汽車分動器畢業(yè)設(shè)計

機電與車輛工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）題目：汽車分動器設(shè)計專業(yè)：車輛工程班級：姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：日期：2013年6月5日汽車分動器設(shè)計摘要：在多軸驅(qū)動的汽車上，為了將輸出的動力分配給各驅(qū)動橋設(shè)有分動器。越野汽車在良好道路行駛時，為減小功率消耗及傳動系機件和輪胎磨損，一般要切斷通后橋動力。本設(shè)計基于哈弗2.0L都市版主要參數(shù)，主要說明了越野車三軸式分動器的設(shè)計和計算過程，設(shè)計部分較詳細的敘述了分動器的設(shè)計過程，選擇結(jié)構(gòu)方案、主要參數(shù)、齒輪設(shè)計、軸設(shè)計。計算部分分為中心距，傳動比的計算，齒輪和軸的校核。關(guān)鍵詞：分動器高低檔齒輪傳動目錄TOC\o"1-5"\h\z引言4\o"CurrentDocument"1分動器概況及現(xiàn)狀分析41.1概況41.2現(xiàn)狀分析4\o"CurrentDocument"2分動器結(jié)構(gòu)的確定及主要參數(shù)的計算52.1設(shè)計所依據(jù)的主要技術(shù)參數(shù)52.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析52.2.1齒輪形式52.2.2結(jié)構(gòu)示意圖52.3擋數(shù)及傳動比52.4中心距A確定7\o"CurrentDocument"3齒輪的設(shè)計及校核83.1模數(shù)的確定83.2壓力角a83.3螺旋角p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對中心距進行修正103.6.3確定其他齒輪的齒數(shù)103.7齒輪的變位113.8齒輪的校核133.8.1計算扭矩T的確定133.8.2輪齒的彎曲應(yīng)力143.8.3輪齒接觸應(yīng)力17\o"CurrentDocument"4軸的設(shè)計與校核184.1軸的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則184.2軸的尺寸初選184.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計194.4嚙合套的設(shè)計214.5軸的強度計算214.5.1軸的受力計算214.5.2軸的剛度計算224.5.3軸的強度計算24\o"CurrentDocument"5變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計275.1同步器設(shè)計275.1.1同步器的功用及分類275.1.2慣性式同步器275.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定285.1.4主要參數(shù)的確定285.2分動器箱體29致謝30參考文獻31多軸驅(qū)動的汽車都裝用分動器，用于傳遞和分配動力至各驅(qū)動橋，兼作副變速器之用。常設(shè)兩個檔，低檔和高檔。為了不使后驅(qū)動橋超載常設(shè)聯(lián)鎖機構(gòu)，使只有結(jié)合前驅(qū)動橋以后才能掛上低檔，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。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅(qū)動橋，并且進一步增大扭矩，是越野車汽車傳動系中不可缺少的傳動部件，它的前部與汽車變速箱聯(lián)接，將其輸出的動力經(jīng)適當(dāng)變速后同時傳給汽車的前橋和后橋，此時汽車全輪驅(qū)動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。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。1分動器概況及現(xiàn)狀分析1.1概況分動器有以下幾種類型：1)分時四驅(qū)(Part-time4WD)這是一種駕駛者可以在兩驅(qū)和四驅(qū)之間手動選擇的四輪驅(qū)動系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面情況，通過接通或斷開分動器來變化兩輪驅(qū)動或四輪驅(qū)動模式，這也是一般越野車或四驅(qū)SUV最常見的驅(qū)動模式。最顯著的優(yōu)點是可根據(jù)實際情況來選取驅(qū)動模式，比較經(jīng)濟。全時四驅(qū)(Full-time4WD)這種傳動系統(tǒng)不需要駕駛?cè)诉x擇操作，前后車輪永遠維持四輪驅(qū)動模式，行駛時將發(fā)動機輸出扭矩按50：50設(shè)定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時驅(qū)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(qū)系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。但其缺點也很明顯，那就是比較廢油，經(jīng)濟性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪胎轉(zhuǎn)速的差異，一旦一個輪胎離開地面，往往會使車輛停滯在那里，不能前進。適時驅(qū)動(Real-time4WD)采用適時驅(qū)動系統(tǒng)的車輛可以通過電腦來控制選擇適合當(dāng)下情況的驅(qū)動模式。在正常的路面，車輛一般會采用后輪驅(qū)動的方式。而一旦遇到路面不良或驅(qū)動輪打滑的情況，電腦會自動檢測并立即將發(fā)動機輸出扭矩分配給前排的兩個車輪，自然切換到四輪驅(qū)動狀態(tài)，免除了駕駛?cè)说呐袛嗪褪謩硬僮?，?yīng)用更加簡單。1.2現(xiàn)狀分析第一個自動變速器是1914年奔馳公司最先推出，克萊斯勒1914推出了帶液力偶合器的四速半自動變速器。分動器已經(jīng)發(fā)展到第五代：第一代的分動器基本上為分體結(jié)構(gòu)，直齒輪傳動、雙換檔軸操作、鑄鐵殼體；第二代分動器雖然也是分體結(jié)構(gòu)，但已改為全斜齒齒輪傳動、單換檔軸操作和鋁合金殼體，一定程度上提高了傳動效率、簡便了換檔、降低了噪音與油耗；第三代分動器增加了同步器，使多軸驅(qū)動車輛具備在行進中換檔的功能；第四代分動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，從而優(yōu)化了換檔及大大提高了傳動效率和性能；第五代分動器殼體采用壓鑄鋁合金材料、齒型鏈傳動輸出，其低擋位采用行星斜齒輪機構(gòu)，使其輕便可靠、傳動效率高、操縱簡單、結(jié)構(gòu)緊湊、噪音更低。2分動器結(jié)構(gòu)的確定及主要參數(shù)的計算2.1設(shè)計所依據(jù)的主要技術(shù)參數(shù)表2.1哈弗2.0L主要參數(shù)最高轉(zhuǎn)速5600輪胎規(guī)格225/65R17最高車速140km/h整備質(zhì)量1688kg功率110kw最大功率轉(zhuǎn)速5600r/min發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩210Nm最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速4500r/min變速器傳動比膈=3.4igh=0.856軸距27252.2零部件結(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、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復(fù)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結(jié)構(gòu)示意圖如圖所示3456圖2.1分動器結(jié)構(gòu)簡圖1.輸入軸2.分動器殼3.輸入軸高速檔齒輪4.換擋結(jié)合套5.輸入軸低速檔齒輪6.輸入軸常嚙合齒輪7.后橋輸出軸8.中間軸9.中間軸常嚙合齒輪10.中橋輸出軸11.中橋輸出齒輪12.中間軸低速檔齒輪13.中間軸高速檔齒輪14.前橋結(jié)合套15.前橋輸出軸2.3擋數(shù)及傳動比主減速比的計算：

i_0.377nprrVamax/gh（2.1）（2.2）.0.377x5600x0.362i_00.856x140_6.377其中根據(jù)輪胎規(guī)格225/65R17得輪胎半徑r,=0.4318+2+0.225x0.65=0.362根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定傳動比：（2.1）（2.2）—Qmaxg/T-<G^

r2r為了增強汽車在不好道路的驅(qū)動力，目前，四驅(qū)車一般用2個檔位的分動器，分為高檔和低檔.本設(shè)計也采用2個檔位。選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速較低，所以可以忽略掉空氣阻力，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有T?maxgiof——t->mg（fcosa+sina）=mg^（2.3）r則由最大爬坡度要求的分動器低檔傳動比：i>mgWmaxrr（2.4）扭Lx'"式中，m——汽車總質(zhì)量；g重力加速度；^max道路最大阻力系數(shù)；rr--—驅(qū)動輪的滾動半徑；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；lQ主減速比；門一一汽車傳動系的傳動效率；k――前后輪轉(zhuǎn)矩分配比；.〉mg(fcosa+sina)rlfd~3E皿’I960x9.8x(0.018x0.928+0.371)x0.362210x6.377x3.4x0.4=1.645求得變速器一擋傳動比為：ifd〉1.645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)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下：（2.5）iiik^emaxoglfdt式中，G2--—汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷;中路面的附著系數(shù)，計算時取中=0.5~0.6i<"gitiiknemaxoglT（2.5）_1960x9.8x0.6x0.362=210x6.377x3.4x0.4x0.9=2.545通過以上計算可得到1.645<ifd<2.545，在本設(shè)計中，取加=2.4。取高擋傳動比ifg=1.08。2.4中心距入確定將中間軸與第二軸之間的距離稱為中心距A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對分動器的外形尺寸、體積質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。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度來確定。分動器的軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置分動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小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，分動器中心取得過小，會使分動器長度增加，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)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：A=七3T（2.6）式中，K"中心距系數(shù)。對轎車，KA=8.9?9.3；對貨車，Ka=8.6?9.6T^啞-變速器處于一檔時的輸出扭矩Ti=Tin=210x3.4x0.9=642.6N-m故由(2.6)可得出初始中心距：A=KA3：—=(76.80~80.25)mm為檢測方便，圓整中心距A=80mm。3齒輪的設(shè)計及校核各擋位齒輪在分動器中的位置安排，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，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。分動器齒輪主要是因接觸應(yīng)力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠處。該處因軸的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(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考慮，同一齒輪機械中的齒輪模數(shù)不宜過多。分動器齒輪模數(shù)的范圍如表3.1車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量%以1.0車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量%以1.0>VW1.61.6VVW2.56.0-mn<14.0mn314.0模數(shù)mn/mm2.25?2.752.75?3.003.50?4.504.5?6.00一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50—n所選模數(shù)應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987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2?3.5；重型貨車為3.5?5。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a壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度并降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以本設(shè)計中分動器齒輪壓力角取20。3.3螺旋角&的確定選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。螺旋8角應(yīng)選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。轎車變速器齒輪應(yīng)采用較大螺旋角以提高運轉(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)來選擇齒寬b。b=km(3.1)式中：k一齒寬系數(shù)，直齒輪取k=4.4?7.0，斜齒輪取k=7.g8.6；mn一法面模數(shù)。CC齒寬可根據(jù)下列公式初選：直齒輪b=(4.5~8.0)m,斜齒輪b=(7.0~8.6)m。綜合各個齒輪的情況，均為斜齒輪：設(shè)計b=3x(7.0~8.6)=21~25.8，齒寬均選為24mm。3.5齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、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，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75?0.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(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度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細高齒。本設(shè)計取為f°=1.0。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)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。齒數(shù)和：Z=齒數(shù)和：Z=Z]+z22Acosp2x80xcos25。=48.34(3.2)圓整取Z=48i=M=2.4FDz]z4根據(jù)經(jīng)驗數(shù)值，取Z4=19，則z3=29

通過比較可以得出z1=19,z2=29時，i低=2.32，與設(shè)計要求2.4最接近。所以：Z]=19,z2=29。3.6.2對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和&后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的&和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)椋篴=Am2cosp48x3

2xcos25mm=79.44mm（3.3）修正中心距，取A=79。重新確定螺旋角P，其精確值應(yīng)為p=arccosa=Am2cosp48x3

2xcos25mm=79.44mm（3.3）修正中心距，取A=79。重新確定螺旋角P，其精確值應(yīng)為p=arccosm^n122a3x48=arccos=24.30。2x79下面根據(jù)方程組:2Acosp2x79xcos24.30。34m348z?T=IzFDznz19.土=2.4x=1.5729確定常嚙合齒輪副齒數(shù)分別為：z3=29,z4=19。重新確定螺旋角。，其精確值為:p=arccos342A*=arccos3^8=24.30。2x793.6.3確定其他齒輪的齒數(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。高速檔傳動比iFG=1.08zz19—=i高%=1.08x一=0.708z&[3tanP34=z3(1+￡)=^9x(1+0.708)=1.032tanPz+zz29+19ctan24.30?！?p=tan-1=23.63。1.032(3.4)(3.5)(3.6)2A*67=2x79xc?24.63。=47.87，取48(3.7)于是可得，z=28,z=20。重新確定螺旋角。，其精確值為p=cos-1mn(z6+Z7)=cos一1W8=24.30。(3.8)672A2X793.7齒輪的變位齒輪1、2的各參數(shù):取模數(shù)m^=3螺旋角p=24.30。齒寬系數(shù)kc=8。分度圓壓力角:端面嚙合角:tan%=tanan/cosp分度圓壓力角:端面嚙合角:a=21.77。ta,79.44F”cosa,=cosa=cos21.77。At79變位系數(shù)之和:+:)IZ-啊Q

1211—2tanan&=-0.1364nL查表得&n1=0.05&n2=-0.0844A-A'79-79.44=-0.14673分度圓直徑:mnAy=&nZ—y=-0.1364+0.1467=0.0103nJn=空=3X19=62.54變位系數(shù)之和:+:)IZ-啊Q

1211—2tanan&=-0.1364nL查表得&n1=0.05&n2=-0.0844A-A'79-79.44=-0.14673分度圓直徑:mnAy=&nZ—y=-0.1364+0.1467=0.0103nJn=空=3X19=62.54mmcospcos24.30節(jié)圓直徑:齒頂高:d=mnz2=3X29=95.45mm2cospcos24.30d\=2AzJZ=2x79x19/48=62.54mm

d'2=2Az2/z=2x79x29/48=95.46mmha1=(ha*+&n1ha2=(ha*+&n2-Ayn)mn=(1-0.0844-0.0103)x3=2.72mm齒根高：hf1=(ha*+cn*-gn1)mhf2=(ha*+cn*-gn2)m全齒高：-Ayn)mn=(1+0.05-0.0103)x3=3.12mmn=(1+0.25-0.05)x3=3.6mmn=(1+0.25+0.0844)x3=4.0mmh=h+h=6.72mm當(dāng)量齒數(shù)：zz=W—=25.19。n1cosP3z?z=W^=38.60。n2cosP3所有齒輪參數(shù)如表3.2所示表3-2各齒輪基本參數(shù)齒輪高速檔低速檔常嚙合齒輪齒數(shù)輸入軸齒輪6中間軸齒輪7輸入軸齒輪1中間軸齒輪2輸出軸齒輪3中間軸齒輪4282019292919實際傳動比i0.7141.5261.526螺旋角。24.30。24.30。24.30。法面模數(shù)mn（mm）333法面齒頂高系數(shù)han111法面頂隙系數(shù)品0.250.250.25分度圓壓力角an20°20°20°分度圓直徑d（mm）92.1665.8362.5495.4595.4562.54中心距A（mm）797979中心距變動系數(shù)000齒頂高h（mm）2.723.123.122.722.723.12齒根高hf（mm）43.63.6443.6齒全高h（mm）6.726.726.72有效齒寬b（mm）243434當(dāng)量齒數(shù)zn36.9926.4225.1938.6038.6025.193.8齒輪的校核3.8.1計算扭矩T的確定分動器齒輪強度計算扭矩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的最大驅(qū)動扭矩71；T=Temax'變門變式中：Tmax一發(fā)動機最大扭矩；（3.9）'變一變速器頭檔速比；門變一變速器效率；第二種載荷狀況是考慮到保證驅(qū)動輪發(fā)出最大附著力矩所需的分動器輸入扭矩72;在高檔時：T—M…2ii^H0FG主分式中：M后附一后橋驅(qū)動時的最大附著力矩;(3.10)M后附=G鄧''；G一滿載時分配到前橋的重量；中一最大附著系數(shù)，0.5?0.6；尸一車輪滾動半徑；%一主傳動比；iFG一分動器高檔傳動比；叩主一主傳動效率；H分一分動器效率；在低檔時：T=—^附2i0iFD門U分式中：M后附后橋驅(qū)動時的最大附著力矩;(3.11)M后附=Gw'；G—滿載時整車重量；中一最大附著系數(shù)，0.5~0.6；,一車輪滾動半徑；/0一主傳動比；iFD一分動器低檔傳動比；叩主一主傳動效率；門分一分動器效率；若】<T2（或T：），則說明自變速器傳來的最大驅(qū)動扭矩不足以使驅(qū)動車輪發(fā)出最大附著力矩，這時應(yīng)選取T1，作為計算扭矩。若T1>&'（或TJ）,則說明自變速器傳來的最大驅(qū)動扭矩實際上是不能被利用的，這時應(yīng)選取匚（或T：）作為計算扭矩（T用于計算高檔齒輪，T；用于計算低檔齒輪）。由式(3.14),T可得1=T變變=210x3.4x0.9=68544N?m由式(3.15)可得T21960x9.8x由式(3.14),T可得1=T變變=210x3.4x0.9=68544N?m由式(3.15)可得T21960x9.8x0.6x0.362x0.362=148.27N?m6.377x2.4x0.9x0.96由式（3.16）''可得21960x9.8x0.6x0.362/err―—八cc=315.50N-m、6.377X2.4x0.9x0.96所以高速檔時T2作為計算轉(zhuǎn)矩，低速檔時T2'作為計算轉(zhuǎn)矩。3.8.2輪齒的彎曲應(yīng)力圖3.1齒形系數(shù)圖(3.12)式中：b一彎曲應(yīng)力(MPa);匕―圓周力(N)，F(xiàn)1=2Tid；T—計算載荷(N?m)；d一節(jié)圓直徑(mm)；K^一應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取Kb=1.65；Kf一摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同，主動齒輪Kf=1.1,從動齒輪Kf=0.9；b—齒寬(mm)；t—端面齒距(mm)，t=兀m；m一模數(shù)；y一齒形系數(shù)，如圖3.1所示因為齒輪節(jié)圓直徑d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式后得(3.13)(3.14)2TKK(3.13)(3.14)w兀m3zKy(2)斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為^=FL

wbtyK8式中：F一圓周力(N)，F(xiàn)=2T/d；T一計算載荷(N?m)；d一節(jié)圓直徑(mm)，d=(mz)[cosp，m一法向模數(shù)(mm)，z一齒數(shù)，p一斜齒輪螺旋角(。)；Kb一應(yīng)力集中系數(shù)，Kb=1.50；b一齒面寬(mmd一節(jié)圓直徑(mm)，d=(mz)[cosp，m一法向模數(shù)(mm)，z一齒數(shù)，p一斜齒輪y—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)z=奪'cos3&在圖4.1中查得;氣一重合度影響系數(shù)，K頊2.0。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(3.15)2Tcos&Kwnzm3yKK(3.15)對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180?350MPa范圍，對貨車為100?250MPa范圍。當(dāng)掛上低速檔時傳遞的轉(zhuǎn)矩最大，因此只要校核低速檔時的彎曲應(yīng)力就可以了?！⊕焐系退贆n時：輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩即為變速器傳來的轉(zhuǎn)矩T2〃中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：T2=T2x29/20=481.55N-m一〃…―一輸出軸轉(zhuǎn)矩：T3=T2x29/20=734.99N-m低速檔齒輪為斜齒輪，所以應(yīng)用彎曲應(yīng)力公式（3.15）式中：y—齒形系數(shù)。由圖3.1查得y=0.142，y=0.148，)3=0.142y=0.148通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式（3.15）后得:b=2〈cos&2匕w1兀zm3yKK2x315.5x103xcos24.30°x1.53.142x315.5x103xcos24.30°x1.53.14x19x33x0.142x8x2.0=239.43MPa<180?350MPa^=2T2cos。2￡w2兀zm3yKK2x481.55x103xcos24.85°x1.53.14x29x33x0.148x8x2=226.15MPa<180~350Mpab=2T3cos&34Kb

w3兀z3m3y3KK2x734.99x103xcos24.30°x1.53.14x29x33x0.148x8x2=345.18MPa<180?350Mpa^=2T2cos&34匕w4兀zm3yKK2x481.55x103xcos24.30°x1.53.14x19x33x0.148x8x2=345.18MPa<180?350Mpa同理可得高速檔的齒輪的彎曲強度均合格。3.8.3輪齒接觸應(yīng)力b.=0.418』biFE1（3.16）式中：b.一輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；F一齒面上的法向力（b.=0.418』biFE1（3.16）式中：b.一輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；F一齒面上的法向力（N）,F=F/(cosacosP),F為圓周力(N),F=2T/d,T為計算載荷（N?m）,d為節(jié)圓直徑（mm）,a為節(jié)點處壓力角（。）,p為齒輪螺旋角（。）；E一齒輪材料的彈性模量（MPa）,E=2.1x105MPa；b一齒輪接觸的實際寬度（mm），斜齒輪用bcosp代替；P、P一主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）,直齒輪P=rsina、p=rsina,zbzzbb斜齒輪p=（rsina）cos2p、p=（rsina）.cos2p,r、r主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。zzbbzb齒輪材料選為40Cr,滲碳淬火處理，齒面硬度52~68HRC,7級精度。將作用在分動器輸入軸上的載荷七max作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.3。齒輪b./MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900?2000950?1000常嚙合齒輪和高擋1300?1400650?700表3.3變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力低檔時受力分析低檔時輸入軸受力：〃廠2T2x315.5x1000F=21dcosacosp62.54xcos20。xcos24.30。低檔時中間軸受力：N=11780.80N2x481.55x103N=11781.46N2TF=2=2dcosacosp95.45xcos20。xcos24.3。斜齒圓柱齒輪：m=3,Z1=19,Z2=29,E=2.1x105,4=62.54mm,d2=95.45mmT=T=315.50N,j2b=b/cos2p=3x8/cos224.30。=28.89mmp=rsin20。/cos2p=§sin20。/cos224.30。=12.88mmp=rsin20。/cos2P=^2sin20。/cos224.3=19.65mm將各參數(shù)代入公式后得\FE(a.]2=0.41^-b-八八。111780.80x2.1x105(1=八八。111780.80x2.1x105(1=0.418」28.89+112.8819.65)=1386.76MPa同理得:\FEa=\FEa=0.4181—j3-4、:b11781.46x2.1x105=0.418:28.89—+—"P3P4Jf-^+["12.8819.65)=1386.80Mp同理，齒輪4與齒輪5之間參數(shù)相同，接觸應(yīng)力a=1386.80MPa滲碳齒輪的許用應(yīng)力j4-5，在1300-1400之間，所有接觸應(yīng)力符合要求。4軸的設(shè)計與校核4.1軸的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則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(shè)計應(yīng)滿足如下準(zhǔn)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(jié)構(gòu)形狀及尺寸，即進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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(yīng)進行振動穩(wěn)定性計算。4.2軸的尺寸初選軸剛度不足會引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。設(shè)計分動器軸時，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其剛度影響很大，且軸長與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。第一軸最小直徑可按下式初選：d>K勾T（4.1）式中，K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0-4.6；T.為計算轉(zhuǎn)矩。將各參數(shù)代入公式(4.1)可得：d>(27.23~31.32)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=(0.45~0.6)A=(0.45~0.60x79mm=(35.55~47.4)mm。在草圖設(shè)計過程中，將最大直徑確定為如下數(shù)值：輸入軸d=45mm，中間軸d=40mm，輸出軸d=40mm。4.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4-1所示。圖4-1輸入軸輸入軸的最小直徑在安裝聯(lián)軸器的花鍵處，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩七=KT，取Ka=1.5,則：T=KT=1.5x481.55N-m=7232N-m(4.2)查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表8-3,選用YL11型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1000N-m。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm，故取^=45mm，l=82mm，^=48mm，l=50mm，CD段裝有圓錐滾子軸承，查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》6-7選孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承與之配合其尺寸為dxDxTxBxCxa=50mmx90mmx21.75mmx20mmx17mmx20mm，故取4=50mm，l=24mm，DE段固定齒輪，故取4=53mm，l=24mm，根據(jù)整體結(jié)構(gòu)取譙=58mm，l=60mm，F(xiàn)G處是齒輪軸上的齒輪6，分度圓直徑4危=62.54mm，l危=24mm，GH段安裝滾針軸承，由于只承受彎矩故可取4=40mm，l=30mm，滾針軸承尺寸dxDxC=40x45x27。輸入軸的花鍵NxdxDxB=8x42x46x8。(2)后橋輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4-2所示。

'I1I圖4-2后橋輸出軸為了防止兩軸研合到一起引起兩周對接卡死，輸入軸與后橋輸出軸間留有0.5mm的間隙，IK是齒輪軸上的齒輪3，分度圓直徑小=95.45mm，l=24mm+5mm=30mm，KL段安裝軸承，查表取孔徑50mm的30210型圓錐滾子軸承，其尺寸為dxDxTxBxCxa=50mmx90mmx21.25mmx20mmx17mmx20mm，故^=50mm，1以=20mm,LM段根據(jù)端蓋結(jié)構(gòu)取①加=50mm,l而=40mm，MN段安裝軸承，查表選取孔徑為45mm的30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為dxDxTxBxCxa=45mmx85mmx20.75mmx19mmx16mmx18.6mm取^=45mm,NO段安裝輸出軸聯(lián)軸器，取4=40mm，1=82mm。花鍵為NxdxDxB=8x36x40x7。中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4-3所示。圖4-3中間軸de段是嚙合套外齒輪8，分度圓直徑4d=3x32mm=96mm，1血=29mm，嚙合套齒輪8與兩邊的齒輪7、2各留有0.5mm的間隙，齒輪7、2的總齒寬為45mm，齒輪2,4間留有間隙5mm，所以1d=24.5mm,lf=53.5mm，取4d=4f=50mm，BC、FG段安裝軸承，取孔徑為45mm的30209型圓錐滾子軸承，4b=4/=45mm,七=七=30，AB、GH段做成螺紋用于軸的兩端固定，取4b=4h=30mm，1人=1h=15mm。(4)中橋輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4-4所示。

圖4-4中橋輸出軸EF段安裝齒輪5,取譙=60mm,°=24mm,BC、FG段安裝軸承，取孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承，其尺寸為dxDxTxBxCxa=50mmx90mmx21.75mmx20mmx17mmx20mm，。=。=50mm，l=l=30mm，de、cd段根據(jù)結(jié)構(gòu)取4=70mm，l=10mm，4=60mm，l=116mm，AB段漸開線齒輪分度圓直徑4=3x15=45mm，l=30mm圖4-4中橋輸出軸EF段安裝齒輪5,取譙=60mm,°=24mm,BC、FG段安裝軸承，取孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承，其尺寸為(5)前橋輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4-5(5)前橋輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4-5所示4-5前橋輸出軸七=30mm，BC段安裝一對圓錐滾子軸承，取孔徑CD段齒輪分度圓直徑4=54mm為50mm的30210型圓錐滾子軸承，4b=45mm，七=82mm?；ㄦI為NxdxDxB=8x42x46x8。4b=4b=50mm，l^=50mm，AB段安裝聯(lián)軸器，取嚙合套輪齒為直齒，其齒廓曲線為漸開線，嚙合角為20，模數(shù)取3mm，齒頂高系數(shù)h*=0.5，其他參數(shù)與普通齒輪一樣，齒數(shù)一般為30~80。a高、低速換檔結(jié)合套，取z=32，則分度圓直徑為d=3x32mm=96mm，結(jié)合套寬28mm；接前橋、斷前橋嚙合套，取z=18，則分度圓直徑為d=3X18mm=54mm，結(jié)合套寬28mm。4.5軸的強度計算4.5.1軸的受力計算輸入軸

Ft12T2x315.50x1031-N-10089.54Nd162.54Fr12Ttana_2x315.50xtan20。x1000_14029Ft12T2x315.50x1031-N-10089.54Nd162.54Fr12Ttana_2x315.50xtan20。x1000_14029.27Ndcosp62.54xcos24.30。Fa12Ttanp2x315.50xtan24.30°x1000=4555.6N62.54(2)中間軸坦-2xEx1000-10090.10nd295.452T2tana-2x481.55xtan200x1000-4029.08Ndcosp95.45xcos24.30。Fa22Ttanp

□2x481.55xtan24.30°x1000=4555.85N95.45輸出軸2T3-2x睥99x1000-15240.85Nd395.45Fr32T3tana_2x734.99xtan20°x1000_615022Ndcosp95.45xcos24.30。Fa32Ttanp2x734.99xtan24.30。x1000=6953.60N95.45(4.3)(4.4)(4.5)(4.6)(4.7)(4.8)(4.9)(4.10)(4.11)對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，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。軸在垂直面內(nèi)撓度為匕，在水平面內(nèi)撓度為二和轉(zhuǎn)角為&可分別用下式計算:尸F(xiàn)a2b2f-tc3EILrFa2b2f-s3EILFab(b-Fab(b-a)1（4.12）（4.13）（4.14）式中：F——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；1F2——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；E——彈性模量（MPa）,E=2.1x105MPa；I慣性矩（mm4），對于實心軸，I=兀d4'64；d——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；a、b——齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；L支座間的距離（mm）。軸的全撓度為f=%:f2+f2<0.2mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為[f]=0.05?0.10mm,f1=0.10-0.15mm。齒輪s所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。⑴低檔時輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=30.5625mm；b=57.25mm；L=87.8125mm；d=45mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4.12）、（4.13）、（4.14）得到：FaFa2b2Fa2b2x64f=—r1=—r1c3EIL3E兀d4L=0.001<[f]=0.05?0.10mmf=京2b2X64=0.0028<[f]=0.1~0.15mms3E兀d4Lsf=%：f2+f2=0.003<0.2mm5=Fnab(b—a)=0.00001<0.002ad3EIL中間軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=25.625mm；b=93.375mm；L=119mm；d=40mm，把有關(guān)參數(shù)代入(4.12)、、(4.14)得到:=0.0001<[f]=0.05~0.10mmFa2b2Fa2b2x64=3EIL—3E兀d4Lf=篁二：64=0.00019<[f]=0.1?0.15mms3E兀d4Lsf=%f2+f2=0.0002E50.2mm

5=Frfb(—a)=0.00000225<0.002rad3=0.0001<[f]=0.05~0.10mm已知：a=25.625mm；b=95.625mm；L=121.25mm；d=40mm，把有關(guān)參數(shù)代入(4.12)、、(4.14)得到:=0.000123<[fc]=0.05?0.10mmFa2b2Fa2b2x64f—3EIL—‘3E兀d4Lf=Ftia2b2x64=0.00031<[f]=0.1?0.15mms3E兀d4Lsf=.f+f「=0.00033<40.2mm5=F/b(b—=0.000123<[fc]=0.05?0.10mm4.5.3軸的強度計算輸入軸強度校核：已知:七=315500Nmm；F1=4029.06N；F1=4555.6N；F1=10085.54N；L]=30.5625mm；L2=57.25mm；L=87.8125mm；d=45mm1)求水平面內(nèi)支反力RA、RB和彎矩MhcRHA+Rhb=Ft1(4.15)RHAL1=RHBL2(4.16)由以上兩式可得RHA=6575.34N，Rhb=3510.20N，MHC=200958.95N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力RA、Rvb和彎矩MCRVA+RVB=F(4.17)1,FL+Fd=RLr112a1VB(4.18)由以上兩式可得r%=1271.49N，r話=2757.78N，MC左=38857.16N.mm，MC右=157882.9N.mmM=...Mh+M2右+aT32="200958.952+157882.92+0.6x3155002=353603.82N.mm

b=竺=32x3536°3.82=‘號,心兀］=400MPand33.14x45331所以滿足設(shè)計要求。RhbMvc右=157882.9NmmMvc左=38857.16NmmTj=315500NmmM=353603.82Nmm

中間軸強度校核:RhbMvc右=157882.9NmmMvc左=38857.16NmmTj=315500NmmM=353603.82NmmT2=536300Nmm.F2=5180.92N.「2=11186.9N.F2=4333.01N.F34=16220.9N.F34=6506.34N.d=95.88mm.d=36mm.d=66.12mm.L=27.375mm.L=66mm.L3=25.625mm.l=119mm.求水平面內(nèi)支反力RA、RB和彎矩MC、MhdRA+RB+F2=F34(4.19)FL+RL=F(L+L)(4.20)121HB13412由以上兩式可得RA=-383.02N,Rh/4650.98N,MC=-10485.17N.mm,Mhd=129181.36N.mm求垂直面內(nèi)支反力RA>Rvb和彎矩MC、MvdRA+RB=F2+F34(4.21)FL+1Fd+F(L+L)=RL(4.22)r212彼2r3412VB由以上兩式可得R版=2592.08N,RB=7587.22N,MC左=70958.19N.mm,M右=194422.51N.mm,M=164525.46N.mm按第三強度理論得：Mc=.\.：'M2右+Mhc+偵T；=(194422.512+122832.452+0.6x4815502=438203.34N-mmMd=\Md+Mhd+aT22=v164525.462+246968.112+0.6x4815502=296752.26N-mm^=32M=32x438203.34=95.72皿兀］=400MPaCKd33.14x36331^=32M=32x296752.26=64.82MPa兀］=400MPadnd33.14x36331所以滿足設(shè)計要求。輸出軸強度校核F=1524085Nt3F3=6150.22N.d5=95.46mm.L］T31=734990Nmm.F3F=1524085Nt3F3=6150.22N.d5=95.46mm.L］21）求水平面內(nèi)支反力Rha、Rhb和彎矩MhcRHARHA+RHB=F3RHAL1=RHBL2(4.23)(4.24)由以上兩式可得Rha=1423.0N,Rhb=4727.22N,Mhc=121135.01N.mm（4.25）（4.26）2)求垂直面內(nèi)支反力Rva、Rvb和彎矩MvcRVA+RVB=F3FL+1Fd=RL

r312a（4.25）（4.26）由以上兩式可得R^=1123.3N，Rvb=5026.92N，Mc左=95620.9N.mm，M=128814.8N.mm按第三強度理論得：M=\：Mh+Mv右+a%=(121135.012+128814.82+0.6x7349902=596148.57N-mm.=理=32X596148.57=130.22MPaVt]=400MPa兀d33.14x36331所以滿足設(shè)計要求。5變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計5.1同步器設(shè)計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，使之在最短的時間內(nèi)達到同步狀態(tài)。同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。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，在兩換檔元件之間的角速度達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現(xiàn)對同步器的基本要求。鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，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，且嚙合套相對鎖銷作軸向移動前，滑動齒套接合齒與錐環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b,稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2?0.3mm。本設(shè)計取為0.3mm。分度尺寸a鎖銷中部倒角與銷孔的倒角互相抵觸時，滑動齒套接合齒與摩擦錐環(huán)接合齒中心線間的距離a，稱為分度尺寸。尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距。尺寸a和b是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制。鎖銷端隙華鎖銷端隙5系指鎖銷端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙，同時，滑動齒套端面與摩擦錐環(huán)1端面之間的間隙為5，要求5>5。若5V5，則換檔時，在摩擦錐面尚未接觸時，滑動22121齒套接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸bV0，此刻因摩擦錐環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使同步器失去鎖止作用。通常取51=0.4mm左右。摩擦錐環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙53，并可稱之為后備行程。預(yù)留后備行程5的原因是摩擦錐環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，在換檔時，摩擦錐環(huán)要3向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙5逐漸減少，3直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦錐環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)摩擦錐環(huán)等零件與齒輪同步后換檔，故屬于因設(shè)計不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)取53=1.2?2.0mm，取為1.5mm。在空檔位置，摩擦錐環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.2?0.5mm。5.1.4主要參數(shù)的確定摩擦因數(shù)f同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，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。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)f取為0.1。同步環(huán)主要尺寸的確定錐面半錐角a摩擦錐面半錐角a越小，摩擦力矩越大。但以過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana>f。一般取a=6°?8°。a=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在a=7°市就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本設(shè)計取a=7°。（2）摩擦錐面平均半徑RR設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。（3）錐面工作長度b縮短錐面長度b,可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。（4）同步環(huán)徑向厚度乘用車同步環(huán)厚度要比比貨車小些，一般選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料，鑄造時選用鋁黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3?0.5），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.07?0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2?3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。3.鎖止角P鎖止角P選取得正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角P選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角a。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°?42°。5.2分動器箱體分動器箱體的尺寸要盡可能小，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。分動器橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪，而且設(shè)計時還應(yīng)當(dāng)注意到箱體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有5?8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導(dǎo)致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。為了注油和放油，在分動器上設(shè)計有注油孔和放油孔。注油孔位置設(shè)立在潤滑油所在的平面出，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔設(shè)計在殼體的最低處，放油螺塞采用永恒磁性螺塞，為了保持分動器內(nèi)部為大氣壓力，在分動器頂部裝有通氣塞。為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁后取3.5?4mm。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5?6mm。6設(shè)計小結(jié)分動器已經(jīng)成為SUV不可缺少的部分，分動器轉(zhuǎn)矩容量大、重量輕、傳動效率高、噪音小、換擋輕便準(zhǔn)確，大大改善了多驅(qū)動車輛的轉(zhuǎn)矩分配，進而提高了整車性能。本次畢業(yè)設(shè)計的主要內(nèi)容是基于哈弗2.0L版主要參數(shù)設(shè)計三軸式分動器，在設(shè)計過程中，主要完成了分動器傳動方案的確定，分動器各擋傳動比分配的確定，分動器齒輪參數(shù)的選擇，分動器各擋齒輪齒數(shù)分配，分動器齒輪的設(shè)計計算，分動器軸和軸承的設(shè)計計算，操縱機構(gòu)及箱體的設(shè)計以及利用AutoCAD和PRO/E畫裝配圖、零件圖等設(shè)計任務(wù)。傳統(tǒng)的設(shè)計方法一般是根據(jù)性能要求利用經(jīng)驗公式取初值，然后驗算其強度，傳動質(zhì)量指標(biāo)等，如果不符合要求則根據(jù)經(jīng)驗改變某些參數(shù)，繼續(xù)驗算，直至符合所有的條件與要求。本設(shè)計本著經(jīng)濟性和實用性的原則，在各部件的設(shè)計要求上都采用比較開放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，設(shè)計存在誤差，機械結(jié)構(gòu)設(shè)計上還有很大的改善空間，裝配方面還存在一些缺陷，，