差速器

差速器设计

1

1.1差速器功用

差速器功用是车辆转向时，其内、外侧驱动轮驶过的距离不同。如果内、外侧驱动

轮转速相同，则内侧轮相对路面滑转，外侧轮相对路面滑移，会形成很大的附加转向阻

力矩，使车辆转向困难，并增加轮胎的磨损。另外，由于内胎气压不可能完全相等，胎

面磨损不同及驱动轮上垂直载荷不同等原因，左、右驱动轮的滚动半径也不会准确相等;

如两侧驱动轮转速相同，则车辆在直线行驶时也会引起驱动轮滑转或滑移，增加轮胎的

磨损及发动机功率消耗。为此，在左、右驱动轮间设置差速器。它在把动力传递给左、

右半轴时，允许左、右半轴及左、右驱动轮以不同的转速转动。

1.2对称式圆锥齿轮差速器转速、转矩关系

汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，

应用广泛。由于普通锥齿轮式差速器结构简单、工作平稳可靠，所以广泛应用于一般使

用条件的汽车驱动桥中。图1.1为其示意图，图中

0

n

为差速器壳的角速度；

1

n

、

2

n

分

别为左、右两半轴的角速度；

0

T

为差速器壳接受的转矩；

r

T

为差速器的内摩擦力矩；

1

T

、

2

T

分别为左、右两半轴对差速器的反转矩。

图1.1对称式圆锥齿轮差速器示意图

根据运动分析可得

021

2nnn

(1-1)

显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳

体不转时，左右半轴将等速反向旋转。

根据力矩平衡可得



r

TTT

TTT





12

021（1-2）

差速器性能常以锁紧系数k来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的

转矩之比，由下式确定

差速器设计

2

0

T

T

kr

(1-3)

结合式(1-2)和（1-3）可得











)1(5.0

)1(5.0

02

01

kTT

kTT

（1-4）

定义半轴转矩比

1

2T

T

k

b



，则

b

k

与

k

之间有

k

k

k

b





1

1

1

1







b

b

k

k

k（1-5）

普通锥齿轮差速器的锁紧系数一般为．O.05～O.15，两半轴转矩比足b为1．11～

1．35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，

这样的分配比例对于在良好路面上行驶的拖拉机来说是合适的。但当拖拉机越野行驶或

在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与

地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小，无法发挥潜

在牵引力，从而导致拖拉机停驶。

2差速器分类及结构方案评述

2.1差速器分类及结构方案的确定

根据差速器锁紧系数大小，差速器可分下列三类：①简单齿轮差速器(包括锥齿轮

差速器及圆柱齿轮差速器)，其锁紧系数较小为1.1～1.35。②高内摩擦力矩差速器（包

括摩擦片式自锁差速器、凸轮差速器、蜗轮差速器等)，其锁紧系数由其结构参数而定，

可达2～8。③自由轮差速器，其锁紧系数为无穷太。高内摩擦力矩差速器及自由轮差速

器亦通称防滑差速器或自锁差速器。各种防滑差速器都能在不同程度弥补简单差速器造

成拖拉机牵引性能下降的缺点。但在改善牵引性能的同时，却增加了拖拉机的转向附加

阻力矩。

2.1.1简单齿轮差速器

简单齿轮差速器包括圆柱齿轮差速

器(图2.1)及圆锥齿轮差速器(图2.2)。

圆柱齿轮差速器宽度较圆锥齿轮差速器

小，但其直径较大。目前轮式拖拉机广泛

采用圆锥齿轮差速器，因其结构简单，使

用可靠。齿轮差速器常另装有差速锁以提

高拖拉机通过性。

图2.1圆柱齿轮差速器

差速器设计

3

图2.2圆锥齿轮差速器

2.1.2摩擦片式自锁齿轮差速器

为了增加差速器的内摩擦力矩，在半轴齿轮与差速器壳之间装上了摩擦片。两根行

星齿轮轴互相垂直，轴的两端制成V形面与差速器壳孔上的V形面相配，两个行星齿

轮轴的V形面是反向安装的。每个半轴齿轮背面有压盘和主、从动摩擦片，主、从动摩

擦片分别经花键与差速器壳和压盘相连。根据压紧方式不同，摩擦式差速器又可分下列

几种：

1)由半轴齿轮与行星齿轮啮合

产生的轴向力使摩擦片压紧。

2)由牙嵌啮合产生轴向力使摩

擦片压紧(图2.3)，当半轴齿轮的

转矩通过牙嵌传给带内花键的压

盘时牙嵌产生轴向压紧力。

3)由行星轮轴与差速器壳V形

斜面联接及锥齿轮啮合产生的轴

向力使摩擦片压紧。由于差速器

壳V形槽位置的加工误差，以及

两侧摩擦片厚度不相等，会使两

侧摩擦力矩变化很大，导致锁

图2.3由牙嵌啮合产生轴向力压紧的自锁摩擦片式差速器

紧系数变化很大，因此在制造中必须严格控制有关零件的加工精度。

差速器设计

4

4)利用弹簧力压紧摩擦片式差速器(图2.4)，此类差速器的锁紧系数是变值，在轻

载时锁紧系数大，重载时锁紧系数小，由于差速器尺寸的限制，这类差速器较难达到大

的锁紧系数。

图2.4弹簧力压紧摩擦片式自锁差速器

当传递转矩时，差速器壳通过斜面对行星齿轮轴产生沿行星齿轮轴线方向的轴向

力，该轴向力推动行星齿轮使压盘将摩擦片压紧。当左、右半轴转速不等时，主、从动

摩擦片间产生相对滑转，从而产生摩擦力矩。此摩擦力矩

r

T

与差速器所传递的转矩

0

T成

正比，可表示为

tan0

z

d

f

r

f

r

rT

T

（2-1）

式中，

f

r为摩擦片平均摩擦半径；

d

r

为差速器壳V形面中点到半轴齿轮中心线的距离；

f

为摩擦因数；

z

为摩擦面数；

为V形面的半角。

摩擦片式差速器的锁紧系数可达0.6，

b

k

可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明

显提高拖拉机通过性。

2.1.3凸轮式差速器

图2.5为双排径向滑块凸轮式差速器。

差速器的主动件是与差速器壳1连接在一起的套，套上有两排径向孔，滑块2装于

孔中并可作径向滑动。滑块两端分别与差速器的从动元件内凸轮4和外凸轮3接触。内、

外凸轮分别与左、右半轴用花键连接。当差速器传递动力时，主动套带动滑块并通过滑

块带动内、外凸轮旋转，同时允许内、外凸轮转速不等。理论上凸轮形线应是阿基米德

螺线，为加工简单起见，可用圆弧曲线代替。

差速器设计

5

图2.5滑块凸轮式差速器

1-差速器壳2-滑块3-外凸轮4-内凸轮

图2.6为滑块受力图。滑块与内

凸轮、外凸轮和主动套之间的作用力分

别为

1

F

、

2

F

和

F

，由于接触面间的摩

擦，这些力与接触点法线方向均偏斜一

摩擦角。由

1

F

、

2

F

和

F

构成的力三

角形可知

)2(90sin

1

1



F

=

)2(90sin

1

2



F

=

)sin(

21



F

（2-2）

式中，

1

、

2

分别为内、外凸轮形线的

升角。

左右半轴受的转矩

1

T

和

2

T

分别为图2.6滑块受力图

)sin(

1111

rFT)sin(

2222

rFT

（2-3）

式中，

1

r

、

2

r

分别为滑块与内、外凸轮接触点的半径

将式（2-2）带入式（2-3）可得



)sin(

)sin()2(90sin

21

121

1









Fr

T

差速器设计

6



)sin(

)sin()2(90sin

21

212

2









Fr

T

(2-4)

因此，凸块式差速器左、右半轴的转矩比

b

k

为

)sin()2cos(

)sin()2cos(

121

212

1

2









r

r

T

T

k

b

(2-5)

滑块凸轮式差速器的半轴转矩比

b

k

可达2.33～3.00，差速器锁紧系数可达0.4-0.5。

在设计该差速器时，滑块与凸轮的接触应力不应超过2500MPa。

滑块凸轮式差速器是一种高摩擦自锁差速器，其结构紧凑、质量小。但其结构较复

杂，在零件材料、机械加工、热处理、化学处理等方面均有较高的技术要求。

3.1.4蜗轮式差速器

蜗轮式差速器(图2-7)也是一种高摩擦自锁差速器。蜗杆2、4同时与行星蜗轮3与

半轴蜗轮1、5啮合，从而组成一行星齿轮系统。这种差速器半轴的转矩比为

图2.7蜗轮式差速器

1、5-半轴蜗轮2、4-蜗杆3-行星蜗轮

)tan(

)tan(











b

k

（2-6）

式中，



为蜗杆螺旋角；



为摩擦角。

蜗轮式差速器的半轴转矩比

b

k

可高达5.67～9.00，锁紧系数足达0.7～0.8。但在如此

高的内摩擦情况下，差速器磨损快、寿命短。当把

b

k

降到2.65～3.00，志降到0.45～

0.50时，可提高该差速器的使用寿命。由于这种差速器结构复杂，制造精度要求高，因

而限制了它的应用。

凸轮式差速器与蜗轮差速器由于结构复杂现已很少采用。

2.1.5自由轮差速器

采用自由轮差速器时，当一侧半轴的转速高于差速器壳体转速时，其动力传递自动

差速器设计

7

切断，动力完全由另一侧半轴传递，传递动力一侧半轴转矩受这侧附着力限制，差速器

的锁紧系数则为无限大。由于转向时转矩全部

传往内侧驱功轮。拖拉机转向附加阻力矩增

大，使拖拉机的操纵性变坏。自由轮差速器分

为滚子式、棘轮式及牙嵌式。

牙嵌式自由轮差速器(图2.8)是自锁式差

速器的一种。装有这种差速器的拖拉机在直线

行驶时，主动环可将由主减速器传来的转矩按左、右轮阻力的大小分配给左、右从动环

(即左、右半轴)。当一侧车轮悬空或进入图2.8牙嵌式自由轮差速器

泥泞、冰雪等路面时，主动环的转矩可全部或大部分分配给另一侧车轮。当转弯行驶时，

外侧车轮有快转的趋势，使外侧从动环与主动环脱开，即中断对外轮的转矩传递；内侧

车轮有慢转的趋势，使内侧从动环与主动环压得更紧，即主动环转矩全部传给内轮。由

于该差速器在转弯时是内轮单边传动，会引起转向沉重，当拖带挂车时尤为突出。此外，

由于左、右车轮的转矩时断时续，车轮传动装置受的动载荷较大，单边传动也使其受较

大的载荷。

牙嵌式自由轮差速器的半轴转矩比

b

k是可变的，最大可为无穷大。该差速器工作可

靠，使用寿命长，锁紧性能稳定，制造加工也不复杂。

2.2差速锁的布置方案的确定

差速器是2K-H行星机构的一种，要使其差速性能消失，就是要将差速器三构件中

的任何两件联结成为—件，即消除一个自由度。所以，将两半轴齿轮相联结，或半轴齿

轮与差速器壳相联结，都可达到使差速器锁闭的作用。这种用来锁闭差速器的机构叫做

差速锁。

根据上述锁闭原则，差速锁有以下几种布置方式(图2.9)：

（1）．差速器壳同半轴或半轴齿轮相连

(图2.9a)。一般用牙嵌接合套或柱销接

合套做连接件。若差速锁侧驱动轮附着

系数很大而另一边附着系数趋近干零的

情况下，全部功率经差速锁传递。反之，

若差速锁侧附着转矩为零，而另一端附

着性能很好，则差速锁只承受部分(一半)

载荷。但差速锁的承载能力要按单边驱

动轮全部转矩来计算。

（2）.将两半轴齿轮直接相连（图2.9b）。

一般用牙嵌或花键齿做连接件。这时差

图2.9差速锁的布置方式

差速器设计

8

速锁最大可能承一边驱动轮最大转矩的一半，即为图2.9a所传递转矩的一半。

（3）.将两半轴齿轮通过最终传动被动齿轮的互相连接而锁闭（图2.9c和d）用牙嵌或

滑动齿轮作连接件，差速锁承受一边最大驱动转矩的一半。但这种结构差速锁承受的载

荷比(1)和(2)所述要大，因为后两种要将转矩除以最终传动的传动比（如果都有最终传

动的话)。

（4）.用多片摩擦离合器将半轴齿轮与差速器壳相连接。若摩擦片能将两元件完全锁死

（没有滑转），则起差速锁作用，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，即不完全锁死，则为一般可控的限滑差速器。

第三章差速器非标准零件的设计

由于差速器壳上装着主减速器的从动齿轮，所以差速器的从动锥齿轮尺寸受到主减

速器从动齿轮轴承支承座以及主动齿轮导向轴承座的限制。而因为此次设计的是安装在

驱动桥的两个半轴之间的差速器，所以尺寸受到轴承座的限制。轮边差速器的非标准零

主要有从动锥齿轮（对称式锥齿轮）、行星齿轮轴（十字轴）等等。

3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构

普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行

星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-2所示。由于其具有结构简单、

工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。

图3-2普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫

片；

7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳

3.1对称式行星齿轮设计计算

对于安装在半轴之间的差速器它的尺寸受到轴承座的限制，而影响差速器尺寸的主

要就是齿轮的尺寸，所以如何把齿轮设计得更加优化就显得更加重要。如下图3-1为行

差速器设计

9

星齿轮初步方案图。

图3-1行星齿轮的方案图

3.1.1对称式行星齿轮参数确定

1.行星齿轮齿数目n的确定

行星齿轮数目需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下可以取两个，反之就

取四个。而东风EQ1090载货汽车选择的是两个行星齿轮即n=4。

2.行星齿轮球面半径的确定R

B

以及节锥距A

0

的计算

行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它就是行星

齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也反映了差

速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力即是强度。

球面半径可按照如下公式确定：

3TKRBB

mm（3-1）

上式中：K

B

——为行星齿轮球面半径系数。可取2.52~2.99，对于有2个行星齿轮

的载货汽车取小值；对于有四个行星齿轮的乘用车和矿用车取最大

值；

T——为差速器计算转矩（N.m）,T=min［Tce,Tcs］;取Tce和Tcs的

较小值；

R

B

——为球面半径。

转矩的计算

rp

0

amaxgh

rn

i=0.377

vi

（3-2）

上式中：r

r

——为车轮的滚动半径，取r

r

=0.398m；

i

gh

——变速器量高档传动比。i

gh

=1

根据所选定的主减速比i

0

值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等

以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

把n

n

=5200r/n；v

amax

=140km/h；r

r

=0.398m；i

gh

=1代入（3-2）中

计算出i

o

=5.91；

差速器设计

10

从动锥齿轮计算转矩Tce

n

iiik

T

k

Tf

e

d

ce

01

max

（3-3）

上式中：Tce——计算转矩，Nm；

T

emax

——发动机最大转矩；T

emax

=158Nm

n——为驱动桥数，取1；

i

f

——为变速器传动比，i

f

=3.704；

i

0

——为主减速器传动比，i

0

=5.91；

η——为变速器传动效率，η=0.96；

k——为液力变矩器变矩系数，k=1；

k

d

——为由于猛接离合器而产生的动载系数，k

d

=1；

i

1

——为变速器最低挡传动比，i

1

=1；

代入式（3——3）中，有：

Tce=3320.4Nm

主动锥齿轮计算转矩Tcs=8960.4Nm.T取较小值，即有T=Tce=3320.4Nm；

将以上数据代入式（3-1）有

BR

=2.734..3320

=40mm

而行星齿轮节锥距A

0

为：A

0

=（0.98~0.99）BR

=（0.98~0.99）40=40mm

所以预选其节锥距A0=40mm

3.行星齿轮与半轴齿轮齿数计算

(1)行星齿轮和半轴齿轮齿数的确定

为了使轮齿获得较高的强度，希望取得较大的模数，但是尺寸会增大影响差速器的

安装，于是又要求行星齿轮的齿数Z

1

应该取少一些，但Z

1

一般不少于10。半轴齿轮的

齿数一般采用14～25之间，大多数汽车的行星齿轮与半轴齿轮的齿数Z

2

比Z

1

/Z

2

在1.5～

2.0的范围内。

差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿

数时，应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Z

2L

、Z

2R

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，即应满足的安装条件为：

I

n

zz

RL



22

(3-4)

上式中：Z

2L

、Z

2R

——为左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，

Z

2L

=Z

2R

；

n

——为行星齿轮数目；

I

——任意整数。

根据上述可在此Z

1

=12；Z

2

=20，满足以上要求。

差速器设计

11

（2）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定

首先可以根据下面公式求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1



，2



；

2

1

1

arctan

z

z



=

18

10

arctan

1



=90°-2



°（3-5）

将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圆锥齿轮的大端端面模数m

m=

1

1

0sin

2



z

A

=

2

2

0sin

2



z

A

=





96.30sin

12

27.402

=3.35

查阅相关文献可取m=4mm

最后而根据齿轮设计计算公式即有：

12411mzd

;d

2

=mz

2

=4×20=80mm

4.压力角α

目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减

少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以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。由于这种齿形的最小齿数比压力

角为20°的少，在此选22.5°的压力角。某些总质量较大的商用车采用25°压力角以提高

齿轮强度。

5.行星齿轮安装孔的直径



及其深度L

行星齿轮的安装孔的直径



与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的

深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，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

为差速器传递的转矩，N·m；在此取3320.4N·m

——

n

为行星齿轮的数目；在此取为4

——

l

为行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，约为半轴齿轮齿宽中

点处平均直径的一半即是

l

≈0.5d

2

’，d

2

’为半轴齿轮齿面宽中点

处的直径，而d

2

’=0.8d

2

；

——

c

为支承面的许用挤压应力，在此取69MPa

根据上式有d

2

’=0.8×80=64mm；

l

=0.5×64=32mm

差速器设计

12

将上述计算出的结果代入到式（3-6）和（3-7）中即可得

φ≈28mm；L=20.24≈20mm

3.1.2差速器齿轮几何计算图表

表3-1差速器几何计算图表

序号名称计算公式计算结果

1行星齿轮齿数1z≥10，应尽量取最小值

1

z=12

2半轴齿轮齿数2z=14～25，且需满足式（1-4）

2

z=20

3模数m

m=4mm

4齿面宽b=(0.25～0.30)A0;b≤10m

20mm

5工作齿高

mhg6.1gh=6.4mm

6全齿高

05.0788.1mh7.203

7压力角

22.5°

8轴交角

=90°

9节圆直径11mzd；22mzd

481d802d

10节锥角

2

1

1arctan

z

z

，12901=30.96°，03.592

11节锥距

2

2

1

1

0sin2sin2

dd

A0A=40mm

12周节

t=3.1416mt=12.56mm

13齿顶高

21agahhh;

m

z

z

ha











































2

1

2

2

37.0

43.0

1ah=4.14mm

2ah=2.25mm

14齿根高1fh=1.788m-1ah;

2fh

=1.788m-2ah

1fh=3.012mm;

2fh

=4.9mm

15径向间隙

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

16齿根角

1=

0

1arctan

A

hf;

0

2

2arctan

A

hf1=4.32°;2=6.98°

17面锥角211o；

122o

1o=35.28°；2o=66.01°

18根锥角111R；222R

1R=26.64°2R=52.05°

19外圆直径1111cos2aohdd；

22202cos2ahdd

1.5501dmm

23.822dmm

差速器设计

13

20节圆顶点至齿

轮外缘距离

1

'

1

2

01sin

2

h

d



2

'

2

1

02sin

2

h

d



68.3901mm

72.2302mm

21理论弧齿厚21sts

mhh

t

stan

2

'

2

'

1

2

1s=5.92mm

2s=6.63mm

22齿侧间隙B=0.245～0.330mm

B=0.250mm

23弦齿厚

2

62

3B

d

s

sS

i

i

ii





1S=5.269mm

2S=6.49mm

24弦齿高

i

ii

iid

s

hh

4

cos2

'







1h=4.29mm

2h=2.32mm

3.1.3差速器齿轮的材料

差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差

速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮

齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。要考虑齿轮的许用应力和

弯曲强度，此次选用的齿轮材料为20CrMnTi。查阅《工程材料》相关资料可知此材料的

许用应力为[210MPa~980MPa]。

3.1.4差速器齿轮强度的计算

差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经

常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转

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

校核。轮齿弯曲强度w

为:

3

22

2

10sm

w

vn

Tkk

kmbdJ



MPa(3-9)

上式中：T——为差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式

n

T

T

6.00



在此将T取为498.06N·m；

n——为差速器的行星齿轮数；

b

2、

d

2

——分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径mm；

sK——为尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，

当ｍ6.1时，4

4.25

m

Ks，在此4

4.25

4

sK＝0.629；

mK——为载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，mK＝1.00～

1.1；其他方式支承时取1.10～1.25。支承刚度大时取最小值。

vK——为质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向

跳动精度高时，可取1.0；

差速器设计

14

J

——为计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，参照图3-2可取

J=0.225。

当T=min［Tce,Tcs］时，[w

]=980Mpa；当T=T

cf

时，[w

]=210Mpa。

错误！未指定书签。

图3-2弯曲计算用综合系数

根据上式（3——9）可得：

w

=

225.0802020

629.01.106.4981023





=478.6MPa〈980MPa

所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。

3.2差速器行星齿轮轴的设计计算

3.2.1行星齿轮轴的分类及选用

行星齿轮的种类有很多，而差速器齿轮

轴的种类也很多，最常见的是一字轴和十字

轴，在小型汽车上由于转矩不大，所以要用

一字轴，而载货的大质量的汽车传递的转矩

较大，为了轴的使用寿命以及提高轴的承载

能力，常用十字轴，由四个轴轴颈来分配转

矩。可以有效的提高轴的使用寿命。

此次设计主要参考东风EQ1090载货汽

车，所以选用的是行星齿轮十字轴。如图

3-3所示：

图3-3十字轴的结构方案图

3.2.2行星齿轮轴的尺寸设计

由行星齿轮的支承长度为4.181.1L≈20mm，根据安装时候的方便选择轴颈的长

度为L

1

为45mm；而行星齿轮安装孔的直径d

1

为28mm，所以轴颈的直径d

2

预选为

28mm。

3.2.3行星齿轮轴的材料

轴的选择要满足强度、热平衡、轴伸部位承受径向载荷等条件。

轴的常用材料主要有碳素钢和合金钢。碳素钢价廉，对应力集中敏感性比合金钢低，

应用较为广泛，对重要或者承受较大的轴，宜选用35、40、45和50等优质碳素钢，其

中以45钢最常用。所以此次选用的轴的材料为45钢。

3.3差速器垫圈的设计计算

差速器设计

15

垫圈是垫在连接件与螺母之间的零件，一般为扁平形的金属环，用来保护被接件的

表面不受螺母擦伤，分散螺母对被接件的压力。垫圈的种类有：弹簧垫圈、平垫圈、密

封垫圈、球面垫圈等。垫圈的材料通常是软钢、青铜、尼龙、聚甲醛塑料。

在差速器传递转矩的时候。行星齿轮和半轴齿轮要受到很大的轴向力，而齿轮和差

速器壳之间又有相对运动，所以要用垫圈以减少磨损。差速器要用到两个垫圈，一个垫

圈是半轴齿轮支承垫圈为圆形平垫圈，连接件一个是软质地的，一个是硬质地较脆的，

其主要作用是增大接触面积，分散压力，防止把质地远的压坏。另外一个是差速器行星

齿轮支承垫圈为球面垫圈。球面垫圈将行星齿轮和行星十字轴固定在一起传递转矩。

3.3.1半轴齿轮平垫圈的尺寸设计

如下图3-4所示：为平垫圈的结构方案简图。

图3-4平垫圈

参考东风EQ1090载货汽车的半轴直径的数据为50mm,如图3-4（a）所示，按照装

配关系可选择半轴齿轮平垫圈的安装孔直径D要大于50mm，初步预选安装孔直径D2

为50.5mm，由图3-4（b）根据安装简易程度选取垫圈的厚度h为1.6mm.选用的材料是

聚甲醛塑料。

3.3.2行星齿轮球面垫圈的尺寸设计

图3-5球面垫圈

由十字轴轴颈的直径为28mm，根据装配关系选择球形垫圈的安装孔直径D2为28

mm，厚度h为1.1mm,选用的材料是聚甲醛塑料。

差速器设计

第四章差速器标准零件的选用

4.1螺栓的选用和螺栓的材料

螺栓的种类很多，随着机械及其他相关行业的发展，对螺栓的要求也越来越高，既

要要求螺栓具有较高的强度又要其精密度高。目前常见的螺栓有六角头螺栓（全螺纹）、

六角头铰制孔用螺栓、六角头螺杆带孔螺栓等。

而东风EQ1090载货车在1984年以前的连接后桥从动锥齿轮和左差速器壳的12个

M12×1.5的螺栓改为M14×1.5的螺栓。1984年以前的连接螺栓拧紧后容易发热松动，

松动的原因为大齿轮与差速器左壳之间没有传动销，螺栓的拧紧力矩不足[仅为

784~98Nm],拧紧力矩所造成的从动齿轮与差速器左壳贴合面之间的摩擦力矩，不足以承

受由于汽车行驶工况经常变化，所导致的交变载荷，造成贴合面间的松动。因此，从动

齿轮与差速器左壳之间的连接螺栓要有足够大的拧紧力矩，大的拧紧力矩要求较大直径

的连接螺栓。因此，在生产条件的允许下，将连接螺栓加大为M14×1.5，拧紧力矩加

大为137.2~156.8Nm，使情况有了较大的改善，而现在使用的是六角头螺栓，尺寸为M14

×1.5，细牙螺纹。即为GB/T5782M14×1.5.

现在生产螺栓的原材料一般是碳素钢、不锈钢、铜三种，为了加强螺栓的强度，此

次选用的是碳素钢。

4.2螺母的选用何螺母的材料

我们课本上所学的螺母有六角薄螺母、六角开槽螺母。在机械行业、汽车行业以及

相关行业经过几年的发展，螺母的种类和型号也越来越齐全。根据差速器已选定的尺寸

为M14×1.5的螺栓，所以由装配关系选择差速器螺母应该为M14的，性能等级为8

级的，不经过表面处理、A及的I型六角螺母：即是GB/T6170M14.符合东风EQ1090

载货汽车的螺栓要求。

现在一般生产地螺母原材料一般是碳素钢、不锈钢、铜三种，为了加强螺栓的强度，

此次选用的是碳素钢。

4.3差速器轴承的选用

轴承是支撑着轴的零件。可以引导轴的旋转，也可以承受轴上空转的零件。根据装

配关系和连接零件的形状选用的轴承为圆锥滚子轴承。由差速器和半轴的计算数据可取

差速器轴承外径为140mm左右，内径为80mm左右。参考《机械设计课程设计手册》

选取的圆锥滚子轴承的型号是30216GB/T297---1994.

差速器设计

1

第五章差速器总成的装复和调整

5.1差速器总成的装复

设计完差速器的组成部件就要对差速器进行装配。工业上装配步骤如下：

(1)用压力机将轴承的内圈压入左右差速器的轴颈上；

(2)把左差速器壳放在工作台上，在与行星齿轮38，半轴齿轮相配合的工作面上

涂抹机油，将半轴齿轮平面垫圈连同半轴齿轮一起装入，将已装好行星齿轮和球

面垫圈的的十字轴装入左差速器壳的十字槽中，并使行星齿轮与半轴齿轮啮合。

行星齿轮上装上右边的半轴齿轮、平面垫圈，将差速器右壳合到左壳上，注

意对准壳体上的合件标记，从右向左插入螺栓，在螺栓左端套上锁片，用螺母紧

固，半轴齿轮支承端面与支承垫圈间的间隙应不大于0.5mm。

(3)将从动齿锥齿轮装到差速器左壳上，用螺栓锁紧。

5.2差速器的零部件的调整

齿轮啮合间隙的调整：正确的齿轮啮合间隙范围为0.15~0.40mm，而一对齿轮的

齿轮间隙变动范围为0.15mm。如：一对齿轮的最小齿轮间隙为0.15mm，则最大间

隙只能为0.30mm，若最大齿轮间隙为0.40mm，则最小齿轮间隙为0.25mm等。齿

轮的啮合间隙的调整可用移动差速器轴承的调整螺母来达到。由于差速器轴承的预紧

度已经预先调好，因此调整啮合间隙时，一侧的调整螺母松或紧多少。另一侧的调整

螺母也要松或紧多少，以便差速器轴承的预紧度保持不变。

参考文献

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[2]陈家瑞主编.拖拉机构造[M].北京：机械工业出版社，2003年

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结构设计图册[M].北京：机械工业出版社，1976年12月

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差速器设计

2

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[12]洛阳农机学院、镇江农机学院合编.拖拉机理论.北京：中国农业机械出版社，1981年.

[13]北京农业机械化学院主编.金属材料及热处理.北京：农业出版社，1980年2月

[14]JB/T5997-1992轮式拖拉机挂车机组制动系统技术条件

[15]许绮川主编.汽车拖拉机学（第一册）.北京：中国农业出版社，2005年

致谢

四年的读书生活在这个季节即将划上一个句号，而于我的人生却只是一个逗号，

我将面对又一次征程的开始。本人的本科毕业设计论文一直是在导师付文信老师的悉

心指导下进行的。付文信老师治学态度严谨，学识渊博，为人和蔼可亲。并且在整个

毕业设计过程中，付文信老师不断对我所做的设计进行总结，并提出新的问题，从论

文题目的选定到论文写作的指导,都经由付老师悉心的点拨,才使得我的毕业设计课题

能够深入地进行下去，也使我接触到了许多理论和实际上的新问题，使我做了许多有

益的思考。在此表示诚挚的感谢和由衷的敬意。

另外我还要感谢潍坊学院学院对我的培养与帮助，并为我提供了良好的做毕业设计

的环境。在这里我学到了知识，开阔了思维，感受了快乐。

最后再一次感谢所有在毕业设计中曾经帮助过我的良师益友和同学，以及在设计

差速器设计

3

中被我引用或参考的论著的作者。