能够使汽车主减速器前面传动部件所传输过来转速减小，同时也能减小变速箱相关尺寸和质量，使操作起来愈加灵活便利。
汽车主减速器及差速器设计常常需满足以下基础要求：
a）确保其和发动机、变速器等动力装置传输连续且稳定，且确保多种工况下传动效率全部足够高。
b）所设计各零部件及整体尺寸要尽可能小，要确保其产生振动噪音小，且工作时足够稳定可靠。
c）能满足相关使用要求，所选择主减速比应能确保汽车动力性也和燃料经济性二者全部很好。
d）结构设计简单易行，材料易取，加工制造方便轻易，拆装、调整快捷方便。
2.2 汽车主减速器工作原理
汽车主减速器通常由主减速器主从动齿轮、齿轮轴承和减速器外壳等组成。大致结构图2.1所表示。

图2.1主减速器结构图
降低转速和增大转矩是汽车主减速器在汽车传动系起到关键作用，发动机纵置时采取圆锥齿轮传动，有改变转矩方向作用。从发动机传出动力，经离合器、变速器传输到主减速器主动锥齿轮上，因为发动机纵置，扭矩传输方向改变，即可顺利经过锥齿轮啮合传输到主减速器从动锥齿轮上，完成整个主减速传输工作。因为锥齿轮部署合理可对应降低其它传动件承受载荷，某种程度上减小了这些部件尺寸和质量，更为轻量化。
2.3 轿车主减速器结构方案选择和分析
通常而言，主减速器设计方案和结构形式往往和所要求齿轮类型、减速形式相关。
（1）主减速器螺旋锥齿轮传动

图2.2 螺旋锥齿轮传动
主减速器齿轮传动按齿轮副结构型式来分，关键有螺旋锥齿轮式、双曲面齿轮式、圆柱齿轮式和蜗杆蜗轮式多个形式。
当汽车发动机横置时，主减速器采取斜齿圆柱式传动；汽车发动机纵置时，采取锥齿轮式即螺旋锥齿轮式或双曲面齿轮式传动。
而本毕业设计研究对象是一款发动机纵置轿车，整车重量较小，发动机输出功率也不大。主减速器齿轮选择螺旋锥齿轮形式（图2.2所表示）。该种传动方法下，主、从动齿轮中心轴线相互垂直，且图所表示，两锥面顶点交于一点。然而齿轮轮齿端面很轻易重合，往往全部有2个以上轮齿啮合在一起，所能承受运动负荷较大，工作较为平稳，噪声和振动小。
（2）主减速器结构形式
当今汽车行业，汽车车型是多种多样，改变也很快，加之不一样车型也会有不一样使用要求，这就造成汽车主减速结构形式对应也是多个多样。
主减速器以齿轮副数目为依据通常能够分为单级主减速器和双级主减速器。单级主减速器有结构简单、质量较小、使用方便、维护轻易、造价较低等优点，但主传动比通常小于等于7.0，不能太大。主传动比过大会造成从动齿轮部分尺寸增大比如齿轮直径，则汽车平顺性及经过性变差，加工工艺和热处理也会更为复杂麻烦。而这次设计对象是轿车，主传动比通常为3~4.5。
2.4 轿车主减速器基础参数选择和计算
2.4.1 轿车主减速器传动比确实定
通常而言，主减速器结构形式、设计尺寸、质量大小及工作情况等会随主减速器传动比改变而改变。同时汽车主减速器传动比选择，应该考虑汽车各传动部件工作情况和整个传动系总传动比，总传动比会影响到汽车安全性、舒适性、动力性、经济性等，所以得充足考虑汽车动力性再加以计算主减速器传动比。
在这里，需依据相关资料文件进行整合优化设计，依据相关最好燃油经济性图和动力性曲线图，对发动机排量参数、变速器传动比及主减速器传动比进行最优选择。
通常情况下，依据主减速器传动比常见计算方法，给定了发动机最大功率时，所选择主减速比应确保有足够大最高车速，此时：
=
式中：——车轮滚动半径，由表1.1得=0.327m
——发动机最大功率时转速，由表1.1得=6000r/min
——最高车速，由表1.1得=220km/h
——变速器最高挡传动比，==0.8
——分动器或加力器最高挡传动比，取=1
——轮边减速器传动比，=1
通常而言，由上式所求得值需跟同类汽车主减速器传动比进行一定比较， 同时要考虑主减速器主、从动齿轮可能齿数，然后对所求得值进行检验优化后再确定下来。
2.4.2 主减速器计算载荷确实定
主减速器齿轮计算载荷是设计主减速器另一项关键原始参数。汽车行驶时，发动机及各传动部件间工作情况是存在差异，而且往往工作得不够稳定，综合多方面想正确计算出主减速器齿轮计算载荷可能性不大。所以通常见以下三种计算方法来求得主减速器从动齿轮计算载荷。
（1）按驱动轮打滑时转矩确定从动锥齿轮计算转矩

式中：
——汽车在满载状态下驱动桥上静载荷，本设计中前桥为驱动桥，=9800N
——汽车达成最大加速度时后轴负荷转移系数，取1.2
——轮胎和路面附着系数，取0.85
——从主减速器从动齿轮到车轮之间传动比，取1.0
——从主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率，取0.95
（2）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮计算转矩
=
式中：
——计算转矩，单位
——猛接汽车离合器时所产生动载系数，取 =1.0，
——发动机最大转矩，由表1.1得=250N·m
——液力变矩器变矩系数，取=1.0
——变速器一档传动比，=3.46
——分动器传动比，==1.94
——主减速比，=4.21
——从发动机到万向节传动轴之间传动效率，取=0.9
和选择见下表2.1。
表2.1 n和if选择表
车型
高级传动比和抵挡传动比关系

n

>/2

1
</2

2

>/2

2
</2

3
由表中所表示，取值为1, 取1.94
（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮计算转矩

式中：
——汽车满载时总重量，=1980×9.8N=19404N；
——所牵引挂车满载时总重量，此处无牵引车，故取0
——道路滚动阻力系数，轿车可取0.010～0.015，取0.012
——汽车正常行驶时平均爬坡能力系数，取0.08
——汽车性能系数，取0.08
，，——见上式说明
由前两种情况（1），（2）所得计算转矩通常指是最大转矩，和情况（3）所求得平均转矩区分较大。当计算从动锥齿轮时，计算转矩取前面情况（1），（2）中较小值,即；当计算从动锥齿轮疲惫寿命时，通常取。
主减速器主动锥齿轮计算转矩为

式中：
——主动锥齿轮计算转矩，单位为N·m
——主、从动锥齿轮间传动效率，取0.9
当计算锥齿轮最大应力时，取计算转矩=908.08N·m；
当计算锥齿轮疲惫寿命时，取计算转矩=1148.79N·m。
2.4.3 主减速器锥齿轮基础参数选择
主减速器锥齿轮基础参数包含锥齿轮齿面宽、分度圆直径、法向压力角、齿轮齿数、螺旋角、法向端面模数等。
（1)通常为了工作稳定和啮合轻易，主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2不会有条约数，且两齿数总和不会超出50，同时还需考虑齿轮工作时发出噪声、齿轮各项强度等因数。
当然，对于不一样主传动比，Z1和Z2应有适宜搭配，当i0较小(如i0=3.5～5)时，Z1可取为7～12，综合考虑，取Z1=9，Z2=iZ1=9×4.21=37.89，Z2取38。
（2）对于单级主减速器及其相关组成部件来讲，增大分度圆直径尺寸会影响汽车多项几何参数，比如驱动桥壳高度尺寸或说是离地间隙等，则会深入影响到汽车经过性、安全性等相关指标，而减小分度圆直径却会影响到主动齿轮上轴承放置、跨置式支承效果和差速器安装等。
初选，有
=
式中：
——从动锥齿轮大端分度圆直径，单位为mm
——直径系数，通常为13.0～15.3，取=14
——从动锥齿轮计算转矩，=3440.72N·m
齿轮法向端面模数由下列公式计算得
=d2/Z2=212/38mm=5.58mm
同时，还应满足：

则初选齿轮法向端面模数=5.58mm满足条件，由相关表格取标准模数=6mm
则=6×38mm=228mm
式中：
——从动锥齿轮计算转矩， =3440.72N·m
——齿轮模数系数，取0.3～0.4
（3）依据加工难易度、材料选择、轮齿应力强度、工作状态及载荷和使用情况等综合考虑，从动锥齿轮齿面宽b2≤0.3 A2=65.40mm（A2为节锥距），但通常也有b2=0.155 d2=0.155×212mm=32.86mm≈33mm。b1通常比b2大10％，b1=1.1×b2=1.1×32.86mm≈36mm。
（4）通常情况下，不作特殊说明，所谓螺旋角默认为齿宽中点处螺旋角 (中心螺旋角)，而齿轮工作载荷、运行状态、啮合状态即重合度、齿轮轴向力大小等均会伴随螺旋角改变而改变，综合各方面考虑，取=36°。
（5）即使锥齿轮螺旋方向和工作时受力情况及运行平稳等关系不大，但得注意主从动锥齿轮旋向是相反，建模时得尤其注意区分，当需要计算相关受力情况时，可借助旋向和相关法则判定出轴向力方向。本设计假设主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋。
（6）压力角大小和轮齿强度等相关，压力角大一点也能够延长齿轮疲惫寿命，同时也和齿轮啮合情况亲密相关，自然也会影响整个减速器工作平稳性、安全性等，综合多方面考虑，这里选择16°。
2.4.4 主减速器锥齿轮关键几何参数计算
相关关键几何尺寸参数见下表2.2
表 2.2 主减速器锥齿轮几何尺寸参数表
序号
计算公式
数值
注 释
1

9

2

38

3

6mm
模数
4

33mm
大齿轮齿面宽
5

36mm
小齿轮齿面宽
6

16°
压力角
7

10.08mm
齿工作高,查相关表取1.68
8

11.19mm
齿全高,查相关表取1.865
9

90°
轴交角
10

54mm
小齿轮分度圆直径
11

228mm
大齿轮分度圆直径
12

13.4°
小齿轮节锥角
13

76.6°
大齿轮节锥角
14

107.88mm
节锥距
15

18.85
周节
16

2.61mm
大齿轮齿顶高,查相关表取0.435
17

7.47mm
小齿轮齿顶高
18

3.72mm
小齿轮齿根高
19

8.58mm
大齿轮齿根高
20

1.11mm
径向间隙
21

1.97º
小齿轮齿根角
22

4.55°
大齿轮齿根角
23

15.37°
小齿轮面锥角
24

81.15°
大齿轮面锥角
25

11.48°
小齿轮根锥角
26

72.05°
大齿轮根锥角
27

64.53mm
小齿轮外缘直径
28

229.21mm
大齿轮外缘直径
29

112.27mm
小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离
30

22.46mm
大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离
31

5.322mm
大齿轮理论齿厚，查表2.3取0.887
32

13.528mm
小齿轮理论齿厚
33

36°
螺旋角
表2.3 锥齿轮大齿轮理论齿厚
Z1

2.5 轿车主减速器螺旋锥齿轮强度计算
主减速器锥齿轮基础参数选择完成，主减速器锥齿轮几何计算结束以后，通常还需验算其强度，才能确保锥齿轮有足够疲惫寿命，从而能安全可靠地工作。其实，强度计算出结果也能为前期开发设计和后期验证提供一定参考，通常机械结构尤其是这种工作极为频繁零部件，光设计出相关尺寸就去选定好一定材料并不那么可靠，只有经过强度计算才能愈加好去加以把握，也有利于后期有限元结构分析。
而汽车上各部位齿轮正常工作时会受到多种载荷，而汽车驱动桥所承受通常全部是交替改变载荷，具体改变形式较为复杂，这里不加以深入研究。主减速器齿轮损坏形式关键是齿轮齿面疲惫磨损。主减速器齿轮疲惫寿命关键和平均计算转矩相关，下面用常见三种强度计算方法进行验算。
（1）单位齿长上圆周力
在汽车工业中，主减速器锥齿轮表面耐磨性常常见轮齿上单位齿长圆周力来估算，即：

式中：
——轮齿上单位齿长圆周力，单位为N/mm
——作用在轮齿上圆周力，单位为N
——从动齿轮齿面宽，=33mm
圆周力有以下两种计算方法也是最常见两种方法，换句话说单位齿长圆周力有两种计算方法。大致以下：
1）按发动机最大转矩计算

式中：
——变速器传动比，常取一档传动比，取=3.46
——主动锥齿轮分度圆直径，=50mm
2）按最大附着力矩计算：

式中：
——汽车满载状态一个驱动桥上静载荷，=9800N
——从动锥齿轮分度圆直径，=228mm
——轮胎和地面附着系数，取0.85
下表2.4给出许用单位齿常圆周力，能够依据所求得结果和表里所给许用值进行比较，从而能够大致判定前面所设计各项尺寸能否符合相关受力及强度要求。若符合要求自然愈加好，不符合给定值则需深入审核，并需充足结合各项指标，正确分析，不停考虑合理性，从而愈加好地设计出所需产品。
表2.4 许用单位齿长上圆周力
伴随工业技术发展和进步，现代汽车设计生产中，材料各项性能提升和加工工艺不停改善，单位齿长上圆周力常高出表中所列值20%～30%。故上述两种计算方法所求结果均符合现代技术要求。
（2）轮齿弯曲强度计算
螺旋锥齿轮轮齿齿根弯曲应力表示式为

式中：
——弯曲应力，单位为MPa
——齿轮计算转矩
——齿根弯曲强度和齿面接触强度过载系数，取=
——齿根弯曲强度和齿面接触强度尺寸系数，
　　　　　　 当初，，在此
——齿面载荷分配系数，悬臂式，=1.1～1.25，取1.1
——质量系数，取
——端面模数，=6
——轮齿弯曲应力综合系数。取小齿轮=0.25，大齿轮=0.20
代入公式，计算得：

所以所设计主减速器齿轮弯曲强度是足够，满足要求。
（3）轮齿表面接触强度计算
锥齿轮轮齿齿面接触应力为

式中:
——锥齿轮轮齿齿面接触应力，单位为MPa
——主动锥齿轮大端分度圆直径, =50mm
—— 和中较小值, =33mm
——尺寸系数，同上取0.69
——齿面品质系数，取=1.0
——综合弹性系数，取= 232.6N0.5/mm
, ,和（2）中取值相同
——齿面接触强度综合系数，依据书本中图取=0.211
因为主、从动齿轮相关尺寸相当，所以全部能小于接触强度许用值，满足要求。
（4）螺旋锥齿轮材料选择
汽车主减速器在正常工作时工作情况比较复杂，工作频率也较高，所以主减速器锥齿轮和其它部位齿轮或传动部件相比较，工作时间长、承受载荷多而复杂、各部分对其冲击大，其损坏形式关键有齿面磨损擦伤、齿根折断等。
伴随化工及材料生产等技术发展，现在汽车主减速器用螺旋锥齿轮、双曲面锥齿轮全部是采取合金钢材料，而且是渗碳合金钢。通常需对由渗碳合金钢制造出齿轮进行渗碳、回火等处理，使轮齿表面硬度应达成58～64HRC，而轮齿内部硬度能够稍微低一点，通常达成32～45HRC即可。
　 渗碳合金钢优点是表面含碳量高、表面硬、耐磨性和抗压性高，芯部较软、韧性好、耐冲击，其铸造及切削性能全部很好，且生产效率高、节省材料，但齿形精度差。

3 差速器设计
3.1 差速器概述
汽车直线行驶或转向行驶时，左右车轮滚动速度往往是不相等。左右车轮载荷往往不一样、两轮胎内气压也有所差异、轮胎胎面和路面摩擦不均匀等造成了左右车轮滚动半径不等；而且通常情况下左右两车轮所接触路面情况也不一样，左右车轮受到行驶阻力不等。这么话，不管怎么行驶两车轮全部不会完全同时，均会造成车轮侧滑、滑移、滑转等，汽车行驶安全性、稳定性也会所以受到较大影响，转向不易、乘坐不舒适、燃油消耗增大等一系列问题全部会衍生出来。所以，需要安装差速器来改善以上出现种种情况。
差速器按其结构特征分类通常可分为对称锥齿轮式、滑块凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多个形式。
3.2 差速器工作原理
差速器关键由行星齿轮、行星齿轮轴、半轴齿轮和差速器壳体等组成，图3.1。

图3.1 对称式锥齿轮差速器结构图
差速器是汽车正常行驶尤其转弯行驶时所必不可少部件，也是驱动桥关键组成部件。发动机动力传出来以后，经变速器等传入主减速器后，直接驱动差速器壳。差速器壳再将动力传输到行星齿轮，由行星齿轮带动左、右半轴齿轮，进而驱动左右车轮。不管什么工况，通常而言，左、右半轴转速之和应等于差速器壳转速两倍。当汽车直线行驶时，左右半轴齿轮、行星齿轮和驱动车轮三者转速是相同。当汽车转弯行驶时，因为汽车驱动车轮受力情况发生改变，会传输到左右半轴上，会破坏了差速器之前平衡，转速将所以重新分配，内侧车轮转速会减小，外侧车轮转速增加，一段时间后将重新达成平衡状态，即成功完成转弯动作。
3.3 差速器结构形式选择
汽车上常采取差速器通常是锥齿轮式差速器，该种差速器结构明确、结构简单、轻易大规律生产、质量尺寸较小、工作稳定可靠，所以应用广泛。对称锥齿轮式差速器通常可分为一般锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。
一般锥齿轮式差速器又分为圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种，通常情况下，因为锥齿轮各方面性能很好，运行更稳定，汽车上差速器广泛采取圆锥齿轮。
查阅汽车结构、底盘设计等文件资料，经多方面考虑，本设计中差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。基础结构如上图3.1所表示，工作示意图见下图3.2。

图3.2 一般锥齿轮式差速器示意图
图3.2所表示，主减速器上从动锥齿轮和差速器壳相连，二者将会同时转动。在差速器组成上能够看出，差速器壳和和其共同运动行星齿轮轴是主动件，半轴齿轮和半轴为从动件，半轴以后将会带动车轮转动，完成动力传输。
由图易知，行星齿轮既能够只绕着行星轴转动也可伴随转弯等工况下绕着差速器壳中心轴线转动，即分为自转和公转。显然，自转时，左右半轴转速相同，对应于直线行驶工况；公转说明左右半轴转速存在差异，即是对应于转弯工况，实现差速。
不管什么行驶工况，左右半轴转动角速度之和均等于差速器壳转动角速度两倍
即 + =2
若将角速度转化成转速表示，则

3.4 一般锥齿轮差速器齿轮设计
3.4.1 差速器齿轮关键参数选择
差速器齿轮基础参数关键有行星齿轮数、行星齿轮球面半径、行星齿轮齿数、半轴齿轮齿数和节锥角、模数、压力角等。
（1）通常依据汽车所受载荷情况来选择行星齿轮数n，承载载荷不大时n可取两个，承载较大情况下便需取四个，常见于载货汽车或越野汽车。因为本设计对象为一般轿车，则取n=2。
（2）行星齿轮后面球面半径其实就是行星齿轮安装时极限尺寸，某种意义上讲就是节锥距，这个尺寸和后期建模装配有紧密联络，差速器强度及承载能力有时候也能够用该尺寸来衡量。
依据各文件中经验公式确定：

式中:
——球面半径，单位为mm
——行星齿轮球面半径系数，=2.52～2.99，取=2.9
——计算转矩，=3440.72N·m
确定后，可预选行星齿轮节锥距：
=(0.98～0.99) =42.90～43.34mm
取=43mm
（3）当齿数较少时，能够使得齿轮模数较大，有利于提升轮齿强度和增加工作稳定性，但通常不少于10。此设计中行星齿轮齿数选择11，半轴齿数选择20。所选半轴齿轮齿数在14～25之间且半轴齿轮和行星齿轮齿数比/常在1.5～2.0范围内，显然所选行星齿数和半轴齿数能够符合相关要求。
（4）先依据相关公式求出行星齿轮和半轴齿轮节锥角、：

再依据下式初步求出圆锥齿轮大端模数，即：

圆整后取标准模数。
选定标准模数后，分度圆直径即可由下式求得：

（5）压力角大小往往和轮齿齿高系数间有联络，以前汽车差速器齿轮通常选择20º压力角，相对应齿高系数通常为l.0，所选择齿轮最少齿数应该是13。然而伴随汽车设计加工技术不停发展和完善和相关性能要求，现在汽车上差速器齿轮大全部选择22º30′压力角，对应可减小至0.8，此时齿轮最少齿数可减至11左右。
（6）行星齿轮轴直径（mm）为：

式中：
——差速器传输转矩，取3440.72N·m
——行星齿轮数目，=2
——行星齿轮支承面中点处到锥顶距离，
——支承面许用挤压应力，取
行星齿轮在轴上支承长度为：
=1.1d=1.1×22mm=24.2mm
取=24mm
3.4.2 差速器齿轮关键几何参数计算
关键参数见下表3.1
表3.1 半轴、行星齿轮关键参数
序号
计算公式
数值
注 释
1

11

2

20

3

4mm

4
b2=(0.25～0.30)A0，
14mm
齿面宽
5

6.4mm
齿工作高
6

16°
压力角
7

7.203mm
齿全高
9

90°
轴交角
10

44mm
行星齿轮分度圆直径
11

80mm
半轴齿轮分度圆直径
12

28.81°
行星齿轮节锥角
13

61.19°
半轴齿轮节锥角
14

45.65mm
节锥距
15

12.57
周节
16

2.168mm
半轴齿轮齿顶高
17

4.232mm
行星齿轮齿顶高
18

2.92mm
行星齿轮齿根高
19

4.984mm
半轴齿轮齿根高
20

0.803mm
径向间隙
21

3.66º
行星齿轮齿根角
22

6.23°
半轴齿轮齿根角
23

32.47°
行星齿轮面锥角
24

67.42°
半轴齿轮面锥角
25

25.15°
行星齿轮根锥角
26

54.96°
半轴齿轮根锥角
27

51.42mm
行星齿轮外缘直径
28

82.09mm
半轴齿轮外缘直径
29

37.96mm

30

20.10mm

3.5 一般锥齿轮式差速器齿轮强度计算
差速器锥齿轮相比一般直齿齿轮结构及尺寸比较复杂，相关部件安置及优化往往会限制到齿轮尺寸，锥齿轮所受载荷也比较大且复杂。同时，差速器锥齿轮轮齿并不是时刻全部在啮合，通常只有汽车转弯行驶或因为车轮打滑等引发滑转时，锥齿轮才处于相对啮合状态，起到真正差速作用。为了提升轮齿可靠性，通常还要对差速器锥齿轮进行弯曲强度计算。
轮齿弯曲应力为:

式中：
——行星齿轮数，取=2
——综合系数，取=0.211
——半轴齿轮齿宽，=14mm
——半轴齿轮大端分度圆直径，=80mm
——半轴齿轮计算转矩，=
、、根据主减速器齿轮强度计算时所选择系数值, 即尺寸系数 =0.69, 齿面载荷分配系数=1.1, 质量系数=1.0
而依据相关文件，差速器齿轮许用弯曲应力为[]=980MPa,而由上式求出强度值小于许用值，即满足要求。
生产制造汽车差速器齿轮材料和主减速器齿轮一样，基础上全部是渗碳合金钢材料，该种材料能使齿轮含有表面硬、耐磨性和抗压性高、韧性好、耐冲击等优点，20CrMnMo和20CrMo等合金钢材料广泛用于制造差速器锥齿轮。

4 汽车主减速器及差速器三维实体建模
Creo软件是美国PTC企业于10月推出多功效CAD设计软件包。Creo囊括ProductView三维可视化技术、CoCreate直接建模技术和PTC Pro/Engineer参数化技术，是PTC企业下属闪电计划所推出第一个功效强大产品，Creo 2.0是于3月推出。Creo 相当于一个集成了多个可相互操作应用程序且可伸缩功效套件，其功效覆盖面极广。Creo设计理念能够广为多领域行业使用，所以，各领域专业人士能够全方位参与产品开发设计等。Creo含有多个独立应用程序在二维和三维空间里建模，为分析研究、优化、可视化等方面全部提供了新功效。Creo 交互性比较强，能够使得内外和多方能同时共享数据。总而言之，Creo实用性很强，是很多应用型本科学校机械类学生必学软件之一。
Creo软件在三维建模方面很有优势，使用起来也更为方便，和AutoCAD三维绘制相比，绘图工具选项更丰富，使用起来更为人性化，修改尺寸等尤为方便。一般拉伸、旋转等命令即可绘出通常实体大致轮廓，再经过打孔等命令不停修正模型。和AutoCAD一样，Creo有倒圆角和倒直角等命令，但其所包含功效更为强大、更为快捷方便。当然，其还有螺纹修饰等优化功效，能将模型不停优化做到最完美，同时也能够完成各零部件装配甚至还能经过正确约束实现运动仿真。另外，Creo还能进行曲面操作，经过扫描混合等命令绘出多种复杂曲面造型，其利用范围很为广泛，远不仅仅只用于机械行业。和通常设计软件一样，其能够和有限元分析软件实现端口连接、数据共享，从而更有利于实体模型分析设计，所以应用广泛，使用者也较多。
该软件是pro/e升级版本，自然包含了pro/e全部特点。归纳起来，其关键特点有：实体造型方便快捷、单一数据库及其全相关性、全方面参数化设计、可靠特征造型、工程数据再利用、数字化人体建模等。
4.1 主减速器三维实体建模
4.1.1 主减速器三维建模分析和设计思绪
主减速器螺旋锥齿轮关键采取参数化建模思绪，依靠参数进行对应尺寸定义，尤其是画渐开线轮廓更需要借助对应参数公式，这么能够建立一个模型以适应多个不一样齿轮建模，更能节省时间和精力，也便于修改；除齿轮轮齿外其它零部件采取一般非参数化建模方法，关键采取旋转、拉伸、草绘、打孔、倒角等命令，毕竟对于简单模型来说，非参数化建模更为方便直接，借助Creo强大功效修改起来也不算太难。其中螺旋锥齿轮轮齿建模分析步骤大致为：草绘创建基础线段；绘制齿轮多个基础圆；利用参数方程创建渐开线齿廓曲线；创建扫描混合轨迹；创建扫描混合截面；扫描混合出第一个轮齿；阵列创建出全部轮齿。
4.1.2 主减速器螺旋锥齿轮关键建模过程
（1）草绘创建基础线段
首先新建一个文件luoxuanzhuichilunda.prt,选择基础平面创建草绘，经过直线等基础命令和法向标注及多种尺寸、角度约束等能够大约画出下图4.1草绘。

图4.1 草绘线段
（2）创建锥齿轮基础圆
以上面步骤中草绘为参考，在关键交点处添加基准点，接着以建好基准点为参考草绘出四个同心圆，大致结果以下图4.2所表示。

图4.2 草绘基础圆
（3）创建渐开线齿廓曲线
首先需要依据上一步骤草绘创建基准点及相关线段创建一个基准坐标系，注意坐标系方向选择，然后开始进行绘制曲线操作，以前面建立坐标系为笛卡尔基准坐标系，在对应窗口输入参数方程，该曲面所对应参数方程以下：
r=435.78
theta=t*6