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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1 選題背景
在當(dāng)今飛速發(fā)展的社會(huì)現(xiàn)況下，人們對(duì)生活用品的需求上不斷的最求便捷和完美。汽車是我們?nèi)粘Ｉ钪斜夭豢缮俚拇焦ぞ咧?，然而汽車?duì)于人們來說已經(jīng)不只是單純的代步工具，更是享受生活的媒介，目前我國(guó)的人均經(jīng)濟(jì)條件已經(jīng)允許我們不只是做朝九晚五的上班族，在工作之余大部分人們選擇旅游，然而目前“自駕游”正值火熱，這樣我們就不能不預(yù)期沿途的路況，這時(shí)四驅(qū)和多驅(qū)車便受到大部分更關(guān)注汽車動(dòng)力性能的消費(fèi)者的青睞！雖然隨著交通條件和道路條件的不斷改善，民用越野車的用武之地越來越小但是由于其性能卓越，其依然被一些追求時(shí)尚、熱衷享受生活的人們所追逐。所以目前多軸驅(qū)動(dòng)車輛的民用形式主要為“舒適且充滿樂趣”的越野車。
目前分動(dòng)器已經(jīng)發(fā)展到第五代：第一代的分動(dòng)器基本上為分體結(jié)構(gòu)，直齒輪傳動(dòng)、雙換檔軸操作、鑄鐵殼體；第二代分動(dòng)器雖然也是分體結(jié)構(gòu)，但已改為全斜齒齒輪傳動(dòng)、單換檔軸操作和鋁合金殼體，一定程度上提高了傳動(dòng)效率、簡(jiǎn)便了換檔、降低了噪音與油耗；第三代分動(dòng)器增加了同步器，使多軸驅(qū)動(dòng)車輛具備在行進(jìn)中換檔的功能；第四代分動(dòng)器的重大變化在于采用了聯(lián)體結(jié)構(gòu)以及行星齒輪加鏈傳動(dòng)，從而優(yōu)化了換檔及大大提高了傳動(dòng)效率和性能；第五代分動(dòng)器殼體采用壓鑄鋁合金材料、齒型鏈傳動(dòng)輸出，其低擋位采用行星斜齒輪機(jī)構(gòu)，使其輕便可靠、傳動(dòng)效率高、操縱簡(jiǎn)單、結(jié)構(gòu)緊湊、噪音更低。分動(dòng)器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是前輸出軸傳動(dòng)系統(tǒng)皆采用低噪聲的多排鏈條傳動(dòng)。鏈傳動(dòng)相對(duì)齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)有傳動(dòng)平穩(wěn)、嗓聲小、中心距誤差要求低、軸承負(fù)荷較小及防止共振。分動(dòng)器功能上的特點(diǎn)是轉(zhuǎn)矩容量大、重量輕、傳動(dòng)效率高、噪音小、換擋輕便準(zhǔn)確，大大改善了多驅(qū)動(dòng)車輛的轉(zhuǎn)矩分配，進(jìn)而提高了整車性能。
進(jìn)入二十一世紀(jì)以來，隨著我國(guó)國(guó)民經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展，我國(guó)分動(dòng)器總成行業(yè)保持了多年高速增長(zhǎng)，并隨著我國(guó)加入WTO, 近年來，分動(dòng)器總成行業(yè)的出口也形勢(shì)喜人，2008年，全球金融危機(jī)爆發(fā)，我國(guó)分動(dòng)器總成行業(yè)發(fā)展也遇到了一些困難，如國(guó)內(nèi)需求下降，出口減少等，分動(dòng)器總成行業(yè)普遍出現(xiàn)了經(jīng)營(yíng)不景氣和利潤(rùn)下降的局面，2009年，隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)刺激計(jì)劃出臺(tái)和全球經(jīng)濟(jì)走出低谷，我國(guó)分動(dòng)器總成行業(yè)也逐漸從金融危機(jī)的打擊中恢復(fù)，重新進(jìn)入良性發(fā)展軌道。
進(jìn)入2010年，全球經(jīng)濟(jì)復(fù)蘇的前景面臨波折，國(guó)內(nèi)經(jīng)濟(jì)結(jié)構(gòu)調(diào)整的呼聲逐漸升溫，貿(mào)易保護(hù)主義的抬頭，分動(dòng)器總成行業(yè)中技術(shù)含量低的人力密集型企業(yè)，缺乏品牌的出口導(dǎo)向型企業(yè)面臨發(fā)展危機(jī)，而注重培養(yǎng)品牌和技術(shù)創(chuàng)新能力較強(qiáng)的企業(yè)將占得先機(jī)，分動(dòng)器總成行業(yè)企業(yè)如何面對(duì)新的經(jīng)濟(jì)環(huán)境和政策環(huán)境，制定適合當(dāng)前形勢(shì)和自身特點(diǎn)的發(fā)展策略與競(jìng)爭(zhēng)策略，是分動(dòng)器總成行業(yè)企業(yè)在未來兩年我國(guó)經(jīng)濟(jì)結(jié)構(gòu)調(diào)整大潮中立于不敗之地的關(guān)鍵。
下圖為來自中國(guó)行業(yè)經(jīng)濟(jì)信息網(wǎng)《2010年度最新中國(guó)分動(dòng)器后殼市場(chǎng)供需
調(diào)查報(bào)告》直觀的了解分動(dòng)器市場(chǎng)的部分信息：
圖1.1 2010-2014年我國(guó)分動(dòng)器產(chǎn)品產(chǎn)量預(yù)測(cè)
圖1.2 2010-2014年分動(dòng)器產(chǎn)品需求預(yù)測(cè)
1.2 分動(dòng)器的簡(jiǎn)介
在多軸驅(qū)動(dòng)的汽車上，為了將輸出的動(dòng)力分配給各驅(qū)動(dòng)橋設(shè)有分動(dòng)器。分動(dòng)器裝于多橋驅(qū)動(dòng)汽車的變速器后將變速器輸出的動(dòng)力分配到各驅(qū)動(dòng)橋，并且進(jìn)一步增大扭矩。此時(shí)汽車全輪驅(qū)動(dòng)，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。大多數(shù)分動(dòng)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(dòng)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。分動(dòng)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(dòng)比及排擋數(shù)目。分動(dòng)器還兼作副變速器之用。其低檔又稱為加力檔，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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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(dòng)器
各輸出軸可以以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，而轉(zhuǎn)矩分配則由差速器傳動(dòng)比決定。據(jù)此，可將轉(zhuǎn)矩按軸荷分配到各驅(qū)動(dòng)橋。裝有這種分動(dòng)器的汽車，不僅掛加力檔時(shí)可使全輪驅(qū)動(dòng)，以克服壞路面和無路地區(qū)地面的較大阻力，而且掛分動(dòng)器的高檔時(shí)也可使全輪驅(qū)動(dòng)，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(dòng)器
各輸出軸可以以相同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，而轉(zhuǎn)矩分配則與該驅(qū)動(dòng)輪的阻力及其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的剛度有關(guān)。這種結(jié)構(gòu)的分動(dòng)器在掛低檔時(shí)同時(shí)將接通前驅(qū)動(dòng)橋；而掛高檔時(shí)前驅(qū)動(dòng)橋則一定與傳動(dòng)系分離，使變?yōu)閺膭?dòng)橋以避免發(fā)生功率循環(huán)并降低汽車在好路面上行駛時(shí)的動(dòng)力消耗及輪胎等的磨損。
(3)裝有超越離合器的分動(dòng)器
利用前后輪的轉(zhuǎn)速差使當(dāng)后輪滑轉(zhuǎn)時(shí)自動(dòng)接上前驅(qū)動(dòng)橋，倒檔時(shí)則用另一超越離合器工作。
1.2.1 分動(dòng)器類型
（1）分時(shí)四驅(qū)(Part－time 4WD)
這是一種駕駛者可以在兩驅(qū)和四驅(qū)之間手動(dòng)選擇的四輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面情況，通過接通或斷開分動(dòng)器來變化兩輪驅(qū)動(dòng)或四輪驅(qū)動(dòng)模式，這也是一般越野車或四驅(qū)SUV最常見的驅(qū)動(dòng)模式。最顯著的優(yōu)點(diǎn)是可根據(jù)實(shí)際情況來選取驅(qū)動(dòng)模式，比較經(jīng)濟(jì)。
（2）全時(shí)四驅(qū)(Full－time 4WD)
這種傳動(dòng)系統(tǒng)不需要駕駛?cè)诉x擇操作，前后車輪永遠(yuǎn)維持四輪驅(qū)動(dòng)模式，行駛時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩按50：50設(shè)定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時(shí)驅(qū)動(dòng)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。但其缺點(diǎn)也很明顯，那就是比較廢油，經(jīng)濟(jì)性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪胎轉(zhuǎn)速的差異，一旦一個(gè)輪胎離開地面，往往會(huì)使車輛停滯在那里，不能前進(jìn)。
（3）適時(shí)驅(qū)動(dòng)(Real－time 4WD)
采用適時(shí)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的車輛可以通過電腦來控制選擇適合當(dāng)下情況的驅(qū)動(dòng)模式。在正常的路面，車輛一般會(huì)采用后輪驅(qū)動(dòng)的方式。而一旦遇到路面不良或驅(qū)動(dòng)輪打滑的情況，電腦會(huì)自動(dòng)檢測(cè)并立即將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩分配給前排的兩個(gè)車輪，自然切換到 四輪驅(qū)動(dòng)狀態(tài)，免除了駕駛?cè)说呐袛嗪褪謩?dòng)操作，應(yīng)用更加簡(jiǎn)單。不過，電腦與人腦相比，反應(yīng)畢竟較慢，而且這樣一來，也缺少了那種一切盡在掌握的征服感和駕駛樂趣。
1.2.2 分動(dòng)器的構(gòu)造及原理
分動(dòng)器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個(gè)或兩個(gè)以上，通過萬向傳動(dòng)裝置分別與各驅(qū)動(dòng)橋相連。
圖1.6為KANDA 87A-K型分動(dòng)器
圖1.3 KANDA 87A-K型分動(dòng)器
1.3 分動(dòng)器的設(shè)計(jì)思想
1、對(duì)分動(dòng)器的設(shè)計(jì)要求要滿足以下幾點(diǎn)：
1）便于制造、使用、維修以及質(zhì)量輕、尺寸緊湊；
2）保證汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；
3）換檔迅速、省力、方便；
4）工作可靠。不得有跳檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；
5）分動(dòng)器應(yīng)有高的工作效率；
6）分動(dòng)器的工作噪聲低
2、具體研究方法：
根據(jù)上述分動(dòng)器設(shè)計(jì)要求參照相關(guān)參考資料對(duì)其進(jìn)行設(shè)計(jì)研究。
1.4 本設(shè)計(jì)主要完成的內(nèi)容
1、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析
2、零部件結(jié)構(gòu)方案分析
3、擋數(shù)、傳動(dòng)比、中心距的確定
4、齒輪的設(shè)計(jì)及校核
5、軸的設(shè)計(jì)及校核
第2章 分動(dòng)器設(shè)計(jì)的總體方案
由于分動(dòng)器可做副變速器使用，故分動(dòng)器的設(shè)計(jì)總體方案參照變速器的設(shè)計(jì)過程進(jìn)行。變速器是汽車傳動(dòng)系的重要組成部分，是連接發(fā)動(dòng)機(jī)和整車之間的一個(gè)動(dòng)力總成，起到將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力通過轉(zhuǎn)換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)對(duì)變速器的總體方案均產(chǎn)生較大影響。
2.1 分動(dòng)器結(jié)構(gòu)方案的選擇
2.1.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析
分動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式是多種多樣的，各種結(jié)構(gòu)形式都有其各自的優(yōu)缺點(diǎn)，這些優(yōu)缺點(diǎn)隨著主觀和客觀條件的變化而變化。因此在設(shè)計(jì)過程中我們應(yīng)深入實(shí)際，收集資料，調(diào)查研究，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)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(biāo)準(zhǔn)化，最后確定較合適的方案 。機(jī)械式具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。
固定軸式分動(dòng)器中的兩軸式和中間軸式應(yīng)用廣泛，其中，兩軸式多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)汽車上。
與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，輪廓尺寸小和容易布置等有點(diǎn)，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，故傳動(dòng)效率高同時(shí)工作噪聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大、易損壞且受結(jié)構(gòu)限制。
由于本設(shè)計(jì)車型為發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)型，故本設(shè)計(jì)中采用固定軸式兩軸式分動(dòng)器。
2.1.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析
1.齒輪形式
分動(dòng)器用的齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等有點(diǎn)，缺點(diǎn)是制造時(shí)稍微復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。本設(shè)計(jì)中的齒輪全部采用斜齒圓柱齒輪。各齒輪副的相對(duì)安裝位置，對(duì)于整個(gè)分動(dòng)器的結(jié)構(gòu)布置有很大的影響，要考慮到以下幾個(gè)方面的要求：
1）整車總布置；2）駕駛員的使用習(xí)慣；3）提高平均傳動(dòng)效率；4）改善齒輪受載狀況。
故本設(shè)計(jì)中采用的齒輪均為漸開線斜齒圓柱齒輪。
2.各擋位齒輪在分動(dòng)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(dòng)器齒輪主要是因接觸應(yīng)力過高而造成表面點(diǎn)蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠(yuǎn)處。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉(zhuǎn)角較小，故齒輪的偏載也小。
3.齒輪的材料
分動(dòng)器齒輪的材料，一般都是20CrMnTi，滲碳淬火處理。這些齒輪都是“滿載”傳動(dòng)的。發(fā)動(dòng)機(jī)齒輪并非“滿載”傳動(dòng)，一般用鑄鐵甚至尼龍材料的。
4.換擋機(jī)構(gòu)形式
目前用于齒輪傳動(dòng)中的換擋結(jié)構(gòu)形式主要有三種：
1）滑動(dòng)齒輪換擋
通常是采用滑動(dòng)直齒輪進(jìn)行換擋，但也有采用滑動(dòng)斜齒輪換擋的?；瑒?dòng)直齒輪換擋的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、容易制造。缺點(diǎn)是換擋時(shí)齒端面承受很大的沖擊，會(huì)導(dǎo)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(dòng)斜齒輪換擋，雖有工作平穩(wěn)、承裁能力大、噪聲小的優(yōu)點(diǎn)，但它的換擋仍然避免不了齒端面承受沖擊。
2）結(jié)合套換擋
用嚙合套換擋，可將構(gòu)成某傳動(dòng)比的一對(duì)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，用來與結(jié)合套相嚙合。這種結(jié)構(gòu)既具有斜齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)克服了滑動(dòng)齒輪換擋時(shí)，沖擊力集中在1～2個(gè)輪齒上的缺陷。因?yàn)樵趽Q擋時(shí)，由結(jié)合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承擔(dān)所受到的沖擊，所以結(jié)合套和結(jié)合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。
它的缺點(diǎn)是增大了分動(dòng)器的軸向尺寸，未能徹底消陳齒輪端面所受到的沖擊。
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(shí)引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟(jì)性和縮短換擋時(shí)間等優(yōu)點(diǎn)，從而改善了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和山區(qū)行駛的安全性。其缺點(diǎn)是零件增多，結(jié)構(gòu)復(fù)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)。
故本設(shè)計(jì)中采用同步器換擋。
5.軸承
作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)感知軸承。
圓錐滾子軸承因有直徑較小，寬度較寬，因而容量大，可承受高負(fù)荷和通過對(duì)軸承預(yù)緊能消除軸向間隙及軸向竄動(dòng)等有點(diǎn)，但當(dāng)采用錐軸承時(shí)，要主意軸承的預(yù)緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙使中間軸歪斜，導(dǎo)致齒輪不能正確嚙合而損壞。
本設(shè)計(jì)的第一軸、第二軸均按直徑系列選用中系列錐軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～20mm。
第二軸的齒輪與軸的配合使用滾針軸承。滾針軸承主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。滾針軸承有滾動(dòng)摩擦損失小、傳動(dòng)效率高、徑向配合間隙小、定位及轉(zhuǎn)動(dòng)精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)。由于尺寸較小，所以增大了軸徑，可使軸的強(qiáng)度增加。
結(jié)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖如圖2.1所示。齒輪1為輸出軸低擋齒輪，齒輪2為輸出軸低擋齒輪，齒輪3為輸出軸高擋齒輪，齒輪4為輸出軸高擋齒輪。輸入軸和輸出軸兩端均采用圓錐滾子軸承固定，同步器放置在輸出軸上，后橋輸出軸和第二軸通過嚙合套實(shí)現(xiàn)連接和斷開，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)分時(shí)四驅(qū)的目的。
圖2.1 結(jié)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖
2.2 設(shè)計(jì)依據(jù)
隨著消費(fèi)者對(duì)汽車安全性、舒適性、經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性需求的提高，微型汽車的技術(shù)含量不斷提高。本田C-RV是適應(yīng)SUV車市場(chǎng)發(fā)展的新需求而誕生的產(chǎn)品。為其設(shè)計(jì)分時(shí)四驅(qū)分動(dòng)器，使其實(shí)現(xiàn)四驅(qū)功能。
選擇車型為本田C-RV進(jìn)行設(shè)計(jì)，基本性能參數(shù)如表2.1。
表2.1 分動(dòng)器設(shè)計(jì)參數(shù)
項(xiàng) 目
參 數(shù)
最高時(shí)速
180km/h
輪胎型號(hào)
225/65R17 102T
發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)
R20A1
最大扭矩
220Nm
最大扭矩轉(zhuǎn)速
4200rpm
最大功率
125Kw
最大功率轉(zhuǎn)速
5800rpm
最低穩(wěn)定車速
5Km/h
最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速
980r/min
汽車整備質(zhì)量
1630kg
汽車滿載質(zhì)量
2479kg
2.2.1 分動(dòng)器基本參數(shù)的確定
2.2.1 擋數(shù)的確定
為了增強(qiáng)汽車在不好道路的驅(qū)動(dòng)力，目前，四驅(qū)車一般用2個(gè)檔位的分動(dòng)器，分為高檔和低檔.本設(shè)計(jì)也采用2個(gè)檔位。
2.2.2 傳動(dòng)比的確定
1.確定主減速器傳動(dòng)比
滾動(dòng)阻力系數(shù)與徑向載荷有一定關(guān)系，載荷增加使輪胎變形增加，加大遲滯損失，因而滾動(dòng)阻力系數(shù)也增加，但影響很小。對(duì)滾動(dòng)阻力系數(shù)影響最大的是路面的類型、表面狀態(tài)和力學(xué)物理性質(zhì)等。滾動(dòng)阻力系數(shù)由試驗(yàn)確定。
轎車輪胎的滾動(dòng)阻力系數(shù)可用下式來估算
=+(ua/100)+(ua/100)4 （2.1）
式中，取=0.015，=0.028，=0.0015
代入公式（2.1）得，滾動(dòng)阻力系數(shù)=0.036
車輪半徑為：
?。?.2）
式中 d——車輪自由半徑 d =17×25.4+225×0.65×2=724.3mm
F——計(jì)算常數(shù)，子午線輪胎F =3.05
由公式（2.2）求出車輪自由半徑為mm
根據(jù)：
（2.3）
式中 ——最高車速，180km/h；
n ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率下的轉(zhuǎn)速，5800r/min；
——變速器最高擋傳動(dòng)比，1.0；
——變速器主減速比。
由公式（2.3）得：4.194
2.確定分動(dòng)器傳動(dòng)比
汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。
故有：
（2.4）
則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動(dòng)比為：
（2.5）
式中 m——汽車總質(zhì)量，1630kg；
g——重力加速度，9.8；
——道路最大阻力系數(shù)，為一般瀝青或混凝土路面滾動(dòng)阻力系數(shù) 和最大爬坡度，所以為0.336；
——驅(qū)動(dòng)車輪滾動(dòng)半徑，351.8mm；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，220N·m；
——主減速比，4.194；
——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，選為0.98。
由公式（2.5）得：；
根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件
（2.6）
求得變速器一擋傳動(dòng)比為：
（2.7）
式中 ——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的乘用車，滿載時(shí)后軸占50%~55%，故取=55%mg；
——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.5~0.6，故選為0.5；
，，，——見式（2.5）下說明。
由公式（2.7）得：；
最終取。
（2.8）
式中 ——分動(dòng)器抵擋傳動(dòng)比；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，980 r/min；
——汽車的最低穩(wěn)定車速，5 km/h。
經(jīng)計(jì)算得：=2.479
2.2.3 分動(dòng)器中心距的確定
對(duì)于分動(dòng)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：
（2.9）
式中 ——中心距系數(shù)，乘用車：=8.9~9.3；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，220 N·m；
——分動(dòng)器低擋傳動(dòng)比，2.479；
——變速器傳動(dòng)效率，取98%。
由公式（2.9）得：A75.48mm 取A=76mm
2.3 本章小結(jié)
本章主要通過分析整車、發(fā)動(dòng)機(jī)和底盤參數(shù)，對(duì)分動(dòng)器的總體方案進(jìn)行確定。其中包括：分動(dòng)器中心距的確定，擋位的設(shè)置，高低擋傳動(dòng)比的確定等。通過確定分動(dòng)
器的基本參數(shù)，進(jìn)行其他零部件的設(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 主要零部件的設(shè)計(jì)及計(jì)算
3.1 齒輪的設(shè)計(jì)及校核
3.1.1 齒輪參數(shù)確定及高低擋齒輪齒數(shù)分配
1.模數(shù)m
齒輪模數(shù)是一個(gè)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。對(duì)于乘用車為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，乘用車和總質(zhì)量在1.8~14.0t的貨車為2.0~3.5mm，取m=2.5mm。
2.壓力角
國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為，所以分動(dòng)器齒輪普遍采用的壓力角為。
3.螺旋角
選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。螺旋角應(yīng)選擇適宜，太小時(shí)發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會(huì)使軸向力過大。分動(dòng)器齒輪的螺旋角的選擇可參考轎車變速器齒輪螺旋角的選擇，轎車變速器齒輪應(yīng)采用較大螺旋角以提高運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性，降低噪聲。
乘用車兩軸式變速器～ 初選
4.齒寬b
齒寬的選擇既要考慮變速器的質(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，通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b，，其中為齒寬系數(shù)。常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪=6.0~8.5。故選分動(dòng)器齒輪齒寬b=20mm。
5.齒頂高系數(shù)ha*
齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)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少，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中作用到齒頂上，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，短齒制齒輪不再被采用，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)為1.00。
6.高低擋齒輪齒數(shù)的分配
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。
(1)確定低擋齒輪的齒數(shù)
由于低擋采用斜齒輪傳動(dòng)，
所以齒數(shù)和為：
（3.1）
取=57
（3.2）
取=17 =40
1）對(duì)中心距進(jìn)行修正
因?yàn)橛?jì)算齒輪和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的重新計(jì)算中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
修正中心距：
（3.3）
經(jīng)計(jì)算取中心距A=78mm
2）對(duì)螺旋角進(jìn)行修正
修正螺旋角：
（3.4）
經(jīng)計(jì)算取
乘用車兩軸式分動(dòng)器中心距A的取值范圍為60～80
乘用車兩軸式分動(dòng)器～
所以修正后的中心距和螺旋角都符合要求。
低擋齒輪參數(shù)如表3.1所示。
（2）確定高擋的齒數(shù)
由于=1.57，=57故取34，23
高檔齒輪中心距的校核及變位同低檔齒輪相同。
高擋齒輪參數(shù)如表3.2所示。
表3.1低擋齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
齒數(shù)
2
當(dāng)量齒數(shù)
3
分度圓直徑/mm
4
齒頂高/mm
5
齒根高/mm
6
全齒高/mm
7
齒頂圓直徑/mm
8
齒根圓直徑/mm
9
齒寬/mm
10
基圓直徑/mm
表3.2 高擋齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
齒數(shù)
2
當(dāng)量齒數(shù)
3
分度圓直徑/mm
4
齒頂高/mm
5
齒根高/mm
6
全齒高/mm
7
齒頂圓直徑/mm
8
齒根圓直徑/mm
9
初選齒寬/mm
10
基圓直徑/mm
3.1.2 輪齒強(qiáng)度計(jì)算
分動(dòng)器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。
輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：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(dòng)器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些。分動(dòng)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(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)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(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。
用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的低檔和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。
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(dòng)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(dòng)小齒輪較從動(dòng)大齒輪嚴(yán)重。
1.輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
斜齒輪彎曲應(yīng)力:
（3.5）
式中 ——計(jì)算載荷（N·mm）；
——斜齒輪螺旋角；
——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.50；
Z——齒數(shù)；
——法向模數(shù)（mm）；
y——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；
——齒寬系數(shù)；
——重合度影響系數(shù)，=2.0。
低檔齒輪1，查齒形系數(shù)圖得y=0.132，代入得=342.25Mpa；
低檔齒輪2，查齒形系數(shù)圖得y=0.158，代入得=121.52Mpa；
高檔齒輪3，查齒形系數(shù)圖得y=0.156，代入得=144.79Mpa；
高檔齒輪4，查齒形系數(shù)圖得y=0.140，代入得=238.51Mpa；
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180~350Mpa范圍，所有斜齒輪滿足＜[]，故彎曲強(qiáng)度足夠。
2.輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算
（3.6）
式中 ——輪齒的接觸應(yīng)力,Mpa；
F——齒面上的法向力， ,N；
——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷,N·mm；
d——節(jié)圓直徑,mm；
——節(jié)點(diǎn)處壓力角；
——齒輪螺旋角；
E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=2.1Mpa；
b——齒輪接觸的實(shí)際寬度,mm；
、——主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；、為主、從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.6），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計(jì)算載荷時(shí)，得出：
故所有齒輪滿足＜[]，接觸強(qiáng)度足夠。
3.1.3 分動(dòng)器齒輪的材料及熱處理
分動(dòng)器齒輪的材料的選擇參考變速器齒輪材料的選擇。
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(guó)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?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M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。
故本設(shè)計(jì)中齒輪材料主要采用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。
3.2 軸的設(shè)計(jì)及校核
3.2.1軸的失效形式及設(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)生的疲勞籪裂、因靜強(qiáng)度不足而產(chǎn)生的塑性變形或脆性籪裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動(dòng)等。
軸的設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下準(zhǔn)則：首先，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。；然后，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)；最后，軸的強(qiáng)度計(jì)算或校核。對(duì)受力大的細(xì)長(zhǎng)軸（如蝸桿軸）和對(duì)剛度要求高的軸，還要進(jìn)行剛度計(jì)算。在對(duì)高速工作下的軸，因有共振危險(xiǎn)，故應(yīng)進(jìn)行振動(dòng)穩(wěn)定性計(jì)算。
3.2.2 軸的設(shè)計(jì)
1. 輸入軸直徑初選與校核
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(duì)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(duì)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(dòng)軸同樣選用45鋼，查手冊(cè)得=25～45MPa。
主動(dòng)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(dòng)零件的各表面都經(jīng)過機(jī)械加工，零件幾何形狀都是對(duì)稱的，高速旋轉(zhuǎn)時(shí)對(duì)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。
輸入軸花鍵部分直徑可按公式：
≥ （3.7）
式中 K——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0～4.6;
T——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,N·m;
經(jīng)計(jì)算得dmin≥27.77mm取dmin=30mm
故本設(shè)計(jì)中取=30mm符合強(qiáng)度要求。
最小段符合要求，其它各段一定符合要求。
2.輸出軸的設(shè)計(jì)
在已知中心距時(shí)，第二軸中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值：～0.21。
3.2.3 軸的校核
分動(dòng)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。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(duì)軸進(jìn)行校核。
應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。
計(jì)算各擋齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力
(3.8)
式中 d——齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
——節(jié)圓處壓力角；
——螺旋角；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。
低擋 代入（3.8）式得：
高擋 代入（3.8）式得：
2.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)合作用下的軸的強(qiáng)度。作用在齒輪上的徑向力和軸向力使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度，則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力為：
（3.9）
（3.10）
式中 ——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·mm；
d——軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；
——彎曲截面系數(shù)，；
——在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm；
——在斷面處軸的水平彎矩，N·mm；
——許用應(yīng)力，在抵擋工作時(shí)取，除此之外，對(duì)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：
求H面內(nèi)支反力、和彎矩
其中a=63.45mm b=119.8mm 帶入數(shù)值得
求V面內(nèi)支反力、和彎矩
帶入數(shù)值得
=
=463.96Nm
Mpa＜
(2)軸的剛度計(jì)算
對(duì)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，如圖所示，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。
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。
圖3.1 軸的剛度
軸的撓度和轉(zhuǎn)角：
（3.11）
式中 E——彈性模量（Mpa）,E=2.1×105Mpa
I——慣性矩（mm4）對(duì)于實(shí)心軸I=πd4/64
L——支座間距離（mm）
F1——齒輪齒寬平面上的徑向力（N）
F2——齒輪齒寬平面上的圓周力（N）
帶入上述數(shù)值計(jì)算所得結(jié)果滿足，，，故軸滿足剛度要求。
3.輸出軸的校核
由于輸出軸在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中所受的彎矩很小，可以忽略，可認(rèn)為其只受扭矩。軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：
（3.12）
式中 ——軸的扭切應(yīng)力，MPa；
T——轉(zhuǎn)矩，N·mm；
——抗扭截面系數(shù)，，對(duì)圓截面軸；
P——傳遞的功率，Kw；
n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min；
d——軸的直徑，mm。
將上述參數(shù)代入式（3.12）經(jīng)計(jì)算得：=39.86Mpa
查表可知：45號(hào)鋼許用扭切應(yīng)力，故符合強(qiáng)度要求。
3.3 軸承的選用及校核
3.3.1 變速器軸承型式的選擇
變速器軸承多選用滾動(dòng)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。
輸入軸及中間軸的兩個(gè)軸承采用圓錐滾子軸承，輸出軸的軸承采用深溝球軸承，
它不僅承受徑向負(fù)荷，而且承受向外的軸向負(fù)荷。齒輪內(nèi)孔與軸的配合采用滾針軸承。
3.3.2 軸承的校核
1.輸入軸軸承30206
查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可知： ；
圓錐滾子軸承受力如圖4.7。
圖3.2 軸承受力圖
當(dāng)量動(dòng)載荷：
（3.13）
代入得： ；。
軸承壽命用小時(shí)表示比較方便：
（3.14）
式中 ——基本額定壽命，h；
——溫度系數(shù)，軸承工作溫度為100℃時(shí)，=1；
——載荷系數(shù)，無沖擊或輕微沖擊；中等沖擊；
C——基本額定動(dòng)載荷，N；
P——?jiǎng)虞d荷，N；
——壽命指數(shù)，對(duì)于球軸承=3，對(duì)于滾子軸承=；
n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min。
取=1，=1.6，，代入（3.14）式得：；
平均車速；
行駛至大修前的總行駛里程。
對(duì)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(cè)》可知： ； ；
因?yàn)閑=0.37，故，所以；
，所以；
由公式（3.13）得：，。
取，，代入（3.14）式得：，，滿足使用要求。
3.3.3 軸承的潤(rùn)滑和密封
滾動(dòng)軸承的潤(rùn)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)時(shí)，一般滾動(dòng)軸承可采用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑，超過這一范圍宜采用潤(rùn)
滑油潤(rùn)滑。由于d=25mm，n=6000r/min，故dn=采用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑。脂潤(rùn)滑因潤(rùn)滑脂不易流失，故便于密封和維護(hù)，且一次充填潤(rùn)滑脂可運(yùn)轉(zhuǎn)較長(zhǎng)時(shí)間。
采用密封圈對(duì)軸承進(jìn)行密封，工作溫度范圍-40~100℃。密封圈用皮革、塑料或耐油橡膠制成。
3.4 本章小結(jié)
本章主要對(duì)分動(dòng)器的主要零件進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算，其中包括：齒輪的設(shè)計(jì)及校核，軸的設(shè)計(jì)及校核，軸承的設(shè)計(jì)及校核。這些零件是分動(dòng)器的基石，齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)，軸的設(shè)計(jì)是分動(dòng)器傳遞動(dòng)力的重要因素，軸承的定位及校核是設(shè)計(jì)的難點(diǎn)，這些計(jì)算的理論基礎(chǔ)是設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。此外，本章的一些計(jì)算結(jié)果，繪圖時(shí)需要進(jìn)一步印證。
第4章 分動(dòng)器其他零件及機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
4.1 同步器的設(shè)計(jì)及計(jì)算
該分動(dòng)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(duì)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(zhǎng)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(huì)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。
4.2 慣性式同步器
慣性同步器能確保同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了最廣泛的應(yīng)用。它又分為慣性鎖止器和慣性增力式。用得最廣的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結(jié)構(gòu)有別，但工作原理無異，都有摩擦原件、鎖止原件和彈性原件。掛擋時(shí)，在軸向力作用下摩擦原件相靠，在慣性轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結(jié)合的兩部分逐漸同步；鎖止原件用于阻止同步前強(qiáng)行掛擋；彈性原件使嚙合套等在空擋時(shí)保持中間位置，又不妨礙整個(gè)結(jié)合和分離過程。
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。
4.2.1 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)
如圖4.1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?yè)Q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(gè)接合齒。
4.2.2 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(dòng)滑快和鎖環(huán)移動(dòng)，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(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)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(dòng)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(gè)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。
鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，但因結(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(huì)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。
圖4.1鎖環(huán)式同步器
圖4.1中1、4-鎖環(huán)；2-滑塊；3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套
常用的鎖環(huán)同步器如圖4.2所示。
圖4.2鎖環(huán)式同步器實(shí)物
4.2.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定
接近尺寸，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(duì)滑塊作軸向移動(dòng)前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為接近尺寸。尺寸應(yīng)大于零，取=0.2～0.3mm。
分度尺寸，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，稱為分度尺寸。尺寸應(yīng)等于1/4接合齒齒距。
尺寸和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。
滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離，滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)的轉(zhuǎn)動(dòng)距離影響分度尺寸?；瑝K寬度、滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離與缺口寬度尺寸之間的關(guān)系如下
（4.1）
滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離與接合齒齒距的關(guān)系如下
（4.2）
式中 ——滑塊軸向移動(dòng)后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；
——接合齒分度圓半徑。
滑塊端隙，滑塊端隙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，要求＞。若＜，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＜0，此刻因鎖環(huán)浮動(dòng)，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＞0，應(yīng)使＞，通常取=0.5mm左右。
鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙，并可稱之為后備行程。
預(yù)留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會(huì)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(dòng)。隨著磨損的增加，這種移動(dòng)量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會(huì)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(huì)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=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。
4.3 主要參數(shù)的確定
4.3.1 摩擦因數(shù)
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(rùn)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(duì)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。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)取為0.1。
摩擦因數(shù)對(duì)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)。
4.3.2 同步環(huán)主要尺寸的確定
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(huì)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(duì)的影響很大，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(huì)使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個(gè)，槽寬3～4mm。
2、錐面半錐角
摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是。一般取=6°～8°。=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=7°時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。
3、摩擦錐面平均半徑
R設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。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，以及取大以后還會(huì)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，盡可能將取大些。
4、錐面工作長(zhǎng)度b
縮短錐面長(zhǎng)度，可使變速器的軸向長(zhǎng)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
（4.3）
式中 ——摩擦面的許用壓力，對(duì)黃銅與鋼的摩擦副，=1.0～1.5MPa；
Mm——摩擦力矩；
——摩擦因數(shù)；
——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。
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，還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度。
4.3.3 鎖止角
鎖止角選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～42°。
4.3.4 同步時(shí)間
同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)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(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大、則同步時(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?duì)乘用車變速器，高檔取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對(duì)貨車變速器，高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～0.50s。
4.3.5 轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)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(dòng)慣量的計(jì)算是：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，然后按不同擋位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對(duì)已有的零件，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值通常用扭擺法測(cè)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(dòng)慣量值。
4.4 本章小結(jié)
本章主要是根據(jù)分動(dòng)器的結(jié)構(gòu)及參數(shù)特點(diǎn)，對(duì)分動(dòng)器的其他機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)分析，這些結(jié)構(gòu)對(duì)分動(dòng)器起著非常重要的作用。其中包括：同步器的設(shè)計(jì)及計(jì)算，分動(dòng)器箱體的設(shè)計(jì)。分動(dòng)器采用同步器換擋，保證了選擋、換擋的靈活、可靠；采用直接操縱方式換擋，保證了換擋的簡(jiǎn)單、輕便。通過與上一章齒輪、軸、軸承等零部件設(shè)計(jì)的結(jié)合，完成分動(dòng)器總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)方案。
結(jié) 論
分動(dòng)器是傳動(dòng)系中的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。分動(dòng)器的結(jié)構(gòu)對(duì)汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。
本設(shè)計(jì)依據(jù)本田CR-V給定的發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、主減速比等相關(guān)參數(shù)，主要完成了以下內(nèi)容：
1、分動(dòng)器總體方案的設(shè)計(jì)。
2、分動(dòng)器擋數(shù)的確定。
3、分動(dòng)器中心距的確定。
4、主要零部件，如齒輪、軸的設(shè)計(jì)及校核。
5、同步器的分析、選用及設(shè)計(jì)。
對(duì)于本次設(shè)計(jì)的分動(dòng)器來說，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊、合理，便于安裝，并且采用同步器換擋，保證了換擋輕便、迅速、無沖擊，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。
設(shè)計(jì)過程中由于本田CR-V實(shí)際結(jié)構(gòu)和某些參數(shù)的制約，使得設(shè)計(jì)尺寸受到限制，在此希望以后有所改進(jìn)。
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致 謝
經(jīng)過本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，雖然我的課題只是多驅(qū)車上的一個(gè)小部分，但是通過這次近四個(gè)月的設(shè)計(jì)生活，是我對(duì)大學(xué)期間所學(xué)的專業(yè)知識(shí)有了進(jìn)一步更深刻的認(rèn)知，畢業(yè)設(shè)計(jì)不僅僅讓我對(duì)所學(xué)專業(yè)有了一次復(fù)習(xí)的機(jī)會(huì)，而且讓我對(duì)今后步入職場(chǎng)也有一定的幫助，在科技發(fā)達(dá)的現(xiàn)代社會(huì)，word、AutoCAD等軟件都是在工作中不能避免的，而且也許還會(huì)成為每天朝夕相伴的軟件，經(jīng)過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我對(duì)這些軟件的功能有了進(jìn)一步的認(rèn)識(shí)，可以說是非專業(yè)人士熟練運(yùn)用的程度！在此我非常感謝學(xué)校通過畢業(yè)設(shè)計(jì)給我這次成長(zhǎng)的機(jī)會(huì)！
畢業(yè)設(shè)計(jì)，不僅讓