毕业论文定稿-长城哈弗H3越野车分动器设计

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763摘 要 在多轴驱动的汽车上，为了将变速器输出的东路分配到各个驱动桥，均装有分动器。分动器的基本结构也是一个齿轮传动系统。其输入轴直接或通过万向传动装置与变速器 第二轴相连，其输出轴则有若干个，分别经万向传动装置与各驱动桥连接。为增加传动系的最大传动比及档数，目前绝大多数越野车都装有两档分动器，使之兼起副变速器的作用。本课题针对哈弗 H3 越野汽车的分动器进行设计，本文首先分析了分动器的结构原理以及对比国内外分动器研究成果。接着提出满足哈弗 H3 越野汽车功能的分动器设计方案，哈弗 H3 越野汽车有一个输入轴两个输出轴，输入轴通过万向轴与变速器输出轴连接，两个输出轴分别与前后桥驱动轴连接起到动力分配和减速增矩的作用。本文对分动器组成的齿轮、轴、同步器分别进行了详细设计，对今后的分动器设计具有很好的指导意义。关键字：分动器 齿轮 轴 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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763目 录摘 要 .1Abstract 1第一章 绪论 .21.1 分动器简介 21.2 课题研究背景及意义 21.3 国内外相关研究现况 31.4 设计要求 .41.4.1 设计参数 41.4.2 设计基本要求 .4第二章 总体设计 .52.1 分动器结构与工作原理分析 52.2 传动方案 .62.3 齿轮的布置 62.4 换挡结构形式的选择 72.5 挡数及传动比的确定 .72.6 中心距 A 确定 9第三章 齿轮的设计及校核 .113.1 基本参数的选择 .113.1.1 模数的确定 .113.1.2 压力角 .113.1.3 螺旋角 的确定 .113.1.4 齿宽 .113.1.5 齿顶高系数 .123.2 各档齿轮齿数的确定 .123.2.1 低速档齿轮副齿数的确定 .123.2.2 对中心距进行修正 .12原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397633.2.3 确定其他齿轮的齿数 .133.3 齿轮的变位 .133.4 齿轮的校核 .153.4.1 计算扭矩 T 的确定 .153.4.2 轮齿的弯曲应力 .173.4.3 轮齿接触应力 .20第四章 轴及附件的设计 .224.1 轴的结构形式 224.2 轴的尺寸初选 .224.3 轴的结构设计 .224.4 轴的强度计算 234.4.1 轴的受力计算 .244.4.2 轴的刚度计算 .244.4.3 轴的强度计算 .264.5 同步器设计 .294.5.1 同步器的功用及分类 .294.5.2 同步器主要尺寸的确定 294.5.3 主要参数的确定 .304.5.3 啮合套的设计 .314.6 箱体的设计 31结 论 .32参考文献 .33致 谢 .34原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第一章 绪论1.1 分动器简介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，使只有结合前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（在发动机最大转矩下一般为 2.55km/h） 。高档为直接档或亦为减速档。（1）带轴间差速器的分动器 各输出轴可以以不同的转速旋转，而转矩分配则由差速器传动比决定。据此，可将转矩按轴荷分配到各驱动桥。装有这种分动器的汽车，不仅挂加力档时可使全轮驱动，以克服坏路面和无路地区地面的较大阻力，而且挂分动器的高档时也可使全轮驱动，以充分利用附着重量及附着力，提高汽车在好路面上的牵引性能。 （2）不带轴间差速器的分动器 各输出轴可以以相同的转速旋转，而转矩分配则与该驱动轮的阻力及其传动机构的刚度有关。这种结构的分动器在挂低档时同时将接通前驱动桥；而挂高档时前驱动桥则一定与传动系分离，使变为从动桥以避免发生功率循环并降低汽车在好路面上行驶时的动力消耗及轮胎等的磨损。（3）装有超越离合器的分动器 利用前后轮的转速差使当后轮滑转时自动接上前驱动桥，倒档时则用另一超越离合器工作。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 课题研究背景及意义当前，汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统件的设计需求旺盛。其中，分动器总成是四轮驱动汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的操控性能与动力性能。 本课题根据长城哈弗 H3 汽车的行驶要求，对其分动器进行整体结构设计，目的在于实现汽车在行驶时具备良好的动力性能与操控性能。汽车的使用条件非常复杂，经常在无路或坏路条件下工作的越野汽车，需要利用汽车的总重量，使每一个承受负载的车轮都产生牵引力，因此必须用全轮驱动。也就是必须将变速器传出的扭矩分配给所有的驱动轮，负担这一任务的机构就是分动器。汽车分原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763动器则是主宰四轮驱动的核心，其功能是将变速器输出的动力，分配到两个驱动桥，最后将动力传输至四个车轮1。近几年随着我国汽车业的飞速发展，人们越来越要求驾驶的乐趣。越野车变成为市场的新宠儿。市场对越野车的要求也越来越高。分动器是越野车的重要部分，对分动器的研究可以根本上提升越野车的整体性能，从而拉动市场消费。另一方面，为了推动经济的快速发展，需要重型越野车来适应恶略的工作环境，从而来提高产值。分动器的研究可以从根本上降低运输的成本。而且重型越野车更多的运用于军事方面。研究重型越野车分动器，提升重型越野车的整体性能，可谓是利国利民的。因此对越野车分动器的研究越来越得到社会的重视。1.3 国内外相关研究现况在多轴驱动车辆诞生时，分动器只是一个很简单的齿轮传动系统。随着汽车工业的不断发展和汽车技术的不断成熟，分动器的结构也出现了明显的变化。由于现代车辆发动机输出的转矩比较大，即使在高速运转时仍可输出较大的转矩，加上变速箱的传动比变化范围较大，能够很好地满足车辆的使用要求，因此，现代车辆大都趋向采用单速分动器。车辆使用单速分动器后，不仅使分动器的结构简化，而且还使驾驶员的操纵更加简单。在装有传统双速分动器的车辆上，驾驶员通常需要进行分动器的高、低档转换2，这样不仅操作复杂，而且还影响车辆的越野机动能力3。因此，使用单速分动器的车辆不断增多。但是随着电控技术引入车辆，高低档转换直接由车辆的 Ecu 根据路况决定，并且越来越复杂，发展出各种不同的驱动类型。分动器的设计结构4与传动系统5基本决定了其性能和档次。至今，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;第五代分动器如图 1 所示。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6。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图 1 第五代分动器1.4 设计要求1.4.1 设计参数本次设计长城哈弗 H3 越野车的基本参数如表 1 所示表 1 长城哈弗 H3 越野车的基本参数长城哈弗 H3 越野车的基本参数发动机 2.4L 136 马力 L4最大功率（kw） 100最大功率转速(rpm) 5250最大扭矩（N-m） 200最大扭矩转速（rpm） 3000轮胎 235/70/R16驱动方式 前置四驱1.4.2 设计基本要求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。汽车全轮驱动，可在冰雪、泥沙和无路的地区地面行驶。对分动器的设计要求要满足以下几点：（1）具有良好的工作效能；（2）工作可靠；（3）操作轻便，并具有良好的随动性；（4）便于维护和保养。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第二章 总体设计2.1 分动器结构与工作原理分析在多轴驱动的汽车上，为了将变速器输出的东路分配到各个驱动桥，均装有分动器。分动器的基本结构也是一个齿轮传动系统。其输入轴直接或通过万向传动装置与变速器 第二轴相连，其输出轴则有若干个，分别经万向传动装置与各驱动桥连接。为增加传动系的最大传动比及档数，目前绝大多数越野车都装有两档分动器，使之兼起副变速器的作用。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。图 1-1 北京吉普切诺基汽车行星机构 AMC207 型分动器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，只需后轮驱动，可以用操纵手柄控制前桥接合套，切断前驱动桥输出轴的动力。 分动器的工作要求原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763（1）先接前桥，后挂低速档；（2）先退出低速档，再摘下前桥；上述要求可以通过操纵机构加以保证。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。2.2 传动方案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变化而变化。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 所示。1-输入轴 2-低档齿轮 3-离合器接合套 4-四轮驱动齿轮 5-同步器盘 6-后输出轴 7-中间轴 8-前输出轴图 1-2 分动器传动示意图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。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，因此将高挡齿轮安原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763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。2.3 齿轮的布置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向，以减小轴的变形，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。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。2.4 换挡结构形式的选择目前用于齿轮传动中的换挡结构形式主要有三种2： （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，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。此设计就是采用啮合套换挡。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763（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 挡数及传动比的确定主减速比的计算： （2.1）073.614085.367.237.0maxiivrnighp其中根据轮胎规格 235/70 R16 得轮胎半径 mr 367.025.04. 根据驱动车轮与路面的附着条件确定传动比:（2.2）max2egITriG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。汽车爬陡坡时车速较低，所以可以忽略掉空气阻力，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)maxaxmaxmax )sinco( gfgrkiTtfdogle 则由最大爬坡度要求的分动器低档传动比：（2.4）kiTrioglefdmax式中， -汽车总质量；m-重力加速度；g-道路最大阻力系数；ax原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763-驱动轮的滚动半径；r-发动机最大转矩；maxeT-主减速比；oi-汽车传动系的传动效率；-前后轮转矩分配比；k658.14.037.620367.)1981(.9sincomaxmaxTglerfdkfi 求得变速器一挡传动比为： 658.1fdi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：（2.5）2maxGrkiTtfdgloe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 6.0585.29.04.30766791max2TgloerglkiGi通过以上计算可得到 ，在本设计中，取 。 取高挡传动比 。658.1fdi .2fdi 0.1fgi2.6 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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763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)3maxelATK式中， -中心距系数。对轿车， =9.511AK-分动器处于低速档时的输出扭矩maxelTNifdel 4329.02a故由（2.6）可得出初始中心距 ： m15.832.79.04215.3 ）（ A为检测方便，圆整中心距 。m8原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第三章 齿轮的设计及校核3.1 基本参数的选择3.1.1 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/ta车 型1.0V1.6 1.6V2.5 6.0 14.0n 14.0n模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.56.00一系列 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。3.1.2 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，为加大重合度并降低噪声，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 。20 203.1.3 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。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763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 ；斜齿轮螺旋角 。30253.1.4 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 ；ck 0.74c6.807kc法面模数。n齿宽可根据下列公式初选：直齿轮 ，斜齿轮 。mb).85( mb).(综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮:设计 ，齿宽均选为 。2.818.6)(703b243.1.5 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 。0.1f3.2 各档齿轮齿数的确定 3.2.1 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）34.8325cos80cos2zZ1n nmA圆整取 484.2i13FDz根据经验数值，取 ，则19z42z3原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763通过比较可以得出 ， 时， ，与设计要求 2.4 最接近。19z2.32i低所以： ， 。z123.2.2 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 和齿轮z z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，故AA中心距变为：（3.3） mn 4.7925cos348s2mZ修正中心距，取 。79重新确定螺旋角 ，其精确值应为24.30798arcos2arcos12 AZmn下面根据方程组： 57.1294. 83.ss2143124ziFDn 。确定常啮合齿轮副齿数分别为: 。43z，重新确定螺旋角 ，其精确值为:30.24798arcos2cos34 AZmarn3.2.3 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 1.0iFG(3.4)62.09.z3467i高(3.5)0.1)652.1()1(tan6743674 zz(3.6)30.2.ta原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763(3.7)4830.24cos792cos26776 ， 取 nmAz于是可得， 。， 1976z重新确定螺旋角 ，其精确值为(3.8)30.24798cos2)(cos176167 Azn3.3 齿轮的变位齿轮 1、2 的各参数：取模数 ， 螺旋角 齿宽系数 。3nm24.308kc分度圆压力角： cos/tatn1.7t端面啮合角： 7.21s94scos, tAt.0,变位系数之和： nt,t21naiviz-.364n查表得 05108.2n173.79 nmAy 3.46n分度圆直径: mzd5.230.4cos1911n 4.9.22 节圆直径： mm5628/179/1nZAzdmm.2齿顶高： 3.12m0.1)-.5()(1*1 nnamyh 784122 齿根高： 3.6)0.5-.2()(1*1 nnafch原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.0m3)0.8.25(1)(2*2 nnaf mch全齿高： 671fah齿顶圆直径： 6.7.1.41ad0892?9522 a齿根圆直径: 5.34.-6.11ffh7m422ffd当量齿数： 19.25cos31zn60.82所有齿轮参数如表 3.2 所示表 3-2 各齿轮基本参数齿轮 高速档 低速档 常啮合输入轴齿轮 6中间轴齿轮 7输入轴齿轮 1中间轴齿轮 2输出轴齿轮 3中间轴齿轮 4齿轮齿数29 19 19 29 29 19实际传动比 i 1.526 1.526 1.526螺旋角 30.2430.2430.24法面模数 （mm）nm3 3 3法面齿顶高系数 ah1 1 1法面顶隙系数 nc0.25 0.25 0.25分度圆压力角 20 20 20分度圆直径 d（mm） 95.45 62.54 62.54 95.45 95.45 62.54中心距 A（mm） 79 79 79中心距变动系数 0 0 0齿顶高 ha（mm） 2.72 3.12 3.12 2.72 2.72 3.12齿根高 hf（mm） 4 3.6 3.6 4 4 3.6齿全高 h（mm） 6.72 6.72 6.72有效齿宽 b（mm） 24 24 24当量齿数 nz38.60 25.19 25.19 38.60 38.60 25.19原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397633.4 齿轮的校核3.4.1 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（3.9）变变 iTemax式中: 发动机最大扭矩;maxeT变速器头档速比;变i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：（3.10）分主后 附 FG0M2iT式中： 后桥驱动时的最大附着力矩；后 附M；r后 附满载时分配到前桥的重量 ；G最大附着系数，0.50.6；车轮滚动半径；r主传动比 ；0i分动器高档传动比；FG主传动效率；主分动器效率；分在低档时：（3.11）分主附 FD0M2iT原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763式中： 后桥驱动时的最大附着力矩；后 附M；rG后 附满载时整车重量 ；最大附着系数， ；0.65车轮滚动半径；r主传动比 ；0i分动器低档传动比；FD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，1T22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)。2TT2由式（3.14）可得 mNiT 619.04.301变变 由式（3.15）可得 mNT 27.14896.0.4.2073.63776892由式（3.16） 可得 所以高速档时 作T 50.3196.0.4.2073.63768912 2T为计算转矩，低速档时 作为计算转矩 。3.4.2 轮齿的弯曲应力 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图 3.1 齿形系数图直齿轮弯曲应力公式为(3.12)btyKFfw1式中： 弯曲应力( )；wMPa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 ；K1.65K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，对弯曲应力f的影响也不同，主动齿轮 ，从动齿轮 ；.f 0.9f齿宽 (mm)；b端面齿距(mm)， ；t mt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zd（3.13）yKmTcfgw32（2）斜齿轮的弯曲应力公式为原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763（3.14）btyKFw1式中： 圆周力( )， ；1FNdTg21计算载荷(Nm )；gT节圆直径(mm)， ， 法向模数(mm)， 齿数， 斜dcoszmnnz齿轮螺旋角( )；应力集中系数， ；K50.1K齿面宽 (mm)；b法向齿距(mm)， ；t nmt齿形系数，可按当量齿数 在图 4.1 中查得；y 3cosz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（3.15）yzmTCngw3cos对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 范围，对货车为350MPa18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250MPa1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： mNT5.4819/22输出轴转矩： .7310/3低速档齿轮为斜齿轮，所以应用弯曲应力公式（3.15）式中： 齿形系数。由图 3.1 查得 ， ，y 42.1y148.0y142.03y8.通过以上的计算，把各个参数代入公式（3.15）后得： 350MPa18239.4Pa0.8142.3914. 5cos0523211 KymzTCnw原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763KymzTCnw2312cos350Mpa186.5Pa814.032914. .5cos58 KymzTCnw343cos2350pa185.Pa2814.02914.3.cs73 KymzTCnw434cos350Mpa185.Pa281.03914. .cos582 同理可得高速档的齿轮的弯曲强度均合格。3.4.3 轮齿接触应力（3.16）bzjFE1418.0式中： 轮齿接触应力( )；j MPa齿面上的法向力( )， ， 为圆周力( )， ，FNcosttFNdTFgt2为计算载荷 ( )， 为节圆直径( )， 为节点处压力角( )， 为齿轮螺旋角( )；gTmdm齿轮材料的弹性模量( )， ；EMPaPaE510.2齿轮接触的实际宽度( )，斜齿轮用 代替；b cosb、 主、从动齿轮节点处的曲率半径( )，直齿轮 、z msinzr， 斜齿轮 、 ， 、 主、从动齿轮节sinbr2cosinzr2inbrb圆半径( )。 m齿轮材料选为 40Cr，渗碳淬火处理，齿面硬度 5268HRC，7 级精度。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应力见表 3.3。maxeT表 3.3 变速器齿轮的许用接触应力齿轮 MPaj/原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 650700低档时受力分析低档时输入轴受力： NdTF 80.1730.24cos54.621.3cos21 低档时中间轴受力： d 46.1783.24cos045.91.8cos2 斜齿圆柱齿轮： =3， ， ， ， ，Mn1Z9Z50.E2.m1d95.4m2d，35.0N2Tj 28.93.4cos/83cos/22bmm.10./in/sin2121 drmm65.93.4cos/sico/0i 222 将各参数代入公式后得 1386.7MPa5.98.1289.201748.0.5212 bEFj同理得： 1386.0Mp5.98.1289.20461748.0. 543143 bEFj同理，齿轮 4 与齿轮 5 之间参数相同，接触应力 ， 渗碳齿轮的许用应Paj54力在 之间，所有接触应力符合要求。 103原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第四章 轴及附件的设计4.1 轴的结构形式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。高速档齿轮通过花键固定在输入轴上。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。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)还是钢件对原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763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。4.2 轴的尺寸初选轴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。输入轴最小直径可按下式初选：(4.1)3jTKd式中， 为经验系数， ； 为计算转矩。K4.60j将各参数代入公式（4.1）可得： )32.1.7(d初选最小直径 30mm。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，。在草图设计过程中，将最大直m)47.(35.790.6.45()0.6(.45d 径确定为如下数值：输入轴 ，中间轴 ，输出轴 。mind0din40mdin4.3 轴的结构设计(1）输入轴结构设计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1caTKAKA=1.3，则：(4.2)mN6.51432.1ca TKA查机械设计课程设计手册表 8-3，选用 HL7 型凸缘联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径为 30mm，故取 ，m630Nab60l30ab，CD 段装有圆锥滚子轴承，查机械设计课程设计手册6-720lbcbc，选孔径为 40mm 的 30208 型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为，故取20m179m75.2084aCBTDd DE 段固定齿轮，故取 ，根据整体结构， lcdc1940 446dedel，取 FG 处是齿轮轴上的齿轮 6，分度圆直径，mefef 605GH 段安装滚针轴承，由于只承受弯矩故可取， lfgfg24，滚针轴承尺寸 。hh340， 27450CDd输入轴的花键 。016528BDdN原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763(2）后桥输出轴结构设计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 是齿轮轴上的齿轮 3，分度圆直径KL 段安装轴承，查表取孔径 50mm 的 30210， m0524lm45.9IKIK型圆锥滚子轴承，其尺寸为，故 ，20m1721.90aCBTDd 50kl， LM 段根据端盖结构取 ，NO 段安装输出轴联轴器，lk20 lmlm4,50取 。花键为 。lnono824， 368BDdN(3）中间轴结构设计de 段是啮合套外齿轮 8，分度圆直径 ， ，啮合套齿42delde29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 30mm，齿轮 2，4间留有间隙 5mm，所以 ，BC 、FG 段安装mml cdcd 505.3l,5.4efef， 取轴承，取孔径为 45mm 的 30208 型圆锥滚子轴承，AB、GH 段做成螺纹用于轴的两端固定，取19,40bc fgbcfglm。ha53ha，（4）前桥输出轴结构设计如图 4-5 所示CD 段齿轮分度圆直径 ，BC 段安装一对圆锥滚子轴承，取孔mlcd304cd，径为 50mm 的 30210 型圆锥滚子轴承， ，AB 段安装联轴器，取lbcb505，。花键为 。mlabab8245， 1628BDN4.4 轴的强度计算4.4.1 轴的受力计算(1)输入轴(4.3)NdTFt 54.108954.623131(4.4)r 27.3.2cos.tancostan21 (4.5)NdTFa 6.4554.610t031t11 （2）中间轴(4.6)dt 10.945.910822 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763(4.7)NdTFr 08.42930.2cos45.91tan812costan2 (4.8)a 5tt22 (3) 输出轴 (4.9)NdTFt 85.124045.9733(4.10)r 2.613.cos.tan2cosan3 (4.11)dTFa 0.95345.902t7t3 4.4.2 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：cf sf（4.12）EILbaFfc321（4.13）Ifs2（4.14）EILabF31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） ；2弹性模量（ ） ， =2.1105 ；EMPaEPa 惯性矩（mm 4） ，对于实心轴， ；I 64dI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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763轴的全挠度为 mm。2.02scff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 =0.05 0.10mm， =0.100.15mm。齿cfsf轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。(1)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=45mm，把有关数据代入（4.12） 、 （4.13） 、 （4.14）得到：mmLdEbaFIfrrc 421213610.5.01.cfmm.8.421 sts ffmm2.03.2scffrad.17.3)(1EILabFr（2）中间轴的挠度和转角的计算：已知：a=25.625mm；b=93.375mm；L=119mm ；d=40mm，把有关参数代入（4.12） 、（4.13） 、 （4.14）得到：mmLdEbaFILfrrc 421213610.5.01.cfmm.9.421 sts ffmm2.015.2scffrad3)(1 EILabFr(3)输出轴的挠度和转角的计算：已知：a=25.625mm；b=95.625mm；L=121.25mm ；d=40mm，把有关参数代入（4.12） 、 （4.13） 、 （4.14）得到：mmLdEbaFILfrrc 4212136 10.5.0123.cfmm421sts ffmm20342scf原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763rad02.0351.3)(1 EILabFr所以各轴都满足刚度要求。4.4.3 轴的强度计算(1)输入轴强度校核：已知：； ； ； ； =30.5625mm；m3150NTjNF06.429r1F6.451aNF54.108t1L=57.25mm；L=87.8125mm ；d=45mm2L1)求水平面内支反力 、 和弯矩HARBHCM(4.15)1tF(4.16)21LHBA由以上两式可得 =6575.34N， =3510.20N， =200958.95N.mmRRHC2)求垂直面内支反力 、 和弯矩VABVCM(4.17)1rF(4.18)LRdLVBar12由以上两式可得 =1271.49N， =2757.78N， =38857.16N.mm，VAR左VC=157882.9N.mm右VCM .m356082N16.09157829.2022132 TVH右 a4Pa45.8.631 MPd 所以满足设计要求。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763RVA RHBRHARVBFa1Fr1Ft1RHAFt1RHBL2L1=30.56 LRVA RVBFr9MM=200958.95NmmMvc 左=38857.16NmmMvc 右=157882.9NmmTj=315500NmmM=353603.82Nmm