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原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763摘 要 在多軸驅動的汽車上，為了將變速器輸出的東路分配到各個驅動橋，均裝有分動器。分動器的基本結構也是一個齒輪傳動系統(tǒng)。其輸入軸直接或通過萬向傳動裝置與變速器 第二軸相連，其輸出軸則有若干個，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅動橋連接。為增加傳動系的最大傳動比及檔數(shù)，目前絕大多數(shù)越野車都裝有兩檔分動器，使之兼起副變速器的作用。本課題針對哈弗 H3 越野汽車的分動器進行設計，本文首先分析了分動器的結構原理以及對比國內(nèi)外分動器研究成果。接著提出滿足哈弗 H3 越野汽車功能的分動器設計方案，哈弗 H3 越野汽車有一個輸入軸兩個輸出軸，輸入軸通過萬向軸與變速器輸出軸連接，兩個輸出軸分別與前后橋驅動軸連接起到動力分配和減速增矩的作用。本文對分動器組成的齒輪、軸、同步器分別進行了詳細設計，對今后的分動器設計具有很好的指導意義。關鍵字：分動器 齒輪 軸 同步器AbstractIn the multi-axis drive car , in order to assign to each East transmission output drive axle , both equipped with a splitter . The basic structure of the actuator is a gear transmission . The input shaft directly or via a universal drive shaft is connected to a second transmission means and , there are a number of the output shaft , respectively, through a universal drive means connected to each drive axle . To increase the maximum transmission ratio of the drive train and the number of files , the vast majority of off-road vehicles are equipped with two tranches actuator, make and play the role of deputy transmission.The topic for the Hover H3 sport utility vehicles splitter design, this paper analyzes the principle and comparative research abroad splitter structure of the actuator . Then Hover H3 off-road vehicles to meet the proposed functions of actuator design, Hover H3 off-road vehicle has an input shaft two output shafts , input shaft is connected through a cardan shaft transmission output shaft and two output shafts and axle shaft , respectively, power distribution and connection to play the role of the deceleration torque-up . Gears, shafts, synchronizer actuator consisting of this paper were carried out detailed design for the future design of the actuator has a good guide .Keywords: Splitter Gear Shaft Synchronizer原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763目 錄摘 要 .1Abstract 1第一章 緒論 .21.1 分動器簡介 21.2 課題研究背景及意義 21.3 國內(nèi)外相關研究現(xiàn)況 31.4 設計要求 .41.4.1 設計參數(shù) 41.4.2 設計基本要求 .4第二章 總體設計 .52.1 分動器結構與工作原理分析 52.2 傳動方案 .62.3 齒輪的布置 62.4 換擋結構形式的選擇 72.5 擋數(shù)及傳動比的確定 .72.6 中心距 A 確定 9第三章 齒輪的設計及校核 .113.1 基本參數(shù)的選擇 .113.1.1 模數(shù)的確定 .113.1.2 壓力角 .11?3.1.3 螺旋角 的確定 .11?3.1.4 齒寬 .113.1.5 齒頂高系數(shù) .123.2 各檔齒輪齒數(shù)的確定 .123.2.1 低速檔齒輪副齒數(shù)的確定 .123.2.2 對中心距進行修正 .12原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397633.2.3 確定其他齒輪的齒數(shù) .133.3 齒輪的變位 .133.4 齒輪的校核 .153.4.1 計算扭矩 T 的確定 .153.4.2 輪齒的彎曲應力 .173.4.3 輪齒接觸應力 .20第四章 軸及附件的設計 .224.1 軸的結構形式 224.2 軸的尺寸初選 .224.3 軸的結構設計 .224.4 軸的強度計算 234.4.1 軸的受力計算 .244.4.2 軸的剛度計算 .244.4.3 軸的強度計算 .264.5 同步器設計 .294.5.1 同步器的功用及分類 .294.5.2 同步器主要尺寸的確定 294.5.3 主要參數(shù)的確定 .304.5.3 嚙合套的設計 .314.6 箱體的設計 31結 論 .32參考文獻 .33致 謝 .34原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第一章 緒論1.1 分動器簡介裝于多橋驅動汽車的變速器后，用于傳遞和分配動力至各驅動橋，兼作副變速器之用。常設兩個檔，低檔又稱為加力檔。為了不使后驅動橋超載常設聯(lián)鎖機構，使只有結合前驅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（在發(fā)動機最大轉矩下一般為 2.5～5km/h） 。高檔為直接檔或亦為減速檔。（1）帶軸間差速器的分動器 各輸出軸可以以不同的轉速旋轉，而轉矩分配則由差速器傳動比決定。據(jù)此，可將轉矩按軸荷分配到各驅動橋。裝有這種分動器的汽車，不僅掛加力檔時可使全輪驅動，以克服壞路面和無路地區(qū)地面的較大阻力，而且掛分動器的高檔時也可使全輪驅動，以充分利用附著重量及附著力，提高汽車在好路面上的牽引性能。 （2）不帶軸間差速器的分動器 各輸出軸可以以相同的轉速旋轉，而轉矩分配則與該驅動輪的阻力及其傳動機構的剛度有關。這種結構的分動器在掛低檔時同時將接通前驅動橋；而掛高檔時前驅動橋則一定與傳動系分離，使變?yōu)閺膭訕蛞员苊獍l(fā)生功率循環(huán)并降低汽車在好路面上行駛時的動力消耗及輪胎等的磨損。（3）裝有超越離合器的分動器 利用前后輪的轉速差使當后輪滑轉時自動接上前驅動橋，倒檔時則用另一超越離合器工作。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩，是 4x4 越野車汽車傳動系中不可缺少的傳動部件，它的前部與汽車變速箱聯(lián)接，將其輸出的動力經(jīng)適當變速后同時傳給汽車的前橋和后橋，此時汽車全輪驅動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。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。1.2 課題研究背景及意義當前，汽車工業(yè)成為中國經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng)件的設計需求旺盛。其中，分動器總成是四輪驅動汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的操控性能與動力性能。 本課題根據(jù)長城哈弗 H3 汽車的行駛要求，對其分動器進行整體結構設計，目的在于實現(xiàn)汽車在行駛時具備良好的動力性能與操控性能。汽車的使用條件非常復雜，經(jīng)常在無路或壞路條件下工作的越野汽車，需要利用汽車的總重量，使每一個承受負載的車輪都產(chǎn)生牽引力，因此必須用全輪驅動。也就是必須將變速器傳出的扭矩分配給所有的驅動輪，負擔這一任務的機構就是分動器。汽車分原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763動器則是主宰四輪驅動的核心，其功能是將變速器輸出的動力，分配到兩個驅動橋，最后將動力傳輸至四個車輪[1]。近幾年隨著我國汽車業(yè)的飛速發(fā)展，人們越來越要求駕駛的樂趣。越野車變成為市場的新寵兒。市場對越野車的要求也越來越高。分動器是越野車的重要部分，對分動器的研究可以根本上提升越野車的整體性能，從而拉動市場消費。另一方面，為了推動經(jīng)濟的快速發(fā)展，需要重型越野車來適應惡略的工作環(huán)境，從而來提高產(chǎn)值。分動器的研究可以從根本上降低運輸?shù)某杀尽６抑匦驮揭败嚫嗟倪\用于軍事方面。研究重型越野車分動器，提升重型越野車的整體性能，可謂是利國利民的。因此對越野車分動器的研究越來越得到社會的重視。1.3 國內(nèi)外相關研究現(xiàn)況在多軸驅動車輛誕生時，分動器只是一個很簡單的齒輪傳動系統(tǒng)。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展和汽車技術的不斷成熟，分動器的結構也出現(xiàn)了明顯的變化。由于現(xiàn)代車輛發(fā)動機輸出的轉矩比較大，即使在高速運轉時仍可輸出較大的轉矩，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，現(xiàn)代車輛大都趨向采用單速分動器。車輛使用單速分動器后，不僅使分動器的結構簡化，而且還使駕駛員的操縱更加簡單。在裝有傳統(tǒng)雙速分動器的車輛上，駕駛員通常需要進行分動器的高、低檔轉換[2]，這樣不僅操作復雜，而且還影響車輛的越野機動能力[3]。因此，使用單速分動器的車輛不斷增多。但是隨著電控技術引入車輛，高低檔轉換直接由車輛的 Ecu 根據(jù)路況決定，并且越來越復雜，發(fā)展出各種不同的驅動類型。分動器的設計結構[4]與傳動系統(tǒng)[5]基本決定了其性能和檔次。至今，分動器已經(jīng)發(fā)展到第五代:第一代的分動器基本上為分體結構，直齒輪傳動、雙換檔軸操作、鑄鐵殼體;第二代分動器雖然也是分體結構，但已改為全斜齒齒輪傳動、單換檔軸操作和鋁合金殼體，一定程度上提高了傳動效率、簡便了換檔、降低了噪音與油耗;第三代分動器增加了同步器，使多軸驅動車輛具備在行進中換檔的功能;第四代分動器的重大變化在于采用了聯(lián)體結構以及行星齒輪加鏈傳動，從而優(yōu)化了換檔及大大提高了傳動效率和性能;第五代分動器如圖 1 所示。殼體采用壓鑄鋁合金材料、齒型鏈傳動輸出，其低擋位采用行星斜齒輪機構，使其輕便可靠、傳動效率高、操縱簡單、結構緊湊、噪音更低[6]。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763圖 1 第五代分動器1.4 設計要求1.4.1 設計參數(shù)本次設計長城哈弗 H3 越野車的基本參數(shù)如表 1 所示表 1 長城哈弗 H3 越野車的基本參數(shù)長城哈弗 H3 越野車的基本參數(shù)發(fā)動機 2.4L 136 馬力 L4最大功率（kw） 100最大功率轉速(rpm) 5250最大扭矩（N-m） 200最大扭矩轉速（rpm） 3000輪胎 235/70/R16驅動方式 前置四驅1.4.2 設計基本要求分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩。分動器也是一個齒輪傳動系統(tǒng)，它單獨固定在車架上，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動橋相連。汽車全輪驅動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。對分動器的設計要求要滿足以下幾點：（1）具有良好的工作效能；（2）工作可靠；（3）操作輕便，并具有良好的隨動性；（4）便于維護和保養(yǎng)。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第二章 總體設計2.1 分動器結構與工作原理分析在多軸驅動的汽車上，為了將變速器輸出的東路分配到各個驅動橋，均裝有分動器。分動器的基本結構也是一個齒輪傳動系統(tǒng)。其輸入軸直接或通過萬向傳動裝置與變速器 第二軸相連，其輸出軸則有若干個，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅動橋連接。為增加傳動系的最大傳動比及檔數(shù)，目前絕大多數(shù)越野車都裝有兩檔分動器，使之兼起副變速器的作用。分動器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個或兩個以上，通過萬向傳動裝置分別與各驅動橋相連。圖 1-1 北京吉普切諾基汽車行星機構 AMC207 型分動器分動器內(nèi)除了具有高低兩檔及相應的換檔機構外，還有前橋接合套及相應的控制機構。當越野車在良好路面上行駛時，只需后輪驅動，可以用操縱手柄控制前橋接合套，切斷前驅動橋輸出軸的動力。 分動器的工作要求原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763（1）先接前橋，后掛低速檔；（2）先退出低速檔，再摘下前橋；上述要求可以通過操縱機構加以保證。分動器的結構形式是多種多樣的，各種結構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條件的變化而變化。因此在設計過程中我們應深入實際，收集資料，調(diào)查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產(chǎn)品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。機械式具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用。2.2 傳動方案分動器的結構形式是多種多樣的，各種結構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條變化而變化。機械式具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用。本設計采用的結構方案如圖 2 所示。1-輸入軸 2-低檔齒輪 3-離合器接合套 4-四輪驅動齒輪 5-同步器盤 6-后輸出軸 7-中間軸 8-前輸出軸圖 1-2 分動器傳動示意圖大多數(shù)分動器由于要起到降速增矩的作用而比變速箱的負荷大，所以分動器中的常嚙齒輪均為斜齒輪。各擋位齒輪在分動器中的位置安排，考慮到齒輪的受載狀況。承受載荷大的低擋齒輪，安置在離軸承較近的方，以減小鈾的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。分動器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高擋齒輪安原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763排在離兩支承較遠處。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。2.3 齒輪的布置各齒輪副的相對安裝位置，對于整個分動器的結構布置有很大的影響，要考慮到以下幾個方面的要求：（1）整車總布置根據(jù)整車的總布置，對分動器輸入軸與輸出軸的相對位置和分動器的輪廓形狀以及換擋機構提出要求（2）駕駛員的使用習慣 （3）提高平均傳動效率（4）改善齒輪受載狀況 各擋位齒輪在分動器中的位置安排，考慮到齒輪的受載狀況。承受載荷大的低擋齒輪，安置在離軸承較近的方向，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。分動器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠處。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。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、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復雜，工作時有軸向力，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。2.4 換擋結構形式的選擇目前用于齒輪傳動中的換擋結構形式主要有三種[2]： （1）滑動齒輪換擋 通常是采用滑動直齒輪進行換擋，但也有采用滑動斜齒輪換擋的?；瑒又饼X輪換擋的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時齒端面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大。所以這種換擋方式，一般僅用在較低的檔位上，例如變速器中的一擋和倒擋。采用滑動斜齒輪換擋，雖有工作平穩(wěn)、承裁能力大、噪聲小的優(yōu)點，但它的換擋仍然避免不了齒端面承受沖擊。（2）嚙合套換擋 用嚙合套換擋，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的接合齒，用來與嚙合套相嚙合。這種結構既具有斜齒輪傳動的優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換擋時，沖擊力集中在 1～2 個輪齒上的缺陷。因為在換擋時，由嚙合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和接合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了分動器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。此設計就是采用嚙合套換擋。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763（3）同步器換擋 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕接合齒在換擋時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟性和縮短換擋時間等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性、經(jīng)濟性和山區(qū)行駛的安全性。其缺點是零件增多，結構復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已解決。比如在其工作表面上鍍一層金屬，不僅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)。2.5 擋數(shù)及傳動比的確定主減速比的計算： （2.1）073.614085.367.237.0max??iivrnighp其中根據(jù)輪胎規(guī)格 235/70 R16 得輪胎半徑 mr 367.025.04. ?????根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件確定傳動比:（2.2）max2egITriG???為了增強汽車在不好道路的驅動力，目前，四驅車一般用 2 個檔位的分動器，分為高檔和低檔.本設計也采用 2 個檔位。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速較低，所以可以忽略掉空氣阻力，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有(2.3)maxaxmaxmax )sinco( ???gfgrkiTtfdogle ???則由最大爬坡度要求的分動器低檔傳動比：（2.4）kiTrioglefd??max式中， ----汽車總質量；m----重力加速度；g----道路最大阻力系數(shù)；ax?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763----驅動輪的滾動半徑；r----發(fā)動機最大轉矩；maxeT----主減速比；oi----汽車傳動系的傳動效率；?----前后輪轉矩分配比；k658.14.037.620367.)1981(.9sincomaxmax?????Tglerfdkfi ??求得變速器一擋傳動比為： 658.1?fdi根據(jù)滿足不產(chǎn)生滑轉條件，即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產(chǎn)生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下：（2.5）??2maxGrkiTtfdgloe?式中， ----汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷；2G----路面的附著系數(shù)，計算時取? 6.0~5?85.29.04.30766791max2????TgloerglkiGi??通過以上計算可得到 ，在本設計中，取 。 取高擋傳動比 。658.1?fdi .2?fdi 0.1?fgi2.6 中心距 A 確定將中間軸與第二軸之間的距離稱為中心距 A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對分動器的外形尺寸、體積質量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。分動器的軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置分動器的可能與方便和不因同一垂直原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，分動器中心取得過小，會使分動器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：(2.6)3maxelATK?式中， -中心距系數(shù)。對轎車， =9.5~11AK-分動器處于低速檔時的輸出扭矩maxelTNifdel ????4329.02a?故由（2.6）可得出初始中心距 ： m15.832.79.04215.3 ）～）～（ ??A為檢測方便，圓整中心距 。m8原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第三章 齒輪的設計及校核3.1 基本參數(shù)的選擇3.1.1 模數(shù)的確定齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求、載荷等。決定齒輪模數(shù)的因素有很多，其中最主要的是載荷的大小。從加工工藝及維修等觀點考慮，同一齒輪機械中的齒輪模數(shù)不宜過多。分動器齒輪模數(shù)的范圍如表 3.1表 3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) nm乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/ta車 型1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0 ≤14.0n?≥ 14.0n模數(shù) /mmnm2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.5～6.00一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 —所選模數(shù)應符合國家標準 GB/T1357—1987 的規(guī)定， 。接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。由于工藝上的考慮，同分動器中的結合齒采用同一模數(shù)。其選取的范圍是：轎車及輕、中型貨車為 2～3.5；重型貨車為 3.5～5。選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋，所以初選齒輪模數(shù)為 3。3.1.2 壓力角 ?壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度并降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。國家規(guī)定的標準壓力角為 ， 所以本設計中分動器齒輪壓力角取 。20? ?203.1.3 螺旋角 的確定?選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763螺旋角應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。轎車變速器齒輪應采用較大螺旋角以提高運轉平穩(wěn)性，降低噪聲。初選嚙合套或同步器取 ；斜齒輪螺旋角 。?30?253.1.4 齒寬齒輪寬度大，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。通常可以根據(jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬 b。（3.1）ncmkb?式中： －齒寬系數(shù)，直齒輪取 ，斜齒輪取 ；ck 0.74～c?6.807～kc?－法面模數(shù)。n齒寬可根據(jù)下列公式初選：直齒輪 ，斜齒輪 。mb).8~5( mb).~(綜合各個齒輪的情況，均為斜齒輪:設計 ，齒寬均選為 。2.8~18.6)(703b???243.1.5 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.75～0.80 的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1.00 的細高齒。本設計取為 。0.1?f3.2 各檔齒輪齒數(shù)的確定 3.2.1 低速檔齒輪副齒數(shù)的確定在初選中心距、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)。齒數(shù)和： （3.2）34.8325cos80cos2zZ1n ??????nmA?圓整取 484.2i13FDz根據(jù)經(jīng)驗數(shù)值，取 ，則19z4?2z3原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763通過比較可以得出 ， 時， ，與設計要求 2.4 最接近。19z?2.32i?低所以： ， 。z123.2.2 對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和 后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的 和齒輪?z ?z變位系數(shù)重新計算中心距 ，再以修正后的中心距 作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故AA中心距變?yōu)椋海?.3） mn 4.7925cos348s2mZ????修正中心距，取 。79重新確定螺旋角 ，其精確值應為?24.30798arcos2arcos12 ????AZmn?下面根據(jù)方程組： 57.1294. 83.ss2143124????ziFDn 。?確定常嚙合齒輪副齒數(shù)分別為: 。43z，重新確定螺旋角 β，其精確值為:?30.24798arcos2cos34 ????AZmarn?3.2.3 確定其他齒輪的齒數(shù)齒輪 5 為后橋輸出軸齒輪，因此齒輪 5 與前橋輸出軸齒輪 3 各參數(shù)應相同。高速檔傳動比 1.0iFG?(3.4)62.09.z3467??i高(3.5)0.1)652.1()1(tan6743674 ?????zz?(3.6)??30.2.ta??原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763(3.7)4830.24cos792cos26776 ， 取????? ?nmAz?于是可得， 。， 1976z重新確定螺旋角 β，其精確值為(3.8)?30.24798cos2)(cos176167 ??????Azn?3.3 齒輪的變位齒輪 1、2 的各參數(shù)：取模數(shù) ， 螺旋角 齒寬系數(shù) 。3?nm?24.30??8?kc分度圓壓力角： ?cos/tatn?1.7t端面嚙合角： ?7.21s94scos,, ?tAt?.0,?變位系數(shù)之和： ??nt,t21na?iviz???-.364??n查表得 05108.2n?173.79' ??nmAy 3.46?????n?分度圓直徑: mzd5.230.4cos1911???n 4.9.22 ??節(jié)圓直徑： mm5628/179/1???nZAzdmm.2齒頂高： 3.12m0.1)-.5()(1*1 ??????nnamyh? 784122 ??齒根高： 3.6)0.5-.2()(1*1 nnafch?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.0m3)0.8.25(1)(2*2 ???????nnaf mch?全齒高： 671fah齒頂圓直徑： 6.7.1.41ad0892?9522 ???a齒根圓直徑: 5.34.-6.11?ffh7m422ffd當量齒數(shù)： ?19.25cos31??zn?60.82所有齒輪參數(shù)如表 3.2 所示表 3-2 各齒輪基本參數(shù)齒輪 高速檔 低速檔 常嚙合輸入軸齒輪 6中間軸齒輪 7輸入軸齒輪 1中間軸齒輪 2輸出軸齒輪 3中間軸齒輪 4齒輪齒數(shù)29 19 19 29 29 19實際傳動比 i 1.526 1.526 1.526螺旋角 β ?30.24?30.24?30.24法面模數(shù) （mm）nm3 3 3法面齒頂高系數(shù) ?ah1 1 1法面頂隙系數(shù) nc0.25 0.25 0.25分度圓壓力角 ?20° 20° 20°分度圓直徑 d（mm） 95.45 62.54 62.54 95.45 95.45 62.54中心距 A（mm） 79 79 79中心距變動系數(shù) 0 0 0齒頂高 ha（mm） 2.72 3.12 3.12 2.72 2.72 3.12齒根高 hf（mm） 4 3.6 3.6 4 4 3.6齒全高 h（mm） 6.72 6.72 6.72有效齒寬 b（mm） 24 24 24當量齒數(shù) nz38.60 25.19 25.19 38.60 38.60 25.19原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397633.4 齒輪的校核3.4.1 計算扭矩 T 的確定分動器齒輪強度計算扭矩 T，應在比較兩種不同載荷狀況之后，選擇確定。第一種載荷狀況是考慮自變速器傳來的最大驅動扭矩 ；1T（3.9）變變 ?iTemax?式中: —發(fā)動機最大扭矩;maxeT—變速器頭檔速比;變i—變速器效率;變?第二種載荷狀況是考慮到保證驅動輪發(fā)出最大附著力矩所需的分動器輸入扭矩 ；2T在高檔時：（3.10）分主后 附 ?FG0M'2i?T式中： —后橋驅動時的最大附著力矩；后 附M；r???后 附—滿載時分配到前橋的重量 ；G—最大附著系數(shù)，0.5~0.6；—車輪滾動半徑；r—主傳動比 ；0i—分動器高檔傳動比；FG—主傳動效率；主?—分動器效率；分在低檔時：（3.11）分主附 ?FD0M2i??T原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763式中： ——后橋驅動時的最大附著力矩；后 附M；r???G后 附—滿載時整車重量 ；—最大附著系數(shù)， ；0.6~5—車輪滾動半徑；r—主傳動比 ；0i—分動器低檔傳動比；FD—主傳動效率；主?—分動器效率；分若 (或 )，則說明自變速器傳來的最大驅動扭矩實際上是不能被利用的，1T?2?2這時應選取 (或 )作為計算扭矩( 用于計算高檔齒輪， 用于計算低檔齒輪)。?2TT?2由式（3.14）可得 mNiT ????? 619.04.301變變 ?由式（3.15）可得 mNT ????? 27.14896.0.4.2073.6377689'2由式（3.16） 可得 所以高速檔時 作T ????? 50.3196.0.4.2073.6376891'2 '2T為計算轉矩，低速檔時 作為計算轉矩 。'3.4.2 輪齒的彎曲應力 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763圖 3.1 齒形系數(shù)圖直齒輪彎曲應力公式為(3.12)btyKFfw?1?式中： －彎曲應力( )；w?MPa－圓周力(N)， ；1FdTFg21?－計算載荷(N·m)；gT－節(jié)圓直徑(mm)；d－應力集中系數(shù)，可近似取 ；?K1.65??K－摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力f的影響也不同，主動齒輪 ，從動齒輪 ；.f 0.9f－齒寬 (mm)；b－端面齒距(mm)， ；t mt??－模數(shù)；m－齒形系數(shù)，如圖 3.1 所示y因為齒輪節(jié)圓直徑 ，式中 為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)代入式后得zd（3.13）yKmTcfgw32????（2）斜齒輪的彎曲應力公式為原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763（3.14）??btyKFw1?式中： －圓周力( )， ；1FNdTg21－計算載荷(N·m )；gT－節(jié)圓直徑(mm)， ， －法向模數(shù)(mm)， －齒數(shù)， －斜d???coszmn?nz?齒輪螺旋角( )；?－應力集中系數(shù)， ；?K50.1?K－齒面寬 (mm)；b－法向齒距(mm)， ；t nmt??－齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) 在圖 4.1 中查得；y ?3cosz－重合度影響系數(shù)， 。?K0.2?K將上述有關參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應力公式為（3.15）?????yzmTCngw3cos?對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 范圍，對貨車為350MPa~18范圍。當掛上低速檔時傳遞的轉矩最大，因此只要校核低速檔時的彎曲應250MPa~1力就可以了。掛上低速檔時：輸入軸傳遞的轉矩即為變速器傳來的轉矩 ?2T中間軸傳遞的轉矩： mNT?????5.4819/22輸出軸轉矩： ?.7310/3低速檔齒輪為斜齒輪，所以應用彎曲應力公式（3.15）式中： －齒形系數(shù)。由圖 3.1 查得 ， ，y 42.1?y148.0y142.03?y8.通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式（3.15）后得： 350MPa~18239.4Pa0.8142.3914. 5cos0523211 ????????????KymzTCnw原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763?????KymzTCnw2312cos??350Mpa~186.5Pa814.032914. .5cos58 ??????????KymzTCnw343cos2??350pa~185.Pa2814.02914.3.cs73 ??????????KymzTCnw434cos??350Mpa~185.Pa281.03914. .cos582 ?????同理可得高速檔的齒輪的彎曲強度均合格。3.4.3 輪齒接觸應力（3.16）????????bzjFE??1418.0式中： －輪齒接觸應力( )；j MPa－齒面上的法向力( )， ， 為圓周力( )， ，F(xiàn)N????cost?tFNdTFgt2?為計算載荷 ( )， 為節(jié)圓直徑( )， 為節(jié)點處壓力角( )， 為齒輪螺旋角( )；gTm?dm???－齒輪材料的彈性模量( )， ；EMPaPaE510.2??－齒輪接觸的實際寬度( )，斜齒輪用 代替；b ?cosb、 －主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑( )，直齒輪 、z? m??sinzr?， 斜齒輪 、 ， 、 主、從動齒輪節(jié)?sinbr??????2cosinzr?????2inbrb圓半徑( )。 m齒輪材料選為 40Cr，滲碳淬火處理，齒面硬度 52~68HRC，7 級精度。將作用在分動器輸入軸上的載荷 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表 3.3。maxeT表 3.3 變速器齒輪的許用接觸應力齒輪 MPaj/?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋 1900～2000 950～1000常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700低檔時受力分析低檔時輸入軸受力： NdTF 80.1730.24cos54.621.3cos21 ????? ????低檔時中間軸受力： d 46.1783.24cos045.91.8cos2 ??斜齒圓柱齒輪： =3， ， ， ， ，Mn1?Z9?Z50.E?2.m1?d95.4m2?d，35.0N'2Tj 28.93.4cos/83cos/22???bmm.10./in/sin2121 ??????dr?mm65.93.4cos/sico/0i 222 ???將各參數(shù)代入公式后得 1386.7MPa5.98.1289.201748.0.5212 ????????????????bEFj同理得： 1386.0Mp5.98.1289.20461748.0. 543143 ????????????????? ??bEFj同理，齒輪 4 與齒輪 5 之間參數(shù)相同，接觸應力 ， 滲碳齒輪的許用應Paj54??力在 之間，所有接觸應力符合要求。 10~3原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第四章 軸及附件的設計4.1 軸的結構形式設計軸時主要考慮以下幾個問題：軸的直徑和長度，軸的結構形狀，軸的強度和剛度，軸上花鍵的形式和尺寸等。軸的結構形狀應保證齒輪、嚙合套及軸承等安裝、固定，并與工藝要求有密切關系。本設計中，輸入軸和低速檔齒輪做成一體，前端通過矩形花鍵安裝半聯(lián)軸器，其后端通過滾針軸承安裝在后橋輸出軸齒輪內(nèi)腔里。高速檔齒輪通過花鍵固定在輸入軸上。中間軸有旋轉式和固定式兩種，本設計中采用旋轉式中間軸。中間軸與嚙合套的齒座做成一體，兩端通過圓錐滾子軸承支撐。高、低速檔齒輪均用滾針軸承安裝在軸上，常嚙合齒輪通過花鍵固定在軸上。中間軸兩端做有螺紋，用來定位軸承，螺紋不應淬硬。后橋輸出軸與其上齒輪做成一體，齒輪做有內(nèi)腔以安裝輸入軸，齒輪懸臂布置，采用兩個圓錐滾子軸承支撐。與前橋輸出軸對接處做有漸開線花鍵，通過嚙合套可以與前橋輸出軸上的漸開線花鍵聯(lián)接，用以接上、斷開前橋輸出。各檔齒輪與軸之間有相對旋轉運動的，無論裝滾針軸承、襯套(滑動軸承)還是鋼件對原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，不低于 0.8，表面硬度不低于 HRC58-63。各截面尺寸避免相差懸殊。4.2 軸的尺寸初選軸剛度不足會引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。設計分動器軸時，其剛度大小應以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)。輸入軸最小直徑可按下式初選：(4.1)3jTKd?式中， 為經(jīng)驗系數(shù)， ； 為計算轉矩。K4.6~0?j將各參數(shù)代入公式（4.1）可得： )32.1~.7(?d初選最小直徑 30mm。在已經(jīng)確定了中心距 A 后，輸入軸和中間軸中部直徑可以初步確定，。在草圖設計過程中，將最大直m)47.~(35.790.6~.45()0.6~(.45d ????徑確定為如下數(shù)值：輸入軸 ，中間軸 ，輸出軸 。mind0din?40mdin?4.3 軸的結構設計(1）輸入軸結構設計輸入軸的最小直徑在安裝聯(lián)軸器的花鍵處，聯(lián)軸器的計算轉矩 ，取1caTKA?KA=1.3，則：(4.2)mN6.51432.1ca ?????TKA查《機械設計課程設計手冊》表 8-3，選用 HL7 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為 30mm，故取 ，m630?Nab60l30ab?，?，CD 段裝有圓錐滾子軸承，查《機械設計課程設計手冊》6-720l?bcbc，?選孔徑為 40mm 的 30208 型圓錐滾子軸承與之配合其尺寸為，故取20m179m75.2084aCBTDd ?????DE 段固定齒輪，故取 ，根據(jù)整體結構，， lcdc1940 446?dedel，?取 FG 處是齒輪軸上的齒輪 6，分度圓直徑，，mefef 605?GH 段安裝滾針軸承，由于只承受彎矩故可取，， lfgfg24?，滾針軸承尺寸 。hh340， 27450CDd???輸入軸的花鍵 。016528BDdN??原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763(2）后橋輸出軸結構設計為了防止兩軸研合到一起引起兩周對接卡死，輸入軸與后橋輸出軸間留有 0.5mm 的間隙，IK 是齒輪軸上的齒輪 3，分度圓直徑KL 段安裝軸承，查表取孔徑 50mm 的 30210，， m0524lm45.9????IKIK?型圓錐滾子軸承，其尺寸為，故 ，20m1721.90aCBTDd ???? 50?kl?， LM 段根據(jù)端蓋結構取 ，NO 段安裝輸出軸聯(lián)軸器，lk20 lmlm4,50??取 。花鍵為 。lnono824?，? 368BDdN(3）中間軸結構設計de 段是嚙合套外齒輪 8，分度圓直徑 ， ，嚙合套齒42de??lde29?輪 8 與兩邊的齒輪 7、2 各留有 0.5mm 的間隙，齒輪 7、2 的總齒寬為 30mm，齒輪 2，4間留有間隙 5mm，所以 ，BC 、FG 段安裝mml cdcd 505.3l,5.4efef??， 取軸承，取孔徑為 45mm 的 30208 型圓錐滾子軸承，，AB、GH 段做成螺紋用于軸的兩端固定，取19,40bc ??fgbcfglm?。ha53ha，（4）前橋輸出軸結構設計如圖 4-5 所示CD 段齒輪分度圓直徑 ，BC 段安裝一對圓錐滾子軸承，取孔mlcd304cd?，?徑為 50mm 的 30210 型圓錐滾子軸承， ，AB 段安裝聯(lián)軸器，取lbcb505，?；ㄦI為 。mlabab8245?，? 1628??BDN4.4 軸的強度計算4.4.1 軸的受力計算(1)輸入軸(4.3)NdTFt 54.108954.623131???(4.4)r 27.3.2cos.tancostan21 ???(4.5)NdTFa 6.4554.610t031t11 ?????（2）中間軸(4.6)dt 10.945.910822 ?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763(4.7)NdTFr 08.42930.2cos45.91tan812costan2 ??????(4.8)a 5tt22 ?(3) 輸出軸 (4.9)NdTFt 85.124045.9733???(4.10)r 2.613.cos.tan2cosan3 ???(4.11)dTFa 0.95345.902t7t3 ????4.4.2 軸的剛度計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，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。軸在垂直面內(nèi)撓度為 ，在水平面內(nèi)撓度為 和轉角為 δ，可分別用下式計算：cf sf（4.12）EILbaFfc321?（4.13）Ifs2（4.14）??EILabF31???式中：——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；1F——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ；2——彈性模量（ ） ， =2.1×105 ；EMPaEPa— —慣性矩（mm 4） ，對于實心軸， ；I 64dI??——軸的直徑（ mm） ，花鍵處按平均直徑計算；d、 ——齒輪上的作用力距支座 、 的距離（mm） ；abAB——支座間的距離（mm） 。L原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763軸的全撓度為 mm。2.02???scff軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 =0.05～ 0.10mm， =0.10～0.15mm。齒??cf??sf輪所在平面的轉角不應超過 0.002rad。(1)低檔時輸入軸的撓度和轉角的計算：已知：a=30.5625mm；b=57.25mm；L=87.8125mm；d=45mm，把有關數(shù)據(jù)代入（4.12） 、 （4.13） 、 （4.14）得到：mmLdEbaFIfrrc 4212136???10.~5.][01.??cfmm.][8.421 sts ffmm2.03.2???scffrad.17.3)(1???EILabFr?（2）中間軸的撓度和轉角的計算：已知：a=25.625mm；b=93.375mm；L=119mm ；d=40mm，把有關參數(shù)代入（4.12） 、（4.13） 、 （4.14）得到：mmLdEbaFILfrrc 4212136???10.~5.][01.???cfmm.][9.421 sts ffmm2.015.2???scffrad3)(1 ???EILabFr?(3)輸出軸的撓度和轉角的計算：已知：a=25.625mm；b=95.625mm；L=121.25mm ；d=40mm，把有關參數(shù)代入（4.12） 、 （4.13） 、 （4.14）得到：mmLdEbaFILfrrc 4212136??? 10.~5.][0123.???cfmm421sts ffmm20342???scf原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763rad02.0351.3)(1 ????EILabFr?所以各軸都滿足剛度要求。4.4.3 軸的強度計算(1)輸入軸強度校核：已知：； ； ； ； =30.5625mm；m3150NTj?NF06.429r1?F6.451a?NF54.108t?1L=57.25mm；L=87.8125mm ；d=45mm2L1)求水平面內(nèi)支反力 、 和彎矩HARBHCM(4.15)1tF??(4.16)21LHBA由以上兩式可得 =6575.34N， =3510.20N， =200958.95N.mmRRHC2)求垂直面內(nèi)支反力 、 和彎矩VABVCM(4.17)1rF??(4.18)LRdLVBar12由以上兩式可得 =1271.49N， =2757.78N， =38857.16N.mm，VAR左VC=157882.9N.mm右VCM .m356082N16.09157829.2022132 ??????TVH?右 ??a4Pa45.8.631 MPd ??????所以滿足設計要求。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763RVA RHBRHARVBFa1Fr1Ft1RHAFt1RHBL2L1=30.56 LRVA RVBFr9MM=200958.95NmmMvc 左=38857.16NmmMvc 右=157882.9NmmTj=315500NmmM=353603.82Nmm