长城哈弗H3越野车分动器设计[答辩毕业论文资料]

2023年12月20日发(作者：普桑二手车10000左右)

在多轴驱动的汽车上，为了将变速器输出的东路分配到各个驱动桥，均装有分动器。分动器的棊本结构也是一个齿轮传动系统。其输入轴直接或通过万向传动装置与变速器第二轴相连，其输出轴则有若干个，分别经万向传动装置与各驱动桥连接。为增加传动系的最大传动比及档数，A前绝大多数越野车都装有两档分动器，使之兼起副变速器的作用。

木课题针对哈弗H3越野汽车的分动器进行设计，木文首先分析了分动器的结构原理以及对比国内外分动器研究成果。接着提出满足哈弗H3越野汽车功能的分动器设计方案，哈弗H3越野汽车冇一个输入轴两个输出轴，输入轴通过万向轴与变速器输出轴连接，两个输出轴分别与前后桥驱动轴连接起到动力分配和减速增矩的作用。本文对分动器组成的齿轮、轴、同步器分别进行了详细设计，对今后的分动器设计具有很好的指导意义。

关键字：分动器齿轮轴同步器

Abstract

In the multi-axis drive car，in order to assign to each East transmission output drive axle， both

equipped with a splitter . The basic structure of the actuator is a gear transmission . The input shaft

directly or via a universal drive shaft is connected to a second transmission means and，there arc a

number of the output shaft，respectively，through a universal drive means connected to each drive

axle . To increase the maximum transmission ratio of the drive train and the number of files，the

vast majority of off-road vehicles are equipped with two tranches actuator，make and play the role

of deputy transmission.

The topic for the Hover H3 sport utility vehicles splitter design, this paper analyzes the

principle and comparative research abroad splitter structure of the actuator . Then Hover H3

off-road vehicles to meet the proposed functions of actuator design，Hover H3 off-road vehicle

has an input shaft two output shafts，input shaft is connected through a cardan shaft transmission

output shaft and two output shafts and axle shaft，respectively，power distribution and connection

to play the role of the deceleration torque-up ? Gears，shafts，synchronizer actuator consisting of

this paper were carried out detailed design for the future design of the actuator has a good guide .

Keywords:

Splitter Gear Shaft Synchronizer

餓 .......................................................................

1.1分动器简介 ................................................................

1.2课题研究背景及意义 ........................................................

1.3国内外相关研究现况 ........................................................

1.4设计要求 ..................................................................

1.4.1设计参数.............................................................

1.4.2设计基本要求 .........................................................

第二章总体设计 ...................................................................

2.1分动器结构与工作原理分析 ..................................................

2.2传动方案 ..................................................................

2.3齿轮的布置 ................................................................

2.4换挡结构形式的选择 ........................................................

2.5挡数及传动比的确定 .......................................................

2.6中心距A确定 ............................................................

第三章齿轮的设计及校核 ..........................................................

3.1基本参数的选择 ...........................................................

3.1.1模数的确定 ..........................................................

3.1.2压力角..............................................................

3.1.3螺旋角的确定 ........................................................

3.1.4

齿宽 ...............................................................

3.1.5齿顶高系数 ..........................................................

3.2各档齿轮齿数的确定 .......................................................

3.2.1低速档齿轮副齿数的确定 ..............................................

3.2.2对中心距进行修正 ....................................................

3.2.3确定其他齿轮的齿数 ..................................................

3.3齿轮的变位 ...............................................................

3.4齿轮的校核 ...............................................................

3.4.1计算扭矩T的确定 ....................................................

3.4.2轮齿的弯曲应力 ......................................................

3.4.3轮齿接触应力 ........................................................

第四章轴及附件的设计 ............................................................

4.1轴的结构形式 .............................................................

4.2轴的尺寸初选 .............................................................

4.3轴的结构设计 .............................................................

4.4轴的强度计算 .............................................................

4.4.1轴的受力计算 ........................................................

4.4.2轴的刚度计算 ........................................................

4.4.3轴的强度计算 ........................................................

4.5同步器设计 ...............................................................

4.5.1同步器的功用及分类 ..................................................

4.5.2同步器主要尺寸的确定 ................................................

4.5.3主要参数的确定 ......................................................

4.5.3啮合套的设计 ........................................................

4.6箱体的设计 ...............................................................

@ 论 ..........................................................................

參考越 ..........................................................................

至文i射 ..........................................................................

第一章绪论

1.1分动器简介

装于多桥驱动汽车的变速器后，用于传递和分配动力至各驱动桥，兼作副变速器之用。常设两个档，低档又称为加力档。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而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；而挂高档吋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。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，是4x4越野车汽车传动系中不可缺少的传动部件，它的前部与汽车变速箱联接，将其输出的动力经适当变速后同时传给汽车的前桥和后桥，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，所以分动器屮的常啮齿轮均为斜齿轮，轴承也采用闢锥滚子轴承支承。

1.2课题研究背景及意义

当前，汽车工业成为屮国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统件的设计需求旺盛。其中，分动器总成是四轮驱动汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的操控性能与动力性能。本课题根据长城哈弗113汽车的行驶要求，对其分动器进行整体结构设计，目的在于实现汽车在行驶时具备良好的动力性能与操控性能。

汽车的使用条件非常复杂，经常在无路或坏路条件下工作的越野汽车，需要利用汽车的总重量，使每一个承受负载的车轮都产生牵引力，因此必须用全轮驱动。也就是必须将变速器传出的扭矩分配给所有的驱动轮，负担这一任务的机构就是分动器。汽车分动器则是主宰四轮驱动的核心，其功能是将变速器输出的动力，分配到两个驱动桥，最后将动力传输至四个车轮［1］。

近几年随着我国汽车业的飞速发展，人们越来越要求驾驶的乐趣。越野车变成为市场的新宠

儿。市场对越野车的要求也越来越高。分动器是越野车的重要部分，对分动器的研究可以根本上提升越野车的整体性能，从而拉动市场消费。另一方面，为/推动经济的快速发展，需要重型越野车来适应恶略的工作环境，从而来提高产值。分动器的研宄可以从根本上降低运输的成本。而II重型越野车更多的运用于军事方面。研究重型越野.午.分动器, 提升重型越野车的整体性能，可谓是利国利民的。因此对越野车分动器的研宄越来越得到社会的重视。

1.3国内外相关研究现况

在多轴驱动车辆诞生时，分动器只是一个很简单的齿轮传动系统。随着汽车工业的不断发展和汽车技术的不断成熟，分动器的结构也出现了明显的变化。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，现代车辆大都趋向采用单速分动器。车辆使用单速分动器后，不仅使分动器的结构简化，而且还使驾驶员的操纵更加简单。在装有传统双速分动器的车辆上，驾驶员通常需要进行分动器的高、低档转换［2］，这样不仅操作复杂，而且还影响车辆的越野机动能力［3］。因此，使用单速分动器的车辆不断增多。但是随着电控技术引入车辆，高低档转换直接由车辆的Ecu根据路况决定，并且越来越复杂，发展出各种不同的驱动类型。分动器的设计结构［4］与传动系统［5］基本决定丫其性能和档次。

至今，分动器己经发展到第五代: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、降低了噪音与汕耗;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;第五代分动器如阁1所示。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，使其较便可靠、传动效率高、操纵简单、结构紧凑、噪音更低［6］。

图1笫五代分动器

1.4设计要求

1.4. 1设计参数

本次设计长城哈弗H3越野车的基本参数如表1所示

表1

城哈弗H3越野午.的基本参数

长城哈弗H3越野车的基本参数

发动机

最大功率（hv）

最大功率转速

最大扭矩（N-m）

最大扭矩转速（叩m）

轮胎

驱动方式

2.4L 136

马力

100

5250

200

3000

235/70/R16

前置四驱

1.4.2设计基本要求

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罝连接，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装罝与各驱动桥和连。汽车全轮驱动，可在冰雪、泥沙和无路的地区地面行驶。

对分动器的设计要求要满足以下儿点：

（1）

具有良好的工作效能；

（2）

工作可靠；

（3）

操作轻便，并具有良好的随动性；

（4）

便于维护和保养。

第二章总体设计

2.1分动器结构与工作原理分析

在多轴驱动的汽午上，为了将变速器输出的东路分配到各个驱动桥，均装冇分动器。分动器的基本结构也是一个齿轮传动系统。其输入轴直接或通过万向传动装置与变速器第二轴相连，其输出轴则冇若干个，分别经万向传动装置与各驱动桥连接。为增加传动系的最大传动比及档数，目前绝大多数越野车都装有两档分动器，使之兼起副变速器的作用。

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。

匇京吉■切溪墨汽车行置机椅ATC207S1分帅a

图Hl匇京吉晋切诺基汽车行星机构AMC207型分动器分动器内除Y具有高低两档及相应的换档机构外，还有前桥接合套及相应的控制机

构。当越野车在良好路面上行驶时，只需后轮驱动，可以用操纵手柄控制前桥接合套，切断前驱动桥输出轴的动力。

分动器的工作要求

（1）

先接前桥，后挂低速档；

（2）

先退出低速档，再摘下前桥；

上述要求可以通过操纵机构加以保证。

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，调查研宄，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。

2.2传动方案

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变化而变化。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。本设计采用的结构方案如图2所示。

1?输入轴2-低档齿轮3-离合器接合套4-四轮驱动齿轮5-同步器盘

6-后输出轴

7-屮间轴8-前输出轴

阁1-2分动器传动示意阁

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，所以分动器屮的常啮齿轮均为斜齿轮。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，因此将高拌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。

2.3齿轮的布置

各齿轮副的和对安装位罝，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)整车总布罝

根据整午的总布置，对分动器输入轴与输出轴的相对位置和分动器的轮廓形状以及换挡机构提出要求

(2)

驾驶员的使用习惯

(3)

提高帄均传动效率

(4)

改善齿轮受载状况

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向，以减小轴的变形，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。

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、运转帄稳、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。

2.4换挡结构形式的选择

目前用于齿轮传动中的换挡结构形式主要有三种[2]:

(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，虽有工作帄稳、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)

啮合套换挡

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，用来与啮合套相啮合。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，由咱合套以及相咆合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接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、r,未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。

此设计就是采用啮合套换挡。

(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111区行驶的安全性。其缺点是零件堉多，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，寿命问题己解决。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。

2. 5挡数及传动比的确定

主减速比的计算：

.0.377?/；Z7

1=0 :

Va max

Igh

.0.377x5250x0.3677 0.856x140

=6.073

(2. 1)

其中根据轮胎规格235/70 R16得轮胎半径A; =0.4064 + 2 + 0.235x0.7 = 0.3677m

根据驱动车轮与路面的附着条件确定传动比：

(2.2)

厂，-

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.木设计也釆用2个档位。

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。

汽车爬陡坡时车速较低，所以可以忽略掉空气阻力，则最大驱动力用于克服轮胎与路滚动阻力及爬坡阻力。故有

忑’,職＞z(yCos汉max +

sin= y/匾 (2.3)

则由最大爬坡度耍求的分动器低档传动比：

【max’;/么狄

(2.4)

式中，zn -----

汽午?总质量;

8 ---- 重力加速度;

^max ----- 道路最大阻力系数；

驱动轮的滚动半径；

^max ----- 发动机最大转矩；

--- 主减速比；

71一一汽车传动系的传动效率;

k ---- 前后轮转矩分配比；桤和低稳定车面间的

叹(/cos

汉

max +sin6Zmax)rr

1960x9.8x(0.018x0.928 + 0.371)x0.3677

200x6.073x3.4x0.4

1.658

求得变速器一挡传动比力:

if(l >1.658

根据满足不产生滑转条件，即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：

(2.5)

式中，G2----汽车满载静止于水帄路面时驱动桥给路面的载荷;

(P ---- 路面的附着系数，计算吋取0 = 0.5?0.6

e max

_ 1960x9.8x0.6x0.3677 200x6.073x3.4x0.4x0.9

= 2.85

通过以上计算可得到1.658 <2.85,在本设计屮，取~二.。取高挡传动比^二.。

24102.6中心距A确定

将中间轴与第二轴之间的距离称为中心距A。它是一个基木参数，其大小不仅对分动器的外形尺、体积质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。分动器的轴经轴承安装在壳体上，从布置分动器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。还有，分动器中心取得过小，会使分动器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。

中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A (mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

max

(2.6)

式中，么-中心距系数。对轿车，么=9.5?11 rr/max -

分动器处于低速档时的输出扭矩

Telma. = TemJf(lrj = 200x2.4x0.9 = 4327V ? m

故由（2.6）可得出初始中心距：A

二（9.5?11）x^200x2.4x0.9 = 71.82?83.15） mm

为检测方便，圆整中心距A = 80mm。

第三章齿轮的设计及校核

3.1基本参数的选择

3.1.1模数的确定

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、载荷等。决定齿轮模数的因素有很多，其屮最主要的是载荷的大小。从加工工艺及维修等观点考虑，同一齿轮机械屮的齿轮模数不宜过多。分动器齿轮模数的范围如表3.1

表3. 1汽车变速器齿轮的法叫模数

乘用车的发动机排量

车型

1.0>V^1.6

V/L

1.6

2.75

?3.00

2.00

3.25

2.50

3.50

6.0 ^14.0

货车的最大总质量

%/t

% >14.0

4.5

?6.00

5.00

5.50

6.00

—

模数

一系列

二系列

1.00

1.75

2.25-2.75

1.25

2.25

1.5

2.75

3.50

?4.50

3.00

3.75

4.00

4.50

所选模数应符合国家标准GB/T1357—1987的规定，。接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。由于工艺上的考虑，同分动器中的结合齿采用同一模数。其选取的范围是：轿车及轻、中型货车为2?3.5;重型货车为3.5?5。选取较小模数并增多齿数有利于换挡，所以初选齿轮模数为3。

3.1.2压力角a

压力角较小时，重合度大，传动帄稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表而接触强度。对轿车，为加大重合度并降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。国家规定的标准压力角为20\'，所以本设计屮分动器齿轮压力角取20\"。

3.1.3螺旋角A的确定

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。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转帄稳性，降低噪声。

初选啮合套或同步器取30°;斜齿轮螺旋角25°。

3. 1.4齿宽

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侥度变形等原因，沿

齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽b。

b =

kcmn

式屮：齿宽系数，直齿轮取＜

=4.4?7.0,斜齿轮取＜ =

7.0?8.6;

(3.1)

mn 一法面模数。

齿宽可根据下列公式初选：直齿轮/? =

（4.5?8.0）m，斜齿轮/? =

（7.0?8.6）m。

综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮：

设计b = 3x（7.0?8.6） = 21?25.8，齿宽均选为24mm。

3.1.5齿顶高系数

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小, 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，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。

本设计取为/。=

1.0。

3.2各档齿轮齿数的确定

3.2.1低速档齿轮副齿数的确定

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。

齿数和：Z? = w圓整取Z = 48

2x80xcos25° =48.34

m\" n

3（3.2）

ZZ14

根据经验数值，取24=19,则23=29

通过比较可以得出z1=19, z2=29时，iM=2.32，与设计耍求2.4最接近。

所以：z, = 19 , z2 = 29。

3.2.2对中心距进行修正

因为计算齿数和4后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距A ,再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据，故中心距变为：

,Znmn 48x3

LA = —―— = --------- mm = 79.44/丽

2 cos/? 2xcos25

修正中心距，取A = 79。

重新确定螺旋角其精确值应为

（3.3）

3x48

”Zn

=arccos --------

= 24.30°=arccos

2x79

下面根据方程组:

z3 + z4

Z2Acos^, 2x79xcos 24.30°

=48

= 1.57

=— = 2.4 x

确定常啮合齿轮副齿数分别为：z3 = 29,

19O

重新确定螺旋角0，其精确值为：

^rceos^ = arccos

3x48

2x79

24.30°

3. 2.3确定其他齿轮的齿数

齿轮5为后桥输出轴齿轮，因此齿轮5与前桥输出轴齿轮3各参数应相同。高速档传动比

iF6

= 1.0

^ = i^.^ = 1.0x— = 0.6552

z6 ^z3 29

加久 =

423z 19

(3.4)

29tan /361

Z3 + z4 z6 29 + 19

凡7 =

tan—1 tan 24 30\' (1+^-)= x (1 + 0.6552) = 1.0 (3. 5)

(3.6)

1 ?

m = 24.30°

72x79 xcos 243z6 + z7 =

2 A C0S 凡 =

30 .

= 48,取

48 (3. 7)

于是可得，Z6=29, Z7 =19。

重新确定螺旋角13,其精确值为

= cos-67

3.3齿轮的变位1

ZWZ7) = cos-1 ^8= 24.3(T

2A 2x79

(3.8)

取模数=3螺旋角夕=

24.3(T齿宽系数々c二8。

分度圆压力角:

tan at = tan an! cos /?

汉= 21.77\"

端面啮合角：

a’ 79.44 .. __c

cos6U

= — cosa = -------

cos21.77

A \' 79

变位系数之和:

a =21.0°

匕 (zj + z2 )(zziv a{ - inv ax

n2 tan a

zi-0.1364

查表得么=0.05奋2 = -0.0844

齿轮1、2的各参数:

A-A’ 79-79.44

= -0.1467

Ay? =々I

- > = -0.1364 + 0.1467 = 0.0103

分度圆直径:

d\'

cos#

3x19

=62,54mm

cos24.30

, z2 3x29

n_ d? = —= -- = 95 A5mm

cos

/3 cos 24.30

d\' = 2Az, !Zn

= 2 Az2 / zw = 2 x 79 x 29 / 48 = 95.46 mm

节圆直径：

=2x79x19/48 = 62.54mm

齿顶高：

hu - (/zz/* +

各i

一匆\")m\" = (1 + 0.05-0.0103)x3 =

3.12mm ha2 = {ha + 各2-= (1-0.0844-0.0103)x3 =

2.72mm

hf — {ha + Cn — ^n)mn = (1 + 0.25 -0.05)x3 = 3.6mm

hfi = (Jia + Cn - ^ni)mn = (1 + 0.25 + 0.0844)x3 = 4.0mm

全齿高：

h} - ha] + hf] - 6.72mm

da2 =d2+ 2ha2 = 95.45 + 2?2.72 = 100.89mm

齿根齿顶圆直径：

da} =d\'+2h。\' =62.54 + 2x3.12 = 68.78mm

圆直径：

dn=d,-2hf[ =62.54-2733.6 = 55.34mm

df2 =d2- 2hf2 = 95.45-274 = 87.45mm

当量齿数:

=nl

cos>

=25.19

ZH2

—= 38.60° cosp

=所有齿轮参数如表3.2所示

表3-2各齿轮基本参数

齿轮髙速档

输入轴齿轮6

实际传动比i

螺旋角P

法面模数(mm)

法面齿顶高系数hgn

法面顶隙系数

分度圆压力角

分度圆直径d (mm)

中心距A (mm)

屮心距变动系数

齿顶高hM (mm)

圾根髙hf (mm)

Ui?全高 h (mm)

有效齿宽b (mm)

当景齿数

低速档

输入轴也屮间轴齿轮2

轮1

1.526

常啮合

输出轴齿轮3

1.526

屮间轴齿轮4

屮间轴齿轮7

齿轮齿数

1.526

24.30°

0.25

20°

0.25

20°

95.45

2.72

6.72

38.60 25.19 25.19

3.12

3.6

3.12

3.6

62.54 62.54

0.25

20°

95.45

2.72

6.72

38.60 38.60

2.72

95.45 62.54

3.12

3.6

6.72

25.19

3.4齿轮的校核

3.4.1计算扭矩T的确定

分动器齿轮强度计算扭矩T,应在比较两种不同载荷状况之后，选择确定。第一种载荷状况是考虑自变速器传来的最大驱动扭矩A ;

e max

(3.9)

式中：Inwc—发动机最大扭矩;

一变速器头档速比;

第二种载荷状况是考虑到保证驱动轮发出最大附着力矩所需的分动器输入扭矩T2

;

在高档时：

J- \' _ M启附 _

i(^FG叮主町分

式屮：?附一/g桥驱动时?的S大附着?力矩；G—满载时分配到前桥的重量；

%—最大附着系数，0.5?0.6;

一车轮滚动半径；

i0一主传动比；

zR;—分动器高档传动比；

H\' 一主传动效率；

一分动器效率；

在低档时：

1 2 _ — ~

1 0

1 FD ” 主

分

式屮：M后附后桥驱动时的最大附着力矩;

似后附=Gx#?xr;

G一满载时整车重量；

(P一最大附着系数，0.5?0.6 ;

一车轮滚动半径；

一主传动比；后附=C7 x x /*

(3. 11)

；

(3. 10)

么9 一分动器低档传动比；

/7fe

一主传动效率；

—分动器效率；

若（或T/），则说明自变速器传来的最大驱动扭矩不足以使驱动车轮发出最大

附着力矩，这时应选取作为计算扭矩。

若f〉7f

（或Tf）,则说明自变速器传来的最大驱动扭矩实际上是不能被利用的，这时应选取7；（或T/）作为计算扭矩（7；用于计算高档齿轮，T/用于计算低档齿轮）。

由式(3.14)可得i

7?变7变= 200x3.4x0.9 = 612/7,

1960x9.8x0.6x0.3677x0.3677

=148.27TV ? m

由式（3. 15）可得1

6.073x2.4x0.9x0.96

1960x9.8x0.6x0.3677

由式（3. 16）可得久

―i—八

6.073x2.4x0.9x0.96

厂

MU= 315.5O7V ? m

所以高速格时乙作

为计算转矩，低速档吋V作为计算转矩°

73.4.2轮齿的弯曲应力

图3. 1齿形系数图

直齿轮弯曲应力公式为

bty

(3. 12)

式中：.—弯曲应力(MAz);

圆周力(N),

F}=2Tg/d,

T, 一计算载荷(N ? m);

d 一节圆直径(mm);

一应力集中系数，可近似取/^=

1.65;

一摩擦力影响系数，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，主动齿轮尺;.=1.1,从动齿轮尺;.=0.9;

一齿觉(mm);

/ 一端面齿距(mm)，t = mn ；

一模数；

一齿形系数，如阁3.1所示

因为齿轮节圆直径= 式中z为齿数，所以将上述有关参数代入式后得

3mn zK

c y

(3. 13)

(2)斜齿轮的弯曲应力公式为

btyKe

(3. 14)

式中：一圆周力(/V)，F}=2Tjd；

6/—节圆直径(mm)，d = (z77lz)/cos^ ,

轮螺旋角r);

一应力集中系数，心二1.50;

—法向模数(mm)，z

—齿数，/?—斜齿

b 一齿面宽(mm)； f

一法向也距(mm)，f = 7ann

；

y 一也形系数，可按当量也数= z/cos

在图4. 1中査得;

/^―重合度影响系数，Ke=2.Q.

将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为

327； cos

丸

37izmnyKcKe

(3. 15)

对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180?350MPa范围，对货车为

100?250MPa范围。当挂上低速档时传递的转矩最大，因此只要校核低速档时的弯曲应力就可以了。

挂上低速档时：输入轴传递的转矩即为变速器传来的转矩r2

中间轴传递的转矩：T2 =T2 x29/19 = 481.557V-m

输出轴转矩：T, =T2 x29/10 = 734.99

低速档齿轮为斜齿轮，所以应用弯曲应力公式(3.15)

式屮：)，一齿形系数。由图

3.1

查得乃=0.142，j2 =0.148, y3= 0.142 y4 =0.148

通过以上的计算，把各个参数代入公式(3.15)后得:

二

27； coH

vl 邸JyAd 2X315.5X10XCOS24.30 xl.5

33.14X19X3X0.142X8X2.0

m3=239.43MPa < 180

?350MPa

似

i,hlCe

2x481.55xl0xcos24.85 xl.5

=226.15MPa < 180

?350Mpa

33.14 X

29 X

3 X

0.148 X

8 X2

TT戸

^nyCemKK3c

2X734.99X10XCOS

24.30 X1.5

33.14 X

29 X

3 X

0.148 X

8 X

=345.18MPa < 180

?350Mpa3

32x481.55xl0xcos24.30

-3.14X19X3X0.148X8X2

xl.5

345.18MPa <180~350Mpa

3同理可得高速档的齿轮的弯曲强度均合格

3.4.3轮齿接触应力

(3. 16)

式中：q —轮齿接触应力（MAz）;

齿面上的法向力（2V）, F = Ff/（cos6rcos^）,

为圆周力（/V）, Ft=2Tjd,

为计算载荷（A^m）, 6/为节圆直径（mm），G为节点处压力角（°），/?为齿轮螺旋角（°）;

E 一齿轮材料的弹性模量（MPa）, E = 2AxlO MPa；

b —齿轮接触的实际宽度（mm），斜齿轮用/?/cos/?代替；

、外一主、从动S?轮节点处的曲率半後（mm），直凶?轮=/；

sin<2、pb = rb sin a ,

5斜齿轮/^ =（厂

sin6T）/cos

夕、ph =

（rb sin a}/cos /? , r. > 4

主、从动術轮节圆半径（mm）。

齿轮材料选为40Cr,渗碳淬火处理，齿面硬度52、8HRC, 7级精度。将作用在分动器输入轴上的载荷7；niax作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.3。

22表3. 3变速器齿轮的许用接触应力

齿轮

渗碳齿轮

一挡和倒挡

常啮合齿轮和高挡

(J. / MPa

液体碳氮共渗齿轮

950?1000

650?700

1900?2000

1300?1400

低档时受力分析低档时输入轴受力:

2x315.5x1000

TV =

62.54xcos 20 x cos 24.30°

11780.802V

低档时中间轴受力:

2F2

d2 COS 6T COS A

2x481.55xl032V =

95.45xcos20 xcos24.3

11781.46?/

5斜街圆柱街轮：Mn=3，z1 = 19，Z2 = 29，E = 2.1 x 10

，< = 62.54mm, d2 = 95.45mm

r. =r；=3i5.50N,

b = b/cos ^ = 3x8/cos 24.30° = 28.89mm

p} = t sin 20 7 cos = —sin 20 / cos 24.30 = 12.88 mm

2222p2 = r2 sin 20 /cos^ = -^sin 20° / cos24.3 = 19.65 mm

将各参数代入公式后得

221 1

0.418

——+—— p

0.418-

0 < 1

= 1386.76MPa

J L

28.89 <12.88 19.65

同理得:

0.418

■U」

0.418

11781 .46 x2.1x10

28.89

12.88 19.65

+1386.80Mp

同理，齿轮4与齿轮5之间参数相同，接触应力e7;4_5 =1386.80MP〃渗碳齿轮的许用应力在1300?1400之间，所有接触应力符合要求。

第四章轴及附件的设计

4. 1轴的结构形式

设计轴时主要考虑以T几个问题：轴的直径和长度，轴的结构形状，轴的强度和刚度, 轴上花键的形式和尺寸等。

轴的结构形状应保证齿轮、啮合套及轴承等安装、固定，并与工艺要求有密切关系。

本设计中，输入轴和低速档齿轮做成一体，前端通过矩形花键安装半联轴器，其后端通过滚针轴承安装在后桥输出轴齿轮内腔里。高速档齿轮通过花键固定在输入轴上。

中间轴有旋转式和固定式两种，本设计中采用旋转式中间轴。中间轴与啮合套的齿座做成一体，两端通过圆锥滚子轴承支撑。高、低速档齿轮均用滚针轴承安装在轴上，常啮合齿轮通过花键固定在轴上。中间轴两端做有螺纹，用来定位轴承，螺纹不应淬硬。

后桥输出轴与其上齿轮做成一体，齿轮做有内腔以安装输入轴，齿轮悬臂布置，釆用两个圆锥滚子轴承支撑。与前桥输出轴对接处做有渐开线花键，通过啮合套可以与前桥输出轴上的渐开线花键联接，用以接上、断开前桥输出。

各档齿轮与轴之间有相对旋转运动的，无论装滚针轴承、衬套（滑动轴承）还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不低于0.8,表面硬度不低于HRC58-63。各截面尺寸避

免相差悬殊。

4.2轴的尺寸初选

轴刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确唢合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计分动器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。

输入轴最小直径可按下式初选：

d>K^T

式中，尺为经验系数，K = 4.0?4.6; 7；为计算转矩。

将各参数代入公式（4.1）可得：

心（27.23

?31.32）

初选最小直径30mmo

（4.1）

在己经确定了屮心距A后，输入轴和中间轴中部直径可以初步确定，

d = (0.45?0.6)A = (0.45?0.60x79mm = (35.55?47.4)mm。在草图设计过程中，将最大直径确定为如下数值：输入轴dnlin

= 30mm ,中间轴dmin = 40mm ,输出轴dmin = 40mm。

4.3轴的结构设计

(1)

输入轴结构设计

输入轴的最小直径在安装联轴器的花键处，联轴器的计算转矩7； = 7^7；，取KA=1.3,

则：

7；a =

KAT} =1.3x432N-m = 561.6N-m (4.2)

查《机械设计课程设计手册》表8-3,选用HL7型凸缘联轴器，其公称转矩为630A^m。

半联轴器的孔径为

30mm，故取於冰=30mm，lab = 60mm ,

(f)hc = 36mm, 1^ = 20mm，CD

段装有圆锥滚子轴承，查《机械设计课程设计手册》6-7选孔径为40mm的30208型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为

dxDxTxBxCxa= 40mi*nx80mmx20.75mmxl9mmx 17mmx20mm，故取

(t)cd = 40mm，Icd = 19m/72,DE段固定齿轮，故取么,=46mm，lde = 24mm，根据整体结构取

伞ei

= 5Qmm, leJ = 60mm, FG处是齿轮轴上的齿轮6，分度圆直径

=50mm, /# = 24mm, GH段安装滚针轴承，由于只承受弯矩故可取

中吵=40mm, 1叻=30mm ,滚针轴承尺寸

dxDxC = 40x45x27。

输入轴的花键TVxdxDxfi二Sx52x60x川。

(2)

后桥输出轴结构设计

为了防止两轴研合到一起引起两周对接卡死，输入轴与后桥输出轴间留奋0.5mm的间隙，IK是

齿轮轴上的齿轮3,分度圆直径介= 95.45mm, 1/A. = 24mm + 5mm = 30mm,KL

段安装轴承，查表取孔径50mm的30210型圆锥滚子轴承，其尺寸为

dxDxTxBxCxa =

50mmx90mmx21.25mmx20mmxl7mmx20mm，故(/)kl = 50mm ,

lkl = 20mm, LM段根据端盖结构取NO段安装输出轴联轴器，取

^no - 40mz?2, lno =82mm

o 花键为

7Vxt/x?)x6 = 8x36x40x7

(3)

中间轴结构设计

de段是啮合套外齿轮8,分度圆直径瓜=3x28mm = 84mm, lde = 29mm ,啮合套齿

轮8与两边的齿轮7、2各留有0.5mm的间隙，齿轮7、2的总齿宽为30mm,齿轮2, 4

间留有间隙5mm，所以= 24.5mm，lef = 53.5mm,取氏,=么=50mm，BC、FG段安装轴承，取孔径力45mm的30208型圆锥滚子轴承，么=么=40mm人=~ =

19 , AB、GH

段做成螺纹用于轴的两端固定，取也b =

gh = 30mmf lab = I= 15mm o

(4)

前桥输出轴结构设计如图4-5所示

CD段齿轮分度圆直径t = 54mm, lcd = 30mm，BC段安装一对圆锥滚子轴承，取孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承，(/)hc = 50mm, lhc = 50mm , AB段安装联轴器，取

(pab - 45mm，1(山=82mm。花键为

yVx6/x?>x5 = 8x52x60xl0。

4.4轴的强度计算

4.4.1轴的受力计算

(1)输入轴

=j^=2x315.50xl0 斤=10089.54；7

3cl

d\' cos (5

62.54

2x315.50xtan 20 x1000 =皿9選

62.54 x cos 24.30

肪

(4.3)

FM=

(4.4)

么=三⑽=2x315.50xt

24.3(fxl000

=4555 6jv

^1OO9O.1O/V

62.54

(4.5)

(2)

中间轴

\'2

2X48155X1OQQd2

95.45

4029.08

(4.6)

? 27； tana 2x481.55xtan20 x 1000

Fr2 = —----------------------------

； -- =

95.45 x cos 24.30

d2= ---

cos p-

(4.7)

_ 2T2 tan(3 _ 2x481.55x tan 24.30 x 1000 _

/1CCC Qc KJ

2^9 — ― —95.45

.OD/V

(4. 8)

(3)输出轴

27；= 2x734.99xl000

= 1524()8^

/3 d, 95.45

厂

2L tan a 2x734.99xtan 20° xlOOO

(4. 9)

3 = = ----------------------------------- ---- = 6150.22/V

d3 cos p

95.45 x cos 24.30

(4. 10)

厂

3 = 27>n^=

2x734.99xtan24.30l000 =

6953

95.45

⑽

(4. 11)

4.4.2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帄面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确吶合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺、？以后，可对轴进行刚度和强度验算。

轴在垂直面内挠度为乂.，在水帄面内挠度为/、.和转角为8,可分别用下式计算:

F}ab

3EIL

F2ab

3E1L

F{ ab(b - a

-3EIL

式中:

2222(4. 12)

(4. 13)

(4. 14)

F\'

齿轮齿宽中间帄面上的径向力（N）;

F2——齿轮齿宽中间帄面上的圆周力（N）;

E ——弹性模量（MPa），E=2A^lOMPa ；

I ——惯性矩（mm），对于实心轴，/ = ^//64；

d ——轴的直径（mm），花键处按帄均直径计算；

a, b——齿轮上的作用力距支座4、B的距离（mm）；

L ——支座间的距离（mm）。

轴的全挠度为/ =

V/c + /； S 0.2 mmo

轴在垂直面和水帄面内挠度的允许值为［/」=0.05?0.10mm，［/、］=0.10?0.15mm。齿

轮所在帄而的转角不应超过0.002rado

2445（1）低档时输入轴的挠度和转角的计算：

已知：a=30.5625mm； b=57.25mm； L=87.8125mm； d=45mm,把有关数据代入（4.

12）、

（4. 13）、（4. 14）得到：

Fr}ab _ Fr]abx64 3EIL

=0.001 < [fc] = 0.05 - 0.10mm

4— 3?瓜/[

nh y64

fs=;:瓜!” =0.0028<[又]=0.1

?0.15mm

/ = W =0 003 <0.2 mm

222222（2）中间轴的挠度和转角的计算:

已知：a=25.625mm； b=93.375mm； L=119mm； d=40mm,把有关参数代入（4.12）、

（4. 13）、（4. 14）得到：

F,.\'ab _ Frlabx64

A3EIL ~ 3E7idL

2222=0.0001 < [/J = 0.05

?0.10 mm

Fl{a~b~

x64

=0.00019< [/J = 0.1

?0.15 mm

3M?2

f =权 +

.f? = 0.000215 < 0.2 mm

雌“)=0.00000225< 0.002rad 3EIL

-4(3)

输出轴的挠度和转角的计算：

己知：a=25.625mm； b=95.625mm； L=121.25mm; d=40mm,把有关参数代入(4. 12)、

(4.

13)、(4. 14)得到:

Ffc

2f 2

x64

3ML

p W x 64

4，3EIL

0.000123 < [/J = 0.05

?0.10 mm

=』 ------ -—=0.00031 <[/y] = 0.1 ^0.15 mm

2f = yjfc + f-； = 0.000334 < 0.2 mm

0(办“)=0.00000351 < 0.002rad 3EIL

所以各轴都满足刚度要求。

4. 4.3轴的强度计算

(1)

输入轴强度校核：

已知：=315500/Vmm

； Frl = 4029.06A^

； Fal =4555.6?/

； Fu =10085.54N

；

L, =30.5625mm； L2 =57.25mm； L=87.8125mm； d=45mm

求水帄面内支反力和弯矩

^HA ^HB ^t

+=(4. 15)

由以上两式可得Z?/M=6575.34N，/?洲=3510.20N, A/wc=

2）求垂直面内支反力/^、和弯矩Mvc

RVA +

RVB =

Fr (4. 17)

Fr{L^FaXd = RVBL (4.18)

由以上两式可得/^=1271.49N，/?V/J=2757.78N, Mvc/-=,

Mvc心- =

=扣

H+M^+a7^ = V200958.95

+157882.9+0.6X315500 =

32M 32x353603.82 1

脚…

(7 =———= ------------ -- =39.55A/Pa < (r = 400MPa

7idx 3.14x45所以满足设计要求。s

2222

(2)

中间轴强度校核：

T2 = 536300/Vmm Fa2 =5180.927V Fl2 = 11186.97V

Ft34 = 16220.9N

/^ = 6506.347V d? = 95.88mm d = 36mm

9 9

L, = 27.375mm. L2 = 66mm . L3 = 25.625mm.

L = 119mm.

， ~ ， ?

1)求水帄面内支反力穴似、/?仙和弯矩M//c、MHD

Fr2 =4333.01/V

d4 = 66.12mm

(4. 19)

RHA

RHB

FI2 = Ft34

由以上两式可得：

/?/M=-383.02N, /?Hfi=4650.98N, MHC~, Alwo=

2)求垂直面内支反力Z?VA、和弯矩Mvc、

RVA +

RVIi =

Fr2 +

Fr34 (4.2D

匕人i+ L2) =(4.22)

由以上两式可得/?VA=2592.08N,

/?W,=7587.22N,

MVC/I： =,

Mvc^=94422.51 , MVD=

按第三强度理论得：

Mc = ^M^+M2HC+aT^ 二Vl94422.51 + 122832.45 +0.6x481550

二438203.347V? mm

222222MD = ^MyD + MHD+aT； = Vl64525.46 +246968.11 +0.6X481550 = 296752 26N. mm

32M 32x438203.34 l

(7( =———= ------------- ——=95.72MPa < [(j= 400MPa

7idyx 3.14x36

32M 32x296752.26

r?lonjl/fn z 1

麟…

(jn =———= ------------- -- =64.82MPa < (j = 400MPa

D ndx 3.14x36\'

所以满足设计要求。

(3)

输出轴强度校核

731 = 734990Mum; Fa3 = 6953.607V ; Fl3=524(?5N

Fr3 = 6150.222V d5 = 95.46mm Lj = 85.125mm

e L2 = 25.625mm . L = 110.75mm

，

求水帄面内支反力和弯矩

RHA+RHB = Fl3

RHAL\'

RHBL:

由以上两式可得//B=4727.22N, \"=

/?Mc(4.23)

(4. 24)

求垂直面内支反力和弯矩^;211

Fr3l +-^3^5 =

RLL2 (4.26)

由以上两式可得/^ =

1123.3N, /?^=5026.92N, =,

Mvc

心=

按第三强度理论得：

M =扣

X.+賊=A/121 135.01 + 128814.8 +0.6X734990 = 596148.577V ? mm

222(J

32M

所以满足设计要求。

32x596148.57

s= 130.22MPa

< [(j] =

3.14x36-

400MPa

4.5同步器设计

4.5.1同步器的功用及分类

R前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。

4. 5. 2同步器主要尺寸的确定

(1)

接近尺寸6

同步器换档第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离称为接近尺、上。尺寸座大于零，取=0.2?0.3mm。本设计取为0.3mm。

(2)

分度尺寸

锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩檫锥环接合齿中心线间的距离心称为分度尺T。尺寸6Z应等于1/4接合齿齿距。尺寸tz和6是保证同步器处于正确哨合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。

(3)

锁销端隙$

锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥

环端而之间的间隙为么，要求么〉4。若么<4,则换档时，在摩擦锥而尚未接触时，

面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。通常取4=0. 4mm左右。

摩檫锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙么，并可称之为后备行程。预留后备行程

&的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦锥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，导致间隙么逐渐减少，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，若摩擦锥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摩檫锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取么=1.2?2. 0mm,

取为1. 5mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0. 2?0. 5mm。

4.5.3主要参数的确定

(1)

摩擦因数/

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，耍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。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油屮工作的摩擦因数/取为0.1。

(2)

同步环主要尺寸的确定

锥面半锥角a

摩擦锥面半锥角G越小，摩檫力矩越大。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^/。一般取0=6°?8°。吋，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^=7°市就很少出现咬住现象。本设计取0=7°。

摩擦锥面帄均半径

设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器屮心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及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，尽可能将取大些。

锥面工作长度

缩短锥面长度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，増加了单位压力并使磨损加速。

(3)

锁止角夕

锁止角A选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进

行换档。影响锁止角#选取的因素，主要有摩擦因数/、摩擦锥面帄均半径/?、锁止面帄均半径和

锥面半锥角6Z。己有结构的锁止角在26°?42°。

4.5.3啮合套的设计

啮合套轮齿为直齿，.其齿廓曲线为渐幵线，啮合角为20°

,模数取3mm,齿顶高系数h]=0.5，其他参数与普通&轮一样，也数一般为30?80。

高、低速换档结合套，取z=28,则分度圆直径为= 3x28 = 84mm,结合套宽30mm。

4. 6箱体的设计

分动器箱体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。分动器横向断面尺寸应保证能介置K齿轮，而且设计时还应当注意到箱体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5?8mm的间隙，否则由于增加丫润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于5mm

的间隙。为了注油和放油，在分动器上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置设立在润滑油所在的帄面出，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔设计在壳体的最低处，放油螺塞采用永恒磁性螺塞，为Y保持分动器内部为大气压力，在分动器顶部装有通气塞。

为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5?4mm。采用铸铁壳体时，壁厚取5?6mm。

结论

汽车分动器。设计中给出了分动器的整体机械结构图，以及各主要构件的结构尺寸，并对齿轮和轴进行了强度校核。设计中得出以下结论：

(1)

分动器是影响越野汽车动力性的主要部分，其中传动比是影响动力的主要因素。

(2)

分动器各零部件材料的选择也非常重要，不但要满足分动器质量轻，也要符合强度要求。

(3)

在整个分动器的设计中，各零件之间的配合是很重要的，所以零件之间，轴与壳体中间的配合设本设计的难点。

(4)

本设计依然存在不足，比如机械结构设计上还有很大的改善空间，装配方面还存在一些缺陷，，还可以将操纵机构与同步器加入本设计中等等，在以后的研究工作中若克服了这些问题，分动器将有很大的发展空间。

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朱理.机械原理[M].匇京：高等教育出版社，2004.4

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吕宏，王慧主编.机械设计[M].匇京：匇京大学出版社，2009.9

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刘鸿文主编，材料力学1

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致谢

本次毕业设计是在各位老师的耐心指导下完成的。各位老师丰富的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师徳，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、帄易近人的人格魅力对学生影响深远。本次毕业设计从选题到完成，一一步都是在 ***老师的教导下完成的，倾注了***老师大量的心血。在此，谨向***老师表示崇高的敬意和衷心的感谢！

感谢四年来学院对我的培养以及各位专业老师对我的指导。正是由于他们的栽培，我冰能够系统全面地掌握机械设计的基础理论知识，顺利完成各项实践环节，从而形成了一定的专业素养和扎实的专业技能。这些都是我能够完成本次毕业设计的有力保障。

最后我还要感谢培养我长大的含辛茹苦的父母，感谢他们的养育之恩，感谢们多年来对我的学业的大力支持！

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