CL02-048@狮跑全轮驱动车分动器与变速器设计
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CL02-048@狮跑全轮驱动车分动器与变速器设计,机械毕业设计全套
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哈尔滨工业大学华德应用技术学院 毕业设计（论文） 题 目 狮跑全轮驱动车分 动器与变速器设计 专 业 车辆 工程 学 号 1089311209 学 生 葛宏岩 指导教师 谢春丽 答辩日期 2011.12.30 哈工大华德学院 nts I 摘 要 本设计主要根据现代狮跑 2.0L手动四驱 SUV汽车的相关技术参数进行分动器 和变速器 的设计。根据匹配车型的使用条件和车辆参数选择分动器的结构形式，并按照分动器系统的设计步骤和要求，具体进行了分动器轴、齿轮等零部件的 相关设计工作和 校核工作 ， 在对机械式 变速器 的 发展历史、变速器的地位和作用，以及未来发展趋势 进行深入了解的基础上 研究了机械式变速器的基本结构和变速原理，对机械式变速器各挡传动路线进行了简要分析 ，并以此为理论基础，设计了起亚狮跑汽车三轴五档变速器，完成了 变速器的布置方案分析、变速器回转件结构参数的确 定、同步器 设计 、各挡齿轮 、 轴的 设计以及 强度校核、轴承的使用寿命计算等。 关键词 ： 分动器； 设计 ； 变速器； 齿轮；同步器 nts II Abstract The design is based mainly on the modern lion run manually 2.0L four-wheel-drive SUV vehicle-related parameters at the design of the actuator. In accordance with the conditions of vehicles and vehicle parameters, in accordance with the actuator sub-system design steps and requirements, mainly related to design work, including the sub-center distance of actuators, bevel gear and other parameters. And a sub-axis actuators, gears and other parts of the design and verification of the relevant work. At first, the thesis simply depicted the develop history of mechanical transmission, and it discussed the status and action of mechanical transmission as well as mechanical transmissions current situation and forthcoming development trend. In addition, it studied the mechanical transmissions basic structure and working principle. The transmission operation of every gear was researched. And mechanical transmission of three axles-five gears in KIA was designed based on above analysis. The layout plan of the mechanical transmission and the parameters of revolving parts were chose. At last, the synchronizer, axles and gears were designed and checked. Keywords: Sub-actuator; design； transmission; gear; synchronizer nts III 目 录 摘 要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 分动器简介 . 1 1.1.1 分动器的构造原理及设计要求 . 1 1.1.2 分动器类型 . 2 1.2 变速器的发展概况 . 3 1.2.1 变速器的设计要求 . 3 第 2 章 主要参数的选择 . 4 2.1 分动器 . 4 2.1.1 档数及传动比 . 4 2.1.2 中心距的确定 . 5 2.1.3 齿轮参数的确定 . 5 2.2 变速器 . 8 2.2.1 传动机构布置方案 . 8 2.2.2 零部件结构方案分析 . 10 2.2.3 档数及各档传动比 . 11 2.2.4 中心距的确定 . 11 2.2.5 齿轮参 数的确定 . 12 第 3 章 齿轮的强度计算 . 15 3.1 分动器 . 15 3.1.1 齿轮的失效形式与原因 . 15 3.1.2 齿轮强度的计算与校核 . 15 3.2 变速器 . 17 3.2.1 输入轴常啮合齿轮 . 17 3.2.2 输出轴齿轮 . 18 3.2.3 中间轴齿轮 . 19 第 4 章 轴的初选与强度计算 . 22 4.1 分动器轴的初选与计算 . 22 4.2 键的选择与计算 . 23 4.3 变速器轴的初选与计算 . 23 nts IV 4.3.1 轴的尺寸初选 . 23 4.3.2 输出轴的计算 . 24 4.3.3 中间轴的计算 . 28 第 5 章 同步器 . 33 5.1 同步器的结构类型 . 33 5.2 锁环式同步器工作原理 . 33 5.3 锁环式同步器的主要结构参数 . 36 第 6 章 轴承的选用与寿命计算 . 38 6.1 分动器轴承 . 38 6.2 变速器轴承 . 38 6.2.2 输出轴后端轴承 . 38 6.2.2 输入轴后端轴承 . 40 6.2.3 中间轴前端轴承 . 41 6.2.4 中间轴后端轴承 . 42 结 论 . 44 参考文献 . 45 致 谢 . 46 nts 1 第 1 章 绪论 1.1 分动器简介 多桥驱动 的越野 汽车的 传动系中均装有分动器。分动器也是一组齿轮传动装置，其主要功用是将变速器输出的动力分配到各个驱动桥。另外，由于大多数分动器都有两个档位，所以它还兼起副变速器的作用 1。 （ 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。 1.1.1 分动器的构造原理 及设计要求 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。 nts 2 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； 分动器的工作要求 ： （ 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。 1.1.2 分动器类型 （ 1） 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。 （ 2） 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。 （ 3） 适时驱动 (Real time 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。 nts 3 1.2 变速器的发展概况 汽车是最重要的现代化交通工具，又是科学技术发展水平的标志，而变速器又是汽车传动系统重要的总成。机械式变速器经过多年的研究和发展，己积累了相当的设计和生产经验，形成不少定型的产品， 现代商用车和乘用车大都采用机械变速器。在变速器上广泛采用斜齿常啮合齿轮传动，用同步器换档。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（ MT）、自动变速器（ AT）、手动 /自动变速器（ AMT）、无级变速器（ CVT） 2。 手动变速器 （ Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值。比如，一档变速比是 3.85，二档是 2.55，再到五档的 0.75，这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有 5个值(即有 5级 )，所以说它是有级变速器。 自 动变速器（ Automatic Transmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器 “ 突然换档 ” 、油门反应慢、油耗高等缺点。 1.2.1 变速器的设计要求 汽车设计中对齿轮变速器的要求是： （ 1） 传递两个平行轴或相交轴间的回转运动和转矩； （ 2） 保证传动比恒定不变 ,能达到预定的工作寿命 （ 3） 能传递足够大的动力，工作可靠 ,保证较高的运动精度 ; （ 4） 与汽车采用的内燃机匹配后使汽车具有较好的动力性和经济性； 传动效率高、重量轻、体积小、噪声低、制造简单、维修方便等 nts 4 第 2 章 主要参数的选择 2.1 分动器 本设计是根据起亚狮跑手动四驱 SUV 而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型，具体参数如下表所示： 表 2-1 分动器设计参数 项 目 参 数 最高时速 171km/h 轮胎型号 235/60 R16 发动机型号 CVVT 最大扭矩 184/4500 最大功率 104/6000 整车整备质量 2090Kg 2.1.1 档数及传动比 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。 本设计中的参数均来自狮跑车原型，低档传动比低i=1.5， 高档 传动比高i=0.8 nts 5 3 IA maxA K T2.1.2 中心距 的确定 中心距是一个基本参数，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。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： (2-1) 式中， K A-中心距系数。对轿车， K A =8.9 9.3；对货车， K A =8.6 9.6 TI max -变速器处于一档时的输出扭矩 TI max=Te max igI =670.9N m 故可得出初始中心距 A=80mm。 2.1.3 齿轮参数 的确定 （ 1） 齿轮模数 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB111-60规定的标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3max47.0 en Tm (2-2) 其中 ,maxeT=184Nm，可得出nm=2.67。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一 分动器中的结合套模数都相同，轿车和轻型货车取 2 3.5。本设计取 3。 （ 2） 齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b 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nts 6 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。在本设计中变速器齿轮压力角取 20, 啮合套或同步器取 30o；斜齿轮螺旋角 25 。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使轴上是轴向力相互抵消。为此，第二轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度的大小直接影响着齿轮的承载能力，加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选 取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b = mKc,cK为齿宽系数，取为 4.5 8.0 斜齿cK= mKc,cK为齿宽系数，取为 6.0 8.5 本设计 b =38=24 b 为齿宽 (mm)。采用接合套或同步器换档时，其接合套的工作宽度初选时可取为 2 4mm。 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加 ,接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 （ 3） 各档齿数的确定 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 （ 4） 确定低档齿轮的齿数 低档传动比 =1.5，其中 A =80mm、 m =3；由 nmAZ cos2 （ 2-3） 有Z=48 nts 7 此处取 1Z =29，则可得出 2Z =19. 上面根据初选的 A 及 m 计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 2-3）看出中心距有了变化，这时应从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距 A=80，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 （ 5）确定高档的齿数 高档传动比 =0.8 同理，由 nmAZ cos2 （ 2-4） 得Z=48 取3Z=26， 4Z =22 齿轮参数计算结果如表 2-2所示。 表 2-2 齿轮参数计算结果 螺旋角 25 低档齿轮 高档齿轮 法面膜数 nm3 3 3 3 端面模数 tmcosnm 3.3 3.3 3.3 3.3 法面压力角 na20 20 20 20 法面齿距 nn mp 9.42 9.42 9.42 9.42 端面齿距 tt mp 10.37 10.37 10.37 10.37 标准中心距 A 80 80 80 80 齿根圆直径 ff hdd 255.41 88.52 78.6. 65.3 nts 8 齿顶高 anna hmh3 3 3 3 齿根高 )( chmhannf3.75 3.75 3.75 3.75 齿厚 4.72 4.72 4.72 4.72 2.2 变速器 2.2.1 传动机构布置方案 汽车变速器的主要功能是使汽车在各种使用条件下得到足够的动力性与燃油经济性，此外还应使汽车具有倒向行驶、中断动力行驶等。 机械变速器的基本结构主要是由输入轴、主动轮、从动轮、输出 轴、中间轴、同步器、轴承、操纵机构等组成 3。 图 2-1，分别示出了几种中间轴式五档变速器传动方案。 它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速 器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。 图 2-1a所示方案，除 一倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图 2-1b， c， d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 2-1dnts 9 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图 2-1 中间轴式五 档 变速器传动方案 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用 同步器换档，档位低的用啮合套换档。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 综上所述选择第 2 种传动方案， 前进档，均用常啮合齿轮传动。 与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在nts 10 中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮 的方案。本设计采用了下面的第四种布置方案。 图 2-2 倒 档 布置方案 图 2-2为常见的倒档布置方案。图 2-2b 所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图 2-2c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图 2-2d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-2c所示方案。图 2-2e 所示方案是将中间轴上的一，倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-2f所示方案适用于全部 齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图 2-2g所示方案。 2.2.2 零部件结构方案分析 （ 1） 齿轮形式 变速器用斜齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮虽然制造时稍复杂、工作时有轴向力，但因其使用寿命长、噪声小而仍得到广泛使用。直齿圆柱齿轮用于低档和倒档 。 （ 2） 换档结构形式 nts 11 变速器换档结构型式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档等三种。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与其操作技术熟练程度无关，从而提高汽车的加速性，经济性和行驶安全性。 2.2.3 档数及各档传动比 为了使发动机在最有利转速范围内工作，变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数，故临档传动比比值就是几何级数的公比 4。 （ 1）最大传动比maxi。 m a x m a x1 m a x 0c o s s i ng t g TG f riTig（ ） （ 2-5） 式 中 ： 主减速比0 3.5i ， G =2305kg， f =0.03,T=95%，maxtgT=184N mm， r=0.216m， 可得maxi=4.618。 （ 2）最小传动比mini。 m a x500 3 7 7 pgrnuiiQ ， 该公式为计算最小传动比公式 m in 0 729i（ 3）其余各挡传动比比值 。 m a x4m i niqi （ 2-6） 变速器各挡传动比如表 2-3所示 。 表 2-3 变速器各挡传动比 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 4.6 2.9 1.8 1 0.7 4.5 2.2.4 中心距的确定 齿轮中心距是变速器很重要的参数，它对变速器整体尺寸及质量有很大影响。通常根据经验公式初选中心距。 经验公式： 33m a x1 3 . 4 5 1 3 . 4 5 1 8 4 7 6 . 5 0eAM mm。 nts 12 2.2.5 齿轮参数的确定 （ 1） 齿轮模数 初选模数时，可以参考同类型汽车的齿轮模数确定，也可根据大量现代汽车变速器齿 轮模数的统计数据，找出模数的变化规律，即经验公式。利用经验公式初选模数 ,斜齿轮法向模数nm=2.5，直齿轮 m =3mm。 （ 2） 齿轮压 力角 实际上应国家规定的齿轮标准压力角为 20度，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20度。 （ 3） 齿轮螺旋角 为减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多用斜齿轮，只有倒档齿轮。随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于 30 度时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍继续上 升，因此从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大值。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围选用 : 轿车变速器： 22 34oo，货车变速器： 18 26oo，在此选用 18 30oo螺旋角。 （ 4） 齿宽 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽 。 直齿轮 b=(4.5 7.5)Tm，斜齿轮 b =(6.5 8.5)nm。 因此得直齿轮 b=4.53=14mm ，斜齿轮 b =8.02.5=20mm ，第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数取大些 b =82.5=20mm ，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。采用同步器换档，其接合齿的工作宽度初选时可取为 (2-4)m5。 （ 5） 各挡齿轮齿数的分配 一挡齿轮齿数 。 921 1 0 1 01 1 02 c o s 5 3 0 1 5 3 1 5 5 3 1 5 3 8g h h hnZZ Ai Z Z Z Z ZZ Z m 9， ， 取 ， ， Z10 10c o s 0 . 8 6 6 3 0 . 0 1nm Z Z o9（ ） ， 实 际2A 常啮合齿轮副的齿数 。 102 119gZZ iZZ ， 122 c o snm Z ZA （ ）， 121 9 3 5ZZ， nts 13 9211 1 024 . 6 7 7 4 . 6 1 8c o s 0 . 8 8 2 2 8 . 0 7gnZZiZZm Z Z o1与 相 差 不 大（ ） ，2A其它各挡的齿数 。 二挡齿数： 7 7 812 8 78 2 82 3 , 3 62 c o sngZ m Z ZZi A Z ZZZ （ ）， ， 722182 8 8 3 2 9 0 8g ZZi ZZ 与 相 差 不 大从抵消或减少中间轴上的轴 向力出发， 有公式： 7228 1 2 8t a n 1t a nZZZ Z Z （ 2-7）可得：8 17 69 o三挡齿数： 5 1362gZ ZiZZ ， 5662 c o snm Z ZA （ ），562 7 2 9ZZ，523161 7 1 5g ZZi ZZ 与 1.834 相 差 不 大 由式（ 8-3）可得：6 22 41 o五挡齿数： 3 1512gZ ZiZZ ， 3442 c o snm Z ZA （ ），341 5 , 3 8ZZ324140g ZZi ZZ .727 与 0.729 相 差 不 大 由式（ 8-3）可得：4 30 51 o倒挡齿数： 13 22Z 取1 1 1 2 1 1 1 2 522nm Z ZA Z Z （ ） 分配齿数1 2 1 11 5 3 7ZZ，2 1 11 1 24 1 8 4 5R ZZi ZZ 与 相 差 不 大。 倒挡轴与中间轴的中心距： nts 14 1 2 1 31 5 3 7 62 m Z Z A= （ ） mm为防止运动干涉 ， 齿轮 11 和 12 的齿顶圆间应保持 0.5mm 以上的间隙，则有：1 1 1 1 1 1 10 5 1 0 2 6 9 9 6 822DD A D d , mm ， mm。 6 （ 6） 齿轮分度圆直径 。 各挡齿轮分度圆直径如表 8-2所示 。 表 2-4 齿轮分度圆直径（ mm） 一挡 二挡 三挡 五挡 倒挡 常啮合齿轮 输入轴齿轮 109.70 85.74 73.01 43.53 96.8 53.83 输出 轴齿轮 43.30 60.35 78.42 110.27 43.5 99.16 倒挡轴齿轮 63.8 （ 7） 齿轮轮齿尺寸 。 齿顶高：00,anh f m f =1, 斜 齿 轮 为 2.5。 齿根高：00fnh f c m f c（ ） ， =1 ， =0.25m ， 斜 齿 轮 为 4.1。 nts 15 第 3 章 齿轮的强度计算 3.1 分动器 3.1.1 齿轮的失效形式 与 原因 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。 3.1.2 齿轮强度的计算与校核 与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更 为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为 40Cr。 (1).斜齿轮弯曲应力 1wzFKbtyK （ 3-1） 式中，为 K 重合度影响系数，取 1.0；注释相同， K =1.507。 nts 16 低档齿轮圆周力： dTF jt215111.11 N 齿轮 1的当量齿数 97.20cos ZZ n,可查表的： 153.01 y 97.2651153.085.724 5.111.5 1 1 111 sw b t y KKF MPa 同理得：2w=206.7MPa 依据计算二挡齿轮的方法可以得到其他档位的弯曲应力，其计算结果如下： 3w 230.5MPa 4w 250.6MPa 当计算 载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在 180 350MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求 . (2). 轮齿接触应力j110 . 4 1 8jzbFEb （ 3-2） 斜齿圆柱齿轮： mn=3 1Z =29, 2Z =19,E=2.04105 1d =72, 2d d2=100 Tj=0.5,Temax=0.5184=92N 1tF= 12dTj 5111.11Nmm 31111 1021.625c os20c os 11.5111c osc os tFFMPa （ 3-3） 31.1220s in220s in 111 dr nts 17 1.1720s in220s in 222 dr 73.13 4131.1211.171241004.21021.6418.011418.053121 bFEj同理得： 3.13732 j MPa 3.13283 j MPa 8.13734 j MPa 渗碳齿轮的许用应力在 1300 1400 之间，强度符合要求。 3.2 变速器 3.2.1 输入轴常啮合 齿轮 斜齿轮 弯曲应力： 2133 12 c o s 2 c o sggwn c n cT k T kFkb t y k m Z k k y m Z k k y （ 3-4） 直齿轮 弯曲应力： 132f g fwcF k k T k kb t y m Z k y （ 3-5） 式中：w 为弯曲应力， N/ 2mm ； 1F 为圆周力， N ； gT 为计算载荷， Nmm ； D 为节圆直径， mm 。 K 为应力集中系数，直齿轮 k =1.65，斜齿轮 k =1.5； nts 18 K 为重合度系数， k =2； cK 为齿宽系数，ck=8； fK 为 摩擦力影响系数 ， 主动齿轮 1.1fK ，从动齿轮 0.9fK ； Y 为齿形系数，查表 y=0.14； B 为齿宽， mm； T 为端面齿距， mm； 为齿轮螺旋角， o ； nm 为 法 面 模 数 ,mm。 由式（ 3-4）可得： 149.17 W N/ 2mm 180 N/ 2mm 符合条件。 接触应力：1 32s i n 1 1 8 22 c o snzmZ ， 23 2s i n 2 1 7 82 c o snbmZ 1 22c o s c o s c o s c o s c o sggnTTFFd m Z 110 4 1 8jzbFEb （ 3-6） 式中：j 为 轮 齿 的 接 触 应 力 ,N/ 2mm ； F 为齿面上的法向力， N ； 为节点处压力角， o ； E 为齿轮材料的弹性模量， N/ 2mm ； B 为齿轮接触的实际宽 度， mm ； zb、 为主、从动齿轮节点处的曲率半径， mm 。 由式（ 3-6）可得： 853.43j N/ 2mm 1300 N/ 2mm 符合条件8。 3.2.2 输 出 轴 齿轮 （ 1） 一挡齿轮 。 弯曲应力： 由式（ 3-4） 可得： w290 N/ 2mm 350 N/ 2mm 符合条件。 接触应力： 由式（ 3-6）可得： nts 19 j668.48 N/ 2mm 1300 N/ 2mm 符合条件。 （ 2） 二挡齿轮 。 弯曲应力： 由式（ 3-4）可得： w 121.36N/ 2mm 350 N/ 2mm 符合条件。 接触应力： 由式（ 3-6）可得： j750.24 N/ 2mm 1300 N/ 2mm 符合条件。 （ 3） 三挡齿轮 。 弯曲应力 ： 由式（ 3-4）可得： w185.64 N/ 2mm 350 N/ 2mm 符合条件。 接触应力： 由式（ 3-6）可得： j 829.55 N/ 2mm 1300 N/ 2mm 符合条件。 （ 4） 五挡齿轮 。 弯曲应力： 由式（ 3-4）可得： w 233.63 N/ 2mm 350 N/ 2mm 符合条件。 接触应力： 由式（ 3-6）可得： j 954.59 N/ 2mm 1300 N/ 2mm 符合条件。 （ 5） 倒挡齿轮 。 弯曲应力： 由式（ 3-5）可得： w 174.59 N/ 2mm 400 N/ 2mm 符合条件。 接触应力： 由式（ 3-6）可得： j948.38 N/ 2mm 1900 N/ 2mm 符合条件 9。 3.2.3 中间 轴 齿轮 （ 1） 一挡 齿轮 。 弯曲应力： 哈工大华德学院毕业设计（论文）评语 姓名： 葛宏岩 学号： 089311209 专业： 车辆工程 毕业设计（论文）题目： 狮跑全轮驱动汽车分动器与变速器设计 工作起 止日期： 2011 年 10 月 11 日起 2011 年 12 月 30 日止 指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见： 指导教师签字： 指导教师职称： 评阅人评阅意见： 评阅教师签字 ： 评阅教师职称： nts 答辩委员会评语： 根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定： 学生 毕业设计（论文）答辩成绩评定为 ： 对毕业设计（论文）的特殊评语： 答辩委员会主任（签字） 职称： 答辩委员会副主任（签字）： 职称 ： 答辩委员会委员（签字）： 年 月 日 nts 毕业设计（论文）任务书 学生姓名 葛宏岩 系部 汽车工程系 专业、班级 车辆工程 0893112 指导教师姓名 谢春丽 职称 副 教 授 从事 专业 车辆工程 是否外聘 是 否 题目名称 狮跑全轮驱动汽车分动器与变速器 设计 一、设计（论文）目的、意义 全轮驱动，又称四轮驱动，是指汽车前后轮都有 动力 。这种总布置形式，由于全部车轮都是驱动轮，充分利用了汽车的全部附着质量，因此汽车有较大的驱动力和克服障碍、防止打滑的能力。 本设计以狮跑车为原型，采用 兼时驱动 模式，驾驶员可以根据路面状况，利用分动器实现前轮驱动、后轮驱动和四轮驱动三 种驱动方
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