车辆工程毕业设计184狮跑轿车分动器设计说明书

随着科技的进步和人们生活水平的提高，人们对汽车的认识已不再是简单的代步工具。近年来功能强大的SUV越来越受到关注。在SUV车上都设有分动器。分动器的功用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。它是一齿轮传动系统，其输入轴直接或通过万向传动装置与变速器的第二轴相联，输出轴则有若干，分别经万向传动装置与各驱动桥连接。本设计主要说明了两轴式分时分动器的设计和计算过程，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。计算部分分为中心距，传动比的计算，齿轮和轴的校核。根据狮跑轿车车型，结合上述参数，再结合汽车理论、汽车设计、机械设计等相关知识，计算出相关的分动器参数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，并进行装配。关键词：狮跑；分动器；分时；齿轮；设计ABSTRACTWiththeprogressofscienceandtechnologyandtheincreaseofpeople'slivingstandard,peopleknowaboutcarsisnolongersimpletransport.InrecentyearspowerfulSUVmoreandmoreattentionto.Onsuvshavethansfercar.Thansferfunctionistheoutputpowerdistributionwilltransmissiontoeach,andfurtherincreasetorquedriveaxle.Itisageartransmissionsystem,itsinputshaftdirectlyorthroughuniversaltransmissiondeviceandtransmissionofthesecondshaft,outputshaftisassociatedwithseveralbyuniversalrespectively,witheachdrivetransmissiondeviceconnected.Thisdesignmainlydemonstratesthatthetwoshafttypethansfer,thedesignandcalculatingprocess,designpartdescribesindetailthedesignprocess,choosethansferstructurescheme,mainparametersandgeardesign,axledesign.Thecomputationpartintocenterdistanceoftransmissionratio,andgearaxiscalculationdynamicrigidity.Accordingtothelionruncars,combinedwiththeparametersofvehicles,combinecardesign,automobiletheory,mechanicaldesignandrelatedknowledge,computerelatedthansferparametersanddemonstratestherationalityofthedesign.Eventually,usingAutoCADsoftwarethansfer2ddrawingsandcomponentdrawing,andtheassembly.Keywords:Sportage;Sub-actuator;Timeshare;Gear;DesignTOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"Abstract II\o"CurrentDocument"第1章绪论 11.1分动器概述 11.2课题研究的现状及意义 21.2.1课题研究的现状 2122课题研究的意义 31.3设计完成的主要内容 3\o"CurrentDocument"第2章分动器设计的总体方案 4设计依据 4\o"CurrentDocument"2.2零部件结构方案分析 52.2.1齿轮形式 52.2.2传动机构形式 5\o"CurrentDocument"2.3分动器基本参数的确定 52.3.1传动比的确定 52.3.2分动器中心距的确定 7\o"CurrentDocument"2.4本章小结 8\o"CurrentDocument"第3章分动器齿轮的设计 9齿轮的参数 9\o"CurrentDocument"3.1.2模数m 9压力角«及螺旋角0 9\o"CurrentDocument"尺宽b 93.1.4各挡齿轮齿数的分配 103.2齿轮强度计算 123.2.1齿轮损坏的原因及形式 123.3分动器齿轮材料的选择 143.3.1齿轮材料的选择原则 143.3.2齿轮材料的选择 153.4本章小结 15\o"CurrentDocument"第4章分动器轴及轴承的设计 164.1轴的设计与校核 164.1.1轴的损坏形式及设计准则 164.1.2轴的结构设计 164.1.3轴的校核 174.2轴承的选用及校核 224.2.1分动器轴承型式的选择 224.2.2轴承的校核 224.2.3轴承的润滑和密封 244.3本章小结 24\o"CurrentDocument"第5章分动器其他零件及机构的设计 255.1 同步器的设计及计算 255.1.1惯性同步器选择 255.1.2锁环式同步器主要尺寸的确定 265.1.3主要参数的确定 275.2分动器操纵机构的设计 295.2.1分动器换挡的形式 305.2.2分动器换挡形式的选择 305.3分动器箱体的设计 305.3.1机箱的种类 305.3.2材料的选择 305.3.3箱体的基本参数 315.4本章小结 31结论 32参考文献 33致谢 34附录 35第1章绪论1.1分动器的概述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。分动器装于多桥驱动汽车的变速器后，兼作副变速器之用。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。低档常被称为是加力档。为了不使后驱动桥超载常设联锁机构，使只有结合前驱动桥以后才能挂上加力档，并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。高档为直接档或亦为减速档。当分动器挂入低速档时，其输出转距较大。为避免中后桥超载，前桥必须参加驱动，分担一部分载荷。因此分动器操纵机构必须保证：非先接上前桥，不得挂入低速档；非先退出低速档，不得摘下前桥。装有分动器的汽车，当全部车轮驱动行驶于不平路面或弯道上，或前后驱动轮由于轮胎磨损而半径不等的情况行驶时，将引起发动机功率消耗、轮胎或传动系零件磨损。为克服这一缺点，将转矩大体根据轴荷比例分配给各驱动桥，有些分动器还装有带差速锁的非对称行星齿轮轴间差速器。由于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皿。伴随着科技的进步，分动器的结构形式千变万化。目前，人们把分动器一般分为以下三种形式：全时四驱全时四驱指的是车辆在整个行驶过程中一直保持四轮驱动的模式，内有三个差速器：除了前后轴各有一个差速器外，在前后驱动轴之间还有一个中央差速器。这使全时四驱避免了半时四驱的固有问题：汽车在转向时，前后轮的转速差会被中央差速器吸收。但到了冰雪、沼泽地就必须把中央差速器锁上；回到不滑的硬路，马上要把中央差速器锁解开。这种驱动模式拥有较好的越野性和操控性能，但它不能根据路面情况做出扭矩分配的调整。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。分时四驱分时四驱是由驾驶者手动切换的驱动模式，通过接通或断开分动器来选择两轮驱动或四轮驱动模式。它与全时驱动的不同点还在于在分动器内没有设计中央差速器，导致不能在硬地面上使用四驱，特别是在弯道上不能顺利转弯。这是因为由于在分动器内没有中央差速器，而无法把前后轴的转速调整所致。汽车转向时，前轮转弯半径比同侧的后轮要大，因此前轮的转速要比后轮快，以至四个车轮走的路线完全不一样，所以分时四驱只可以在车轮打滑时才挂上四驱，一回到摩擦力大的铺装路面应马上改回两驱。适时驱动最后一种适时四驱是最近几年才发展起来的，它是由电脑芯片控制两驱与四驱的切换。该系统的特点在于它继承了全时四驱与分时四驱优点的同时又弥补了它们的不足。它能自行识别驾驶环境，根据驾驶环境的变化控制两驱与四驱两种模式的切换。在颠簸、多坡多弯等附着力低的路面，车辆自动设定为四轮驱动模式，而在城市路面等较平坦的路况上，车辆会自行切换为两轮驱动。1.2课题研究的现状及意义121课题研究的现状随着汽车产业的飞速发展，我国已逐步从汽车消费大国演变为汽车生产大国。汽车市场上以产品主导消费的时代已经一去不复返。当前汽车市场已经步入了一个以私人购车为主导、以个性化需求为主体的买方市场。这个市场不仅在当前，就是在今后也将是推动汽车市场发展的决定性力量，私人购车已进入了爆发性增长阶段。科技的高速发展让人们对于汽车的认识已不再是简单的代步工具。近年来功能强大的SUV越来越受关注°SUV不仅要具有舒适性，更要具有高的通过性，能够在各种路况中表现突出。特别是近十几年来人们对多轴驱动车辆越来越多的关注。不同的车辆使用的分动器各不相同，不同的厂家生产的分动器也各不相同。在民用上，多轴驱动车辆是指越野车和重型载货车等；在军用上，多轴驱动车辆是指军用越野车、轮式战车、装甲运输车、坦克装甲车等绝大多数军车。随着交通条件和道路条件的不断改善，民用越野车其性能卓越，被一些追求时尚、热衷享受的人们所追逐，把其认为是一种人类征服大自然的体现。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”的越野车明。美国作为汽车工业的强国，军用车辆的机械化和电子化起步较早，其发展已经趋于完善。在经历了不同的发展阶段后，多轴驱动车辆设计技术在欧美等国家已经达到较高的水平，进而分动器的研发和设计进入了一个新的领域。中国作为发展中的国家，对先进技术的渴求越来越强烈。但是由于国际环境原因，能引进的已经掌握，而尖端技术由于国外的保密限制却无法获得。在这种情况下，自主研发是我国进一步发展军用车辆的唯一途径。在当今复杂的国际环境下，一场世界新军事革命正在发生，中国要跟上欧美军事大国的步伐就必须奋起直追，大力发展自主创新的军事技术。同样，对军用车辆技术也要求进一步的创新发展。分动器作为多轴驱动车辆传动系统的核心之一，要求其性能有进一步的提高。122课题研究的意义根据所给的参数设计出基本结构和转矩分配比合理，传动性能和散热性能较好的全时四驱分动器，并对其进行检测。同时在设计的过程中可以详细了解到它的功用，并掌握齿轮和轴设计方法，以及正确运用国家标准和技术语言阐述理论和技术问题。通过综合运用所学知识和技能去分析和解决本专业范围内的工程技术问题；建立正确的设计思想；掌握工程设计的一般程序和方法。通过毕业设计的进行工程实践能力的综合训练，使我们走上工作岗位时基本具备应用技术解决工程实际问题的能力。现代多轴驱动车辆（如越野汽车）越来越受到人们的欢迎，使之得到广泛的普及。而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。这不仅仅体现在民用车上，更重要的是要应用到军事领域。所以要使多轴驱动车辆有较强的综合性能就要对其匹配传动性能好的分动器。1.3设计完成的主要内容1、 了解汽车分动器的研究现状；2、 分动器结构方案的设计：3、 确定主要零部件（齿轮、轴等）主要设计参数，并对关键部位进行校核；4、 其他零部件结构设计；5、 使用AutoCAD完成工程图纸；6、 撰写设计说明书。第2章分动器设计的总体方案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。汽车全轮驱动，可在冰雪、泥沙和无路的地区地面行驶。由于现代车辆发动机输出的转矩比较大，即使在高速运转时仍可输出较大的转矩,加上变速箱的传动比变化范围较大，能够很好地满足车辆的使用要求，因此，依据越野车的的主要技术指标、发动机功率、转速和车辆行驶条件，来确定分动器的结构型式的选择、设计参数的选取及各大零部件的设计计算。2.1设计依据本设计是根据KIA狮跑2.0L手动四驱越野车二轴式分动器而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型。分动器的主要参数（中心距、齿轮模数、轴径等）选择可按照变速器的参数选择计算公式进行。具体基本性能参数如表2.1。表2.1基本设计参数项目参数最高时速171km/h轮胎型号235/60R16发动机型号G4GC最大扭矩184nm/4500r最大功率105kw/6000r最高转速6000r/min整车整备质量1481kg总质里2020kg最小输入转速900r/min最小稳定车速4km/h长/宽/高尺寸4350/1840/1730mm

2.2零部件结构方案分析2.2.1齿轮形式齿轮分为直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、啮合重合度高、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍有复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。分动器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。2.2.2传动机构形式分动器的设计类比于变速器和减速器的设计，兼起副变速器的作用。其功用是将变速器输出的动力分配到各驱动桥。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3,并设计为两轴式。2.3分动器基本参数的确定2.3.1传动比的确定1.确定主减速器传动比(2.1)滚动阻力系数： ff°(1ua2」19440)(2.1)式中：f0——良好沥青或混凝土路面为0.014Ua—Ua—最高车速ff0(1u//19440)=0.01411712/19440)=0.03523560% 21625.4车轮半径：r273.7mmr2根据：u0.377nr-amax i igmax 0式中：u最高车速171km/h；amaxn 发动机最大功率下的转速6000r/min(2.2)(2.3)i ――变速器最高挡传动比1.0;gmaxi0 变速器主减速比。0.377—igmaxamax

=0.3776000x27371.0x171=3.622•确定分动器传动比汽车爬陡坡时由于车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：Temax*岛>mg(fcosa +sina )=mg屮，则由最大爬坡度要求的变max max" °1maxr速器一挡传动比为[1](2.4)i>啊max(2.4)1—Tei0Htmax0lT式中：m 汽车整备质量，1481kg；g 重力加速度，9.8Nkg；屮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i二300：，所以屮max为0.329屮maxrr—Terr—Temaxio Ht———传递最大转矩，184N・m；主减速比,3.62；-汽车传动系的传动效率，选Ht为0.98。.、mg屮 r1Tei耳max0T.1481x9.8x0.329x273.7i>1 184x3.62x0.98=2.00根据驱动车轮与路面的附着条件maxU<G”，求得变速器一挡传动比为：r 2ri1<G^ (2.5)TemaxHt式中：G2 汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷；P——道路的附着系数，计算时取申=0.5〜0.6，故选p为0.5；驱动车轮滚动半径，273.7mm；' 传递最大转矩，184N・m；emax主减速比,3.62；

耳—汽车传动系的传动效率，选nT为0.98oT 1•乙Gpri< 2riTi耳emaX)T.2020x9.8x273.7x0.5i<1 184x3.62x0.98二3.04综上所述，2.00<i<3.04i本设计中，取1=3.0。根据一档传动比可求得低档传动比，即：=0.377(2.6)n=0.377(2.6) min r v・i・iamin 0 彳氐式中:分动器低挡传动比;n—式中:分动器低挡传动比;n—min发动机最低稳定转速，900r/min；驱动车轮滚动半径，273.7mm；主减速比,3.62；vaminvamin汽车的最低稳定车速，4km/h。=0.377n-r

min r——

v・i・=0.377amin0 10.377x900x0.27374x3.62x3.0=2.14按等比级数：i=、厂 =1.46高'低2.3.2分动器中心距的确定因为分动器的设计类比于变速器的设计。所以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：A=K3 —(2.7)A'emax低g式中：K——中心距系数，乘用车：K=8.9〜9.3,本设计中取K=9；A A ATema 传递最大转矩，184N・m；i壮——分动器低挡传动比，2.14；低n——变速器传动效率，取98%。gA=3184x2.14x0.98x9=65.7mm故本设计中初选A=66mm。2.4本章小结本章主要按照狮跑轿车分动器的要求，初步确定了齿轮的形式并通过结构确定了传动的形式。通过分析狮跑发动机、底盘参数，对分动器的包括挡位，高低挡传动比和中心距的进行了确定。基本参数的确定有便于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章分动器齿轮的设计对于分动器齿轮的设计，主要是对齿轮的参数的选择。并且要考虑到齿轮在分动器中的位置安排。为了减少轴的变形，应使承受载荷大的低档齿轮要安装在离轴承较进的地方，高档齿轮应安装在离两支撑较远处。3.1齿轮的参数3.1.1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。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量ma在1.8〜14.0t的货车为2.0〜3.5mm；总质量ma大于14.0t的货车为3.5〜5.0mm。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，取m=3mm⑷。3・1・2压力角a及螺旋角0理论上讲，对于乘用车为加大重合度降低噪声，应尽量选取小些的压力角。例如，14.5。、15。、16°等。对于商用车，应尽量选取大些的压力角，这样可以提高齿轮承载能力。按照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。O O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。实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15°〜25。为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。但螺旋角太大，会使轴向力及轴承载荷过大。分动器斜齿轮的螺旋角的选择可参考乘用车变速器齿轮螺旋角的选择。乘用车两轴式变速器为20°~25°，故选分动器齿轮螺旋角0=20。。3.1.3齿宽b齿宽的选择既要保证分动器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。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。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b，b=Km，其中K为齿宽系数。C C直齿轮取k=4.4〜7.0，斜齿轮取k=7.A8.6。故选分动器齿轮齿宽C Cb=7.5x3=22.5mm。

3.1.4各档齿轮齿数的分配在初选中心距、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。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。确定低挡齿轮的齿数由于低挡采用斜齿轮传动，=422AcosB2x66xcos20°所以齿数和Zh二 =42m 3n取z=13z=2912对中心距进行修正由于在计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Zh重新计算中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。校核中心距：(3.1)取中心距A取中心距Ao=67mm修正螺旋角：=2x42

2xcos20°=67.053mmm(z+z)cosB二一n——1 2—2A=0.94故B=arcos0.94，修正后得B=19.95对抵挡齿轮进行变位：齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声【5］。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿数副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合

性能及传动质量指标，故采用得较多。对斜齿轮传动，还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。端面啮合角cosa'=ocosa，tAt其中端面压力角a=arctantana=21.17。， 得a'=18.67°。t cos卩 t(z+z)(inva'-inva)故总变位系数YX=12t t-2tanat=42x(inv18.67°-inv21.17°)2xtan21.17°=-0.31故x=0.1，x=—0.31—0.1=—0.41t1 12A—A端面中心距变动系数y= tmt其中端面模数m= = =3.193，得y=—0.3298tcosBcos20° t(3.2)(3.3)(3.4)端面齿顶高变动系数Ay=x+x—y=—0.31(3.2)(3.3)(3.4)1 2 t两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合。低挡齿轮参数如表如表3.1。序号~T计算项目当量齿数计算公式分度圆直径齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径zZ= 1 =15.67n1 cos3B序号~T计算项目当量齿数计算公式分度圆直径齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径zZ= 1 =15.67n1 cos3Bd1=幣=41.5°9mmh=(d—d)/2=3.26mma1 a1 1h=(d—d)/2=3.43mmf1 1f1h=h+h=6.69mm1 a1 f1d=(z+2h*+2x —2Ay)ma1 1 at t1 t=48.03mmd=(z—2h*—2c*+2x)mf1 1 at t t1t=34.646mmzZ= 2 =34.95n2cos3Bd=mz=92.597mm2 t2h=(d—d)/2=1.63mma2 a2 2h=(d—d)/2=5.06mmf2 2 f2h=h+h=6.69mm2 a2 f2d=(z+2h*+2x—2Ay)ma2 2 at 12 t=95.86mmd=(z—2h*—2c*+2x)mf2 2 at t 12 t=82.477mm注1：端面齿顶高系数h*=h*cosB=0.9397at an注2：径向间隙系数c*=c*cosB=0.235。t n确定高挡的齿数由于i、=1.46,z=42故取z=17,z=25咼 h 3 4高挡齿轮参数如表3.2。表3.2高挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1当量齿数zn3z序号计算项目计算公式1当量齿数zn3z3一COS3p=20.48zz= 4 =30.13n4COS3p分度圆直径齿顶高d分度圆直径齿顶高d=mz=54.281mm3 t3h=h*m=3mma3annd=mz=79.825mm4 t4h=h*m=3mma4 ann4齿根高h=(h*+4齿根高h=(h*+c*)m=3.75mmf3 an nn全齿高齿顶圆直径齿根圆直径d=d+2h=60.281mma3 3 a3h=(h*+c)m=3.75mmf an n nh=h+h=6.75mm4 a4 f4d=d+2h=85.825mma4 4 a4d=d—2h=46.781mmf3 3 f3d=d—2h=72.325mmf4 4 f43.2齿轮强度计算3.2.1齿轮损坏的原因和形式齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡转角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。分动器齿轮的损坏形式主要有以下几种：轮齿折断、齿面点蚀(齿面疲劳剥落)、齿面磨损以及齿面胶合。当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⑶。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。当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⑶。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。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；主动小齿轮较被动大齿轮严重【6］。1.轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力o2TKKo= ^-of_ro兀m3ZKyc(3.5)式中：T 计算载荷（N・mm）；gKoK应力集中系数，可近似取K=1.65；o摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮K=1.1,从动齿轮K=0.9；K——齿宽系数；cy—齿形系数。（2）斜齿轮弯曲应力oro2Tco|SKg o®兀Zm3yKKnc£(3.6)式中：T 计算载荷（N・mm）；g0 斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，可近似取K=1.50；oKoZ 齿数；法向模数（mm）；mny—齿形系数，可按当量齿数在图中查得;K——齿宽系数；cK-£低档齿轮1，低档齿轮2,高档齿轮3,高档齿轮4,重合度影响系数，K=2.0。£o=313.76MPao=146.51MPao=238MParoo=145.67MPa查图得y=0.125查图得y=0.120查图得y=0.126查图得y=0.140ro当计算载荷T取作用到变速器第一轴上的最大转矩Te 时,对乘用车常啮和齿轮maxg和高挡齿轮，许用应力在180〜350Mpa范围，所有斜齿轮满足q<［q］，故弯曲强度足够。2•轮齿接触应力计算,FE1 1q二0.418「——(+ ) (3.7)j bppzb式中：Q——轮齿的接触应力(Mpa)；jFF——齿面上的法向力(N)， F= f；cosacosp2TF1——圆周力（N），F1=才；T 计算载荷（N・mm）；gd 节圆直径（mm）；a——节点处压力角（）；P 齿轮螺旋角（）；E——齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=2.06x105Mpa；b 齿轮接触的实际宽度（mm）；pz、ppz、pbmm），直齿轮rsina叮E;p二rsina,p二rsina，斜齿轮p=:血:,

zz bb z COS2p为主、从动齿轮的节圆半径（mm）。将上述有关参数代入式（3.7），并将作用在变速器第一轴上的载荷Te /2作为计max算载荷时，得出：低挡接触应力q二1193.75Mpa<1900Mpa；j高挡接触应力q二990.95Mpa<1300Mpa；j对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力［Q］，一挡和倒挡［Q］=1900~2000Mpa，jj常啮合齿轮和高挡［Q］=1300〜1400Mpa。故所有齿轮满足Q<［Q］，接触强度足够3.3分动器齿轮材料的选择 ''3.3.1齿轮材料的选择原则分动器齿轮的材料的选择参考变速器齿轮材料的选择，应参考以下几种要求:1•满足工作条件的要求在不同的工作条件，对于齿轮传动要求是不一样的。故对齿轮材料亦有不同的要求。例如，用于飞行器上的齿轮，要满足质量轻、传动功率达和可靠性高的要求。家用及办公用的机械的功率很小，但要求传动平稳、低噪声或无噪声、以及能再少润滑货物润滑状态下正常工作。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，齿芯软。2•应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁作为齿轮材料。中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常选用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而要求不高时,可选用圆钢作毛坯。齿轮表面硬化的方法有：渗碳、氮化和表面淬火。采用渗碳工艺时，应选用低碳钢或低碳合金钢作齿轮材料；氮化钢和调质钢能采用氮化工艺；采用表面淬火时，对材料没有特别的要求。合理选择材料配对如对硬度W350HBS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。3.3.2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58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。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帀。3.4.本章小结本章主要进行齿轮的设计。主要包括齿轮参数的选择、材料的选择与强度的校核。在齿轮设计的过程中，在齿轮的设计计算过程中，需全面考虑，其中齿轮的变为，这是齿轮设计中的重点，目的是为了齿轮正确的啮合。第4章分动器轴及轴承的设计4.1轴的设计及校核4.1.1轴的损坏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筋裂、因静强度不足而产生的塑性变形或脆性筋裂、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：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。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。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［8］。4.1.2轴的结构设计输入轴直径初选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L］=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。轴的最小直径可按公式：d>4.0〜4.63'~二20.47〜23.54mm (4.1)min max来确定。故本设计中取d=20mm。min最小段符合要求，其它各段一定符合要求。初选的轴径还需要根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的刚度与强度等结果进行修正。初选轴的材料为45号钢，调质处理。调质是淬火后在400〜720°C进行高温回火，用来使钢获得高的韧性和足够的强度。轴的结构设计是要尽量保证轴便于加工，轴上零件易于装拆；轴和轴上零件要有准确的工作位置；各零件要牢固而可靠地相对固定；以及改善受力情况，减少应力集中和提高疲劳强度⑼。图4.1输入轴图2•输出轴的设计如图4.2。图4.2 输出轴图最小直径估算：d 》.0〜4.63'T xi=32~37mm (4.2)min emax彳氐由公式（4.2）得：d=35mmmin4.1.3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。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计分动器时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。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T [10。emax计算各挡齿轮啮合的圆周力F、径向力F及轴向力Ft r a2TF— emaxtd(4.3)2T tan(4.3)F—emax F丫r d2T tan0丿F— emaxa d式中：i——齿轮的传动比；d 齿轮的节圆直径，mm；a 节圆处压力角;0 螺旋角；T 发动机最大转矩。emax低挡i—2.14，d—40.85mm,0—20。代入（4.3）式得：低 1F—9.006x103Nt1F—3.488x103Nr1F—3.278x103Na1高挡i—1.46,d—53.43mm,0—20。代入（4.3）式得：高 1F—6.887x103N12F—2.667x103Nr2F—2.15x103Na2输入轴的校核（1）轴的强度计算应该校核在弯矩和转矩联合作用下的变速器轴的强度。作用在齿轮上的径向力F和轴向力F使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度f；而圆周力F使轴在r a c t水平面内弯曲变形并产生水平挠度f,则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力sb（MPa）为：(4.4)(4.5)M 32(4.4)(4.5)b— — <[b]W 兀d3wM—pM2+M2+T2屮c s j式中：T 计算转矩，N・mm；j

d 轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；W——弯曲截面系数，mm3；wM 在计算断面处轴的垂向弯矩，N・mm；cM——在断面处轴的水平弯矩，N・mm；s[b]——许用应力，在抵挡工作时取0]二400Mpa，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：F二9.006x103N F二3.488x103NF二3.278x103NTOC\o"1-5"\h\zt1 r1 all=33.7mm,l=93.46mmAB BC求H面内支反力F、F和弯矩MHA HC c输出轴受力如图4.3(a)所示，贝UF+F=F (4.6)HAHCtFl=Fl (4.7)HAABHCBC由式(4.6)和式(4.7)可得：F=6617N，F=2386N，M=222.993N・mHA HC c求v面内支反力F、F和弯矩MVA VC s（4.8）输出轴受力如图4.3(b)所示，贝（4.8）F+F=FFl=FlFl=Fl+FVAABVCBCa（4.9）由式（4.8）和式（4.9）可得：F=2037N，F=1451N，M=135.610N・mVA VC sM=.:M2+M2+T2\c Sg^■222.9932+135.6102+1842=319.76N・m所以将M=319.76N・m,d=34.64mm代入（4.4）中：32M32x319.76x103b= =1兀d3 3.14x34.643=78.34MpaV[b]受力图如图4.3所示:受力图如图4.3所示:(a)输入轴水平方向受力图 (b)输入轴垂直方向受力图图4.3输入轴受力图弯矩图如图4.4所示：(a(a)输入轴水平弯矩图 (b)输入轴垂直弯矩图图4.4输入轴弯矩图(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4.5所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀【11。(a)轴在垂直面内的变形卫、4s(b)(a)轴在垂直面内的变形卫、4s(b)轴在水平面内的变形图4.5分动器轴的变形示意简图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。变速器齿轮在轴上的位置如图4.6所示时，若轴的全挠度为f=f2+f2<0.2mm (4.10)c s轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为f]=0.05〜0.10mm,f1=0.10〜c s0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。由于轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[f]=0.05~0.10mm，c[f]=0.10~0.15mm，齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。满足f<[f]，s c cf<[f]，5<[5]，故满足刚度要求【12。s s3•输出轴的校核输出轴校核方法同输入轴的校核方法。同理得到H面内的弯矩、V面的弯矩分和输出轴转矩分别为：H面内的弯矩：M二2335x91.96二214.727N^mcV面内的弯矩：M=3151x32.3二101.462N・ms输出轴转矩T为：g2T二Txi=184000x2.14=393.76N・mg2emax低将M、M和T代入到(4.5)中，得，c s g2M=：'M2+M2+T2c s g2=€214.7272+101.4622+393.762=459.76N・m所以将M=459.76N・m,d=40mm代入(4.4)中；32Ma二——二73.2MPa<[a]，故符合强度要求。2兀d34.2轴承的选用及校核4.2.1分动器轴承型式的选择轴承的功用主要是支撑轴承及轴上零件，并保持轴的旋转精度，减轻轴与支承之间的摩擦和磨损。轴承分为滚动和滑动轴承两大类。与滑动轴承相比，滚动轴承具有转动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于更换等优点。所以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。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。本设计输入轴及输出轴采用圆锥滚子轴承。齿轮内孔与轴的配合采用滚针轴承。4.2.2轴承的校核1.输入轴轴承30205查《机械设计手册》可知：C=32.2KN,C=37.0KN；r r0Y=1.6,e=0.37；圆锥滚子轴承受力如图4.7。F=■:F2+F2=*23862+14512=2793NrC'HC VCF6923内部轴向力F=「*二 二2163Nsa 2Y2x1.6F=3278aF2793F=Y= =872.8Nsc2Y2x1.6F+F=3278+872.8=4150.8>F=2163NTOC\o"1-5"\h\zaSC SAF=F+F=3278+872.8=4150.8NaAasCF=F=872.8N；ac sc由于F>F及F>F所以只需校合轴承A。rA rC aA acF又因为—=0.599>e=0.37所以X=0.4Y=1.6\o"CurrentDocument"F 1rA当量动载荷： P=f(xF+YF) (4.11)pr a代入得： P=940.2V；r轴承寿命用小时表示比较方便：(4.12)L=竺亠

h60n(4.12)p式中:L 基本额定寿命，h；式中:hf——温度系数，轴承工作温度为100°C时，f=1；tf——载荷系数，无冲击或轻微冲击f=1.0〜1.2；中等冲击f=1.2〜1.8；p p pC——基本额定动载荷，N；P——动载荷，N；8——寿命指数，对于滚子轴承8=3;n 轴的转速，r/min。取f=1，f=1.2，n=6000r\min，8=3代入（4.12）式得：t pL=6.38x104h；h平均车速V=0.6V =102km/h；amax行驶至大修前的总行驶里程S=LV=6.5x106km。ham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：C=54.2kN,C=63.5kN；r 0rY=1.6,e=0.37；F因为e=0.37，故7=0.93>e，所以;X=0.4,Y=1.6F i ir1F―a2=0.81>e，所以X=0.4,Y=1.6；F 2 2r2由公式（4.11）得：P=8270N,P=5408N。12取f=1,f=1.2,n=6°°°=4.11x103r/min,&=3代入（4.12）式得:t p i2L=2.76x104,S=4.19x106km>3.0x105kmh故该轴承满足使用要求。4.2.3轴承的润滑和密封常用的滚动轴承的润滑剂分为润滑脂和润滑油两种。润滑剂的选择可按照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dn<（1.5〜2）x105mmr/min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=1.5x105mmr/min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-40〜100°C。密封圈用皮革、塑料或耐油橡胶制成。4.3本章小结本章主要对进行了轴及轴承的设计与计算，轴的设计与校核与轴承校核这部分是

重点。通过分析，设计出轴的结构，并根据设计出的轴设计出匹配的轴承，达到正确

的装配关系，在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计、使用需要。第5章分动器其他零件及机构的设计5.1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站。5.1.1惯性式同步器的选择惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥片式几种。虽然它们结构不同,但它们都有摩擦原件、锁止原件和弹性原件。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。1、 锁环式同步器的结构如图5.1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，而缺口的尺寸要比滑快宽一个接合齿。2、 锁环式同步器的工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑快和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差△°，致使在锥面上有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑快予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，

使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档哪个力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成换档M。1、4-锁环;1、4-锁环;2-滑块;3--齿轮；6-啮合套座；7-啮合套(5.1(5.1)/ .图5.1锁环式同步器S 7 65.1.2锁环式同步器主要尺寸的确定接近尺寸b，同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时,且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离b,称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.2〜0.3mm。分度尺寸a，滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。滑块转动距离c，滑块在锁环缺口内的转动距离c影响分度尺寸a。滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽度尺寸E之间的关系如下E=d+2c滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系如下

RtC沁—3—(5.2)(5.2)2式中R一滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；1R—接合齿分度圆半径。2滑块端隙51，滑块端隙51系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，同时，啮合套端面与锁环端面之间的间隙为52，要求52>51。若52V51，则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸bV0,此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证b>0,应使52>51，通常取51=0.5mm左右。锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙53，并可称之为后备行程【16。预留后备行程53的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙53逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若锁环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应去53=1.2〜2.0mm。在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.2〜0.5mm。5.1.3主要参数的确定汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰【17。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。1、 同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。实验还证明：螺纹的齿顶宽对f的影响很大，f随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些,可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。通常轴向泄油槽为6〜12个，槽宽3〜4mm【18。2、 锥面半锥角Q摩擦锥面半锥角Q越小，摩擦力矩越大。但Q过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tana>f。一般取a=6。〜8。。a=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在a=7°时就很少出现咬住现象。3、 摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响同步器径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。4、 锥面工作长度b缩短锥面长度b，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积,增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定bMb=m (5.3)2兀dfR2式中p——摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，p=1.0〜1.5MPa；Mm 摩擦力矩；f——摩擦因数；R——摩擦锥面的平均半径。上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。5、 同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度四。乘用车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3〜0.5）,使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥孔表面喷上厚0.07〜0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2〜3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提咼同步环的强度。6、 锁止角P锁止角P选取得正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角0选取的因素，主要有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角a。已有结构的锁止角在26。〜42。范围内变化。7、 同步时间同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴、输出轴的角度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大、贝恫步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取：对乘用车变速器，高档取0.15〜0.30s,低档取0.50〜0.80s；对货车变速器，高档取0.30〜0.80s,低档取1.00〜0.50s。8、 转动惯量的计算换挡过程中依据同步器改变转速的零件，统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮向啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成求出转动惯量值加。5.2分动器操纵机构的设计根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用分动器的操纵机构完成选档和实现换挡或退档到空挡。分动器操纵机构应满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个档位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂断，换挡轻便。用于机械式分动器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换挡或退档到空挡工作，称为手动换挡变速器。521分动器换挡的形式1、 直接操纵手动换挡分动器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在分动器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡分动器，称为直接操纵分动器。这种操纵方案结构最简单，已经得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，格挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求换挡行程相等。2、 远距离操纵手动换挡分动器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在分动杆和拨叉之间布置若干传动件。这种手动换挡分动器,称为远距离操纵手动换挡变速器。这时要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡时手感不明显，并增加了分动杆颤动的可能性。5.2.2分动器换挡形式的选择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摩擦，一般均切断通前桥动力。在越野行驶时，若需低速档动力，则为了防止后桥及中桥超载，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特殊要求：非先接上前桥，不得挂上低速档；非先退出低速档，不得摘下前桥。本次设计为越野车分动器，由于总布置关系，分动器布置在离驾驶室座椅较远的位置，因此，就需要采用远距离操纵。这种机构应有足够的刚度，且各连接件的间隙不能过大，以保证足够的刚度。5.3分