汽车主减速器及差速器的结构设计与强度分析毕业设计.doc

目 录

摘 要 III
Abstract IV
1 绪 论 1
1.1 课题研究背景 1
1.2 课题研究目的及意义 1
1.3 课题研究内容 2
1.4 研究对象重要参数 3
2 汽车主减速器的设计 3
2.1 汽车主减速器概述 3
2.2 汽车主减速器的工作原理 3
2.3 轿车主减速器结构方案选择与分析 4
2.4 轿车主减速器基本参数的选择与计算 5
2.4.1轿车主减速器传动比i0的拟定 5
2.4.2主减速器计算载荷的拟定 5
2.4.3主减速器锥齿轮基本参数的选择 7
2.4.4主减速器锥齿轮重要几何参数的计算 8
2.5 轿车主减速器螺旋锥齿轮强度计算 10
3 差速器的设计 14
3.1 差速器概述 14
3.2 差速器的工作原理 14
3.3 差速器的结构形式选择 15
3.4 普通锥齿轮差速器齿轮设计 15
3.4.1差速器齿轮重要参数的选择 15
3.4.2差速器齿轮重要几何参数的计算 17
3.5普通锥齿轮差速器齿轮强度计算 18
4 汽车主减速器及差速器的三维实体建模 20
4.1 主减速器的三维实体建模 20
4.1.1主减速器三维建模分析与设计思绪 20
4.1.2主减速器螺旋锥齿轮的重要建模过程 21
4.2 差速器的三维实体建模 26
4.2.1差速器半轴直齿锥齿轮的重要建模过程 26
4.2.2差速器壳的重要建模过程 27
4.3 汽车主减速器及差速器的装配 28
5 汽车主减速器及差速器重要部件的强度分析 30
5.1 强度分析简介 30
5.2 差速器壳体的强度分析 30
5.3 半轴的强度分析 35
6 结 论 39
参考文献 40
致 谢 41

汽车主减速器及差速器的结构设计与强度分析

摘 要

本文一方面对汽车主减速器及差速器的工作原理及结构进行了简朴介绍；另一方面通过对汽车重要参数进行分析与计算设计出主减速器及差速器，然后运用三维软件对其重要零部件进行建模，建模完毕后对零件进行装配;所有零件装配完毕后，通过有限元软件对建模后的相关部件进行应力分析，根据分析结果进行一些改善或优化。

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，对全球工业制造以及整个经济发展都产生了较大的影响。然而目前随着各项技术的快速发展以及世界整体经济的不断发展，各个国家的人们对汽车依赖很深，同时汽车也给人们的生活与发展带来了巨大的便利。总之，汽车工业对人们生活和国家经济的发展带来了无法估量的影响。目前，我国汽车主减速器的开发，在技术手段上、工艺制造水平上，都与国外的差距很大，特别是德国、美国、日本这些汽车强国。并且我国在主减速器齿轮的开发、制造等技术上都缺少相应的独立开发与创新能力，各项技术手段都比较落后，国外特别是工业强国早就大规模运用自动化设备，不断跟进计算机编程、电算化等。目前所存在最大的问题是，汽车行业整体开发新产品的能力不够、工艺制造以及管理水平较低，所生产出的相称比例的产品仍然为中低档次，产品较为粗放，国际竞争力不够。
目前我国生产或者装配整车所需的差速器产品大多源自美国、德国、日本等几个传统的汽车工业强国，我国汽车工业技术也基本上都是从引进国外相关技术的基础上进行发展的，逐步呈现出相称的规模。然而目前我国的差速器乃至其他很多工业产品都没有自己的核心技术，对国外技术依赖性较强，自主开发能力仍然较弱，很大限度上严重影响了新车整车的开发制造，因此，我国在主减速器及差速器的技术开发上尚有很长的路要走。
从当前的趋势来看，我国以及全球的汽车工业正在朝着经济性好同时动力性也好的方向发展，从汽车理论以及实际应用角度讲，如何使生产的汽车的燃油经济性和动力性两者都尽也许提高是每个汽车设计、制造、生产厂商都在拼尽全力做的事情。当然，汽车上的每一个零部件组成也一直都在发生着各种变化，汽车主减速器及差速器自然也不例外，特别是那些对操控性规定性很高的车辆，诸如高级轿车、跑车之类。因此，目前随着国家十三五规划的制定，汽车行业向更智能化、环保化方向发展，我国的上汽、东风、一汽、北汽四大汽车集团以及其他各大车企正在广泛开展合作项目，希望早日与世界汽车行业的先进技术接轨，争取整车特别新能源汽车的设计开发上的新突破，实现汽车强国梦。
1.2 课题研究目的及意义
汽车主减速器及差速器由多种零部件构成，其设计开发制造也涉及到多方面，与当代机械工业制造关系尤为密切。因此，本毕业设计可以通过对汽车主减速器及差速器的分析，进一步了解各部件构成与开发设计，由分到总式地进一步学习开发设计、选择规划、结构优化、强度分析计算以及有限元分析等内容，从某种限度上讲，可以借此更全面更进一步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。
另一方面，通过对汽车主减速器及差速器的相关设计与计算，使我能进一步综合运用所学的基础理论、专业知识以及其他多方面知识，进一步提高我对汽车设计相关技能研究以及解决复杂问题的能力，为自己将来踏入汽车行业奠定良好的基础，从而能更好的发展，为我国汽车工业的良好发展尽上自己更多的力。
1.3 课题研究内容
本毕业设计所研究的对象重要是轿车，其重要研究内容大体如下：
轿车主减速器及差速器的结构特点及其设计方法；轿车主减速器及差速器的重要零部件三维实体建模及其装配；相关轴及齿轮等的设计分析；轿车主减速器、差速器设计运动分析以及了解掌握Creo的参数化设计方法。
本次课题重要是想通过对轿车重要运动参数进行分析计算，进一步得出主减速器与差速器的基本参数，然后通过Creo建模软件实现对主减速器与差速器的三维实体建模，最后通过ANSYS软件能对相关结构进行一定的强度分析。
1.4 研究对象重要参数
本毕业设计所要研究的对象重要是轿车，其重要参数大体如下表1.1：
表1.1 某款轿车重要参数
重要参数
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 汽车主减速器的设计
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的组成，更是汽车驱动桥中最为关键的组成部分，通常由齿数少的锥齿轮或斜齿圆柱齿轮来带动齿数多的锥齿轮或斜齿圆柱齿轮进行传动，从而执行汽车主减速的重要功能。其重要功用是将由发动机传出经万向传动装置传递的转矩传送到驱动车轮，以完毕动力传递并驱动汽车行驶，有些情况也可改变转矩方向。可以使汽车主减速器前面的传动部件所传递过来的转速减小，同时也能减小变速箱的相关尺寸和质量，使操作起来更加灵活便利。
汽车主减速器及差速器的设计经常需满足如下基本规定：
a）保证其与发动机、变速器等动力装置传递连续且稳定，且保证各种工况下的传动效率都足够高。
b）所设计的各零部件及整体尺寸要尽量小，要保证其产生的振动噪音小，且工作时足够稳定可靠。
c）能满足相关使用规定，所选择的主减速比应能保证汽车动力性也和燃料经济性两者都较好。
d）结构设计简朴易行，材料易取，加工制造方便容易，拆装、调整快捷方便。
2.2 汽车主减速器的工作原理
汽车主减速器一般由主减速器主从动齿轮、齿轮轴承与减速器外壳等组成。大体结构如图2.1所示。

图2.1主减速器结构图
减少转速和增大转矩是汽车主减速器在汽车传动系起到的重要作用，发动机纵置时采用圆锥齿轮传动，有改变转矩方向的作用。从发动机传出动力，经离合器、变速器传递到主减速器积极锥齿轮上，由于发动机纵置，扭矩传递方向改变，即可顺利通过锥齿轮啮合传递到主减速器从动锥齿轮上，完毕整个主减速的传递工作。由于锥齿轮的布置合理可相应减少其他传动件承受的载荷，某种限度上减小了这些部件的尺寸和质量，更为轻量化。
2.3 轿车主减速器结构方案选择与分析
一般而言，主减速器设计方案和结构形式往往与所规定的齿轮类型、减速形式有关。
（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的结构型式来分，重要有螺旋锥齿轮式、双曲面齿轮式、圆柱齿轮式和蜗杆蜗轮式几种形式。
当汽车发动机横置时，主减速器采用斜齿圆柱式传动；汽车发动机纵置时，采用锥齿轮式即螺旋锥齿轮式或双曲面齿轮式传动。
而本毕业设计的研究对象是一款发动机纵置的轿车，整车重量较小，发动机输出功率也不大。主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮形式（如图2.2所示）。该种传动方式下，主、从动齿轮的中心轴线互相垂直，且如图所示，两锥面顶点交于一点。然而齿轮轮齿端面很容易重叠，往往都有2个以上的轮齿啮合在一起，所能承受的运动负荷较大，工作较为平稳，噪声和振动小。
（2）主减速器结构形式
当今的汽车行业，汽车车型是各种各样，变化也不久，加之不同的车型也会有不同样的使用规定，这就导致汽车主减速的结构形式相应的也是多种多样。
主减速器以齿轮副数目为依据一般可以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朴、质量较小、使用方便、维护容易、造价较低等优点，但主传动比一般小于等于7.0，不能太大。主传动比过大会导致从动齿轮的一些尺寸增大比如齿轮直径，则汽车平顺性及通过性变差，加工工艺以及热解决也会更为复杂麻烦。而这次设计对象是轿车，主传动比一般为3~4.5。
2.4 轿车主减速器基本参数的选择与计算
2.4.1 轿车主减速器传动比的拟定
一般而言，主减速器的结构形式、设计尺寸、质量大小及工作状况等会随主减速器传动比的变化而变化。同时汽车主减速器传动比的选择，应当考虑汽车各传动部件的工作状况以及整个传动系的总传动比，总传动比会影响到汽车的安全性、舒适性、动力性、经济性等，因此得充足考虑汽车的动力性再加以计算主减速器传动比。
在这里，需依据相关资料文献进行整合优化设计，根据相关最佳燃油经济性图和动力性曲线图，对发动机排量参数、变速器的传动比及主减速器传动比进行最优选取。
一般情况下，根据主减速器传动比常用计算方法，给定了发动机最大功率时，所选择的主减速比应保证有足够大的最高车速，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
一般而言，由上式所求得的值需跟同类汽车的主减速器传动比进行一定的比较， 同时要考虑主减速器主、从动齿轮也许的齿数，然后对所求得值进行检查优化后再拟定下来。
2.4.2 主减速器计算载荷的拟定
主减速器齿轮的计算载荷是设计主减速器的另一项重要的原始参数。汽车行驶时，发动机及各传动部件间的工作状况是存在差异的，并且往往工作得不够稳定，综合多方面想准确计算出主减速器齿轮计算载荷的也许性不大。因此通常用以下三种计算方法来求得主减速器从动齿轮的计算载荷。
（1）按驱动轮打滑时的转矩拟定从动锥齿轮的计算转矩

式中：
——汽车在满载状态下驱动桥上的静载荷，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
——轮胎与路面的附着系数，取0.85
——从主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取1.0
——从主减速器积极齿轮到车轮之间的传动效率，取0.95
（2）按发动机最大转矩和最低挡传动比拟定从动锥齿轮的计算转矩
=
式中：
——计算转矩，单位
——猛接汽车离合器时所产生的动载系数，取 =1.0，
——发动机最大转矩，由表1.1得=250N·m
——液力变矩器的变矩系数，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的传动效率，取=0.9
与选取见下表2.1。
表2.1 n与if选取表
车型
高档传动比与抵挡传动比的关系

n

>/2

1
</2

2

>/2

2
</2

3
由表中所示，的取值为1, 取1.94
（3）按汽车平常行驶的平均转矩拟定从动锥齿轮的计算转矩

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
——汽车的性能系数，取0.08
，，——见上式的说明
由前两种情况（1），（2）所得的计算转矩一般指的是的最大转矩，与情况（3）所求得的平均转矩区别较大。当计算从动锥齿轮时，计算转矩取前面情况（1），（2）中的较小值,即；当计算从动锥齿轮的疲劳寿命时，一般取。
主减速器积极锥齿轮的计算转矩为

式中：
——积极锥齿轮计算转矩，单位为N·m
——主、从动锥齿轮间的传动效率，取0.9
当计算锥齿轮最大应力时，取计算转矩=908.08N·m；
当计算锥齿轮疲劳寿命时，取计算转矩=1148.79N·m。
2.4.3 主减速器锥齿轮基本参数的选择
主减速器锥齿轮的基本参数涉及锥齿轮齿面宽、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)一般为了工作稳定以及啮合容易，主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2不会有公约数，且两齿数总和不会超过50，同时还需考虑齿轮工作时发出的噪声、齿轮各项强度等因数。
当然，对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配，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，比如驱动桥壳的高度尺寸或者说是离地间隙等，则会进一步影响到汽车通过性、安全性等相关指标，而减小分度圆直径却会影响到积极齿轮上轴承的放置、跨置式支承效果以及差速器的安装等。
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，一般为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：

则初选的齿轮法向端面模数=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）根据加工的难易度、材料的选取、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），但一般也有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）一般情况下，不作特殊说明，所谓的螺旋角默认为齿宽中点处的螺旋角 (中心螺旋角)，而齿轮工作载荷、运营状态、啮合状态即重合度、齿轮轴向力大小等均会随着螺旋角的变化而变化，综合各方面考虑，取=36°。
（5）虽然锥齿轮的螺旋方向与工作时受力情况及运营平稳等关系不大，但得注意主从动锥齿轮的旋向是相反的，建模时得特别注意区别，当需要计算相关受力情况时，可借助旋向与相关法则判断出轴向力方向。本设计假设积极锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋。
（6）压力角大小与轮齿强度等有关，压力角大一点也可以延长齿轮疲劳寿命，同时也与齿轮啮合状况密切相关，自然也会影响整个减速器的工作平稳性、安全性等，综合多方面考虑，这里选用16°。
2.4.4 主减速器锥齿轮重要几何参数的计算
相关重要的几何尺寸参数见下表2.2
表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表
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 锥齿轮的大齿轮理论齿厚
Z1

2.5 轿车主减速器螺旋锥齿轮强度计算
主减速器锥齿轮基本参数选择完毕，主减速器锥齿轮几何计算结束之后，一般还需验算其强度，才干保证锥齿轮有足够疲劳寿命，从而能安全可靠地工作。其实，强度计算出的结果也能为前期的开发设计以及后期验证提供一定的参考，一般的机械结构特别是这种工作极为频繁的零部件，光设计出相关尺寸就去选定好一定材料并不那么可靠，只有通过强度计算才干更好的去加以把握，也有助于后期的有限元结构分析。
而汽车上各部位的齿轮正常工作时会受到各种载荷，而汽车驱动桥所承受的一般都是交替变化的载荷，具体变化形式较为复杂，这里不加以进一步研究。主减速器齿轮的损坏形式重要是齿轮齿面疲劳磨损。主减速器齿轮的疲劳寿命重要与平均计算转矩有关，下面用常用的三种强度计算方法进行验算。
（1）单位齿长上的圆周力
在汽车工业中，主减速器锥齿轮的表面耐磨性经常用轮齿上的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
——作用在轮齿上的圆周力，单位为N
——从动齿轮的齿面宽，=33mm
圆周力有如下两种计算方法也是最常用的两种方法，换句话说单位齿长圆周力有两种计算方法。大体如下：
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
——积极锥齿轮分度圆直径，=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的静载荷，=9800N
——从动锥齿轮分度圆直径，=228mm
——轮胎与地面的附着系数，取0.85
下表2.4给出许用单位齿常的圆周力，可以根据所求得的结果与表里所给的许用值进行比较，从而可以大体判断前面所设计的各项尺寸能否符合相关受力及强度规定。若符合规定自然更好，不符合给定值则需进一步审核，并需充足结合各项指标，准确分析，不断考虑合理性，从而更好地设计出所需产品。
表2.4 许用单位齿长上的圆周力
随着工业技术的发展与进步，现代汽车设计生产中，材料各项性能的提高以及加工工艺的不断改善，单位齿长上的圆周力常高出表中所列值的20%～30%。故上述两种计算方法所求的结果均符合当代技术的规定。
（2）轮齿弯曲强度计算
螺旋锥齿轮轮齿齿根弯曲应力的表达式为

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的过载系数，取=
——齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数，
　　　　　　 当时，，在此
——齿面载荷分派系数，悬臂式，=1.1～1.25，取1.1
——质量系数，取
——端面模数，=6
——轮齿弯曲应力的综合系数。取小齿轮的=0.25，大齿轮=0.20
代入公式，计算得：

所以所设计的主减速器齿轮弯曲强度是足够的，满足规定。
（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:
——锥齿轮轮齿的齿面接触应力，单位为MPa
——积极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
, ,与（2）中取值相同
——齿面接触强度的综合系数，根据课本中的图取=0.211
由于主、从动齿轮相关尺寸相称，所以都能不大于接触强度许用值，满足规定。
（4）螺旋锥齿轮材料的选取
汽车主减速器在正常工作时工作状况比较复杂，工作频率也较高，因此主减速器锥齿轮与其他部位的齿轮或者传动部件相比较，工作时间长、承受载荷多而复杂、各部分对其冲击大，其损坏形式重要有齿面磨损擦伤、齿根折断等。
随着化工及材料生产等技术的发展，目前汽车主减速器用的螺旋锥齿轮、双曲面锥齿轮都是采用合金钢材料，并且是渗碳合金钢。一般需对由渗碳合金钢制造出的齿轮进行渗碳、回火等解决，使轮齿表面硬度应达成58～64HRC，而轮齿内部硬度可以稍微低一点，一般达成32～45HRC即可。
　 渗碳合金钢的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，其锻造及切削性能都较好，且生产效率高、节约材料，但齿形精度差。

3 差速器的设计
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的。左右车轮的载荷往往不同样、两轮胎内的气压也有所差异、轮胎胎面与路面的摩擦不均匀等导致了左右车轮滚动半径不等；并且一般情况下左右两车轮所接触的路面状况也不同样，左右车轮受到的行驶阻力不等。这样的话，无论怎么行驶两车轮都不会完全同步，均会导致车轮的侧滑、滑移、滑转等，汽车行驶的安全性、稳定性也会因此受到较大影响，转向不易、乘坐不舒适、燃油消耗增大等一系列问题都会衍生出来。因此，需要安装差速器来改善以上出现的种种情况。
差速器按其结构特性分类一般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几种形式。
3.2 差速器的工作原理
差速器重要由行星齿轮、行星齿轮轴、半轴齿轮和差速器壳体等组成，如图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特别转弯行驶时所必不可少的部件，也是驱动桥的重要构成部件。发动机的动力传出来之后，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递到行星齿轮，由行星齿轮带动左、右半轴齿轮，进而驱动左右车轮。无论什么工况，一般而言，左、右半轴的转速之和应等于差速器壳转速的两倍。当汽车直线行驶时，左右半轴齿轮、行星齿轮以及驱动车轮三者的转速是相同的。当汽车转弯行驶时，由于汽车驱动车轮受力情况发生变化，会传递到左右半轴上，会破坏了差速器之前的平衡，转速将因此重新分派，内侧车轮转速会减小，外侧车轮转速增长，一段时间后将重新达成平衡状态，即成功完毕转弯动作。
3.3 差速器的结构形式选择
汽车上常采用的差速器一般是锥齿轮式差速器，该种差速器结构明确、构造简朴、容易大规律生产、质量尺寸较小、工作稳定可靠，因此应用广泛。对称锥齿轮式差速器一般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。
普通锥齿轮式差速器又分为圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种，一般情况下，由于锥齿轮各方面性能较好，运营更稳定，汽车上的差速器广泛采用圆锥齿轮。
查阅汽车构造、底盘设计等文献资料，经多方面考虑，本设计中的差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。基本结构如上图3.1所示，工作示意图见下图3.2。

图3.2 普通锥齿轮式差速器示意图
如图3.2所示，主减速器上的从动锥齿轮与差速器壳相连，两者将会同时转动。在差速器组成上可以看出，差速器壳以及与其共同运动的行星齿轮轴是积极件，半轴齿轮以及半轴为从动件，半轴之后将会带动车轮转动，完毕动力传递。
由图易知，行星齿轮既可以只绕着行星轴转动也可随着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，相应于直线行驶工况；公转说明左右半轴转速存在差异，即是相应于转弯工况，实现差速。
无论什么行驶工况，左右半轴的转动角速度之和均等于差速器壳转动角速度的两倍
即 + =2
若将角速度转化成转速表达，则

3.4 普通锥齿轮差速器齿轮设计
3.4.1 差速器齿轮重要参数的选择
差速器齿轮基本参数重要有行星齿轮数、行星齿轮球面半径、行星齿轮齿数、半轴齿轮齿数以及节锥角、模数、压力角等。
（1）一般根据汽车所受载荷状况来选择行星齿轮数n，承载的载荷不大时n可取两个，承载较大的情况下便需取四个，常用于载货汽车或越野汽车。由于本设计对象为普通轿车，则取n=2。
（2）行星齿轮背面的球面半径其实就是行星齿轮安装时的极限尺寸，某种意义上讲就是节锥距，这个尺寸与后期的建模装配有紧密联系，差速器的强度及承载能力有的时候也可以用该尺寸来衡量。
根据各文献中的经验公式拟定：

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
拟定后，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，可以使得齿轮模数较大，有助于提高轮齿强度以及增长工作稳定性，但一般不少于10。此设计中行星齿轮的齿数选择11，半轴齿数选择20。所选的半轴齿轮的齿数在14～25之间且半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/常在1.5～2.0范围内，显然所选的行星齿数和半轴齿数可以符合相关规定。
（4）先根据相关公式求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、：

再根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）压力角的大小往往与轮齿齿高系数间有联系，以前的汽车差速器齿轮一般选用20º压力角，相相应的齿高系数一般为l.0，所选用齿轮的最少齿数应当是13。然而随着汽车设计加工技术的不断发展与完善以及相关性能的规定，目前汽车上差速器齿轮大都选用22º30′的压力角，相应的可减小至0.8，此时齿轮的最少齿数可减至11左右。
（6）行星齿轮轴直径（mm）为：

式中：
——差速器传递的转矩，取3440.72N·m
——行星齿轮数目，=2
——行星齿轮支承面中点处到锥顶的距离，
——支承面许用挤压应力，取
行星齿轮在轴上的支承长度为：
=1.1d=1.1×22mm=24.2mm
取=24mm
3.4.2 差速器齿轮重要几何参数的计算
重要的参数见下表3.1
表3.1 半轴、行星齿轮重要参数
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 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算
差速器锥齿轮相比普通直齿齿轮结构及尺寸比较复杂，相关部件的安顿及优化往往会限制到齿轮的尺寸，锥齿轮所受载荷也比较大且复杂。同时，差速器锥齿轮的轮齿并不是时刻都在啮合，一般只有汽车转弯行驶或者由于车轮打滑等引起的滑转时，锥齿轮才处在相对啮合状态，起到真正的差速作用。为了提高轮齿的可靠性，一般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
——半轴齿轮大端的分度圆直径，=80mm
——半轴齿轮计算转矩，=
、、按照主减速器齿轮强度计算时所选用的系数值, 即尺寸系数 =0.69, 齿面载荷分派系数=1.1, 质量系数=1.0
而根据相关文献，差速器齿轮的许用弯曲应力为[]=980MPa,而由上式求出的强度值小于许用值，即满足规定。
生产制造汽车差速器齿轮的材料与主减速器齿轮同样，基本上都是渗碳合金钢材料，该种材料能使齿轮具有表面硬、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的三维实体建模
Creo软件是美国PTC公司于2023年10月推出的多功能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公司下属的闪电计划所推出的第一个功能强大的产品，Creo 2.0是于2023年3月推出的。Creo 相称于一个集成了多个可互相操作的应用程序且可伸缩的功能套件，其功能覆盖面极广。Creo的设计理念可以广为多领域行业使用，因此，各领域的专业人士可以全方位参与产品的开发设计等。Creo具有多个独立的应用程序在二维和三维空间里建模，为分析研究、优化、可视化等方面都提供了新功能。Creo 交互性比较强，可以使得内外以及多方能同时共享数据。总之，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，与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。普通的拉伸、旋转等命令即可绘出一般实体的大体轮廓，再通过打孔等命令不断修正模型。与AutoCAD同样，Creo有倒圆角以及倒直角等命令，但其所包含的功能更为强大、更为快捷方便。当然，其尚有螺纹修饰等优化功能，能将模型不断优化做到最完美，同时也可以完毕各零部件的装配甚至还能通过对的约束实现运动仿真。此外，Creo还能进行曲面操作，通过扫描混合等命令绘出各种复杂曲面造型，其运用范围很为广泛，远不仅仅只用于机械行业。与一般设计软件同样，其可以与有限元分析软件实现端口连接、数据共享，从而更有助于实体模型的分析设计，所以应用广泛，使用者也较多。
该软件是的pro/e的升级版本，自然包含了pro/e的所有特点。归纳起来，其重要特点有：实体造型方便快捷、单一数据库及其全相关性、全面的参数化设计、可靠的特性造型、工程数据的再运用、数字化人体建模等。
4.1 主减速器的三维实体建模
4.1.1 主减速器三维建模分析与设计思绪
主减速器螺旋锥齿轮重要采用参数化的建模思绪，依靠参数进行相应的尺寸定义，特别是画渐开线轮廓更需要借助相应的参数公式，这样可以建立一个模型以适应多种不同齿轮的建模，更能节省时间与精力，也便于修改；除齿轮的轮齿外其他零部件采用普通非参数化建模方法，重要采用旋转、拉伸、草绘、打孔、倒角等命令，毕竟对于简朴的模型来说，非参数化建模更为方便直接，借助Creo的强大功能修改起来也不算太难。其中螺旋锥齿轮轮齿的建模分析环节大体为：草绘创建基本线段；绘制齿轮几个基本圆；运用参数方程创建渐开线齿廓曲线；创建扫描混合的轨迹；创建扫描混合的截面；扫描混合出第一个轮齿；阵列创建出所有轮齿。
4.1.2 主减速器螺旋锥齿轮的重要建模过程
（1）草绘创建基本线段