斯巴魯轎車分動(dòng)器設(shè)計(jì)

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1、本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)斯巴魯轎車分動(dòng)器設(shè)計(jì) 黑黑 龍龍 江江 工工 程程 學(xué)學(xué) 院院二一二年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeThe design of Subarus Transfer case Heilongjiang Institute of Technology2012-06Harbin黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)I摘摘要要在多軸驅(qū)動(dòng)的汽車上，為了將輸出的動(dòng)力分配給各驅(qū)動(dòng)橋設(shè)有分動(dòng)器。越野汽車在良好道路行駛時(shí)，為減小功率消耗及傳動(dòng)系機(jī)件和輪胎磨損，一般要切斷通后橋動(dòng)力。在越野行駛時(shí)，根據(jù)需要接合后橋并采用低速檔，增加驅(qū)動(dòng)輪數(shù)和驅(qū)動(dòng)力。分動(dòng)

2、器的功用就是將分動(dòng)器輸出的動(dòng)力分配到各驅(qū)動(dòng)橋，并且進(jìn)一步增大扭矩。分動(dòng)器也是一個(gè)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)，它單獨(dú)固定在車架上，其輸入軸與變速器的輸出軸用萬(wàn)向傳動(dòng)裝置連接，分動(dòng)器的輸出軸有若干根，分別經(jīng)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置與各驅(qū)動(dòng)橋相連。本設(shè)計(jì)基于斯巴魯森林人 2011 款 2.0XSMT 版主要參數(shù)，主要說(shuō)明了越野車三軸式分動(dòng)器的設(shè)計(jì)和計(jì)算過(guò)程，設(shè)計(jì)部分較詳細(xì)的敘述了分動(dòng)器的設(shè)計(jì)過(guò)程，選擇結(jié)構(gòu)方案、主要參數(shù)、齒輪設(shè)計(jì)、軸設(shè)計(jì)。計(jì)算部分分為中心距，傳動(dòng)比的計(jì)算，齒輪和軸的校核。關(guān)鍵詞：分動(dòng)器；校核；高低檔；齒輪傳動(dòng)；設(shè)計(jì)黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)IIABSTRACTIn the multi axle drive

3、vehicles, in order to make the output power is allocated to each drive axle with actuator.Off-road vehicle in good roads, in order to reduce the power consumption and transmission parts and tire wear, the general is to cut off the rear axle power.When driving off-road, according to the needs and use

4、s a low gear engagement after the bridge, to increase the driving wheel and the driving force.thansfer case function is the actuator which distribution the output power to the drive axle, and increase the torque further. thansfer case is also a gear transmission system, which separately fixed on the

5、 vehicle chassis, the input shaft and transmission output shaft is connected by a universal gearing, thansfer case output shaft of a number of roots,by the universal transmission device is connected with the drive axle. The design is based on main parameters of Subaru Forester 2011 2.0XSMT version,

6、mainly to explain the SUVs three shaft type sub-actuator design and calculation process, the design of some of the more detailed description of the sub-actuator design process, select the structure of the program, main parameters, gear design, shaft design.Calculation part consists of center distanc

7、e, transmission ratio, gear and shaft of checking.Key words: Thansfer; Check; High-low-grade; Gear; Design黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)目錄摘要.IABSTRACT.II第 1 章 緒 論.11.1 分動(dòng)器簡(jiǎn)介 .11.2 分動(dòng)器類型 .11.3 分動(dòng)器的構(gòu)造及原理 .21.4 分動(dòng)器發(fā)展 .21.5 設(shè)計(jì)內(nèi)容 .3第 2 章 分動(dòng)器結(jié)構(gòu)的確定及主要參數(shù)的計(jì)算.42.1 設(shè)計(jì)所依據(jù)的主要技術(shù)參數(shù) .42.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 .42.2.1 齒輪形式 .42.2.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)形式 .42.

8、3 擋數(shù)及傳動(dòng)比 .52.4 中心距 A 確定 .62.5 本章小結(jié) .7第 3 章 齒輪的設(shè)計(jì)及校核.83.1 模數(shù)的確定 .83.2 壓力角.83.3 螺旋角的確定 .83.4 齒寬 .93.5 齒頂高系數(shù) .93.6 各檔齒輪齒數(shù)的確定 .93.6.1 低速檔齒輪副齒數(shù)的確定 .93.6.2 對(duì)中心距進(jìn)行修正 .103.6.3 確定其他齒輪的齒數(shù) .10黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)3.7 齒輪的變位 .103.8 齒輪的校核 .123.8.1 計(jì)算扭矩 T 的確定 .123.8.2 輪齒的彎曲應(yīng)力 .143.8.3 輪齒接觸應(yīng)力 .173.9 本章小結(jié) .18第 4 章 軸的設(shè)計(jì)與校核.

9、194.1 軸的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 .194.2 軸的尺寸初選 .194.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算 .204.3.1 軸的受力計(jì)算 .204.3.2 軸的剛度計(jì)算 .204.3.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算 .224.4 軸承的選擇和計(jì)算 .284.5 本章小結(jié) .29第 5 章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(jì).305.1 同步器設(shè)計(jì) .305.1.1 同步器的功用及分類 .305.1.2 慣性式同步器 .305.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 .315.1.4 主要參數(shù)的確定 .325.2 分動(dòng)器箱體 .345.3 本章小結(jié) .34結(jié)論.35參考文獻(xiàn).36致謝.38附錄.39附錄 A 英文科技文獻(xiàn)及譯文 .39

10、附錄 B PRO/E 三維圖 .46黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)1第 1 章 緒 論1.1 分動(dòng)器簡(jiǎn)介分動(dòng)器裝于多橋驅(qū)動(dòng)汽車的變速器后，用于傳遞和分配動(dòng)力至各驅(qū)動(dòng)橋，兼作副變速器之用。常設(shè)兩個(gè)檔，低檔又稱為加力檔。為了不使后驅(qū)動(dòng)橋超載常設(shè)聯(lián)鎖機(jī)構(gòu)，使只有結(jié)合后驅(qū)動(dòng)橋以后才能掛上加力檔，并用于克服汽車在壞路面上和無(wú)路地區(qū)的較大行程阻力及獲得最低穩(wěn)定車速。高檔為直接檔或亦為減速檔。分動(dòng)器的功用就是將變速器輸出的動(dòng)力分配到各驅(qū)動(dòng)橋，并且進(jìn)一步增大扭矩，是 4x4 越野車汽車傳動(dòng)系中不可缺少的傳動(dòng)部件，它的前部與汽車變速箱聯(lián)接，將其輸出的動(dòng)力經(jīng)適當(dāng)變速后同時(shí)傳給汽車的前橋和后橋，此時(shí)汽車全輪驅(qū)動(dòng)，可在

11、冰雪、泥沙和無(wú)路的地區(qū)地面行駛。大多數(shù)分動(dòng)器由于要起到降速增矩的作用而比變速箱的負(fù)荷大，所以分動(dòng)器中的常嚙齒輪均為斜齒輪，軸承也采用圓錐滾子軸承支承。1.2 分動(dòng)器類型(1)分時(shí)四驅(qū)(Parttime 4WD) 這是一種駕駛者可以在兩驅(qū)和四驅(qū)之間手動(dòng)選擇的四輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面情況，通過(guò)接通或斷開分動(dòng)器來(lái)變化兩輪驅(qū)動(dòng)或四輪驅(qū)動(dòng)模式，這也是一般越野車或四驅(qū) SUV 最常見(jiàn)的驅(qū)動(dòng)模式。最顯著的優(yōu)點(diǎn)是可根據(jù)實(shí)際情況來(lái)選取驅(qū)動(dòng)模式，比較經(jīng)濟(jì)。(2)全時(shí)四驅(qū)(Fulltime 4WD)這種傳動(dòng)系統(tǒng)不需要駕駛?cè)诉x擇操作，前后車輪永遠(yuǎn)維持四輪驅(qū)動(dòng)模式，行駛時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩按 50：50 設(shè)定在前后

12、輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時(shí)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時(shí)四驅(qū)系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。但其缺點(diǎn)也很明顯，那就是比較廢油，經(jīng)濟(jì)性不夠好。而且，車輛沒(méi)有任何裝置來(lái)控制輪胎轉(zhuǎn)速的差異，一旦一個(gè)輪胎離開地面，往往會(huì)使車輛停滯在那里，不能前進(jìn)。 (3)適時(shí)驅(qū)動(dòng)(Realtime 4WD)采用適時(shí)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的車輛可以通過(guò)電腦來(lái)控制選擇適合當(dāng)下情況的驅(qū)動(dòng)模式。在正常的路面，車輛一般會(huì)采用后輪驅(qū)動(dòng)的方式。而一旦遇到路面不良或驅(qū)動(dòng)輪打滑的情況，電腦會(huì)自動(dòng)檢測(cè)并立即將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩分配給前排的兩個(gè)車輪，自然切換到 四輪驅(qū)動(dòng)狀態(tài)，免除了駕駛?cè)说呐袛嗪褪謩?dòng)操作，應(yīng)用更加簡(jiǎn)單。不過(guò)

13、，電腦與人腦黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)2相比，反應(yīng)畢竟較慢，而且這樣一來(lái)，也缺少了那種一切盡在掌握的征服感和駕駛樂(lè)趣。1.3 分動(dòng)器的構(gòu)造及原理分動(dòng)器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個(gè)或兩個(gè)以上，通過(guò)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置分別與各驅(qū)動(dòng)橋相連。分動(dòng)器內(nèi)除了具有高低兩檔及相應(yīng)的換檔機(jī)構(gòu)外，還有前橋接合套及相應(yīng)的控制機(jī)構(gòu)。當(dāng)越野車在良好路面上行駛時(shí)，只需前輪驅(qū)動(dòng)，可以用操縱手柄控制后橋接合套，切斷后驅(qū)動(dòng)橋輸出軸的動(dòng)力。 分動(dòng)器的工作要求（1）先接后橋驅(qū)動(dòng)，后掛低速檔；（2）先退出低速檔，再摘下后橋驅(qū)動(dòng)；上述要求可以通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)加以保證。圖 1.1 齒輪傳動(dòng)型分動(dòng)器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖1.4 分動(dòng)器發(fā)展分動(dòng)器已經(jīng)

14、發(fā)展到第五代：第一代的分動(dòng)器基本上為分體結(jié)構(gòu)，直齒輪傳動(dòng)、雙換檔軸操作、鑄鐵殼體；第二代分動(dòng)器雖然也是分體結(jié)構(gòu)，但已改為全斜齒齒輪傳動(dòng)、單換檔軸操作和鋁合金殼體，一定程度上提高了傳動(dòng)效率、簡(jiǎn)便了換檔、降低了噪音與油耗；第三代分動(dòng)器增加了同步器，使多軸驅(qū)動(dòng)車輛具備在行進(jìn)中換檔的功能；第四代分動(dòng)器的重大變化在于采用了聯(lián)體結(jié)構(gòu)以及行星齒輪加鏈傳動(dòng)，從而優(yōu)化了換檔及大大提高了傳動(dòng)效率和性能；第五代分動(dòng)器殼體采用壓鑄鋁合金材料、齒型鏈傳動(dòng)輸出，其低擋位采用行星斜齒輪機(jī)構(gòu)，使其輕便可靠、傳動(dòng)效率高、操縱簡(jiǎn)單、結(jié)構(gòu)緊湊、噪音更低。分動(dòng)器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是前輸出軸傳動(dòng)系統(tǒng)皆采用低噪聲的多排鏈條傳動(dòng)。鏈傳動(dòng)相對(duì)齒輪傳

15、動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)有傳動(dòng)平穩(wěn)、嗓聲小、中心距誤差要求低、軸承負(fù)荷較小及防止共振。分動(dòng)器功能上的特點(diǎn)是轉(zhuǎn)矩容量大、重量輕、傳動(dòng)效率高、噪音小、黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)3換擋輕便準(zhǔn)確，大大改善了多驅(qū)動(dòng)車輛的轉(zhuǎn)矩分配，進(jìn)而提高了整車性能。1.5 設(shè)計(jì)內(nèi)容本次設(shè)計(jì)主要是依據(jù)斯巴魯森林人 2011 款 2.0XSMT 的有關(guān)參數(shù)，通過(guò)分動(dòng)器各部分參數(shù)的選擇和計(jì)算，設(shè)計(jì)出一種基本符合要求的三軸式分時(shí)四驅(qū)分動(dòng)器。本設(shè)計(jì)主要完成下面一些主要工作：1、參數(shù)計(jì)算。包括分動(dòng)器傳動(dòng)比計(jì)算、中心距計(jì)算、齒輪參數(shù)計(jì)算、各擋齒輪齒數(shù)的分配；2、分動(dòng)器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算。分動(dòng)器齒輪幾何尺寸計(jì)算；分動(dòng)器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料選擇；計(jì)算各軸的

16、扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強(qiáng)度計(jì)算及檢驗(yàn)；3、分動(dòng)器軸設(shè)計(jì)計(jì)算。包括各軸直徑及長(zhǎng)度計(jì)算、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、軸的強(qiáng)度計(jì)算4、分動(dòng)器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)選用；5、分動(dòng)器箱體的設(shè)計(jì)。黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)4第 2 章 分動(dòng)器結(jié)構(gòu)的確定及主要參數(shù)的計(jì)算2.1 設(shè)計(jì)所依據(jù)的主要技術(shù)參數(shù)本設(shè)計(jì)是根據(jù)森林人2011款2.0XSMT手動(dòng)豪華版而開展的，設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來(lái)源于此種車型，具體參數(shù)如表2.1所示表 2.1 主要參數(shù)最高轉(zhuǎn)速6000輪胎規(guī)格215/65 R16最高車速185km/h整備質(zhì)量1510kg功率110kw最大功率轉(zhuǎn)速6000r/min發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩198N m最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速4200r/min2.2

17、零部件結(jié)構(gòu)方案分析2.2.1 齒輪形式齒輪分為直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍有復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。分動(dòng)器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。2.2.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)形式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)形式如圖 2-1 所示圖 2.1 分動(dòng)器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)5max2egITrTiGrmax0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgrmaxmax 0rgemgriTi2.3 擋數(shù)及傳動(dòng)比主減速比的計(jì)算： 59. 518575. 0343. 06000377. 0377. 00m

18、ax0iivrnigharp（2.1） 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定傳動(dòng)比: （2.2）為了增強(qiáng)汽車在不好道路的驅(qū)動(dòng)力，目前，四驅(qū)車一般用 2 個(gè)檔位的分動(dòng)器，分為高檔和低檔.本設(shè)計(jì)也采用 2 個(gè)檔位。選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有 (2.3) 則由最大爬坡度要求的分動(dòng)器低檔傳動(dòng)比： (2.4)式中，-汽車總質(zhì)量；m -重力加速度；g -道路最大阻力系數(shù)；max -驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；rr -發(fā)動(dòng)

19、機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；maxeT -主減速比；oi黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)6 -汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率；914. 19 . 059. 5198343. 0)287. 0958. 0018. 0(8 . 91860)sincos(0maxmaxmax1TergiTrfmgi可求得變速器一擋傳動(dòng)比為：914. 11gi根據(jù)滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件，即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： 210maxGriiTtge（2.5）式中，-汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷；2G -路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 =0.50.6766. 39 . 059. 5198343. 06 . 08 .

20、 918600max21TergiTrGi通過(guò)以上計(jì)算可得到 1.9143.766，在本設(shè)計(jì)中，取。1gi7 . 31gi根據(jù)一檔傳動(dòng)比可求得低檔傳動(dòng)比 即 1minmin377, 0gaFDivrni75. 359. 51600445. 0377, 01gFDii根據(jù)設(shè)計(jì)要求確定取， 1 . 2FDi1FGi2.4 中心距 A 確定將中間軸與第二軸之間的距離稱為中心距 A。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)7分動(dòng)器的外形尺寸、體積質(zhì)量大小，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定

21、。分動(dòng)器的軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置分動(dòng)器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過(guò)小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。還有，分動(dòng)器中心取得過(guò)小，會(huì)使分動(dòng)器長(zhǎng)度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距 A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： (2-6)3max1eATKA 式中，-中心距系數(shù)。對(duì)轎車，=8.99.3；對(duì)貨車， =8.69.6AKAKAK-變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩max1eT=1983.70.96=703.296Nmmax1eTmaxeTg

22、gi1故由（2-6）可得出初始中心距 ： mmTKAeA)7 .8215.79(3max1為檢測(cè)方便，圓整中心距 A=81mm2.5 本章小結(jié)本章主要依據(jù)分動(dòng)器的要求確定了齒輪的形式并通過(guò)結(jié)構(gòu)確定了傳動(dòng)的形式。根據(jù)車輛的主要技術(shù)參數(shù)，通過(guò)計(jì)算確定了傳動(dòng)比和中心距，為齒輪的齒數(shù)分配及軸的選取提供了依據(jù)。黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)8第 3 章 齒輪的設(shè)計(jì)及校核各擋位齒輪在分動(dòng)器中的位置安排，考慮到齒輪的受載狀況。承受載荷大的低擋齒輪，安置在離軸承較近的方，以減小鈾的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過(guò)多。分動(dòng)器齒輪主要是因接觸應(yīng)力過(guò)高而造成表面點(diǎn)蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠(yuǎn)處。該處因軸的

23、變形而引起齒輪的偏轉(zhuǎn)角較小，故齒輪的偏載也小。3.1 模數(shù)的確定齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求、載荷等。決定齒輪模數(shù)的因素有很多，其中最主要的是載荷的大小。從加工工藝及維修等觀點(diǎn)考慮，同一齒輪機(jī)械中的齒輪模數(shù)不宜過(guò)多。分動(dòng)器齒輪模數(shù)的范圍如表 3.1表 3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)nm乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/tam車 型1.0V1.61.6V2.56.014.0nm14.0nm 模數(shù)/mmnm2.252.752.753.003.504.504.56.00一系列1.001.251.52.002.503.004.005.

24、006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50所選模數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB/T13571987 的規(guī)定， 。接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。由于工藝上的考慮，同分動(dòng)器中的結(jié)合齒采用同一模數(shù)。其選取的范圍是：轎車及輕、中型貨車為 23.5；重型貨車為 3.55。選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋，所以初選齒輪模數(shù)為 3。3.2 壓力角壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為，所以本設(shè)計(jì)中分動(dòng)器齒輪壓力角取 2020黑龍江工程

25、學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)93.3 螺旋角的確定選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。螺旋角應(yīng)選擇適宜，太小時(shí)發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會(huì)使軸向力過(guò)大。轎車變速器齒輪應(yīng)采用較大螺旋角以提高運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性，降低噪聲。初選嚙合套或同步器取 30；斜齒輪螺旋角 25。3.4 齒寬 齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均勻，因而齒寬不宜太大。通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來(lái)選擇齒寬 b。 （3.1）ncmkb 式中：齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪?。籧k0 . 74 . 4 kc6 . 80 . 7 kc法面模數(shù)。nm齒寬可根據(jù)下列公式初

26、選：直齒輪 b=(4.58.0)m,斜齒輪 b=(7.08.6)mn。綜合各個(gè)齒輪的情況，均為斜齒輪:設(shè)計(jì) b=3(7.08.6)=2125.8， 齒寬均選為 24mm。3.5 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過(guò)齒頂高系數(shù)為 0.750.80 的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)

27、度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1.00的細(xì)高齒。本設(shè)計(jì)取為。01.0f 3.6 各檔齒輪齒數(shù)的確定3.6.1 低速檔齒輪副齒數(shù)的確定在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。齒數(shù)和： （3.2）94.48325cos812cos2zZ21nnmAz黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)10圓整取 Z=49=2.14132FDizzzz根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)值，取=20，則=294z3z通過(guò)比較可以得出 z1=20，z2=29 時(shí)，i低=2.1025，與設(shè)計(jì)要求 2.1 最接近。所以：z1=20，z2=29 3.6.2 對(duì)中心距進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心

28、距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒zz輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，AA故中心距變?yōu)椋?（3.3）mmmmAn098.8125cos2349cos2mZn修正中心距，取 A=81。重新確定螺旋角 ，其精確值應(yīng)為=24.85812493arccos2arccos12AZmnn下面根據(jù)方程組：45. 129201 . 249385.24cos812cos221431243zzizzmAzzFDn確定常嚙合齒輪副齒數(shù)分別為:。2029z43z，重新確定螺旋角 ，其精確值為:85.24812493arccos2cos34AZmarcnn3.6.3 確定其他齒輪的

29、齒數(shù)齒輪 5 為后橋輸出軸齒輪，因此齒輪 5 與前橋輸出軸齒輪 3 各參數(shù)應(yīng)相同。高速檔傳動(dòng)比=1，為直接檔。FGi黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)113.7 齒輪的變位齒輪 1、2 的各參數(shù)： 取模數(shù)=3 螺旋角=24.85 齒寬系數(shù)=8。nmkc分度圓壓力角： cos/tantannt21.88t端面嚙合角： =ttAacoscos,88.21cos81098.81 =21.7,變位系數(shù)之和： nt,t21ntan2invinvzz=-0.0344n查表得05. 01n0844. 02n033. 03098.8181nnmAAy0014. 0033. 00344. 0nnyny分度圓直徑: m

30、mzmdn12.6685.24cos203cos11mmzmdn88.9585.24cos293cos22節(jié)圓直徑： mm12.6649/20812/211nZAzd mm88.9549/29812/222nzAzd齒頂高： =（1+0.05+0.0014）3=3.15mmnnnaamyhh)(1*1 =（1-0.0844+0.0014）3=2.75mmnnnaamyhh)(2*2齒根高： =（1+0.25-0.05）3=3.6mm nnnafmchh)(1*1 =（1+0.25+0.0844）3=4mmnnnafmchh)(2*2全齒高： =6.75111afhhh齒頂圓直徑： =66.12

31、+23.15=72.421112aaddh=95.88+22.75=101.38mm2222aaddh齒根圓直徑: =66.12-23.6=58.92mm 1112ffddh黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)12=95.88-24=87.88mm2222ffddh當(dāng)量齒數(shù)： 11315.39cosnzz22347.44cosnzz由于齒輪 3 與齒輪 2 的壓力角、螺旋角、齒數(shù)都相等，齒輪 4、齒輪 5 與齒輪 2 壓力角、螺旋角、齒數(shù)都相等，所以齒輪 3 與齒輪 2 的參數(shù)相同，齒輪 4、齒輪 5 與齒輪2 的參數(shù)相同。所有齒輪參數(shù)如表 3.2 所示表 3.2 齒輪各參數(shù)數(shù)據(jù)齒輪輸入齒輪 1中間軸

32、齒輪2前橋齒輪 3中間軸齒輪 4后橋齒輪 5齒輪齒數(shù)2029292029螺旋角24.8524.8524.8524.8524.85法面模數(shù)33333壓力角2020202020分度圓直徑66.1295.8895.8866.1295.88齒頂高3.152.752.753.152.75齒根高3.6443.64齒全高6.756.756.756.756.75有效尺寬24242424243.8 齒輪的校核3.8.1 計(jì)算扭矩 T 的確定分動(dòng)器齒輪強(qiáng)度計(jì)算扭矩 T，應(yīng)在比較兩種不同載荷狀況之后，選擇確定。第一種載荷狀況是考慮自變速器傳來(lái)的最大驅(qū)動(dòng)扭矩；1T （3.4）變變iTTmax式中: 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩;m

33、axeT變速器頭檔速比;變i黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)13 變速器效率;變第二種載荷狀況是考慮到保證驅(qū)動(dòng)輪發(fā)出最大附著力矩所需的分動(dòng)器輸入扭矩；2T在高檔時(shí)： 分主后附FG0M2iiT（3.5）式中：后橋驅(qū)動(dòng)時(shí)的最大附著力矩；M后附 =GrM后附 G滿載時(shí)分配到前橋的重量 ； 最大附著系數(shù)，0.50.6； r車輪滾動(dòng)半徑； 主傳動(dòng)比 ；0i 分動(dòng)器高檔傳動(dòng)比；FGi 主傳動(dòng)效率；主 分動(dòng)器效率；分在低檔時(shí)： 分主附FD0M2iiT（3.6）式中：后橋驅(qū)動(dòng)時(shí)的最大附著力矩；M后附 =GrM后附 G滿載時(shí)整車重量 ； 最大附著系數(shù)，0.50.6；黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)14 r車輪滾動(dòng)半徑；

34、 主傳動(dòng)比 ；0i 分動(dòng)器低檔傳動(dòng)比；FDi 主傳動(dòng)效率；主 分動(dòng)器效率；分若 (或)，則說(shuō)明自變速器傳來(lái)的最大驅(qū)動(dòng)扭矩實(shí)際上是不能被利用的，1T2TT2這時(shí)應(yīng)選取 (或)作為計(jì)算扭矩(用于計(jì)算高檔齒輪，用于計(jì)算低檔齒輪)。2TT22TT2由式（3.4）可得1T1T變imN 296.70396. 07 . 3198變由式（3.5）可得2T1860 9.8 0.47 0.6 0.343=365.05N m5.59 2.1 0.9 0.96由式（3.6）可得=T2mN 86.36996. 09 . 01 . 259. 5343. 06 . 08 . 91860所以高速檔時(shí)作為計(jì)算轉(zhuǎn)矩，低速檔時(shí)作為

35、計(jì)算轉(zhuǎn)矩。2TT2黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)153.8.2 輪齒的彎曲應(yīng)力圖 3.1 齒形系數(shù)圖（1）直齒輪彎曲應(yīng)力公式為 (3.7)btyKKFfw1式中：彎曲應(yīng)力(MPa)；w圓周力(N)，；1FdTFg21計(jì)算載荷(Nm)；gT節(jié)圓直徑(mm)；d應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；KK摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)fK力的影響也不同，主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；fKfK齒寬(mm)；b端面齒距(mm)，；tmt模數(shù)；m齒形系數(shù)，如圖 3.1 所示y因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式后得mzd z黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)1

36、6 （3.8）yzKmKKTcfgw32（2）斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為 （3.9）btyKKFw1式中：圓周力()，；1FNdTFg21計(jì)算載荷(Nm)；gT節(jié)圓直徑(mm)，法向模數(shù)(mm)，齒數(shù)，dcoszmdnnmz斜齒輪螺旋角( )；應(yīng)力集中系數(shù)，；K50. 1K齒面寬(mm)；b法向齒距(mm)，；tnmt齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖 4.1 中查得；y3coszzn重合度影響系數(shù)，。K0 . 2K將上述有關(guān)參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為 KyKzmKTCngw3cos2（3.10）對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在 180350MPa 范圍，對(duì)貨車為100250MP

37、a 范圍。當(dāng)掛上低速檔時(shí)傳遞的轉(zhuǎn)矩最大，因此只要校核低速檔時(shí)的彎曲應(yīng)力就可以了。掛上低速檔時(shí)：輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩即為變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩2T中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：2TmNT3 .53620/292輸出軸轉(zhuǎn)矩：3TmNT63.777)2020/(29292低速檔齒輪為斜齒輪，所以應(yīng)用彎曲應(yīng)力公式（3.10）黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)17式中：齒形系數(shù)。由圖 3.1 查得，y155. 01y156. 02y155. 03y156. 04y通過(guò)以上的計(jì)算，把各個(gè)參數(shù)代入公式（3.10）后得：0 . 28155. 032014. 35 . 185.24cos1086.3692cos2331312111KKym

38、zKTCnw=239.43MPa180350MPaKKymzKTCnw2322122cos228156. 032914. 35 . 185.24cos1023.536233=237.90MPa180350MpaKKymzKTCnw3334333cos228156. 032914. 35 . 185.24cos1063.777233=334.96MPa180350MpaKKymzKTCnw4344324cos228156. 032014. 35 . 185.24cos1023.536233=347.48 MPa180350Mpa所以高低速檔的齒輪的彎曲強(qiáng)度均合格。3.8.3 輪齒接觸應(yīng)力 bzj

39、bFE11418. 0（3.11） 式中：輪齒接觸應(yīng)力(MPa)；j齒面上的法向力(N)，為圓周力()，F(xiàn)coscostFF tFN黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)18，為計(jì)算載荷(Nm)，為節(jié)圓直徑(mm)，為節(jié)點(diǎn)處壓力角( )，dTFgt2gTd為齒輪螺旋角( )；齒輪材料的彈性模量(MPa)，MPa；E5101 . 2 E齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)，斜齒輪用代替；bcosb、主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、zbsinzzr，斜齒輪、，、主、從動(dòng)齒輪sinbbr2cossinzzr2cossinbbrzrbr節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在分動(dòng)器輸入軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒

40、輪的許用接觸2maxeT應(yīng)力見(jiàn)表 3.3。表 3.3 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力/MPaj 齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700低檔時(shí)受力分析低檔時(shí)輸入軸受力：NNdTF54.1118712.661086.369223121低檔時(shí)中間軸受力：NNdTF44.1118588.951023.536223222斜齒圓柱齒輪：=3，=20, =29,E=2.1，=66.12mm,=95.88mmMn1Z2Z5101d2d=369.86N，=26.45mmjTT285.24cos/83cos/22bbmm46.2785.24cos

41、/20sin2cos/20sin111drmm83.39cos/20sin2cos/20sin222dr將各參數(shù)代入公式后得黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)1983.39146.27145.26101 . 254.1187418. 011418. 05211121bEFj=977.15MPa同理得：83.39146.27145.26101 . 233.16202418. 011418. 05434143bEFj =1175.93Mp 同理，齒輪 4 與齒輪 5 個(gè)參數(shù)相同，接觸應(yīng)力Mp93.117554j滲碳齒輪的許用應(yīng)力在 13001400 之間，所有接觸應(yīng)力符合要求。3.9 本章小結(jié)本章主要是

42、通過(guò)對(duì)齒輪的基本參數(shù)計(jì)算，確定了齒輪的齒形和齒數(shù)，在齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算過(guò)程中，需要全面考慮，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面關(guān)系，通過(guò)對(duì)齒輪的彎曲應(yīng)力和強(qiáng)度校核，完成了對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)第 4 章 軸的設(shè)計(jì)與校核4.1 軸的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則主要有因疲勞強(qiáng)度不足而產(chǎn)生的疲勞籪裂、因靜強(qiáng)度不足而產(chǎn)生的塑性變形或脆性籪裂、磨損、超過(guò)允許范圍的變形和振動(dòng)等。軸的設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下準(zhǔn)則：黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)20（1）根據(jù)軸的工作條件、生產(chǎn)批量和經(jīng)濟(jì)性原則，選取適合的材料、毛坯形式及熱處理方法。（2）根據(jù)軸的受力情況、軸上零件的安裝位置、配合尺寸及定位方式、軸的加工方法等具體要求，確定軸的合理結(jié)構(gòu)形狀及尺寸

43、，即進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。（3）軸的強(qiáng)度計(jì)算或校核。對(duì)受力大的細(xì)長(zhǎng)軸（如蝸桿軸）和對(duì)剛度要求高的軸，還要進(jìn)行剛度計(jì)算。在對(duì)高速工作下的軸，因有共振危險(xiǎn)，故應(yīng)進(jìn)行振動(dòng)穩(wěn)定性計(jì)算。4.2 軸的尺寸初選分動(dòng)器在工作時(shí)承受著轉(zhuǎn)矩及來(lái)自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會(huì)引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性及壽命。設(shè)計(jì)分動(dòng)器軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對(duì)其剛度影響很大，且軸長(zhǎng)與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。第一軸最小直徑可按下式初選： (4.1)3jTKd 式中，K 為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.04.6；為計(jì)算轉(zhuǎn)矩。jT將各參

44、數(shù)代入公式（4.1）可得：)3369.27(d初選最小直徑 28mm在已經(jīng)確定了中心距 A 后，輸入軸和中間軸中部直徑可以初步確定，d=（0.450.6）A=0.4581mm=（36.4548.6）mm。在草圖設(shè)計(jì)過(guò)程中，將最大直徑確定為如下數(shù)值：輸入軸 dmax=46，中間軸 dmax=40mm，輸出軸 dmax=40mm。4.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算4.3.1 軸的受力計(jì)算輸入軸NNdTFt05.1104212.661005.365223111NdTFr06.442985.24cos12.66100020tan05.3652costan2111黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)21 NdTFa84.51

45、1312.66100085.24tan05.3652tan2111中間軸 NdTFt9 .1118688.9510003 .53622222NdTFr01.433320cos88.95100020tan3 .5362costan2222NdTFa92.518088.95100085.24tan3 .5362tan2222 輸出軸 NdTFt9 .1622088.95100063.77722333 NdTFr34.650685.24cos88.95100020tan63.7772costan2333 NdTFa29.751288.95100085.24tan63.7772tan23334.3.2

46、 軸的剛度計(jì)算對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為 ，可分別用下式計(jì)算：cfsf EILbaFfc3221（4.2） EILbaFfs3222（4.3） EILababF31（4.4）黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)22式中： 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；1F齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ；2F 彈性模量（MPa） ，=2.1105 MPa；EE 慣性矩（mm4） ，

47、對(duì)于實(shí)心軸，；I644dI 軸的直徑（mm） ，花鍵處按平均直徑計(jì)算；d、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm） ；abAB 支座間的距離（mm） 。L軸的全撓度為mm。2 . 022scfff軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。 cf sf齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò) 0.002rad。低檔時(shí)輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=30.5625mm；b=57.25mm；L=87.8125mm；d=66.12mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 00

48、0012. 0cfmm15. 01 . 000065. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 000066. 022scfffrad002. 0000004. 03)(1EILababFr中間軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=25.625mm；b=93.375mm；L=119mm；d=95.88mm，把有關(guān)參數(shù)代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 00001. 0cf黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)23 mm15. 01 . 000019. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 0000

49、215. 022scfff rad002. 000000225. 03)(1EILababFr輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=25.625mm；b=95.625mm；L=121.25mm；d=95.88mm，把有關(guān)參數(shù)代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643 mm10. 005. 0000123. 0cf mm15. 01 . 000031. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 0000334. 022scfffrad002. 000000351. 03)(1EILababFr所以各軸都滿足剛度要求。4.3.3

50、 軸的強(qiáng)度計(jì)算1.輸入軸強(qiáng)度校核：已知：；mm365049NTjNF06.4429r1NF84.51131aNF05.110421 t=30.5625mm；=57.25mm；L=87.8125mm；d=66.12mm1L2L1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩HARHBRHCM+=HARHBR1 tF21LRLRHBHA由以上兩式可得=7189.94N，=3843.11N，=220017.60N.mmHARHBRHCM黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)24RVARHBRHARVBFa1Fr1Ft1RHAFt1RHBL2L1=30.56LRVARVBFr9MMHc=220017.6NmmMvc 左=73809

51、.66NmmMvc 右=115302.65NmmTj=365049NmmM=376376.02Nmm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩VARVBRVCM+=VARVBR1rF黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)25LRdFLFVBar11121 由以上兩式可得=2415.04N，=2014.02N，=73809.66N.mm，VARVBR左VCM=115302.65N.mm右VCM222213223650496 . 065.1153026 .220017TMMMVH右=376376.02N.mm a400Pa06.1423014. 302.37637632323331MPMdM2.中間軸強(qiáng)度校核：；mm53

52、63002NT NF92.51802aNF9 .111862t；NF01.43332rNF9 .16220t34NF34.650634r； ；mm88.95d2mm36d mm12.66d4；mm375.27L1mm66L2mm625.25L3119mmL 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、HARHBRHCMHDM+=HARHBR2tF34tF+12LFt2134LLFLRtHB由以上兩式可得=-383.02N，=4650.98N，=-10485.17N.mm，HARHBRHCM=129181.36N.mmHDM2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、VARVBRVCMVDM+=+VARVBR2rF34rF

53、LRLLFdFLFVBrar2134221221黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)26Fr2Fr34RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft34RHAFt34CDMFr34RVBRVAL3129181.36Nmm10485.17Nmm153281.83Nmm132977.35Nmm164525.46Nmm536300Nmm由以上兩式可得=4857.62N，=5981.73N，=132977.35N.mm，VARVBR左VCM=153281.83N.mm，=164525.46N.mm右VCMVDM黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)27按第三強(qiáng)度理論得：mmNTMMMHC46.44

54、29175363006 . 017.1048583.1532812222222vcC右mmNTMMMHDVDD73.4651095363006 . 036.12918146.164525222222 a400Pa74.963614. 346.44291732323331MPMdMC a400Pa59.1013614. 373.46510932323331MPMdMD3.輸出軸強(qiáng)度校核；mm77763031NTNF29.75123aNF9 .162203t；NF34.65063rmm88.95d5mm125.85L1mm625.25L2mm75.110L 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩HARHBR

55、HCM+=HARHBR9tF21LRLRHBHA由以上兩式可得=1505.42N，=5000.92N，=128148.88N.mmHARHBRHCM2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩VARVBRVCM+=VARVBR3rFLRdFLFVBar531321由以上兩式可得=-1746.4N，=8252.74N，=148662.3N.mm，VARVBR左VCM=211476.46N.mm右VCM按第三強(qiáng)度理論得：mmNTMMMVH39.6511297776306 . 046.21147688.12814822221322右 a400Pa23.1423614. 339.65112932323331MPMdM

56、黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)28RVARHBRHARVBFa3Fr3Ft3RHAFt3RHBL2L1LRVARVBFr9MMHc=128148.88NmmMvc 左=148662.3NmmMvc 右=211476.46NmmTj=777630NmmM=651129.39Nmm黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)294.4 軸承的選擇和計(jì)算分動(dòng)器的軸經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)，常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸承等。軸承的選用受到結(jié)構(gòu)的限制，并隨所承受載荷的特點(diǎn)不同而不同，在此設(shè)計(jì)中選用圓錐滾子軸承裝于殼體上，軸承的直徑根據(jù)根據(jù)分動(dòng)器中心距和軸的直徑確定，保證殼體后壁兩軸承孔之間

57、的距離不小于 6mm。軸承的實(shí)際的載荷條件常與確定基本額定動(dòng)載荷時(shí)不同。在進(jìn)行軸承壽命計(jì)算時(shí)，必須將實(shí)際載荷轉(zhuǎn)換為與確定基本額定動(dòng)載荷時(shí)的載荷條件相一致的假想載荷，在其作用下的軸承壽命與其實(shí)際載荷作用下的相同，這一假想載荷成為當(dāng)量動(dòng)載荷，用 P表示，因此，軸承的壽命計(jì)算必須想求出當(dāng)量動(dòng)載荷。由于分動(dòng)器上軸承既承受軸向力又承受軸向力，所以選圓錐滾子軸承較合適。輸入軸軸承：初選型號(hào) 31306；59.0rCKN63orCKN0.7Y 0.37e 。15.3o當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算公式為 (5.5)arPYFXFfP式中：，徑向、軸向載荷系數(shù)，可由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查出； XY考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對(duì)汽車

58、來(lái)說(shuō)，取1.21.8，在此取pfpf=1.2。 pf22.51137 . 006.44294 . 02 . 1arPYFXFfP =6421.05N對(duì)汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬(wàn) Km，貨車和大客車 25 萬(wàn) Km。則軸承的使用預(yù)期使用壽命可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程 S 來(lái)計(jì)算。amv (5.6)amhvSL式中的汽車平均車速可取。max6 . 0aamvv 所以軸承失效前汽車行駛的時(shí)間為hamhvSL7 .27021856 . 0300000黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)30而軸承壽命的計(jì)算公式為： pCnLrh60106（4.7）式中：壽命系數(shù)，對(duì)圓錐滾子軸承，；310

59、軸承轉(zhuǎn)速。n將參數(shù)代入公式（4.7）后得：3106605.642152500600060106010pCnLh =3058.73hhL軸承的使用壽命符合要求。4.5 本章小結(jié)本章通過(guò)對(duì)分動(dòng)器結(jié)構(gòu)的分析，設(shè)計(jì)出軸的結(jié)構(gòu)，并針對(duì)設(shè)計(jì)出的軸選擇了匹配的軸承，達(dá)到正確的裝配關(guān)系，在滿足裝配關(guān)系的條件下還要對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度的校核，以滿足設(shè)計(jì)、使用需要。黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)31第 5 章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(jì)5.1 同步器設(shè)計(jì)5.1.1 同步器的功用及分類目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到同步狀態(tài)。同步器有常壓

60、式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點(diǎn)，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件?？紤]到本設(shè)計(jì)為轎車變速器，故選用鎖環(huán)式同步器。5.1.2 慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時(shí)，在兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求。1、鎖環(huán)式同步器（1）鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)如圖 5.1 所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán) 1 或 4

61、 和齒輪 5 或 8 凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán) 1 或 4 上的齒和做在嚙合套7 上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來(lái)?yè)Q檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個(gè)接合齒。（2）鎖環(huán)式同步器工作原理?yè)Q檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)滑塊和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)w一個(gè)角度，并由滑塊予以確定。接下來(lái)，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的

62、鎖止面接觸（圖6.2a） ，使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器處于鎖止?fàn)顟B(tài)。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過(guò)程結(jié)束。之后，摩擦力矩隨之消黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)32失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5.2b） ，完成同步換檔。1、4-鎖環(huán)（同步環(huán)） 2-滑塊 3-彈簧圈 5、8-齒輪 6-嚙合套座 7-嚙合套圖 5.1 鎖環(huán)式同步器(a) 同步器鎖止位置 (b) 同步器換檔位置1-鎖環(huán) 2-

63、嚙合套 3-嚙合套上的接合套 4-滑塊圖 5.2 鎖環(huán)式同步器的工作原理鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會(huì)因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。5.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定1、接近尺寸b同步器換檔第一階段中間，在摩擦錐環(huán)側(cè)面壓在摩擦錐盤側(cè)邊的同時(shí)，且嚙合套相對(duì)鎖銷作軸向移動(dòng)前，滑動(dòng)齒套接合齒與錐環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為b黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)33接近尺寸。尺寸應(yīng)大于零，取=0.20.3mm。本設(shè)計(jì)取為 0.2mm。bb2、分度尺寸a鎖銷中部倒角與銷孔的倒角互相抵觸時(shí)，滑

64、動(dòng)齒套接合齒與摩擦錐環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應(yīng)等于 1/4 接合齒齒距。尺寸和是保證同步aaab器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制。3、鎖銷端隙 1鎖銷端隙系指鎖銷端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙，同時(shí)，滑動(dòng)齒套端面與摩1擦錐環(huán)端面之間的間隙為，要求。若，則換檔時(shí)，在摩擦錐面尚未接22121觸時(shí)，滑動(dòng)齒套接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸0，此刻因摩擦錐環(huán)b浮動(dòng)，摩擦面處無(wú)摩擦力矩作用，致使同步器失去鎖止作用。為保證0，應(yīng)使b2，通常取=0.5mm 左右。11摩擦錐環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙，并可稱之為后備行程。3預(yù)留后備行程的原因是摩擦錐環(huán)的摩擦錐面會(huì)因摩

65、擦而磨損，在換檔時(shí)，摩擦3錐環(huán)要向齒輪方向增加少量移動(dòng)。隨著磨損的增加，這種移動(dòng)量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會(huì)在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦3力矩。而此刻，若摩擦錐環(huán)上的摩擦錐面還未達(dá)到許用磨損的范圍，同步器也會(huì)因失去摩擦力矩而不能實(shí)現(xiàn)摩擦錐環(huán)等零件與齒輪同步后換檔，故屬于因設(shè)計(jì)不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)取=1.22.0mm，取為 1.6mm。在空檔位置，摩擦錐環(huán)錐面的3軸向間隙應(yīng)保持在 0.20.5mm。5.1.4 主要參數(shù)的確定1、摩擦因數(shù)f汽車在行駛過(guò)程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的

66、條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計(jì)工作帶來(lái)困難。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤(rùn)滑油種類和溫度黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)34等因數(shù)有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對(duì)錐面的表面粗糙度要求較高，用來(lái)保證在使用過(guò)程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)取為 0.1。f摩擦因數(shù)對(duì)換檔齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，f則換檔省力或縮短同步時(shí)間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來(lái)保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。2、同步環(huán)主要尺寸的確定（1）錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過(guò)小則摩擦