机械毕业设计（论文）-5T越野车分动器的设计【全套图纸】.doc

目录摘要Abstract1绪论11.1毕业设计任务及要求21.2分动器的功用21.3分动器的设计要求32分动器设计方案的选择42.1基本结构42.1.1分动器的整体布置42.1.2分动器的类型52.1.3轴数设计62.2齿轮的安排62.3换挡结构形式63分动器主要参数的计算83.1传动比分配83.2中心距A83.3分动器齿轮参数的确定83.4齿轮的固定形式：113.5轴及相关零件123.5.1轴的尺寸初选123.5.2轴的结构123.5.3轴的结构设计133.5.4花键的形式和尺寸153.5.5轴承的选用153.6啮合套的设计163.7壳体的设计164零件的校核174.1齿轮的校核174.1.1轮齿接触强度校核174.1.2齿根弯曲强度校核184.2轴的校核194.3键的校核235分动器操纵机构255.1分动器内部操纵机构255.2分动器外部的操纵机构265.2.1外部操纵机构结构简图265.2.2各档的变换与使用265.2.3操作系统的特点27.操纵系统的特点:27使用注意事项：276分动器润滑机构286.1润滑形式的设计286.2润滑油的选择287工艺分析307.1壳体的加工307.2拨叉加工工艺307.3齿轮加工工艺327.4轴的加工工艺337.5总成的装配35结论38参考文献41致谢43附录一44附录二47全套图纸，加1538937061绪论随着社会的发展和经济的告诉增长，人们对于物品的运输变得越来越重要；对边远地区的开发，又使得越野车在运输业中越来越多的发挥着作用，而大吨位越野车的运用尤为广泛。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。这就需要一个机构将发动机输出的动力按照一定的比例分配给各个驱动轴，从而使汽车具有更好的动力性和经济性。分动器是多轴驱动车辆传动系统中的关键部件,其质量和性能直接影响到传动效果和整车的动力性能。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。其一般都设有高低档，以进一步扩大在困难地区行驶时的传动比及排挡数目，增大扭矩。大多数分动器由于要起到降速增矩的作用而比分动器的负荷大，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。结构：典型的自动分动器包括四个基本系统：变矩器、行星齿轮机构、液压系统和执行机构。原理：当分动器挂入低速档时，其输出转距较大。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。分动器从结构类型和功能上来说可以分成一般齿轮式分动器和带轴间差速器的分动器两种。一般齿轮式分动器有两轴式和三轴式两种，三轴式齿轮式分动器运用比较广泛。一般齿轮式分动器都带有驱动前、后桥的两根输出轴在接合前驱动啮合套为刚性连接。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。因此,需要在分动器中另设分离前桥驱动的装置,使汽车在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、后桥的转矩比例是变化的(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的驱动桥的驱动力,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在前、后输出轴之间有一个行星齿轮式轴间差速器。它正好克服了上述一般齿轮式分动器的缺点,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的载荷分配,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,以便提高汽车的通过性。带轴间差速器的分动器中一般设置单排行星机构差速器,可进行运动分解(差速)和合成；并使分动器具有结构紧凑、承载能力大、工作平稳、噪声小、寿命长的特点。分动器中的轴间差速器实质上是一个二自由度的差动轮系,其中以行星架为主动件,而中心轮及齿圈为从动件,分别与前、后驱动桥的输出轴相连。两从动件受到一定的外界条件(如阻力转矩)的约束,从而使行星排可靠地传动。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。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。随着时代的发展，分动器的形式和结构也在不断地发展，逐渐精确化，现代化。随着新技术的使用，分动器的效率也会有较大的提高，动力的分配也更加智能化。分动器今后的将会朝以下几个方面发展：1)将来自变速器的输入扭矩直接传递给后输出轴的中央直通构造,可提高运输时的安静性能。2)向前输出轴的传递采用了无噪声链条的设计,注意了整个装置运转时的静音,从而提高了4轮驱动的安静性能。3)通过粘滞联轴器,实现了持续驱动方式,根据车辆的行驶条件分配扭矩。实现了常时稳定行驶,在通常行驶时,不需要将2轮驱动转换为4轮驱动的切换操作。1.1毕业设计任务及要求题目：5t越野车分动器的设计设计参数：额定功率：50kW最高输入转速（r/min）:4000r/min最低输入转速（r/min）：800r/min高速级传动比：1.05低速级传动比：2.15最大转矩：Te=9550pe/n=596.88Nm课题内容：完成分动器的选型、设计计算并绘制相关图纸。装配图1张（0号图）；分动器箱体零件图1张（0号图）齿轮零件图4张（2号图）；输入轴，后桥输出轴，前桥输出轴，中桥输出轴，中间轴5张（2号图）；1.2分动器的功用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。1.3分动器的设计要求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。2分动器设计方案的选择2.1基本结构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，最后确定最终的设计方案。2.1.1分动器的整体布置分动器的结构是多样，不同类型的分动器有不同的结构布置。大体可分五种分动器：1).直接连接式分动器一种为短时四轮驱动的分动器，切换装置布置在分动器内，当爪式离合器接通时即成为前后轮直接连接的四轮驱动；反之即为后轮驱动。 另一种为装有变速装置的分动器，设有两档，在普通路面上使用高速档，恶劣路面上使用低速档。通过同步器或者结合套进行二轮或四轮驱动的切换。本设计中采用的就是这种结构。2) .液压多片离合器式分动器 当液压拨片离合器分离时，汽车为后轮驱动；拨片离合器强烈结合在一起时，发动机的动力也能传递给前轮。3).中间差速器锁死式分动器 通过中间差速器，可以把发动机动力按一定比例分配给前后驱动轮系。此种形式分动器大多数采用爪时离合器，司机在座椅上遥控操作，或该装置自动动作使中间差速器锁死4).驱动力前后分配式分动器这种分动器利用粘性联轴节或液压装置驱动后轮，其功能只是把驱动扭矩分配给前后轮。5).中间差速器差动限制式分动器 主要利用前后驱动轮系的转速差来限制中间差速器的差动，如粘性联轴器。它可以克服中间差速器锁死装置分离和结合时粗暴影响汽车行驶状态的缺点。由于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，为了提高汽车的使用经济性和性价比，机械式分动器在越野车上得到广泛应用。本设计采用直接连接式分动器。考虑到越野车的载荷和行驶状况，采用三轴式的驱动形式。该分动器的主要结构为，输入轴，后桥轴，中间轴以及中间轴上的啮合机构，前桥轴，中桥输出轴，分动器壳体以及操纵机构。5t越野车分动器结构简图：图2-1 分动器结构简图2.1.2分动器的类型（1）分时四驱(Parttime4WD)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(Fulltime4WD)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(Realtime4WD)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。本设计按照题目的要求为全时四驱。2.1.3轴数设计根据任务书的要求，我设计的是功率为50KW的分动器，查阅参考EQ1090和EQ2080等分动器的结构，当其功率为40kw时已经采用三轴式传动机构，这样可以大大的降低每个轴所承担的转矩，而且轴数的增加可以越野车行驶更加平顺。当以二轴式进行试算时，轴的许用应力超过的常用材料的许用应力，需要使用较好的材料，这样也大大的增加了制造的成本因此，本设计中采用三轴式分动器。2.2齿轮的安排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2.3换挡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）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。（3）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。考虑到造价和使用寿命的问题，本设计采用啮合套的换挡形式。3分动器主要参数的计算3.1传动比分配高速级传动比：；低速级传动比：。3.2中心距A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、体积和质量大小，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3。根据经验公式：式中，A为分动器中心距（mm）；KA为中心距系数，取KA=9.511；Temax为输入最大扭矩（Nm）；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： （3-1）为检测方便，圆整中心距A=120mm。3.3分动器齿轮参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有很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求、载荷等。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。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，故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。（1）齿轮模数用下式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合GB18620-2008规定的标准值。选取各齿轮副模数如下：1）常啮合齿轮：第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn其中,=596.88Nm，可得出=3.95。根据国家标准GB13571987渐开线圆柱齿轮模数的规定选取mn=4mm2）低速档：由于低速档载荷较大。故低速档：mn=4mm3）高速档：高速档则可以选取较小的模数。故高速挡：mn=3mm。4）啮合齿套齿轮：由于制造工艺上的原因，同一分动器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取23.5。啮合套采用渐开线齿形，取m=3mm（2）齿轮压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为加大重合度以降低噪声，应取用小些的压力角；对于货车，为提高齿轮承载能力，应取用大些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以分动器齿轮采用的压力角为20。（3）齿轮螺旋角螺旋角一般范围为820。螺旋角增大使齿轮啮合系数增加、工作平稳、噪声降低、另外齿轮的强度也有所提高。但螺旋角太大，会使轴向力及轴承载荷过大。初选低速档啮合齿轮螺旋角=20。关于螺旋角的方向，输入轴齿轮采用右旋，这样可使第一轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在分动器壳体上，避免了因轴向力一二两轴抱死的现象。中间轴齿轮全部采用左旋，因此中间轴上同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。（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。齿宽可根据下列公式初选：斜齿轮b=(6.08.5)mn=2434综合各个齿轮的情况，齿宽选为30mm。（5）初步计算：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。低速档齿数和： （3-2）圆整取S=56根据经验数值，一轴低速档齿轮齿数在z1=2428之间选取。先取z1=25进行计算：z1=25，z2=31 (3-3)修正中心距，取A=120。重新确定螺旋角，其精确值应为 (3-4)分度圆直径：d1=m*z1=4*25=100d2=m*z2=4*31=124常啮合齿轮齿数和：Z4 Z1=i低=1.7338Z3 Z2 (3-5）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 (3-6)分度圆直径：D3=m*z3=4*20=80D4=m*z4=4*36=144高速档齿轮： (3-7)根据 (3-8)可以得出 (3-9) (3-10)于是可得，圆整取重新确定螺旋角，其精确值为 (3-11)初步计算结束后，选取不同的数值进行比较计算表3-1不同齿数时传动比对比z1z2Z5Z6I低243247282.23253147282.19263047282.22272947282.24282847282.25通过比较可以得出z1=25，z2=36时，i低=2.19，与设计要求2.15最接近。后桥齿轮的计算：齿轮7为中桥输出轴齿轮，因此齿轮7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，d=39*4=147mm重新确定螺旋角，其精确值为表3-2各齿轮基本参数齿轮高速档低速档常啮合齿轮齿数输入轴齿轮5中间轴齿轮6输入轴齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3输出轴齿轮4473525362036实际传动比i0.5381.241.738螺旋角20.36210421.04法面模数mn（mm）344法面齿顶高系数111法面顶隙系数0.250.250.25端面模数mt（mm）3.17074.26234.2623分度圆压力角n202020分度圆直径d（mm）149.02110.9810012480144中心距A（mm）120120120中心距变动系数000齿顶高ha（mm）344齿根高hf（mm）3.7555齿全高h（mm）6.7599有效齿宽b（mm）3030303.4齿轮的固定形式：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，以保证较高的强度。高速挡齿轮载荷较小，用花键固定在输入轴上；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；用花键与轴制成一体。后桥输出轴上的齿轮与轴做成一体，以保证强度。3.5轴及相关零件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。3.5.1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=0.45120mm=54mm。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。3.5.2轴的结构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。输入轴：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分动器腔体里。高速档齿轮通过花键固定在输入轴上。输出轴:后桥输出轴上的齿轮用花键固定在轴上，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。中间轴：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。中间轴与啮合套座连成一体，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。根据机械设计手册的要求：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。3.5.3轴的结构设计(1）输入轴结构设计图3-1输入轴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=1.5，则：(4-6)查机械设计（基础）课程设计14-2，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（基础）课程设计13-4选孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为dDTBCa=50mm90mm21.75mm20mm17mm20mm，故取；DE段固定齿轮，故取；根据整体结构取；FG处是齿轮轴上的齿轮6，分度圆直径FG=115mm，Lfg=30mmGH选孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为dDTBCa=40mm90mm21.75mm20mm17mm20mm(2）后桥输出轴结构设计如图3-2所示。图3-2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是齿轮轴上的齿轮7，分度圆直径KL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=70mm125mm26.25mm24mm21mm25.8mm，故，LM段根据端盖结构取，MN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NO段安装输出轴联轴器，取。(3）中间轴结构设计如图3-3所示。图3-3中间轴de段是啮合套花键毂，分度圆直径，啮合套花键毂与两边的齿轮各留有0.5mm的间隙，齿轮的齿宽为12.5mm，齿轮间留有间隙4mm，所以Lcd=45.5，Lef=65.5，cd=ef=60mm。bc、gh段安装轴承，取孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承，bc=fg=50mm,Lab=Lgh=40.两端轴段加工有轴挡圈卡环用于固定轴承内圈。(4）中桥输出轴结构设计如图3-4所示。图3-4中桥输出轴ef段安装齿轮4，取ef=72mm，Lef=30mm，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=60mm110mm23.75mm22mm19mm22.3mm，bc=fg=60mm，Lbc=Lfg=30mm，de、cd段根据结构取，ab段渐开线齿轮分度圆直径ab=57mm，Lab=40mm，gh段安装联轴器gh=56mm，Lgh=84mm。(5） 前桥输出轴结构设计如图3-5所示图3-5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ab=45mm，Lab=80mm。3.5.4花键的形式和尺寸输入轴的花键部分直径可按下式初选 (4-1)式中K为经验系数，K=4.04.6；Temax为最大输入转矩596.88（Nm）。d=33.638.73mm，根据机械设计（基础）课程设计表12-3，取输入轴矩形花键尺寸5： (4-2)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： (4-3)前桥输出轴矩形花键： (4-4)后桥输出轴矩形花键： (4-5)3.5.5轴承的选用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、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。在齿轮与轴不是固定联接，并要求两者有相对运动的地方，采用滚针轴承。输入轴采用30210型圆锥滚子轴承来进行支撑。后桥轴采用30214型圆锥滚子轴承和30213型圆锥滚子轴承进行支撑。中桥采用30212型圆锥滚子轴承进行支撑。前桥采用30210型圆锥滚子轴承进行支撑。3.6啮合套的设计啮合套轮齿为直齿，其齿廓曲线为渐开线，啮合角为20，模数取3mm，齿顶高系数，齿根高其他参数与普通齿轮一样，齿数一般为3080。高、低速换档结合套，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。3.7壳体的设计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，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。4零件的校核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7。挂上低速档时：输入轴传递的转矩 (5-1)中间轴传递的转矩(5-2)后桥输出轴传递的转矩(5-3)后桥输出轴齿轮受力分析：4.1齿轮的校核齿轮的失效形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏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。4.1.1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（GB10095-88）。齿面接触应力1） 选=1.3。2）3） b=30mm。4） d3=144mm。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。4.1.2齿根弯曲强度校核齿根弯曲应力1）计算载荷系数圆周速度v=2.8m/s由机械设计表10-2查得使用系数=1.25；根据v=2.80m/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=1.632）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=0.31830/14425tan21.4=0.6495）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：4.2轴的校核轴的实效形式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。轴的材料主要是经过轧制或锻造的碳钢或合金钢。通常用的是碳钢，其中最常用的是45钢。对于受力较大或需要限制轴的尺寸或重量或需要提高轴径的耐磨性以及高低温、腐蚀等条件下工作的轴，可采用合金钢。为了提高轴的强度和耐磨性，可对轴进行各种热处理或化学处理，以及表面强化处理。综上，从动轴同样选用45钢，查机械设计轴的许用弯曲应力（调质后）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