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龙江工程学院二○一二年六月

TheGraduationDesignforBachelor'sDegreeThedesignofSubaru'sTransfercaseHeilongjiangInstituteofTechnology2012-06·Harbin摘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ABSTRACTInthemultiaxledrivevehicles,inordertomaketheoutputpowerisallocatedtoeachdriveaxlewithactuator.Off-roadvehicleingoodroads,inordertoreducethepowerconsumptionandtransmissionpartsandtirewear,thegeneralistocutofftherearaxlepower.Whendrivingoff-road,accordingtotheneedsandusesalowgearengagementafterthebridge,toincreasethedrivingwheelandthedrivingforce.thansfercasefunctionistheactuatorwhichdistributiontheoutputpowertothedriveaxle,andincreasethetorquefurther.thansfercaseisalsoageartransmissionsystem,whichseparatelyfixedonthevehiclechassis,theinputshaftandtransmissionoutputshaftisconnectedbyauniversalgearing,thansfercaseoutputshaftofanumberofroots,bytheuniversaltransmissiondeviceisconnectedwiththedriveaxle.ThedesignisbasedonmainparametersofSubaruForester20112.0XSMTversion,mainlytoexplaintheSUVsthreeshafttypesub-actuatordesignandcalculationprocess,thedesignofsomeofthemoredetaileddescriptionofthesub-actuatordesignprocess,selectthestructureoftheprogram,mainparameters,geardesign,shaftdesign.Calculationpartconsistsofcenterdistance,transmissionratio,gearandshaftofchecking.Keywords:Thansfer;Check;High-low-grade;Gear;Design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 103.7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BPRO/E三维图 46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(Part－time4WD)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(Full－time4WD)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(Real－time4WD)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。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、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。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215/65R16最高车速185整备质量1510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2.3挡数及传动比主减速比的计算：（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；重力加速度；道路最大阻力系数；驱动轮的滚动半径；发动机最大转矩；主减速比；汽车传动系的传动效率；可求得变速器一挡传动比为：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）式中，汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；φ路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6通过以上计算可得到1.914＜＜3.766，在本设计中，取。根据一档传动比可求得低档传动比即根据设计要求确定取，2.4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)式中，中心距系数。对轿车，=8.9～9.3；对货车，=8.6～9.6变速器处于一档时的输出扭矩==198×3.7×0.96=703.296N﹒m故由（2-6）可得出初始中心距：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。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车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0≤14.0≥14.0模数/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.5～6.00一系列1.0002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50—所选模数应符合国家标准GB/T1357—1987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2～3.5；重型货车为3.5～5。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20°3.3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）式中：－齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取；－法面模数。齿宽可根据下列公式初选：直齿轮b=(4.5~8.0)m,斜齿轮b=(7.0~8.6)mn。综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮:设计b=3×(7.0~8.6)=21~25.8，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0.75～0.80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。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）圆整取Z=49=2.1根据经验数值，取=20，则=29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=293.6.2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，故中心距变为：（3.3）修正中心距，取A=81。重新确定螺旋角β，其精确值应为=24.85°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β，其精确值为:3.6.3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。3.7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。分度圆压力角：21.88°端面啮合角：==21.7°变位系数之和：=-0.0344查表得分度圆直径:节圆直径：mmmm齿顶高：=（1+0.05+0.0014）3=3.15mm=（1-0.0844+0.0014）3=2.75mm齿根高：=（1+0.25-0.05）3=3.6mm=（1+0.25+0.0844）3=4mm全齿高：=6.75齿顶圆直径：=66.12+2×3.15=72.42=95.88+2×2.75=101.38mm齿根圆直径:=66.12-2×3.6=58.92mm=95.88-2×4=87.88mm当量齿数：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24.85°24.85°24.85°24.85°24.85°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；（3.4）式中:——发动机最大扭矩;——变速器头档速比;——变速器效率;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；在高档时：（3.5）式中：——后桥驱动时的最大附着力矩；=G×φ×rG——满载时分配到前桥的重量；φ——最大附着系数，0.5~0.6；r——车轮滚动半径；——主传动比；——分动器高档传动比；——主传动效率；——分动器效率；在低档时：（3.6）式中：——后桥驱动时的最大附着力矩；=G×φ×rG——满载时整车重量；φ——最大附着系数，0.5~0.6；r——车轮滚动半径；——主传动比；——分动器低档传动比；——主传动效率；——分动器效率；若<(或)，则说明自变速器传来的最大驱动扭矩不足以使驱动车轮发出最大附着力矩，这时应选取,作为计算扭矩。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，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)。由式（3.4）可得由式（3.5）可得由式（3.6）可得=所以高速档时作为计算转矩，低速档时作为计算转矩。3.8.2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)式中：－弯曲应力(MPa)；－圆周力(N)，；－计算载荷(N·m)；－节圆直径(mm)；－应力集中系数，可近似取=1.65；－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，对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；－齿宽(mm)；－端面齿距(mm)，；－模数；－齿形系数，如图3.1所示因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得（3.8）（2）斜齿轮的弯曲应力公式为（3.9）式中：－圆周力()，；－计算载荷(N·m)；－节圆直径(mm)，，－法向模数(mm)，－齿数，－斜齿轮螺旋角()；－应力集中系数，；－齿面宽(mm)；－法向齿距(mm)，；－齿形系数，可按当量齿数在图4.1中查得；－重合度影响系数，。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（3.10）对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa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中间轴传递的转矩：输出轴转矩：低速档齿轮为斜齿轮，所以应用弯曲应力公式（3.10）式中：－齿形系数。由图3.1查得，，通过以上的计算，把各个参数代入公式（3.10）后得：=239.43MPa180～350MPa=237.90MPa180～350Mpa=334.96MPa180～350Mpa=347.48MPa180～350Mpa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（3.11）式中：－轮齿接触应力(MPa)；－齿面上的法向力(N)，，为圆周力()，，为计算载荷(N·m)，为节圆直径(mm)，为节点处压力角()，为齿轮螺旋角()；－齿轮材料的弹性模量(MPa)，MPa；－齿轮接触的实际宽度(mm)，斜齿轮用代替；、－主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、，、主、从动齿轮节圆半径(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应力见表3.3。表3.3变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900～2000950～1000常啮合齿轮和高挡1300～1400650～700低档时受力分析低档时输入轴受力：低档时中间轴受力：斜齿圆柱齿轮：=3，=20,=29,E=2.1×，=66.12mm,=95.88mm==369.86N，=26.45mmmmmm将各参数代入公式后得=977.15MPa同理得：=1175.93Mp同理，齿轮4与齿轮5个参数相同，接触应力Mp渗碳齿轮的许用应力在1300～1400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：（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)式中，K为经验系数，K=4.0~4.6；为计算转矩。将各参数代入公式（4.1）可得：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=（0.45~0.6）A=0.45×81mm=（36.45~48.6）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中间轴输出轴4.3.2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δ，可分别用下式计算：（4.2）（4.3）（4.4）式中：——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；——弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；——惯性矩（mm4），对于实心轴，；——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、——齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；——支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。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：mmmmmmrad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：mmmmmmrad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：mmmmmmrad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：；；；；=30.5625mm；=57.25mm；L=87.8125mm；d=66.12mm1)求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=7189.94N，=3843.11N，=220017.60N.mmRRVARHBRHARVBFa1Fr1Ft1RHAFt1RHBL2L1=30.56LRVARVBFr9MMHc=220017.6NmmMvc左=73809.66NmmMvc右=115302.65NmmTj=365049NmmM=376376.02Nmm2)求垂直面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=2415.04N，=2014.02N，=73809.66N.mm，=115302.65N.mm=376376.02N.mm2.中间轴强度校核：；；；；；；；；；；；；；1)求水平面内支反力、和弯矩、++=+由以上两式可得=-383.02N，=4650.98N，=-10485.17N.mm，=129181.36N.mm2)求垂直面内支反力、和弯矩、+=+FFr2Fr34RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft34RHAFt34CDMFr34RVBRVAL3129181.36Nmm10485.17Nmm153281.83Nmm132977.35Nmm164525.46Nmm536300Nmm由以上两式可得=4857.62N，=5981.73N，=132977.35N.mm，=153281.83N.mm，=164525.46N.mm按第三强度理论得：3.输出轴强度校核；；；；；；；1)求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=1505.42N，=5000.92N，=128148.88N.mm2)求垂直面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=-1746.4N，=8252.74N，=148662.3N.mm，=211476.46N.mm按第三强度理论得：RVRVARHBRHARVBFa3Fr3Ft3RHAFt3RHBL2L1LRVARVBFr9MMHc=128148.88NmmMvc左=148662.3NmmMvc右=211476.46NmmTj=777630NmmM=651129.39Nmm4.4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；；；；；。当量动载荷的计算公式为(5.5)式中：，－径向、轴向载荷系数，可由机械设计手册查出；－考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.2～1.8，在此取=1.2。=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。(5.6)式中的汽车平均车速可取。所以轴承失效前汽车行驶的时间为h而轴承寿命的计算公式为：（4.7）式中：－寿命系数，对圆锥滚子轴承，；－轴承转速。将参数代入公式（4.7）后得：=3058.73h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。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，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.2～0.3mm。本设计取为0.2mm。2、分度尺寸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＞，通常取=0.5mm左右。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。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=1.2～2.0mm，取为1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。5.1.4主要参数的确定1、摩擦因数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。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，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。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=6°～8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7°市就很少出现咬住现象。本设计取=7°。（2）摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同步器径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些。（3）锥面工作长度缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。（4）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。乘用车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥孔表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。3、锁止角锁止角选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°～42°。5.2分动器箱体分动器箱体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。分动器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到箱体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强分动器箱体的刚度，在箱体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。分动器箱壁上不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金箱体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。为了注油和放油，在分动器箱体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处以上。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回分动器箱体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5～4mm。采用铸铁壳体时，壁厚取5～6mm。5.3本章小结本章主要介绍了同步器结构、分类和功用，并对其主要参数进行了选择，最后简单介绍了分动器壳体应该满足的要求。并对一些分动器附件进行了选择设计，使变速器的结构更加合理。结论分动器已经成为SUV不可缺少的部分，分动器转矩容量大、重量轻、传动效率高、噪音小、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。本次毕业设计的主要内容是基于斯巴鲁森林人2011款2.0XSMT版主要参数设计三轴式分动器，在设计过程中，主要完成了分动器传动方案的确定，分动器各挡传动比分配的确定，分动器齿轮参数的选择，分动器各挡齿轮齿数分配，分动器齿轮的设计计算，分动器轴和轴承的设计计算，操纵机构及箱体的设计以及利用AutoCAD和PRO/E画装配图、零件图等设计任务。传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验算，直至符合所有的条件与要求。本设计本着经济性和实用性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，设计存在误差，这一点是本次设计的不理想之处。参考文献[1]洪福生.国外越野车发展新动态[J].汽车与配件，1996.24.[2]陈家瑞.汽车构造(上，下册)[M].北京：人民交通出版社，2010.[3]汪小军.三菱CFA2031E型越野车4轮驱动系统原理与检修[J].汽车维修，2008（10）：20-21.[4]杨筑仁.斯达-斯太尔汽车VG1200型分动器[J].重型汽车，1995,5(30)：10-12.[5]刘惟信.汽车设计[M].北京：清华人学出版社，2001.[6]高维山.变速器[M].北京：人民交通出版社，1990.[7]王望予.汽车设计（第四版）[M].北京：机械工业出版社，2011.[8]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册[M].北京:人民交通出版社,2001.[9]何芳,陈昌尾.TYl30变矩器与分动箱齿轮噪声的解决[J].液压气动与密封,2011,4:36-38.[10]余志生.汽车理论（第五版）[M].北京：机械工业出版社，2011.[11]孙恒，傅则绍.机械原理[M].北京：高等教育出版社，1990.[12]濮良贵，纪名刚.机械设计[M].北京：高等教育出版社，2001.[13]王忠会.北京切诺基汽车结构与维修[M].沈阳：辽宁科学技术出版社，1998.[14]北京吉普汽车有限公司.切诺基[M].北京：北京理工大学出版社，1998.[15]管晓忙，鲍利平.斯太尔系列柴油汽车结构与维修[M].北京：机械工业出版社，2009.[16]史建鹏，孙庆合.分动器转矩分配比确定理论研究[J].汽车工程，2007,29（10）：889-892.[17]高敬.汽车变速器变速传动机构可靠性分析[J].科技创新导报,2009.[18]赵向阳,朱命怡.\o"四轮驱动汽车动力传动系统研究相似度27%"四轮驱动汽车动力传动系统研究[J].河南机电高等专科学校学报,2009,(06):94-95,101.[19]Corno,M.;Tanelli,M.;Zappavigna,A.;Savaresi,S.M.;Fortina,A.;Campo,S.;Panzani,G.DesigningOn-DemandFour-Wheel-DriveVehiclesviaActiveControloftheCentralTransferCase[J].IEEEtransactionsonintelligenttransportationsystems,2010,114.[20]GiulioPanzani,MatteoCorno,MaraTanelli,AnnalisaZappavigna,SergioM.SavaresiAndreaFortina,SebastianoCampo.Combinedperformanceandstabilityoptimizationviacentraltransfercaseactivecontrolinfour-wheeledvehicles.Joint48thIEEEConferenceonDecisionandControl.28thChineseControlConferenceShanghai,P.R.China,December16-18,2009.[21]DamrongritPiyabongkarn,JohnGrogg,QinghuiYuanandJaeLew.DynamicModelingofTorque-BiasingDevicesforVehicleYawControl[J].SAETECHNICALPAPERSERIES,2006-01-1963.致谢本次毕业设计是在导师鲍宇老师的亲切关怀和耐心指导下完成的，他严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，鲍老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，毕业设计的每一部分都倾注了鲍老师大量的心血。除了敬佩鲍宇老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。在此，谨向鲍感谢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。经过四个月的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有他人的督促指导，想要完成这个设计是难以想象的。但是正是因为有了学院的督促，老师的指导，同学的帮助，父母的关心，本次毕业设计才得以顺利完成。再一次表示最衷心的感谢！最后我还要感谢汽车与交通工程学院和我的母校黑龙江工程学院四年来对我的栽培。附录附录A英文科技文献及译文THEFILETRANSMISSIONGEARSELECTIONOFTHEBASICPARAMETERS1,Reasonablechoiceofmodule:Modulusisanimportantgearbasicparameters,thegreaterthemodulus,thegreaterthetooththickness,thebendingstrengthofgearisalsogreater,anditsgreatercarryingcapacity.Insteadmodulussmallertooththicknesswillbethinner,thebendingstrengthofgearwillbesmaller.Thelowprofileofthegear,duetothelowrotationalspeed,torque,andgearoftherelativelylargebendingstress,soneedtochoosealargermoduleinordertoensureitsstrength.Andhigh-speedfilegear,duetothehigh-speed,torquesmallgearbendingstressisrelativelysmall,sotoensurethatthebendingstrengthofgearunderthepremiseofthegeneralselectionofthesmallermodule,sothatgearteethcanbeincreasedinordertoobtainlargerdegreeofoverlap,soastoachievethepurposeofreducingnoise.2,areasonableselectionofpressureangle:Whenagearmoduleandsetthenumberofteeth,thegeardiameterisdetermined,andthegeartoothinvolutebasecircledependsonthesize,thesizeofthebasecircleandunderpressureangle.Forthesamepitchcircleofgear,ifitspitchcircleadifferentpressureangle,basecircleisdifferent.Whenthegreaterthepressureangle,thebasecirclediameterofthesmaller,morecurvedinvolute,toothrootofthetoothwillthicken,increasethetoothsurfaceradiusofcurvature,whichcanincreasethetoothbendingstrengthandcontactstrength.Whenreducingthepressureangle,thebasewillbecomelargerdiameter,involutetoothprofilewillchangesomeofthestraight,thinningofthetoothroot,toothsmallerradiusofcurvature,makingthetoothbendingstrengthandcontactintensitywilldecrease,butdecreasewiththepressureangle,toincreasethecontactratiogears,reducingthestiffnessofthetooth,andcanreducetheentryandexitloadatthetimeofengagement,allofwhicharebeneficialtoreducenoise.There-fore,lowprofilegear,oftenlargerpressureangleinordertomeetthestrengthrequirements;andregularuseofhigh-speedfilesmallergearpressureangleinordertomeettherequirementsofitslowernoise.Forexample:agearmodule3,thenumberofteethof30,whenthepressureangleof17.5degreesforthecirculartooththicknessofthebaseto5.341;whenthepressureangleof25degrees,thetooththicknessofthebasecircleto6.716;itsbasecircletoincreasethetooththickness25%,soincreasethepressureangletoincreasetheirflexuralstrength.3,AreasonableselectionofHelixAngle:Comparedwiththestraightgear,helicalgeardrivewithasmooth,coincidencedegree,theimpactissmallandtheadvantagesofsmallnoise.Asaresultofthepresentwithsynchronoustransmission,andtransmissionwillnolongerbeadirectmobilegearmeshingwithanothergear,butwithallthegearsaremeshing,sothat'llbringconveniencetotheuseofhelicalgear,sotobringthegearboxsynchronizerMostoftheuseofhelicalgear.Helicalgearasaresultofthecharacteristicsoftheentiretoothwidthdecisionnottoenterthemeshatthesametimeallbutoneendoffirstgearintothemesh,withthedrivegearalongthetoothwidthdirectionmeshgraduallyuntilalltheteethhavewideaccesstomesh,sotheactualmeshinghelicalgearspurtheregionthanthelarge.Whenthetoothwhenacertainwidth,thecontactratioofhelicalgearwithhelixangleincreases.Carryingcapacityisalsostronger,havebetterstability.Intheory,thebetterhelixangle,butthehelixangleincreases,theaxialforcewillalsoincrease,sothatreducesthetransmissionefficiency.Inthemoderndesignofthegearbox,inordertoensuresmoothgeardrive,lownoiseandlessimpact,all.Filesforgearshouldchoosealargerhelixangle,generallyabout30high-speedgearasaresultofthehigherspeed,forasmooth,lowimpact,lownoise,sotheuseofsmallmodulus,largehelicalangle;andlow-profilegearmoduleusingthelarger,smallerhelixangle.4,Theperspectiveofareasonablemodificationisselected:Withgoodconditionsforthelubricationofthehardenedgearisgenerallybelievedthatthemaindangerisinthecycleunderalternatingstress,thefatiguecrackDedendumgradualexpansionofthetoothrootfracturecausedbythefailure.Failureinthegeartransmissionisapartofthis.Inordertoavoidabrokentooth,shouldbetomaximizethetoothrootbendingstrength,andtheuseischanged,andcanachievethisobjective.Undernormalcircumstances,thegreaterthecoefficient,thesmallervaluestooth,toothbendingstressonthesmaller,thehigherthebendingstrengthofteeth.Inthehardenedgear,thetoothsurfacepittingfailureisoneofthereasonsoff.Increasedengagementangle,canreducetheinter-toothcontactstressandmaximumsliprates,cangreatlyincreasetheabilityofanti-pitting.Andincreasedengagementangle,itmusthaveagearshiftisintroduced,therebyenhancingcontactstrengthoftoothsurfacecanimprovetheflexuralstrengthoftoothroots,soastoenhancetheeffectofthecarryingcapacityofgears.However,forhelicalgeardrive,variablecoefficientistoolarge,andwilltotaltoothlengthofthecontactline,buttoreduceitscarryingcapacity.Atthesametime,thegreaterthecoefficient,asaresultoftoothtotipincreases,thethicknessofthetipwillbesmaller,whichwillaffectthestrengthofthetopteeth.Therefore,inthedesignofamoderngearbox,themajorityofallreasonableuseofgearshiftistheangleinordertomaximizeitsadvantages.Mainlyinthefollowingdesigncriteria:lowprofileforthegearpair,thedrivinggearofthecoefficientshouldbelargerthanthepassivegearshiftcoefficient,andpairofhigh-speedprofile,thedrivinggearofthecoefficientshouldbelessthanpassivecoefficientgear.gearwiththemodificationcoefficientincreasedgraduallystallsxiajiang.Thisisbecauselow-gradezonesasaresultoflowrotationalspeed,torque,andgearforhigh