差速器设计.doc

差速器设计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，图中为差速器壳的角速度；、分别为左、右两半轴的角速度；为差速器壳接受的转矩；为差速器的内摩擦力矩；、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 (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 （1-2）差速器性能常以锁紧系数来表征，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 (1-3) 结合式(1-2)和（1-3）可得 （1-4）定义半轴转矩比，则与之间有 （1-5）普通锥齿轮差速器的锁紧系数一般为O.05O.15，两半轴转矩比足b为111135，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：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1.11.35。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28。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。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。此摩擦力矩与差速器所传递的转矩成正比，可表示为 （2-1）式中，为摩擦片平均摩擦半径；为差速器壳V形面中点到半轴齿轮中心线的距离；为摩擦因数；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，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。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、和，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、和构成的力三角形可知= （2-2）式中，、分别为内、外凸轮形线的 升角。左右半轴受的转矩和分别为 图2.6 滑块受力图 （2-3）式中，、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 (2-4) 因此，凸块式差速器左、右半轴的转矩比为 (2-5) 滑块凸轮式差速器的半轴转矩比可达2.333.00，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 （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可高达5.679.00，锁紧系数足达0.70.8。但在如此高的内摩擦情况下，差速器磨损快、寿命短。当把降到2.653.00，志降到0.450.50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RB以及节锥距A0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：mm （3-1）上式中： KB为行星齿轮球面半径系数。可取2.522.99，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=minTce,Tcs;取Tce和Tcs的较小值； RB为球面半径。 转矩的计算 （3-2）上式中： rr为车轮的滚动半径， 取rr=0.398m；igh变速器量高档传动比。igh =1根据所选定的主减速比i0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nn=5200r/n ；vamax=140km/h ； rr=0.398m ； igh=1代入（3-2）中计算出 io=5.91；从动锥齿轮计算转矩Tce （3-3）上式中： Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =158 Nmn为驱动桥数，取1；if为变速器传动比，if=3.704；i0为主减速器传动比，i0=5.91；为变速器传动效率，=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；i1为变速器最低挡传动比，i1=1；代入式（33）中，有： Tce=3320.4 Nm主动锥齿轮计算转矩Tcs =8960.4Nm.T取较小值，即有T= Tce=3320.4 Nm；将以上数据代入式（3-1）有=2.7=40mm 而行星齿轮节锥距A0为：A0=（0.980.99）=（0.980.99）40=40mm所以预选其节锥距A=40mm3.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Z1应该取少一些，但Z1一般不少于10。半轴齿轮的齿数一般采用1425之间，大多数汽车的行星齿轮与半轴齿轮的齿数Z2比Z1/Z2在1.52.0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Z2L、Z2R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： (3-4) 上式中： Z2L、Z2R 为左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，Z2L=Z2R； 为行星齿轮数目； 任意整数。根据上述可在此Z1=12；Z2=20 ， 满足以上要求。（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，； = =90- （3-5）将=12，=20代入上述式子中可求得 =30.96 ；=59.04 第二步再按下式求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=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： ; d2=mz2=420=80mm4.压力角目前，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： （3-6） （3-7） （3-8）上面式中：为差速器传递的转矩，Nm；在此取3320.4Nm 为行星齿轮的数目；在此取为4 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 0.5 d2， d2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2=0.8 d2； 为支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式有 d2=0.880=64mm ； =0.564=32mm 将上述计算出的结果代入到式（3-6）和（3-7）中即可得28mm ； L=20.2420mm 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10，应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（1-4）=203模数=4mm4齿面宽b=(0.250.30)A;b10m20mm5工作齿高=6.4mm6全齿高7.2037压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节锥角，=30.96，11节锥距=40mm12周节=3.1416=12.56mm13齿顶高;=4.14mm=2.25mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.012mm;=4.9mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齿根角=;=4.32; =6.9817面锥角；=35.28；=66.0118根锥角；=26.64=52.0519外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚 =5.92 mm=6.63 mm22齿侧间隙=0.2450.330 mm=0.250mm23弦齿厚=5.269mm=6.49mm24弦齿高=4.29mm=2.32mm3.1.3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210 MPa 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。轮齿弯曲强度为: MPa (3-9) 上式中： 为差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式在此将取为498.06Nm； 为差速器的行星齿轮数； b2、d2分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径mm； 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， 当时，在此0.629； 为载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.1；其他方式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值。 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； 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=0.225。 当T=minTce,Tcs时，=980 Mpa；当T= Tcf时，=210Mpa。 图3-2 弯曲计算用综合系数根据上式（39）可得：=478.6MPa980 MPa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20mm，根据安装时候的方便选择轴颈的长度为L1为45 mm；而行星齿轮安装孔的直径d1为28mm，所以轴颈的直径d2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50 mm，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。2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M121.5的螺栓改为M141.5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78498Nm,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M141.5，拧紧力矩加大为137.2156.8 Nm，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 M141.5，细牙螺纹。即为GB/T 5782 M141.5.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 M141.5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/T6170 M14.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140 mm左右，内径为80 mm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30216 GB/T 297-1994.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0.150.40 mm，而一对齿轮的齿轮间隙变动范围为0.15 mm。如：一对齿轮的最小齿轮间隙为0.15 mm，则最大间隙只能为0.30 mm，若最大齿轮间隙为0.40