差速器

差速器設計

1

1.1差速器功用

差速器功用是車輛轉向時，其內、外側驅動輪駛過的距離不同。如果內、外側驅動

輪轉速相同，則內側輪相對路面滑轉，外側輪相對路面滑移，會形成很大的附加轉向阻

力矩，使車輛轉向困難，并增加輪胎的磨損。另外，由于內胎氣壓不可能完全相等，胎

面磨損不同及驅動輪上垂直載荷不同等原因，左、右驅動輪的滾動半徑也不會準確相等;

如兩側驅動輪轉速相同，則車輛在直線行駛時也會引起驅動輪滑轉或滑移，增加輪胎的

磨損及發動機功率消耗。為此，在左、右驅動輪間設置差速器。它在把動力傳遞給左、

右半軸時，允許左、右半軸及左、右驅動輪以不同的轉速轉動。

1.2對稱式圓錐齒輪差速器轉速、轉矩關系

汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優點，

應用廣泛。由于普通錐齒輪式差速器結構簡單、工作平穩可靠，所以廣泛應用于一般使

用條件的汽車驅動橋中。圖1.1為其示意圖，圖中

0

n

為差速器殼的角速度；

1

n

、

2

n

分

別為左、右兩半軸的角速度；

0

T

為差速器殼接受的轉矩；

r

T

為差速器的內摩擦力矩；

1

T

、

2

T

分別為左、右兩半軸對差速器的反轉矩。

圖1.1對稱式圓錐齒輪差速器示意圖

根據運動分析可得

021

2nnn??

(1-1)

顯然，當一側半軸不轉時，另一側半軸將以兩倍的差速器殼體角速度旋轉；當差速器殼

體不轉時，左右半軸將等速反向旋轉。

根據力矩平衡可得

?

r

TTT

TTT

??

??

12

021（1-2）

差速器性能常以鎖緊系數k來表征，定義為差速器的內摩擦力矩與差速器殼接受的

轉矩之比，由下式確定

差速器設計

2

0

T

T

kr?

(1-3)

結合式(1-2)和（1-3）可得

?

?

?

??

??

)1(5.0

)1(5.0

02

01

kTT

kTT

（1-4）

定義半軸轉矩比

1

2T

T

k

b

?

，則

b

k

與

k

之間有

k

k

k

b?

?

?

1

1

1

1

?

?

?

b

b

k

k

k（1-5）

普通錐齒輪差速器的鎖緊系數一般為．O.05～O.15，兩半軸轉矩比足b為1．11～

1．35，這說明左、右半軸的轉矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉矩大致相等，

這樣的分配比例對于在良好路面上行駛的拖拉機來說是合適的。但當拖拉機越野行駛或

在泥濘、冰雪路面上行駛，一側驅動車輪與地面的附著系數很小時，盡管另一側車輪與

地面有良好的附著，其驅動轉矩也不得不隨附著系數小的一側同樣地減小，無法發揮潛

在牽引力，從而導致拖拉機停駛。

2差速器分類及結構方案評述

2.1差速器分類及結構方案的確定

根據差速器鎖緊系數大小，差速器可分下列三類：①簡單齒輪差速器(包括錐齒輪

差速器及圓柱齒輪差速器)，其鎖緊系數較小為1.1～1.35。②高內摩擦力矩差速器（包

括摩擦片式自鎖差速器、凸輪差速器、蝸輪差速器等)，其鎖緊系數由其結構參數而定，

可達2～8。③自由輪差速器，其鎖緊系數為無窮太。高內摩擦力矩差速器及自由輪差速

器亦通稱防滑差速器或自鎖差速器。各種防滑差速器都能在不同程度彌補簡單差速器造

成拖拉機牽引性能下降的缺點。但在改善牽引性能的同時，卻增加了拖拉機的轉向附加

阻力矩。

2.1.1簡單齒輪差速器

簡單齒輪差速器包括圓柱齒輪差速

器(圖2.1)及圓錐齒輪差速器(圖2.2)。

圓柱齒輪差速器寬度較圓錐齒輪差速器

小，但其直徑較大。目前輪式拖拉機廣泛

采用圓錐齒輪差速器，因其結構簡單，使

用可靠。齒輪差速器常另裝有差速鎖以提

高拖拉機通過性。

圖2.1圓柱齒輪差速器

差速器設計

3

圖2.2圓錐齒輪差速器

2.1.2摩擦片式自鎖齒輪差速器

為了增加差速器的內摩擦力矩，在半軸齒輪與差速器殼之間裝上了摩擦片。兩根行

星齒輪軸互相垂直，軸的兩端制成V形面與差速器殼孔上的V形面相配，兩個行星齒

輪軸的V形面是反向安裝的。每個半軸齒輪背面有壓盤和主、從動摩擦片，主、從動摩

擦片分別經花鍵與差速器殼和壓盤相連。根據壓緊方式不同，摩擦式差速器又可分下列

幾種：

1)由半軸齒輪與行星齒輪嚙合

產生的軸向力使摩擦片壓緊。

2)由牙嵌嚙合產生軸向力使摩

擦片壓緊(圖2.3)，當半軸齒輪的

轉矩通過牙嵌傳給帶內花鍵的壓

盤時牙嵌產生軸向壓緊力。

3)由行星輪軸與差速器殼V形

斜面聯接及錐齒輪嚙合產生的軸

向力使摩擦片壓緊。由于差速器

殼V形槽位置的加工誤差，以及

兩側摩擦片厚度不相等，會使兩

側摩擦力矩變化很大，導致鎖

圖2.3由牙嵌嚙合產生軸向力壓緊的自鎖摩擦片式差速器

緊系數變化很大，因此在制造中必須嚴格控制有關零件的加工精度。

差速器設計

4

4)利用彈簧力壓緊摩擦片式差速器(圖2.4)，此類差速器的鎖緊系數是變值，在輕

載時鎖緊系數大，重載時鎖緊系數小，由于差速器尺寸的限制，這類差速器較難達到大

的鎖緊系數。

圖2.4彈簧力壓緊摩擦片式自鎖差速器

當傳遞轉矩時，差速器殼通過斜面對行星齒輪軸產生沿行星齒輪軸線方向的軸向

力，該軸向力推動行星齒輪使壓盤將摩擦片壓緊。當左、右半軸轉速不等時，主、從動

摩擦片間產生相對滑轉，從而產生摩擦力矩。此摩擦力矩

r

T

與差速器所傳遞的轉矩

0

T成

正比，可表示為

?tan0

z

d

f

r

f

r

rT

T?

（2-1）

式中，

f

r為摩擦片平均摩擦半徑；

d

r

為差速器殼V形面中點到半軸齒輪中心線的距離；

f

為摩擦因數；

z

為摩擦面數；

?為V形面的半角。

摩擦片式差速器的鎖緊系數可達0.6，

b

k

可達4。這種差速器結構簡單，工作平穩，可明

顯提高拖拉機通過性。

2.1.3凸輪式差速器

圖2.5為雙排徑向滑塊凸輪式差速器。

差速器的主動件是與差速器殼1連接在一起的套，套上有兩排徑向孔，滑塊2裝于

孔中并可作徑向滑動。滑塊兩端分別與差速器的從動元件內凸輪4和外凸輪3接觸。內、

外凸輪分別與左、右半軸用花鍵連接。當差速器傳遞動力時，主動套帶動滑塊并通過滑

塊帶動內、外凸輪旋轉，同時允許內、外凸輪轉速不等。理論上凸輪形線應是阿基米德

螺線，為加工簡單起見，可用圓弧曲線代替。

差速器設計

5

圖2.5滑塊凸輪式差速器

1-差速器殼2-滑塊3-外凸輪4-內凸輪

圖2.6為滑塊受力圖?；瑝K與內

凸輪、外凸輪和主動套之間的作用力分

別為

1

F

、

2

F

和

F

，由于接觸面間的摩

擦，這些力與接觸點法線方向均偏斜一

摩擦角?。由

1

F

、

2

F

和

F

構成的力三

角形可知

??)2(90sin

1

1

?????

F

=

??)2(90sin

1

2

?????

F

=

)sin(

21

???

F

（2-2）

式中，

1

?、

2

?分別為內、外凸輪形線的

升角。

左右半軸受的轉矩

1

T

和

2

T

分別為圖2.6滑塊受力圖

)sin(

1111

????rFT)sin(

2222

????rFT

（2-3）

式中，

1

r

、

2

r

分別為滑塊與內、外凸輪接觸點的半徑

將式（2-2）帶入式（2-3）可得

??

)sin(

)sin()2(90sin

21

121

1??

????

?

????

?

Fr

T

差速器設計

6

??

)sin(

)sin()2(90sin

21

212

2??

????

?

????

?

Fr

T

(2-4)

因此，凸塊式差速器左、右半軸的轉矩比

b

k

為

)sin()2cos(

)sin()2cos(

121

212

1

2????

????

??

??

??

r

r

T

T

k

b

(2-5)

滑塊凸輪式差速器的半軸轉矩比

b

k

可達2.33～3.00，差速器鎖緊系數可達0.4-0.5。

在設計該差速器時，滑塊與凸輪的接觸應力不應超過2500MPa。

滑塊凸輪式差速器是一種高摩擦自鎖差速器，其結構緊湊、質量小。但其結構較復

雜，在零件材料、機械加工、熱處理、化學處理等方面均有較高的技術要求。

3.1.4蝸輪式差速器

蝸輪式差速器(圖2-7)也是一種高摩擦自鎖差速器。蝸桿2、4同時與行星蝸輪3與

半軸蝸輪1、5嚙合，從而組成一行星齒輪系統。這種差速器半軸的轉矩比為

圖2.7蝸輪式差速器

1、5-半軸蝸輪2、4-蝸桿3-行星蝸輪

)tan(

)tan(

??

??

?

?

?

b

k

（2-6）

式中，

?

為蝸桿螺旋角；

?

為摩擦角。

蝸輪式差速器的半軸轉矩比

b

k

可高達5.67～9.00，鎖緊系數足達0.7～0.8。但在如此

高的內摩擦情況下，差速器磨損快、壽命短。當把

b

k

降到2.65～3.00，志降到0.45～

0.50時，可提高該差速器的使用壽命。由于這種差速器結構復雜，制造精度要求高，因

而限制了它的應用。

凸輪式差速器與蝸輪差速器由于結構復雜現已很少采用。

2.1.5自由輪差速器

采用自由輪差速器時，當一側半軸的轉速高于差速器殼體轉速時，其動力傳遞自動

差速器設計

7

切斷，動力完全由另一側半軸傳遞，傳遞動力一側半軸轉矩受這側附著力限制，差速器

的鎖緊系數則為無限大。由于轉向時轉矩全部

傳往內側驅功輪。拖拉機轉向附加阻力矩增

大，使拖拉機的操縱性變壞。自由輪差速器分

為滾子式、棘輪式及牙嵌式。

牙嵌式自由輪差速器(圖2.8)是自鎖式差

速器的一種。裝有這種差速器的拖拉機在直線

行駛時，主動環可將由主減速器傳來的轉矩按左、右輪阻力的大小分配給左、右從動環

(即左、右半軸)。當一側車輪懸空或進入圖2.8牙嵌式自由輪差速器

泥濘、冰雪等路面時，主動環的轉矩可全部或大部分分配給另一側車輪。當轉彎行駛時，

外側車輪有快轉的趨勢，使外側從動環與主動環脫開，即中斷對外輪的轉矩傳遞；內側

車輪有慢轉的趨勢，使內側從動環與主動環壓得更緊，即主動環轉矩全部傳給內輪。由

于該差速器在轉彎時是內輪單邊傳動，會引起轉向沉重，當拖帶掛車時尤為突出。此外，

由于左、右車輪的轉矩時斷時續，車輪傳動裝置受的動載荷較大，單邊傳動也使其受較

大的載荷。

牙嵌式自由輪差速器的半軸轉矩比

b

k是可變的，最大可為無窮大。該差速器工作可

靠，使用壽命長，鎖緊性能穩定，制造加工也不復雜。

2.2差速鎖的布置方案的確定

差速器是2K-H行星機構的一種，要使其差速性能消失，就是要將差速器三構件中

的任何兩件聯結成為—件，即消除一個自由度。所以，將兩半軸齒輪相聯結，或半軸齒

輪與差速器殼相聯結，都可達到使差速器鎖閉的作用。這種用來鎖閉差速器的機構叫做

差速鎖。

根據上述鎖閉原則，差速鎖有以下幾種布置方式(圖2.9)：

（1）．差速器殼同半軸或半軸齒輪相連

(圖2.9a)。一般用牙嵌接合套或柱銷接

合套做連接件。若差速鎖側驅動輪附著

系數很大而另一邊附著系數趨近干零的

情況下，全部功率經差速鎖傳遞。反之，

若差速鎖側附著轉矩為零，而另一端附

著性能很好，則差速鎖只承受部分(一半)

載荷。但差速鎖的承載能力要按單邊驅

動輪全部轉矩來計算。

（2）.將兩半軸齒輪直接相連（圖2.9b）。

一般用牙嵌或花鍵齒做連接件。這時差

圖2.9差速鎖的布置方式

差速器設計

8

速鎖最大可能承一邊驅動輪最大轉矩的一半，即為圖2.9a所傳遞轉矩的一半。

（3）.將兩半軸齒輪通過最終傳動被動齒輪的互相連接而鎖閉（圖2.9c和d）用牙嵌或

滑動齒輪作連接件，差速鎖承受一邊最大驅動轉矩的一半。但這種結構差速鎖承受的載

荷比(1)和(2)所述要大，因為后兩種要將轉矩除以最終傳動的傳動比（如果都有最終傳

動的話)。

（4）.用多片摩擦離合器將半軸齒輪與差速器殼相連接。若摩擦片能將兩元件完全鎖死

（沒有滑轉），則起差速鎖作用，若摩擦片仍有一定程度的打滑，差速器仍有一定的差

速作用，即不完全鎖死，則為一般可控的限滑差速器。

第三章差速器非標準零件的設計

由于差速器殼上裝著主減速器的從動齒輪，所以差速器的從動錐齒輪尺寸受到主減

速器從動齒輪軸承支承座以及主動齒輪導向軸承座的限制。而因為此次設計的是安裝在

驅動橋的兩個半軸之間的差速器，所以尺寸受到軸承座的限制。輪邊差速器的非標準零

主要有從動錐齒輪（對稱式錐齒輪）、行星齒輪軸（十字軸）等等。

3.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構

普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行

星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖3-2所示。由于其具有結構簡單、

工作平穩、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優點，故廣泛用于各類車輛上。

圖3-2普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器

1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊

片；

7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼

3.1對稱式行星齒輪設計計算

對于安裝在半軸之間的差速器它的尺寸受到軸承座的限制，而影響差速器尺寸的主

要就是齒輪的尺寸，所以如何把齒輪設計得更加優化就顯得更加重要。如下圖3-1為行

差速器設計

9

星齒輪初步方案圖。

圖3-1行星齒輪的方案圖

3.1.1對稱式行星齒輪參數確定

1.行星齒輪齒數目n的確定

行星齒輪數目需要根據承載情況來選擇，在承載不大的情況下可以取兩個，反之就

取四個。而東風EQ1090載貨汽車選擇的是兩個行星齒輪即n=4。

2.行星齒輪球面半徑的確定R

B

以及節錐距A

0

的計算

行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星

齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器錐齒輪的節錐距，因此在一定程度上也反映了差

速器錐齒輪節錐距的大小和承載能力即是強度。

球面半徑可按照如下公式確定：

3TKRBB?

mm（3-1）

上式中：K

B

——為行星齒輪球面半徑系數?？扇?.52~2.99，對于有2個行星齒輪

的載貨汽車取小值；對于有四個行星齒輪的乘用車和礦用車取最大

值；

T——為差速器計算轉矩（N.m）,T=min［Tce,Tcs］;取Tce和Tcs的

較小值；

R

B

——為球面半徑。

轉矩的計算

rp

0

amaxgh

rn

i=0.377

vi

（3-2）

上式中：r

r

——為車輪的滾動半徑，取r

r

=0.398m；

i

gh

——變速器量高檔傳動比。i

gh

=1

根據所選定的主減速比i

0

值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等

以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。

把n

n

=5200r/n；v

amax

=140km/h；r

r

=0.398m；i

gh

=1代入（3-2）中

計算出i

o

=5.91；

差速器設計

10

從動錐齒輪計算轉矩Tce

n

iiik

T

k

Tf

e

d

ce

?01

max?

（3-3）

上式中：Tce——計算轉矩，Nm；

T

emax

——發動機最大轉矩；T

emax

=158Nm

n——為驅動橋數，取1；

i

f

——為變速器傳動比，i

f

=3.704；

i

0

——為主減速器傳動比，i

0

=5.91；

η——為變速器傳動效率，η=0.96；

k——為液力變矩器變矩系數，k=1；

k

d

——為由于猛接離合器而產生的動載系數，k

d

=1；

i

1

——為變速器最低擋傳動比，i

1

=1；

代入式（3——3）中，有：

Tce=3320.4Nm

主動錐齒輪計算轉矩Tcs=8960.4Nm.T取較小值，即有T=Tce=3320.4Nm；

將以上數據代入式（3-1）有

BR

=2.734..3320

=40mm

而行星齒輪節錐距A

0

為：A

0

=（0.98~0.99）BR

=（0.98~0.99）40=40mm

所以預選其節錐距A0=40mm

3.行星齒輪與半軸齒輪齒數計算

(1)行星齒輪和半軸齒輪齒數的確定

為了使輪齒獲得較高的強度，希望取得較大的模數，但是尺寸會增大影響差速器的

安裝，于是又要求行星齒輪的齒數Z

1

應該取少一些，但Z

1

一般不少于10。半軸齒輪的

齒數一般采用14～25之間，大多數汽車的行星齒輪與半軸齒輪的齒數Z

2

比Z

1

/Z

2

在1.5～

2.0的范圍內。

差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒

數時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪

的齒數Z

2L

、Z

2R

之和必須能被行星齒輪的數目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半

軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為：

I

n

zz

RL?

?

22

(3-4)

上式中：Z

2L

、Z

2R

——為左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，

Z

2L

=Z

2R

；

n

——為行星齒輪數目；

I

——任意整數。

根據上述可在此Z

1

=12；Z

2

=20，滿足以上要求。

差速器設計

11

（2）差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定

首先可以根據下面公式求出行星齒輪與半軸齒輪的節錐角1

?

，2

?

；

2

1

1

arctan

z

z

??

=

18

10

arctan

1

?

=90°-2

?

°（3-5）

將1

z

=12，2

z

=20代入上述式子中可求得

1

?

=30.96°；2

?

=59.04°

第二步再按下式求出圓錐齒輪的大端端面模數m

m=

1

1

0sin

2

?

z

A

=

2

2

0sin

2

?

z

A

=

?

?

96.30sin

12

27.402

=3.35

查閱相關文獻可取m=4mm

最后而根據齒輪設計計算公式即有：

12411???mzd

;d

2

=mz

2

=4×20=80mm

4.壓力角α

目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數為0.8。最小齒數可減

少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸

齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力

角為20°的少，在此選22.5°的壓力角。某些總質量較大的商用車采用25°壓力角以提高

齒輪強度。

5.行星齒輪安裝孔的直徑

?

及其深度L

行星齒輪的安裝孔的直徑

?

與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的

深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取：

?1.1?L

（3-6）

??nl

T

c?

?

1.1

103

0?

?

（3-7）

??nl

T

L

c?

?

??

?

??3

0

2

10

1.1

（3-8）

上面式中：——0T

為差速器傳遞的轉矩，N·m；在此取3320.4N·m

——

n

為行星齒輪的數目；在此取為4

——

l

為行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm，約為半軸齒輪齒寬中

點處平均直徑的一半即是

l

≈0.5d

2

’，d

2

’為半軸齒輪齒面寬中點

處的直徑，而d

2

’=0.8d

2

；

——

??c?

為支承面的許用擠壓應力，在此取69MPa

根據上式有d

2

’=0.8×80=64mm；

l

=0.5×64=32mm

差速器設計

12

將上述計算出的結果代入到式（3-6）和（3-7）中即可得

φ≈28mm；L=20.24≈20mm

3.1.2差速器齒輪幾何計算圖表

表3-1差速器幾何計算圖表

序號名稱計算公式計算結果

1行星齒輪齒數1z≥10，應盡量取最小值

1

z=12

2半軸齒輪齒數2z=14～25，且需滿足式（1-4）

2

z=20

3模數m

m=4mm

4齒面寬b=(0.25～0.30)A0;b≤10m

20mm

5工作齒高

mhg6.1?gh=6.4mm

6全齒高

05.0788.1??mh7.203

7壓力角

?22.5°

8軸交角

?=90°

9節圓直徑11mzd?；22mzd?

481?d802?d

10節錐角

2

1

1arctan

z

z

??，1290?????1?=30.96°，??03.592?

11節錐距

2

2

1

1

0sin2sin2??

dd

A??0A=40mm

12周節

t=3.1416mt=12.56mm

13齒頂高

21agahhh??;

m

z

z

ha

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

??

2

1

2

2

37.0

43.0

1ah=4.14mm

2ah=2.25mm

14齒根高1fh=1.788m-1ah;

2fh

=1.788m-2ah

1fh=3.012mm;

2fh

=4.9mm

15徑向間隙

c=h-gh=0.188m+0.051c=0.803mm

16齒根角

1?=

0

1arctan

A

hf;

0

2

2arctan

A

hf??1?=4.32°;2?=6.98°

17面錐角211?????o；

122?????o

1o?=35.28°；2o?=66.01°

18根錐角111?????R；222?????R

1R?=26.64°2R?=52.05°

19外圓直徑1111cos2?aohdd??；

22202cos2?ahdd??

1.5501?dmm

23.822?dmm

差速器設計

13

20節圓頂點至齒

輪外緣距離

1

'

1

2

01sin

2

??h

d

??

2

'

2

1

02sin

2

??h

d

??

68.3901??mm

72.2302??mm

21理論弧齒厚21sts??

??mhh

t

s??????tan

2

'

2

'

1

2

1s=5.92mm

2s=6.63mm

22齒側間隙B=0.245～0.330mm

B=0.250mm

23弦齒厚

2

62

3B

d

s

sS

i

i

ii

???

?

1?S=5.269mm

2?S=6.49mm

24弦齒高

i

ii

iid

s

hh

4

cos2

'

?

?

??

1?h=4.29mm

2?h=2.32mm

3.1.3差速器齒輪的材料

差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差

速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪

齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。要考慮齒輪的許用應力和

彎曲強度，此次選用的齒輪材料為20CrMnTi。查閱《工程材料》相關資料可知此材料的

許用應力為[210MPa~980MPa]。

3.1.4差速器齒輪強度的計算

差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經

常處于嚙合狀態，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉

時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度

校核。輪齒彎曲強度w?

為:

3

22

2

10sm

w

vn

Tkk

kmbdJ

???

MPa(3-9)

上式中：T——為差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式

n

T

T

6.00?

?

在此將T取為498.06N·m；

n——為差速器的行星齒輪數；

b

2、

d

2

——分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑mm；

sK——為尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，

當ｍ6.1?時，4

4.25

m

Ks?，在此4

4.25

4

?sK＝0.629；

mK——為載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，mK＝1.00～

1.1；其他方式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值。

vK——為質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節及徑向

跳動精度高時，可取1.0；

差速器設計

14

J

——為計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，參照圖3-2可取

J=0.225。

當T=min［Tce,Tcs］時，[w?

]=980Mpa；當T=T

cf

時，[w?

]=210Mpa。

錯誤！未指定書簽。

圖3-2彎曲計算用綜合系數

根據上式（3——9）可得：

w?

=

225.0802020

629.01.106.4981023

???

????

=478.6MPa〈980MPa

所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。

3.2差速器行星齒輪軸的設計計算

3.2.1行星齒輪軸的分類及選用

行星齒輪的種類有很多，而差速器齒輪

軸的種類也很多，最常見的是一字軸和十字

軸，在小型汽車上由于轉矩不大，所以要用

一字軸，而載貨的大質量的汽車傳遞的轉矩

較大，為了軸的使用壽命以及提高軸的承載

能力，常用十字軸，由四個軸軸頸來分配轉

矩。可以有效的提高軸的使用壽命。

此次設計主要參考東風EQ1090載貨汽

車，所以選用的是行星齒輪十字軸。如圖

3-3所示：

圖3-3十字軸的結構方案圖

3.2.2行星齒輪軸的尺寸設計

由行星齒輪的支承長度為4.181.1??L≈20mm，根據安裝時候的方便選擇軸頸的長

度為L

1

為45mm；而行星齒輪安裝孔的直徑d

1

為28mm，所以軸頸的直徑d

2

預選為

28mm。

3.2.3行星齒輪軸的材料

軸的選擇要滿足強度、熱平衡、軸伸部位承受徑向載荷等條件。

軸的常用材料主要有碳素鋼和合金鋼。碳素鋼價廉，對應力集中敏感性比合金鋼低，

應用較為廣泛，對重要或者承受較大的軸，宜選用35、40、45和50等優質碳素鋼，其

中以45鋼最常用。所以此次選用的軸的材料為45鋼。

3.3差速器墊圈的設計計算

差速器設計

15

墊圈是墊在連接件與螺母之間的零件，一般為扁平形的金屬環，用來保護被接件的

表面不受螺母擦傷，分散螺母對被接件的壓力。墊圈的種類有：彈簧墊圈、平墊圈、密

封墊圈、球面墊圈等。墊圈的材料通常是軟鋼、青銅、尼龍、聚甲醛塑料。

在差速器傳遞轉矩的時候。行星齒輪和半軸齒輪要受到很大的軸向力，而齒輪和差

速器殼之間又有相對運動，所以要用墊圈以減少磨損。差速器要用到兩個墊圈，一個墊

圈是半軸齒輪支承墊圈為圓形平墊圈，連接件一個是軟質地的，一個是硬質地較脆的，

其主要作用是增大接觸面積，分散壓力，防止把質地遠的壓壞。另外一個是差速器行星

齒輪支承墊圈為球面墊圈。球面墊圈將行星齒輪和行星十字軸固定在一起傳遞轉矩。

3.3.1半軸齒輪平墊圈的尺寸設計

如下圖3-4所示：為平墊圈的結構方案簡圖。

圖3-4平墊圈

參考東風EQ1090載貨汽車的半軸直徑的數據為50mm,如圖3-4（a）所示，按照裝

配關系可選擇半軸齒輪平墊圈的安裝孔直徑D要大于50mm，初步預選安裝孔直徑D2

為50.5mm，由圖3-4（b）根據安裝簡易程度選取墊圈的厚度h為1.6mm.選用的材料是

聚甲醛塑料。

3.3.2行星齒輪球面墊圈的尺寸設計

圖3-5球面墊圈

由十字軸軸頸的直徑為28mm，根據裝配關系選擇球形墊圈的安裝孔直徑D2為28

mm，厚度h為1.1mm,選用的材料是聚甲醛塑料。

差速器設計

第四章差速器標準零件的選用

4.1螺栓的選用和螺栓的材料

螺栓的種類很多，隨著機械及其他相關行業的發展，對螺栓的要求也越來越高，既

要要求螺栓具有較高的強度又要其精密度高。目前常見的螺栓有六角頭螺栓（全螺紋）、

六角頭鉸制孔用螺栓、六角頭螺桿帶孔螺栓等。

而東風EQ1090載貨車在1984年以前的連接后橋從動錐齒輪和左差速器殼的12個

M12×1.5的螺栓改為M14×1.5的螺栓。1984年以前的連接螺栓擰緊后容易發熱松動，

松動的原因為大齒輪與差速器左殼之間沒有傳動銷，螺栓的擰緊力矩不足[僅為

784~98Nm],擰緊力矩所造成的從動齒輪與差速器左殼貼合面之間的摩擦力矩，不足以承

受由于汽車行駛工況經常變化，所導致的交變載荷，造成貼合面間的松動。因此，從動

齒輪與差速器左殼之間的連接螺栓要有足夠大的擰緊力矩，大的擰緊力矩要求較大直徑

的連接螺栓。因此，在生產條件的允許下，將連接螺栓加大為M14×1.5，擰緊力矩加

大為137.2~156.8Nm，使情況有了較大的改善，而現在使用的是六角頭螺栓，尺寸為M14

×1.5，細牙螺紋。即為GB/T5782M14×1.5.

現在生產螺栓的原材料一般是碳素鋼、不銹鋼、銅三種，為了加強螺栓的強度，此

次選用的是碳素鋼。

4.2螺母的選用何螺母的材料

我們課本上所學的螺母有六角薄螺母、六角開槽螺母。在機械行業、汽車行業以及

相關行業經過幾年的發展，螺母的種類和型號也越來越齊全。根據差速器已選定的尺寸

為M14×1.5的螺栓，所以由裝配關系選擇差速器螺母應該為M14的，性能等級為8

級的，不經過表面處理、A及的I型六角螺母：即是GB/T6170M14.符合東風EQ1090

載貨汽車的螺栓要求。

現在一般生產地螺母原材料一般是碳素鋼、不銹鋼、銅三種，為了加強螺栓的強度，

此次選用的是碳素鋼。

4.3差速器軸承的選用

軸承是支撐著軸的零件?？梢砸龑лS的旋轉，也可以承受軸上空轉的零件。根據裝

配關系和連接零件的形狀選用的軸承為圓錐滾子軸承。由差速器和半軸的計算數據可取

差速器軸承外徑為140mm左右，內徑為80mm左右。參考《機械設計課程設計手冊》

選取的圓錐滾子軸承的型號是30216GB/T297---1994.

差速器設計

1

第五章差速器總成的裝復和調整

5.1差速器總成的裝復

設計完差速器的組成部件就要對差速器進行裝配。工業上裝配步驟如下：

(1)用壓力機將軸承的內圈壓入左右差速器的軸頸上；

(2)把左差速器殼放在工作臺上，在與行星齒輪38，半軸齒輪相配合的工作面上

涂抹機油，將半軸齒輪平面墊圈連同半軸齒輪一起裝入，將已裝好行星齒輪和球

面墊圈的的十字軸裝入左差速器殼的十字槽中，并使行星齒輪與半軸齒輪嚙合。

行星齒輪上裝上右邊的半軸齒輪、平面墊圈，將差速器右殼合到左殼上，注

意對準殼體上的合件標記，從右向左插入螺栓，在螺栓左端套上鎖片，用螺母緊

固，半軸齒輪支承端面與支承墊圈間的間隙應不大于0.5mm。

(3)將從動齒錐齒輪裝到差速器左殼上，用螺栓鎖緊。

5.2差速器的零部件的調整

齒輪嚙合間隙的調整：正確的齒輪嚙合間隙范圍為0.15~0.40mm，而一對齒輪的

齒輪間隙變動范圍為0.15mm。如：一對齒輪的最小齒輪間隙為0.15mm，則最大間

隙只能為0.30mm，若最大齒輪間隙為0.40mm，則最小齒輪間隙為0.25mm等。齒

輪的嚙合間隙的調整可用移動差速器軸承的調整螺母來達到。由于差速器軸承的預緊

度已經預先調好，因此調整嚙合間隙時，一側的調整螺母松或緊多少。另一側的調整

螺母也要松或緊多少，以便差速器軸承的預緊度保持不變。

參考文獻

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[2]陳家瑞主編.拖拉機構造[M].北京：機械工業出版社，2003年

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差速器設計

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[14]JB/T5997-1992輪式拖拉機掛車機組制動系統技術條件

[15]許綺川主編.汽車拖拉機學（第一冊）.北京：中國農業出版社，2005年

致謝

四年的讀書生活在這個季節即將劃上一個句號，而于我的人生卻只是一個逗號，

我將面對又一次征程的開始。本人的本科畢業設計論文一直是在導師付文信老師的悉

心指導下進行的。付文信老師治學態度嚴謹，學識淵博，為人和藹可親。并且在整個

畢業設計過程中，付文信老師不斷對我所做的設計進行總結，并提出新的問題，從論

文題目的選定到論文寫作的指導,都經由付老師悉心的點撥,才使得我的畢業設計課題

能夠深入地進行下去，也使我接觸到了許多理論和實際上的新問題，使我做了許多有

益的思考。在此表示誠摯的感謝和由衷的敬意。

另外我還要感謝濰坊學院學院對我的培養與幫助，并為我提供了良好的做畢業設計

的環境。在這里我學到了知識，開闊了思維，感受了快樂。

最后再一次感謝所有在畢業設計中曾經幫助過我的良師益友和同學，以及在設計

差速器設計

3

中被我引用或參考的論著的作者。