基于有限元猎豹越野车主减速器的设计说明书

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第1章 绪 论

1.1概述

随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计，制造工艺都在日益完善。驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在机构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目标前进。

汽车驱动桥位于传动系的末端, 一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。

根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般越野车多以前桥为转向桥，而后桥为驱动桥。

驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥[1]。

1.2课题研究现状

汽车自上个世纪末诞生以来，已经走过了风风雨雨的一百多年。从卡尔.本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时18公里的速度，跑到现在，竟然诞生了从速度为零到加速到100公里/小时只需要三秒钟多一点的超级跑车。这一百年，汽车发展的速度是如此惊人！同时，汽车工业也造就了多位巨人，他们一手创建了通用、福特、丰田、本田这样一些在各国经济中举足轻重的著名公司。

在我国随着长春第一生产汽车厂的建成投产，1955年生产了61辆汽车，才结束了我国一直不能生产汽车的历史。经过几十年的努力，目前我国建立了自己的汽车工业。全国汽车由建国时的5万辆上升到现在的上千万辆。改革开放以来，我国引进了许多国家汽车的先进技术，使得我国汽车工业的产量和质量都得到了巨大的发展和提高。

我国汽车行业经过50多年的发展，进步显著，但是和国外的汽车产业相比可以说在很多方面相当幼稚，国人普遍为入世后我国汽车产业捏一把汗。出人意料的是，在2002入世的第一年，国际汽车巨头的冲击远小于预期，进口汽车的市场占有率不到4%，

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以国产汽车为绝对主力的市场出现“井喷式”产销两旺局面。汽车产量从2001年的234万辆猛增到326万辆，增长39.3%，产销率达到444.4万辆，增长35.2%，产销率达到98.8%。自从上世纪90年代以来国内市场出现如此局面的商品屈指可数。汽车产量从200万辆级到300万辆级再到400万辆级只用了短短的2年时间，我国继美国和日本之后成为世界第三汽车大国。

然而在汽车产业表面繁荣的背后，行业组织结构的不合理、产业集中度低的局面没有得到根本性的改善。中国有整车生产厂商123家，生产能力在100万辆以上的汽车企业已经不能独立生存，200万辆以上的汽车企业也面临着重组的压力。因此，中国汽车工业的合并重组是汽车工业发展中的题中要义，是必须要迈过的一道坎。

中国的汽车产业已经确定了在国民经济中的支柱产业的地位，在未来这一地位将进一步得到巩固和提升，汽车产业结构将围绕产能规模的扩大和市场份额的争夺而不断出现调整和重组，未来几年并购重组依然是汽车行业发展的主线。

越野车是一种为适合在野外活动而特别设计的汽车，主要特点是四轮驱动、有较高的底盘、较好抓地性的轮胎、较高的排气管、较大的马力和粗大结实的保险杠。越野车不但可以在野外适应各种路面状况，而且给人一种粗狂豪迈的感觉。近年来，在城市里，也有越来越多的人开着越野车在城市里穿梭。

从2001年开始到2010年，中国汽车市场持续了近十年的高速增长，从最初的产销量不足200万辆到2010年的产销量双双突破1800万辆大关，成为全球第一大汽车市场。但从2011年开始，由于优惠政策的推出，大城市的限购政策的提出，中国的汽车市场增长率跌到了4%。整个汽车市场产销都呈现低迷的状态，但在中国汽车市场，唯独越野车却显示出了强劲的增长。

2012年，在中国整个乘用车市场增幅不超过5%的情况下，中国越野车市场预计增幅达到20%，越野车市场成为仅次于中级车之后国内第二大细分市场。在发力的越野车领域内，自主品牌、合资品牌、进口品牌都将血拼力战，争抢市场份额。在广州车展上，30多款新车中就有20多款是各种自主、合资、进口品牌的越野车。中国越野车在自主、合资、进口品牌的混战中迎来自己的黄金时代。

现在国家大力发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为汽车主减速器技术的发展趋势。

在产品上，国内汽车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国撇N公司技术的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表的主减速器技

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术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，CAD、CAE等计算机应用技术，以及AUTOCAD、UG、CATIA、proE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。新一代减速器设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。

我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后(国外己实现计算机编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距[2]。

人们借助计算机辅助分析技术（CAE）来解决相关复杂问题。有限元分析法便应运而生。有限元法也叫有限单元法（finite element method, FEM），是美国ANSYS 公司研制的大型通用有限元分析软件，能够进行包括结构﹑热﹑声﹑流体以及电磁场等科学研究，在核工业﹑铁道﹑石油化工﹑航空航天 ﹑机械制造﹑能源﹑汽车交通﹑国防军工﹑电子﹑土木工程﹑造船﹑生物医学﹑轻工﹑地矿﹑水利﹑日用家电等领域有广泛应用。五十年代初，它首先应用于连续体力学领域—飞机结构静、动态特性分析中，用以求得结构的变形、应力、固有频率以及振型。由于这种方法的有效性，有限单元法的应用已从线性问题扩展到非线性问题，分析的对象从弹性材料扩展到塑性、粘弹性、粘塑性和复合材料，从连续体扩展到非连续体。随着以有限元法为代表的CAE技术越来越快地融入汽车整个设计流程。各企业产品的设计流程中明确规定了分析环节，规定没有分析的设计不能进入下一个技术环节，从而真正做到基于分析的设计，实现产品设计的创新。有限元分析法作为汽车数字化设计的一项核心技术，不仅可以带来产品竞争力的提升。而且也为企业的自主创新带来了心得契机。目前有限元法正向着流程化、标准化、集成化方向发展，分析能力日益全面，应用范围不断扩大。

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所以在主减速器设计中不仅要朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目标发展，更要借助计算机辅助分析技（CAE），缩小在技术上、制造工艺上，成本控制上与国外存在的差距[3]。

1.3设计（论文）的拟解决的主要问题

1.3.1基本内容

依据主要技术指标设计的车型为猎豹CFA2030A越野车,整备质量为2030kg ,车长为4685mm，车宽为1785mm, 车高为1880mm，发动机最大功率为133KW，最高车速为174 Km/h，转矩为255Nm，最大功率转速为5500r/min，最大扭矩转速4500 r/min，车轮31×10.5R15，6，S级。

对其主减速器结构进行设计，并计算相应参数尺寸，利用UG软件建立主减速器的三维模型，有限元技术在ANSYS中对主减速器的轴及齿轮副进行强度校核，对其应力分布和变形分布状况进行了研究，验证设计的合理性。 1.3.2拟解决问题

1、主减速器的设计 2、差速器的选用 3、ANSYS软件分析验证

利用ANSYS软件对主减速器的轴及齿轮副进行强度校核 4、利用Autocad软件绘制主减速器与差速器图纸

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第2章 驱动桥设计方案确定

2.1设计车型及其主要参数

表2.1 基本参数表

驱动形式 总质量/t 轴距/mm 前轮距/mm 后轮距/mm 最小离地间隙/mm 最高车速/km/h 发动机最大功率/kw及转速/r/min 发动机最大转矩/N?m及转速/r/min 轮胎型号 变速器传动比ig 4×4 2.03 2725 1465 1480 225 174 Pemax-np 133-5500 Temax-nT 255-4500 31x10.5R15,6,s级 ；0.382m igl 3.918 igh 0.829 2.2 主减速器结构方案的确定

2.2.1主减速器的齿轮类型

按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。

在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。

在现代越野车车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 螺旋锥齿轮如图2.1（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。 双曲面齿轮如图2.1（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。 和双曲面齿轮相比，螺旋锥齿轮的优点有：螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其

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噪声和振动也是很小的。

图2.1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮

本次设计采用螺旋锥齿轮。 2.2.2主减速器的减速形式

主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。

如图2.2（a）所示，单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在越野车上占有重要地位。目前越野车车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多越野车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。

如图2..2（b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂、质量加大；主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工的工时增加，制造成本也显著增加，只有在主减速比io较大（7.6

本次设计越野车主减速比io=5.577，所以采用单级主减速器。

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（a） 单级主减速器 （b） 双级主减速器

图2.2主减速器

2.2.3主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法

1、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种： （1）悬臂式

悬臂式支承结构如图2.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

图2.3 锥齿轮悬臂式支承

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（2）骑马式

骑马式支承结构如图2.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。

图2.4 主动锥齿轮骑马式支承

采用骑马式（跨置式）支承结构时，齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1/30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。

跟据实际情况，所设计的为越野车，所以采用悬臂式支撑。 2、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择

从动锥齿轮只有跨置式一种支撑形式如图2.5所示，两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上，从动齿轮节圆直径较大时采用螺栓和差速器壳固定在一起。

图2.5 从动齿轮支撑形式

圆锥滚子轴承广泛用于汽车、轧机、矿山、冶金、塑料机械等行业，本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。

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2.3差速器结构方案的确定

汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而导致车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、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，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。

本次设计选用：摩擦片式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，可以产生很大的摩擦力矩适用于本次设计的汽车主减速器。

2.4本章小结

本章确定主减速器、差速器的结构。主减速器采用单级螺旋锥齿轮主减速器，主动齿轮的支撑形式为悬臂式，从动齿轮与差速器壳相连。差速器采用摩擦片式差速器，它结构简单，工作平稳。

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第3章 主减速器设计

3.1概述

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。

主减速比io对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小影响很大。当变速器处于最高档位时io对汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。io的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的功率下的平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择io值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性[4]。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np的情况下，所选择的io值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时io值应按下式来确定[5]：

i0=0.377

rrnpvamaxigh (3.1)

式中：rr——车轮的滚动半径，rr=0.382m； igh——变速器最高档传动比0.829 ； np——最大功率转速5500 r/min； vamax——最大车速174km/h。 经计算初步确定io=5.577。

3.2主减速齿轮计算载荷的确定

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打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tje,Tj?）的较小者，作为汽车强度计算中用

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以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷[6]。即

（N?m） （3.2） Tje?Temax?iTL?K0??T=2084.319

Tj??G2???rr=4353.885（N?m） （3.3）

?LB?iLB式中：Temax——发动机最大扭矩255N?m

iTL——由发动机到所计算的为减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比

3.918=21.851 iTL=i0i1=5.577×

?T——上述传动部分的效率，取?T=0.9；

K0——超载系数，取K0=1.0； n——驱动桥数目2；

φ——轮胎与路面间的附着系数，取φ=1

G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到

汽车加速时负载增大量，可初取：G2=G满×9.8×55%=10941.7

?LB,iLB——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别取0.96和1。

由式(3.2),(3.3)求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 Tjm=

(Ga?GT)?rr（N?m） （3.4） (fR?fH?fP)=739.725

iLB??LB?n式中：Ga——汽车满载总重2030×9.8=19894N；

GT——所牵引的挂车满载总重，仅用于牵引车取GT=0；

fR——道路滚动阻力系数，越野车通常取0.020~0.035，可初选fR=0.034； fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。越野车通常取0.09~0.30，可初

选取fH=0.15；

fP——汽车性能系数

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fP?0.195(Ga?GT)0.195(Ga?GT)1=71.384>16，取fP=0。（3.5） [16?]

Temax100Temax3.3 主减速器齿轮参数的选择

1、齿数的选择 根据主减速比确定：对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数z1取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙[6]。

（1）当i0≥6时，z1的最小取值可取5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5；

（2）当i0较小（i0＝3.5～5）时z1可取为7～12，但这时常会因为主、从齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的离地间隙； （3）为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数； （4）为了得到理想的齿面重叠系数，z1+ z2应≥40；

根据以上特点要求和本车的主减比，可确定主减速器主、从齿轮齿数z1=10 z2 =41 。

2、节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.2，式3.3并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：

d2?Kd?Tj=176.611～217.368 mm （3.6）

23式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；

Tj——计算转矩，取式（3.2）和（3.3）较小的。 初取d2=200mm。

3、齿轮端面模数的选择d2选定后，可按式m=d2/z2=4.9算出从动齿轮大端模数，并用下式校核

mt?Km?Tj= 4.076～5.434

Km——模数系数，Km=0.3～0.4； 取m=5。

4、齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：

F=0.155d2=31mm，初取F2=30mm。

5、螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。

6、螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使mF≥1.25。因mF越大传动就越平稳噪声越低[7]。螺旋角过大时会引起轴向力过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造

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用的标准制中，螺旋角推荐用35°。

3.4主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算

3.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算

表3.1主减速器齿轮的几何尺寸计算用表 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 节圆直径 Z1 Z2 m F（F1=1.1F2） 计 算 公 式 计 算 结 果 10 41 5 F2=30，F1=33 hg?H1m h?H2m hg?8.4 h=9.325 ?=20° ?=90° ? ? d=mz d1?50 d2=205㎜ 10 节锥角 ?1?arctanz1 z2?1=13.707° ?2=76.293°A0=105.504 t=15.708 -?1 ?2=90°11 12 13 节锥距 周节 齿顶高 A0=d1d2= 2sin?12sin?2t=3.1416 m ha1?hg?ha2 ha1=6.225 ha2?kam ha2=2.175 14 15 16 齿根高 径向间隙 齿根角 hf=h?ha c=h?hg hf1=3.1 hf2=7.15 c=0.925 ?f1=1.675° ?f2=3.859° ?a1=17..566° ?a2=77.968° ?f1=12.032°hf?f?arctan A017 18 面锥角 根锥角 ?a1??1??f2；?a2??2??f1 ?f1=?1??f1 13

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序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 ?f2=72.434°?f2=?2??f2 da1?d1?2ha1cos?1 19 齿顶圆直径 da1=63.542 da2=d1?2ha2cos?2 da2=206.031 Ak1=101.025 Ak1?20 节锥顶点止齿轮外缘距离 d2?ha1sin?1 2d1?ha2sin?2100.61 Ak2?2Ak2=22.887 s1?t?s2 21 理论弧齿厚 s1=11.268 s2=4.44 0.125mm s2?Skm 22 23 齿侧间隙 螺旋角 B=0.102～0.152 ? ?=35° 注：表中未注明字母的数值如下，H1=1.680，H2=1.865，ka=0.435，Sk=0.888

3.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算

在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作[8]。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。

螺旋锥齿轮的强度计算：

1、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 （1）单位齿长上的圆周力

p?式中：p——单位齿长上的圆周力，N?m;

P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩两种

载荷工况进行计算；

F——从动齿轮齿宽数，mm。

按发动机最大转矩计算时：

Temax?ig?103 p?=1332.12N?m （3.8）

d1?F2P （3.7） F14

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ig——为一档传动比，取ig=3.918。 按最大附着力矩计算时：

G2???rr?103p?=1380.611N?m （3.9）

d2?F2虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制可知，校核成功。 （2）轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力

?w(N/mm2)为

?w?2?103?Tj?K0?KS?KmKv?F?z?m?J2 （3.10）

式中：K0——超载系数1.0；

4 Ks——尺寸系数Ks=

m=0.666； 25.4 Km——载荷分配系数，取Km=1；

Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、节及径向跳动精度

高时，取1；

J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1。

Tje作用下： 从动齿轮上的应力?w2=638.902N/mm2<700N/mm2；

Tjm作用下： 从动齿轮上的应力?w2=188.487N/mm2<210.9N/mm2； 当计算主动齿轮时，Tj/z与从动相当，而J2

汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tjm或Tje只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。

2、轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力?j（MPa）为：

?j?Cpd12?T1j?K0?Ks?Km?Kf?103Kv?F?J （3.11）

12式中：Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm；

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K0=1，Ks=1，Km=1，Kv=1；

相啮合齿轮的齿数

求综合系数的齿轮齿数J Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； J—— 计算应力的综合系数，见图3.2所示。 按Tje计算:?j=1472.810Mpa<1750MPa

按Tjm计算?j=2711.587MPa<2800MPa 故符合要求、校核合理。

大齿轮齿数

图3.1 弯曲计算用综合系数J

小齿轮齿数

图3.2 接触强度计算综合系数J

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3.5 主减速器齿轮的材料及热处理

汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点[9]。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： 1、具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度[10]；

2、轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断； 3、钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；

4、选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。

汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与螺旋锥齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号20CrMnTi,20CrMnTo，20CrNiMo，及20Mn2TiB，在本设计中采用了20CrMnTi。

用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当m≤8时为HRC32～45。

对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9～1.3mm。

由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与螺旋锥齿轮副热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。

对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25％。对于转动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。

3.6 主减速器轴承的计算

设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷[11]。

1、作用在主减速器主动齿轮上的力 齿面宽中点的圆周力P为

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P?2T （3.12） dm式中：T——作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩T1d； dm——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。

注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算[12]。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩T1d可按下式求得：

3T?TemaxfT53ff1[fg1(ig??T1)3?fg2(igⅡ?T2)3???fg（i?)4gⅣ100100100100? （3.13）

式中：fg1,fg2,?,fg倒——变速器Ⅰ,Ⅱ , ... , 倒档使用率为1％,3％,5％,16％,7％,1％； igⅠ,igⅡ，?，ig倒——变速器的传动比为3.918 , 2.261 ,1.395,.1.000,0.829,3.925； fT1,fT2,?,fT倒——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，?，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，

60％，70％，70％，60％, 50％。

对于螺旋锥齿轮

d2m?d2?Fsin?2=175.85（mm） （3.14）

Z1=42.89（mm） （3.15） Z2式中：d1m,d2m——主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；

d1m?d2m F——从动齿轮齿面宽，取F=30； γ2——从动齿轮的节锥角76.293；

计算得：P=17925.4N

螺旋锥齿轮的轴向力与径向力

主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：

?A1?Pcos?P(tan??sin?1?sin??cos?1)=14341.86（N） （3.16）

R1?cos?(tan??cos?1?sin??sin?1)=5831.87（N） （3.17）

从动齿轮的螺旋方向为右：

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A2?Pcos?P(tan??sin?2?sin??cos?2)=5831.87（N） （3.18）

R2?cos?(tan??cos?2?sin??sin?2)=14341.86（N） （3.19）

式中：?——齿廓表面的法向压力角22.5?；

?1,?2——主、从动齿轮的节锥角13.707?，76.293?。

2、主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和[13]。当主减速器的齿轮尺寸、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。

骑马式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图3.3（a）所示轴承A、B的径向载荷为

RA?1(Pb)2?(Rb?0.5Ad1m)2=7664.05（N） （3.20） a1(Pc)2?(Rc?0.5Ad1m)2=25908.67（N） （3.21） RB?a

（a） (b) 图3.3主减速器轴承的布置尺寸

其尺寸为：

悬臂式支撑的主动齿轮a=70，b=30，c=100; 式中：P——齿面宽中点处的圆周力； A——主动齿轮的轴向力； R——主动齿轮的径向力；

d1m——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。

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轴承的寿命为

?ftCr?6L?? ?fpQ???10s （3.22）

???式中：ft ——为温度系数，在此取1.0；

fp——为载荷系数，在此取1.5；

Cr——额定动载荷，N：其值根据轴承型号确定。

此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速n2为

2.66vam r/min （3.23） rr式中：rr——轮胎的滚动半径，0.388m； n2? vam——汽车的平均行驶速度，km/h;本设计取55 km/h，。

2.66?55所以有上式可得n2==377.06 r/min

0.388主动锥齿轮的计算转速n1=377.06×4.1=1545.95r/min。

所以轴承能工作的额定轴承寿命：

L h （3.24） Lh?60n n：轴承的计算转速

若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即

S L'h= h （3.25）

vam100000所以L'h==1818h

55对于轴承A和B，在此并不是单独一个轴承，而是一对轴承，根据尺寸，在此选用30207型轴承，d=35mm,D=72mm，Cr=54.2KN，e=.037

对于轴承B，径向力RB=25908.67N，轴向力A=14341.86，所以X=0.37,Y=1.6

当量动载荷 P=fd?XRB?YA? （3.26）式中：fd——冲击载荷系数在此取1.2；

经计算得：P=39039.82N

A=0.55>e R106?Cr?Lh=??=2131.11>1818 h=L'h

60n?P?20

?

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轴承B符合使用要求，轴承A也符合要求。

由于选择30207型号的圆锥滚子轴承的寿命高于预期寿命，故选30207轴承,经检验能满足。轴承C、轴承D、强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求，轴承C、D所选轴承型号为30210。

3.7 主减速器的润滑

主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现[14]。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。

为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。

加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

3.8 本章小结

本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷，对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。为齿轮的加工提供必要的数据，对齿轮支撑轴承进行了寿命校核，保证齿轮与轴承都可以到达正常的工作要求。

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第4章 差速器的选用

4.1差速器与防滑差速器的作用原理

汽车行驶过程中，车轮与路面存在着两种相对运动状态：即车轮沿路面的滚动和滑动。滑动将加速轮胎的磨损，增加转向阻力，增加汽车的动力消耗。因此，希望在汽车行驶过程中，尽量使车轮沿路面滚动而不是滑动，以减少车轮与路面之间的滑磨现象。

为了使车轮相对路面的滑磨尽可能地减少，同一驱动桥的左右两侧驱动轮不能由一根整轴直接驱动，而应由两根半轴分别驱动，使两轮有可能以不同转速旋转，尽可能地接近于纯滚动，两根半轴则由主传动器通过差速器驱动。传通行星齿轮 防滑差速器是对普通差速器的革新与改进，它克服了普通差速器只能平均分配扭矩的缺点，可以使大部分甚至全部扭矩传给另外一个不滑转的驱动轮，以充分利用这一驱动轮的附着力而产生足够的牵引力，大大提高了汽车在双附着系数路面上的动力性和通过性，显著改善了汽车的操纵稳定性，有效地提高了汽车的行驶安全性．是普通差速器的理想替代产品。因此，防滑差速器首先在越野汽车、中型和重型汽车、多功能汽车、工程机械以及拖拉机等车辆上得到广泛应用，近年轿车和商务车也有采用了。

4.2差速器的分类

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，其主要的结构型式如图4.1所示：

图4.1差速器结构型式框图

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大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车辆与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、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，作为安装在左、右驱动轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，刚可采用防滑差速器，后者又分为强制锁止式和自锁式两类。自锁式差速器又有多种结构型式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的[15]。

4.3几种常见的防滑差速器的工作原理及优缺点

常见的防滑差速器有强制锁止式差速器、高摩擦自锁式差速器、牙嵌式自由轮式差速器和托森差速器等，下面就来简要的说一下它们的工作原理及各自的特点。 4.3.1强制锁止式差速器

为了提高汽车在坏路上的通过能力，可采用各种形式的防滑差速器。其共同出发点都是在一个驱动轮滑转时，设法使大部分转矩甚至全部转矩传给不滑转的驱动轮，以充分利用这一驱动轮的附着力而产生足够的牵引力，使汽车能继续行驶。为实现上述要求，最简单的办法是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁，使之成为强制锁止式差速器。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。

图4.2为瑞典斯堪尼亚LTIl0型汽车上所用的强制锁止式差速器。首先应予说明，该车由于在单级主减速器之前，有一对外啮合圆柱齿轮传动，因而主减速器从动齿轮布置在主动齿轮的右侧，以保证驱动车轮的转动方向与汽车前进方向相适应。差速锁由接合器及其操纵装置组成，端面上有接合齿的外、内接合器9和10，分别用花键与半轴和差速器壳左端相连。前者可沿半轴轴向滑动，后者则以锁圈8固定其轴向位置。图示位置即接合器分离、差速器正常工作的状况。内、外接合器分别与差速器壳和左 半轴一同旋转。

该车采用电控气动方式操纵差速锁。当汽车的一侧车轮处于附着力较小的路面上时，可按下仪表板上的电钮，使电磁阀接通压缩空气管路，压缩空气便从气路管接头3进入工作缸4，推动活塞1克服压力弹簧7，带动外接合器9右移，使之与内接合器10接合。结果，左半轴6与差速器壳11成为刚性连接，差速器不起差速作用，即左右两半轴被连锁成一体一同旋转，这样当一侧驱动轮滑转而无牵引力时，从主减速器传来的转矩全部分配到另一驱动轮上，使汽车得以正常行驶。

当汽车通过坏路后驶上好路时，驾驶员通过电钮使电磁阀切断高压气路，并使工作缸通大气，缸内压缩空气即经电磁阀排出。于是，弹簧7回位，推动活塞使外接合器左移回到分离位置。

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1-活塞 2-活塞皮碗 3-气路管接头 4-工作缸 5-套管 6-半轴 7-压力弹簧 8-锁圈 9-外接和器 10-内接合器 11-差速器壳

图4.2斯堪尼亚LTll0型汽车的强制锁止式差速器图

仪表板上设有信号装置，当按电扭接合差速锁时，亮起红色信号灯，以提醒驾驶员注意，汽车驶入好路面后应及时摘下差速锁，差速锁一分离，红灯即熄灭。

强制锁止式差速锁结构简单，易于制造，但操纵不便，一般要在停车时进行，而且如果过早接上或过晚摘下差速锁，亦即在好路段上左、右车轮仍刚性连接，则将产生前已述及的在无差速器情况下出现的一系列问题。 4.3.2摩擦片式自锁差速器

摩擦片式自锁差速器是在对称式锥齿轮差速器的基础上发展而成的(图4.3)。为增加差速器内摩擦力矩，从而提高汽车的有效转矩利用率，在半轴齿轮与差速器壳1之间装有摩擦片组2。十字轴4由两根相互垂直的行星齿轮轴组成，其端部均切出凸V形面6，相应地差速器壳孔上也有凹V形面，两根行星齿轮轴的V形面是反向安装的。每个半轴齿轮的背面有推力压盘3和摩擦片组2。摩擦片组2由薄钢片7和若干间隔排列的主动摩擦片(摩擦板)8及从动摩擦片(摩擦盘)9组成。推力压盘以内花键与半轴相连，而轴颈处用外花键与从动摩擦片连接，主动摩擦片(伸出两耳的摩擦板)则用两耳花键与差速器壳l的内键槽相配，推方压盘和主、从动摩擦片均可作微小的轴向移动。

当汽车直线行驶、两半轴无转速差时，转矩平均分配给两半轴。由于差速器壳通过斜面对行星齿轮轴两端压紧，斜面上产生的轴向力迫使两行星齿轮轴分别向左、右方向(向外)略微移动，通过行星齿轮使推力压盘压紧摩擦片。此时，转矩经两条路线传给半轴：一路经行星齿轮轴、行星齿轮和半轴齿轮，将大部分转矩传给半轴；另一路则由差速器壳经主、从动摩擦片、推力压盘传给半轴。

当汽车转弯或一侧车轮在路面上滑转对，行星齿轮自转，起差速作用，左、右半轴齿轮的转速不等，由于转速差的存在和轴向力的作用，主、从动摩擦片问在滑转同时产生摩擦力矩，其数值大小与差速器传递的转矩和摩擦片数量成正比，而其方向与

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快转半轴的旋向相反，与慢转半轴的旋向相同，较大数值的内摩擦力矩作用的结果，使慢转半轴传递的转矩明显增加。

摩擦片式差速器结构简单，工作平稳，锁紧系数K可达0.6~0.7或更高，常用于轿车和轻型汽车上。

还有一种预压弹簧摩擦片式防滑差速器，它的结构如图4.4所示。它出差速器左右壳、弹性圆柱销、行星齿轮止推垫片、半轴齿轮、摩擦片导块、半轴齿轮止推垫片、预压弹簧、主从动摩擦片、弹簧挡板等组成。

当汽车的两侧车轮的附着条件相同时，由主减速器传给的转矩，平均分配绘左右半轴。当两侧车轮的附着条件不相同时，由于差速器壳内的预压弹簧通过弹簧挡板对半轴齿轮加压，这迫使行星齿轮分别向左右方向移动，通过半轴齿轮压紧摩擦片。此时，左右壳内端面与摩擦片之间都产生摩擦，从而产生内摩擦转矩， 进而实现转矩的重新分配，提高车辆在坏路面的通过能力。

这种防滑差速器的结构简单，容易制造，可以产生很大的摩擦力矩，但是，预紧弹簧通过弹簧挡板和半轴齿轮始终压紧摩擦片，这在增加摩擦片磨损的同时，也增加了油耗。适用于越野汽车，载货汽车及轿车等各种车辆。

1-差速器壳 2-主、从动摩擦片组 3-推力压盘 4-十字轴 5-行星齿轮 6-V型面 7-薄钢板 8-主动摩擦片 9-从动摩擦片

图4.3摩擦片式自锁差速器图

1-预压弹簧 2-摩擦片

图4.4预压弹簧摩擦片式防滑差速器图

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4.3.3滑块凸轮式差速器

滑块凸轮式差速器是利用滑块与凸轮之间产生较大数值的内摩擦力矩，以提高锁紧系数的一种高摩擦自锁式差速器。

图4.5为汽车中、后驱动桥之间采用的滑块凸轮式轴间差速器。转矩由传动轴经凸缘盘1和轴间差速器分配给中桥主动龃线齿锥齿轮18和后桥的传动轴26。

轴间差速器由主动套6、8个短滑块7及8个长滑块8、接中桥的内凸轮花键套9、接后桥的外凸轮花键套25及轴问差速器壳27和盖24组成。

内凸轮花键套9用花键与中桥主动曲线齿锥齿轮18相连，其前端内表面有13个圆弧凹面。外凸轮花键套25用花键与后桥传动轴26相连，其外表面有11个圆弧凹面。主动套6前端与凸缘盘1用花键连接，后端空心套筒部分即装在内、外凸轮之间，空心套筒上铣出8条穿通槽，每个槽内装长、短滑块各一个。所有滑块均可在槽内沿径向自由滑动。为了使滑块及内、外凸轮磨损均匀，相邻两槽内滑块的装法不同，其中一个槽内长滑块在前，短滑块在后，而另一槽内滑块装法则相反。

当汽车在平直路上直线行驶，中、后驱动桥车轮无转速差时，中桥主动曲线齿锥齿轮18和后桥传动轴26的转速相同，即轴间差速器没有差速作用。此时，转矩由凸缘盘1输入，经主动套6，滑块7和8，内、外凸轮花键套9和25，分别传给中桥和后桥。内、外凸轮花键套和主动套三者的转速相等。

当汽车转弯或在不平道路上行驶，或由于中、后桥驱动轮半径不等等原因，中、后两驱动桥出现转速差时，主动套6槽内的滑块，一方面随主动套旋转并带动内、外凸轮花键套旋转，同时在内、外凸轮间沿槽孔径向滑动，保证中、后两驱动桥得以在不脱离传动的情况下实现差速。且由于滑动与内、外凸轮闯产生的摩擦力矩起作用，使慢转的驱动轮上可以得到比快转驱动轮更大的转矩。

假设中桥驱动轮因陷于泥泞路面而滑转，此时驱动桥的外凸轮花键套25的转速小于主动套6的转速，而驱动中桥的内凸轮花键套9的转速，则大于主动套转速，相应的滑块作用于内、外凸轮的摩擦力方向如图4.5所示。滑块作用于内凸轮上的摩擦力只造成的力矩方向与转动方向相反，而使内凸轮所受的转矩减小；作用于外凸轮上的摩擦力造成的力矩方向与转动方向相同，故使外凸轮所受的转矩增加。因此，中、后驱动桥上的转矩得到重新分配。

滑块凸轮式差速器的锁紧系数与凸轮表面的摩擦因数和倾角有关，一般K可达0.5~0.7。这种差速器可在很大程度上提高汽车的通过性，但结构复杂，加工要求高，摩擦件的磨损较大。它既可用作轴间差速器，也可用作轮间差速器。

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1-凸缘盘 2-防尘罩 3-密封圈 4、22-油封 5-油封壳 6-主动套 7-短滑块 8-长滑块 9-接中桥的内凸轮花键套

10-螺母 11-垫圈 12-滚子轴承 13-中桥花键套护罩 14、17-圆锥滚子轴承 15-挡圈 16-调整垫圈

18-中桥主动曲线齿锥齿轮 19-轴承座 20-球轴承 21-轴承盖 22防尘毡 24-周建差速器盖 25-接后桥的外凸轮花键套

26-后桥传动轴 27-轴间差速器壳 28-主减速器壳

图4.5滑块凸轮式轴间差速器图

4.3.4牙嵌式自由轮差速器

中、重型汽车常采用牙嵌式自由轮差速器，其结构如图4.6所示。差速器壳的左右两半l和2与主减速器从动齿轮用螺栓联接。主动环3固定在两半壳体之间，随差速器壳体一起转动。主动环3的两个侧面制有沿圆周分布的许多倒梯形(角度很小)断面的径向传力齿。相应的左、右从动环4的内侧面也有相同的传力齿。制成倒梯形齿的目的，在于防止传递转矩过程中从动环与主动环自动脱开。弹簧5力图使主、从动环处于接合状态。花键毂7内外均有花键，外花键与从动环4相连，内花键连接半轴。

当汽车的两侧车轮受到的阻力矩相等时，主动环3通过两侧传力齿带动左、右从动环4、花键毂7及半轴一起旋转，如图4.6d所示。此时，由主减速器传给主动环的转矩，平均分配给左、右半轴。

汽车转弯行驶时。要求差速器能起差速作用，为此，在主动环3的孔内装有中心环9，它可相对主动环自由转动，但受卡环10限制而不能轴向移动。中心环9的两侧有沿圆周分布的许多梯形断面的径向齿，分别与两从动环4内侧面内圈相应的梯形齿接合。设此时左转弯(参见图4.6e)，左驱动轮有慢转趋势，则左从动环和主动环的传力齿之间压得更紧，于是主动环带动左从动环、左半轴一起旋转，左轮被驱动；而右轮有快转的趋势，即右从动环有相对于主动环快转的趋势，于是在中心环和从动环内圈梯形齿斜面接触力的轴向分力作用下，从动环4压缩弹簧5而右移，使从动环上的传力齿同主动环上的传力齿不再接合，从而中断对右轮的转矩传递。同样，当一侧车轮悬空或进入泥泞、冰雪等路面时，主动环的转矩可全部分配给另一侧车轮。

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但是，从动环梯形齿每经轴向力作用，沿齿斜面滑动与主动环分离后，在弹簧力作用下，又会与主动环重新接合。这种分离与接合不断重复出现，将引起传递动力的脉动、噪声和加重零件的磨损。为避免这种情况，在从动环的传力齿与梯形齿之间的凹槽中，还装有带梯形齿的消声环8(见图4.6c)。消声环形似卡环，具有一定弹性，其缺口对着主动环上的伸长齿12(图4.6b)。在右驱动轮的转速高于主动环的情况下，消声环8与从动环4上的梯形齿一起在中心环梯形齿滑过，到齿顶彼此相对，且消声环缺口一边被主动环上的伸长齿挡住(图4.6f)时，从动环便被消声环挤紧而保持在离主动环最远的位置，轴向往复运动不再发生。

当从动环转速下降到等于并开始低于主动环的转速时，从动环即在弹簧5的作用下又重新与主动环接合。

牙嵌式自由轮差速器能在必要时使汽车变成由单侧车轮驱动，明显提高了汽车的通过能力。此外，还具有工作可靠、使用寿命长等优点。其缺点是左右车轮传递转矩时，时断时续，引起车轮传动装置中载荷的不均匀性和加剧轮胎磨损。

1、2-差速器壳 3-主动环 4-从动环 5-弹簧 6-垫圈 7-花键毂 8-消声环 9-中心环 10-卡环 11-中心环装配孔 12-伸长齿

图4.6牙嵌式自由轮差速器图

4.3.5托森差速器

托森(Torsen)差速器作为一种新型差速机构，在四轮驱动轿车上得到日益广泛的使用。它利用蜗杆传动的不可逆性原理和齿面高摩擦条件。使差速器根据其内部差动转矩(差速器的内摩擦力矩)大小而自动锁死或松开，即在差速器内差动转矩较小时起差速作用，而过大时自动将差速器锬死，有效地提高了汽车的通过性。托森差速器的结构如图4.7所示，直齿圆柱齿轮6。蜗轮8和直齿圆柱齿轮6通过蜗轮轴7安装在差速器外壳3上。其中三个蜗轮与前轴蜗杆9啮合，另外三个蜗轮与后轴蜗杆5相啮合。与前、后轴蜗杆相啮合的蜗轮8彼此通过直齿圆柱齿轮相啮合，前轴蜗杆9和驱动前桥的差速器前齿轮轴1为～体，后轴蜗杆5和驱动后桥的差速器后齿轮轴4为一体。

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当汽车驱动时，来自发动机的动力通过空心轴2传至差速器外壳3，差速器外壳3通过蜗轮轴7传到蜗轮8，再传到蜗杆。前轴蜗杆9通过差速器前齿轮轴l将动力传至前桥，后轴蜗杆5通过差速器后齿轮轴4传至后桥，从而实现前、后驱动桥的驱动牵引作用。当汽车转向时，前、后驱动轴出现转速差，通过啮合的赢齿圆柱齿轮相对转动，使一轴转速加快，另一轴转速下降，实现差速作用。

托森差速器由于其结构及性能上的诸多优点，被广泛用于全轮驱动轿车的中央轴间差速器及后驱动桥的轮间差速器。但由于在转速转矩差较大时有自动锁止作用，通常不用作转向驱动桥的轮间差速器。

1-差速器前齿轮轴 2-空心轴 3-差速器外壳 4-差速器后齿轮轴 5-后轴蜗杆 6-直齿圆柱齿轮 7-蜗轮轴 8-蜗轮 9-前轴蜗杆

图4.7托森差速器的结构图

4.4 本章小结

本章对几种防滑差速器的工作原理及优缺点进行了的分析比较，可以看出摩擦片式防滑差速器结构简单、容易制造，可以产生很大的摩擦力矩，满足本设计要求，故本设计选用这种差速器。

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第5章 主动齿轮和输入轴的模型建立及有限元分析

5.1概述

5.1.1 ANSYS的发展历史及应用

20世纪50年代应航空工业的需要，美国波音公司的专家首先采用三节点三角形单元，将矩阵位移法用到平面问题上。同时，联邦德国斯图加特大学的J.H.ARGYRIS教授发表了一组能量原理与矩阵分析论文，为这一方法的理论基础作出了杰出贡献。1960年美国的R.W.CLOUGH教授在一篇论文中首先使用有限元法（THE FANATE ELEMENT METHOD）一词，以后这一名称得到广泛承认[16]。

20世纪60年代有限单元法得到迅速发展，除了力学界外许多数学家也参与了这项

工作，奠定了有限单元法的理论基础，搞清了有限单元法与变分法的关系，发展了各种各样的单元模式，扩大了有限单元法的应用范围。

20世纪70年代以来，有限单元法进一步得到蓬勃发展，其应用范围扩展到所有工程领域，成为连续介质问题数值解法中最活跃的分支。由分法有限元扩展到加权残数法与能量平衡法有限元，由弹性力学平面问题扩展到空间问题、板壳问题，有静力平衡问题扩展到稳定性问题、动力问题和波形问题，由线形问题扩展到非线形问题，分析对象由弹性材料扩展到塑性、粘弹性、粘塑性和复合材料等，由结构分析扩展到结构优化乃至与设计自动化，从固体力学扩展到流体力学、传热学、电磁学等领域。 5.1.2 UG的发展和应用

在机械与汽车结构分析中，UG已作为一种常用的软件被广泛使用。具体来讲，参数化设计和特征功能 UG是采用参数化设计的、基于特征的实体模型化系统，工程设计人员采用具有智能特性的基于特征的功能去生成模型，如腔、壳、倒角及圆角，您可以随意勾画草图，轻易改变模型。这一功能特性给工程设计者提供了在设计上从未有过的简易和灵活。单一数据库 UG是建立在统一基层上的数据库上，不象一些传统的CAD/CAM系统建立在多个数据库上[17]。所谓单一数据库，就是工程中的资料全部来自一个库，使得每一个独立用户在为一件产品造型而工作，不管他是哪一个部门的。换言之，在整个设计过程的任何 一处发生改动，亦可以前后反应在整个设计过程的相关环节上[18]。

5.2 UG建模

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锥齿轮的绘制

采用UG8.0中内置GC工具箱中的齿轮模块绘制锥齿轮，输入模数、齿数等参数如图5.1、图5.2

图5.1 输入参数

图5.2 主动齿轮模型

5.3 ANSYS进行校核 1.齿轮的应力分析

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将UG模型导入ANSYS，选择菜单 Utility Menu；File---Change Jobname命令，弹出Change Jobname对话框，在Enter new jobname文本框中输入工作名称jinjian，点OK。选择菜单 Utility Menu；Plot---Volumes显示图形，如图5.3：

图5.3 主动齿轮

对模型进行定义单元类型，定义材料属性，网格划分：选择菜单 Main Menu：Preprocessor---Element Type---Add/Edit/Delete命令，在弹出的Element Type对话框中，点击Add按钮，出现Library of Element Types对话框，如图5.4选择Solid ---Brick 20node 186。

图5.4 单元类型

选择菜单 Main Menu：Preprocessor---Material Props---Material Models命令，将弹出

Define Material Model Behavior Behavior对话框，在窗口的左侧，依次点击Structual---Linear---Elastic---Isotropic，在出现的对话框中输入材料弹性模量2.06e5,泊松比0.3以及密度7800单击OK按钮。如图5.5：

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图5.5 定义材料属性

划分网格：选择菜单Main Menu：Preprocessor---Meshing---Mesh Tool命令框，选择Mesh选择实体点击OK运行，如图5.6：

图5.6 网格划分

对其进行约束、加载：选择菜单 Main Menu：Solution---Define Loads---A pply---Structural---Displacement---On Areas选择面点击Ok，在对话框中选择All DOF，

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如图5.7：

图5.7 施加约束

选择菜单 Main Menu：Solution---Define Loads---Apply--- Structural--- Pressure---On Areas，点击齿轮接触面加载255N m的转矩，如图5.8：

图5.8 加载载荷

求解 选择菜单 Main Menu：Solution---Solve---Current LS。单击“Solve Current Load Step”对话框的OK按钮。出现“Solution is done”提示时，求解结束，如图5.9：

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图5.9 求解

查看结果，位移变形图以及应力分布：选择菜单 Main Menu----General Postproc---Plot Results---Deformed Shape.在对话框中选择“Def +undef edge”，单击OK按钮，如图5.10：

图5.10 位移变形图

查看结果：选择菜单 Main Menu--- General Postproc---Plot Results---Contour

Plot---Nodal Solu。在对话框中选择Stress---X-Component of stress点击OK，如图5.11：

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图5.11 X方向应力分布

选择菜单 Main Menu--- General Postproc---Plot Results---Contour Plot---Nodal Solu。在对话框中选择Stress---Y-Component of stress点击OK，如图5.12：

图5.12 Y方向应力分布

选择菜单 Main Menu--- General Postproc---Plot Results---Contour Plot---Nodal Solu。在对话框中选择Stress---Z-Component of stress点击OK，如图5.13：

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图5.13 Z方向应力分布

2.齿轮轴的模态分析

齿轮轴的导入、材料、网格划分同上；模态分析设置选择菜单 Main Menu：Solution---Analysis---New Analysis,选择Modal，点OK:，如图5.14：

图5.14 分析种类

选择菜单 Main Menu：Solution---Analysis---Analysis Options,设置5阶模态，频率为10000，点OK，如图5.15：

图5.15 分析设置

进行约束：选择菜单 Main Menu：Solution---Define ---Loads---Apply---Structural---

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Displacement---On Areas选择面点击Ok，在对话框中选择All DOF，点Ok，如图5.16：

图5.16 施加约束

求解 选择菜单 Main Menu：Solution---Solve---Current LS。单击“Solve Current Load Step”对话框的OK按钮，出现“Solution is done”提示时，求解结束，如图5.17：

图5.17 求解

模态扩展设置 选择菜单 Main Menu：Solution—Load Step Opts—ExpansionPass —Single Expand—Expand modes 设置终止频率10000，选yes如图5.18：

图5.18 模态扩展

选择菜单 Main Menu：Solution—Load Step Opts— Output Ctrls—DB/Results Filesh

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和Solu Printout设置All Item，Every substep，点OK，如图5.19：

图5.19 模态设置

求解 选择菜单 Main Menu：Solution---Solve---Current LS。单击“Solve Current Load Step”对话框的OK按钮。出现“Solution is done”提示时，求解结束，查看结果选择菜单 Main Menu----General Postproc---Plot Results---Contour Polt—DOF solution选项.单击OK按钮，如图5.20分别是X、Y、Z与vector sum

图5.20 分析结果

5.4结果分析

齿轮轴材料采用20CrMnTi其相关力学性能参数如表5.1

表5.1材料属性

材料名称 弹性模量（MPa） 2.06e5 泊松比 0.3 密度（kg/m3） 7800 屈服极限 (MPa) 1080 20CrMnTi 由运算结果可得，当在啮合齿上面加上均布载荷时：

（1） 在X方向上，最大变形为0.935e-4m，最大压力为884.678MPa。 （2）在Y方向上，最大变形为0.911e-5m, 最大压力为2656.07MPa。

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（3）在Z方向上，最大变形为0.684 e-4m，最大压力为998.110MPa。

齿轮轴所选材料20CrMnTi的屈服极限为1080MPa，齿面所受最大压力2656.07MPa是在发动机最大转矩下255N?m所受的压力，由于能量损失，实际齿面所传递的转矩小于255N?m，那么齿面所受压力远小于2656.07MPa，由此可知齿轮符合要求。

由运算结果可得，当齿轮轴的最大的应变位移为0.101e-3m,而齿轮轴的最大变形为0.684 e-4m，由此可知齿轮轴符合要求。

5.5本章小结

本章介绍了ANSYS的发展历史以及其应用的领域，利用UG建立模型后导入ANSYS中进行校核，最终得出结果，零件满足设计要求。

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结 论

汽车主减速器是汽车驱动桥的一个重要组成部分，同时也是汽车中关键的部件之一，主减速器设计的好坏关系到汽车的动力性、经济性以及噪音、寿命等诸多方面，因此主减速器的优劣性非常重要。本次毕业设计主要完成了猎豹CF2030A越野车主减速器、差速器总成的设计与计算，包括主要零部件尺寸的设计计算和材料的选择等。

设计的主要内容和结论如下：

1. 根据汽车的工作条件的要求，进行了齿轮结构的设计，通过计算，验证了所设

计的所有齿轮可以满足强度要求。完成主减速器的设计，采用单级主减速器可提高机械效率，具有很好的动力性和经济性；

2. 差速器的差速功用是实现汽车转弯的直接影响因素，差速齿轮的啮合至关重

要，保证了其中心线重合、节锥角相加为90度，选用摩擦片式差速器； 3. 对各零件进行强度校核，主减速器和差速器在运行过程中处于较高速运转，同

时符合温度与疲劳强度，并选用合理的材料对主要零部件的热处理方法进行了说明，满足了设计要求；

4. 运用AutoCAD软件绘制出主减速器装配图和主要零部件的工程图； 5. 利用UG软件建立三维模型，将模型导入ANSYS中进行分析验证合理性。 主减速器总成设计结构合格，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，主减速器总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。本次设计的单级螺旋锥齿轮主减速器，由于结构简单、主减速器造价低廉、工作可靠，能大大降低整车生产的总成本推动汽车经济的发展，不仅可以可以被广泛用在各种乘用汽车。

本设计过程中仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差。另外，在一些小的方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位老师同学给予批评指正。

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致 谢

经过了近三个月的紧张忙碌，我完成了此次毕业设计，在这次设计中，指导老师x老师给了我很大的帮助，每当我遇到了不会的东西时，x老师总是能够耐心，认真地帮助我解决，即使是很小的错误和问题，老师都会认真进行指导。在此，我真心感谢x老师，是她认真负责的态度才使得我得以顺利的完成此次毕业设计。同时，通过此次毕业设计，也使得我对汽车主减速器的结构有了更深的了解，最重要的是对设计过程和绘图方法有了一定的认识，同时也提高了这方面的能力，自己的对问题的分析能力也有了提高。当然，这些都离不开x老师的教导，所以，再次向x老师表示衷心的感谢。

同时，我还要感谢汽车与交通工程学院的所有老师，是你们的认真的教导，才使得我们能够掌握专业知识，这对以后的工作将有很大的帮助，同时，同学也对我的毕业设计有很大的帮助。

大学四年的生活即将结束，毕业设计是对大学四年所学知识的一次检验，而老师和同学的帮助是我顺利完成我的毕业设计，在此我由衷的感谢他们。

最后，向参加论文审阅、答辩的专家和老师表示感谢。

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