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重型汽车驱动系统及轮边减速器设计
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设计
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重型汽车驱动系统及轮边减速器设计,重型汽车驱动系统及轮边减速器设计,重型汽车,驱动,系统,减速器,设计
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摘 要 汽车后桥是汽车的主要部件之一，其基本的功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动所要求的差速功能:同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载车身之间的铅垂力、纵向力，横向力及其力矩。其质量，性能的好坏直接影响整车的安全性，经济性、舒适性、可靠性。本文认真地分析参考了重型卡车的驱动系统，在论述汽车驱动桥运行机理的基础上，阐述了汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析；根据经济、适用、舒适、安全可靠的设计原则和分析比较，确定了重型卡车驱动桥结构形式、布置方法、主减速器总成、差速器总成、半轴、桥壳及轮边减速器的结构型式。通过本课题的研究，开发设计出适用于装置大马力发动机重型货车的产品，确保设计的重型卡车驱动桥经济、实用、安全、可靠。关键词： 驱动桥 主减速器 差速器 轮边减速器 AbstractDrive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortability and reliability.This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle ,the three key techno ledge about vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal, Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of viecle drive axle.According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortability, safety and reliability , the heavy truck drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as major components improves overall design of the driving axle.Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable.Keywords: Heavy truck Drive axle Final drive DifferentialI目录前言11. 总体方案论证21.1驱动桥整体结构方案的分析31.2设计参数32. 主减速器设计42.1主减速器结构方案分析42.1.1主减速器的齿轮类型42.1.2 主减速器的减速形式42.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案52.2.1 主动锥齿轮的支承52.2.2 从动锥齿轮的支承62.3 主减速器锥齿轮设计62.3.1 主减速器锥齿轮的设计计算及主要参数选择72.3.2. 锥齿轮主要参数的选择92.4 主减速器锥齿轮的材料122.5 主减速器锥齿轮的强度计算122.5.1 单位齿长圆周力122.5.2齿轮弯曲强度132.5.3 轮齿接触强度142.6主减速器锥齿轮轴承的设计计算142.6.1锥齿轮齿面上的作用力142.6.2 锥齿轮轴承的载荷172.6.3 锥齿轮轴承型号的确定183. 差速器设计213.1 差速器的工作原理213.2 差速器结构形式选择223.3 普通锥齿轮式差速器齿轮设计223.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算253.5差速器齿轮的材料264. 轮边减速器274.1 轮边减速器机构形式和布置方案选择274.2 行星齿轮轮边减速器齿轮设计295. 驱动车轮的传动装置设计305.1 半轴的型式305.2 半轴的设计与计算315.2.1 全浮式半轴的设计计算315.3半轴的结构设计及材料与热处理336. 驱动桥壳设计346.1桥壳的结构型式346.2 桥壳的受力分析及强度计算346.2.1 桥壳的静弯曲应力计算346.2.2 在不平路面上冲击载荷作用下桥壳的强度计算366.2.3 汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算366.2.4 汽车紧急制动时桥壳的强度计算377. 仿真设计407.1零部件建模407.1.1 主减速器仿真分析407.1.2差速器仿真427.1.3轮边减速器仿真447.2 装配457.3运动仿真507.4有限元分析528. 技术经济性分析569. 结论57致谢58参考文献59前言本设计是重型汽车驱动系统设计及轮边减速器设计仿真，本说明书对“驱动桥设计”及其主要零部件的结构选择与强度计算进行说明。对于不同用途和种类的汽车，应该首先选定汽车的驱动桥总成以及布置方案，并将它们组合成一个，组成驱动桥，是本设计的主要组成部分。由发动机传来的转矩需要经过主减速器完成纵向到横向的传递。即一对锥齿轮来实现的，即一个锥齿轮被连接到一个差速器壳体上，由差速器将力矩通过花键传递给半轴，再有半轴传递到轮边减速器的太阳轮上。传动系的末端为驱动系统，目的是增大传来的转矩，同时改变传动的方向把力矩分配给驱动车轮，另外需要通过差速器当左右这轮出现速度差时保证正常运行；绝大部分的发动机在安装时是纵向安装，为了将转矩传动到车轮，必须利用锥齿轮将力矩方向改变90，并且需要桥差速器来解决车轮在行驶时出现的运动学问题。往往变速器之后的转矩还是不够需要进一步减速增距。因此，想使汽车驱动系统设计得合理，首先必须确定好传动系的总传动比，并根据实际情况将它分配给驱动桥以及在本次设计出现的轮边减速器。在汽车的总布置设计时，应考虑该车的传动装置、轮胎工作条件及有关参数，选择主减速比来使汽车保证有良好动力性和燃油经济性。发送机转速、减小然后成本，提高寿命并改善及噪声的特性等。后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而对以后的车辆发展带来更好的技术路线发展。1. 总体方案论证驱动桥是汽车传动的重要部分，驱动桥的结构由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳(有时有轮边减速器)等组成如图1-1。其基本作用是：把发动机传来的转矩传递到车轮，同时利用减速装置和差速机构降低最终传递到车轮的转速和力矩；利用主减速器圆锥齿轮副将力矩方向改变90；通过差速器实现两侧车轮差速和运动学作用，保证内、外侧车轮在行驶时可以保持平顺和好的操作性。 1半轴2圆锥滚子轴承3支承螺栓4主减速器从动锥齿轮5油封6主减速器主动锥齿轮7弹簧座8垫圈9轮毂10调整螺母图1-1 驱动桥Fig. 1-1 drive axles 设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 1)主减速器的形式和速比应能保证汽车具有最佳的动力性。 2)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 3)齿轮及其它传动件工作能够在工作时保持稳定性能，噪声小。 4)行驶时驱动桥能够适在各种转速和设计载荷，并保持效率运行。5)在保证驱动桥的强度条件下，尽可能质量小，尤其是簧下质量要小，以改善汽车的行驶平顺性。 6)与悬架或者导向机构协调。 7)结构不复杂，零部件加工的工艺性好，容易大量生产，拆装，调整方便。1.1驱动桥整体结构方案的分析驱动桥分断开式和非断开式两类。普通非断开式驱动桥，由于结构比断开势简单、成本较少、性能更好，广泛用在各种客车和货车上，在需要越野或者要求舒适性高的车型不采用这种结构。实际上这种桥被设计为一种类似刚醒空心梁的结构，将包括主减速器，差速器等结构安装其中。这时簧下质量增大，是它的缺点。断开式驱动桥的桥壳是分的。并且彼此之间可以做独立且不互相干涉的运动，所以这种形式称为断开式的。这种桥的中段。主减速器悬置在车厢底板上，或与脊梁式车架相联。汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性有显著的影响。本设计选择整体式驱动桥，并且带有行星齿轮的轮边减速器。1.2设计参数 发动机给定转速n，轮胎的滚动半径r， 发动机最大转矩 ，驱动桥数，轮胎的直径，最高车速v，发动机的最大功率P，额定载重量m=40000kg，总重m=60000kg, 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的负荷G=470000N，后轮轮距=2204mm，驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离=1035mm。2. 主减速器设计 主减速器是汽车驱动系中最主要的也是第一个减小发动机传来的转速、增大扭矩的部件，它是依靠小锥齿 轮带大锥齿轮。利用传动比实现。对发动机前置后驱的汽车，其主减速器还利用锥齿轮把力矩改变90进行传递。2.1主减速器结构方案分析主减速器可根据齿轮的样式种类不同、减速形式不同，以及主、从动齿轮的轴承布置不同分类。2.1.1主减速器的齿轮类型弧齿锥齿轮传（如图2-1）的主、从动齿轮的轴线垂直于一点。这种齿轮的啮合方式保证了又两对齿轮以上同时啮合，因此这种齿轮承载的载荷更大。又因为啮合时不是全齿同时啮合，所以工作时更加平稳，低噪音。使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。 图2-1弧形锥齿轮传动Fig.2-1transmission of the arc bevel gear 此减速器的设计中，齿轮采用弧齿锥齿轮。 2.1.2 主减速器的减速形式 为了满足现代汽车不同的使用要求和使用条件，主减速器的结构也是不同的。减速器分类，有单级式主减速器（一对齿轮）。双级式主减速器。以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，第二级减速器齿轮有两副，第二级安装在轮毂附近的则称轮边减速器。查阅文献，本设计为重型车驱动系统设计及轮边减速器设计。因此，本设计主减速器采用单级主减速器并带有轮边减速器。2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器一定保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能正常的运行。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工，装配调整，及主减速器壳体的物理性质有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。2.2.1 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承(如图2-2)和跨置式支承两种(图2-3)。前者特点是有三个轴承安装在主动锥齿轮轴上。加强了刚度，减小轴承负荷。因此承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个轴承之间布置的距离很小，使减速器输入轴的长度变小，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是这种形式须在壳体上有轴承座用以安装轴承，增加了壳体结构复杂成都，加工成本提高。 图2-2主动锥齿轮悬臂式支承Fig.2-2 The bevel gear bearing cantilevers way 图2-3主动锥齿轮跨置式 本次设计采用跨制式支撑。2.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-4示），圆锥滚子大端向内意外增加支撑刚度，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。 图2-4 从动锥齿轮支撑形式Fig.2-4 Driven bevel gear support form2.3 主减速器锥齿轮设计 汽车的动力性和燃料经济性收到 主减速比对主减速器的结构布置型式、尺寸直接影响可利用在不同下的功率平衡田来研究对汽车动力性的影响。在发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定： （3-1）式中车轮的滚动半径， =0.874m变速器量高档传动比。 =1通常使最高车速稍有下降以保证足够的为了得到足够的功率储备，一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择：式中分动器或加力器的高档传动比(在这设计中，这值为1）； 轮边减速器的传动比。普通双级主减速器中，通常i02/i01=1.4-2.0，轮边减速器作为本设计的主减速器的第二级，参考同类车型并考虑尽量发挥轮边减速器的优点，选取较大的轮边减速比。所以在分配减速比时选择如下：=3 = 62.3.1 主减速器锥齿轮的设计计算及主要参数选择1.主减速齿轮计算载荷的确定1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩从动锥齿轮计算转矩= （2-1）式中：计算转矩，；Temax发动机最大转矩；Temax =1350；n计算驱动桥数，1；if分动器传动比，if=1；i0主减速器传动比，i0=2.78；发动机到万向轴的传动效率，取=0.9；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；i1变速器1挡传动比，i1=14.28；代入式（2-1），有：=11350114.28130.9=52050.6从动锥齿轮计算转矩T=52050.62） 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2-2）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的静载荷； 轮胎对地面的附着系数，取=0.85；汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数； 车轮的滚动半径，为0.874m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，=6 所以=71125.83） 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，根据平均牵引力的值来确定其正常持续的转矩： 式中：汽车平均行驶牵引力；主减速器主动齿轮到车轮之间的效率；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；n驱动桥数。= （2-3）计算转矩T应取前面两种的较小值T=min（T、T）；当计算锥齿轮疲劳寿命时取。4)主动锥齿轮的计算转矩为 (2-4) 式中：主减速锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿锥齿轮副，取95%。 2.3.2.锥齿轮主要参数的选择 1)主、从动锥齿轮齿数z和z选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：（1）为了使齿轮在工作状态时磨合均匀， z、z 之间不能尊在公约数。（2）为了合适的吃面重合度和高的轮齿弯曲度，主、从动齿轮齿数和应大于40。（3）在本次设计中，z一般不少于9。 （4）主传动比较大时，为了使离地间隙合适，通常情况下，会取的小一点。 经方案论证，在本次设计中，主减速器的传动比为3，初定主动齿轮齿数z=15，从动齿轮齿数z=46。2）主、从动锥齿轮齿形参数的计算可根据经验公式初选， 从动锥齿轮大端分度圆直径，即 (2-5) 直径系数，一般为13.015.3； 从动锥齿轮的计算转矩（NM），=min（、）；代入（2-5） 初选=550mm。 则齿轮的模数为 (2-6) 取 所以选从动锥齿轮大端分度圆为 =552mm。根据 (2-7)校核选取的是否合适，其中=(0.30.4)此时 =11.214.9mm ，所以满足校核。3）主、从动锥齿轮齿面宽和对于从动锥齿轮齿面宽，一般不能大于节锥的0.3倍，即，同时应满足，一般也推荐，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： =0.155552=85.6 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%，在此取=94.14）螺旋方向 主、从动锥齿轮应是相反的旋向。当变速器挂前进挡时，防止齿轮卡死，轴向力影响相反方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，有效防止轮齿卡死。5）中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的双曲面齿轮副的中心点螺旋角是不相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为3540。乘用车选用较大的值以保证较大的,使运转平稳，噪声低；商用车选用较小的值以保证较大的，使运转平稳，噪音低。取=35。6）法向压力角 法向压力角和轮齿强度成正比关系，与齿轮不发生根切的最少齿数成反比。对于重型车弧齿锥齿轮，一般选用。 经计算，齿轮参数结果见表2-1。(单位：mm)表2-1主、从动锥齿轮参数Tab.3-1The parameters of driving and driven bevel gear 参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径D=mz180552 齿顶圆直径 202.8 559.4 齿根圆直径 151.5 542.7齿顶高1212齿根高1515分锥角18338715622锥距290.3齿根角2221顶锥角202539741823根锥角151937693421分度圆齿厚18.85齿宽B=0.155d94.1 85.6螺旋方向主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，左旋右旋螺旋方向向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，从动齿轮为逆时针顺时针逆时针2.4主减速器锥齿轮的材料主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求： 1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 2)齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击带来的载荷，避免损坏。 3)锻造性能、切削加工性能以及热处理性能出色。4)选择合金材料是，选用含锰、钒、硼、钛、钼、 硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。为加强齿轮的磨合状况，锥齿轮精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理。对齿面举行应力喷丸处置，可进步25%的齿轮寿命。对滑动速率高的齿轮，可举行渗硫处置以进步耐磨性。渗硫后磨擦因数可明显下降，如许即便润滑前提较差，也能是避免齿轮面擦伤、咬死和胶合。2.5主减速器锥齿轮的强度计算2.5.1 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 (2-8) 式中： i变速器传动比，常取一挡传动比，i=3；D主动锥齿轮中点分度圆直径mm；F 从动齿轮的齿面宽，mm；其它符号同前。按驱动轮打滑的转矩计算 按照文献，PP=1429 N/mm， 锥齿轮的表面耐磨性满足要求。2.5.2齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： (2-9)式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T齿轮的计算转矩，Nm；k过载系数，一般取1；k尺寸系数，1.6mm,则；k齿面载荷分配系数，跨置式结构，k=1； k质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽；F=94.1mm,F=85.6mm；D所讨论齿轮大端分度圆直径；mm ；J齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.345； 对于从动齿轮：=min（、）=52050.6Nm和=3087.3Nm，对于主动齿轮，=18263.4Nm将各参数代入式（2-9），有：主动锥齿轮， 从动锥齿轮， 按照文献1, 主从动锥齿轮按min（、）满足=700MPa，按计算=210MPa轮齿弯曲强度满足要求。2.5.3 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： (2-10)式中：锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D 主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D=180mm；b主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=85.6mmk齿面品质系数，取1.0；c综合弹性系数，取232.6N/mm；k尺寸系数，取0.779；J齿面接触强度的综合系数，取0.24；k、k、k选择同上。=min（、）=52050.6Nm和=3087.3Nm，对于主动齿轮， =18263.4Nm将各参数代入式 （2-10），有： 按照文献，按min（、）计算的最大接触应力不应超过=2800MPa，按计算的疲劳接触应力不应超过 =1750MPa 轮齿接触强度满足要求。2.6主减速器锥齿轮轴承的设计计算2.6.1锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮处于运行时，在彼此啮合的齿面上有一法向力。将之分解为沿齿轮切线标的目的的圆周力、沿齿轮轴线标的目的的轴向力和垂直于齿轮轴线的径向力。1.齿宽中点处的圆周力F (2-11)式中：T作用在从动齿轮上的转矩；D该齿轮齿面宽中点的分度圆直径；T=2328NM式中：发动机最大转矩，在此取1350Nm；，.变速器在各挡的使用率，可参考表2-2选取；，.变速器各挡的传动比；，.变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-2选取。 表2-2及的参考值 Tab.2-2 The reference value of the and 档位 变速器车型 轿车公共汽车 载货汽车III挡IV挡 IV挡IV挡带超速挡IV挡IV挡带超速挡V挡K80 I 挡110.82110.50.5II 挡942.56433.52III挡90201627151175IV 挡7580.76550855915V 挡77.5 超速档30I 挡607065707050 5050II 挡606560707060 6060III 挡706050606070 7070IV 挡6050606060 7070V 挡 60 超速档75 70注：表中=，其中发动机最大转矩，汽车总重力，。 （2-12）式中：D从动齿轮大端分度圆直径；D=516mm； 从动齿轮齿面宽，=79.98mm；从动齿轮节锥角，； 、双曲面主、从动齿轮的螺旋角；将各参数代入式(2-11)，有： F=10581 N 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。2)锥齿轮的轴向力F和径向力F（主动锥齿轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力F和径向力F分别为 (2-14) (2-15)从动锥齿轮齿面上的轴向力Fac和径向力FRc分别为 (2-16) (2-17)2.6.2 锥齿轮轴承的载荷图2-5为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图图2-6 主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为： R= （2-18） （2-19）根据上式已知=25538N，=10956.35N，a=152mm，b=97mm，c=55mm，D=440mm所以轴承A的径向力=13927.84N其轴向力为0轴承B的径向力R=18027.35N对于轴承A，只承受径向载荷所以有公式 (2-23)式中:为温度系数，在此取1.0；为载荷系数，在此取1.2。所以=3.2810s所以轴承能工作的额定轴承寿命： (2-24)式中: 轴承的计算转速。有上式可得轴承A的使用寿命=6833h若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = (2-25)所以=3076.9 h和比较，故轴承符合使用要求。2.6.3 锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷P (2-22)查阅文献 ,取轴承A、B锥齿轮圆锥滚子轴承30212.查表为e=0.4，=97.8KN，故 ，由此得X=0.4,Y=1.5。另外查得载荷系数f=1.2。 (2-23)验算30212圆锥滚子轴承的寿命 (2-24)对于驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转矩为n、n为 (2-25) (2-26)式中： 轮胎的滚动半径，m； 汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035km/h，在此 =30km/h； 温度系数，1.0； 载荷系数 ，1.2； 寿命指数，此处滚子轴承，取10/3。 将各参数代入式 (2-24)中，有： L=5016h 若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命,即 (2-27) 因为LL,故轴承符合使用要求。 轴承E对于轴承E，只承载径向载荷选用圆柱滚子轴承NU2206,此轴承的额定动载荷=70KN，e=1。 由于 有文献得 X=1, Y=0。代入式 (2-23)，得 由式(2-24)得，轴承寿命为 由此轴承E满足要求。 轴承C 、D均采用圆锥滚子轴承30220，由文献得额定动载荷240,e=0.42。对于轴承C，轴向力=9197N,径向力=24572N,且 所以 P=F=24572N 代入式(2-24)得 轴承D,=0，由此可得轴承D也满足要求。3. 差速器设计汽车在运行过程中，两侧的车轮有时候转速或着说同时转过的路程是不一样的。当车辆进行拐弯的时候，外边车轮的转速要大于里面的车轮，遇到崎岖路面时，引起的车轮跳动也会出现这样的状况。如果车轮之间没有差速装置，会导致轮胎寿命下降，以及浪费燃油，而且可能导致拐弯和操纵手感恶化。为了改善这样的状况，通常在转动轴的左右车轮之间装有轮间差速器。差速器可以很好的保证汽车在特殊情况下行驶时两车轮的运动学问题的问题，使汽车行驶更加平稳，延长了汽车的使用寿命，提高了安全性能。解决了不同度问题。3.1 差速器的工作原理 差速器差速原理 Differential differential principle 由普通的差动行星齿轮，即行星轮架（差速器壳）和半轴轴齿轮等组成。通过发动机的动力，直接驱动轴进入差速器行星轮架，再由行星轮传递给左，右，两个车轮。差分设计满足：（左）+（右轴-速-轴-速）2（行星轮-架-速）。当三者平衡态被破坏时，一端速度增加，则另一端的车轮速度相应减小。汽车差速器是一个从动轴，一个主副件。它的作用是：两个边，一半轴传动，一个动力，同时允许两个边半轴在不同的速度下旋转，满足两个边的轮子，即纯滚动。 当内轮减速时，与内轮轴接合的行星齿轮也会减速。小齿轮作为平衡杠杆，通过保持两个齿轮相同的齿负荷，同时允许在轴上的不等速旋转。如果车辆速度保持不变，内轮减速至90%，则外轮的速度可达110%。然而，由于这个系统被称为开式差速器，如果一个轮子卡住了(如在泥或雪中)，所有的发动机动力就只能转移到一个轮子上。 当汽车需要拐弯的时候。这个时候动作的完成并不是依靠左右车轮与地面的滑动来增加摩擦力实现的，而是依靠车轮与地面的滚动完成，所以不可避免的形成不等速的情况。 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4-1），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图41），啮合点A的圆速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。 于是由 +=（+）+(-) 得 + =2 (3-1) 若角速度以每分钟转数表示，则 (3-2) 根据上面给出的运动学方程我们可以发现，它表明半轴齿轮的转速之和在任何情况下等于差速器壳转速的两倍。因此在汽车拐弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮在地面上平稳运动。 3.2 差速器结构形式选择 常用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具备工艺简单、质量轻等优点，应用较多。普通齿轮式差速器比较其他工作性能好可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥中。一般摩擦片式的差速器的锁紧系数k可达0.6，转矩比k可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高汽车的通过性 。 本次设计选择对称式圆锥行星齿轮差速器。3.3 普通锥齿轮式差速器齿轮设计 1) 行星齿轮数n根据文献，重型车差速器选用n=4。 2) 行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径Rb可根据经验公式来确定 R=K (3-3)式中：Kb行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0，对于四个行星齿轮的重型车取最大值， Kb =3.0；T差速器计算转矩，T=min（、）=52050.6；将各参数代入式（3-3），有：R= 112 mm 行星齿轮节锥距 取3)行星齿轮和半轴齿轮齿数z和z 了使轮齿有较高的强度，z一般大于10。半轴齿轮齿数z在1425。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮数整除。 查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=1.85，半轴齿轮齿数z2=24，行星齿轮的齿数 z1=13。 4)行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为 (3-4) (3-5) 将各参数分别代入式(3-4)与式（(3-5)，有：， 锥齿轮大端模数m为 (3-6) 将各参数代入式(3-6)，有： m=8.12mm 查阅文献，取模数 m=8mm。 5)半轴齿轮与行星齿轮齿形参数 按照文献中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。 6)压力角 总质量较大的重型车采用压力角=25，以提高齿轮强度，齿高系数为0.8。表3-1半轴齿轮与行星齿轮参数(单位：mm)Fig.3-1 Parameters of the Axle gear and planetary gear 参 数符 号半轴齿轮行星齿轮 分度圆直径 d 192 104 齿顶高 h 8 8 齿根高 h 10 10 齿顶圆直径 d 199.6 118.1 齿根圆直径 d 182.5 86.4 齿根角 51356 51356 分锥角 顶锥角 664721 334031 根锥角 561929 231239 锥距 R 109.2 分度圆齿厚 s 12.6 12.6 齿宽 b 29.8 27 7)行星齿轮轴用直径d及行星齿轮在轴上的支承长度L行星齿轮轴用直径d（mm）为 (3-7) (3-8)式中：差速器壳传递的转矩，可取进行计算，=52050.6； n行星齿轮数，n=4；行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，；c支承面许用挤压应力，取98 MPa；将各参数代入式(3-8)中，有： d=34mm L=38.6mm。3.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算差速器只有当汽车拐弯或左、右轮行使不同的路程时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力（MPa）为 (3-8)式中：行星齿轮数；综合系数，取0.272；半轴齿轮齿宽；半轴齿轮大端分度圆直径，mm；半轴齿轮计算转矩（Nm），； k0超载载系数，取1；ks尺寸系数，当m1.6mm时，Ks=(25.4)0.25。计算得：0.792； km载荷分配系数，当两个齿轮均采用跨置式结构：km=1.01.1，当一个齿轮采用跨置式结构：km=1.101.25； 质量系数，=1.0； 当=min（、）=52050.6 将各参数代入式(3-8)中，有： 当=3087.3时 将各参数代入式(3-8)中，有： 当=min（、）时；当=时所以齿轮弯曲强度满足要求。3.5差速器齿轮的材料差速器齿轮，通常用渗碳合金钢制造，现在常见的愿料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等4. 轮边减速器4.1 轮边减速器机构形式和布置方案选择 按齿轮及其安装型式，轮边减速器有行星齿轮式及一般圆柱齿轮式两种类型。本计划选择用行星齿轮轮边减速器。根据在该行星机构中主动，从动件的不同可求出这三种结构方案的轮边减速器的减速比分别为：1.太阳轮为主动件、齿圈为从动件、行星齿轮架固定时： (4-1) 2.太阳轮为主动件、行星齿轮架为从动件、齿圈固定时： (4-2) 3.齿圈为主动件、行星齿轮架为从动件、太阳轮固定时： (4-3) 式中： ，分别为太阳轮和齿圈的转速及齿数； 行星齿轮架的转速。 机构中各齿轮节圆直径之间的关系 或 即 单排行星齿轮机构的安装条件和齿数选择条件为 整数 (4-4) (4-5)式中： Z为行星齿轮的齿数； N行星齿轮的数目。 本设计选择单排圆柱行星齿轮式轮边减速器，太阳轮为主动件、行星齿轮为从动件、齿圈不懂。行星齿轮数为3个；取=20，=100，z=40；代入(4-4)、(4-5)，得： 40 由此得满足上述两条件。当行星轮数目时，各个行星轮上的载荷均匀（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿），因此只需要分析和计算其中的一套即可，中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩由计算 ： 中心轮a所传递的转矩，N.m； 行星轮数目。 代入数据可得T1=3172N.m； 中心轮1的模数可由(2.7)估算 算式系数，对于直齿轮传动； 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N.m；应是功率分流后的值； 使用系数，按原动机均匀平稳，工作机中等冲击取使用系数； 综合系数； 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数； 小齿轮系数； 小齿轮齿宽系数； 齿轮副中小齿轮齿数； 试验齿轮弯曲疲劳极限， F/lim=470 N/2 代入式得m=5.22，故取轮系的模数m=5。4.2 行星齿轮轮边减速器齿轮设计 材料选择 太阳轮材料选用20CrMnTi钢。渗碳淬火。齿面硬度HRC5662(表5-1)；行星齿轮材料选用35CrMo，调质处理。吃面硬度207269HBS；齿圈材料选用35CrMo，调制处理，使用寿命5年。 太阳轮与行星轮的中心距 (4-6) 齿圈与行星齿轮的中心距 (4-7) 轮边减速器齿轮的各参数如表4-1。 表4-1太阳轮、行星齿轮与齿圈的参数（单位：mm）Tab.4-1 Parameters of the sun wheel, planet gear and ring gear 参 数符 号太阳轮行星齿轮齿圈齿数 z 20 40 100分度圆直径 d 100 200 500齿顶圆直径 da 110 210 490齿根圆直径 df 87.5 187.5 512.5齿宽 b 85 80 75压力角 20齿顶高 5 5 5齿根高 6.25 6.25 6.25齿全高 11.25 11.25 11.255. 驱动车轮的传动装置设计 驱动车轮位的传动装置于车辆传动系统的最后一部分，并起到从差速器向车轮传递扭矩的作用。在一般的非断开驱动轴上，力矩传递到车轮侧减速器之前的最后一个传动装置是半轴，它将半轴齿轮连接到车轮侧减速器的驱动齿轮上。5.1 半轴的型式 传动轴由高强度钢管构成，以提供最大强度和最小重量。根据驱动线的长度，使用一片、两片和三片驱动轴.传动轴的每一端都有一个轭架，用于将传动轴与其他传动线部件连接起来。该轭可能是刚性焊接到轴管，也可能是一个样条，或滑动轭。 非断开势驱动桥半轴的主要优点是它的简单性。这种简单性使得它非常节省空间和制造成本相对低廉。它们几乎普遍应用于公共汽车和重型卡车上。大多数轻型和中型卡车、越野车和货车也使用这种轴，至少在后部使用。轴对于越野应用具有重要的优势，因为它们在高负载环境中提供更好的车辆铰接性和耐久性。普通非断开式驱动桥的半轴，分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。一个全浮动的车轴承载车辆的重量在轴壳，而不是半轴；他们只起到传递扭矩从差速器到车轮。它们“漂浮”在一个承载车辆重量的装配内。因此，它必须承受的唯一应力是扭矩(而不是侧向弯曲力)。全浮轴由螺栓固定在轮毂上的法兰保持，而轮毂和轴承则通过大螺母固定在主轴上。相反，半浮动设计承载了车辆在轴心本身的重量；在轴承座的末端有一个轴承，承载着来自车轴的载荷，并且车轴通过。全浮式设计通常用于大多数1吨左右的轻型卡车、中型卡车和重型卡车，以及大多数农业应用车，如大型拖拉机和自行式农业机械。有一些例外，如许多路虎车辆。总成比半浮动或非浮动轴组件承载的重量更大，因为轮毂在固定主轴上有两个轴承。全浮轴可以通过凸起轮毂来识别，轴心凸缘是用螺栓连接到的。半浮动轴装置通常用于较轻的4x4卡车的后部。这个装置允许轴心作为推进的工具，同时也支持车辆的重量。4。全浮轴和半浮轴的主要区别是轴承的数量.半浮动轴的特点只有一个轴承，而全浮动组件有轴承在两个轮毂.另一个区别是关于车轴的拆卸。要拆卸半浮动轴，首先必须拆卸车轮.而且，如果这样的轴断裂，车轮最有可能从车辆上下来。这种半浮式设计适用于大多数1/2吨重的轻型卡车、SUV和后轮驱动的客车，通常是较小或较便宜的车型。全浮轴的一个好处是，即使轴(用来传递扭矩或动力)断了，车轮也不会脱落，以免发生严重事故。本次设计选用全浮式半轴。在实际应用条件下，由于全桥半轴的加工和安装精度的影响以及轴壳和轴承的刚度不够，在实际应用条件下仍承受必要的弯矩，弯曲应力约为570 MPa。传动轴采用全浮动轴，外端的布局较大。由于其工作可靠，在各种轻型车辆中得到了广泛的应用。5.2 半轴的设计与计算 半轴的主要设计尺寸是它的直径，设计与计算时首先应该合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑以下三种可能的载荷工况：1.纵向力最大时()，附着系数应取0.8，没有侧向力作用；2.侧向力最大时，其最大值发生于侧滑时，为中，侧滑时轮胎与地面侧向 附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；3.垂向力最大时，其值为，是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即: (5-1)故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。5.2.1 全浮式半轴的设计计算 本课题采用全浮式半轴，校核如下： 1.全浮式半轴计算载荷的确定 半轴计算转矩及杆部直径。计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩进一步计算得到。即 （5-2）式中：为差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取0.6；min，为发动机最大转矩和最低档传动比以及按驱动轮打滑转矩计算最小值确定的主减速器从动锥齿轮计算转矩，Nm，已经考虑到传动系中的最小传动比构成。 对半轴进行结构设计时，应注意如下几点。 杆部直径可按照下式进行初选。 （5-3） ，取整数55mm。式中：为许用半轴扭转应力，MPa；d为半轴杆部直径，mm。根据结构设计，对半轴杆直径的计算结果应予以完善。半轴的轴的直径不应大于半轴花键的底部，使半轴的各部分都能达到基本强度。为了减少应力集中，应注意增加设计室中多余部分的圆角半径，以防止扭转疲劳损伤。对于较厚的杆件和较大的法兰，结构可以通过两端的花键连接。半轴部分的强度储备低于驱动桥其它传动部分的强度储备，使半轴起到“保险丝”的作用。根据初选的d，按应力公式进行强度校核。2.半轴的扭转切应力为 （5-4） ，符合设计要求。式中：为半轴扭转应力，MPa；d为半轴直径，mm。半轴的扭转角为 （5-5） ，符合设计要求。式中：为扭转角；为半轴长度；G为材料剪切弹性模量；为半轴断面极惯性矩，。 半轴的扭转应力考虑到安全系数在1.31.6范围，半轴的扭转应力宜为500700MPa，单位长度转角不应大于8/m。半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方式、热处理技术及汽车的使用条件有关。当采取40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴的质料时，其改变屈就极限到达784MPa附近值。在保证安全系数在1.31.6范围时，半轴扭转许用应力可取为490588MPa。当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8/m。 5.3半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴花键的内径不小于其杆的直径，加工花键的端部通常会做的粗一些，小花键槽的深度适当减小。同时增加花键齿数，通常采用10齿（半轴）至18齿（半轴）。半轴的失效形式主要是扭转疲劳。为了减小应力集中，通常选择过多部分的圆角半径。重型卡车半轴的轴较厚，外端法兰非常大。花键两端的结构可用于样条连接，同样的样条参数可用于简化加工过程。渐开线花键广泛应用于现代汽车半轴上，也采用矩形或梯形花键。花键端部一般做的粗，使它的内径大于杆的直径，花键齿数升高且键槽做浅。为了减少半轴的应力集中，防止因扭转疲劳而失效，一般使用圆角半径。半轴是由含铬中碳的中碳钢，如40Cr、40CrMnMo、40CrMnSi、40CrMa、35CrMnSi、35CrMnTi和40MnB制成，是我国生产的新型钢。作为半轴材料具有良好的效果。近几年来，半轴热处理已被广泛采用，而中频感应淬火口更为有利。这种处理使半轴硬化为HRC52至63，难以硬化。涂层的厚度约为其半径的1/3，芯的硬度可设定为HRC3035，非淬硬区（如法兰）的硬度可设定在HB248277范围内。由于硬化层本身强度高，由半轴的一般轮廓形成的大的残余压应力，以及喷丸硬化、半轴边根部的滚动和圆角的过渡、静强度和疲劳的技术。半轴的UE强度有了很大的提高。特别是，疲劳强度显著提高。由于这些先进的工艺，采用中碳（40, 45）钢代替合金钢正在增加。半轴是最实用的轮式车辆的组成部分。在活轴悬架系统中，半轴用于向车轮传递驱动转矩，以及保持车轮相对于彼此和车身的位置。这个系统中的车轴也必须承受车辆的重量加上任何货物。非驱动轴，如重型卡车前梁轴和一些两轮驱动轻型卡车和货车，将没有轴，仅用作悬架和转向部件。相反，许多前轮驱动汽车有一个坚实的后梁轴。6. 驱动桥壳设计桥壳作为驱动桥上的支撑外壳，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用。作用在驱动车轮上的种种在运动时产生了力的作用也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。6.1桥壳的结构型式 桥壳的结构型式大致分为可分式桥壳和整体式桥壳。 整体式桥壳团体式桥壳的特点是将全部桥壳制成一个团体，桥壳实际上是作为一根空心粱存在，其强度及刚度都比较好整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。6.2 桥壳的受力分析及强度计算 6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 计算简图如6-1所示。桥壳如同一空心横梁，两头经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳蒙受簧上载荷，而沿双侧轮胎中心线，地面给轮胎以反力(双轮胎时则沿双轮胎当中线)，桥壳则蒙受此力与轮胎重力之差值，地面给轮胎以反力(双轮胎时则沿双轮胎之中线)，桥壳则承受此力与轮胎重力之差值，即（）。图6-1 桥壳静弯曲应力计算简图Fig.6-1Static bending stress calculation diagram of the drive box因此桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为： (6-1)式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，470000N； 车轮（包括轮毂、制动器等）的重力，7840N； 驱动车轮轮距，2204mm； 驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，1035mm。将上述参数代入（6-1），得 M=132775桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近，静弯曲应力（MPa）则为 (6-2)式中： 危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数,。 具体见下： 弹簧座处截面图如图6-2所示，其中B=170mm，H=180mm，=25mm，=30mm.图6-2 钢板弹簧座附近桥壳的截面图Fig.6-2 The sections of Leaf spring seat shell near the bridge 垂向弯曲截面系数: (6-3) 水平弯曲截面系数: (6-4) 扭转截面系数: 6-5)在此采用矩形管状。 根据式 (6-2)的静弯曲应力，得 6.2.2 在不平路面上冲击载荷作用下桥壳的强度计算 当汽车高速行驶于崎岖路面上时，桥壳除了承受在静载状态下的那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。这时桥壳在动载荷下的弯曲应力为 (6-6)动载荷系数，对载货汽车取2.5。代入(6-6)式 6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算 这是不考虑侧向力。此时作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外，尚有切向反力。地面对左右驱动轮的最大切向反力共为 (6-7) 式中参数上述已给定，代入式(6-7)，得 后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩为 (6-8) 式中：、B、s已说明； 汽车加速行驶时的质量转移系数，对轿车后驱动桥取1.21.4；对载货汽车 后驱动桥取1.11.3，取=1.1。 代入式(6-8)，得 由于驱动车轮的最大切向力桥壳也承受水平方向的弯矩，对于装用普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，在两簧座之间桥壳所受的水平方向的弯矩为 (6-9)将各参数代入式(6-9)，得 桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩。这时在两板簧座间桥壳承受的转矩T为 (6-10)当桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面为矩形断面时，在钢板弹簧座附近的危险断面处的弯曲应力和扭转应力分别为 MPa (6-11) MPa (6-12) 式中： 、分别为桥壳在危险断面处的垂向弯曲截面系数、水平弯曲截面系数 和扭转截面系数，直接代入上式计算。 将上述代入式(6-11)、(6-12)，得 因为桥壳的许用弯曲应力为300500 MPa，许用扭转应力为150400MPa，一是该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。6.2.4 汽车紧急制动时桥壳的强度计算 这时不考虑侧向力，如图6-3为汽车紧急制动时桥壳的受力分析简图。此时作用在左右驱动车轮上除有垂向力外，尚有切向反力，即地面对驱动车轮的制动力。因此可求得：紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩及水平方向的弯矩分别为 (6-13) (6-14)式中：、B、s已说明； 汽车制动时的质量转移系数；当，未知时，对载货汽车的后驱动桥亦 可取=0.750.95 此时=0.75； 驱动车轮与路面的附着系数，计算时取。代入式(6-13)、(6-14)，得 图6-3 汽车紧急制动时后驱动桥的受力简图Fig.6-3Automobile emergencys braking forces when the drive axle diagrams桥壳在两钢板弹簧座的外侧部分同时还承受制动力所引起的转矩为 =122568 (6-15)当紧急制动时，在钢板弹簧座附近的危险断面处的弯曲应力和扭转应力分别为 (6-16) (6-17) 代入式 (6-16) 、(6-17)，得 桥壳许用弯曲应力为300500MPa，许用扭转应力为150400MPa。可锻造桥壳取较小值，钢板冲压焊接桥壳取最大值。实验数据说明，桥壳的极限静强度一般是汽车满载时该桥壳额定负荷的3.212倍。对于铸造整体式、可分式及组合式桥壳来说，桥壳铸件多采用可锻铸铁(KTH350-10、KTH370-12)、球墨铸铁(QT400-18)、铸钢(ZG45,多用于重型汽车的桥壳铸件)；对于钢板冲重压焊接整体式桥壳，多采用16Mn、09SiV、35或40号中碳钢(化学成分控制为0.37%0.42%的碳和不大于0.03%的硫)。半轴套管多采用40Cr、40MnB等中碳合金钢或45号中碳钢的无缝钢管或锻件。上述桥壳强度的传统计算方法，只能算出桥壳某一断面的应力平均值，而不会完全反应桥壳上应力及其散步的真实情况。7. 仿真设计7.1零部件建模7.1.1 主减速器仿真分析本次设计采用的是单级主减速器加轮边减速器的减速设计，仿真由主减速器开始。根据设计说明可以明确需要仿真的是弧齿锥齿轮减速器。根据设计数据，打开三维仿真软件，选择“格里森弧齿锥齿轮”输入模数，齿数，齿宽等主要数据，自动生成主动和从动齿轮下一步选择“格里森弧齿锥齿轮”，选择“啮合齿轮”继续设置主动，从动齿轮。选择好从动齿轮的向量，完成啮合。在完成后的模型上继续修改。首先根据设计的尺寸，在从动齿轮利用拉伸功能（布尔求差）将需要布置差速器壳的安装位置留出。下一步在从动齿轮面上画个草图，把直径22mm的螺栓孔画出，然后利用阵列功能，以从动齿轮圆心为基准，阵列12个螺栓孔，节距30。下一步在主动齿轮的背面做草图，利用拉伸功能画出主动齿轮轴。7.1.2差速器仿真本次仿真根据设计要求需要仿真普通行星齿轮减速器，行星齿轮为4个。第一步点击“锥齿轮”，选择“构建齿轮”然后输入半轴齿轮和行星齿轮基本参数，得到两个齿轮。下一步选择“啮合齿轮”，方法同主减速器的啮合，然后在行星轮的平面绘制草图，利用拉伸（布尔求差）得到十字轴孔。下一步在半轴齿轮平面绘制草图，绘制半轴花键孔。花键孔，首先画草图，建立两个半差为5的同心圆，然后截取同心圆上的两段等长圆弧，构建四边形，首先拉伸（布尔求差）做出一个花键，再通过“阵列面”功能，阵列出六个花键然后通过镜像功能得到另一个半轴齿轮，通过阵列得到其他三个行星齿轮，再次选择啮合。初步完成后需要在行星齿轮上做出。最后根据设计，在行星齿轮上面通过拉伸布尔求差画出十字轴的安装孔。7.1.3轮边减速器仿真根据设计可知轮边减速器实际是一幅大的行星齿轮，设计要求太阳轮为主动件，行星轮为输出件，齿圈固定不动。选择“圆柱齿轮”“创建齿轮”输入基本参数得到太阳轮。在太阳轮面上做草图，画出三根夹角互为120的线。“完成草图”。然后同上操作画出三个行星轮，啮合时选择之前画过的草图线作为啮合时的啮合向量，完成啮合。最后选择“直齿轮”“内啮合”输入基本参数，然后选择向量，得到齿圈。选择“齿轮”啮合，啮合齿圈和行星轮。基本完成后利用拉伸求差的方式画出太阳轮与半轴之间的花键孔。利用拉伸求差画出齿圈与行星齿轮架固定的面和螺栓孔（螺栓孔选择“阵列面”功能，阵列12个），方法同上。在三个行星齿轮上拉伸出于轮毂链接的部分，完成轮边减速器的三维建模。7.2 装配部件组装整体顺序为“主减速器”+“差速器左壳”+“十字轴”+“差速器”+“半轴”+“差速器右壳”+“轮边减速器”+“齿圈架”+“桥壳”。在装配之前需要注意，保证所有部件的保存路径都在同一个文件夹内。然后选择“新建”选择“装配”界面。选择添加组件，添加“主减速器”和“主减速器左壳”。 然后选择装配约束，首先用“接触对其”选择差速器左壳和从齿轮的接触面，使靠在一起。再利用“接触对齐”选择从动齿轮和差速器左壳的中心线，利用这两个约束，装配好两个部件。下一步再次点击“添加”添加组件，选择十字轴。在这里需要注意的是，在实际的生产装配中，十字轴一般是先和差速器的行星齿轮，半轴齿轮提前装配好，然后一起装进差速器壳里，在这里先装十字轴。点击装配约束，选择等尺寸约束。选择十字轴与差速器壳上的十字轴孔进行约束，然后再次用同命令约束相邻的一根轴，完成约束。再次添加部件，选择差速器文件，同理选择等尺寸约束，选择十字轴和行星齿轮上的行星齿轮孔，两次约束，完成装配差速器。下一步安装半轴，首先添加部件，选择半轴部件，然后选择装配约束，选择同心，选择半轴花键外缘和差速器半轴齿轮上的花键孔外缘进行约束，如果角度不对可以选择反向功能进行调整。继续安装另一根半轴，为了操作方便，先在差速器左壳上右键选择隐藏功能，隐藏，这样就可以方便进行装配约束。按照相同步骤完成装配。 下一步安装“轮边减速器”添加部件后，首先“接触对齐”约束，首先对齐花键的中心线和太阳轮的中心线。然后对齐花键和花键的接触面。最后选择“距离”约束，对齐花键轴和轮边减速器。最后用同上的方法安装“行星齿轮架”和“齿圈架”。完成整个装配。7.3运动仿真打开装配图，选择运动仿真界面，第一步选择“连杆”将相对静止的部件看做一个连杆进行设置。下一步点击“齿轮副”选择需要啮合的齿轮副，然后选择中心点和方向适量，创建齿轮副。全部完成之后选择左上角“结算方案”创建结算方案。确认没有问题之后选择右上角“结算”点击进行动画演示。7.4有限元分析有限元分析是把零件细分成许多小的单元进行受力的分析，通过这样的方式，把复杂的问题变得简单，在这里通过软件来实现计算。首先打开需要有限元分析的零件，然后选择“应用模块”，选择“高级”进入仿真界面，选择左上角“新建FEM仿真”，点击“确定”后弹出“结算方
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