斯巴鲁轿车分动器设计

本科学生毕业设计斯巴鲁轿车分动器设计 黑黑 龙龙 江江 工工 程程 学学 院院二一二年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeThe design of Subarus Transfer case Heilongjiang Institute of Technology2012-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计I摘摘要要在多轴驱动的汽车上，为了将输出的动力分配给各驱动桥设有分动器。越野汽车在良好道路行驶时，为减小功率消耗及传动系机件和轮胎磨损，一般要切断通后桥动力。在越野行驶时，根据需要接合后桥并采用低速档，增加驱动轮数和驱动力。分动器的功用就是将分动器输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩。分动器也是一个齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与变速器的输出轴用万向传动装置连接，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连。本设计基于斯巴鲁森林人 2011 款 2.0XSMT 版主要参数，主要说明了越野车三轴式分动器的设计和计算过程，设计部分较详细的叙述了分动器的设计过程，选择结构方案、主要参数、齿轮设计、轴设计。计算部分分为中心距，传动比的计算，齿轮和轴的校核。关键词：分动器；校核；高低档；齿轮传动；设计黑龙江工程学院本科生毕业设计IIABSTRACTIn the multi axle drive vehicles, in order to make the output power is allocated to each drive axle with actuator.Off-road vehicle in good roads, in order to reduce the power consumption and transmission parts and tire wear, the general is to cut off the rear axle power.When driving off-road, according to the needs and uses a low gear engagement after the bridge, to increase the driving wheel and the driving force.thansfer case function is the actuator which distribution the output power to the drive axle, and increase the torque further. thansfer case is also a gear transmission system, which separately fixed on the vehicle chassis, the input shaft and transmission output shaft is connected by a universal gearing, thansfer case output shaft of a number of roots,by the universal transmission device is connected with the drive axle. The design is based on main parameters of Subaru Forester 2011 2.0XSMT version, mainly to explain the SUVs three shaft type sub-actuator design and calculation process, the design of some of the more detailed description of the sub-actuator design process, select the structure of the program, main parameters, gear design, shaft design.Calculation part consists of center distance, transmission ratio, gear and shaft of checking.Key words: Thansfer; Check; High-low-grade; Gear; Design黑龙江工程学院本科生毕业设计目录摘要.IABSTRACT.II第 1 章 绪 论.11.1 分动器简介 .11.2 分动器类型 .11.3 分动器的构造及原理 .21.4 分动器发展 .21.5 设计内容 .3第 2 章 分动器结构的确定及主要参数的计算.42.1 设计所依据的主要技术参数 .42.2 零部件结构方案分析 .42.2.1 齿轮形式 .42.2.2 传动机构形式 .42.3 挡数及传动比 .52.4 中心距 A 确定 .62.5 本章小结 .7第 3 章 齿轮的设计及校核.83.1 模数的确定 .83.2 压力角.83.3 螺旋角的确定 .83.4 齿宽 .93.5 齿顶高系数 .93.6 各档齿轮齿数的确定 .93.6.1 低速档齿轮副齿数的确定 .93.6.2 对中心距进行修正 .103.6.3 确定其他齿轮的齿数 .10黑龙江工程学院本科生毕业设计3.7 齿轮的变位 .103.8 齿轮的校核 .123.8.1 计算扭矩 T 的确定 .123.8.2 轮齿的弯曲应力 .143.8.3 轮齿接触应力 .173.9 本章小结 .18第 4 章 轴的设计与校核.194.1 轴的失效形式及设计准则 .194.2 轴的尺寸初选 .194.3 轴的强度计算 .204.3.1 轴的受力计算 .204.3.2 轴的刚度计算 .204.3.3 轴的强度计算 .224.4 轴承的选择和计算 .284.5 本章小结 .29第 5 章 变速器同步器及结构元件设计.305.1 同步器设计 .305.1.1 同步器的功用及分类 .305.1.2 惯性式同步器 .305.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 .315.1.4 主要参数的确定 .325.2 分动器箱体 .345.3 本章小结 .34结论.35参考文献.36致谢.38附录.39附录 A 英文科技文献及译文 .39附录 B PRO/E 三维图 .46黑龙江工程学院本科生毕业设计1第 1 章 绪 论1.1 分动器简介分动器装于多桥驱动汽车的变速器后，用于传递和分配动力至各驱动桥，兼作副变速器之用。常设两个档，低档又称为加力档。为了不使后驱动桥超载常设联锁机构，使只有结合后驱动桥以后才能挂上加力档，并用于克服汽车在坏路面上和无路地区的较大行程阻力及获得最低稳定车速。高档为直接档或亦为减速档。分动器的功用就是将变速器输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩，是 4x4 越野车汽车传动系中不可缺少的传动部件，它的前部与汽车变速箱联接，将其输出的动力经适当变速后同时传给汽车的前桥和后桥，此时汽车全轮驱动，可在冰雪、泥沙和无路的地区地面行驶。大多数分动器由于要起到降速增矩的作用而比变速箱的负荷大，所以分动器中的常啮齿轮均为斜齿轮，轴承也采用圆锥滚子轴承支承。1.2 分动器类型(1)分时四驱(Parttime 4WD) 这是一种驾驶者可以在两驱和四驱之间手动选择的四轮驱动系统，由驾驶员根据路面情况，通过接通或断开分动器来变化两轮驱动或四轮驱动模式，这也是一般越野车或四驱 SUV 最常见的驱动模式。最显著的优点是可根据实际情况来选取驱动模式，比较经济。(2)全时四驱(Fulltime 4WD)这种传动系统不需要驾驶人选择操作，前后车轮永远维持四轮驱动模式，行驶时将发动机输出扭矩按 50：50 设定在前后轮上，使前后排车轮保持等量的扭矩。全时驱动系统具有良好的驾驶操控性和行驶循迹性，有了全时四驱系统，就可以在铺覆路面上顺利驾驶。但其缺点也很明显，那就是比较废油，经济性不够好。而且，车辆没有任何装置来控制轮胎转速的差异，一旦一个轮胎离开地面，往往会使车辆停滞在那里，不能前进。 (3)适时驱动(Realtime 4WD)采用适时驱动系统的车辆可以通过电脑来控制选择适合当下情况的驱动模式。在正常的路面，车辆一般会采用后轮驱动的方式。而一旦遇到路面不良或驱动轮打滑的情况，电脑会自动检测并立即将发动机输出扭矩分配给前排的两个车轮，自然切换到 四轮驱动状态，免除了驾驶人的判断和手动操作，应用更加简单。不过，电脑与人脑黑龙江工程学院本科生毕业设计2相比，反应毕竟较慢，而且这样一来，也缺少了那种一切尽在掌握的征服感和驾驶乐趣。1.3 分动器的构造及原理分动器的输入轴与变速器的第二轴相连，输出轴有两个或两个以上，通过万向传动装置分别与各驱动桥相连。分动器内除了具有高低两档及相应的换档机构外，还有前桥接合套及相应的控制机构。当越野车在良好路面上行驶时，只需前轮驱动，可以用操纵手柄控制后桥接合套，切断后驱动桥输出轴的动力。 分动器的工作要求（1）先接后桥驱动，后挂低速档；（2）先退出低速档，再摘下后桥驱动；上述要求可以通过操纵机构加以保证。图 1.1 齿轮传动型分动器结构简图1.4 分动器发展分动器已经发展到第五代：第一代的分动器基本上为分体结构，直齿轮传动、双换档轴操作、铸铁壳体；第二代分动器虽然也是分体结构，但已改为全斜齿齿轮传动、单换档轴操作和铝合金壳体，一定程度上提高了传动效率、简便了换档、降低了噪音与油耗；第三代分动器增加了同步器，使多轴驱动车辆具备在行进中换档的功能；第四代分动器的重大变化在于采用了联体结构以及行星齿轮加链传动，从而优化了换档及大大提高了传动效率和性能；第五代分动器壳体采用压铸铝合金材料、齿型链传动输出，其低挡位采用行星斜齿轮机构，使其轻便可靠、传动效率高、操纵简单、结构紧凑、噪音更低。分动器的结构特点是前输出轴传动系统皆采用低噪声的多排链条传动。链传动相对齿轮传动的优点有传动平稳、嗓声小、中心距误差要求低、轴承负荷较小及防止共振。分动器功能上的特点是转矩容量大、重量轻、传动效率高、噪音小、黑龙江工程学院本科生毕业设计3换挡轻便准确，大大改善了多驱动车辆的转矩分配，进而提高了整车性能。1.5 设计内容本次设计主要是依据斯巴鲁森林人 2011 款 2.0XSMT 的有关参数，通过分动器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的三轴式分时四驱分动器。本设计主要完成下面一些主要工作：1、参数计算。包括分动器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各挡齿轮齿数的分配；2、分动器齿轮设计计算。分动器齿轮几何尺寸计算；分动器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；3、分动器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算4、分动器操纵机构的设计选用；5、分动器箱体的设计。黑龙江工程学院本科生毕业设计4第 2 章 分动器结构的确定及主要参数的计算2.1 设计所依据的主要技术参数本设计是根据森林人2011款2.0XSMT手动豪华版而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型，具体参数如表2.1所示表 2.1 主要参数最高转速6000轮胎规格215/65 R16最高车速185km/h整备质量1510kg功率110kw最大功率转速6000r/min发动机最大转矩198N m最大转矩转速4200r/min2.2 零部件结构方案分析2.2.1 齿轮形式齿轮分为直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍有复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。分动器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。2.2.2 传动机构形式传动机构形式如图 2-1 所示图 2.1 分动器传动简图黑龙江工程学院本科生毕业设计5max2egITrTiGrmax0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgrmaxmax 0rgemgriTi2.3 挡数及传动比主减速比的计算： 59. 518575. 0343. 06000377. 0377. 00max0iivrnigharp（2.1） 根据驱动车轮与路面的附着条件确定传动比: （2.2）为了增强汽车在不好道路的驱动力，目前，四驱车一般用 2 个档位的分动器，分为高档和低档.本设计也采用 2 个档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 (2.3) 则由最大爬坡度要求的分动器低档传动比： (2.4)式中，-汽车总质量；m -重力加速度；g -道路最大阻力系数；max -驱动轮的滚动半径；rr -发动机最大转矩；maxeT -主减速比；oi黑龙江工程学院本科生毕业设计6 -汽车传动系的传动效率；914. 19 . 059. 5198343. 0)287. 0958. 0018. 0(8 . 91860)sincos(0maxmaxmax1TergiTrfmgi可求得变速器一挡传动比为：914. 11gi根据满足不产生滑转条件，即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： 210maxGriiTtge（2.5）式中，-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；2G -路面的附着系数，计算时取 =0.50.6766. 39 . 059. 5198343. 06 . 08 . 918600max21TergiTrGi通过以上计算可得到 1.9143.766，在本设计中，取。1gi7 . 31gi根据一档传动比可求得低档传动比 即 1minmin377, 0gaFDivrni75. 359. 51600445. 0377, 01gFDii根据设计要求确定取， 1 . 2FDi1FGi2.4 中心距 A 确定将中间轴与第二轴之间的距离称为中心距 A。它是一个基本参数，其大小不仅对黑龙江工程学院本科生毕业设计7分动器的外形尺寸、体积质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。分动器的轴经轴承安装在壳体上，从布置分动器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。还有，分动器中心取得过小，会使分动器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (2-6)3max1eATKA 式中，-中心距系数。对轿车，=8.99.3；对货车， =8.69.6AKAKAK-变速器处于一档时的输出扭矩max1eT=1983.70.96=703.296Nmmax1eTmaxeTggi1故由（2-6）可得出初始中心距 ： mmTKAeA)7 .8215.79(3max1为检测方便，圆整中心距 A=81mm2.5 本章小结本章主要依据分动器的要求确定了齿轮的形式并通过结构确定了传动的形式。根据车辆的主要技术参数，通过计算确定了传动比和中心距，为齿轮的齿数分配及轴的选取提供了依据。黑龙江工程学院本科生毕业设计8第 3 章 齿轮的设计及校核各挡位齿轮在分动器中的位置安排，考虑到齿轮的受载状况。承受载荷大的低挡齿轮，安置在离轴承较近的方，以减小铀的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。分动器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高挡齿轮安排在离两支承较远处。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。3.1 模数的确定齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求、载荷等。决定齿轮模数的因素有很多，其中最主要的是载荷的大小。从加工工艺及维修等观点考虑，同一齿轮机械中的齿轮模数不宜过多。分动器齿轮模数的范围如表 3.1表 3.1 汽车变速器齿轮的法向模数nm乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/tam车 型1.0V1.61.6V2.56.014.0nm14.0nm 模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.56.00一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50所选模数应符合国家标准 GB/T13571987 的规定， 。接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。由于工艺上的考虑，同分动器中的结合齿采用同一模数。其选取的范围是：轿车及轻、中型货车为 23.5；重型货车为 3.55。选取较小模数并增多齿数有利于换挡，所以初选齿轮模数为 3。3.2 压力角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。国家规定的标准压力角为，所以本设计中分动器齿轮压力角取 2020黑龙江工程学院本科生毕业设计93.3 螺旋角的确定选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。初选啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角 25。3.4 齿宽 齿轮宽度大，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽 b。 （3.1）ncmkb 式中：齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取；ck0 . 74 . 4 kc6 . 80 . 7 kc法面模数。nm齿宽可根据下列公式初选：直齿轮 b=(4.58.0)m,斜齿轮 b=(7.08.6)mn。综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮:设计 b=3(7.08.6)=2125.8， 齿宽均选为 24mm。3.5 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与 1.00的细高齿。本设计取为。01.0f 3.6 各档齿轮齿数的确定3.6.1 低速档齿轮副齿数的确定在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。齿数和： （3.2）94.48325cos812cos2zZ21nnmAz黑龙江工程学院本科生毕业设计10圆整取 Z=49=2.14132FDizzzz根据经验数值，取=20，则=294z3z通过比较可以得出 z1=20，z2=29 时，i低=2.1025，与设计要求 2.1 最接近。所以：z1=20，z2=29 3.6.2 对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿zz轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据，AA故中心距变为： （3.3）mmmmAn098.8125cos2349cos2mZn修正中心距，取 A=81。重新确定螺旋角 ，其精确值应为=24.85812493arccos2arccos12AZmnn下面根据方程组：45. 129201 . 249385.24cos812cos221431243zzizzmAzzFDn确定常啮合齿轮副齿数分别为:。2029z43z，重新确定螺旋角 ，其精确值为:85.24812493arccos2cos34AZmarcnn3.6.3 确定其他齿轮的齿数齿轮 5 为后桥输出轴齿轮，因此齿轮 5 与前桥输出轴齿轮 3 各参数应相同。高速档传动比=1，为直接档。FGi黑龙江工程学院本科生毕业设计113.7 齿轮的变位齿轮 1、2 的各参数： 取模数=3 螺旋角=24.85 齿宽系数=8。nmkc分度圆压力角： cos/tantannt21.88t端面啮合角： =ttAacoscos,88.21cos81098.81 =21.7,变位系数之和： nt,t21ntan2invinvzz=-0.0344n查表得05. 01n0844. 02n033. 03098.8181nnmAAy0014. 0033. 00344. 0nnyny分度圆直径: mmzmdn12.6685.24cos203cos11mmzmdn88.9585.24cos293cos22节圆直径： mm12.6649/20812/211nZAzd mm88.9549/29812/222nzAzd齿顶高： =（1+0.05+0.0014）3=3.15mmnnnaamyhh)(1*1 =（1-0.0844+0.0014）3=2.75mmnnnaamyhh)(2*2齿根高： =（1+0.25-0.05）3=3.6mm nnnafmchh)(1*1 =（1+0.25+0.0844）3=4mmnnnafmchh)(2*2全齿高： =6.75111afhhh齿顶圆直径： =66.12+23.15=72.421112aaddh=95.88+22.75=101.38mm2222aaddh齿根圆直径: =66.12-23.6=58.92mm 1112ffddh黑龙江工程学院本科生毕业设计12=95.88-24=87.88mm2222ffddh当量齿数： 11315.39cosnzz22347.44cosnzz由于齿轮 3 与齿轮 2 的压力角、螺旋角、齿数都相等，齿轮 4、齿轮 5 与齿轮 2 压力角、螺旋角、齿数都相等，所以齿轮 3 与齿轮 2 的参数相同，齿轮 4、齿轮 5 与齿轮2 的参数相同。所有齿轮参数如表 3.2 所示表 3.2 齿轮各参数数据齿轮输入齿轮 1中间轴齿轮2前桥齿轮 3中间轴齿轮 4后桥齿轮 5齿轮齿数2029292029螺旋角24.8524.8524.8524.8524.85法面模数33333压力角2020202020分度圆直径66.1295.8895.8866.1295.88齿顶高3.152.752.753.152.75齿根高3.6443.64齿全高6.756.756.756.756.75有效尺宽24242424243.8 齿轮的校核3.8.1 计算扭矩 T 的确定分动器齿轮强度计算扭矩 T，应在比较两种不同载荷状况之后，选择确定。第一种载荷状况是考虑自变速器传来的最大驱动扭矩；1T （3.4）变变iTTmax式中: 发动机最大扭矩;maxeT变速器头档速比;变i黑龙江工程学院本科生毕业设计13 变速器效率;变第二种载荷状况是考虑到保证驱动轮发出最大附着力矩所需的分动器输入扭矩；2T在高档时： 分主后附FG0M2iiT（3.5）式中：后桥驱动时的最大附着力矩；M后附 =GrM后附 G满载时分配到前桥的重量 ； 最大附着系数，0.50.6； r车轮滚动半径； 主传动比 ；0i 分动器高档传动比；FGi 主传动效率；主 分动器效率；分在低档时： 分主附FD0M2iiT（3.6）式中：后桥驱动时的最大附着力矩；M后附 =GrM后附 G满载时整车重量 ； 最大附着系数，0.50.6；黑龙江工程学院本科生毕业设计14 r车轮滚动半径； 主传动比 ；0i 分动器低档传动比；FDi 主传动效率；主 分动器效率；分若 (或)，则说明自变速器传来的最大驱动扭矩实际上是不能被利用的，1T2TT2这时应选取 (或)作为计算扭矩(用于计算高档齿轮，用于计算低档齿轮)。2TT22TT2由式（3.4）可得1T1T变imN 296.70396. 07 . 3198变由式（3.5）可得2T1860 9.8 0.47 0.6 0.343=365.05N m5.59 2.1 0.9 0.96由式（3.6）可得=T2mN 86.36996. 09 . 01 . 259. 5343. 06 . 08 . 91860所以高速档时作为计算转矩，低速档时作为计算转矩。2TT2黑龙江工程学院本科生毕业设计153.8.2 轮齿的弯曲应力图 3.1 齿形系数图（1）直齿轮弯曲应力公式为 (3.7)btyKKFfw1式中：弯曲应力(MPa)；w圆周力(N)，；1FdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)；d应力集中系数，可近似取=1.65；KK摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应fK力的影响也不同，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；fKfK齿宽(mm)；b端面齿距(mm)，；tmt模数；m齿形系数，如图 3.1 所示y因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得mzd z黑龙江工程学院本科生毕业设计16 （3.8）yzKmKKTcfgw32（2）斜齿轮的弯曲应力公式为 （3.9）btyKKFw1式中：圆周力()，；1FNdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)，法向模数(mm)，齿数，dcoszmdnnmz斜齿轮螺旋角( )；应力集中系数，；K50. 1K齿面宽(mm)；b法向齿距(mm)，；tnmt齿形系数，可按当量齿数在图 4.1 中查得；y3coszzn重合度影响系数，。K0 . 2K将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为 KyKzmKTCngw3cos2（3.10）对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350MPa 范围，对货车为100250MPa 范围。当挂上低速档时传递的转矩最大，因此只要校核低速档时的弯曲应力就可以了。挂上低速档时：输入轴传递的转矩即为变速器传来的转矩2T中间轴传递的转矩：2TmNT3 .53620/292输出轴转矩：3TmNT63.777)2020/(29292低速档齿轮为斜齿轮，所以应用弯曲应力公式（3.10）黑龙江工程学院本科生毕业设计17式中：齿形系数。由图 3.1 查得，y155. 01y156. 02y155. 03y156. 04y通过以上的计算，把各个参数代入公式（3.10）后得：0 . 28155. 032014. 35 . 185.24cos1086.3692cos2331312111KKymzKTCnw=239.43MPa180350MPaKKymzKTCnw2322122cos228156. 032914. 35 . 185.24cos1023.536233=237.90MPa180350MpaKKymzKTCnw3334333cos228156. 032914. 35 . 185.24cos1063.777233=334.96MPa180350MpaKKymzKTCnw4344324cos228156. 032014. 35 . 185.24cos1023.536233=347.48 MPa180350Mpa所以高低速档的齿轮的弯曲强度均合格。3.8.3 轮齿接触应力 bzjbFE11418. 0（3.11） 式中：轮齿接触应力(MPa)；j齿面上的法向力(N)，为圆周力()，FcoscostFF tFN黑龙江工程学院本科生毕业设计18，为计算载荷(Nm)，为节圆直径(mm)，为节点处压力角( )，dTFgt2gTd为齿轮螺旋角( )；齿轮材料的弹性模量(MPa)，MPa；E5101 . 2 E齿轮接触的实际宽度(mm)，斜齿轮用代替；bcosb、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、zbsinzzr，斜齿轮、，、主、从动齿轮sinbbr2cossinzzr2cossinbbrzrbr节圆半径(mm)。 将作用在分动器输入轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触2maxeT应力见表 3.3。表 3.3 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj 齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700低档时受力分析低档时输入轴受力：NNdTF54.1118712.661086.369223121低档时中间轴受力：NNdTF44.1118588.951023.536223222斜齿圆柱齿轮：=3，=20, =29,E=2.1，=66.12mm,=95.88mmMn1Z2Z5101d2d=369.86N，=26.45mmjTT285.24cos/83cos/22bbmm46.2785.24cos/20sin2cos/20sin111drmm83.39cos/20sin2cos/20sin222dr将各参数代入公式后得黑龙江工程学院本科生毕业设计1983.39146.27145.26101 . 254.1187418. 011418. 05211121bEFj=977.15MPa同理得：83.39146.27145.26101 . 233.16202418. 011418. 05434143bEFj =1175.93Mp 同理，齿轮 4 与齿轮 5 个参数相同，接触应力Mp93.117554j渗碳齿轮的许用应力在 13001400 之间，所有接触应力符合要求。3.9 本章小结本章主要是通过对齿轮的基本参数计算，确定了齿轮的齿形和齿数，在齿轮设计计算过程中，需要全面考虑，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面关系，通过对齿轮的弯曲应力和强度校核，完成了对齿轮的设计第 4 章 轴的设计与校核4.1 轴的失效形式及设计准则主要有因疲劳强度不足而产生的疲劳簖裂、因静强度不足而产生的塑性变形或脆性簖裂、磨损、超过允许范围的变形和振动等。轴的设计应满足如下准则：黑龙江工程学院本科生毕业设计20（1）根据轴的工作条件、生产批量和经济性原则，选取适合的材料、毛坯形式及热处理方法。（2）根据轴的受力情况、轴上零件的安装位置、配合尺寸及定位方式、轴的加工方法等具体要求，确定轴的合理结构形状及尺寸，即进行轴的结构设计。（3）轴的强度计算或校核。对受力大的细长轴（如蜗杆轴）和对刚度要求高的轴，还要进行刚度计算。在对高速工作下的轴，因有共振危险，故应进行振动稳定性计算。4.2 轴的尺寸初选分动器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计分动器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。第一轴最小直径可按下式初选： (4.1)3jTKd 式中，K 为经验系数，K=4.04.6；为计算转矩。jT将各参数代入公式（4.1）可得：)3369.27(d初选最小直径 28mm在已经确定了中心距 A 后，输入轴和中间轴中部直径可以初步确定，d=（0.450.6）A=0.4581mm=（36.4548.6）mm。在草图设计过程中，将最大直径确定为如下数值：输入轴 dmax=46，中间轴 dmax=40mm，输出轴 dmax=40mm。4.3 轴的强度计算4.3.1 轴的受力计算输入轴NNdTFt05.1104212.661005.365223111NdTFr06.442985.24cos12.66100020tan05.3652costan2111黑龙江工程学院本科生毕业设计21 NdTFa84.511312.66100085.24tan05.3652tan2111中间轴 NdTFt9 .1118688.9510003 .53622222NdTFr01.433320cos88.95100020tan3 .5362costan2222NdTFa92.518088.95100085.24tan3 .5362tan2222 输出轴 NdTFt9 .1622088.95100063.77722333 NdTFr34.650685.24cos88.95100020tan63.7772costan2333 NdTFa29.751288.95100085.24tan63.7772tan23334.3.2 轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为 ，可分别用下式计算：cfsf EILbaFfc3221（4.2） EILbaFfs3222（4.3） EILababF31（4.4）黑龙江工程学院本科生毕业设计22式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；2F 弹性模量（MPa） ，=2.1105 MPa；EE 惯性矩（mm4） ，对于实心轴，；I644dI 轴的直径（mm） ，花键处按平均直径计算；d、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm） ；abAB 支座间的距离（mm） 。L轴的全挠度为mm。2 . 022scfff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。 cf sf齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。低档时输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=30.5625mm；b=57.25mm；L=87.8125mm；d=66.12mm，把有关数据代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 000012. 0cfmm15. 01 . 000065. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 000066. 022scfffrad002. 0000004. 03)(1EILababFr中间轴的挠度和转角的计算：已知：a=25.625mm；b=93.375mm；L=119mm；d=95.88mm，把有关参数代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 00001. 0cf黑龙江工程学院本科生毕业设计23 mm15. 01 . 000019. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 0000215. 022scfff rad002. 000000225. 03)(1EILababFr输出轴的挠度和转角的计算：已知：a=25.625mm；b=95.625mm；L=121.25mm；d=95.88mm，把有关参数代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643 mm10. 005. 0000123. 0cf mm15. 01 . 000031. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 0000334. 022scfffrad002. 000000351. 03)(1EILababFr所以各轴都满足刚度要求。4.3.3 轴的强度计算1.输入轴强度校核：已知：；mm365049NTjNF06.4429r1NF84.51131aNF05.110421 t=30.5625mm；=57.25mm；L=87.8125mm；d=66.12mm1L2L1)求水平面内支反力、和弯矩HARHBRHCM+=HARHBR1 tF21LRLRHBHA由以上两式可得=7189.94N，=3843.11N，=220017.60N.mmHARHBRHCM黑龙江工程学院本科生毕业设计24RVARHBRHARVBFa1Fr1Ft1RHAFt1RHBL2L1=30.56LRVARVBFr9MMHc=220017.6NmmMvc 左=73809.66NmmMvc 右=115302.65NmmTj=365049NmmM=376376.02Nmm2)求垂直面内支反力、和弯矩VARVBRVCM+=VARVBR1rF黑龙江工程学院本科生毕业设计25LRdFLFVBar11121 由以上两式可得=2415.04N，=2014.02N，=73809.66N.mm，VARVBR左VCM=115302.65N.mm右VCM222213223650496 . 065.1153026 .220017TMMMVH右=376376.02N.mm a400Pa06.1423014. 302.37637632323331MPMdM2.中间轴强度校核：；mm5363002NT NF92.51802aNF9 .111862t；NF01.43332rNF9 .16220t34NF34.650634r； ；mm88.95d2mm36d mm12.66d4；mm375.27L1mm66L2mm625.25L3119mmL 1)求水平面内支反力、和弯矩、HARHBRHCMHDM+=HARHBR2tF34tF+12LFt2134LLFLRtHB由以上两式可得=-383.02N，=4650.98N，=-10485.17N.mm，HARHBRHCM=129181.36N.mmHDM2)求垂直面内支反力、和弯矩、VARVBRVCMVDM+=+VARVBR2rF34rFLRLLFdFLFVBrar2134221221黑龙江工程学院本科生毕业设计26Fr2Fr34RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft34RHAFt34CDMFr34RVBRVAL3129181.36Nmm10485.17Nmm153281.83Nmm132977.35Nmm164525.46Nmm536300Nmm由以上两式可得=4857.62N，=5981.73N，=132977.35N.mm，VARVBR左VCM=153281.83N.mm，=164525.46N.mm右VCMVDM黑龙江工程学院本科生毕业设计27按第三强度理论得：mmNTMMMHC46.4429175363006 . 017.1048583.1532812222222vcC右mmNTMMMHDVDD73.4651095363006 . 036.12918146.164525222222 a400Pa74.963614. 346.44291732323331MPMdMC a400Pa59.1013614. 373.46510932323331MPMdMD3.输出轴强度校核；mm77763031NTNF29.75123aNF9 .162203t；NF34.65063rmm88.95d5mm125.85L1mm625.25L2mm75.110L 1)求水平面内支反力、和弯矩HARHBRHCM+=HARHBR9tF21LRLRHBHA由以上两式可得=1505.42N，=5000.92N，=128148.88N.mmHARHBRHCM2)求垂直面内支反力、和弯矩VARVBRVCM+=VARVBR3rFLRdFLFVBar531321由以上两式可得=-1746.4N，=8252.74N，=148662.3N.mm，VARVBR左VCM=211476.46N.mm右VCM按第三强度理论得：mmNTMMMVH39.6511297776306 . 046.21147688.12814822221322右 a400Pa23.1423614. 339.65112932323331MPMdM黑龙江工程学院本科生毕业设计28RVARHBRHARVBFa3Fr3Ft3RHAFt3RHBL2L1LRVARVBFr9MMHc=128148.88NmmMvc 左=148662.3NmmMvc 右=211476.46NmmTj=777630NmmM=651129.39Nmm黑龙江工程学院本科生毕业设计294.4 轴承的选择和计算分动器的轴经轴承安装在壳体的轴承孔内，常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴承等。轴承的选用受到结构的限制，并随所承受载荷的特点不同而不同，在此设计中选用圆锥滚子轴承装于壳体上，轴承的直径根据根据分动器中心距和轴的直径确定，保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6mm。轴承的实际的载荷条件常与确定基本额定动载荷时不同。在进行轴承寿命计算时，必须将实际载荷转换为与确定基本额定动载荷时的载荷条件相一致的假想载荷，在其作用下的轴承寿命与其实际载荷作用下的相同，这一假想载荷成为当量动载荷，用 P表示，因此，轴承的寿命计算必须想求出当量动载荷。由于分动器上轴承既承受轴向力又承受轴向力，所以选圆锥滚子轴承较合适。输入轴轴承：初选型号 31306；59.0rCKN63orCKN0.7Y 0.37e 。15.3o当量动载荷的计算公式为 (5.5)arPYFXFfP式中：，径向、轴向载荷系数，可由机械设计手册查出； XY考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.21.8，在此取pfpf=1.2。 pf22.51137 . 006.44294 . 02 . 1arPYFXFfP =6421.05N对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 Km，货车和大客车 25 万 Km。则轴承的使用预期使用寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算。amv (5.6)amhvSL式中的汽车平均车速可取。max6 . 0aamvv 所以轴承失效前汽车行驶的时间为hamhvSL7 .27021856 . 0300000黑龙江工程学院本科生毕业设计30而轴承寿命的计算公式为： pCnLrh60106（4.7）式中：寿命系数，对圆锥滚子轴承，；310轴承转速。n将参数代入公式（4.7）后得：3106605.642152500600060106010pCnLh =3058.73hhL轴承的使用寿命符合要求。4.5 本章小结本章通过对分动器结构的分析，设计出轴的结构，并针对设计出的轴选择了匹配的轴承，达到正确的装配关系，在满足装配关系的条件下还要对轴进行强度的校核，以满足设计、使用需要。黑龙江工程学院本科生毕业设计31第 5 章 变速器同步器及结构元件设计5.1 同步器设计5.1.1 同步器的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。5.1.2 惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。1、锁环式同步器（1）锁环式同步器结构如图 5.1 所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环 1 或 4 和齿轮 5 或 8 凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环 1 或 4 上的齿和做在啮合套7 上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿。（2）锁环式同步器工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过w一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图6.2a） ，使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。之后，摩擦力矩随之消黑龙江工程学院本科生毕业设计32失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图 5.2b） ，完成同步换档。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图 5.1 锁环式同步器(a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块图 5.2 锁环式同步器的工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。5.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸b同步器换档第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为b黑龙江工程学院本科生毕业设计33接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。本设计取为 0.2mm。bb2、分度尺寸a锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于 1/4 接合齿齿距。尺寸和是保证同步aaab器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3、锁销端隙 1锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩1擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换档时，在摩擦锥面尚未接22121触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因摩擦锥环b浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，应使b2，通常取=0.5mm 左右。11摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。3预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦3锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦3力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm，取为 1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的3轴向间隙应保持在 0.20.5mm。5.1.4 主要参数的确定1、摩擦因数f汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度黑龙江工程学院本科生毕业设计34等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为 0.1。f摩擦因数对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，f则换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。2、同步环主要尺寸的确定（1）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦