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目 录摘 要IABSTRACTII第1章 绪 论11.1 概述11.1.1分动器类型11.1.2 分动器的发展21.1.3 变速器的工作原理及功用31.2 研究的目的、依据和意义31.3 研究的方法3第2章 分动器主要参数和结构的选择与计算42.1 设计初始数据42.2 分动器高低档传动比的确定42.3分动器传动方案的确定52.4 换档结构形式62.5 轴和齿轮的结构72.5.1 轴的结构72.5.2 齿轮的安排72.6 中心距A的确定82.7 齿轮参数82.7.1 模数82.7.2 压力角92.7.3 螺旋角92.7.4 齿宽92.7.5 齿顶高系数92.8本章小结10第3章 齿轮的设计计算与校核113.1齿轮的设计与计算113.1.1各档齿轮齿数的分配113.1.2 计算各个齿轮的参数123.1.2齿轮材料的选择原则143.1.3计算各轴的转矩153.2轮齿的校核163.2.1轮齿接触强度校核163.2.2齿根弯曲强度校核163.3本章小结18第4章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核194.1 轴的设计计算194.1.1 轴的尺寸初选194.1.2 花键的形式和尺寸194.1.3 轴的结构194.2 轴的校核224.3本章小结24第5章 分动器操纵机构及工艺分析255.1 分动器结构件的选择255.1.1 啮合套计算255.1.2 分动器壳体255.2分动器的操纵机构255.3 工艺分析265.3.1 壳体加工工艺265.3.2 拨叉加工工艺265.3.3 齿轮加工工艺275.3.4 轴的加工工艺275.3.5 总成的装配28 5.4本章小结28结 论29致 谢30参 考 文 献31摘 要越野车需要经常在坏路和无路情况下行驶，尤其是军用汽车的行驶条件更为恶劣。这就要求增加汽车驱动轮的数目，因此，越野车都采用多轴驱动。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，其输入轴与分动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。 本文主要说明了越野车分动器的设计计算过程，主要分为设计和工艺两大部分。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、计算校核、其他结构部件的设计。工艺部分主要对典型零件的工艺过程进行了分析，确定了各类零件的材料。全套图纸，加153893706关键词：分动器；三轴式；齿轮；轴；齿轮传动；校核ABSTRACTThe need for 4wd vehicles often drive on bad roads and traffic situations, especially military vehicles driving conditions even worse. These requirements increase the number of vehicle wheels, therefore, 4wd vehicle use multi-axle drive. Sub-actuators function is distributing transmissions energy to the drive axle, and further increase the torque. Actuator is also a gear drive system, which is separately located on the vehicle chassis, the transmission input shaft and output shaft gears connected with universal joints, sub-actuator have several output shafts, they are connected with driving bridge by the universal joints respectively.This article describes the 4wd vehicle actuator design calculation process, the design part describe the sub-actuators design process. The design is mainly divided into design and technology parts, select configuration, main parameters, gear design, shaft design, calculation check, and design of other structural components. Crafts part mainly diagnose typical components technology process, determine the materials of all kinds of components. Keywords: Sub-actuator; triple axle; gear; axle; gear driving; check第1章 绪 论1.1 概述本文以东风EQ2080越野汽车为研究对象，分动器用来传递发动机的转矩和转速到各个驱动轮，目的是当汽车在坏路和无路情况下行驶工况下，使汽车获得足够的牵引力和速度，同时使汽车在最有利的工况范围内工作。分动器设有高速档和低速档。对分动器的设计要求要满足以下几点： 1） 便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑；2） 保证汽车必要的动力性和经济性；3） 换档迅速、省力、方便；4） 工作可靠。不得有跳档及换档冲击等现象发生；5） 分动器应有高的工作效率；6） 分动器的工作噪声低。除此之外，分动器还应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。1.1.1分动器类型分动器主要有以下几种类型：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。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。 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。从结构和功能来看，分动器可分为两大类。一般齿轮式分动器一般齿轮式分动器驱动前、后桥的两根输出轴，在接合前驱动啮合套时为刚性连接。这类分动器结构简单，过去在各类全轮驱动的汽车上广泛使用，其缺点是不能保证前、后轮的地面速度相等，在行驶过程中不可避免地要产生功率循环现象，这将使驱动轮载荷大幅度增加，轮胎及机件磨损加剧，燃油经济性下降。为此，需在分动器中另设分离前桥驱动的装置(啮合套)，在汽车通过滑溜路段时可以接合前桥。另外，一般齿轮式分动器分配给前、后桥的转矩比例不定(随此两桥所受附着力的比例而变)。这样虽然会增加附着条件较好驱动桥的驱动力，但可能使该桥因超载而损坏。因此，目前采用这类分动器的汽车越来越少。带轴间差速器的分动器 轴间差速器的分动器在前、后输出轴和之间有一个行星齿轮式轴间差速器。它正好克服了上述缺点，两根输出轴可以不同的转速旋转，并按一定的比例将转矩分配给前、后驱动桥，既可使前桥经常处于驱动状态，又可保证各车轮运动协调，所以不需另设接离前桥驱动的装置。在选用带轴间差速器的分动器时，尽量使前、后桥转矩分配接近于轴荷分配，并使任一桥的最大输入转矩不超过该桥的允许输入转矩。为了避免在某一桥的车轮打滑时完全丧失驱动力，这类分动器需设轴间差速锁，以便在某一桥车轮出现打滑的情况下将分动器的前、后输出轴锁为一体，提高通过性。1.1.2 分动器的发展至今，轻型汽车所用分动器已经发展到了第五代产品。分动器的设计结构与传动系统基本决定了它的性能、档次,亲子装。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。因而，在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。第三代分动器在上代的基础上增加了同步器，使四轮驱动系统具备汽车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。1.1.3 变速器的工作原理及功用分动器一般都设有高低档，以进一步扩大在困难地区行驶时的传动比及排挡数目。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，一搬要切断通前桥动力。在越野行驶时，若需低速档动力，则为了防止后桥和中桥超载，应使低速档动力由所有驱动桥分担。为此，对分动器操纵机构有如下要求：非先接上前桥不得挂上抵速档，非先退出低速档，不得摘下前桥。 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。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。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。1.2 研究的目的、依据和意义21世纪，汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。其实，汽车与人一样，也是有着整套健康系统的有机结合体。发动机是心脏，车轮、底盘与悬挂是躯干与四肢，而分动器也是越野车中的核心，如果汽车丧失了分动器这个中心环节，心脏、四肢与躯干再好，汽车只能如同植物人般成为废铁一堆！可以说，分动器是伴随着越野汽车工业出现的必然产物，是越野汽车上的必需品。分动器是用来传递发动机转矩和转速到各个驱动轮上，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对越野车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而分动器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大。通过本题目的设计，学生可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计、液压传动等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高学生解决实际问题的能力。1.3 研究的方法 本次设计主要是通过查阅近几年来有关国内外分动器设计的文献资料，结合所学专业知识进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，通过计算选择分动器中心距；计算分动器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；计算选择轴与轴承，同时对其进行校核，对同步器、换挡操纵机构等结构件进行分析计算。第2章 分动器主要参数和结构的选择与计算2.1 设计初始数据 最高车速： 80Km/h 分动器的额定功率： 40KW 转矩： 353 N.m整备质量： 5320Kg最大输入转速：3000r/min；最小输入转速：600r/min2.2 分动器高低档传动比的确定主减速比的计算：=0.377=0.377=6.3根据驱动车轮与路面的附着条件，档数和传动比： （2.1）为了增强汽车的不好道路的驱动力，目前，四驱车一般用2个档位的分动器，分为高档和抵挡，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.骑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。汽车爬坡时车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面见的滚动阻力及爬坡阻力。故有：式中，发动机最大转矩；主减速器传动比；传动系效率；车轮半径；滚动阻力系数；爬坡度，取=16.7；则由最大爬坡度要求的分动器抵挡传动比为：可得变速器一档传动比为： （2.2）式中，汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 为附着系数，取为0.7； 通过公式（3.1）、（3.2）计算可得到3.7911，在本设计中，取7 根据一档传动比可求得低档传动比 即： 根据设计要求： =1.08所以高速级传动比：；低速级传动比：。2.3分动器传动方案的确定分动器的结构形式是多种多样的，各种结构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随着主观和客观条件的变化而变化。因此在设计过程中我们应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。机械式具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。本设计采用的结构方案如图2-1所示。分动器的设计类比于变速器和减速器的设计。现在汽车大多数都采用中间轴式变速器，由汽车构造中EQ208型汽车分动器的结构图，采用输入轴与后轮输出轴同轴的形式，输入轴的后端经轴承在后轮输出轴的轴孔内，后轮输出要经过两对齿轮副的传递，因此传动效率有所降低。 图2.1 分动器传动示意图2.4 换档结构形式 目前用于齿轮传动中的换挡结构形式主要有三种： 1）滑动齿轮换挡 通常是采用滑动直齿轮进行换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大。所以这种换挡方式，一般仅用在较低的档位上，例如变速器中的一挡和倒挡。采用滑动斜齿轮换挡，虽有工作平稳、承裁能力大、噪声小的优点，但它的换挡仍然避免不了齿端面承受冲击。 2）啮合套换挡 用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的接合齿，用来与啮合套相啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换挡时，冲击力集中在12个轮齿上的缺陷。因为在换挡时，由啮合套以及相啮合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了分动器的轴向尺寸，未能彻底消陈齿轮端面所受到的冲击。本设计中倒挡采用这种换挡方式。 3）同步器换挡 现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿在换挡时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换挡时间等优点，从而改善了汽车的加速性、经济性和山区行驶的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已解决。比如在其工作表面上镀一层金属，不仅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系数。2.5 轴和齿轮的结构 2.5.1 轴的结构设计轴时主要考虑以下几个问题：轴的直径和长度，轴的结构形状，轴的强度和刚度，轴上花键的形式和尺寸等轴的结构形状应保证齿轮、啮合套及轴承等安装、固定，并与工艺要求有密切关系。本设计中，输入轴和低速档齿轮做成一体，前端通过矩形花键安装半联轴器，其后端通过滚针轴承安装在后桥输出轴齿轮内腔里。高速档齿轮通过普通平键固定在输入轴上。中间轴有旋转式和固定式两种，本设计中采用旋转式中间轴。中间轴与啮合套的齿座做成一体，两端通过圆锥滚子轴承支撑。高、低速档齿轮均用滚针轴承安装在轴上，常啮合齿轮通过花键固定在轴上。中间轴两端做有螺纹，用来定位轴承，螺纹不应淬硬。后桥输出轴与其上齿轮做成一体，齿轮做有内腔以安装输入轴，齿轮悬臂布置，采用两个圆锥滚子轴承支撑。中桥输出轴上的齿轮用平键固定在轴上，与前桥输出轴对接处做有渐开线花键，通过啮合套可以与前桥输出轴上的渐开线花键联接，用以接上、断开前桥输出。各档齿轮与轴之间有相对旋转运动的，无论装滚针轴承、衬套(滑动轴承)还是钢件对钢件直接接触，轴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悬殊。2.5.2 齿轮的安排分动器齿轮可以与轴设计为一体或者与轴分开，然后用键、过盈配合或者滑动、滚动支撑等方式之一与轴联接。输入轴上的低速档齿轮与轴制成一体制成齿轮轴，高速挡齿轮用平键固定在输入轴上；中间轴上的齿轮均设计成与轴分开的形式，并以滚针轴承联接；后桥输出轴上的齿轮与轴做成一体。各齿轮副的相对安装位置，对于整个分动器的结构布置有很大的影响，要考虑到以下几个方面的要求：1）整车总布置；根据整车的总布置，对分动器输入轴与输出轴的相对位置和分动器的轮廓形状以及换挡机构提出要求；2）驾驶员的使用习惯； 3）提高平均传动效率；4）改善齿轮受载状况；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。2.6 中心距A的确定 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，其大小不仅对分动器的外形尺寸、体积个质量大小，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，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。根据经验公式： 式中，为分动器中心距（mm）；KA为中心距系数，取KA=8.912；Temax为输入最大扭矩（N m）；i低为低速档传动比；为分动器传动效率，取96%。可确定中心距：为检测方便，圆整中心距A=130mm。2.7 齿轮参数2.7.1 模数 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很多，其中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低档齿轮载荷不同，股高速挡和低速档的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点考虑，同一齿轮机械中的齿轮模数不宜过多。根据国家标准GB135778的规定，选取各齿轮副模数如下：常啮合齿轮：mn=4mm；低速档：mn=4mm；高速挡：mn=3mm；啮合套采用渐开线齿形，取m=3mm。 2.7.2 压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20，所以分动器齿轮普遍采用的压力角为20。2.7.3 螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。两轴式分动器螺旋角：2025。2.7.4 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。直齿，为齿宽系数，取为4.57.5，取7.0；斜齿，取为6.08.5。综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮，齿宽选为30mm。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。2.7.5 齿顶高系数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。2.8本章小结通过初始数据，首先确定分动器的高低档传动比，然后根据变速器中心距A与发动机排量的关系，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。 第3章 齿轮的设计计算与校核3.1齿轮的设计与计算 3.1.1各档齿轮齿数的分配（1）确定低速档齿轮副齿数在初选中心距、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：圆整取S=61。根据经验数值，一轴低速档齿轮齿数在z1=2428之间选取。不妨通过下列关系对着三个数值得出的参数进行比较。表3.1 不同齿数时传动比对比z12425262728z23736353433Z33536373839Z42625242322I低2.0752.0742.0752.0812.089通过表3.1比较可以得出z1=25，z2=36时，i低=2.074，与设计要求2.05最接近。 下面以z1=25为例对计算过程进行说明：z1=25，z2=36修正中心距，取A=130。重新确定螺旋角，其精确值应为：下面根据方程组： 确定常啮合齿轮副齿数分别为。重新确定螺旋角，其精确值为：（2）确定其他齿轮的齿数 齿轮5为中桥输出轴齿轮，因此齿轮5与后桥输出轴齿轮4各参数应相同。低速档齿轮：根据： 可以得出： 于是可得： 圆整取重新确定螺旋角，其精确值为： 3.1.2 计算各个齿轮的参数（1）计算低速挡齿轮1、2参数：实际传动比为： =1.44分度圆直径： =425/cos=106.56mm =436/=153.44mm齿顶高： =4mm =4mm齿根高： =5mm =5mm齿顶圆直径： =114.56mm =161.44mm齿根圆直径： =98.56mm =145.44mm 当量齿数： =30.25 =43.56（2） 计算高速挡齿轮6 7参数： 模数为3，=。实际传动比为： =0.745分度圆直径： =149.02mm =110.95mm齿顶高： =3mm =3mm齿根高： =3.75mm =3.75mm齿顶圆直径： =155.02mm =116.95mm齿根圆直径： =141.52mm =103.45mm 当量齿数： =55.49 =41.32（3） 常啮合齿轮3 4参数： 模数为4 =。实际传动比： =1.44 ：分度圆直径： =153.44mm =106.56mm齿顶高： =4mm =4mm齿根高： =5mm 5mm齿顶圆直径： =161.44mm =114.56mm齿根圆直径： =143.44mm =96.56mm 当量齿数： =43.56 =30.56 齿轮5为中桥输出轴齿轮，因此齿轮5与后桥输出轴齿轮4各参数应相同。3.1.2齿轮材料的选择原则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 分动器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：渗碳层深度0.81.2； 时渗碳层深度0.91.3；时渗碳层深度1.01.3。表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348。对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC。对于大模数的重型汽车分动器齿轮，可采用25CrMnMO、20CrNiMO、12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。3.1.3计算各轴的转矩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强度就可以了。挂上低速档时输入轴传递的转矩：中间轴传递的转矩：后桥输出轴传递的转矩： 对齿轮进行分析可知，后桥输出轴上的常啮合齿轮副受力最大。因此校核后桥输出轴上的齿轮副。 后桥输出轴齿轮分析：3.2轮齿的校核3.2.1轮齿接触强度校核齿轮材料选为20CrMnTi，渗碳淬火处理，齿面硬度5268HRC，7级精度（GB 10095-88）。 齿面接触应力： 1. 选=1.3。2. 。3. b=30mm。4. d3=153.44mm。5. 由机械设计图10-26查得，0.78，则+=1.54。6. u=i34=1.44。7. 由机械设计图10-30选取区域系数=2.37。8. 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。9. 由机械传动装置设计手册图2-12查得=1650MPa。按机械传动装置设计手册表2-27中说明，许用接触应力=0.9=1485MPa。计算：满足条件。3.2.2齿根弯曲强度校核齿根弯曲应力为： 1） 计算载荷系数圆周速度为：v=2.33m/s由机械设计表10-2查得使用系数=1.25；根据v=2.33m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得=1.05；由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数=1.2；由机械设计表10-4查得=1.05；由机械设计图10-13查得=1.035。K=1.251.051.21.035=1.63 2） 查取齿形系数。由机械设计表10-5查得=2.44，=2.62。 3）查取应力校正系数。由机械设计表10-5查得=1.654，=1.59。 4）计算纵向重合度。=0.318tan=0.31830/153.4425tan20.2052=0.572 5）根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数=0.91。 6）计算弯曲疲劳许用应力。取安全系数S=1.25，则：=MPa=798MPa由此计算：3.3本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出分动器低速挡齿轮的齿数，然后计算出分动器其他齿轮的齿数；并根据高低档传动比和挡齿轮的齿数接着确定齿轮的参数，如齿轮的分度圆、齿顶高、齿根高、当量齿数；根据齿数重新计算各挡传动比，然后简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各轴的转矩。找出受力最大的齿轮并进行受力分析，计算并校核轮齿的弯曲应力和接触应力。第4章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核4.1 轴的设计计算4.1.1 轴的尺寸初选在已经确定了中心距A 后，第二轴和中间轴中部直径可以初步确定，d=0.45A=0.45130mm=58.5mm。在草图设计过程中，将最大直径确定为如下数值：输入轴dmax=60，中间轴dmax=60mm，输出轴dmax=70mm。4.1.2 花键的形式和尺寸输入轴的花键部分直径可按下式初选，式中K为经验系数，K=4.04.6；Temax为最大输入转矩（Nm）。d=34.4139.57mm，根据机械设计综合课程设计表6-58，取输入轴矩形花键尺寸：。其中N为键数，d为小径，D为大径，B为键宽。其他各花键的形式和尺寸根据轴的结构和尺寸确定，具体参数列为下：后桥输出轴矩形花键：；前桥输出轴矩形花键：；中桥输出轴矩形花键：4.1.3 轴的结构 1）输入轴（图4.1）输入轴的最小直径在安装联轴器的花键处，联轴器的计算转矩，取KA=1.3，则： 查机械设计综合课程设计手册表6.97，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径为45mm，故取，CD段装有圆锥滚子轴承，查机械设计综合课程设计表6.67。选孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为dDTBCa= 50mm90mm21.75mm20mm17mm20m，故取DE段固定齿轮，故取，根据整体结构取FG处是齿轮轴上的纸轮6，分度圆直径GH段安装滚针轴承，由于只承受弯矩故可取滚针轴承尺寸dDC=404527。图4.1 输入轴 2）后桥输出轴（图4.2）图4.2 后桥输出轴为了防止两轴研合到一起引起两周对接卡死，输入轴与后桥输出轴间留有0.5mm的间隙，IK段是齿轮轴上的齿轮3，分度圆直径CD段安装轴承，查表取孔径70mm的30214型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDTBCa=70mm125mm26.25 mm24mm21mm25.8mm，故,DE段根据端盖结构取，EF段安装轴承，查表选取孔径为65mm的30213型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDTBCa=65mm120mm24.75mm23mm20mm23.8mm取FG段安装输出轴联轴器，取。 3）中间轴（图4.3）图4.3 中间轴DE段是啮合套外齿轮8，分度圆直径，啮合套齿轮8与两边的齿轮7、2各留有0.5mm的间隙，齿轮7、2的总齿宽为45mm，齿轮2、4间留有间隙5mm，所以，BC、FG段安装轴承，取孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承，AB、GH段做成螺纹用于轴的两端固定，取。 4）中桥输出轴（图4.4）图4.4 中桥输出轴桥EF段安装齿轮5，取，BC、FG段安装轴承，取孔径为60mm的30212型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDTBCa=60mm110mm 23.75mm22mm19mm22.3mm，DE、CD段根据结构取，AB段渐开线齿轮分度圆直径，GH段安装联轴器，。 5）前桥输出轴（图4.5） 图4.5 前桥输出轴 CD段齿轮分度圆直径，BC段安装一对圆锥滚子轴承，取孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承，AB段安装联轴器，取。 4.2 轴的校核由结构可看出，后桥输出轴强度最弱，因此首先对其校核。 根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30214型圆锥滚子轴承，a=25.8mm，因此作为悬臂梁的轴长：L=15mm+10mm+24mm-25.8mm=23.2mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（图4.6）如下：（a）（b）（c）（d）（e）（f）图4.6 轴的载荷分析由轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出支点处截面是轴的危险截面。现将计算出的次截面处的MH、MV及M的值列于下表。表4.1 载荷计算载荷水平面H垂直面V支反力FFNH=Ft=15368NFNV=Fr=5960N弯矩MMH=356537.6N mmMV=138272N mm总弯矩扭矩TT=1179000N mm 按弯扭合成应力校核轴的强度，取=0.6，轴的计算应力： 轴的材料为20Cr，渗碳淬火，由机械设计表15-1查得。因为，故安全。4.3本章小结本章首先确定了轴的最小轴颈，即满足工作条件的要求。通过花键的形式和尺寸，通过轴承等确定轴的轴颈和各阶梯轴的长度，然后对轴进行刚度和强度的验算校核。通过轴颈，选择合适的轴承。第5章 分动器操纵机构及工艺分析5.1 分动器结构件的选择5.1.1 啮合套计算 啮合套轮齿为直齿，其齿廓曲线为渐开线，啮合角为20，模数取3mm，齿顶高系数，其他参数与普通齿轮一样，齿数一般为3080。高、低速换档啮合套，取z=32，则分度圆直径为，结合套宽28mm；接前桥、断前桥啮合套，取z=18，则分度圆直径为d=318mm=54mm，结合套宽28mm。齿轮7、2上的小齿轮齿宽均选10mm，大齿轮小齿轮间距均选5mm。5.1.2 分动器壳体壳体采用灰铸铁铸造工艺。壳体壁厚取10mm；壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有58mm的间隙；齿轮齿顶到分动器底部之间留有不小于15mm的间隙。在壳体上设计有加强肋，一方面避免了在分动器壳体上出现不利于吸收齿轮的振动和噪声的大平面，另一方面增强了壳体的刚度。为了注油和放油，在分动器上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置设立在润滑油所在的平面出，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔设计在壳体的最低处，放油螺塞采用永恒磁性螺塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了保持分动器内部为大气压力，在分动器顶部装有通气塞。5.2分动器的操纵机构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摩擦，一般均切断通前桥动力。在越野行驶时，若需低速档动力，则为了防止后桥及中桥超载，应使低速档动力由所有驱动桥分担。为此，对分动器操纵机构有如下特殊要求：非先接上前桥，不得挂上低速档；非先退出低速档，不得摘下前桥。分动器的操纵机构由操纵杆、拨叉轴、拨叉、结合套等组成。本次设计为越野车分动器，由于总布置关系，分动器布置在离驾驶室座椅较远的位置，因此，就需要采用远距离操纵。这种机构应有足够的刚度，且各连接件的间隙不能过大，以保证足够的刚度。有两根操纵杆分别操纵前桥结合套和换档结合套，当操纵杆（图5.1）向后拉动时，其下端将使拉杆向前运动以挂上高速档。若操纵杆向前推以挂上低速档时，其下端受螺钉（拧在操纵杆下端）限制，无法挂上低速档。欲挂上低速档必须先将前桥操纵杆向前推动，使轴转动并通过摇臂使拉杆后退结合上前桥动力后才能实现。因为操纵杆上端向前推时，下端便联通螺钉向后摆动，不再约束操纵杆挂上低速档了。当挂上低速档后，操纵杆下端又与螺钉接触，从而限制住在低速档位时前桥无法移开。图5.1 分动器操纵机构5.3 工艺分析5.3.1 壳体加工工艺壳体零件在整个分动器总成中的作用，是保证其零部件占据合理的正确位置，使之有一个协调的基础构件，其质量的优劣直接影响到轴和齿轮等零件互相位置的准确性及分动器总成使用的灵活性和寿命。 壳体选用HT200材料铸造制成，主要的加工表面为平面和轴承孔。 壳体的机械加工过程按照先面后孔的原则，最后加工螺纹孔。这样安排，可以首先把铸件毛坯的气孔、砂眼、裂纹等缺陷在加工平面时暴露出来以减少不必要的工时消耗。此外，以平面为定位基准加工内孔可以保证孔与平面、孔与孔之间的相对位置精度。螺纹预孔攻丝安排在后段工序加工。壳体的机械加工工艺过程基本上分三个阶段，即粗加工、半精加工和精加工阶段。5.3.2 拨叉加工工艺拨叉是典型的叉标杆类零件。在工作过程中，叉爪部位产生摩擦，叉杆同时受到弯曲应力的作用。因此，拨叉结构形式、材质选择、热处理方式及硬度指标等，均以增强耐磨性和刚度为基点，以适应拨叉的工作条件。 拨叉的毛坯材料是45钢。采用模锻方法制造，其拔模斜度为7，模锻成型后切边，并进行调质，调质硬度为220260HV，并进行酸洗、喷丸处理。拨叉的主要加工表面有：平面、叉轴孔、叉爪、销孔、叉爪部高频淬火。由于拨叉刚性差，易差生弯曲变形，精基准选在叉轴孔的一个端面。用叉轴孔的一个端面作为精基准定位加工叉轴孔，实现设计基准和工艺基准重合，保证叉轴孔和端面的垂直度。为了提高精基准的加工精度，叉轴孔端面和叉轴孔在一次装夹中加工完毕。其他的轴向尺寸均以该端面最为基准平面。该平面可以限制一个移动自由度。后续各工序的加工用叉轴孔和端面定位，限制5个自由度。为了避免在加工中产生夹紧变形，根据夹紧力应垂直于主要定位基面，作用在刚度较大部位的原则，夹紧力作用点应在叉轴孔的另一端面上，不能作用在叉杆上。5.3.3 齿轮加工工艺齿轮精度指标主要表现为运动精度、工作的平稳性、接触精度和齿侧间隙四个方面。 汽车行驶时，齿轮始终在重载荷、高速转动中工作。变速齿轮需要具有较高的齿面硬度和心部具有良好的韧性，以提高耐磨性和抗冲击性能。齿轮材料选用低碳合金结构钢，经渗碳淬火处理。毛坯通过模锻方法制造而成，这样可得到较好的纤维组织，提高了毛坯强度和材料利用率。模锻后，经正火、喷丸处理，可使金相组织均匀，从而能消除锻造应力，提高其切削性能。 齿轮加工分为齿坯和轮齿加工。齿坯的加工部位有轮缘、轮辐、轮毂和内孔。齿轮轮齿的加工部位有齿形及倒角，同时还要进行热处理，以提高承载能力和使用寿命。热处理后还要进行内孔、内孔端面的磨削加工和齿形的精整加工。 齿轮机械加工工艺过程分为齿坯加工、热处理前齿轮轮齿加工和热处理后精加工三个阶段。其加工路线为：齿坯加工(粗车、半精车、精车)齿形加工（滚齿、插齿、齿端倒角、剃齿）热处理内孔加工（磨内齿及端面）齿形精整加工（磨削齿形）强力喷丸磷化处理。5.3.4 轴的加工工艺分动器中的轴类零件有输入轴、后桥输出轴、前桥输出轴、中间轴、中桥输出轴。因为轴的形状应保证齿轮、啮合套部件及轴承的安装固定，所以加工过程中要严格遵守尺寸和精度要求。各轴毛坯均选用20CrMnTi锻造而成，锻件进行正火处理。机械加工工艺过程基本上分为三个阶段，即粗加工、半精加工和精加工阶段。齿轮轴的齿轮最后加工。5.3.5 总成的装配 主要装配顺序为；装配各轴总成 装配各轴、固定 装配拨叉轴、拨块及拨叉 装配箱盖，用螺栓坚 装配端盖装 另一面端盖装配 操纵机构外设装置 装配加油、放油螺塞、通气器等。 装配工艺的技术要求主要包括：装配的完整性、完好性、统一性、紧固性、润滑性和良好的密封性。 分动器总成装配完成之后还要进行精度检验和和性能实验。 5.4本章小结本章简要介绍分动器啮合套计算、分动器壳体、以及分动器操纵机构的原理和分动器壳体；拨叉；齿轮；轴的工艺要求。最后还说明了分动器的总成装配过程。 结 论本次设计是以东风EQ2080越野汽车参数为依据设计三轴分动器，并且有高速档和低速档。计算时先通过排量选择中心距的大小，齿轮的模数等，在确定档位的布置形式，之后确定齿轮的压力角，螺旋角，齿宽，齿形系数等，然后计算分动器的高低档传动比，各齿轮的参数，然后简要的介绍了齿轮材料的选择原则，对齿轮进行校核。通过最小轴颈的计算，选择轴承，确定轴各段的长度和轴颈大小。对轴进行校核计算。最后简要介绍了分动器操纵机构的工作原理。 对于本次设计的分动器来说，其特点是：在不良的路况下能产生很大的扭矩，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使分动器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。通过分动器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用啮合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。 这次设计给了我很多启发，使我的思路更加开阔，而且使我对所学的内容有了更加深刻的认识，是对以前所学知识的总结和肯定。王悦新老师的指导使我不仅仅是具体内容上、思路上、认识问题角度等各个方面都收益匪浅。四年的大学生活最终以毕业设计的结束而告终。所以,我一定要加倍努力，画一个圆满的句号，力求在毕业设计的成果上更上一层楼。致 谢本课题在选题及研究过程中得到王悦新老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，王老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。王老师不仅在学业上给我以精心指导，同时还在思想、生活上给我以无微不至的关怀，在此谨向王老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。感谢四年来黑工程学院对我的培养以及各位专业老师对我的指导。正是由于他们的栽培，我才能够系统全面地掌握机械设计的基础理论知识，顺利完成各项实践环节，从而形成了一定的专业素养和扎实的专业技能。这些都是我能够完成本次毕业设计的有力保障。历时半载，从论文选题到搜集资料，从开题报告、写初稿到反复修改，期间经历了喜悦、聒噪、痛苦和彷徨，在写作论文的过程中心情是如此复杂。如今，伴随着这篇毕业论文的最终成稿，复杂的心情烟消云散，自己甚至还有一点成就感。 最后，我要感谢四年的大学生活，感谢黑龙江工程学院的所有老师同学以及我的家人和那些永远也不能忘记的朋友，他们的支持与情感，是我永远的财富。参 考 文 献1 臧杰.汽车构造（下册）.机械工业出版社,2008. 2 陈家瑞. 汽车构造(上,下册) M北京:人民交通出版社,1994. 3 王望予.汽车设计（第四版）M.北京:机械工业出版社,2004. 4 沈宜慧.机械工程材料M.人民交通出版社,1998.1. 5 成大先.机械设计手册.化学工业出版社,2002.11. 6 孙桓，陈作模，葛文杰主编.机械原理（第七版）.高等教育出版社,2006.5. 7 濮良贵,纪名刚主编.机械设计（第八版）.高等教育出版社，2006.5. 8 张为春主编.汽车构造.机械工业出版社,2003.10. 9 王之栎，王大康主编机.械设计综合课程设计机.械工业出版社,2007.8.10刘鸿文主编.材料力学（第四版）.高等教育出版社,2004.1. .11卜炎主编.机械设计传动装置设计手册（上册）.机械工业出版社,1999.4. 12卜炎主编.机械设计传动装置设计手册（下册）.机械工业出版社,1999.4. 13理工大学工程画教研室编.机械制图（第五版）.高等教育出版社,2003.8. 14Nakayama T, Suda E. The present and future of electric power steering. Int. J. Of Vehicle Design, 1994. 15Yasuo Shimizu ,Toshitake Kawai. Development of Electric Power St
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