第四节 差速器设计
汽车在行驶过程中，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，如转弯} 内侧车轮行程比外侧车轮短；左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷 不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这 样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面 上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过 性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左、右车轮间都装有轮间差速器。在多桥驱动的汽 车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的 附加载荷、传动系零件损坏、轮胎磨损和燃料消耗等。
差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同角速度转动。差速器 按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。
一、差速器结构形式选择 (一)对称锥齿轮式差速器
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。它又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等。
1.普通锥齿轮式差速器
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5-19为其示意图，图中w0为差速 器壳的角速度；w1、w2分别为左、右两半轴的 角速度；T0为差速器壳接受的转矩；Tr为差速 器的内摩擦力矩；T1、T2分别为左、右两半轴 对差速器的反转矩。
根据运动分析可得
w1?w2?2w0 (5-23)
显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以 图5—19 普通锥齿轮式差速器示意图 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
?T1?T2?T0T2?T1?Tr （5-24）
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
k?Tr结合式(5-24)可得
T0 (5-25)
?T1?0.5T0(1?k) （5-26） ??T2?0.5T0(1?k)定义半轴转矩比kb?T2kT1，则kb与之间有
kb?k?11?k k?b （5-27） 1?kkb?1普通锥齿轮差速器的锁紧系数忌一般为．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汽车来说是合适的。但当汽车越野行驶或在泥泞、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，以致汽车停驶。
2.摩擦片式差速器
为了增加差速器的内摩擦力矩，在半轴齿轮7与差速器壳1之间装上了摩擦片2(图 5-20)。两根行星齿轮轴5互相垂直，轴的两端制成V形面4与差速器壳孔上的V形面相 配，两个行星齿轮轴5的V形面是反向安装的。每个半轴齿轮背面有压盘3和主、从动摩 擦片2，主、从动摩擦片2分别经花键与差速器壳1和压盘3相连。
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Tr与差速器所传递的转矩T0成正比，可表 示为
Tr?T0rfrdfztan? （5-28）
式中，rf为摩擦片平均摩擦半径；rd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忌可达0.6，kb
可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明 显提高汽车通过性。
3.强制锁止式差速器
当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时， 可通过液压或气动操纵，．啮合接合器(即差速 图5—20 摩擦片式差速器 锁)将差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器不 1-差速器壳 2-摩擦片 3-压盘 4-V形面 起作用，这样可充分利用地面的附着系数，使牵 5-行星齿轮轴 6-行星齿轮 7-半轴齿轮 引力达到可能的最大值。使用中，在汽车进入难行驶路段之前操纵差速锁锁止差速器；在驶 出难行驶路段刚进入较好路段时，应及时将差速锁松开，以避免出现因无差速作用带来的不
良后果。
对于装有强制锁止式差速器的4×2型汽车，假设一驱动轮行驶在低附着系数?min的路 面上，另一驱动轮行驶在高附着系数?的路面上，这样装有普通锥齿轮差速器的汽车所能 发挥的最大牵引力Ft为
Ft?式中，G2为驱动桥上的负荷。
G2G?min?2?min?G2?min (5-29) 22如果差速器完全锁住，则汽车所能发挥的最大牵引力Ft?为
Ft??G2GG??2?min?2????min? (5-30) 222可见，采用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提高
????min?2?min倍，从而提高了汽车通过性。
当然，如果左、右车轮都处于低附着系数的路面，虽锁住差速器，但牵引力仍超过车轮 与地面间的附着力，汽车也无法行驶。
强制锁止式差速器可充分利用原差速器结构，其结构简单，操作方便。目前，许多使用 范围比较广的重型货车上都装用差速锁。
(二)滑块凸轮式差速器
图5-21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。
图5—21 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5—22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F1、F2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F1、F2和F构成的力三 角形可知
F1
sin?90??(?1?2?)?=
F2
sin?90??(?1?2?)?F （5-31）
sin(?1??2)=
式中，?1、?2分别为内、外凸轮形线的 图5—22 滑块受力图 升角。
左右半轴受的转矩T1和T2分别为
T1?F1r1sin(?1??) T2?F2r2sin?(2??) （5-32）
式中，r1、r2分别为滑块与内、外凸轮接触点的半径
将式（5-31）带入式（5-32）可得
T1?Fr1sin?90??(?2?2?)?sin(?1??)
sin(?1??2)Fr2sin?90??(?1?2?)?sin(?2??) (5-33)
sin(?1??2)T2?因此，凸块式差速器左、右半轴的转矩比kb为
kb?T2r2cos(?1?2?)sin(?2??) (5-34) ?T1r1cos(?2?2?)sin(?1??)滑块凸轮式差速器的半轴转矩比kb可达2.33～3.00，差速器锁紧系数忌达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。
(三)蜗轮式差速器
蜗轮式差速器(图5-23)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5—23 蜗轮式差速器
1、5-半轴蜗轮 2、4-蜗杆3-行星蜗轮
kb?tan(???) （5-35）
tan(???)式中，?为蜗杆螺旋角；?为摩擦角。