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机械毕业设计车辆工程

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CL01-085@东风EQ2080越野汽车三轴式分动器设计,机械毕业设计车辆工程

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目 录 摘 要 . I ABSTRACT . 错误 !未定义书签。 第 1 章 绪 论 . 1 1.1 概述 . 1 1.1.1 分动器类型 . 1 1.1.2 分动器的发展 . 2 1.1.3 变速器的工作原理及功用 . 3 1.2 研究的目的、依据和意义 . 3 1.3 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 . 4 2.1 设计初始数据 . 4 2.2 分动器高低档传动比的确定 . 4 2.3 分动器传动方案的确定 . 5 2.4 换档结构形式 . 6 2.5 轴和齿轮的结构 . 7 2.5.1 轴的结构 . 7 2.5.2 齿轮的安排 . 7 2.6 中心距 A 的确定 . 8 2.7 齿轮参数 . 9 2.7.1 模数 . 9 2.7.2 压力角 . 9 2.7.3 螺旋角 . 9 2.7.4 齿宽 . 9 2.7.5 齿顶高系数 . 9 2.8 本章小结 . 10 第 3 章 齿轮的设计计算与校核 . 11 nts 3.1 齿轮的设计与计算 . 11 3.1.1 各档齿轮齿数的分配 . 11 3.1.2 计算各个齿轮的参数 . 12 3.1.2 齿轮材料的选择原则 . 14 3.1.3 计算各轴的转矩 . 15 3.2 轮齿的校核 . 16 3.2.1 轮齿接触强度校核 . 16 3.2.2 齿根弯曲强度校核 . 16 3.3 本章小 结 . 18 第 4 章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核 . 19 4.1 轴的设计计算 . 19 4.1.1 轴的尺寸初选 . 19 4.1.2 花键的形式和尺寸 . 19 4.1.3 轴的结构 . 19 4.2 轴的校核 . 22 4.3 本章小结 . 24 第 5 章 分动器操纵机构及工艺 分析 . 25 5.1 分动器结构件的选择 . 25 5.1.1 啮合套计算 . 25 5.1.2 分动器壳体 . 25 5.2 分动器的操纵机构 . 25 5.3 工艺分析 . 26 5.3.1 壳体加工工艺 . 26 5.3.2 拨叉加工工艺 . 26 5.3.3 齿轮加工工艺 . 27 5.3.4 轴的加工工艺 . 27 5.3.5 总成的装配 . 28 5.4 本章小结 . 28 结 论 . 29 致 谢 . 30 nts 参 考 文 献 . 31nts nts I 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。 关键词 ：分动器；三轴式；齿轮；轴；齿轮传动；校核 nts II ABSTRACT The 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; checknts 1 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 (Part time 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 (Full time 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 (Real time 4WD) nts 2 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nts 3 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 。 nts 4 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/min 2.2 分动器高低档传动比的确定 主减速比的计算 ： 0i =0.377maxmin agpuirn =0.377 180 4 45.03 00 03 77.0 =6.3 根据驱动车轮与路面的附着条件，档数和传动比 ： 21max GriTrTge （ 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 ： m a xm a xm a x01m a x )s inc o s( mgfmgriiTrTge 式中，maxeT 发动机最大转矩 ； 0i 主减速器传动比 ； T 传动系效率； r 车轮半径； nts 5 f 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 ： Terg iT rmgi 0maxmax1 79.396.03.63 5 3 4 4 5.0)33.094.002.0(8.95 3 2 01 gi 可得变速器一档传动比为 ： Terg iT rGi 0max21 （ 2.2） 式中， 2G 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； 1195.03.63 5 3 4 4 5.07.08.97 8 2 00m a x21 Terg iT rGi 通过公式（ 3.1） 、 （ 3.2）计算可得到 3.791gi11，在本设计 中，取 7 根据一档传动比可求得低档传动比 即 ： 05.273.61 600445.0377.0377.0m i n10m i n1 ggrF iii rni根据设计要求 ： Fgi=1.08 所以高速级传动比： 08.1i 高；低速级传动比： 05.2i 低。 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nts 6 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nts 7 的优点，同时克服了滑动齿轮换挡时，冲击力集中在 1 2 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nts 8 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： 3 gemax i 低TKA A 式中，为分动器中心距（ mm）； KA 为中心距系数，取 KA=8.9 12； Temax 为输入最大扭矩（ N m）； i 低 为低速档传动比；g为分动器传动效率，取 96%。 可确定中心距： mm4.1299.9596.005.2353129.8 3 ）（）（ A 为检测方便，圆整中心距 A=130mm。 nts 9 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 GB1357 78 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： 20 25。 2.7.4 齿宽 b 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 mkbc， ck 为齿宽系数，取为 4.5 7.5，取 7.0； 斜齿ncmkb， ck 取为 6.0 8.5。 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 2 4mm，取4mm。 2.7.5 齿 顶高系数 nts 10 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 。 nts 11 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： 1.614 20c o s1302c o s2zS 21 nmAz 圆整取 S=61。 根据经验数值，一轴低速档齿轮齿数在 z1=24 28 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 z1 24 25 26 27 28 z2 37 36 35 34 33 Z3 35 36 37 38 39 Z4 26 25 24 23 22 I 低 2.075 2.074 2.075 2.081 2.089 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 mmmmA n 8.12920c o s2 461c o s2 Sm 修正中心距，取 A=130。 重新确定螺旋角 ，其精确值应为 ： 9121202052.201302 614c os2c os12 ASm n nts 12 下面根据方程组： 4236.1362505.261420cos1302cos221431243zzizzmAzzn低确定常啮合齿轮副齿数分别为 2536z43 z，。 重新确定螺旋角 ，其精确值为 ： 9121202052.201302 614c os2c os 1134 ASm n （ 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： 75.0362508.1z3467 zziz 高根据 ： 0328.1)75.01(253636)1(t a nt a n674336734 zzzz z可以得出 ： 8463206132.190328.1 2052.20t a nt a n 167 826.813 6132.19c o s1302c o s2 6776 ，取 nmAzz 于是可得 ： 。， 14.3586.46z76 z圆整取 。， 3547z76 z重新确定螺旋角 ，其精确值为 ： 6135188879.181302 823c os2 )(c os 176167 A zzm n 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 ： 121 ZZig =1.44 分度圆直径 ： 2-11n1 co s/m zd =425/cos 912120 =106.56mm 2-12n2 c o s/m zd =436/ 912120cos =153.44mm 齿 顶高 ： 1ah=4mm 2ah=4mm nts 13 齿根高 ： 1fh=5mm 2fh=5mm 齿顶圆直径 ： 11a1 2 ahdd =114.56mm 2a22 2hdda =161.44mm 齿根圆直径 ： 111 2 ff hdd =98.56mm 222 2 ff hdd =145.44mm 当量齿数 ： 2-1311v cos/zz =30.25 2-1322v cos/zz =43.56 （ 2） 计算高速挡齿轮 6 7 参数 ： 模数为 3，76= 613518 。 实际传动比为 ： 782 ZZig =0.745 分度圆直径 ： 7666 cos nmzd =149.02mm 7677 cos nmzd =110.95mm 齿顶高 ： 6ah=3mm 7ah=3mm 齿根高 ： 6fh=3.75mm 7fh=3.75mm 齿顶圆直径 ： 66a6 2 ahdd =155.02mm 7a77 2hdda =116.95mm 齿根圆直径 ： 666 2 ff hdd =141.52mm 777 2 ff hdd =103.45mm nts 14 当量齿数 ： 76366v c o s/zz =55.49 76377v c o s/zz =41.32 （ 3） 常啮合齿轮 3 4 参数 ： 模数为 4 43= 912120 。 实际传动比 ： 343 ZZi =1.44 ： 分度圆直径 ： 4333 cos nmzd =153.44mm 4344 cos nmzd =106.56mm 齿顶高 ： 3ah=4mm 4ah=4mm 齿根高 ： 3fh=5mm 4fh5mm 齿顶圆直径 ： 33a3 2 ahdd =161.44mm 4a44 2 hdd a =114.56mm 齿根圆直径 ： 333 2 ff hdd =143.44mm 444 2 ff hdd =96.56mm 当量齿数 ： 43333v c o s/zz =43.56 43344v cos/zz =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nts 15 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 30 50HBS 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： 5.3法m 渗碳层深度 0.8 1.2； 5.3法m时渗碳层深度 0.9 1.3； 5法m 时渗碳 层深度 1.0 1.3。 表面硬度 HRC58 63；心部硬度 HRC33 48。 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度 HRC 5348 。 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： mm107 .716m600 98.099.0409 5 5 0n9 5 5 0 311 NNPT 中间轴传递的转矩： mm102.854m44.1/600 98.098.099.0409550i/n9550 321212 NNPT 后桥输出轴传递的转矩 ： mm101179m07.2/60098.098.099.0409550i/n9550 32313 NNPT低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： nts 16 NNFFNNFFNNdTFtantrt56562052.20t a n15368t a n59602052.20c os20t a n15368c ost a n1536844.15310117922 3333.2 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 ： 14HEHtH ZZuubdKF 1.选tK=1.3。 2. NdTFt 4333 105 3 7.144.1 5 3 101 1 7 922 。 3.b=30mm。 4.d3=153.44mm。 5.由机械设计图 10-26 查得 76.04 ， 30.78，则 1+2=1.54。 6.u=i34=1.44。 7.由机械设计图 10-30 选取区域系数 HZ =2.37。 8.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 EZ =189.8MPa。 9.由机械传动装置设计手册图 2-12 查得1limH=2limH=1650MPa。 按 机 械 传 动 装 置 设 计 手 册 表 2-27 中 说 明 ， 许 用 接 触 应 力 H =0.9 limH =1485MPa。 计算： a.983a8.18937.244.1 144.154.144.15330 10537.13.1 4 HH MPMP 满足条件。 3.2.2 齿根弯曲强度校核 齿根弯曲应力 为： nts 17 FnSaFatF bm YYYKF 1） 计算载荷系数 圆周速度 为： v=100060 07.2/60044.153100060 11 nd t=2.33m/s 由机械设计表 10-2 查得使用系数 AK =1.25；根据 v=2.33m/s， 7 级精度，由机械设计图 10-8 查得vK=1.05；由机械设计表 10-3 查得齿间载荷分配系数HK=FK=1.2；由机械设计表 10-4 查得HK=1.05；由机械设计图 10-13 查得FK=1.035。 K= AKV优秀毕业设计（论文）推荐表 题 目 东风 EQ2080 越野汽车三轴式分动器设计 类别 设计 学生姓名 鲍春来 系、专业、班级 汽车与交通学院车辆 07-3 指导教师 王悦新 职 称 实验师 设计成果明细： 答辩委员会评语： 答辩委员会主任 签字 （盖章）： 系部公章： 年 月 日 备 注： 注：“类别”栏填写毕业论文或毕业设计 SY-025-BY-10 nts 毕业设计（论文）中期 检 查表 填表日期 2011 年 4 月 2 日 迄今已进行 8 周剩余 9 周 学生姓名 鲍春来 院系 汽车与交通学院 专业、班级 车辆 07-3 指导教师姓名 王悦新 职称 实验师 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是否 题目名称 东风 EQ2080 越野汽车三轴式分动器设计 学 生 填 写 毕业设计（论文）工作进度 已完成主要内容 待完成主要内容 1 说明书大致完成。 2 分动器装配图大致完成。 1 检查说明书格式。 2 修改装备图。 3 画 8 张零件图 存在问题及努力方向 CAD 问题较多。在余下的时间都学习学习 CAD 的操作 学生签字： 鲍春来 指导教师 意 见 指导教师签字： 2011 年 4 月 2 日 教研室 意 见 教研室主任 签字： 年 月 日 SY-025-BY-5 nts 毕业设计指导教师评分表 学生姓名 鲍春来 系部 汽车与交通工程学院 专业、班级 车辆 07-4 班 指导教师姓名 王悦新 职称 实验师 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是 否 题目名称 东风 EQ2080 越野汽车三轴式分动器设计 序号 评 价 项 目 满分 得 分 1 选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度 10 2 题目工