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目前国产轿车及其它类汽车基本都采用了对称式锥齿轮式普通差速器。对称式锥齿轮差速器由行星齿轮、半轴齿轮、行星齿轮轴（十字轴或一根直销轴）和差速器壳等组成（如图1-1）。
图1-1 普通的锥齿轮式差速器
1-轴承；2-螺母；3-锁止垫片；4-差速器左壳；5-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；12-轴承；13-螺栓；
14-锁止垫片
大多数汽车采用行星锥齿轮式差速器，普通锥齿轮差速器由两个或者四个圆锥行星齿轮、行星齿轮轴、两个圆锥半轴齿轮与左右差速器壳等构成。
切诺基的开式差速器的结构，是非常典型的行星齿轮组结构，只不过太阳轮和外齿圈的齿数是一样的。在这套行星齿轮组里，主动轮是行星架，被动轮是两个太阳轮。通过行星齿轮组的传动特性我们知道，如果行星架作为主动轴，两个太阳轮的转速和转动方向是不确定的，甚至两个太阳轮的转动方向是相反的。
车辆在直线行驶时，差速器给两个半轴传递的扭矩相同。在一个驱动轮悬空情况下，如果传动轴是匀速转动，有附着力的驱动轮是没有驱动力的，如果传动轴是加速转动，有附着力的驱动轮的驱动力等于悬空车轮的角加速度和转动惯量的乘积。 车辆转弯而且轮胎不打滑的状态下，和差速器连接的两个半轴的扭矩方向是相反的，给车辆提供向前的驱动力只有内侧的车轮，行星架和内侧的太阳轮之间由等速传动变成了减速传动，驾驶感觉就是弯道加速比直道加速更有力。
开式差速器的优点就是在铺装路面上转行行驶的效果最好。缺点就是在一个驱动轮丧失附着力的情况下，另外一个也没有驱动力，开式差速器的适用范围是所有铺装路面行驶的车辆，前桥驱动和后桥驱动都可以安装[4]。 1.2.1 汽车锥齿轮式差速器的差速原理
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如图1-2所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成了行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为?0；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为?1和?2。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为r。
图1-2 锥齿轮式差速器的工作原理
当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图1-2左），其值为?0r。于是?1=?2=?0，即差速器不会起到差速的作用，所以半轴角速度等于差速器壳3的角速度。
当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度?4自转时（图1-2），啮合点A的圆周速度为?1r=?0r+?4r，啮合点B的圆周速度为?2r=?0r-?4r。就会有
?1r+?2r=（?0r+?4r）+(?0r-?4r)
即 ?1+ ?2=2?0 （1-1）
若角速度以每分钟转数用n表示，则有
n1?n2?2n0 （1-2） 式（1-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式1-2）还可以得知：a当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；b当差
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速器壳的转速为零，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动[5]。
1.3 本文研究的内容
差速器结构设计是其零部件三维建模的基础，必须要综合考虑匹配的车型、空气的阻力、变速器和主减速器的传动比、动力总成特性参数、汽车通过性参数、平均路面条件等。为此，将其结构设计主要内容和思路简述如下：
一般需依据汽车设计的规范，查阅设计公式图表进行差速器齿轮（包括半轴齿轮、行星齿轮）的基本参数（包括各齿轮齿数、压力角、模数、行星齿轮安装尺寸等）选择和计算，再进行差速器齿轮几何尺寸计算与强度的校核。由于行星齿轮在差速器工作中经常只起到等臂推力杆的作用，因此仅在左、右车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮间才会有相对滚动，故可对差速器齿轮不考虑其疲劳寿命，仅进行弯曲强度校核即可，强度校核中差速器锥齿轮的材料一般可选为40Cr、20CrMoTi和20CrMo等。壳体的厚度主要决定因素是差速器壳体强度，在满足强度和足够的安全系数条件下，壳体厚度应可能尽量的小，以减轻总体重量，节约成本，提高经济性。同时差速器壳体的结构参数大小还与半轴的结构参数有关，特别是与半轴的直径的关系最为密切。如半轴与差速器连接处的花键的齿数、模数及直径直接决定了差速器壳沿驱动轴方向的长度[6]。
2 锥齿轮式差速器参数的计算、强度校核和材料选择
2.1 初始数据的来源与依据
本次设计必须知道汽车的载重量、发动机的额定功率、最大转矩、最高时速和变速箱的传动比；主减速器传动比。知道这些我才能对差速器的尺寸进行选择和材料的确定，本设计选取的货车满载时的总质量为9290kg，发动机的额定功率为99kw(当发动机转速为3000r/min时)；发动机的额定转矩为353N?m（当发动机转速在1200～1400r/min时），最大转矩158N?m；货车的最高速度为90km/h；额定载质量为5000kg。此次选用五档变速器，为了满足设计要求，我初选一档变速器传动比为7.31，我再按照汽车传动系各档的传动比是按照等比级数分配的，本设计相邻两档的比值为1.62.所以二档为7.31/1.62=4.51,依次可得三档、四档、五档的传动比分别为2.79、1.72、1。倒档为7.66。本次设计选用的主减速器传动比为6.33。
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2.2 锥齿轮式差速器齿轮参数的确定
1.行星齿轮数目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，反之则取四个。本次设计的载货汽车承载能力强，应该选择四个行星齿轮，即n?4。
2.行星齿轮球面半径Rb的确定以及节锥距A0的计算
行星齿轮背面的球面半径Rb是行星齿轮的基本尺寸参数，其反映了差速器 圆锥齿轮节锥距A0的大小和承载能力。Rb可以根据如下经验公式确定：
RB?KB3Td （2-1）
在上式中：Kb是行星齿轮球面半径的系数，Kb可取范围2.5～2.96， 对于有四个行星齿轮的轿车和公路用货车最好取小值，对于有两个行星齿轮的轿车以及有四个行星齿轮的越野车和矿用车，取大值。此处，可取Kb=2.7。
Td是差速器计算转矩，Td?TGm?min?TGe,TGs?,N?m Rb是球面半径，单位：mm
（1）转矩的计算从动锥齿轮计算转矩TGe
TGe?Kd?Temax?K?i1?if?i0??n
（2-2）
上式中：TGe是计算转矩，单位：N?m
Kd是动载系数，对于性能系数fj?0的汽车(一般货车，越野车，矿用汽车)一般
取动载系数Kd?1
K为液力变矩器变矩系数，取K?1
Temax是发动机的最大转矩，已知Temax?158N?m if是分动器传动比，if?1
i1为变速器的一档传动比，本次设计的载货汽车变速器一档传动比是i1?7.31 i0是主减速器传动比，本次设计的载货汽车采用双曲线齿轮，单级减速器，主减
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速器传动比i0?6.33
n是驱动桥数，n?1
?是从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，??96? 代入式 （2-2）中，可得TGe? （2）从动锥齿轮计算转矩TGs 计算公式为：
TGs?在上式中：TGs是计算转矩，
m2是汽车在发出最大加速度时的后桥负荷转移系数，一般乘用车为1.2～1.4，货车为1.1～1.2，此处m2取1.1。
G2是满载状态下一个驱动桥上的静负荷，对于4?2式载货汽车，为了保证其在泥
1?158?1?7.31?1?6.33?0.96?7018.6N?m
1G2?m2??rr （2-3）
im?m泞路面上的通行能力，提高在地面上的驱动能力，常将满载时前轴负荷控制在总轴荷的26%～27%之间，故G2?92900?73??67817N
im是主减速器从动锥齿轮到车轮间的传动比，已知为im?3.125。
?m是主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，当无轮边减速器时，?m?1
?是轮胎与地面间的附着系数，对一般轮胎的公路用车，可取??0.85
rr是轮胎的滚动半径，查表可以得到rr?0.398m。
代入公式（2-3），得TGs? 因为 TGs?TGe67817?1.1?0.85?0.398?8075.8N?m
3.125?1，取Td?min(TGs,TGe)?TGe?7018.6N?m
将以上数据代入式（2-1）中，得： Rb?2.7?37018.6?51.7mm
将Rb圆整后得到：Rb=54mm,锥齿轮的节锥距A0一般稍微小于Rb，可以取 A0=（0.98～0.99)Rb=（52.92～53.46)mm