汽车差速器与主减速器设计毕业设计

摘要
本文介绍了轿车差速器与主减速器的设计建模过程，论述了轿车差速器与主减速器的结构和工作原理，通过对轿车主要参数的分析与计算对差速器和主减速器进行设计，并使用Pro/E对差速器与主减速器进行3D建模，生成2D工程图。

完成装配后，对主减速器、差速器进行运动仿真，以论证差速器的差速器原理。

关键词：建模，差速器，主减速器，分析
Abstract
This paper discusses the automobile differential design and modeling process of the final drive, and the structure and the principle of automobile differential and the final drive.the car After the analysis and calculation of final drive and differential,to use Pro/E to complete make 3D model of the final drive and differential, then to produce 2D drawings.There is going to analysis the final drive to prove the principle after finishing the composing.
Keywords: Modeling, Differential,Final drive，Analysis
目录
摘要 (I)
Abstract (II)
目录 (III)
1绪论 (1)
1.1课题来源 (1)
1.2课题研究现状 (1)
1.2.1国内外汽车行业CAD研究与应用情况 (1)
1.3主减速器的研究现状 (1)
1.4 差速器的研究现状 (2)
1.5 课题研究的主要内容 (3)
2QY7180概念轿车主减速器与差速器总体设计 (4)
2.1QY7180概念轿车主要参数与主减速器、差速器结构选型 (4)
2.1.1QY7180概念轿车的主要参数 (4)
2.1.2QY7180概念轿车主减速器与差速器结构选型 (4)
2.2主减速器与差速器的结构与工作原理 (5)
2.3QY7180概念轿车主减速器主减速比i0的确定 (6)
3主减速器和差速器主要参数选择与计算 (7)
3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 (7)
3.1.1按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转
矩Tce (7)
3.1.2按驱动车轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩Tcs (7)
3.1.3按日常平均使用转矩来确定从动齿轮的计算转矩 (8)
3.2主减速器齿轮传动设计 (8)
3.2.1按齿面接触强度设计 (8)
3.2.2按齿根弯曲强度设计 (10)
3.2.3按变速器一挡齿轮设计 (12)
3.3差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算 (15)
4主减速器与差速器的三维实体建模 (18)
4.1主减速器三维建模分析与设计思路 (18)
4.2斜齿轮的建模过程 (19)
4.3锥齿轮的建模过程 (27)
4.4差速器壳体、主减速器壳体的创建 (37)
4.4.1差速器壳体的创建 (37)
4.4.2主减速器壳体的创建 (38)
5主减速器与差速器的装配与运动仿真 (39)
5.1主减速器装配思路 (39)
5.2主减速器装配过程 (39)
5.3主减速器运动仿真 (41)
5.3.1运动仿真思路 (41)
5.3.2建立运动仿真过程 (42)
5.3.3运动仿真分析 (42)
总结与展望 (45)
致谢 (46)
参考文献 (47)
1绪论
1.1课题来源
课题《QY7180概念轿车主减速器、差速器设计》本课题是数字化样车设计的一部分，主要使用Pro/E软件完成QY7180概念轿车变速器主减速器、差速器的三维模型建立、校核分析和工程图设计。

1.2课题研究现状
1.2.1国内外汽车行业CAD研究与应用情况
美国的汽车公司在上世纪80年代初就开始CAD系统的规划与实施，到了80年代中期有大半以上的产品设计工作采用CAD来进行设计制造，并取消了中间过程，使计算机与制造终端直接相连，最终实现了系统网络化，至90年代初其产品开发全面采用CAD。

德国、日本等发达国家的一些大型汽车企业，在上世纪90年代就已基本上全面采用CAD。

我国从20世纪70年代开始研究和推广CAD，到目前为止，国内大型制造型企业如汽车企业已普遍实施了CAD系统，一些大型汽车企业的CAD应用水平也接近国际先进水平。

1.3主减速器的研究现状
减速器是机械装备制造业应用较为广泛的传动与调速设备，在现代科研、国防、交通、冶金、化工以及基础设施建设等众多领域应用十分
广泛。

汽车主减速器是驱动桥最重要的组成部分，其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮，是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。

目前车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化。

自改革开放以来，中国的汽车工业得到了长足发展与进步，车用主减速器也随着整车的发展不断成长和成熟起来。

随着轿车的技术不断发展，发动机前置前轮驱动已成为普及型轿车的首选，发动机前置前轮驱动的轿车，结构紧凑、造价成本较低，但是造成发动机舱零件总成增加、车辆重心前移，对车辆的加速性能与制动性能都有较大影响，对发动机前置前轮驱动的轿车而言，减小发动机与动力总成的质量与尺寸成为一个主要的优化设计方向。

设计开发上，CAD、CAE、CAM等计算机应用技术，以及UG、CATIA、PRO/E等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化，使得主减速器的优化设计变得简单与方便。

从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及车辆的最高车速的提升来看，车桥减速器应该向小速比方向发展:在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高(齿轮疲劳寿命平均可达50万次以上);在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好;整体刚性好，速比范围宽。

1.4 差速器的研究现状
近年来中国汽车差速器市场发展迅速，产品产出持续扩张，国家产业政策鼓励汽车差速器产业向高技术产品方向发展，国内企业新增投资项目投资逐渐增多。

投资者对汽车差速器行业的关注越来越密切，这使得汽车差速器行业的发展需求增大。

从目前来看，我国差速器行业已经顺利完成了由小到大的转变，正处于由大到强的发展阶段。

由小到大是
一个量变的过程，科学发展观对它的影响或许仅限于速度和时间，但由大到强却是一个质变的过程，能否顺利完成这一蜕变，科学发展观起着至关重要的作用。

然而，在这个转型和调整的关键时刻，提高汽车车辆、石油化工、电力通讯差速器的精度、可靠性是中国差速器行业的紧迫任务。

1.5 课题研究的主要内容
课题主要内容
（1）QY7180概念轿车的基本情况
（2）QY7180概念轿车主减速器、差速器设计结构特点及设计方法（3）QY7180概念轿车主减速器、差速器设计三维建模及二维工程图
（4）QY7180概念轿车主减速器、差速器设计运动分析
（5）了解Pro/E的参数化设计方法
本次课题主要通过对QY7180概念轿车主要动力参数得分析计算，得出其主减速器与差速器的主要参数，并通过Pro/E软件实现主减速器与差速器的三维实体建模，并对其进行运动仿真。

2QY7180概念轿车主减速器与差速器总体设计
2.1QY7180概念轿车主要参数与主减速器、差速器结构选型
2.1.1QY7180概念轿车的主要参数
QY7180概念轿车的主要参数见表2.1。

表2.1 QY7180轿车主要参数
主要参数数值
总质量1490
最高车速（km/h）161
最大功率（kw／rpm ）70/5200
最大扭距（N·m／rpm）145/3000
前轴轴荷（满载/空载）800/645
后轴轴荷（满载/空载）770/425
变速器一挡传动比 3.455
变速器二挡传动比 1.944
变速器三挡传动比 1.286
变速器四挡传动比0.969
变速器五挡传动比0.800
2.1.2QY7180概念轿车主减速器与差速器结构选型
QY7180轿车是一款发动机前置前轮驱动的轿车，整车重量较小，发动机输出功率不大，因此该车的整套动力系统均是横向布置、采用质量较小、结构较为简单的部件。

因为经大概估算的主减速比不大，主减速器采用结构简单、体积及质量小且制造成本较低的单级主减速器，且主减速器为横向布置，不需要该变动力的传动方向，因此主减速器齿轮采
用传动较为平稳、噪音较低、承载能力较强的圆柱斜齿轮，如图 2.1。

对于行驶在公路上的汽车来说，由于路面较好，各驱动轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此采用结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，如图2.2。

2.2主减速器与差速器的工作原理
主减速器是由主减速器主动齿轮、主减速器从动齿轮、轴承与外壳组成；差速器是由行星齿轮、半轴齿轮与差速器壳体组成。

与差速器结构如图2.1与图2.2所示。

图2.1 主减速器结构图
图2.2 差速器结构
主减速器是在传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要部件，当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。

它是依靠齿数少的齿轮带齿数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。

将主减速器布置在动力向驱动轮分流之前的位置，有利于减小其前面的传动部件（如离合器、变速器、传动轴等）所传递的转矩，从而减小这些部件的尺寸和质量。

差速器是汽车驱动桥的主要构成部件，其作用就是在向两个半轴传递动力的同时，可以调节两边半轴的转速旋转，使其有转速差以使两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等半径行驶，减少轮胎与地面的摩擦。

发动机的动力经变速器再从传动轴进入主减速器后，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，进而驱动车轮，左、右半轴的转速之和等于差速器壳转速的两倍。

当汽车直线行驶时，行星齿轮、左、右半轴齿轮和驱动车轮三者转速相同。

当汽车转弯行驶时，由于汽车驱动车轮受力情况发生变化，反馈在左右半轴上，进而破坏差速器原有的平衡，这时转速重新分配，导致内侧车轮转速减小，外侧车轮转速增加，重新达到平衡状态，同时，汽车完成转弯动作。

2.3QY7180概念轿车主减速器主减速比i0的确定
主减速比的大小，对主减速器的结构形式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。

主减速器比的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起，由汽车的整车动力计算来确定。

对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率P emax 的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速v amax [1]。

这时i 0值由下式来计算：
0max 0.28625200
0.377
0.377
4.35621610.8
r p a gh
r n i v i ⨯⨯===⨯⨯
r r :车轮滚动半径 r r =0.2862m
n p ：发动机最大功率时转速 n p =5200r/min v amax ：最高车速 v amax =161km/h
i gh ：变速器最高档传动比 i gh =i g5=0.800
3主减速器和差速器主要参数选择与计算
3.1主减速器齿轮计算载荷的确定
由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地计算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。

通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（T ce 、T cs ）的较小者，作为汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷[1]。

3.1.1按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转矩T ce
max 101145 3.455 4.35620.9
982.0563221
d e ce K T i i T N m n η⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
==⋅⨯⨯
K d ：猛接离合器时所产生的动载系数 K d =1 T emax ：发动机最大转矩 T emax =145N ·m i 0：主减速比 i 0=4.3562 i 1：变速器一档传动比 i 1=3.455 n ：驱动桥数 n=1
η：传动系传动效率 η=0.9
3.1.2按驱动车轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩T cs
1178400.810.28620.85
772.4449220.99
r cs G m r T N m ϕη⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
==⋅⨯⨯
G 1：满载状态下驱动桥上的动载荷 G 1=7840N
m 1：汽车加速时前轴载荷转移系数 m 1=0.81 φ：轮胎与路面间的附着系数 φ=0.85 r r ：轮胎滚动半径 r r =0.2862
η：主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率 η=0.99 3.1.3按日常平均使用转矩来确定从动齿轮的计算转矩
14600.2862
()(0.0150.080)464.8106110.99
a r jm r h p G r T f f f N m i n η⨯⨯=
⨯⨯=++=⋅⨯⨯⨯⨯ G a ：汽车满载总重量 G a =14602N
i ：主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比 i=1 r r ：轮胎滚动半径 r r =0.2862
η：主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率 η=0.99 n ：驱动桥数 n=1
f r ：道路滚动阻力系数 f r =0.015 f h ：平均爬坡能力系数 f h =0.08 f p ：汽车性能系数 f p =0 3.2主减速器齿轮传动设计
设计思路
主要通过机械设计教材提供的方法进行齿面接触强度设计、齿根弯曲强度设计以及按主减速器一挡齿轮进行设计，然后对比各种方法的优劣 ，进行选择。

3.2.1按齿面接触强度设计
齿轮精度为6级[6]
小齿轮齿数z 1=14
大齿轮齿数z 2=z 1×4.3562=60.98≈61 初选螺旋角为β=14ْ 试选载荷系数K t =1.6 转矩T 1=T jm =464.8106N ·m 小齿轮转速n 1=6500.0603r/min 宽度系数Φd =0.6
弹性影响系数Z e =189.8MPa ½
齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1200MPa
计算应力循环次数（按寿命10年每年300天每天3小时）
91606500.06031330010 3.5110N =⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 982 3.5110/4.35628.0575610N =⨯=⨯
取接触疲劳寿命系数K HN1=0.91 K HN2=0.94 取失效概率为1%，安全系数S=1 选取区域系数Z h =2.433
端面重合度计算：εα1=0.69 εα2=0.86 εα=εα1+εα2=1.55
1lim110.911200
[]10921HN H H K MPa S σσ⨯⨯=
== 2lim220.941200
[]11281
HN H H K MPa S σσ⨯⨯=
== 许用接触应力
12[]10921128
[]111022
H H H MPa σσσ++=
== 试算小齿轮分度圆直径d 1t ,由计算公式得[6]
1t d ≥
带入参数得d 1t =69.8185mm 计算圆周速度
11
69.81856500.0603
23.75/601000
601000
t d n v m s ππ⨯⨯⨯⨯=
=
=⨯⨯
计算齿宽b 及模数m nt
169.81850.641.89t d b d mm φ=⨯=⨯=
11cos 69.8185cos14 4.8414
t nt d m z β⨯⨯︒
=
== 2.25 4.84 2.2510.888nt h m mm =⨯=⨯=
/ 3.8474b h =
计算纵向重合度εβ
10.318tan 0.3180.614tan140.666d z βεφβ=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯︒=
计算载荷系数K 使用系数K α=1.5 动载系数K v =1.15
齿间载荷分配系数K h α=K f α=1.1 齿向载荷分配系数K h β=1.388 齿向载荷分布系数K f β=1.26
2.63373a v ha fa h f K K K K K K K ββ=⨯⨯⨯⨯⨯=
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
1182.4368t d d mm == 计算模数m n
11cos 82.4368cos14 5.713414
n d m mm z β⨯⨯︒
=
== 3.2.2按齿根弯曲强度设计
计算载荷系数
1.5 1.15 1.1 1.26
2.39085v f f K K K K K ααβ=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=
根据纵向重合度查得螺旋角影响系数Y β=0.92
取弯曲疲劳寿命系数为K FN1=0.89 K FN2=0.92，安全系数为1.4 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=810MPa 查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=810MPa 计算弯曲疲劳许用应力
1110.89810
[]514.9291.4FN FE F K MPa S σσ⨯⨯=
== 2220.92810
[]532.2861.4
FN FE F K MPa S σσ⨯⨯=
== 查取齿形系数Y F α1=3.1 Y F α2=2.28 查取应力校正系数Y S α1=1.48 Y S α2=1.73 计算大小齿轮的
[]
Fa sa
F Y Y σ⨯并加以比较 111 3.1 1.48
0.008909966[]514.929
Fa sa F Y Y σ⨯⨯== 222 2.28 1.73
0.007410302[]532.286
Fa sa F Y Y σ⨯⨯== 小齿轮的数值较大 设计计算
5.387m mm ≥== 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值M n =6，取分度圆直径d 1=82.4368mm
11cos 82.4368cos1411.046
n d z m β⨯⨯︒
=
== 取z 1=11，则z 2=z 1×4.3562=47.91≈48，取z 2=48 计算中心距
12()(1148)6
182.57422cos 2cos14n z z m a mm β+⨯+⨯=
==⨯⨯︒
将中心距圆整为183mm 按圆整后的中心距修正螺旋角
12()(1148)6
arccos
arccos 14.712322183
n z z m a β+⨯+⨯===︒⨯⨯
因β值改变不大，故参数εα、K β、Z h 等不必修改 计算大、小齿轮的分度圆直径
11116
68.237cos cos14.7132n z m d mm β⨯⨯=
==︒ 22486
297.763cos cos14.7132n z m d mm β⨯⨯=
==︒
计算齿轮宽度
10.668.23740.9422d b d mm φ=⨯=⨯=
圆整后取B 2=41mm B 1=46mm
以上设计计算方法采用的是机械设计教程中所用到的设计校核方法，但是计算所得到的齿轮尺寸较大，不适合于发动机横置前驱的轿车，由于没有找到有关发动机横置前驱轿车主减速器设计的有关资料，这里将采用轿车变速器中齿轮设计的有关方法，为了更接近于主减速器齿轮，则采用变速器一挡齿轮设计作为参照。

3.2.3按变速器一挡齿轮设计
模数选择
在齿轮中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮齿数，增加齿宽使的齿轮啮合的重合度增加，可以减小噪音，所以从减小噪音方面来看应该合理减小模数、增加齿宽；从减小质量方面来看，应该增加模数、减小齿宽。

对于轿车来讲，减小噪音比较重要 ，所以应该
选择小些的模数。

乘用车发动机排量在1.0与1.6之间，通常模数在2.25与2.75之间；发动机排量在1.6与2.5之间，通常模数在2.75与3.0之间。

所选模数数值应该符合国家标准GB/T1357—1987的规定，见表3.1。

选用时，应该优先选用第一系列，括号内的尽可能不选。

表3.1 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T1357—1987）
(mm)
第一系列第二系列
1.00 1.75
1.25
2.25
1.50
2.75
2.00 (
3.25)
2.50
3.50
3.00 (3.75)
4.00 4.50
5.00 5.50
压力角选择
齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合与退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。

实验证明：对于直齿轮，压力角为28º时强度最高，超过28º强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25º时强度最高。

因此，理论上对于乘用车，为加大重合度将降低噪音应该取用14.5º、15º、16º、16.5º等小些的压力角；对于商用车，为提高齿轮承载能力应选用25º或22.5º等大些的压力角。

对于传动比较大的齿轮应采用较大的压力角，以增加强度。

螺旋角的选择
选取斜齿轮的螺旋角，应该注意对齿轮工作噪音、齿轮的强度和轴向力有影响。

在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声低。

实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。

不过当螺旋角大于30º时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。

因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望采
用过大的螺旋角，以15º—25º为宜。

齿宽的选择
考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。

另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予弥补，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。

齿宽窄又会使齿轮工作应力增加。

选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m n的大小来选定齿宽：
斜齿轮b=K c*m n，K c取为6.0—8.5
传动比较大时，齿宽系数K c可取大些，使接触线长度增加，降低接触应力。

齿轮变位边位系数选择
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。

高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。

角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。

总变位系数越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱。

另外总变位系数值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降低噪音有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受的最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩小，相当于齿根强度提高，对于齿根薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。

传动比较大的齿轮的总变位系数应该选择较大值，以便获得高强度齿轮副，一般总变位系数可以选用1.0以上。

齿顶高系数选择
齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因齿轮受到的弯矩减小，齿轮的弯曲应力也减少。

在齿轮加工精度提高后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。

为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪音和提高齿根强度，会采用齿顶高系数大于1.00的细高齿制。

采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于0.3m和齿轮没有根切和齿顶干涉。

目前，对于细高齿制
的齿顶高系数，还没有制定统一的标准，由各企业自行确定，从小至1.05到大至1.90的都有，且许多成对的主、从动齿轮的齿顶高系数不同。

综上所述，主减速器的主、从动齿轮的主要参数确定为如表3.2与表3.3。

对于主减速器主、从动齿轮的几何参数计算将在其三维建模中通过公式加以确定，在此不再进行详细描述。

表3.2 主减速器从动齿轮主要参数
齿轮参数类型数值
法面模数(mm) 2.5
齿数61
法面压力角(º) 22.5
螺旋角(º) 14
齿轮宽度(mm) 30
齿顶高系数 1.3
顶隙系数0.25
法面变位系数-0.9
表3.3 主减速器主动齿轮主要参数
齿轮参数类型数值
法面模数(mm) 2.5
齿数14
法面压力角(º) 22.5
螺旋角(º) 14
齿轮宽度(mm) 40
齿顶高系数 1.3
顶隙系数0.25
法面变位系数0.9
3.3差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算
行星齿轮数目的选择[1]
轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多采用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。

行星齿轮球面半径R b的确定
圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径R b，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。

球面半径R b可按如下的经验公式确定：
2.9627.159b b R K mm ===
Kb ：行星齿轮球面半径系数，K b =2.52—2.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有两个行星齿轮的轿车以及所有越野车和矿用汽车取大值，这里取2.96。

T j ：计算转矩，在T ce 与T cs 中取较小值，即T cs =772.445N ·m 差速器行星齿轮球面半径R b 确定后，可根据下式预选其节锥距： A 0=（0.98—0.99）R b mm 经算得A 0=26.752mm
行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择
为了获得较大的模数而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少一些，但一般不应少于10。

半轴齿轮的齿数采用14—25。

大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5至2之间。

差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，因考虑它们之间的装配关系。

在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器将无法安装。

这里选行星齿轮齿数z 1=12，半轴齿轮齿数z 2=20 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 行星齿轮与半轴齿轮的节锥角γ1、γ2
11212arctan
arctan 30.9637520z z γ===︒ 21120arctan
arctan 59.0362412
z z γ===︒ 圆锥齿轮的大端面模数m
001212
22sin sin 2.29396A A m mm z z γγ⨯⨯=
== 半轴齿轮节圆直径d
22.293962045.8792
d m z mm
=⨯=⨯=
压力角的选择
汽车差速器目前大都选用22.5º的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少到10，并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下，还可由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

综上所述，差速器的行星齿轮、半轴齿轮的主要参数确定为如表3.4。

表3.4 差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数
行星齿轮参数类
型数值半轴齿轮参数类
型
数值
模数(mm) 2.5 模数(mm) 2.5
齿数12 齿数20
节锥角(º) 31 节锥角(º) 59
齿轮宽度(mm) 9 齿轮宽度(mm) 9
齿顶高系数0.8 齿顶高系数0.8
顶隙系数0.2 顶隙系数0.2
变位系数0 变位系数0
对于差速器行星齿轮与半轴齿轮的几何参数计算将在其三维建模中通过公式加以确定，在此不再进行详细描述。

4主减速器与差速器的三维实体建模
Pro/ENGINEER软件是PTC公司于1989年开发的一种先进的工业造型及工程设计自动化（MDA）软件，它是一套从设计研发到生产制造的软件系统。

它拥有工业设计、机械设计、大型装配体管理、机构运动仿真、模具设计和产品数据管理等方面的多项强大功能，具有目前最全面和集成最紧密的产品开发环境。

其主要特点有：
（1）实体造型
（2）单一数据库及其全相关性
（3）参数化设计
（4）特征造型
（5）工程数据再利用
4.1主减速器三维建模分析与设计思路
主减速器齿轮主要采用参数化建模思路，依靠参数进行尺寸定义，这样可以建立一个模型以适应多种不同齿轮的建模，节省时间与精力，也便于修改；而差速器壳体、主减速器壳体、轴承等采用普通非参数化建模方法，主要有回转方法、拉伸方法等，对于简单、单一类型的模型来说非参数化建模更方便直接，但修改较为复杂。

其中斜齿轮的建模分析为：（1）输入参数、关系式，创建齿轮基本圆、（2）创建渐开线、（3）创建扫引轨迹、（4）创建扫描混合截面、（5）创建第一个轮齿、（6）阵列轮齿。

锥齿轮建模分析为：（1）输入关系式、绘制创建锥齿轮所需的基本曲线、（2）创建渐开线、（3）创建齿根圆锥、（4）创建第一个轮齿、（5）阵列轮齿。

4.2斜齿轮的建模过程
1）输入基本参数和关系式
（1）创建一个零件文件，打开“参数”对话框；
（2）使用主减速器从动齿轮参数，在“参数”对话框内输入参数的名称、值、和说明等。

需要输入的参数如表4.1所示；
表4.1斜齿轮参数化建模主要参数
名称值说明名称值说明
MN 2.5 法面模数HA —齿顶高
Z 61 齿数HF —齿根高
ALPHAN 22.5 法面压力
角XN -0.9 法面变位
系数
BETA 14 螺旋角DD —分度圆直
径
B 30 齿轮宽度DB —基圆直径
HAX 1.3 齿顶高系
数DA —齿顶圆直
径
CX 0.25 顶隙系数DF —齿根圆直
径
MT —端面模数STD —分度圆齿
厚
XT —端面变位
系数DDA —分度圆齿
厚角
ALPHAT —端面压力
角
注意：表4.1中未填的参数值，表示是由系统通过关系式将自动生成的尺寸，用户无需指定。

（3）打开“关系”对话框内输入齿轮的分度圆直径关系、基圆直径关系、齿根圆直径关系和齿顶圆直径关系。

由这些关系式，系统便会自动生成表4.1所示的未指定参数的值。

输入的关系式如下：
/*齿轮基本关系式。