隨著科技的進(jìn)步和人們生活水平的提高，人們對汽車的認(rèn)識已不再是簡單的代步工具。近年來功能強(qiáng)大的SUV越來越受到關(guān)注。在SUV車上都設(shè)有分動器。分動器的功用是將變速器輸出的動力分配到各驅(qū)動橋，并且進(jìn)一步增大扭矩。它是一齒輪傳動系統(tǒng)，其輸入軸直接或通過萬向傳動裝置與變速器的第二軸相聯(lián)，輸出軸則有若干，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅(qū)動橋連接。本設(shè)計(jì)主要說明了兩軸式分時(shí)分動器的設(shè)計(jì)和計(jì)算過程，較詳細(xì)的敘述了分動器的設(shè)計(jì)過程，選擇結(jié)構(gòu)方案、主要參數(shù)、齒輪設(shè)計(jì)、軸設(shè)計(jì)。計(jì)算部分分為中心距，傳動比的計(jì)算，齒輪和軸的校核。根據(jù)獅跑轎車車型，結(jié)合上述參數(shù)，再結(jié)合汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識，計(jì)算出相關(guān)的分動器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。最終，用AutoCAD軟件完成分動器二維裝配圖和零件圖的繪制，并進(jìn)行裝配。關(guān)鍵詞：獅跑；分動器；分時(shí)；齒輪；設(shè)計(jì)ABSTRACTWiththeprogressofscienceandtechnologyandtheincreaseofpeople'slivingstandard,peopleknowaboutcarsisnolongersimpletransport.InrecentyearspowerfulSUVmoreandmoreattentionto.Onsuvshavethansfercar.Thansferfunctionistheoutputpowerdistributionwilltransmissiontoeach,andfurtherincreasetorquedriveaxle.Itisageartransmissionsystem,itsinputshaftdirectlyorthroughuniversaltransmissiondeviceandtransmissionofthesecondshaft,outputshaftisassociatedwithseveralbyuniversalrespectively,witheachdrivetransmissiondeviceconnected.Thisdesignmainlydemonstratesthatthetwoshafttypethansfer,thedesignandcalculatingprocess,designpartdescribesindetailthedesignprocess,choosethansferstructurescheme,mainparametersandgeardesign,axledesign.Thecomputationpartintocenterdistanceoftransmissionratio,andgearaxiscalculationdynamicrigidity.Accordingtothelionruncars,combinedwiththeparametersofvehicles,combinecardesign,automobiletheory,mechanicaldesignandrelatedknowledge,computerelatedthansferparametersanddemonstratestherationalityofthedesign.Eventually,usingAutoCADsoftwarethansfer2ddrawingsandcomponentdrawing,andtheassembly.Keywords:Sportage;Sub-actuator;Timeshare;Gear;DesignTOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"Abstract II\o"CurrentDocument"第1章緒論 11.1分動器概述 11.2課題研究的現(xiàn)狀及意義 21.2.1課題研究的現(xiàn)狀 2122課題研究的意義 31.3設(shè)計(jì)完成的主要內(nèi)容 3\o"CurrentDocument"第2章分動器設(shè)計(jì)的總體方案 4設(shè)計(jì)依據(jù) 4\o"CurrentDocument"2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析 52.2.1齒輪形式 52.2.2傳動機(jī)構(gòu)形式 5\o"CurrentDocument"2.3分動器基本參數(shù)的確定 52.3.1傳動比的確定 52.3.2分動器中心距的確定 7\o"CurrentDocument"2.4本章小結(jié) 8\o"CurrentDocument"第3章分動器齒輪的設(shè)計(jì) 9齒輪的參數(shù) 9\o"CurrentDocument"3.1.2模數(shù)m 9壓力角?及螺旋角0 9\o"CurrentDocument"尺寬b 93.1.4各擋齒輪齒數(shù)的分配 103.2齒輪強(qiáng)度計(jì)算 123.2.1齒輪損壞的原因及形式 123.3分動器齒輪材料的選擇 143.3.1齒輪材料的選擇原則 143.3.2齒輪材料的選擇 153.4本章小結(jié) 15\o"CurrentDocument"第4章分動器軸及軸承的設(shè)計(jì) 164.1軸的設(shè)計(jì)與校核 164.1.1軸的損壞形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 164.1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 164.1.3軸的校核 174.2軸承的選用及校核 224.2.1分動器軸承型式的選擇 224.2.2軸承的校核 224.2.3軸承的潤滑和密封 244.3本章小結(jié) 24\o"CurrentDocument"第5章分動器其他零件及機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 255.1 同步器的設(shè)計(jì)及計(jì)算 255.1.1慣性同步器選擇 255.1.2鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 265.1.3主要參數(shù)的確定 275.2分動器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 295.2.1分動器換擋的形式 305.2.2分動器換擋形式的選擇 305.3分動器箱體的設(shè)計(jì) 305.3.1機(jī)箱的種類 305.3.2材料的選擇 305.3.3箱體的基本參數(shù) 315.4本章小結(jié) 31結(jié)論 32參考文獻(xiàn) 33致謝 34附錄 35第1章緒論1.1分動器的概述在多軸驅(qū)動的汽車上，為了將輸出的動力分配給各驅(qū)動橋設(shè)有分動器。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅(qū)動橋，并且進(jìn)一步增大扭矩。分動器裝于多橋驅(qū)動汽車的變速器后，兼作副變速器之用。分動器一般都設(shè)有高低檔，以進(jìn)一步擴(kuò)大在困難地區(qū)行駛時(shí)的傳動比及排擋數(shù)目。低檔常被稱為是加力檔。為了不使后驅(qū)動橋超載常設(shè)聯(lián)鎖機(jī)構(gòu)，使只有結(jié)合前驅(qū)動橋以后才能掛上加力檔，并用于克服汽車在壞路面上和無路地區(qū)的較大行程阻力及獲得最低穩(wěn)定車速。高檔為直接檔或亦為減速檔。當(dāng)分動器掛入低速檔時(shí)，其輸出轉(zhuǎn)距較大。為避免中后橋超載，前橋必須參加驅(qū)動，分擔(dān)一部分載荷。因此分動器操縱機(jī)構(gòu)必須保證：非先接上前橋，不得掛入低速檔；非先退出低速檔，不得摘下前橋。裝有分動器的汽車，當(dāng)全部車輪驅(qū)動行駛于不平路面或彎道上，或前后驅(qū)動輪由于輪胎磨損而半徑不等的情況行駛時(shí)，將引起發(fā)動機(jī)功率消耗、輪胎或傳動系零件磨損。為克服這一缺點(diǎn)，將轉(zhuǎn)矩大體根據(jù)軸荷比例分配給各驅(qū)動橋，有些分動器還裝有帶差速鎖的非對稱行星齒輪軸間差速器。由于大多數(shù)分動器由于要起到降速增矩的作用而比變速箱的負(fù)荷大，所以分動器中的常嚙齒輪均為斜齒輪，軸承也采用圓錐滾子軸承支承皿。伴隨著科技的進(jìn)步，分動器的結(jié)構(gòu)形式千變?nèi)f化。目前，人們把分動器一般分為以下三種形式：全時(shí)四驅(qū)全時(shí)四驅(qū)指的是車輛在整個行駛過程中一直保持四輪驅(qū)動的模式，內(nèi)有三個差速器：除了前后軸各有一個差速器外，在前后驅(qū)動軸之間還有一個中央差速器。這使全時(shí)四驅(qū)避免了半時(shí)四驅(qū)的固有問題：汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)，前后輪的轉(zhuǎn)速差會被中央差速器吸收。但到了冰雪、沼澤地就必須把中央差速器鎖上；回到不滑的硬路，馬上要把中央差速器鎖解開。這種驅(qū)動模式擁有較好的越野性和操控性能，但它不能根據(jù)路面情況做出扭矩分配的調(diào)整。全時(shí)驅(qū)動系統(tǒng)具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時(shí)四驅(qū)系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。分時(shí)四驅(qū)分時(shí)四驅(qū)是由駕駛者手動切換的驅(qū)動模式，通過接通或斷開分動器來選擇兩輪驅(qū)動或四輪驅(qū)動模式。它與全時(shí)驅(qū)動的不同點(diǎn)還在于在分動器內(nèi)沒有設(shè)計(jì)中央差速器，導(dǎo)致不能在硬地面上使用四驅(qū)，特別是在彎道上不能順利轉(zhuǎn)彎。這是因?yàn)橛捎谠诜謩悠鲀?nèi)沒有中央差速器，而無法把前后軸的轉(zhuǎn)速調(diào)整所致。汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，前輪轉(zhuǎn)彎半徑比同側(cè)的后輪要大，因此前輪的轉(zhuǎn)速要比后輪快，以至四個車輪走的路線完全不一樣，所以分時(shí)四驅(qū)只可以在車輪打滑時(shí)才掛上四驅(qū)，一回到摩擦力大的鋪裝路面應(yīng)馬上改回兩驅(qū)。適時(shí)驅(qū)動最后一種適時(shí)四驅(qū)是最近幾年才發(fā)展起來的，它是由電腦芯片控制兩驅(qū)與四驅(qū)的切換。該系統(tǒng)的特點(diǎn)在于它繼承了全時(shí)四驅(qū)與分時(shí)四驅(qū)優(yōu)點(diǎn)的同時(shí)又彌補(bǔ)了它們的不足。它能自行識別駕駛環(huán)境，根據(jù)駕駛環(huán)境的變化控制兩驅(qū)與四驅(qū)兩種模式的切換。在顛簸、多坡多彎等附著力低的路面，車輛自動設(shè)定為四輪驅(qū)動模式，而在城市路面等較平坦的路況上，車輛會自行切換為兩輪驅(qū)動。1.2課題研究的現(xiàn)狀及意義121課題研究的現(xiàn)狀隨著汽車產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展，我國已逐步從汽車消費(fèi)大國演變?yōu)槠嚿a(chǎn)大國。汽車市場上以產(chǎn)品主導(dǎo)消費(fèi)的時(shí)代已經(jīng)一去不復(fù)返。當(dāng)前汽車市場已經(jīng)步入了一個以私人購車為主導(dǎo)、以個性化需求為主體的買方市場。這個市場不僅在當(dāng)前，就是在今后也將是推動汽車市場發(fā)展的決定性力量，私人購車已進(jìn)入了爆發(fā)性增長階段?？萍嫉母咚侔l(fā)展讓人們對于汽車的認(rèn)識已不再是簡單的代步工具。近年來功能強(qiáng)大的SUV越來越受關(guān)注°SUV不僅要具有舒適性，更要具有高的通過性，能夠在各種路況中表現(xiàn)突出。特別是近十幾年來人們對多軸驅(qū)動車輛越來越多的關(guān)注。不同的車輛使用的分動器各不相同，不同的廠家生產(chǎn)的分動器也各不相同。在民用上，多軸驅(qū)動車輛是指越野車和重型載貨車等；在軍用上，多軸驅(qū)動車輛是指軍用越野車、輪式戰(zhàn)車、裝甲運(yùn)輸車、坦克裝甲車等絕大多數(shù)軍車。隨著交通條件和道路條件的不斷改善，民用越野車其性能卓越，被一些追求時(shí)尚、熱衷享受的人們所追逐，把其認(rèn)為是一種人類征服大自然的體現(xiàn)。所以目前多軸驅(qū)動車輛的民用形式主要為“舒適且充滿樂趣”的越野車明。美國作為汽車工業(yè)的強(qiáng)國，軍用車輛的機(jī)械化和電子化起步較早，其發(fā)展已經(jīng)趨于完善。在經(jīng)歷了不同的發(fā)展階段后，多軸驅(qū)動車輛設(shè)計(jì)技術(shù)在歐美等國家已經(jīng)達(dá)到較高的水平，進(jìn)而分動器的研發(fā)和設(shè)計(jì)進(jìn)入了一個新的領(lǐng)域。中國作為發(fā)展中的國家，對先進(jìn)技術(shù)的渴求越來越強(qiáng)烈。但是由于國際環(huán)境原因，能引進(jìn)的已經(jīng)掌握，而尖端技術(shù)由于國外的保密限制卻無法獲得。在這種情況下，自主研發(fā)是我國進(jìn)一步發(fā)展軍用車輛的唯一途徑。在當(dāng)今復(fù)雜的國際環(huán)境下，一場世界新軍事革命正在發(fā)生，中國要跟上歐美軍事大國的步伐就必須奮起直追，大力發(fā)展自主創(chuàng)新的軍事技術(shù)。同樣，對軍用車輛技術(shù)也要求進(jìn)一步的創(chuàng)新發(fā)展。分動器作為多軸驅(qū)動車輛傳動系統(tǒng)的核心之一，要求其性能有進(jìn)一步的提高。122課題研究的意義根據(jù)所給的參數(shù)設(shè)計(jì)出基本結(jié)構(gòu)和轉(zhuǎn)矩分配比合理，傳動性能和散熱性能較好的全時(shí)四驅(qū)分動器，并對其進(jìn)行檢測。同時(shí)在設(shè)計(jì)的過程中可以詳細(xì)了解到它的功用，并掌握齒輪和軸設(shè)計(jì)方法，以及正確運(yùn)用國家標(biāo)準(zhǔn)和技術(shù)語言闡述理論和技術(shù)問題。通過綜合運(yùn)用所學(xué)知識和技能去分析和解決本專業(yè)范圍內(nèi)的工程技術(shù)問題；建立正確的設(shè)計(jì)思想；掌握工程設(shè)計(jì)的一般程序和方法。通過畢業(yè)設(shè)計(jì)的進(jìn)行工程實(shí)踐能力的綜合訓(xùn)練，使我們走上工作崗位時(shí)基本具備應(yīng)用技術(shù)解決工程實(shí)際問題的能力?，F(xiàn)代多軸驅(qū)動車輛（如越野汽車）越來越受到人們的歡迎，使之得到廣泛的普及。而分動器是多軸驅(qū)動車輛傳動系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，其質(zhì)量和性能直接影響到傳動效果和整車的動力性能。這不僅僅體現(xiàn)在民用車上，更重要的是要應(yīng)用到軍事領(lǐng)域。所以要使多軸驅(qū)動車輛有較強(qiáng)的綜合性能就要對其匹配傳動性能好的分動器。1.3設(shè)計(jì)完成的主要內(nèi)容1、 了解汽車分動器的研究現(xiàn)狀；2、 分動器結(jié)構(gòu)方案的設(shè)計(jì)：3、 確定主要零部件（齒輪、軸等）主要設(shè)計(jì)參數(shù)，并對關(guān)鍵部位進(jìn)行校核；4、 其他零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；5、 使用AutoCAD完成工程圖紙；6、 撰寫設(shè)計(jì)說明書。第2章分動器設(shè)計(jì)的總體方案分動器的功用就是將分動器輸出的動力分配到各驅(qū)動橋，并且進(jìn)一步增大扭矩。分動器也是一個齒輪傳動系統(tǒng)，它單獨(dú)固定在車架上，其輸入軸與分動器的輸出軸用萬向傳動裝置連接，分動器的輸出軸有若干根，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅(qū)動橋相連。汽車全輪驅(qū)動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。由于現(xiàn)代車輛發(fā)動機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩比較大，即使在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)仍可輸出較大的轉(zhuǎn)矩,加上變速箱的傳動比變化范圍較大，能夠很好地滿足車輛的使用要求，因此，依據(jù)越野車的的主要技術(shù)指標(biāo)、發(fā)動機(jī)功率、轉(zhuǎn)速和車輛行駛條件，來確定分動器的結(jié)構(gòu)型式的選擇、設(shè)計(jì)參數(shù)的選取及各大零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算。2.1設(shè)計(jì)依據(jù)本設(shè)計(jì)是根據(jù)KIA獅跑2.0L手動四驅(qū)越野車二軸式分動器而開展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型。分動器的主要參數(shù)（中心距、齒輪模數(shù)、軸徑等）選擇可按照變速器的參數(shù)選擇計(jì)算公式進(jìn)行。具體基本性能參數(shù)如表2.1。表2.1基本設(shè)計(jì)參數(shù)項(xiàng)目參數(shù)最高時(shí)速171km/h輪胎型號235/60R16發(fā)動機(jī)型號G4GC最大扭矩184nm/4500r最大功率105kw/6000r最高轉(zhuǎn)速6000r/min整車整備質(zhì)量1481kg總質(zhì)里2020kg最小輸入轉(zhuǎn)速900r/min最小穩(wěn)定車速4km/h長/寬/高尺寸4350/1840/1730mm

2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析2.2.1齒輪形式齒輪分為直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、嚙合重合度高、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍有復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對軸承不利。分動器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。2.2.2傳動機(jī)構(gòu)形式分動器的設(shè)計(jì)類比于變速器和減速器的設(shè)計(jì)，兼起副變速器的作用。其功用是將變速器輸出的動力分配到各驅(qū)動橋。為了增強(qiáng)汽車在不好道路的驅(qū)動力，目前，四驅(qū)車一般用2個檔位的分動器，分為高檔和低檔，本設(shè)計(jì)也采用2個檔位3,并設(shè)計(jì)為兩軸式。2.3分動器基本參數(shù)的確定2.3.1傳動比的確定1.確定主減速器傳動比(2.1)滾動阻力系數(shù)： ff°(1ua2」19440)(2.1)式中：f0——良好瀝青或混凝土路面為0.014Ua—Ua—最高車速ff0(1u//19440)=0.01411712/19440)=0.03523560% 21625.4車輪半徑：r273.7mmr2根據(jù)：u0.377nr-amax i igmax 0式中：u最高車速171km/h；amaxn 發(fā)動機(jī)最大功率下的轉(zhuǎn)速6000r/min(2.2)(2.3)i ――變速器最高擋傳動比1.0;gmaxi0 變速器主減速比。0.377—igmaxamax

=0.3776000x27371.0x171=3.622?確定分動器傳動比汽車爬陡坡時(shí)由于車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：Temax*島>mg(fcosa +sina )=mg屮，則由最大爬坡度要求的變max max" °1maxr速器一擋傳動比為[1](2.4)i>啊max(2.4)1—Tei0Htmax0lT式中：m 汽車整備質(zhì)量，1481kg；g 重力加速度，9.8Nkg；屮max—道路最大阻力系數(shù)，為一般瀝青或混凝土路面滾動阻力系數(shù)f和最大爬坡度i二300：，所以屮max為0.329屮maxrr—Terr—Temaxio Ht———傳遞最大轉(zhuǎn)矩，184N?m；主減速比,3.62；-汽車傳動系的傳動效率，選Ht為0.98。.、mg屮 r1Tei耳max0T.1481x9.8x0.329x273.7i>1 184x3.62x0.98=2.00根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件maxU<G”，求得變速器一擋傳動比為：r 2ri1<G^ (2.5)TemaxHt式中：G2 汽車滿載靜止于水平路面時(shí)，驅(qū)動橋給地面的載荷；P——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取申=0.5?0.6，故選p為0.5；驅(qū)動車輪滾動半徑，273.7mm；' 傳遞最大轉(zhuǎn)矩，184N?m；emax主減速比,3.62；

耳—汽車傳動系的傳動效率，選nT為0.98oT 1?乙Gpri< 2riTi耳emaX)T.2020x9.8x273.7x0.5i<1 184x3.62x0.98二3.04綜上所述，2.00<i<3.04i本設(shè)計(jì)中，取1=3.0。根據(jù)一檔傳動比可求得低檔傳動比，即：=0.377(2.6)n=0.377(2.6) min r v?i?iamin 0 彳氐式中:分動器低擋傳動比;n—式中:分動器低擋傳動比;n—min發(fā)動機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，900r/min；驅(qū)動車輪滾動半徑，273.7mm；主減速比,3.62；vaminvamin汽車的最低穩(wěn)定車速，4km/h。=0.377n-r

min r——

v?i?=0.377amin0 10.377x900x0.27374x3.62x3.0=2.14按等比級數(shù)：i=、廠 =1.46高'低2.3.2分動器中心距的確定因?yàn)榉謩悠鞯脑O(shè)計(jì)類比于變速器的設(shè)計(jì)。所以對于分動器中心距的確定可參考變速器中心距的計(jì)算方法，初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：A=K3 —(2.7)A'emax低g式中：K——中心距系數(shù)，乘用車：K=8.9?9.3,本設(shè)計(jì)中取K=9；A A ATema 傳遞最大轉(zhuǎn)矩，184N?m；i壯——分動器低擋傳動比，2.14；低n——變速器傳動效率，取98%。gA=3184x2.14x0.98x9=65.7mm故本設(shè)計(jì)中初選A=66mm。2.4本章小結(jié)本章主要按照獅跑轎車分動器的要求，初步確定了齒輪的形式并通過結(jié)構(gòu)確定了傳動的形式。通過分析獅跑發(fā)動機(jī)、底盤參數(shù)，對分動器的包括擋位，高低擋傳動比和中心距的進(jìn)行了確定?；緟?shù)的確定有便于其他零部件的設(shè)計(jì)選用，為下一步的設(shè)計(jì)計(jì)算奠定基礎(chǔ)。第3章分動器齒輪的設(shè)計(jì)對于分動器齒輪的設(shè)計(jì)，主要是對齒輪的參數(shù)的選擇。并且要考慮到齒輪在分動器中的位置安排。為了減少軸的變形，應(yīng)使承受載荷大的低檔齒輪要安裝在離軸承較進(jìn)的地方，高檔齒輪應(yīng)安裝在離兩支撐較遠(yuǎn)處。3.1齒輪的參數(shù)3.1.1模數(shù)m齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量ma在1.8?14.0t的貨車為2.0?3.5mm；總質(zhì)量ma大于14.0t的貨車為3.5?5.0mm。對于乘用車為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，取m=3mm⑷。3?1?2壓力角a及螺旋角0理論上講，對于乘用車為加大重合度降低噪聲，應(yīng)盡量選取小些的壓力角。例如，14.5。、15。、16°等。對于商用車，應(yīng)盡量選取大些的壓力角，這樣可以提高齒輪承載能力。按照國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以分動器齒輪普遍采用的壓力角為20。O O選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15°?25。為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。但螺旋角太大，會使軸向力及軸承載荷過大。分動器斜齒輪的螺旋角的選擇可參考乘用車變速器齒輪螺旋角的選擇。乘用車兩軸式變速器為20°~25°，故選分動器齒輪螺旋角0=20。。3.1.3齒寬b齒寬的選擇既要保證分動器的質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強(qiáng)度及工作平穩(wěn)性的要求。齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均勻，因而齒寬不宜太大。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b，b=Km，其中K為齒寬系數(shù)。C C直齒輪取k=4.4?7.0，斜齒輪取k=7.A8.6。故選分動器齒輪齒寬C Cb=7.5x3=22.5mm。

3.1.4各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。分配齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。確定低擋齒輪的齒數(shù)由于低擋采用斜齒輪傳動，=422AcosB2x66xcos20°所以齒數(shù)和Zh二 =42m 3n取z=13z=2912對中心距進(jìn)行修正由于在計(jì)算齒數(shù)和Zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的Zh重新計(jì)算中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。校核中心距：(3.1)取中心距A取中心距Ao=67mm修正螺旋角：=2x42

2xcos20°=67.053mmm(z+z)cosB二一n——1 2—2A=0.94故B=arcos0.94，修正后得B=19.95對抵擋齒輪進(jìn)行變位：齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個非常重要的環(huán)節(jié)，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲【5］。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒數(shù)副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時(shí)，對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合

性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。對斜齒輪傳動，還可以通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。端面嚙合角cosa'=ocosa，tAt其中端面壓力角a=arctantana=21.17。， 得a'=18.67°。t cos卩 t(z+z)(inva'-inva)故總變位系數(shù)YX=12t t-2tanat=42x(inv18.67°-inv21.17°)2xtan21.17°=-0.31故x=0.1，x=—0.31—0.1=—0.41t1 12A—A端面中心距變動系數(shù)y= tmt其中端面模數(shù)m= = =3.193，得y=—0.3298tcosBcos20° t(3.2)(3.3)(3.4)端面齒頂高變動系數(shù)Ay=x+x—y=—0.31(3.2)(3.3)(3.4)1 2 t兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合。低擋齒輪參數(shù)如表如表3.1。序號~T計(jì)算項(xiàng)目當(dāng)量齒數(shù)計(jì)算公式分度圓直徑齒頂高齒根高全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑zZ= 1 =15.67n1 cos3B序號~T計(jì)算項(xiàng)目當(dāng)量齒數(shù)計(jì)算公式分度圓直徑齒頂高齒根高全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑zZ= 1 =15.67n1 cos3Bd1=幣=41.5°9mmh=(d—d)/2=3.26mma1 a1 1h=(d—d)/2=3.43mmf1 1f1h=h+h=6.69mm1 a1 f1d=(z+2h*+2x —2Ay)ma1 1 at t1 t=48.03mmd=(z—2h*—2c*+2x)mf1 1 at t t1t=34.646mmzZ= 2 =34.95n2cos3Bd=mz=92.597mm2 t2h=(d—d)/2=1.63mma2 a2 2h=(d—d)/2=5.06mmf2 2 f2h=h+h=6.69mm2 a2 f2d=(z+2h*+2x—2Ay)ma2 2 at 12 t=95.86mmd=(z—2h*—2c*+2x)mf2 2 at t 12 t=82.477mm注1：端面齒頂高系數(shù)h*=h*cosB=0.9397at an注2：徑向間隙系數(shù)c*=c*cosB=0.235。t n確定高擋的齒數(shù)由于i、=1.46,z=42故取z=17,z=25咼 h 3 4高擋齒輪參數(shù)如表3.2。表3.2高擋齒輪基本參數(shù)序號計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算公式1當(dāng)量齒數(shù)zn3z序號計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算公式1當(dāng)量齒數(shù)zn3z3一COS3p=20.48zz= 4 =30.13n4COS3p分度圓直徑齒頂高d分度圓直徑齒頂高d=mz=54.281mm3 t3h=h*m=3mma3annd=mz=79.825mm4 t4h=h*m=3mma4 ann4齒根高h(yuǎn)=(h*+4齒根高h(yuǎn)=(h*+c*)m=3.75mmf3 an nn全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑d=d+2h=60.281mma3 3 a3h=(h*+c)m=3.75mmf an n nh=h+h=6.75mm4 a4 f4d=d+2h=85.825mma4 4 a4d=d—2h=46.781mmf3 3 f3d=d—2h=72.325mmf4 4 f43.2齒輪強(qiáng)度計(jì)算3.2.1齒輪損壞的原因和形式齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，過渡轉(zhuǎn)角處又有應(yīng)力集中，故當(dāng)齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應(yīng)力超過材料的許用應(yīng)力時(shí)，輪齒就會斷裂。分動器齒輪的損壞形式主要有以下幾種：輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕(齒面疲勞剝落)、齒面磨損以及齒面膠合。當(dāng)輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在分動器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些⑶。分動器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。當(dāng)輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(fù)載荷作用下,齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在分動器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些⑶。分動器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱,其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。齒輪工作時(shí)，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。齒面點(diǎn)蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點(diǎn)蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點(diǎn)蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點(diǎn)蝕嚴(yán)重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴(yán)重【6］。1.輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力o2TKKo= ^-of_ro兀m3ZKyc(3.5)式中：T 計(jì)算載荷（N?mm）；gKoK應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K=1.65；o摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪K=1.1,從動齒輪K=0.9；K——齒寬系數(shù)；cy—齒形系數(shù)。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力oro2Tco|SKg o?兀Zm3yKKnc￡(3.6)式中：T 計(jì)算載荷（N?mm）；g0 斜齒輪螺旋角（）；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K=1.50；oKoZ 齒數(shù)；法向模數(shù)（mm）；mny—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得;K——齒寬系數(shù)；cK-￡低檔齒輪1，低檔齒輪2,高檔齒輪3,高檔齒輪4,重合度影響系數(shù)，K=2.0?！阰=313.76MPao=146.51MPao=238MParoo=145.67MPa查圖得y=0.125查圖得y=0.120查圖得y=0.126查圖得y=0.140ro當(dāng)計(jì)算載荷T取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Te 時(shí),對乘用車常嚙和齒輪maxg和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180?350Mpa范圍，所有斜齒輪滿足q<［q］，故彎曲強(qiáng)度足夠。2?輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算,FE1 1q二0.418「——(+ ) (3.7)j bppzb式中：Q——輪齒的接觸應(yīng)力(Mpa)；jFF——齒面上的法向力(N)， F= f；cosacosp2TF1——圓周力（N），F(xiàn)1=才；T 計(jì)算載荷（N?mm）；gd 節(jié)圓直徑（mm）；a——節(jié)點(diǎn)處壓力角（）；P 齒輪螺旋角（）；E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=2.06x105Mpa；b 齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；pz、ppz、pbmm），直齒輪rsina叮E;p二rsina,p二rsina，斜齒輪p=:血:,

zz bb z COS2p為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.7），并將作用在變速器第一軸上的載荷Te /2作為計(jì)max算載荷時(shí)，得出：低擋接觸應(yīng)力q二1193.75Mpa<1900Mpa；j高擋接觸應(yīng)力q二990.95Mpa<1300Mpa；j對于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力［Q］，一擋和倒擋［Q］=1900~2000Mpa，jj常嚙合齒輪和高擋［Q］=1300?1400Mpa。故所有齒輪滿足Q<［Q］，接觸強(qiáng)度足夠3.3分動器齒輪材料的選擇 ''3.3.1齒輪材料的選擇原則分動器齒輪的材料的選擇參考變速器齒輪材料的選擇，應(yīng)參考以下幾種要求:1?滿足工作條件的要求在不同的工作條件，對于齒輪傳動要求是不一樣的。故對齒輪材料亦有不同的要求。例如，用于飛行器上的齒輪，要滿足質(zhì)量輕、傳動功率達(dá)和可靠性高的要求。家用及辦公用的機(jī)械的功率很小，但要求傳動平穩(wěn)、低噪聲或無噪聲、以及能再少潤滑貨物潤滑狀態(tài)下正常工作。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2?應(yīng)考慮齒輪尺寸的大小、毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵作為齒輪材料。中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常選用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而要求不高時(shí),可選用圓鋼作毛坯。齒輪表面硬化的方法有：滲碳、氮化和表面淬火。采用滲碳工藝時(shí)，應(yīng)選用低碳鋼或低碳合金鋼作齒輪材料；氮化鋼和調(diào)質(zhì)鋼能采用氮化工藝；采用表面淬火時(shí)，對材料沒有特別的要求。合理選擇材料配對如對硬度W350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30?50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。3.3.2齒輪材料的選擇變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi，滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。淬火的目的是大幅度提高鋼的強(qiáng)度、硬度、耐磨性、疲勞強(qiáng)度以及韌性等，從而滿足各種機(jī)械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高組織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉(zhuǎn)變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內(nèi)應(yīng)力,以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調(diào)整鋼鐵的力學(xué)性能以滿足使用要求帀。3.4.本章小結(jié)本章主要進(jìn)行齒輪的設(shè)計(jì)。主要包括齒輪參數(shù)的選擇、材料的選擇與強(qiáng)度的校核。在齒輪設(shè)計(jì)的過程中，在齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算過程中，需全面考慮，其中齒輪的變?yōu)椋@是齒輪設(shè)計(jì)中的重點(diǎn)，目的是為了齒輪正確的嚙合。第4章分動器軸及軸承的設(shè)計(jì)4.1軸的設(shè)計(jì)及校核4.1.1軸的損壞形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則軸的失效形式主要有因疲勞強(qiáng)度不足而產(chǎn)生的疲勞筋裂、因靜強(qiáng)度不足而產(chǎn)生的塑性變形或脆性筋裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等。軸的設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下準(zhǔn)則：根據(jù)軸的工作條件、生產(chǎn)批量和經(jīng)濟(jì)性原則，選取適合的材料、毛坯形式及熱處理方法。根據(jù)軸的受力情況、軸上零件的安裝位置、配合尺寸及定位方式、軸的加工方法等具體要求，確定軸的合理結(jié)構(gòu)形狀及尺寸，即進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。軸的強(qiáng)度計(jì)算或校核。對受力大的細(xì)長軸(如蝸桿軸)和對剛度要求高的軸，還要進(jìn)行剛度計(jì)算。在對高速工作下的軸，因有共振危險(xiǎn)，故應(yīng)進(jìn)行振動穩(wěn)定性計(jì)算［8］。4.1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)輸入軸直徑初選軸的材料主要是經(jīng)過軋制或鍛造的碳鋼或合金鋼。通常用的是碳鋼，其中最常用的是45鋼。對于受力較大或需要限制軸的尺寸或重量或需要提高軸徑的耐磨性以及高低溫、腐蝕等條件下工作的軸，可采用合金鋼。為了提高軸的強(qiáng)度和耐磨性，可對軸進(jìn)行各種熱處理或化學(xué)處理，以及表面強(qiáng)化處理。綜上，從動軸同樣選用45鋼，查手冊得L］=25?45MPa。T主動軸主要受額定轉(zhuǎn)矩T的作用，由于軸上重力而產(chǎn)生的彎矩很小，可以忽略不計(jì)。轉(zhuǎn)動零件的各表面都經(jīng)過機(jī)械加工，零件幾何形狀都是對稱的，高速旋轉(zhuǎn)時(shí)對軸產(chǎn)生的不平衡力矩較小，產(chǎn)生的彎矩可忽略不計(jì)。故軸的強(qiáng)度按轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。軸的最小直徑可按公式：d>4.0?4.63'~二20.47?23.54mm (4.1)min max來確定。故本設(shè)計(jì)中取d=20mm。min最小段符合要求，其它各段一定符合要求。初選的軸徑還需要根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度等結(jié)果進(jìn)行修正。初選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。調(diào)質(zhì)是淬火后在400?720°C進(jìn)行高溫回火，用來使鋼獲得高的韌性和足夠的強(qiáng)度。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是要盡量保證軸便于加工，軸上零件易于裝拆；軸和軸上零件要有準(zhǔn)確的工作位置；各零件要牢固而可靠地相對固定；以及改善受力情況，減少應(yīng)力集中和提高疲勞強(qiáng)度⑼。圖4.1輸入軸圖2?輸出軸的設(shè)計(jì)如圖4.2。圖4.2 輸出軸圖最小直徑估算：d 》.0?4.63'T xi=32~37mm (4.2)min emax彳氐由公式（4.2）得：d=35mmmin4.1.3軸的校核分動器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計(jì)分動器時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。為了驗(yàn)證結(jié)構(gòu)方案的合理性及變速器的可靠性需對軸進(jìn)行校核。應(yīng)當(dāng)對每個擋位下的軸的剛度和強(qiáng)度都進(jìn)行驗(yàn)算，因?yàn)閾跷徊煌粌H齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點(diǎn)也有變化。驗(yàn)算時(shí)可將軸看作是鉸接支承的梁,

第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T [10。emax計(jì)算各擋齒輪嚙合的圓周力F、徑向力F及軸向力Ft r a2TF— emaxtd(4.3)2T tan(4.3)F—emax F丫r d2T tan0丿F— emaxa d式中：i——齒輪的傳動比；d 齒輪的節(jié)圓直徑，mm；a 節(jié)圓處壓力角;0 螺旋角；T 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。emax低擋i—2.14，d—40.85mm,0—20。代入（4.3）式得：低 1F—9.006x103Nt1F—3.488x103Nr1F—3.278x103Na1高擋i—1.46,d—53.43mm,0—20。代入（4.3）式得：高 1F—6.887x103N12F—2.667x103Nr2F—2.15x103Na2輸入軸的校核（1）軸的強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)該校核在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的變速器軸的強(qiáng)度。作用在齒輪上的徑向力F和軸向力F使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度f；而圓周力F使軸在r a c t水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度f,則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力sb（MPa）為：(4.4)(4.5)M 32(4.4)(4.5)b— — <[b]W 兀d3wM—pM2+M2+T2屮c s j式中：T 計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?mm；j

d 軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；W——彎曲截面系數(shù)，mm3；wM 在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩，N?mm；cM——在斷面處軸的水平彎矩，N?mm；s[b]——許用應(yīng)力，在抵擋工作時(shí)取0]二400Mpa，除此之外，對軸上的花鍵，應(yīng)驗(yàn)算齒面的擠壓應(yīng)力。第一軸低檔工作時(shí)強(qiáng)度校核：F二9.006x103N F二3.488x103NF二3.278x103NTOC\o"1-5"\h\zt1 r1 all=33.7mm,l=93.46mmAB BC求H面內(nèi)支反力F、F和彎矩MHA HC c輸出軸受力如圖4.3(a)所示，貝UF+F=F (4.6)HAHCtFl=Fl (4.7)HAABHCBC由式(4.6)和式(4.7)可得：F=6617N，F(xiàn)=2386N，M=222.993N?mHA HC c求v面內(nèi)支反力F、F和彎矩MVA VC s（4.8）輸出軸受力如圖4.3(b)所示，貝（4.8）F+F=FFl=FlFl=Fl+FVAABVCBCa（4.9）由式（4.8）和式（4.9）可得：F=2037N，F(xiàn)=1451N，M=135.610N?mVA VC sM=.:M2+M2+T2\c Sg^■222.9932+135.6102+1842=319.76N?m所以將M=319.76N?m,d=34.64mm代入（4.4）中：32M32x319.76x103b= =1兀d3 3.14x34.643=78.34MpaV[b]受力圖如圖4.3所示:受力圖如圖4.3所示:(a)輸入軸水平方向受力圖 (b)輸入軸垂直方向受力圖圖4.3輸入軸受力圖彎矩圖如圖4.4所示：(a(a)輸入軸水平彎矩圖 (b)輸入軸垂直彎矩圖圖4.4輸入軸彎矩圖(2)軸的剛度計(jì)算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜,如圖4.5所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻【11。(a)軸在垂直面內(nèi)的變形衛(wèi)、4s(b)(a)軸在垂直面內(nèi)的變形衛(wèi)、4s(b)軸在水平面內(nèi)的變形圖4.5分動器軸的變形示意簡圖軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4.6所示時(shí)，若軸的全撓度為f=f2+f2<0.2mm (4.10)c s軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為f]=0.05?0.10mm,f1=0.10?c s0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。由于軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為[f]=0.05~0.10mm，c[f]=0.10~0.15mm，齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。滿足f<[f]，s c cf<[f]，5<[5]，故滿足剛度要求【12。s s3?輸出軸的校核輸出軸校核方法同輸入軸的校核方法。同理得到H面內(nèi)的彎矩、V面的彎矩分和輸出軸轉(zhuǎn)矩分別為：H面內(nèi)的彎矩：M二2335x91.96二214.727N^mcV面內(nèi)的彎矩：M=3151x32.3二101.462N?ms輸出軸轉(zhuǎn)矩T為：g2T二Txi=184000x2.14=393.76N?mg2emax低將M、M和T代入到(4.5)中，得，c s g2M=：'M2+M2+T2c s g2=€214.7272+101.4622+393.762=459.76N?m所以將M=459.76N?m,d=40mm代入(4.4)中；32Ma二——二73.2MPa<[a]，故符合強(qiáng)度要求。2兀d34.2軸承的選用及校核4.2.1分動器軸承型式的選擇軸承的功用主要是支撐軸承及軸上零件，并保持軸的旋轉(zhuǎn)精度，減輕軸與支承之間的摩擦和磨損。軸承分為滾動和滑動軸承兩大類。與滑動軸承相比，滾動軸承具有轉(zhuǎn)動靈活、摩擦阻力小、效率高、潤滑簡便及易于更換等優(yōu)點(diǎn)。所以變速器軸承多選用滾動軸承，即向心球軸承，向心短圓柱滾子軸承，滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗(yàn)算其壽命【13。軸承的選用受到結(jié)構(gòu)的限制，并隨所承受載荷的特點(diǎn)不同而不同。本設(shè)計(jì)輸入軸及輸出軸采用圓錐滾子軸承。齒輪內(nèi)孔與軸的配合采用滾針軸承。4.2.2軸承的校核1.輸入軸軸承30205查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》可知：C=32.2KN,C=37.0KN；r r0Y=1.6,e=0.37；圓錐滾子軸承受力如圖4.7。F=■:F2+F2=*23862+14512=2793NrC'HC VCF6923內(nèi)部軸向力F=「*二 二2163Nsa 2Y2x1.6F=3278aF2793F=Y= =872.8Nsc2Y2x1.6F+F=3278+872.8=4150.8>F=2163NTOC\o"1-5"\h\zaSC SAF=F+F=3278+872.8=4150.8NaAasCF=F=872.8N；ac sc由于F>F及F>F所以只需校合軸承A。rA rC aA acF又因?yàn)椤?0.599>e=0.37所以X=0.4Y=1.6\o"CurrentDocument"F 1rA當(dāng)量動載荷： P=f(xF+YF) (4.11)pr a代入得： P=940.2V；r軸承壽命用小時(shí)表示比較方便：(4.12)L=竺亠

h60n(4.12)p式中:L 基本額定壽命，h；式中:hf——溫度系數(shù)，軸承工作溫度為100°C時(shí)，f=1；tf——載荷系數(shù)，無沖擊或輕微沖擊f=1.0?1.2；中等沖擊f=1.2?1.8；p p pC——基本額定動載荷，N；P——動載荷，N；8——壽命指數(shù)，對于滾子軸承8=3;n 軸的轉(zhuǎn)速，r/min。取f=1，f=1.2，n=6000r\min，8=3代入（4.12）式得：t pL=6.38x104h；h平均車速V=0.6V =102km/h；amax行駛至大修前的總行駛里程S=LV=6.5x106km。ham對汽車軸承壽命的要求是轎車30萬km,故該軸承滿足使用要求。2?輸出軸軸承30207查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》可知：C=54.2kN,C=63.5kN；r 0rY=1.6,e=0.37；F因?yàn)閑=0.37，故7=0.93>e，所以;X=0.4,Y=1.6F i ir1F―a2=0.81>e，所以X=0.4,Y=1.6；F 2 2r2由公式（4.11）得：P=8270N,P=5408N。12取f=1,f=1.2,n=6°°°=4.11x103r/min,&=3代入（4.12）式得:t p i2L=2.76x104,S=4.19x106km>3.0x105kmh故該軸承滿足使用要求。4.2.3軸承的潤滑和密封常用的滾動軸承的潤滑劑分為潤滑脂和潤滑油兩種。潤滑劑的選擇可按照滾動軸承的潤滑方式具體選擇可按速度因數(shù)dn值來定。d代表軸承內(nèi)徑，mm；n代表軸承套圈的轉(zhuǎn)速，r/min,dn值間接地反映了軸頸的圓周速度。當(dāng)dn<（1.5?2）x105mmr/min時(shí)，一般滾動軸承可采用潤滑脂潤滑，超過這一范圍宜采用潤滑油潤滑。由于d=25mm,n=6000r/min,故dn=1.5x105mmr/min采用潤滑脂潤滑。脂潤滑因潤滑脂不易流失，故便于密封和維護(hù)，且一次充填潤滑脂可運(yùn)轉(zhuǎn)較長時(shí)間。采用密封圈對軸承進(jìn)行密封，工作溫度范圍-40?100°C。密封圈用皮革、塑料或耐油橡膠制成。4.3本章小結(jié)本章主要對進(jìn)行了軸及軸承的設(shè)計(jì)與計(jì)算，軸的設(shè)計(jì)與校核與軸承校核這部分是

重點(diǎn)。通過分析，設(shè)計(jì)出軸的結(jié)構(gòu)，并根據(jù)設(shè)計(jì)出的軸設(shè)計(jì)出匹配的軸承，達(dá)到正確

的裝配關(guān)系，在滿足裝配關(guān)系的條件下還要進(jìn)行強(qiáng)度的校核，以滿足設(shè)計(jì)、使用需要。第5章分動器其他零件及機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)5.1同步器的設(shè)計(jì)及計(jì)算該分動器的低擋和高擋采用同步器進(jìn)行換擋。同步器雖然結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，制造成本高，精度要求嚴(yán)，軸向尺寸大以及存在同步環(huán)的使用壽命有待提高等問題，但由于它能保證輕便、迅速、無沖擊、無噪聲換擋，且對操作技術(shù)無需求，從而有利于提高汽車的加速性、燃料經(jīng)濟(jì)性與行駛安全性，也可延長齒輪壽命，故在現(xiàn)代轎車上得到了最普遍的應(yīng)用。鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，但因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中站。5.1.1慣性式同步器的選擇慣性式同步器能做到換擋時(shí)，在兩換擋元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對同步器的基本要求。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐片式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同,但它們都有摩擦原件、鎖止原件和彈性原件。本設(shè)計(jì)采用鎖環(huán)式同步器又稱鎖止式、齒環(huán)式或滑塊式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，轉(zhuǎn)矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛用于轎車及輕型客、貨車。1、 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)如圖5.1所示，鎖環(huán)示同步器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上?；靸啥松烊腈i環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑快寬一個接合齒。2、 鎖環(huán)式同步器的工作原理換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑快和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差△°，致使在錐面上有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑快予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，

使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成了換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成換檔M。1、4-鎖環(huán);1、4-鎖環(huán);2-滑塊;3--齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套(5.1(5.1)/ .圖5.1鎖環(huán)式同步器S 7 65.1.2鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定接近尺寸b，同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時(shí),且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b,稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2?0.3mm。分度尺寸a，滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時(shí)，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離a，稱為分度尺寸。尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距。尺寸a和b是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制?；瑝K轉(zhuǎn)動距離c，滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)的轉(zhuǎn)動距離c影響分度尺寸a。滑塊寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系如下E=d+2c滑塊轉(zhuǎn)動距離c與接合齒齒距t的關(guān)系如下

RtC沁—3—(5.2)(5.2)2式中R一滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；1R—接合齒分度圓半徑。2滑塊端隙51，滑塊端隙51系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時(shí)，嚙合套端面與鎖環(huán)端面之間的間隙為52，要求52>51。若52V51，則換擋時(shí)，在摩擦錐面尚未接觸時(shí)，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸bV0,此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證b>0,應(yīng)使52>51，通常取51=0.5mm左右。鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙53，并可稱之為后備行程【16。預(yù)留后備行程53的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在下來的換擋時(shí)，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙53逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達(dá)到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實(shí)現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設(shè)計(jì)不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)去53=1.2?2.0mm。在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.2?0.5mm。5.1.3主要參數(shù)的確定汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計(jì)工作帶來困難。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰【17。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。摩擦因數(shù)f對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，則換擋省力或縮短同步時(shí)間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。1、 同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。實(shí)驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對f的影響很大，f隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費(fèi)力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些,可使被刮下來的油存在于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6?12個，槽寬3?4mm【18。2、 錐面半錐角Q摩擦錐面半錐角Q越小，摩擦力矩越大。但Q過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana>f。一般取a=6。?8。。a=6°時(shí)，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在a=7°時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。3、 摩擦錐面平均半徑RR設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。4、 錐面工作長度b縮短錐面長度b，可使變速器的軸向長度縮短，但同時(shí)也減小了錐面的工作面積,增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定bMb=m (5.3)2兀dfR2式中p——摩擦面的許用壓力，對黃銅與鋼的摩擦副，p=1.0?1.5MPa；Mm 摩擦力矩；f——摩擦因數(shù)；R——摩擦錐面的平均半徑。上式中面積是假定在沒有螺紋槽的條件下進(jìn)行計(jì)算的。5、 同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結(jié)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑R和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度四。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。鍛造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3?0.5）,使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.07?0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2?3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提咼同步環(huán)的強(qiáng)度。6、 鎖止角P鎖止角P選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。影響鎖止角0選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角a。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26。?42。范圍內(nèi)變化。7、 同步時(shí)間同步器工作時(shí)，要連接的兩個部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動慣量對同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸、輸出軸的角度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對同步時(shí)間有影響。軸向力大、貝恫步時(shí)間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時(shí)間與車型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下述范圍選?。簩Τ擞密囎兯倨?，高檔取0.15?0.30s,低檔取0.50?0.80s；對貨車變速器，高檔取0.30?0.80s,低檔取1.00?0.50s。8、 轉(zhuǎn)動慣量的計(jì)算換擋過程中依據(jù)同步器改變轉(zhuǎn)速的零件，統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤、中間軸及其上的齒輪、與中間軸上齒輪向嚙合的第二軸上的常嚙合齒輪。其轉(zhuǎn)動慣量的計(jì)算是：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后按不同擋位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉(zhuǎn)動慣量值通常用扭擺法測出；若零件未制成，可將這些零件分解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體，并按數(shù)學(xué)公式合成求出轉(zhuǎn)動慣量值加。5.2分動器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用分動器的操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實(shí)現(xiàn)換擋或退檔到空擋。分動器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足如下主要要求：換擋時(shí)只能掛入一個檔位，換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛斷，換擋輕便。用于機(jī)械式分動器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換擋或退檔到空擋工作，稱為手動換擋變速器。521分動器換擋的形式1、 直接操縱手動換擋分動器當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時(shí)，可將變速桿直接安裝在分動器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋分動器，稱為直接操縱分動器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單，已經(jīng)得到廣泛應(yīng)用。近年來，單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點(diǎn)是減少了變速叉軸，格擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)簡化，但它要求換擋行程相等。2、 遠(yuǎn)距離操縱手動換擋分動器平頭式汽車或發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠(yuǎn)，這時(shí)需要在分動桿和撥叉之間布置若干傳動件。這種手動換擋分動器,稱為遠(yuǎn)距離操縱手動換擋變速器。這時(shí)要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過大，否則換擋時(shí)手感不明顯，并增加了分動桿顫動的可能性。5.2.2分動器換擋形式的選擇越野汽車在良好道路行駛時(shí)，為減小功率消耗及傳動系機(jī)件和輪胎摩擦，一般均切斷通前橋動力。在越野行駛時(shí)，若需低速檔動力，則為了防止后橋及中橋超載，應(yīng)使低速檔動力由所有驅(qū)動橋分擔(dān)。為此，對分動器操縱機(jī)構(gòu)有如下特殊要求：非先接上前橋，不得掛上低速檔；非先退出低速檔，不得摘下前橋。本次設(shè)計(jì)為越野車分動器，由于總布置關(guān)系，分動器布置在離駕駛室座椅較遠(yuǎn)的位置，因此，就需要采用遠(yuǎn)距離操縱。這種機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的剛度，且各連接件的間隙不能過大，以保證足夠的剛度。5.3分