重型柴油载货汽车差速器的设计与改进

重型柴油载货汽车差速器的设计与改进
原健钟文艺王文涛蒋勇平
（华南理工大学机械与汽车工程学院，广州510640）
Design and improvement for heavy diesel truck ’s differential
YUAN Jian-zhong ，WEN Yi ，WANG Wen-tao ，JIANG Yong-ping
（College of Mechanical and Automotive Engineering ，South China University of Technology ，Guangzhou 510640，China ）
文章编号：1001-3997（2009）11-0024-02
【摘要】针对重型汽车差速器的十字轴和行星齿轮之间磨损严重，机械损失较大的缺点，在结构
上对重型汽车的差速器进行改进设计。

对差速器的行星半轴齿轮、半轴花键联接进行设计计算，重点是改变十字轴与行星齿轮转动接合面之间的滑动摩擦为滚动摩擦，方法是在十字轴与行星齿轮接触面之间加入滚针轴承，大大改善了十字轴和行星齿轮之间的磨损情况，减少机械损失，延长差速器使用寿命。

关键词：差速器；驱动力矩；十字轴；行星齿轮；滚针轴承
【Abstract 】According to the shortcoming for the big wears between the heavy truck ’s differential spider and the planet gear ，also the big machinery loses ，it improves the heavy truck ’s differential structure.Except for designing and calculating for the differential ’s planet gear and axle shaft gear and axle shaft spline coupling ，
I mainly change the sliding friction on the turning joint surface between the spider and the planet gear for rolling friction ，that is said ，put the quill bearing onto the contact surface between the spider and the planet gear ，in order to largely improve the wear condition between the spider and the planet gear ，reduce mechanical loses ，lengthen differential ’s service life ，reaching good expected effect.
Key words ：Differential ；Driving torque ；Spider ；Planet gear ；Quill bearing
中图分类号：TH12
文献标识码：A
＊来稿日期：2009-01-14
1引言
随着中国经济的快速增长，高速公路和其它道路建设增长迅猛，道路四通八达，使得中国当前的重型汽车，特别是重型载货汽车需求量猛增。

但是当前的重型汽车有一个很大的缺点，就是差速器的十字轴和行星齿轮之间磨损较严重，机械损失也较大，原因是重型汽车差速器传递的力矩比较大，同时差速器的十字轴和行星齿轮转动接合面之间是滑动摩擦。

由于差速器直接决定着车辆的转向性能、通过性和可靠性，因此对重型汽车差速器进行改进设计就显得尤为重要。

2计算差速器壳转矩
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（T je 、
T j φ）的较小者，作为差速器壳的最大转矩T j 。

T j ，T je ＝T e max gi TL gK 0g ηT /n =15820Ngm ，T j φ=G 2g φgr r LB LB
=29393Ngm 则差速器壳最大转矩T j
=15820Ngm 。

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即差速器
壳的正常持续转矩T jm 为：T jm =（G a +G T ）gr r
LB LB （f R +f H +f P ）B5025Ngm 。

3差速器的设计
3.1差速器的结构设计3.1.1差速器齿轮的初设计
为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿
轮的齿数尽量少，但一般不少于10。

半轴齿轮的齿数采用（14～25）。

半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在（1.5～2）范围内。

在任何圆锥行星齿轮差速器中，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n 所整除，否则将不能安装，即应满足
z 2L +z 2R n
=整数，现取行星齿轮齿数z 1=12，左、右两半轴齿轮齿数z 2L =z 2R =20，则满足条件。

而对于差速齿轮模数的初步确定可先求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角γ1，γ2：γ1=arctan z 1z 2
=31.0°，γ2=
arctan z 2z 1
=59.0°，再求出圆锥齿轮的大端模数m =5.35mm ，取m =
5.5mm 。

行星齿轮安装孔直径准及其深度L 也可以求出。

现对差速器齿轮强度计算以T jm 计算所得弯曲应力应不大于210.9MPa ；按T je 、T j 准两种计算转矩中的较小者计算所得弯曲应力
应不大于980MPa 。

而σw =2g 103
TK 0K s K m v 2=456.8MPa>210.9MPa ，
可见差速齿轮强度不够。

虽然增加模数可以提高齿轮强度，但差速器体积要相应增大，所以可以从适当增加差速齿轮模数入手，重新设计差速器锥齿轮。

3.1.2差速器齿轮的再设计
取大端模数m =8mm ，按计算T jm 、σw =2g 103
TK 0K s K m
K v Fz 2m 2J
B163.6
MPa<210.9MPa ，按T je 、T j φ两者中的较小者计算σw =2g 103
TK 0K s K m
K v Fz 2m 2
J
=514MPa<980MPa ，此时强度足够。

重新确定行星齿轮球面半径R B =A 0B94.7mm 。

由此可计算差速齿轮新的几何尺寸。

Machinery Design ＆Manufacture
机械设计与制造
第11期2009年11月
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3.2半轴齿轮与半轴的花键联接设计
3.2.1半轴的计算转矩
此款汽车，采用的是全浮式的半轴。

全浮式的半轴只承受转矩，其计算转矩可由式T=X 2L r r =X 2R r r 求得，而式中的X 2L 和X 2R 是
按式X 2L =X 2R =m ′G 22
准或式X 2L =X 2R =ξT e max i TL ηT /r r 算得，
并取两者中的较小值。

则半轴计算转矩T =9492Ngm 。

3.2.2确定半轴杆部直径
全浮式半轴杆部直径的选取可按此式进行d =
Tg 103
0.196［τ］
3
姨
=
（2.05：2.18）T 3
姨，所以选取半轴杆部直径d =45mm 。

3.2.3确定花键参数与花键联接强度校核
半轴花键的剪切应力为τs =Tg 103
D B +d A
4D
D
zL P b φ，半轴花键的挤
压应力为σc =
Tg 103
D B +d A 4D D D B -d A
2
D D
zL P φ。

当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过
71.05MPa ，挤压应力不应超过196MPa 。

现选用标准压力角为30°的平齿根圆柱直齿渐开线花键。

外花键渐开线起始圆直径最大值D Fe max =2（0.5D b ）2
+0.5D sin αD
-h s -0.5es v tan αD
sin αD
D D
2姨
，选用花键齿数z =18。

通常外花键小径比半轴杆部直径小，外花键大径比半轴杆部
直径大，即D ie <d ，且D ee <d 。

取标准系列模数m =2.5mm ，则半轴齿轮、内花键和花键等的参数都可以求出，则半轴花键剪切应力τs =
Tg 103
D B +d A
D D
zL P b φ=68.9MPa<71.05MPa ，所以半轴花键的挤压应力σs =Tg 103
D B +d A 4D D D B -d A
2
D D
zL P φ
=115.7MPa<196MPa ，所以设计半
轴齿轮与半轴的花键联接合适。

4差速器的结构改进设计
4.1滚针轴承的选用
这里需要的滚针轴承不是经常旋转的，只有在两驱动轮有转速差时才伴随着行星齿轮的自转而旋转，同时转速也很低。

因此，按轴承的静强度来选择滚针轴承。

滚针轴承承受的最大径向载荷
F max =T max =61.8×103N ，此时滚针轴承当量静载荷P 0=61.8×103N ；按
轴承静载能力选择轴承的公式为C 0叟S 0P 0，则滚针轴承基本额定静载荷C 0叟S 0P 0=30.9kN 。

查阅轴承手册，选用型号为K 25×31×20的K 型滚针轴承，如图1所示。

这类轴承没有内外圈，只带有保持架组件和向心滚针。

此时基本尺寸F w =25mm ；E w =31mm ；B c =20mm 。

图1k 型滚针轴承
如图2所示，行星齿轮支承面中点到锥顶的实际距离l=
R B 2-准D D
2姨-L 2
=76.4mm ，此时，滚针轴承承受的实际最大径向载荷F max =T max 4l
=51.8×103N 。

滚针轴承当量静载荷P 0=51.8×103N ，
滚针轴承基本额定静载荷C 0叟S 0P 0=25.9kN ，则能保证滚针轴承的强度。

所以选用K 25×31×36的K 型滚针轴承，采用油润滑。

此时，基本尺寸F w =25mm ；E w =31mm ；B c =36mm 。

4.2校核十字轴的强度
静应力强度校核，如图3所示。

十字轴逆时针方向旋转，针对右分轴，十字轴承受差速器壳给它的传动力（n-n 截面右侧）以及行星齿轮给它的阻力（n-n 截面左侧），其中两力大小相等都为P ，方向相反，垂直于轴线且作用线很近，从而使n-n 截面左右两部分发生沿n-n 截面相对错动的变形。

这就是典型的剪切情况。

n-n 截面上的内力Q 与截面相切，称为剪力，
Q =P 若以A 表示剪切面面积，建立起强度条件：τ＝Q A ＝P A
燮［τ］。

查手册得40Cr 的屈
服极限σs =785MPa ，取安全系数s =3.5则许用剪应力［τ］=σs =224MPa ，行星齿轮给十字轴最大阻力P max =F max =51.8×103
N ，而剪切面面积A =πd 2=490.625×10-6m 2，则最大剪应力τmax =Q max
B105.6MPa<224MPa 。

满足条件，十字轴不会剪切破坏。

图2差速器核心结构改进图图3十字轴右分轴的受力图
5差速器的润滑
差速器靠主减速器壳体中的润滑油润滑。

可以适当增大配合间隙，形成有效的楔形间隙，在半轴齿轮、行星齿和十字轴上增加油道，使飞溅的油滴迅速进入摩擦表面，构成较好的润滑环境。

对十字轴进行磷化处理，因磷化膜硬且多孔，易吸油，可保证初始的润滑磨合。

改进设计后差速器的三维分解图，如图5所示。

6结论
在结构上对重型汽车的差速器进行改进设计，对差速器的行星半轴齿轮、半轴花键联接进行设计计算，重点是改变十字轴与行星齿轮转动接合面之间的滑动摩擦为滚动摩擦，即在十字轴与行星齿轮接触面之间加入滚针轴承，改善了十字轴和行星齿轮之间的磨损情况，减少了机械损失，延长了差速器的使用寿命。

参考文献
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第11期
原健钟等：重型柴油载货汽车差速器的设计与改进
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