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cl01 cr 轿车 分动器 设计

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黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 选题背景 在当今飞速发展的社会现况下，人们对生活用品的需求上不断的最求便捷和完美。汽车是我们日常生活中必不可少的代步工具之一，然而汽车对于人们来说已经不只是单纯的代步工具，更是享受生活的媒介，目前我国的人均经济条件已经允许我们不只是做朝九晚五的上班族，在工作之余大部分人们选择旅游，然而目前“自驾游”正值火热，这样我们就不能不预期沿途的路况，这时四驱和多驱车便受到大部分更关注汽车动力性能的消费者的青睐！ 虽然随着交通条件和道路条件的不断改善，民用越野车的用武之地越来越小但是由于其性 能卓越，其依然被一些追求时尚、热衷享受生活的人们所追逐。所以目前多轴驱动车辆的民用形式主要为 “ 舒适且充满乐趣 ” 的越野车。 目前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。 进入二十一世纪以来，随着我国国民经济的高速发展，我国分动器总成行业保持了多年高速增长，并随 着我国加入 WTO, 近年来，分动器总成行业的出口也形势喜人， 2008 年，全球金融危机爆发，我国分动器总成行业发展也遇到了一些困难，如国内需求下降，出口减少等，分动器总成行业普遍出现了经营不景气和nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 利润下降的局面， 2009 年，随着我国经济刺激计划出台和全球经济走出低谷，我国分动器总成行业也逐渐从金融危机的打击中恢复，重新进入良性发展轨道。 进入 2010 年，全球经济复苏的前景面临波折，国内经济结构调整的呼声逐渐升温，贸易保护主义的抬头，分动器总成行业中技术含量低的人力密集型企业，缺乏品牌的出口导向型企业面临发展危 机，而注重培养品牌和技术创新能力较强的企业将占得先机，分动器总成行业企业如何面对新的经济环境和政策环境，制定适合当前形势和自身特点的发展策略与竞争策略，是分动器总成行业企业在未来两年我国经济结构调整大潮中立于不败之地的关键。 下图为来自中国行业经济信息网 2010 年度最新中国分动器后壳市场供需 调查报告 直观的了解分动器市场的部分信息： 图 1.1 2010-2014 年我国分动器产品产量预测 图 1.2 2010-2014 年分动器产品需求预测 1.2 分动器的简介 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 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。分动器 装于多桥驱动汽车的变速器后 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。 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。 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。 分动器还 兼作副变速器之用。 其 低档又称为加力档 ， 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 2.5 5km/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。 1.2.1 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nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 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。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 。 1.2.2 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。 图 1.6 为 KANDA 87A-K 型分动器 图 1.3 KANDA 87A-K 型分动器 1.3 分动器的设计思想 1、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； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 5） 分动器应有高的工作效率； 6） 分动器的工作噪声低 2、 具体研究方法 ： 根据上述分动器设计要求参照相关参考资料对其进行设计研究。 1.4 本设计主要完成的内容 1、传动机构布置方案分析 2、零 部件结构方案分析 3、挡数、传动比、中心距的确定 4、齿轮的设计及校核 5、轴的设计及校核 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 第 2 章 分动器 设计的总体方案 由于分动器可做副变速器使用，故分动器的设计总体方案参照变速器的设计过程进行。 变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。 2.1 分动器结构方案的选择 2.1.1 传动机构布置方案分析 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。 固定轴式分动器中的两轴式和中间轴式应用广泛，其中，两轴式多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以结构简单，轮廓尺寸小和容易 布置等有点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时工作噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大、易损坏且受结构限制。 由于本设计车型为发动机前置前驱型，故本设计中采用固定轴式两轴式分动器。 2.1.2 零部件结构方案分析 1.齿轮形式 分动器用的齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等有点，缺点是制造时稍微复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。本设计中的齿轮全部 采用斜齿圆柱齿轮。各齿轮副nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 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 ； 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 。 故本设计中采用的齿轮均为渐开线斜齿圆柱齿轮。 2.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.齿轮的材料 分动器齿轮的材料，一般都是 20CrMnTi，渗碳淬火处理。这些齿轮都是 “满载 ”传动的。发动机齿轮并非 “满载 ”传动，一般用铸铁甚至尼龙材料的。 4.换挡机构形式 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）结合套换挡 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，用来与结合套相啮合。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 1 2 个轮齿上的缺陷。因为在换挡时，由结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，所以结合套和结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。 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nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 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。 故本设计中采用同步器换挡。 5.轴承 作旋转运动 的轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应感知轴承。 圆锥滚子轴承因有直径较小，宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等有点，但当采用锥轴承时，要主意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙使中间轴歪斜，导致齿轮不能正确啮合而损坏。 本设计的第一轴、第二轴均按直径系列选用中系列锥轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6 20mm。 第二轴的齿轮与轴的配合使用滚针轴承。滚针轴承主要用在齿轮与轴 不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及转动精度高、有利于齿轮啮合等优点。由于尺寸较小，所以增大了轴径，可使轴的强度增加。 结构方案简图如图 2.1 所示。齿轮 1 为输出轴低挡齿轮，齿轮 2 为输出轴低挡齿轮，齿轮 3 为输出轴高挡齿轮，齿轮 4 为输出轴高挡齿轮。输入轴和输出轴两端均采用圆锥滚子轴承固定，同步器放置在输出轴上，后桥输出轴和第二轴通过啮合套实现连接和断开，进而实现分时四驱的目的。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 图 2.1 结构方案简图 2.2 设计依据 随着消费者对汽车安全性 、舒适性、经济性和动力性需求的提高，微型汽车的技术含量不断提高。 本田 C-RV是适应 SUV 车市场发展的新需求而诞生的产品。为其设计 分时四驱分动器，使其实现四驱功能。 选择车型为 本田 C-RV 进行设计，基本性能参数如表 2.1。 表 2.1 分动器设计参数 项 目 参 数 最高时速 180km/h 轮胎型号 225/65R17 102T 发动机型号 R20A1 最大扭矩 220Nm 最大扭矩转速 4200rpm 最大功率 125Kw 最大功率转速 5800rpm 最低稳定车速 5Km/h 最 低稳定转速 980r/min 汽车整备质量 1630kg nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 汽车满载质量 2479kg 2.2.1 分动器 基本参数的确定 2.2.1 挡数的确定 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。 2.2.2 传动比的确定 1.确定主减速器传动比 滚动阻力系数与径向载荷有一定关系，载荷增加使轮胎变形增加，加大迟滞损失，因而滚动阻力系数也增加，但影响很小。对滚动阻力系数影响最大的是路面的类型、表面状态和力学物理性质等。滚动阻力系数由试验确定 。 轿车轮胎的滚动阻力系数可用下式来估算 f = 0f + 1f (ua/100)+ 4f (ua/100)4 （ 2.1） 式中，取 0f =0.015， 1f =0.028， 4f =0.0015 代入公式（ 2.1）得，滚动阻力系数 f =0.036 车轮半径为： 2/Fdrr （ 2.2） 式中 d 车轮自由半径 d =1725.4+2250.652=724.3mm F 计算常数，子午线轮胎 F =3.05 由公式（ 2.2）求出车轮自由半径为 8.351rr mm 根据 ： m a x m a x 00 . 3 7 7 ra gnruii（ 2.3） 式中 maxau 最高车速 ， 180km/h； n 发动机最大功率下的转速 ， 5800r/min； maxgi 变速器最高挡传动比 ， 1.0； 0i 变速器主减速比。 由公式（ 2.3）得： 0i4.194 2.确定分动器传动比 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。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 故有： m a xm a xm a x01m a x )s inc o s( mgfmgr iiTrTe （ 2.4） 则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为： TeriT rmgi 0maxmax1 （ 2.5） 式中 m 汽车总质量， 1630kg； g 重力加速度， 9.8 Nkg ； max 道路最大阻力系数， 为 一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数 f 和 最大爬坡度 0030i ，所以 max 为 0.336； r 驱动车轮滚动半径， 351.8mm； maxeT 发动机最大转矩， 220Nm； 0i 主减速比， 4.194； T 汽车传动系的传动效率，选为 0.98。 由公式（ 2.5）得 ： 09.21 i ； 根据驱动车轮与路面的附着条件 210max GriiTrTe （ 2.6） 求得变速器一挡传动比为： TeriT rGi 0max21 （ 2.7） 式中 2G 汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占 50%55%，故取 2G =55%mg； 道路的附着系数，计算时取 =0.50.6，故选 为 0.5； r ， maxeT ， 0i ， T 见式（ 2.5）下说明。 由公式（ 2.7）得： 599.21 i ； 最终取 5.21i 。 m i n1m i n 00 . 3 7 7 ranriv i i 低（ 2.8） 式中 i低 分动器抵挡传动比； minn 发动机最低稳定转速， 980 r/min； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 minav 汽车的最低稳定车速， 5 km/h。 经计算得： i低=2.479 57.1479.2i 低高i2.2.3 分动器 中心距的确定 对于 分动器中心 距的确定可参考 变速器 中心距的 计算方法 ，初选中心距时，可根据下述经验公式计算： 3 max geA iTKA 低 （ 2.9） 式中 AK 中心距系数，乘用车： AK =8.99.3； maxeT 发动机最大转矩， 220 Nm； i低 分动器低 挡传动比， 2.479； g 变速器传动效率，取 98%。 由公式（ 2.9）得： A 75.48mm 取 A=76mm 2.3 本章 小结 本章主要通过分析整车、发动机和底盘参数，对分动器的总体方案进行确定。其中包括：分动器中心距的确定，挡位的设置，高低挡传动比的确定等。通过确定分动 器 的基本参数， 进行 其他零部件的设 计选用，为下一步的设计计算奠定基础。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 第 3 章 主要零部件的设计及计算 3.1 齿轮的设计及校核 3.1.1 齿轮参数确定及 高低 挡齿轮齿数分配 1.模数 m 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、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在1.814.0t 的货车为 2.03.5mm，取 m=2.5mm。 2.压力角 国家规 定的标准压力角为 20o ，所以 分动器 齿轮普遍采用的压力角为 20o 。 3.螺旋角 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。 分动器齿轮的螺旋角的选择可参考 轿车变速器齿轮 螺旋角的选择， 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。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 乘用车两轴式变速器 020 025 初选 022 4.齿宽 b 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b， cb Km ，其中 cK 为齿宽系数。常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮 cK =6.08.5。 故 选 分动器齿轮齿宽 b=20mm。 5.齿顶高系数 ha* 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少，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作用到齿顶上，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，短齿制齿轮不再被采用 ，包括我国在内，规定齿顶高系数为 1.00。 6.高低挡齿轮齿数的分配 分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损 均 匀。 (1)确定 低 挡齿轮的齿数 由于 低 挡采用斜齿轮传动 ， 所以齿数和 为： 2 coshnAZ m （ 3.1） 取hZ=57 479.212 zzi低（ 3.2） 取3z=17 4z =40 1）对中心距进行修正 因为计算齿轮和 hZ 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 hZ 重新计算中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 修正 中心距 ： 120 ()2 c o snm z zA （ 3.3） 经计算 取中心距 A=78mm 2）对螺旋角 进行修正 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 修正螺旋角 ： 02cos Amz nh （ 3.4） 经计算取 012.24 乘用 车两轴式分动器中心距 A 的取值范围为 60 80 乘用车两轴式分动器 020 025 所以修正后的中心距和螺旋角都符合要求。 低 挡齿轮参数如表 3.1 所示 。 （ 2） 确定 高 挡的齿数 由于 i高= 43zz1.57，hz=57 故取 3z34， 4z 23 高档齿轮中心距的校核及变位同低档齿轮相同。 高 挡齿轮参数如表 3.2 所示 。 表 3.1 低 挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 齿数 171 z 402 z 2 当量齿数 30.22c o s 311 zz v 48.52c o s 322 zz v 3 分度圆直径 /mm 53.46c o s 11 zmd n 47.109c o s 22 zmd n 4 齿顶高 /mm 5.2*1 nana mhh 5.2*2 nana mhh 5 齿根高 /mm 125.3)( *1 nnanf mChh125.3)( *2 nnanf mChh6 全齿高 /mm 6 2 5.511 fa hhh625.522 fa hhh 7 齿顶圆直径 /mm 53.512111 aa hdd47.1 1 42 222 aa hdd 8 齿根圆直径 /mm 28.402111 ff hdd22.1 0 32 222 ff hdd 9 齿宽 /mm 20 mKbc20 mKb c 10 基圆直径 /mm 5.4211 mzd b10022 mzd b表 3.2 高 挡齿轮基本参数 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 序号 计算项目 计算公式 1 齿数 343 z234 z 2 当量齿数 61.44cos 333 zz v 18.30c o s 344 zz v 3 分度圆直径 /mm 5.93cos 33 zmd n 95.67co s 44 zmd n 4 齿顶高 /mm 5.2*3 nana mhh5.2*4 nana mhh5 齿根高 /mm 125.3)( *3 nnanf mChh125.3)( *4 nnanf mChh6 全齿高 /mm 6 2 5.533 fa hhh6 2 5.533 fa hhh7 齿顶圆直径 /mm 05.982333 aa hdd95.672444 aa hdd8 齿根圆直径 /mm 80.862333 ff hdd70.562444 ff hdd9 初选 齿宽 /mm 20 mKbc20 mKbc10 基圆直径 /mm 8533 mzd b5.5744 mzd b3.1.2 轮齿强度计算 分动器 齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，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 分动器 中出现的极少，而后者出现的多些。 分动器 抵挡小齿 轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。 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 换挡 的 低档 和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度 差 ， 换挡 瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是 靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较 从 动大齿轮严重。 1.轮齿弯曲强度计算 斜齿轮弯曲应力 : nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 32 c o sgncTKZ m y K K （ 3.5） 式中 gT 计算载荷（ Nmm）； 斜齿轮螺旋角 o（ ） ； K 应力集中系数，可近似取 K=1.50； Z 齿数； nm 法向模数（ mm）； y 齿形系数，可按当量齿数在图中查得； cK 齿宽系数； K 重合度影响系数， K=2.0。 低档齿轮 1，查 齿形系数图 得 y=0.132，代入得=342.25Mpa； 低档齿轮 2，查 齿形系数图 得 y=0.158，代入得=121.52Mpa； 高档齿轮 3，查 齿形系数图 得 y=0.156，代入得=144.79Mpa； 高档齿轮 4，查 齿形系数图 得 y=0.140，代入得=238.51Mpa； 当计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxTe 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350Mpa 范围，所有斜齿轮满足 ，故弯曲强度足够。 2.轮齿接触应力计算 110 . 4 1 8 ( )jzbFEb （ 3.6） 式中 j 轮齿的接触应力 ,Mpa； F 齿面上的法向力， 1c o s c o sFF ,N； 1F 圆周力（ N）， 1 2 gTFd； gT 计算载荷 ,Nmm； d 节圆直径 ,mm； 节点处压力角； 齿 轮螺旋角； E 齿轮材料的弹性模量，合金钢取 E=2.1 510 Mpa； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 b 齿轮接触的实际宽度 ,mm； z、b 主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm），直齿轮 s i n , s i nz z b brr ，斜齿轮22s i ns i n ,c o s c o sbzzbrr ； zr 、 b 为主、从动齿轮的节圆半径（ mm）。 将上述有关参数代入式（ 3.6），并将作用在变速器第一轴上的载荷 maxTe /2 作为计算载荷时，得出： M paj 35.18961 M p aj 27.12362 M p aj 32.12583 M paj 91.15294 故所有齿轮满足j j，接触强度足够。 3.1.3 分动器 齿轮的材料及热处理 分动器 齿轮的材料 的选择参考变速器齿轮材料的选择。 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。 国内汽车变速器齿轮材料主要采用 20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为 5863HRC，心部硬度为 3348HRC。 淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求。 故本设计中 齿轮材料主要采用 20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为5863HRC，心部硬度为 3348HRC。 3.2 轴 的设计及校核 3.2.1 轴的失效形式及设计准则 轴的失效形式 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： 首先， 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。 ； 然后， 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 ；最后， 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。 3.2.2 轴的设计 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 1. 输入轴直径初选与校核 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，查手册得 T =25 45MPa。 主动轴主要受额定转矩 T 的作用，由于轴上重力而产生的弯矩很小，可以忽略不计。转动零件的各表面都经过机械加工，零件几何形状都是对称的，高速旋转时对轴产生的不平衡力矩较小，产生的弯矩可忽略不计。故轴的强度按转矩进行计算。 输入 轴 花键部分 直径可按公式： mind 3 maxeTK （ 3.7） 式中 K 经验系数， K=4.0 4.6; T 发动机最大转矩 ,N m; 经计算得 dmin 27.77mm 取 dmin=30mm 故本设计中取 mind =30mm 符合强度要求。 最小段符合要求，其它各段一定符合要求。 2.输出轴的设计 在已知中心距时，第二轴中部直径 d 0.45A，轴的最大直径 d 和支承间距离 L 的比值： 18.0Ld 0.21。 3.2.3 轴的校核 分动器 在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩，要求变速器的轴 应有足够的刚度和强度。为了验证结构方案的合理性及变速器的可靠性需对轴进行校核。 应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机最大转矩maxeT。 计算各挡齿轮啮合的圆周力tF、 径向力rF及轴向力aFnts黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 coscostancostan211ntntantrtFFFFFFdTF(3.8) 式中 d 齿轮的节圆直径， mm； 节圆处压力角； 螺旋角； maxeT 发动机最大转矩。 低 挡 479.2低i020 0012.24 5.421 d 代入（ 3.8）式得： NFNFNFNFnart41313131101 01 6.1102 12.4107 68.3104 56.9高 挡 57.1高i020 0012.24 5.574 d 代入（ 3.8）式得： NFNFNFNFnart32323232101 42.8101 13.3107 85.2109 89.62.轴的校核 （ 1）轴的强度计算 应该校核在弯矩和转矩联合作用下的轴的强度。作用在齿轮上的径向力rF和轴向力aF使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度cf；而圆周力tF使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度sf，则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 ()MPa 为： 332 wMMWd （ 3.9） 2 2 2c s jM M M T （ 3.10） 式中 jT 计算转矩， Nmm； d 轴在计算断面处的直径，花键处取内径， mm； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 wW 弯曲截面系数， 3mm ； cM 在计算断面处轴的垂向弯矩， Nmm； sM 在断面处轴的水平弯矩， Nmm； 许用应力，在抵挡工作时取 4 0 0 M p a ， 除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。 第一轴 低 档工作时强度校核： 求 H 面内支反力 HAF 、HCF和弯矩cMbFaFFFFHBHAtHBHA 1 其中 a=63.45mm b=119.8mm 带入数值得NmMNFNFcHBHA982.39197.327103.6184 求 V 面内支反力VAF、VCF和弯矩sM221dFbFaFFFFaVBVArVBVA带入数值得NmMNFNFSVBVA92.11459.292326.959 222 gSC TMMM = 222 22 092.11 498.39 1 =463.96Nm 17.863814.3 1096.4633232 3 33 d M Mpa (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，如图所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 图 3.1 轴的刚度 轴的挠度和转角 ： 2222222133scscfffEILbaFfEILbaFf（ 3.11） 式中 E 弹性模量（ Mpa） ,E=2.1 105Mpa I 惯性矩（ mm4）对 于实心轴 I= d4/64 L 支座间距离（ mm） F1 齿轮齿宽平面上的径向力（ N） F2 齿轮齿宽平面上的圆周力（ N） 带入上述数值计算所得结果 满足 ccff， ssff， ，故 轴 满足刚度要求。 3.输出轴的校核 由于输出轴在运转的过程中所受的弯矩很小，可以忽略，可认为其只受扭矩。轴的扭转切应力： 639 . 5 5 1 00 . 2TTPW d n （ 3.12） 式中 轴的扭切应力， MPa； T 转矩， Nmm； TW 抗扭截面系数， 3mm ，对圆截面轴 3 30 .216T dWd； P 传递的功率， Kw； n 轴的转速， r/min； d 轴的直径， mm。 将上述参数 代入式（ 3.12） 经计算 得： =39.86Mpa 查表可知： 45 号钢许用扭切应力 3 0 4 0 M P a ，故 符合强度要求。 3.3 轴承的选用及校核 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 3.3.1 变速器轴承型式的选择 变速器轴承多选用滚动轴承，即向心球轴承，向心短圆柱滚子轴承，滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命 13 。 输入轴及中间轴的两个轴承采用圆锥滚子轴承，输 出轴的轴承采用深沟球轴承， 它不仅承受径向负荷，而且承受向外的轴向负荷。齿轮内孔与轴的配合采用滚针轴承。 3.3.2 轴承的校核 1.输入轴轴承 30206 查机械设计手册可知： KNC r 2.43 KNCr 5.500 YFF rS 21 . 6 , 0 . 3 7Ye； 圆锥滚子轴承 受力如图 4.7。 图 3.2 轴承受力图 NFNFNFNFnart41313131101 01 6.1102 12.4107 68.3104 56.9当量动载荷： ()p r aP f x F Y F （ 3.13） 代入得： 1 1 2 3 2 8 .8PN；2 5 3 6 3 .6PN。 轴承寿命 用小时表示比较方便： 610 ()60 th pfCLn f P （ 3.14） 式中 hL 基本额定寿命， h； tf 温度系数，轴承工作温度为 100 时，tf=1； pf 载荷系数，无冲击或轻微冲击 1.0 1.2pf ；中等冲击 1.2 1.8pf ； C 基本额定动载荷， N； P 动载荷， N； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 寿命指数，对于球轴承 =3，对于滚子轴承 =103 ； n 轴的转速， r/min。 取tf=1，pf=1.6， 4 5 0 0 / m innr ， 103代入（ 3.14）式得： 43 .5 1 1 0hLh； 平均车速m a x0 . 6 8 7 /a m aV V k m h； 行驶至大修前的总行驶里程 63 . 0 5 1 0h a mS L V k m 。 对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 km，故该轴承满足使用要求。 2.输出轴轴承 30207 查机械 设计手册可知： KNC r 2.54 KNCr 5.630 ； 1 .4 , 0 .4 3Ye； 因为 e=0.37，故114 .7 0arF eF ，所以 110 .4 , 1 .4XY； 221 .2 2arF eF ，所以 220 .4 , 1 .4XY； 由公式（ 3.13）得：1 1 1 0 5 0 .6PN，2 4807PN。 取 1, 1 .1tpff，324500 3 . 4 1 1 0 / m i nnri ， 103 代入（ 3.14）式得： 41 .7 6 1 0hLh，61 .5 3 1 0S k m ，满足使用要求。 3.3.3 轴承的润滑和密封 滚动轴 承的润滑方式具体选择可按速度因数 dn 值来定。 d 代表轴承内径， mm； n代表轴承套圈的转速， r/min ， dn 值间 接 地 反 映 了 轴 颈的 圆 周 速 度 ， 当5( 1 . 5 2 ) 1 0 / m i nd n m m r 时，一般滚动轴承可采用润滑脂润滑，超过这一范围宜采用润 滑油润滑。由于 d=25mm， n=6000r/min，故 dn= 51 . 5 1 0 / m i nmmr 采用润滑脂润滑。脂润滑因润滑脂不易流失，故便于密封和维护，且一次充填润滑脂可运转较长时间。 采用密封圈对轴承进行密封，工作温度范围 -40100 。密封 圈用皮革、塑料或耐油橡胶制成。 3.4 本章小结 本章主要对 分动器 的主要零件进行设计和计算，其中包括：齿轮的设计及校核，轴的设计及校核，轴承的设计及校核。这些零件是 分动器 的基石，齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，轴的设计是 分动器 传递动力的重要因素，轴承的定位及nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 25 校核是设计的难点，这些计算的理论基础是设计的关键。此外，本章的一些计算结果，绘图时需要进一步印证。 第 4 章 分动器 其他零件及机构的设计 4.1 同步器的设计及计算 该 分动器 的 低 挡和 高 挡采用同步器进行换挡。同步器 虽然结构较复杂，制造成本高，精度要求严，轴向尺寸大以及存在同步环的使用寿命有待提高等问题，但由于它能保证轻便、迅速、无冲击、无噪声换挡，且对操作技术无需求，从而有利于提高汽车的加速性、燃料经济性与行驶安全性，也可延长齿轮寿命，故在现代轿车上得到了最普遍的应用。 锁环式同步器有工作可靠，零件耐用等优点，但因为结构布置上的限制，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 14 。 4.2 惯性式同步 器 惯性同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止器和惯性增力式。用得最广的是锁环nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 26 式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽结构有别，但工作原理无异，都有摩擦原件、锁止原件和弹性原件。挂挡时，在轴向力作用下摩擦原件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止原件用于阻止同步前强行挂挡；弹性原件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。 本设计采用锁环式同步器又称锁止式、齿环式或滑块式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限 ，转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛用于轿车及轻型客、货车。 4.2.1 锁环式同步器的结构 如图 4.1 所示，锁环示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 上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑快压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑快凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑快两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸 要