差速器设计3.31

差速器设计

在车辆行驶过程中，会碰到多种情形的车况，导致左右车轮的行走的里程不同，即左右车轮会以不同的速度行驶，即会有左右车轮的转速不同。例如：

（1）汽车在进行转弯时，外侧的车轮要经过更多的路程，速度要比内侧车轮速度大；

（2）当车辆上的货物装的左右不均匀时，两侧车轮也会产生速度差；

（3）当两侧车轮的气压不相等时，会导致车轮外径大小不同，导致速度差；

（4）当一侧车轮碰到有阻碍，另一侧没有阻碍或是两侧车轮都碰到阻碍，但阻碍的情况不同时，也会有速度差；

（5）当两侧车轮的磨损状况不同时，也会导致车轮大小不同，或者是受到的摩檫力矩大小不同，产生速度差；

所以从上述列出的几种情况中可以得出这样一个结论，即使是在直线道路上行驶，左右车轮也会不可避免地出现速度差。如果此时两侧车轮是由一根驱动轴驱动，那么传给两侧车轮的转速一样，那么无论是在什么路况下行驶，必然会发生车轮的滑移或者滑转现象。在这种情况下，轮胎的损耗将比正常情况下的损耗剧烈，同时也使得发动机的功率得不到充分的发挥。另一方面也会使得车辆不能按照预订的要求行驶，可能造成危险。为了使车轮相对地面的滑磨尽量减少，因此在驱动桥中安装有差速器，并通过两侧半轴驱动车轮，使得两侧的车轮可以以不同的速度行驶，使车轮接近纯滚动。

差速器按结构可分为齿轮式、凸轮式、涡轮式和牙嵌式等多种型式。在一般用途的汽车上，差速器常选择对称锥齿轮式差速器。它的特点是，左右两个半轴齿轮大小相同，然后将转矩分配给左右两个驱动轮。因此此次设计选用对称式锥齿轮式差速器。

差速器结构：

P147图

差速器壳由左右两半组成，用螺栓固定在一起整个壳体的两端以锥形滚柱轴承支承在主传动壳体的支座内，上面用螺钉固定着轴承盖。两轴承的外端装有调整圈，用以调整轴承的紧度。并能配合主动齿轮轴轴承壳与壳体之间的调整垫片，调整主动，从动锥齿轮的啮合间隙和啮合印痕。为了防止松动，在调整圈外缘齿间装有锁片，锁片用螺钉固定在轴承盖上。

十字轴的4个轴颈分别装在差速器壳的轴孔内，其中心线与差速器的分界面重合。从动齿轮固定在差速器壳体上，当从动齿轮转动时，便带动差速器壳体和十字轴一起转动。

4个行星齿轮分别活动地装在十字轴轴颈上，两个半轴齿轮分别装在十字轴的左右两侧，与4个行星齿轮常啮合，半轴齿轮的延长套内表面制有花键，与半轴内端部用花键连接，这样就把十字轴传来的动力经4个行星齿轮和2个半轴齿轮分别传给两个半轴。行星齿轮背面做成球面，以保证更好地使半轴齿轮正确啮和以及定中心。

行星齿轮和半轴齿轮在转动时，其背面和差速器壳体会造成相互磨损，为减少磨损，在它们之间要装有止推垫片，那么就可用垫片的磨损来减少差速器和半轴的磨损，当磨损到一定程度时，只需更换垫片即可，这样既延长了主要零件的使用寿命，又便于维修。另外，差速器工作时，齿轮又和各轴颈及支座之间有相对的转动，为保证它们之间的润滑，在十字轴上铣有平面，并在齿轮的齿间钻有小孔，供润滑油循环进行润滑。在差速器壳上还制有窗孔，以确保壳中的润滑油能进出差速器。

差速器工作原理

P148

差速器的基本构造，以及两侧驱动轮转速相同和转速不同的情况如上述三幅图中所示，当车辆在直路上沿直线行驶时，两端的半轴齿轮的转速相等，而行星轮则是跟随差速器壳转动，并没有发生自转，此时有21n n =。

在图c 中，车辆此时向左转弯，令左右驱动半轴的齿轮的齿数分别为2z ，3z ，而行星齿轮的齿数则设置为4z 。在行驶时，主减速器从动齿轮的转速为1n （即差速器壳的转速为1n ）

，左半轴齿轮的转速为2n ，右半轴齿轮转速为3n ，而行星齿轮的自转的转速由此时的行驶状况可知，为4n ，则左右半轴齿轮的转速应为：

24

4

12z z n n n -= 3

4

4

13z z n n n += 由于选用对称式差速器，所以有32z z =。从而可以得出 3212n n n +=

上式被称为是普通锥齿轮式差速器的特征方程。从上式中可知，无论在何种行驶情况下，差速器壳的转速就等于左右半轴转速和的一半。从特征方程中，我们可以得出几种特殊路况时的各部件的转速关系。当一侧的车轮陷入坑中打滑，而另一侧的车轮静止时，此时大化的车轮的转速将是差速器壳的两倍，即132n n =。当采用中央制动器紧急制动时，此时1n =0，当02≠n 时，那么就会有32n n -=。由于此时两侧车轮受力的方向不同，可能会造成偏转甩尾的情况。

差速器齿轮的参数选择与确定

因为差速器外壳是装在主传动器的从动锥齿轮上的，所以在确定从动锥齿轮的尺寸时，要考虑差速器的安装。也就是说，在确定差速器尺寸时，也要考虑主减速器的尺寸以及安装。所以不能独立地设计差速器或者是主减速器。

差速器行星齿轮数选择

由于此次设计的是轻型运输车，故而此次设计的差速器行星齿轮的数字选为4个。

行星齿轮和半轴齿轮齿数选择

为了保证齿轮的强度，行星齿轮的齿数不该太大，又因为有4个行星齿轮要参与同时啮合，所以当行星齿轮选为4的时候，选取的半轴齿轮的齿数必须是偶数，否则将完成不了差速器的安装。预选行星齿轮的齿数为10，半轴齿轮齿数和行星齿轮齿数的比值有一个范围，约为1.6～2。所以把半轴齿轮的齿数初步定为18。 行星齿轮球面半径的确定

差速器结构的大小，一般是行星齿轮的背面的球面半径b R 决定的。其经验计算公式如下：

3G b b T K R = mm

上式中;

b K 一 行星齿轮的球面半径系数，当行星齿轮数为4个时，取值范围是2.52～2.99 G T 一 从动锥齿轮的计算扭矩，通常以发动机传来的额定转矩与按地面附着系数决

定的扭矩中较小的值作为计算扭矩 ，此时取为5749.2 m N ?

代入数据经过计算可知：

=b R 45.1～53.5 mm ，所以此时将球面半径取为50 mm 。

根据汽车设计相关书籍的节锥距的选取方法有：

98.00=A ～99.0 b R

所以将0A 取为49 mm

差速器相关齿轮模数的确定以及半轴齿轮节圆直径的确定 1） 确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角1γ，2γ

2

1

1arctan

z z =γ 上式中：

1z 一 行星齿轮的个数，值为10

2z 一 半轴齿轮的个数，值为18

代入数据可得：

o

05.291810arctan

1==γ

1

2

2arctan

z z =γ190γ-=

代入数据可得：

o o 05.29902-=γ

o 95.60=

2） 圆锥齿轮大端模数m 的确定

由汽车设计相关书籍，可得圆锥齿轮大端模数的选择公式有：

22

0110sin 2sin 2γγz A

z A m ==

式中各参数在上面公式中都有定义而且都求出来了，故代入数据可得：

o m 05.29sin 1049

2?=

76.4=

由于强度要求取整为5mm

所以行星齿轮的节圆半径11mz d =，代入数据计算得mm d 501=，同理半轴齿轮的节圆半径22mz d =，代入数据可得mm d 902= 压力角的选择

以前由于技术条件的限制，车辆的差速器的压力角不能选得过大，只能选为o

20，在这个压力角的限制下，最少齿数要达到12，此时的尺高系数是1。随着技术的进步，现在汽车的差速器的压力角可以取得大一些，如果不是特殊的车型，压力角取为o

5.22，若是要求特高，比如重型机械，差速器的压力角可得更大，最大可以取o

25。当压力角为o

5.22时，最少齿数还可以减少为10，还可以通过特定的方法使得相接触的行星齿轮和半轴齿轮强度接近相等。结合此次设计的是轻型运输车，且行星齿轮的齿数选为10，所以压力角定为o

5.22。、 行星齿轮安装孔直径φ的计算以及安装孔深度的L 的确定

行星齿轮安装孔直径的大小与行星齿轮名义直径相同，也就是说求出了安装孔的直径就求到了行星齿轮的名义直径。而行星齿轮安装孔的深度L 就是行星齿轮在其轴上的支承长度。参考相关的设计书籍有：

φ1.1=L

[]nl

T L c ??=

=σφφ3

02

101.1 []nl

T c σφ1.1103

0?=

在上式中有：

0T 一 差速器传递的扭矩，取为m N ?2.5729

n 一 行星齿轮的个数，此次设计的取为4

l 一 行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离，mm ；

[]c σ 一 支撑面的许用挤压应力，取为2mm /69

N

l 的确定公式如下：

,25.0d l ≈，,2d 是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，它的计算方法是2,28.0d d ≈，代入数

据可得mm l 36=

代入数据可得：

mm 94.2236

4691.11000

2.5749=????=

φ

mm L 22.2594.221.11.1=?==φ

差速器齿轮的相关几何计算

差速器齿轮一般不需进行单位齿长上圆周力，齿面接触强度校核，也不用进行疲劳强度

校核。因为只有在左右两车轮速度不同时，行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动，才会产生较大的相互作用，所以差速器齿轮只需进行弯曲强度的计算。

参考相关书籍，得出齿轮的弯曲应力计算公式是：

2220/1000*2mm N J

m bz k k k Tk v m

s =

σ

上式中：

T 一 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，m N ?

2z 一 半轴齿轮个数 ，此处取为2

m b k k k k v m s ,,,,,0 一 各参数的意义如以上解释

J 一 计算汽车差速器弯曲应力要用的综合系数，查图得 256.0=J T 的计算：

n

T T 6

.0*0=

式中：0T 一 齿轮的计算转矩，m N ?（若是从动齿轮，则是cs ce T T ,中的较小值，如

果是主动齿轮，就要经过换算，根据主传动比来计算出来，然后代入计算，同时cf T 是一定要运算的）

n 一 行星齿轮的个数

代入cs ce

T T ,中的较小值可算主动和从动齿轮的弯曲应力都小于许用应力

9802

/mm N ，但是算出来结果是563.62

/mm N 所以合理。而代入cf T 时，计算出的数值为169.62

/mm N ，小于2102

/mm N 处于许用应力范围。所以所设计的齿轮齿根强度极限符合要求。