CR-V轿车分动器设计论文

优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！摘 要汽车若在冰雪路面或无路的情况下行驶时，就要求增加驱动车轮的数目，以充分利用汽车的重量来增加车轮与道路间的附着力。分动器的主要功用是将发动机输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩；其另一个功用是兼起副变速器的作用。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，并按照分动器总成的设计步骤和要求，对其主要零部件，如齿轮、轴进行了相关的设计工作和校核工作。并根据汽车设计、汽车理论、机械设计、机械设计课程等参考资料提供的相关知识，对计算出的分动器具体参数进行检验，并论证设计的合理性。最终，用AutoCAD 软件完成分动器二维装配图和零件图的绘制。关键词：分动器；分时；中心距；齿轮；轴；结合套优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！ABSTRACTIf car drive in snow and ice road or no way under the condition of the road, its to ask for an increase in the number of driver wheels，To take full advantage of the weight of the car to increase the wheels and the adhesion between road，The main function is to thansfer engine output power distribution to the driving axle, and further increase torque, the other a function is and the deputy variable speed.Thansfer is also a gear transmission system, it alone in frames, the fixed input shaft and thansfer output shaft with universal transmission devices connected, thansfer output shaft several root, the universal respectively with each drive transmission device connected.This design according to the conditions of use and matching model vehicle parameter selection of structure form, and thansfer according to the design procedures of the assembly thansfer and requirement, for its main parts, such as gear, the shaft related design work and check work. And according to the car design, car theory, mechanical design, mechanical design courses provide reference information for the relevant knowledge, calculated from the concrete parameters for inspection, thansfer and demonstrates the rationality of the design. Finally, with AutoCAD software thansfer 2 d assembly drawings and component drawing.Key words:Thansfer; points; center distance;Gear；Axis；Meshing sets目录摘要 优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！Abstract第 1 章 绪论 11.1 选题背景 31.2 分动器简介 31.2.1 分动器的类型61.2.2 分动器的构造和原理41.3 分动器的设计思想 41.4 本设计主要完成的内容 5第 2 章 分动器设计的总体方案 62.1 分动器结构方案的选择62.1.1 传动机构布置方案分析62.1.2 零部件结构方案分析62.2 设计依据 82.2.1 挡数的确定 92.2.2 传动比的确定 92.2.3 分动器中心距的确定 112.3 本章小结 11第 3 章 主要零部件的设计及计算 133.1 齿轮的设计及校核 133.1.1 齿轮参数确定及高低挡齿轮齿数分配 133.1.2 轮齿强度计算153.1.3 分动器齿轮的材料及热处理173.2 轴的设计及校核183.2.1 轴的失效形式及设计准则183.2.2 轴的设计183.2.3 轴的校核193.3 轴承的选用及校核223.3.1 分动器轴承型式的选择223.3.2 轴承的校核223.3.3 轴承的润滑和密封24优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！3.4 本章小结24第 4 章 分动器其他零件及机构的设计 254.1 同步器的设计及计算254.2 惯性式同步器 254.2.1 锁环式同步器的结构 254.2.2 锁环式同步器的工作原理 254.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 274.3 主要参数的确定 284.3.1 摩擦因数 f 284.3.2 同步环主要尺寸的确定 284.3.3 锁止角 294.3.4 同步时间 304.3.5 转动惯量的计算 304.4 本章小结 30结论 31参考文献 32致谢 33附录 34优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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，缺乏品优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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。其低档又称为加力优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 2.55km/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(Fulltime 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(Realtime 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 优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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；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优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！3、挡数、传动比、中心距的确定4、齿轮的设计及校核5、轴的设计及校核第 2 章 分动器设计的总体方案优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 12 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。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 620mm。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。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。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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汽车满载质量 2479kg2.2.1 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 = + (ua/100)+ (ua/100)4 （2.1）f01f4f式中，取 =0.015， =0.028， =0.00150f1f4代入公式（2.1）得，滚动阻力系数 =0.036f车轮半径为：2/Fdr（2.2）式中 d车轮自由半径 d =1725.4+2250.652=724.3mmF计算常数，子午线轮胎 F =3.05优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！由公式（2.2）求出车轮自由半径为 mm8.351r根据：（2.3）maxmax0.7rgnui式中 最高车速，180km/h；maxun 发动机最大功率下的转速，5800r/min；变速器最高挡传动比，1.0；axgi变速器主减速比。0由公式（2.3）得： 4.1940i2.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。故有：（2.4）maxaxmax01max )sinco( gfgriTe 则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为：Terii0max1（2.5）式中 m汽车总质量，1630kg；g重力加速度，9.8 ；Nkg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 和最大爬ax f坡度 ，所以 为 0.336；03imax驱动车轮滚动半径，351.8mm；r发动机最大转矩，220Nm；maxeT主减速比，4.194；0i汽车传动系的传动效率，选为 0.98。T由公式（2.5）得： ；09.21i根据驱动车轮与路面的附着条件优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！（2.6）210maxGriTe求得变速器一挡传动比为：（2.7）Terii0max21式中 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2G轮驱动的乘用车，满载时后轴占 50%55%，故取 =55%mg；2G道路的附着系数，计算时取 =0.50.6，故选 为 0.5；， ， ， 见式（2.5）下说明。rmaxeT0iT由公式（2.7）得： ；59.21i最终取 。.1i（2.8）min10.37raiv低式中 分动器抵挡传动比；i低发动机最低稳定转速，980 r/min；min汽车的最低稳定车速，5 km/h。iav经计算得： =2.479低 7.149.2i低高2.2.3 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：（2.9）3maxgeAiTK低式中 中心距系数，乘用车： =8.99.3；AK发动机最大转矩，220 Nm；maxeT分动器低挡传动比，2.479；i低变速器传动效率，取 98%。g由公式（2.9）得：A 75.48mm 取 A=76mm2.3 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。通过确定分动优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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。第 3 章 主要零部件的设计及计算优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 ，所以分动器齿轮普遍采用的压力角为 。20 203.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。乘用车两轴式变速器 初选025024.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， ，其中 为齿宽系数。cKmc常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮 =6.08.5。故选分动器齿轮齿宽 b=20mm。cK5.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 0.750.80 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，优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！所以齿数和为：（3.1）2coshnAZm取 =57hZ（3.2）479.21zi低取 =17 =403z41）对中心距进行修正因为计算齿轮和 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 重hZ hZ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：（3.3）120()cosnmzA经计算取中心距 A=78mm2）对螺旋角 进行修正修正螺旋角：（3.4）02cosAmznh经计算取 012.4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 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 = 1.57， =57 故取 34， 23i高 43zhz3z4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 计算公式优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！1 齿数 17z 402z2 当量齿数 30.2cos31v 8.5cos3v3 分度圆直径/mm 5.4611zmdn 47.10922zmdn4 齿顶高/mm .2*nah 5.*nah5 齿根高/mm 3)(1fC3)(2fC6 全齿高/mm 65.1fa 62.fa7 齿顶圆直径/mm 1d 4712d8 齿根圆直径/mm 8.4021ffh .0ffh9 齿宽/mm mKbc mKbc10 基圆直径/mm 5.1z 2z表 3.2 高挡齿轮基本参数序号 计算项目 计算公式1 齿数 34z 234z2 当量齿数 61.cos3v 18.0cosv3 分度圆直径/mm 5.933zmdn 95.6744zmdn4 齿顶高/mm .2*nah .2*nah5 齿根高/mm 1)(3fC13)(4fC6 全齿高/mm 65.3fa 65.3fa7 齿顶圆直径/mm 09823hd 9744d8 齿根圆直径/mm .3ff 0.2ffh9 初选齿宽/mm mKbc mKbc10 基圆直径/mm 5z 5.4z3.1.2 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，然后优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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:（3.5）32cosgnTKZmy式中 计算载荷（Nmm） ；gT斜齿轮螺旋角 ；（ ）应力集中系数，可近似取 =1.50；K KZ齿数；法向模数（mm） ；nmy齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数；cK重合度影响系数， =2.0。 K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 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，对乘用车常啮合齿gT maxTe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.轮齿接触应力计算优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！（3.6）10.48()j zbFE式中 轮齿的接触应力,Mpa；jF齿面上的法向力， ,N；1cos圆周力（N） ， ；1 12gTFd计算载荷,Nmm；gTd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 Mpa；510b齿轮接触的实际宽度,mm；、 主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮 ，z sin,sizbrr斜齿轮 ； 、 为主、从动齿轮的节圆半径（mm） 。22sinsin,cocobzrrzrb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 /2 作为计算maxTe载荷时，得出：Mpaj35.1896Mpaj27.1362Mpj32.1583Mpaj91.524故所有齿轮满足 ，接触强度足够。jj3.1.3 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。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 =25 45MPa。T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： （3.7）mind3axeTK式中 K经验系数，K=4.04.6;T发动机最大转矩,Nm;经计算得 dmin27.77mm 取 dmin=30mm故本设计中取 =30mm 符合强度要求。mind最小段符合要求，其它各段一定符合要求。2.输出轴的设计优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！在已知中心距时，第二轴中部直径 d0.45A，轴的最大直径 d 和支承间距离 L的比值： 0.21。18.0Ld3.2.3 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 、径向力 及轴向力tFraF(3.8)costans21ntntrtFd式中 d齿轮的节圆直径，mm；节圆处压力角；螺旋角；发动机最大转矩。maxeT低挡 代入（3.8）式得：479.2低i0012.45.dNFnart 4131306.28.5高挡 代入（3.8）式得：57高i012.5.74dNFnart 3232104.8.9优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！2.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 和轴rF向力 使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度 ；而圆周力 使轴在水平面内弯aF cft曲变形并产生水平挠度 ，则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 为：sf ()MPa（3.9）32wMWd（3.10）22csjT式中 计算转矩，Nmm；jTd轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；弯曲截面系数， ；wW3m在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm；cM在断面处轴的水平弯矩，Nmm；s许用应力，在抵挡工作时取 ，除此之外，对轴上的花键，40Mpa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 、 和弯矩HAFCcbaBAt1其中 a=63.45mm b=119.8mm 带入数值得 NmMFcHBA982.3170.64求 V 面内支反力 、 和弯矩 VAFCs21dbaaVBAr带入数值得 NmMFSVBA9.14536.22gCT优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！= 2209.148.3=463.96NmMpa17.863.63dM(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。图 3.1 轴的刚度轴的挠度和转角：（3.11）2213scscffEILbaFf式中 E弹性模量（Mpa）,E=2.1 105MpaI惯性矩（mm4）对于实心轴 I= d4/64L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 ， ， ，故轴满足刚度要求。cfsf3.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：（3.12）639.5102TPWdn优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！式中 轴的扭切应力，MPa；T转矩， Nmm；抗扭截面系数， ，对圆截面轴 ；W3m330.216TdWP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 ，故 符合强度要求。304MPa3.3 轴承的选用及校核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： ；KNCr2.43r5.0YFrS21.6,0.37e圆锥滚子轴承受力如图 4.7。图 3.2 轴承受力图 NFnart 4131306.278.59当量动载荷：（3.13）()praPfxFY优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！代入得： ； 。1238.PN2536.P轴承寿命用小时表示比较方便：（3.14）610()thpfCLnP式中 基本额定寿命，h；L温度系数，轴承工作温度为 100时， =1；tf tf载荷系数，无冲击或轻微冲击 ；中等冲击 ；p 1.02pf1.28pfC基本额定动载荷，N；P动载荷，N；寿命指数，对于球轴承 =3，对于滚子轴承 = ；103n轴的转速，r/min。取 =1， =1.6， ， 代入（3.14）式得： ；tfpf450/minnr1034.510hL平均车速 ；ax.687amVkh行驶至大修前的总行驶里程 。6.051amSLVk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： ； ；KNCr2.54r5.6301.4,0.3Ye因为 e=0.37，故 ，所以 ；14.70arFe11,4XY，所以 ；2.ar 220.,.由公式（3.13）得： ， 。105.6PN487P取 ， ， 代入（3.14）式得：1,.tpf3241/minnri13， ，满足使用要求。4.760hL6.3Sk3.3.3 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，当时，一般滚动轴承可采用润滑脂润滑，超过这一范围宜采5(1.2)0/mindr用润优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！滑油润滑。由于 d=25mm，n=6000r/min，故 dn= 采用润滑脂润51.0/minr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