獅跑轎車分動器設計【SUV汽車兩軸式分時分動器】【含10張CAD圖紙】

獅跑轎車分動器設計【SUV汽車兩軸式分時分動器】【含10張CAD圖紙】,SUV汽車兩軸式分時分動器,含10張CAD圖紙,轎車,分動器,設計,SUV,汽車,兩軸式分,時分,10,CAD,圖紙 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 隨著科技的進步和人們生活水平的提高，人們對汽車的認識已不再是簡單的代步工具。近年來功能強大的SUV越來越受到關注。在SUV車上都設有分動器。分動器的功用是將變速器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩。它是一齒輪傳動系統(tǒng)，其輸入軸直接或通過萬向傳動裝置與變速器的第二軸相聯(lián)，輸出軸則有若干，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅動橋連接。 本設計主要說明了兩軸式分時分動器的設計和計算過程，較詳細的敘述了分動器的設計過程，選擇結構方案、主要參數(shù)、齒輪設計、軸設計。計算部分分為中心距，傳動比的計算，齒輪和軸的校核。根據(jù)獅跑轎車車型，結合上述參數(shù)，再結合汽車理論、汽車設計、機械設計等相關知識，計算出相關的分動器參數(shù)并論證設計的合理性。最終，用AutoCAD軟件完成分動器二維裝配圖和零件圖的繪制，并進行裝配。 關鍵詞：獅跑；分動器；分時；齒輪；設計 ABSTRACT With the progress of science and technology and the increase of people's living standard, people know about cars is no longer simple transport. In recent years powerful SUV more and more attention to. On suvs have thansfer car. Thansfer function is the output power distribution will transmission to each, and further increase torque drive axle. It is a gear transmission system, its input shaft directly or through universal transmission device and transmission of the second shaft, output shaft is associated with several by universal respectively, with each drive transmission device connected. This design mainly demonstrates that the two shaft type thansfer, the design and calculating process, design part describes in detail the design process, choose thansfer structure scheme, main parameters and gear design, axle design. The computation part into center distance of transmission ratio, and gear axis calculation dynamicrigidity. According to the lion run cars, combined with the parameters of vehicles, combine car design, automobile theory, mechanical design and related knowledge, compute related thansfer parameters and demonstrates the rationality of the design. Eventually, using AutoCAD software thansfer 2d drawings and component drawing, and the assembly. Key words: Sportage；Sub-actuator; Timeshare ; Gear; Design II 目　　錄 摘要 ………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract……………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論……………………………………………………………………………1 1.1分動器概述………………………………………………………………………1 1.2 課題研究的現(xiàn)狀及意義 ………………………………………………………… 2 1.2.1 課題研究的現(xiàn)狀 ………………………………………………………… 2 1.2.2 課題研究的意義 ………………………………………………………… 3 1.3 設計完成的主要內容 …………………………………………………………… 3 第2章 分動器設計的總體方案……………………………………………………4 2.1 設計依據(jù) …………………………………………………………………………4 2.2零部件結構方案分析 …………………………………………………………5 2.2.1 齒輪形式……………………………………………………………………5 2.2.2 傳動機構形式 ……………………………………………………………5 2.3分動器基本參數(shù)的確定……………………………………………………………5 2.3.1 傳動比的確定………………………………………………………………5 2.3.2 分動器中心距的確定………………………………………………………7 2.4 本章小結 ………………………………………………………………………… 8 第3章 分動器齒輪的設計……………………………………………………………9 3.1 齒輪的參數(shù)…………………………………………………………………9 3.1.2模數(shù)m……………………………………………………………………9 3.1.2壓力角及螺旋角……………………………………………………9 3.1.3尺寬b……………………………………………………………………9 3.1.4各擋齒輪齒數(shù)的分配……………………………………………………10 3.2 齒輪強度計算…………………………………………………………………… 12 3.2.1 齒輪損壞的原因及形式…………………………………………………12 3.3分動器齒輪材料的選擇…………………………………………………………14 3.3.1齒輪材料的選擇原則……………………………………………………14 3.3.2 齒輪材料的選擇…………………………………………………………15 3.4本章小結………………………………………………………………………15 第4章 分動器軸及軸承的設計 …………………………………………16 4.1 軸的設計與校核……………………………………………………………16 4.1.1 軸的損壞形式及設計準則 ………………………………………………16 4.1.2 軸的結構設計 ……………………………………………………………16 4.1.3 軸的校核…………………………………………………………………17 4.2 軸承的選用及校核……………………………………………………………22 4.2.1分動器軸承型式的選擇………………………………………………22 4.2.2 軸承的校核………………………………………………………………22 4.2.3軸承的潤滑和密封………………………………………………………24 4.3本章小結………………………………………………………………………24 第 5 章 分動器其他零件及機構的設計 ………………………………………25 5.1 同步器的設計及計算……………………………………………………………25 5.1.1 慣性同步器選擇 …………………………………………………………25 5.1.2 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 …………………………………………26 5.1.3 主要參數(shù)的確定 …………………………………………………………27 5.2 分動器操縱機構的設計 ……………………………………………………… 29 5.2.1分動器換擋的形式………………………………………………………30 5.2.2 分動器換擋形式的選擇…………………………………………………30 5.3分動器箱體的設計……………………………………………………………… 30 5.3.1 機箱的種類………………………………………………………………30 5.3.2材料的選擇………………………………………………………………30 5.3.3 箱體的基本參數(shù) …………………………………………………………31 5.4本章小結 …………………………………………………………………………31 結論 ………………………………………………………………………………………32 參考文獻 ……………………………………………………………………………… 33 致謝 ………………………………………………………………………………………34 附錄 ………………………………………………………………………………………35 第1章 緒　　論 1.1 分動器的概述 在多軸驅動的汽車上，為了將輸出的動力分配給各驅動橋設有分動器。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩。分動器裝于多橋驅動汽車的變速器后，兼作副變速器之用。分動器一般都設有高低檔，以進一步擴大在困難地區(qū)行駛時的傳動比及排擋數(shù)目。低檔常被稱為是加力檔。為了不使后驅動橋超載常設聯(lián)鎖機構，使只有結合前驅動橋以后才能掛上加力檔，并用于克服汽車在壞路面上和無路地區(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。當分動器掛入低速檔時，其輸出轉距較大。為避免中后橋超載，前橋必須參加驅動，分擔一部分載荷。因此分動器操縱機構必須保證：非先接上前橋，不得掛入低速檔；非先退出低速檔，不得摘下前橋。裝有分動器的汽車，當全部車輪驅動行駛于不平路面或彎道上，或前后驅動輪由于輪胎磨損而半徑不等的情況行駛時，將引起發(fā)動機功率消耗、輪胎或傳動系零件磨損。為克服這一缺點，將轉矩大體根據(jù)軸荷比例分配給各驅動橋，有些分動器還裝有帶差速鎖的非對稱行星齒輪軸間差速器。由于大多數(shù)分動器由于要起到降速增矩的作用而比變速箱的負荷大，所以分動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。 伴隨著科技的進步，分動器的結構形式千變萬化。目前，人們把分動器一般分為以下三種形式： （1）全時四驅 全時四驅指的是車輛在整個行駛過程中一直保持四輪驅動的模式，內有三個差速器：除了前后軸各有一個差速器外，在前后驅動軸之間還有一個中央差速器。這使全時四驅避免了半時四驅的固有問題：汽車在轉向時，前后輪的轉速差會被中央差速器吸收。但到了冰雪、沼澤地就必須把中央差速器鎖上；回到不滑的硬路，馬上要把中央差速器鎖解開。這種驅動模式擁有較好的越野性和操控性能，但它不能根據(jù)路面情況做出扭矩分配的調整。全時驅動系統(tǒng)具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時四驅系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。 （2）分時四驅 分時四驅是由駕駛者手動切換的驅動模式，通過接通或斷開分動器來選擇兩輪驅動或四輪驅動模式。它與全時驅動的不同點還在于在分動器內沒有設計中央差速器，導致不能在硬地面上使用四驅，特別是在彎道上不能順利轉彎。這是因為由于在分動器內沒有中央差速器，而無法把前后軸的轉速調整所致。汽車轉向時，前輪轉彎半徑比同側的后輪要大，因此前輪的轉速要比后輪快，以至四個車輪走的路線完全不一樣，所以分時四驅只可以在車輪打滑時才掛上四驅，一回到摩擦力大的鋪裝路面應馬上改回兩驅。 （3）適時驅動 最后一種適時四驅是最近幾年才發(fā)展起來的，它是由電腦芯片控制兩驅與四驅的切換。該系統(tǒng)的特點在于它繼承了全時四驅與分時四驅優(yōu)點的同時又彌補了它們的不足。它能自行識別駕駛環(huán)境，根據(jù)駕駛環(huán)境的變化控制兩驅與四驅兩種模式的切換。在顛簸、多坡多彎等附著力低的路面，車輛自動設定為四輪驅動模式，而在城市路面等較平坦的路況上，車輛會自行切換為兩輪驅動。 1.2 課題研究的現(xiàn)狀及意義 1.2.1 課題研究的現(xiàn)狀 隨著汽車產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展，我國已逐步從汽車消費大國演變?yōu)槠嚿a(chǎn)大國。汽車市場上以產(chǎn)品主導消費的時代已經(jīng)一去不復返。當前汽車市場已經(jīng)步入了一個以私人購車為主導、以個性化需求為主體的買方市場。這個市場不僅在當前，就是在今后也將是推動汽車市場發(fā)展的決定性力量，私人購車已進入了爆發(fā)性增長階段。科技的高速發(fā)展讓人們對于汽車的認識已不再是簡單的代步工具。近年來功能強大的SUV越來越受關注。SUV不僅要具有舒適性，更要具有高的通過性，能夠在各種路況中表現(xiàn)突出。特別是近十幾年來人們對多軸驅動車輛越來越多的關注。不同的車輛使用的分動器各不相同，不同的廠家生產(chǎn)的分動器也各不相同。在民用上，多軸驅動車輛是指越野車和重型載貨車等；在軍用上，多軸驅動車輛是指軍用越野車、輪式戰(zhàn)車、裝甲運輸車、坦克裝甲車等絕大多數(shù)軍車。隨著交通條件和道路條件的不斷改善，民用越野車其性能卓越，被一些追求時尚、熱衷享受的人們所追逐，把其認為是一種人類征服大自然的體現(xiàn)。所以目前多軸驅動車輛的民用形式主要為“舒適且充滿樂趣”的越野車。 美國作為汽車工業(yè)的強國，軍用車輛的機械化和電子化起步較早，其發(fā)展已經(jīng)趨于完善。在經(jīng)歷了不同的發(fā)展階段后，多軸驅動車輛設計技術在歐美等國家已經(jīng)達到較高的水平，進而分動器的研發(fā)和設計進入了一個新的領域。 中國作為發(fā)展中的國家，對先進技術的渴求越來越強烈。但是由于國際環(huán)境原因，能引進的已經(jīng)掌握，而尖端技術由于國外的保密限制卻無法獲得。在這種情況下，自主研發(fā)是我國進一步發(fā)展軍用車輛的唯一途徑。在當今復雜的國際環(huán)境下，一場世界新軍事革命正在發(fā)生，中國要跟上歐美軍事大國的步伐就必須奮起直追，大力發(fā)展自主創(chuàng)新的軍事技術。同樣，對軍用車輛技術也要求進一步的創(chuàng)新發(fā)展。分動器作為多軸驅動車輛傳動系統(tǒng)的核心之一，要求其性能有進一步的提高。 1.2.2 課題研究的意義 根據(jù)所給的參數(shù)設計出基本結構和轉矩分配比合理，傳動性能和散熱性能較好的全時四驅分動器，并對其進行檢測。同時在設計的過程中可以詳細了解到它的功用，并掌握齒輪和軸設計方法，以及正確運用國家標準和技術語言闡述理論和技術問題。通過綜合運用所學知識和技能去分析和解決本專業(yè)范圍內的工程技術問題；建立正確的設計思想；掌握工程設計的一般程序和方法。通過畢業(yè)設計的進行工程實踐能力的綜合訓練，使我們走上工作崗位時基本具備應用技術解決工程實際問題的能力。現(xiàn)代多軸驅動車輛（如越野汽車）越來越受到人們的歡迎，使之得到廣泛的普及。而分動器是多軸驅動車輛傳動系統(tǒng)中的關鍵部件，其質量和性能直接影響到傳動效果和整車的動力性能。這不僅僅體現(xiàn)在民用車上，更重要的是要應用到軍事領域。所以要使多軸驅動車輛有較強的綜合性能就要對其匹配傳動性能好的分動器。 1.3設計完成的主要內容 1、了解汽車分動器的研究現(xiàn)狀； 2、分動器結構方案的設計： 3、確定主要零部件（齒輪、軸等）主要設計參數(shù)，并對關鍵部位進行校核； 4、其他零部件結構設計； 5、使用AutoCAD完成工程圖紙； 6、撰寫設計說明書。 第2章 分動器設計的總體方案 分動器的功用就是將分動器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩。分動器也是一個齒輪傳動系統(tǒng)，它單獨固定在車架上，其輸入軸與分動器的輸出軸用萬向傳動裝置連接，分動器的輸出軸有若干根，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅動橋相連。汽車全輪驅動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。 由于現(xiàn)代車輛發(fā)動機輸出的轉矩比較大，即使在高速運轉時仍可輸出較大的轉矩，加上變速箱的傳動比變化范圍較大，能夠很好地滿足車輛的使用要求，因此，依據(jù)越野車的的主要技術指標、發(fā)動機功率、轉速和車輛行駛條件，來確定分動器的結構型式的選擇、設計參數(shù)的選取及各大零部件的設計計算。 2.1 設計依據(jù) 本設計是根據(jù)KIA獅跑2.0L手動四驅越野車二軸式分動器而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型。分動器的主要參數(shù)（中心距、齒輪模數(shù)、軸徑等）選擇可按照變速器的參數(shù)選擇計算公式進行。具體基本性能參數(shù)如表2.1。 表2.1 基本設計參數(shù) 項 目 參 數(shù) 最高時速 171km/h 輪胎型號 235/60 R16 發(fā)動機型號 G4GC 最大扭矩 184nm/4500r 最大功率 105kw/6000r 最高轉速 6000r/min 整車整備質量 1481kg 總質量 2020kg 最小輸入轉速 900r/min 最小穩(wěn)定車速 4km/h 長/寬/高尺寸 4350/1840/1730mm 2.2 零部件結構方案分析 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、嚙合重合度高、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。分動器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。 2.2.2 傳動機構形式 分動器的設計類比于變速器和減速器的設計，兼起副變速器的作用。其功用是將變速器輸出的動力分配到各驅動橋。為了增強汽車在不好道路的驅動力，目前，四驅車一般用2個檔位的分動器，分為高檔和低檔，本設計也采用2個檔位，并設計為兩軸式。 2.3 分動器基本參數(shù)的確定 2.3.1 傳動比的確定 1.確定主減速器傳動比 滾動阻力系數(shù)： （2.1）式中：——良好瀝青或混凝土路面為0.014 ——最高車速 = =0.035 車輪半徑： mm （2.2） 根據(jù)： （2.3） 式中：——最高車速 171km/h； ——發(fā)動機最大功率下的轉速 6000r/min； ——變速器最高擋傳動比 1.0； ——變速器主減速比。 =0.377 =3.62 2.確定分動器傳動比 汽車爬陡坡時由于車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。 故有：，則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比為[1]： （2.4）式中：m——汽車整備質量，1481kg； g——重力加速度，9.8； ——道路最大阻力系數(shù)，為一般瀝青或混凝土路面滾動阻力系數(shù)和最大爬坡度，所以為0.329； ——驅動車輪滾動半徑，273.7mm； ——傳遞最大轉矩，184N·m； ——主減速比，3.62； ——汽車傳動系的傳動效率，選為0.98。 =2.00 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件，求得變速器一擋傳動比為： （2.5） 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋給地面的載荷； ——道路的附著系數(shù)，計算時取=0.5~0.6，故選為0.5； ——驅動車輪滾動半徑，273.7mm； ——傳遞最大轉矩，184N·m； ——主減速比，3.62； ——汽車傳動系的傳動效率，選為0.98。 綜上所述， 本設計中，取。 根據(jù)一檔傳動比可求得低檔傳動比，即： （2.6） 式中：——分動器低擋傳動比； ——發(fā)動機最低穩(wěn)定轉速，900 r/min； ——驅動車輪滾動半徑，273.7mm； ——主減速比，3.62； ——汽車的最低穩(wěn)定車速，4 km/h。 = =2.14 按等比級數(shù)： 2.3.2 分動器中心距的確定 因為分動器的設計類比于變速器的設計。所以對于分動器中心距的確定可參考變速器中心距的計算方法，初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算： A= （2.7） 式中：——中心距系數(shù)，乘用車：=8.9~9.3，本設計中??； ——傳遞最大轉矩，184 N·m； ——分動器低擋傳動比，2.14； ——變速器傳動效率，取98%。 A= = 故本設計中初選A=66mm。 2.4本章小結 本章主要按照獅跑轎車分動器的要求，初步確定了齒輪的形式并通過結構確定了傳動的形式。通過分析獅跑發(fā)動機、底盤參數(shù)，對分動器的包括擋位，高低擋傳動比和中心距的進行了確定。基本參數(shù)的確定有便于其他零部件的設計選用，為下一步的設計計算奠定基礎。 第3章 分動器齒輪的設計 對于分動器齒輪的設計，主要是對齒輪的參數(shù)的選擇。并且要考慮到齒輪在分動器中的位置安排。為了減少軸的變形，應使承受載荷大的低檔齒輪要安裝在離軸承較進的地方，高檔齒輪應安裝在離兩支撐較遠處。 3.1 齒輪的參數(shù) 3.1.1模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。對于乘用車為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，取m=3mm。 3.1.2壓力角及螺旋角 理論上講，對于乘用車為加大重合度降低噪聲，應盡量選取小些的壓力角。例如，、、等。對于商用車，應盡量選取大些的壓力角，這樣可以提高齒輪承載能力。按照國家規(guī)定的標準壓力角為，所以分動器齒輪普遍采用的壓力角為。 選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15°～25°為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。但螺旋角太大，會使軸向力及軸承載荷過大。分動器斜齒輪的螺旋角的選擇可參考乘用車變速器齒輪螺旋角的選擇。 乘用車兩軸式變速器為20°~25°，故選分動器齒輪螺旋角。 3.1.3齒寬 齒寬的選擇既要保證分動器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求。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。 通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b，，其中為齒寬系數(shù)。 直齒輪取，斜齒輪取。故選分動器齒輪齒寬b=7.53=22.5mm。 3.1.4各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。分配齒數(shù)時應注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 （1）確定低擋齒輪的齒數(shù) 由于低擋采用斜齒輪傳動， 所以齒數(shù)和= 取=13 =29 （2）對中心距進行修正 由于在計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的重新計算中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 校核中心距： （3.1） = =67.053mm 取中心距=67mm 修正螺旋角： =0.94 故，修正后得 （3）對抵擋齒輪進行變位： 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。 由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒數(shù)副采用標準齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。對斜齒輪傳動，還可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 端面嚙合角， 其中端面壓力角， 得。 （3.2） 故總變位系數(shù) （3.3） = =-0.31 故 ，== 端面中心距變動系數(shù) 其中端面模數(shù)， 得 （3.4） 端面齒頂高變動系數(shù) 兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合。 低擋齒輪參數(shù)如表如表3.1。 表3.1 低擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 當量齒數(shù) 2 分度圓直徑 41.509mm mm 3 齒頂高 =3.26mm 1.63mm 4 齒根高 =3.43mm =5.06mm 5 全齒高 mm 6.69mm 6 齒頂圓直徑 =48.03mm =95.86mm 7 齒根圓直徑 =34.646mm =82.477mm 注1：端面齒頂高系數(shù) 注2：徑向間隙系數(shù) 。 （4）確定高擋的齒數(shù) 由于=1.46，=42故取=17，=25 高擋齒輪參數(shù)如表3.2。 表3.2 高擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 當量齒數(shù) 2 分度圓直徑 =54.281mm mm 3 齒頂高 3mm 3mm 4 齒根高 3.75mm 3.75mm 5 全齒高 6.75mm =6.75mm 6 齒頂圓直徑 =60.281mm =85.825mm 7 齒根圓直徑 =46.781mm =72.325mm 3.2 齒輪強度計算 3.2.1齒輪損壞的原因和形式 齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應力，過渡轉角處又有應力集中，故當齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應力超過材料的許用應力時，輪齒就會斷裂。 分動器齒輪的損壞形式主要有以下幾種：輪齒折斷、齒面點蝕（齒面疲勞剝落）、齒面磨損以及齒面膠合。當輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在分動器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些[3]。分動器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 當輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在分動器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些[3]。分動器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。 1.輪齒彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應力 （3.5） 式中：——計算載荷（N·mm）； ——應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； ——齒寬系數(shù)； y——齒形系數(shù)。 （2）斜齒輪彎曲應力 （3.6） 式中：——計算載荷（N·mm）； ——斜齒輪螺旋角； ——應力集中系數(shù)，可近似取=1.50； Z——齒數(shù)； ——法向模數(shù)（mm）； y——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； ——齒寬系數(shù)； ——重合度影響系數(shù)，=2.0。 低檔齒輪1，查圖得y=0.125 =313.76MPa 低檔齒輪2，查圖得y=0.120 =146.51MPa 高檔齒輪3，查圖得y=0.126 =238MPa 高檔齒輪4，查圖得y=0.140 =145.67MPa 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙和齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~350Mpa范圍，所有斜齒輪滿足<[]，故彎曲強度足夠。 2.輪齒接觸應力計算 （3.7） 式中：——輪齒的接觸應力（Mpa）； F——齒面上的法向力（N）， ； ——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； d——節(jié)圓直徑（mm）； ——節(jié)點處壓力角； ——齒輪螺旋角； E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=； b——齒輪接觸的實際寬度（mm）； 、——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；、為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。 將上述有關參數(shù)代入式（3.7），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，得出： 低擋接觸應力； 高擋接觸應力； 對于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應力[]，一擋和倒擋[]=1900~2000Mpa，常嚙合齒輪和高擋[]=1300~1400Mpa。故所有齒輪滿足<[]，接觸強度足夠 3.3 分動器齒輪材料的選擇 3.3.1齒輪材料的選擇原則 分動器齒輪的材料的選擇參考變速器齒輪材料的選擇，應參考以下幾種要求： 1.滿足工作條件的要求 在不同的工作條件，對于齒輪傳動要求是不一樣的。故對齒輪材料亦有不同的要求。例如，用于飛行器上的齒輪，要滿足質量輕、傳動功率達和可靠性高的要求。家用及辦公用的機械的功率很小，但要求傳動平穩(wěn)、低噪聲或無噪聲、以及能再少潤滑貨物潤滑狀態(tài)下正常工作。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2.應考慮齒輪尺寸的大小、毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵作為齒輪材料。中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常選用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。齒輪表面硬化的方法有：滲碳、氮化和表面淬火。采用滲碳工藝時，應選用低碳鋼或低碳合金鋼作齒輪材料；氮化鋼和調質鋼能采用氮化工藝；采用表面淬火時，對材料沒有特別的要求。 3. 合理選擇材料配對 如對硬度≤ 350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 3.3.2齒輪材料的選擇 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 國內汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 淬火的目的是大幅度提高鋼的強度、硬度、耐磨性、疲勞強度以及韌性等，從而滿足各種機械零件和工具的不同使用要求?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內應力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調整鋼鐵的力學性能以滿足使用要求。 3.4．本章小結 本章主要進行齒輪的設計。主要包括齒輪參數(shù)的選擇、材料的選擇與強度的校核。在齒輪設計的過程中，在齒輪的設計計算過程中，需全面考慮，其中齒輪的變?yōu)?，這是齒輪設計中的重點，目的是為了齒輪正確的嚙合。 第4章 分動器軸及軸承的設計 4.1 軸的設計及校核 4.1.1軸的損壞形式及設計準則 軸的失效形式主要有因疲勞強度不足而產(chǎn)生的疲勞籪裂、因靜強度不足而產(chǎn)生的塑性變形或脆性籪裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等。 軸的設計應滿足如下準則： （1）根據(jù)軸的工作條件、生產(chǎn)批量和經(jīng)濟性原則，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，確定軸的合理結構形狀及尺寸，即進行軸的結構設計。 （3）軸的強度計算或校核。對受力大的細長軸（如蝸桿軸）和對剛度要求高的軸，還要進行剛度計算。在對高速工作下的軸，因有共振危險，故應進行振動穩(wěn)定性計算。 4.1.2 軸的結構設計 1. 輸入軸直徑初選 軸的材料主要是經(jīng)過軋制或鍛造的碳鋼或合金鋼。通常用的是碳鋼，其中最常用的是45鋼。對于受力較大或需要限制軸的尺寸或重量或需要提高軸徑的耐磨性以及高低溫、腐蝕等條件下工作的軸，可采用合金鋼。為了提高軸的強度和耐磨性，可對軸進行各種熱處理或化學處理，以及表面強化處理。 綜上，從動軸同樣選用45鋼，查手冊得=25～45MPa。 主動軸主要受額定轉矩T的作用，由于軸上重力而產(chǎn)生的彎矩很小，可以忽略不計。轉動零件的各表面都經(jīng)過機械加工，零件幾何形狀都是對稱的，高速旋轉時對軸產(chǎn)生的不平衡力矩較小，產(chǎn)生的彎矩可忽略不計。故軸的強度按轉矩進行計算。 軸的最小直徑可按公式： ≥ （4.1） 來確定。 故本設計中取=20mm。 最小段符合要求，其它各段一定符合要求。 初選的軸徑還需要根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準以及軸的剛度與強度等結果進行修正。 初選軸的材料為45號鋼，調質處理。調質是淬火后在400~720℃進行高溫回火，用來使鋼獲得高的韌性和足夠的強度。 軸的結構設計是要盡量保證軸便于加工，軸上零件易于裝拆；軸和軸上零件要有準確的工作位置；各零件要牢固而可靠地相對固定；以及改善受力情況，減少應力集中和提高疲勞強度。 圖4.1 輸入軸圖 2.輸出軸的設計 如圖4.2。 圖4.2 輸出軸圖 最小直徑估算: ≥4.0~4.6=32~37mm （4.2） 由公式（4.2）得：=35mm 4.1.3 軸的校核 分動器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設計分動器時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。為了驗證結構方案的合理性及變速器的可靠性需對軸進行校核。 應當對每個擋位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為擋位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉矩為發(fā)動機最大轉矩。 1. 計算各擋齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力 （4.3） 式中：i——齒輪的傳動比； d——齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)圓處壓力角； ——螺旋角； ——發(fā)動機最大轉矩。 低擋代入（4.3）式得： 高擋代入（4.3）式得： 2.輸入軸的校核 （1）軸的強度計算 應該校核在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的變速器軸的強度。作用在齒輪上的徑向力和軸向力使軸在垂直面內彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而圓周力使軸在水平面內彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度，則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力為： （4.4） （4.5）式中：——計算轉矩，N·mm； d——軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm； ——彎曲截面系數(shù)，； ——在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； ——在斷面處軸的水平彎矩，N·mm； ——許用應力，在抵擋工作時取，除此之外，對軸上的花鍵，應驗算齒面的擠壓應力。 第一軸低檔工作時強度校核： , 求H面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖4.3（a）所示，則 += （4.6） = （4.7） 由式（4.6）和式（4.7）可得：=6617N，=2386N，=222.993N·m 求V面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖4.3（b）所示，則 += （4.8） =+ （4.9） 由式（4.8）和式（4.9）可得：=2037N，=1451N，=135.610N·m = =319.76N·m 所以將M=319.76N·m,d=34.64mm代入（4.4）中： == =78.34＜[] 受力圖如圖4.3所示： （a）輸入軸水平方向受力圖 （b）輸入軸垂直方向受力圖 圖4.3　輸入軸受力圖 彎矩圖如圖4.4所示： （a）輸入軸水平彎矩圖 （b）輸入軸垂直彎矩圖 圖4.4　輸入軸彎矩圖 （2）軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內的轉角。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，如圖4.5所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 (a)軸在垂直面內的變形 (b)軸在水平面內的變形 圖4.5　分動器軸的變形示意簡圖 軸的撓度和轉角可按《材料力學》的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4.6所示時，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用下式計算 圖4.6軸的撓度和轉角 軸的全撓度為 mm （4.10） 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 由于軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為，，齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。滿足，，，故滿足剛度要求。 3.輸出軸的校核 輸出軸校核方法同輸入軸的校核方法。同理得到H面內的彎矩、V面的彎矩分和輸出軸轉矩分別為： H面內的彎矩： N·m V面內的彎矩： N·m 輸出軸轉矩為： ==393.76 N·m 將、 和代入到（4.5）中，得， M= = =459.76 N·m 所以將M=459.76 N·m,d=40mm代入(4.4)中; <[],故符合強度要求。 4.2 軸承的選用及校核 4.2.1 分動器軸承型式的選擇 軸承的功用主要是支撐軸承及軸上零件，并保持軸的旋轉精度，減輕軸與支承之間的摩擦和磨損。軸承分為滾動和滑動軸承兩大類。與滑動軸承相比，滾動軸承具有轉動靈活、摩擦阻力小、效率高、潤滑簡便及易于更換等優(yōu)點。所以變速器軸承多選用滾動軸承，即向心球軸承，向心短圓柱滾子軸承，滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結構選定，再驗算其壽命。 軸承的選用受到結構的限制，并隨所承受載荷的特點不同而不同。本設計輸入軸及輸出軸采用圓錐滾子軸承。齒輪內孔與軸的配合采用滾針軸承。 4.2.2 軸承的校核 1.輸入軸軸承30205 查《機械設計手冊》可知：； ； 圓錐滾子軸承受力如圖4.7。 圖4.7 軸承受力圖 其中 內部軸向力 ； 由于及 所以只需校合軸承A。 又因為=0.599>e=0.37 所以 當量動載荷： （4.11） 代入得： ； 軸承壽命用小時表示比較方便： （4.12） 式中：——基本額定壽命，h； ——溫度系數(shù)，軸承工作溫度為100℃時，=1； ——載荷系數(shù)，無沖擊或輕微沖擊；中等沖擊； C——基本額定動載荷，N； P——動載荷，N； ——壽命指數(shù)，對于滾子軸承=3； n——軸的轉速，r/min。 取=1，=1.2，n=6000r\min，代入（4.12）式得： ； 平均車速； 行駛至大修前的總行駛里程。 對汽車軸承壽命的要求是轎車30萬km，故該軸承滿足使用要求。 2.輸出軸軸承30207 查《機械設計手冊》可知：； ； 因為e=0.37，故，所以; ，所以； 由公式（4.11）得：，。 取，，代入（4.12）式得：，> 故該軸承滿足使用要求。 4.2.3 軸承的潤滑和密封 常用的滾動軸承的潤滑劑分為潤滑脂和潤滑油兩種。潤滑劑的選擇可按照滾動軸承的潤滑方式具體選擇可按速度因數(shù)dn值來定。d代表軸承內徑，mm；n代表軸承套圈的轉速，r/min，dn值間接地反映了軸頸的圓周速度。 當時，一般滾動軸承可采用潤滑脂潤滑，超過這一范圍宜采用潤滑油潤滑。由于d=25mm，n=6000r/min，故dn=采用潤滑脂潤滑。脂潤滑因潤滑脂不易流失，故便于密封和維護，且一次充填潤滑脂可運轉較長時間。 采用密封圈對軸承進行密封，工作溫度范圍-40~100℃。密封圈用皮革、塑料或耐油橡膠制成。 4.3 本章小結 本章主要對進行了軸及軸承的設計與計算，軸的設計與校核與軸承校核這部分是重點。通過分析，設計出軸的結構，并根據(jù)設計出的軸設計出匹配的軸承，達到正確的裝配關系，在滿足裝配關系的條件下還要進行強度的校核，以滿足設計、使用需要。 第5章 分動器其他零件及機構的設計 5.1 同步器的設計及計算 該分動器的低擋和高擋采用同步器進行換擋。同步器雖然結構較復雜，制造成本高，精度要求嚴，軸向尺寸大以及存在同步環(huán)的使用壽命有待提高等問題，但由于它能保證輕便、迅速、無沖擊、無噪聲換擋，且對操作技術無需求，從而有利于提高汽車的加速性、燃料經(jīng)濟性與行駛安全性，也可延長齒輪壽命，故在現(xiàn)代轎車上得到了最普遍的應用。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點，但因為結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。 5.1.1 慣性式同步器的選擇 慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐片式幾種。雖然它們結構不同，但它們都有摩擦原件、鎖止原件和彈性原件。 本設計采用鎖環(huán)式同步器又稱鎖止式、齒環(huán)式或滑塊式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，轉矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛用于轎車及輕型客、貨車。 1、鎖環(huán)式同步器的結構 如圖5.1所示，鎖環(huán)示同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4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上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上?；靸啥松烊腈i環(huán)缺口內，而缺口的尺寸要比滑快寬一個接合齒。 2、鎖環(huán)式同步器的工作原理 換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑快和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐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角速度差△，致使在錐面上有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并由滑快予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個力將鎖環(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，同步過程結束，完成了換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成換檔。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件