汽车分动器设计【9张CAD图纸+毕业论文】

汽车分动器设计【9张CAD图纸+毕业论文】,9张CAD图纸+毕业论文,汽车,分动器,设计,CAD,图纸,毕业论文 毕 业 设 计 (论 文) 汽车分动器设计 Design of automotive sub-actuator 学 院： 车辆工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师： 毕业设计（论文）中文摘要 EQ1090型汽车分动器设计 摘 要：越野车需要经常在坏路和无路情况下行驶，尤其是军用汽车的行驶条件更为恶劣。这就要求增加汽车驱动轮的数目，因此，越野车都采用多轴驱动。 分动器的功用就是将分动器输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩。分动器也是一个齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与分动器的输出轴用万向传动装置连接，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连。 本文主要说明了越野车分动器的设计计算过程,主要分为设计和工艺两大部分。设计部分较详细的叙述了分动器的设计过程，选择结构方案、主要参数、齿轮设计、轴设计、计算校核、其他结构部件的设计。工艺部分主要对典型零件的工艺过程进行了分析，确定了各类零件的材料，制定了工艺过程卡片。 关键词：越野车分动器；齿轮；轴；啮合套；壳体工艺 毕业设计（论文）外文摘要 EQ1090-based design of automotive sub-actuator Abstract: The need for off-road vehicles often have no bad roads and traffic situations, especially military vehicles driving conditions even worse. This requires increasing the number of motor vehicle wheel, therefore, off-road vehicle use multi-axis drive. Sub-actuator function is the allocation of transmission power output to the drive axle, and further increase the torque. Actuator is also a sub-gear drive system, which separately fixed on the vehicle chassis, the transmission input shaft and output shaft gear connected with universal joints, sub-actuator output shaft of a number of roots, respectively, by the universal gear with the bridge driver. This article describes the sub-terrain vehicle actuator design calculations, design and technology is divided into two major parts. The design of some of the more detailed description of the sub-actuator design process, select the structure of the program, the main parameters, gear design, shaft design, calculation verification, the design of other structural components. Process some of the major components of typical processes are analyzed to determine the types of parts materials, developed a process card. Keywords: Actuator sub-terrain vehicle；Gear；Axis；Meshing sets；Shell Technology 目 录 1 绪论…………………………………………………………………………… 1 1.1 毕业设计任务及要求……………………………………………………………………1 1.2 分动器的公用和设计要求…………………………………………………………………1 2 分动器结构方案的选择………………………………………………………………… 2 2.1 传动方案………………………………………………………………………… 2 2.2 齿轮的安排……………………………………………………………………… 2 2.3 换档结构形式……………………………………………………………………… 3 3 分动器主要参数的选择……………………………………………………………… 4 3.1传动比分配………………………………………………………………………………4 3.2 中心距A…………………………………………………………………………………4 4 分动器齿轮参数的确定…………………………………………………………………5 4.1 模数…………………………………………………………………………………………5 4.2 压力角…………………………………………………………………………………5 4.3 螺旋角…………………………………………………………………………5 4.4 齿宽…………………………………………………………………………………5 4.5 各档齿轮齿数的分配…………………………………………………………5 5 啮合套的设计计算…………………………………………………………………8 6 分动器结构元件…………………………………………………………………………9 6.1 齿轮…………………………………………………………………………………9 6.2 轴及相关零件…………………………………………………………………………9 6.3 分动器壳体…………………………………………………………………………12 7 零件的校核…………………………………………………………………………14 7.1 齿轮的校核…………………………………………………………………………14 7.2 轴的校核…………………………………………………………………………15 8 分动器操纵机构…………………………………………………………………18 9 工艺分析…………………………………………………………………………19 9.1 壳体加工工艺…………………………………………………………………19 9.2 拨叉加工工艺…………………………………………………………………19 9.3 齿轮加工工艺…………………………………………………………………20 9.4 轴的加工工艺…………………………………………………………………21 9.5 总成的装配…………………………………………………………………………21 结论 …………………………………………………………………………………… 22 致谢 ……………………………………………………………………………………23 参考文献………………………………………………………………………………24 第23页 共24页 1 绪论 越野车需要经常在坏路和无路情况下行驶，尤其是军用汽车的行驶条件更为恶劣，这就要求增加汽车驱动轮的数目，因此，越野车都采用多轴驱动。例如，如果一辆前轮驱动的汽车两前轮都陷入沟中(这种情况在坏路上经常会遇到)，那汽车就无法将发动机的动力通过车轮与地面的磨擦产生驱动力而继续前进。而假如这辆车的四个轮子都能产生驱动力的话，那么，还有两个没陷入沟中的车轮能正常工作，使汽车继续行驶。在多轴驱动的汽车上，为了将输出的动力分配给各驱动桥设有分动器。 1.1 毕业设计任务及要求 题目：EQ1090型汽车分动器设计 设计参数： 分动器额定功率：40kw； 最大输入转速：3000r/min； 最小输入转速：600r/min； 高速级传动比：； 低速级传动比：。 课题内容： 完成分动器的选型、设计计算并绘制相关图纸。 装配图1张（0号图）； 齿轮零件图4张（2号图）； 输入、输出轴，中间轴3张（2号图）； 动力传动示意图1张（2号图）。 其中要有计算机绘制的图样。 1.2 分动器的功用和设计要求 分动器的功用就是将分动器输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩。分动器也是一个齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与分动器的输出轴用万向传动装置连接，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连。汽车全轮驱动，可在冰雪、泥沙和无路的地区地面行驶。 对分动器的设计要求要满足以下几点： 1） 便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑； 2） 保证汽车必要的动力性和经济性； 3） 换档迅速、省力、方便； 4） 工作可靠。不得有跳档及换档冲击等现象发生； 5） 分动器应有高的工作效率； 6） 分动器的工作噪声低。 2 分动器结构方案的选择 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，调查研究，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。本设计采用的结构方案如图2-1所示。 图 2-1 分动器传动示意图 2.1 传动方案 分动器的设计类比于变速器和减速器的设计。现在汽车大多数都采用中间轴式变速器，由《汽车构造》中EQ1090型汽车分动器的结构图，采用输入轴与后轮输出轴同轴的形式，输入轴的后端经轴承在后轮输出轴的轴孔内，后轮输出要经过两对齿轮副的传递，因此传动效率有所降低。 2.2 齿轮的安排 各齿轮副的相对安装位置，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）整车总布置 根据整车的总布置，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）提高平均传动效率 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，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。 2.3 换档结构形式 目前用于齿轮传动中的换挡结构形式主要有三种： 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，虽有工作平稳、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，由啮合套以及相啮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寸，未能彻底消陈齿轮端面所受到的冲击。 本设计中倒挡采用这种换挡方式。 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、经济性和山区行驶的安全性。其缺点是零件增多，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，寿命问题已解决。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。 3 分动器主要参数的选择 3.1传动比分配 高速级传动比：；低速级传动比：。 3.2 中心距A 将中间轴与第二轴之间的距离称为中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对分动器的外形尺寸、体积个质量大小，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，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。 根据经验公式： 式中，为分动器中心距（mm）；KA为中心距系数，取KA=8.9～12；Temax为输入最大扭矩（N m）；i低为低速档传动比；为分动器传动效率，取96%。 可确定中心距： 为检测方便，圆整中心距A=130mm。 4 分动器齿轮参数的确定 4.1 模数 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很多，其中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低档齿轮载荷不同，股高速挡和低速档的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点考虑，同一齿轮机械中的齿轮模数不宜过多。根据国家标准GB1357—78的规定，选取各齿轮副模数如下： 常啮合齿轮：mn=4mm； 低速档：mn=4mm， 高速挡：mn=3mm。 啮合套采用渐开线齿形，取m=3mm。 4.2 压力角α 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为加大重合度以降低噪声，应取用小些的压力角；对于货车，为提高齿轮承载能力，应取用大些的压力角。 实际上，因国家规定的标准压力角为，所以分动器齿轮采用的压力角为。 4.3 螺旋角β 螺旋角β一般范围为10°～35°。螺旋角增大使齿轮啮合系数增加、工作平稳、噪声降低、另外齿轮的强度也有所提高。但螺旋角太大，会使轴向力及轴承载荷过大。初选低速档啮合齿轮螺旋角β=20°。 关于螺旋角的方向，输入轴齿轮采用右旋，这样可使第一轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在分动器壳体上，避免了因轴向力一二两轴抱死的现象。中间轴齿轮全部采用左旋，因此中间轴上同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。 4.4 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挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。 齿宽可根据下列公式初选：直齿轮b=(4.5~7.5)m,斜齿轮b=(6.0~8.5)mn。 综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮，齿宽选为30mm。 4.5 各档齿轮齿数的分配 4.5.1 确定低速档齿轮副齿数 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： 圆整取S=61 根据经验数值，一轴低速档齿轮齿数在z1=24～28之间选取。不妨通过下列关系对着三个数值得出的参数进行比较。 表 4-1 不同齿数时传动比对比 z1 z2 Z3 Z4 I低 24 37 35 26 2.075 25 36 36 25 2.074 26 35 37 24 2.075 27 34 38 23 2.081 28 33 39 22 2.089 通过比较可以得出z1=25，z2=36时，i低=2.074，与设计要求2.05最接近。 下面以z1=25为例对计算过程进行说明： z1=25，z2=36 修正中心距，取A=130。 重新确定螺旋角β，其精确值应为 下面根据方程组： 确定常啮合齿轮副齿数分别为。 重新确定螺旋角β，其精确值为 4.5.2确定其他齿轮的齿数 齿轮5为中桥输出轴齿轮，因此齿轮5与后桥输出轴齿轮4各参数应相同。 低速档齿轮： 根据， 可以得出 于是可得，圆整取 重新确定螺旋角β，其精确值为 表4-2 各齿轮基本参数 齿轮 高速档 低速档 常啮合 齿轮齿数 输入轴 齿轮6 中间轴 齿轮7 输入轴 齿轮1 中间轴 齿轮2 输出轴 齿轮3 中间轴 齿轮4 47 35 25 36 36 25 实际传动比i 0.745 1.44 1.44 螺旋角β 法面模数mn（mm） 3 4 4 法面齿顶高系数 1 1 1 法面顶隙系数 0.25 0.25 0.25 端面模数mt（mm） 3.1707 4.2623 4.2623 分度圆压力角αn 20° 20° 20° 分度圆直径d（mm） 149.02 110.98 106.56 153.44 153.44 106.56 中心距A（mm） 130 130 130 中心距变动系数 0 0 0 齿顶高ha（mm） 3 4 4 齿根高hf（mm） 3.75 5 5 齿全高h（mm） 6.75 9 9 有效齿宽b（mm） 30 30 30 当量齿数zv 55.49 41.32 30.25 43.56 43.56 30.25 5 啮合套传动副的设计计算 啮合套轮齿为直齿，其齿廓曲线为渐开线，啮合角为20°，模数取3mm，齿顶高系数，其他参数与普通齿轮一样，齿数一般为30～80。 高、低速换档啮合套，取z=32，则分度圆直径为，结合套宽28mm；接前桥、断前桥啮合套，取z=18，则分度圆直径为d=3×18mm=54mm，结合套宽28mm。齿轮7、2上的小齿轮齿宽均选10mm，大齿轮小齿轮间距均选5mm。 6 分动器结构元件 6.1 齿轮 分动器齿轮可以与轴设计为一体或者与轴分开，然后用键、过盈配合或者滑动、滚动支撑等方式之一与轴联接。输入轴上的低速档齿轮与轴制成一体制成齿轮轴，高速挡齿轮用平键固定在输入轴上；中间轴上的齿轮均设计成与轴分开的形式，并以滚针轴承联接；后桥输出轴上的齿轮与轴做成一体。 6.2 轴及相关零件 设计轴时主要考虑以下几个问题：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。 6.2.1 轴的尺寸初选 在已经确定了中心距A 后，第二轴和中间轴中部直径可以初步确定，d=0.45A=0.45×130mm=58.5mm。在草图设计过程中，将最大直径确定为如下数值：输入轴dmax=60，中间轴dmax=60mm，输出轴dmax=70mm。 6.2.2 轴的结构 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。高速档齿轮通过普通平键固定在输入轴上。 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，采用两个圆锥滚子轴承支撑。 中桥输出轴上的齿轮用平键固定在轴上，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。 6.2.3 花键的形式和尺寸 输入轴的花键部分直径可按下式初选，式中K为经验系数，K=4.0～4.6；Temax为最大输入转矩（Nm）。d=34.41～39.57mm，根据《机械设计综合课程设计》表6-58，取输入轴矩形花键尺寸： 。 其中N为键数，d为小径，D为大径，B为键宽 其他各花键的形式和尺寸根据轴的结构和尺寸确定，具体参数列为下。 后桥输出轴矩形花键： ； 前桥输出轴矩形花键： ； 中桥输出轴矩形花键： 6.2.4 轴承的选用 分动器的轴经轴承安装在壳体的轴承孔内，常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴承等。轴承的选用受到结构的限制，并随所承受载荷的特点不同而不同，在此设计中选用圆锥滚子轴承装于壳体上，轴承的直径根据根据分动器中心距和轴的直径确定，保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6mm。 在齿轮与轴不是固定联接，并要求两者有相对运动的地方，采用滚针轴承。 6.2.5 轴的结构设计 1）输入轴（图6-1） 图 6-1 输入轴 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，取KA=1.3，则： 查《机械设计综合课程设计》手册表6-97，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径为45mm，故取，，CD段装有圆锥滚子轴承，查《机械设计综合课程设计》表6-67选孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为d×D×T×B×C×a=50mm×90mm×21.75mm×20mm×17mm×20mm，故取DE段固定齿轮，故取，根据整体结构取FG处是齿轮轴上的纸轮6，分度圆直径GH段安装滚针轴承，由于只承受弯矩故可取，滚针轴承尺寸d×D×C=40×45×27。 2）后桥输出轴（图6-2） 图 6-2 后桥输出轴 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有0.5mm的间隙，IK段是齿轮轴上的齿轮3，分度圆直径KL段安装轴承，查表取孔径70mm的30214型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T×B×C×a=70mm×125mm×26.25mm×24mm×21mm×25.8mm，故，LM段根据端盖结构取，MN段安装轴承，查表选取孔径为65mm的30213型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T×B×C×a=65mm×120mm×24.75mm×23mm×20mm×23.8mm取NO段安装输出轴联轴器，取。 3）中间轴（图6-3） 图 6-3 中间轴 de段是啮合套外齿轮8，分度圆直径，，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45mm，齿轮2、4间留有间隙5mm，所以，bc、fg段安装轴承，取孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承，，ab、gh段做成螺纹用于轴的两端固定，取。 4）中桥输出轴（图6-4） 图 6-4 中桥输出轴 ef段安装齿轮5，取，bc、fg段安装轴承，取孔径为60mm的30212型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T×B×C×a=60mm×110mm×23.75mm×22mm×19mm×22.3mm，，de、cd段根据结构取，，ab段渐开线齿轮分度圆直径，gh段安装联轴器，。 5）前桥输出轴（图6-5） 图 6-5 前桥输出轴 cd段齿轮分度圆直径，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，，ab段安装联轴器，取。 6.3 分动器壳体 壳体采用灰铸铁铸造工艺。 壳体壁厚取10mm；壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙；齿轮齿顶到分动器底部之间留有不小于15mm的间隙。 在壳体上设计有加强肋，一方面避免了在分动器壳体上出现不利于吸收齿轮的振动和噪声的大平面，另一方面增强了壳体的刚度。 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平面出，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，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了保持分动器内部为大气压力，在分动器顶部装有通气塞。 7 零件的校核 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强度就可以了。 挂上低速档时： 输入轴传递的转矩 中间轴传递的转矩 后桥输出轴传递的转矩 后桥输出轴齿轮受力分析： 7.1 齿轮的校核 对齿轮进行分析可知，后桥输出轴上的常啮合齿轮副受力最大。因此校核后桥输出轴上的齿轮副。 7.1.1 轮齿接触强度校核 齿轮材料选为20CrMnTi，渗碳淬火处理，齿面硬度52~68HRC，7级精度（GB 10095-88）。 齿面接触应力 1） 选=1. 3。 2） 。 3） b=30mm。 4） d3=153.44mm。 5） 由《机械设计》图10-26查得，0.78，则+=1.54。 6） u=i34=1.44。 7） 由《机械设计》图10-30选取区域系数=2.37。 8） 由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 9） 由《机械传动装置设计手册》图2-12查得==1650MPa。 按《机械传动装置设计手册》表2-27中说明，许用接触应力[]=0.9=1485MPa。 计算： 满足条件。 7.1.2 齿根弯曲强度校核 齿根弯曲应力 1） 计算载荷系数 圆周速度v==2.33m/s 由《机械设计》表10-2查得使用系数=1.25；根据v=2.33m/s，7级精度，由《机械设计》图10-8查得=1.05；由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数==1.2；由《机械设计》表10-4查得=1.05；由《机械设计》图10-13查得=1.035。 K==1.25×1.05×1.2×1.035=1.63 2） 查取齿形系数。 由《机械设计》表10-5查得=2.44，=2.62。 3）查取应力校正系数。 由《机械设计》表10-5查得=1.654，=1.59。 4）计算纵向重合度。 =0.318tanβ=0.318×30/153.44×25×tan20.2052°=0.572 5）根据纵向重合度，从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数=0.91。 6）计算弯曲疲劳许用应力。 取安全系数S=1.25，则 []=MPa=798MPa 由此计算： 7.2 轴的校核 由结构可看出，后桥输出轴强度最弱，因此首先对其校核。 根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30214型圆锥滚子轴承，a=25.8mm，因此作为悬臂梁的轴长 L=15mm+10mm+24mm-25.8mm=23.2mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（图7-1）。 （a） （b） （c） （d） 图7-1 轴的载荷分析 （e） （f） 图7-1 轴的载荷分析（续） 由轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出支点处截面是轴的危险截面。现将计算出的次截面处的MH、MV及M的值列于下表。 表7-1 载荷计算 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH=Ft=15368N FNV=Fr=5960N 弯矩M MH=356537.6N mm MV=138272N mm 总弯矩 扭矩T T=1179000N mm 按弯扭合成应力校核轴的强度，取α=0.6，轴的计算应力 轴的材料为20Cr，渗碳淬火，由《机械设计》表15-1查得。因此，故安全。 8 分动器操纵机构 越野汽车在良好道路行驶时，为减小功率消耗及传动系机件和轮胎摩擦，一般均切断通前桥动力。在越野行驶时，若需低速档动力，则为了防止后桥及中桥超载，应使低速档动力由所有驱动桥分担。为此，对分动器操纵机构有如下特殊要求：非先接上前桥，不得挂上低速档；非先退出低速档，不得摘下前桥。 分动器的操纵机构由操纵杆、拨叉轴、拨叉、结合套等组成。 本次设计为越野车分动器，由于总布置关系，分动器布置在离驾驶室座椅较远的位置，因此，就需要采用远距离操纵。这种机构应有足够的刚度，且各连接件的间隙不能过大，以保证足够的刚度。 有两根操纵杆分别操纵前桥结合套和换档结合套，当操纵杆1（图8-1）向后拉动时，其下端将使拉杆4向前运动以挂上高速档。若操纵杆1向前推以挂上低速档时，其下端受螺钉3（拧在操纵杆2下端）限制，无法挂上低速档。欲挂上低速档必须先将前桥操纵杆2向前推动，使轴7转动并通过摇臂6使拉杆5后退结合上前桥动力后才能实现。因为操纵杆2上端向前推时，下端便联通螺钉3向后摆动，不再约束操纵杆1挂上低速档了。当挂上低速档后，操纵杆1下端又与螺钉3接触，从而限制住在低速档位时前桥无法移开。 图8-1 东风EQ1090 汽车分动器操纵机构 1— 换档操纵杆 2—前桥操纵杆 3—螺钉 4—拉杆 5—拉杆 6—摇臂 7—轴 8支撑臂 9 工艺分析 9.1 壳体加工工艺 壳体零件在整个分动器总成中的作用，是保证其零部件占据合理的正确位置，使之有一个协调的基础构件，其质量的优劣直接影响到轴和齿轮等零件互相位置的准确性及分动器总成使用的灵活性和寿命。 壳体选用HT200材料铸造制成，主要的加工表面为平面和轴承孔。 壳体的机械加工过程按照先面后孔的原则，最后加工螺纹孔。这样安排，可以首先把铸件毛坯的气孔、砂眼、裂纹等缺陷在加工平面时暴露出来．以减少不必要的工时消耗。此外，以平面为定位基准加工内孔可以保证孔与平面、孔与孔之间的相对位置精度。螺纹预孔攻丝安排在后段工序加工。壳体的机械加工工艺过程基本上分三个阶段，即粗加工、半精加工和精加工阶段。 9.2 拨叉加工工艺 拨叉是典型的叉标杆类零件。在工作过程中，叉爪部位产生摩擦，叉杆同时受到弯曲应力的作用。因此，拨叉结构形式、材质选择、热处理方式及硬度指标等，均以增强耐磨性和刚度为基点，以适应拨叉的工作条件。 拨叉的毛坯材料是45钢。采用模锻方法制造，其拔模斜度为7°，模锻成型后切边，并进行调质，调质硬度为220～260HV，并进行酸洗、喷丸处理。 拨叉的主要加工表面有：平面、叉轴孔、叉爪、销孔、叉爪部高频淬火。 由于拨叉刚性差，易差生弯曲变形，精基准选在叉轴孔的一个端面。用叉轴孔的一个端面作为精基准定位加工叉轴孔，实现设计基准和工艺基准重合，保证叉轴孔和端面的垂直度。为了提高精基准的加工精度，叉轴孔端面和叉轴孔在一次装夹中加工完毕。其他的轴向尺寸均以该端面最为基准平面。该平面可以限制一个移动自由度。后续各工序的加工用叉轴孔和端面定位，限制5个自由度。 为了避免在加工中产生夹紧变形，根据夹紧力应垂直于主要定位基面，作用在刚度较大部位的原则，夹紧力作用点应在叉轴孔的另一端面上，不能作用在叉杆上。 表9-1 高低速档换档拨叉机械加工工艺过程卡 工序号 工序名称 工 序 内 容 工艺装备 1 铸 精密铸造，两件合铸 2 热处理 退火 3 划线 划各端面线和孔的中心线 4 车 以外形及下端面定位，按线找正，专用夹具装夹工件。车mm孔至图样要求，并车孔的两侧面，保证尺寸 C620 专用工装 5 铣 以mm 孔及上端面定位，装夹工件，铣Φ55m下端面，保证尺寸12.5mm. X52k 组合夹具 6 铣 以mm 孔及下端面定位，装夹工件，铣Φ55m上端面，保证尺寸55mm. X52k 组合夹具 7 钻 以内孔及上端面定位，装夹要件，钻、扩、铰mm 孔，孔口倒角2×45° Z5132A 组合夹具 8 划线 划 mm 中心线及切开线 9 铣 以R55+0.15 mm 内孔及上端面定位，装夹工件，切工件成单件，切口2mm X62W 组合夹具 10 铣 以 mm 内孔及上端面定位，装夹工件，切工件成单件，切口2mm X62W 组合夹具 11 钻 以mm 孔及下端面定位，另一端孔倒角2×45° Z5132A 组合夹具 12 检验 检查零件各部尺寸及精度 9.3 齿轮加工工艺 齿轮精度指标主要表现为运动精度、工作的平稳性、接触精度和齿侧间隙四个方面。 汽车行驶时，齿轮始终在重载荷、高速转动中工作。变速齿轮需要具有较高的齿面硬度和心部具有良好的韧性，以提高耐磨性和抗冲击性能。齿轮材料选用低碳合金结构钢，经渗碳淬火处理。毛坯通过模锻方法制造而成，这样可得到较好的纤维组织，提高了毛坯强度和材料利用率。模锻后，经正火、喷丸处理，可使金相组织均匀，从而能消除锻造应力，提高其切削性能。 齿轮加工分为齿坯和轮齿加工。齿坯的加工部位有轮缘、轮辐、轮毂和内孔。齿轮轮齿的加工部位有齿形及倒角，同时还要进行热处理，以提高承载能力和使用寿命。热处理后还要进行内孔、内孔端面的磨削加工和齿形的精整加工。 齿轮机械加工工艺过程分为齿坯加工、热处理前齿轮轮齿加工和热处理后精加工三个阶段。其加工路线为：齿坯加工(粗车、半精车、精车)→齿形加工（滚齿、插齿、齿端倒角、剃齿）→热处理→内孔加工（磨内齿及端面）→齿形精整加工（磨削齿形）→强力喷丸→磷化处理。 9.4 轴的加工工艺 分动器中的轴类零件有输入轴、后桥输出轴、前桥输出轴、中间轴、中桥输出轴。因为轴的形状应保证齿轮、啮合套部件及轴承的安装固定，所以加工过程中要严格遵守尺寸和精度要求。 各轴毛坯均选用20CrMnTi锻造而成，锻件进行正火处理。机械加工工艺过程基本上分为三个阶段，即粗加工、半精加工和精加工阶段。齿轮轴的齿轮最后加工。 表9-2 中间轴加工工艺 工序号 工序名称 工 序 内 容 工艺装备 1 下料 棒料Φ110mm ×300mm 锯床 2 锻 锻造 3 热处理 正火处理 4 粗车 夹左端，车右端面，见平面即可。粗车右端各部，直径与长度均留加工余量5mm. C620 5 粗车 倒头装夹，车另一端面及余下外径各部，直径与长度均留精加工余量5mm，保证总长280mm C620 6 热处理 调质处理28-32HRC 7 精车 夹一端，车端面，保证总长275mm,钻顶尖孔 C620 8 精车 倒头装夹，车端面，保证总长尺寸265mm,钻顶尖孔 C620 9 精车 倒头，以两中心孔定位装夹工件，精车余下各部尺寸，其直径方向留磨削余量0.8mm,倒角2×45° C620 10 磨 以两中心孔为定位孔装夹工件。粗、精磨各部及圆角至图样尺寸要求 M1432 11 磨 倒头，以两中心孔为定位孔装夹工件。粗、精磨其余各部及圆角至图样尺寸要求 M1432 12 铣 以两轴定位装夹工件。粗、精铣花键至尺寸要求和精度要求 X53K 13 滚齿 以两轴定位装夹工件滚齿 Y3180 14 钳 去毛刺 15 检验 检查零件各部尺寸及精度 9.5 总成的装配 主要装配顺序为；装配各轴总成 ——→ 装配各轴、固定——→ 装配拨叉轴、拨块及拨叉——→ 装配箱盖，用螺栓坚固——→装配端盖→ 装另一面端盖——→装配操纵机构外设装置——→ 装配加油、放油螺塞、通气器等。 装配工艺的技术要求主要包括：装配的完整性、完好性、统一性、紧固性、润滑性和良好的密封性。 分动器总成装配完成之后还要进行精度检验和和性能实验。 结 论 紧张而又繁忙的毕业设计已近尾声，这也预示着我们大学四年的时光即将结束。大学期间，我们曾先后做过许多课程设计，由易入难，逐步的丰富我们做设计的经验。这次毕业设计，可以说是最能够体现我们大学所学知识，尤其是将所学知识运用到实际中的能力，是对我们把理论与实际相结合程度的重要考察，是对我们四年来所学知识的综合运用，并加以巩固和加深，受益非浅。虽然这次设计难度较大，让人觉得很累，即使在休息时也还在想着设计，但我却从中学到了很多东西，让我觉得这段时光是几年来过得最充实的。使我学会了独立思考问题，自己解决问题的方法，为以后步入社会、适应社会需求提供了一次很好的锻炼机会。 通过这次设计,我掌握了机械设计的一般过程,综合运用机械基础各门课程的理论；综合生产实际知识；培养了解决一般机械工程设计中实际问题的能力；使所学知识得到了进一步的深化、扩展；学习了计算设计的一般方法；掌握了方案拟定、机构运动简图设计、通用零件及传动装置的设计原理和设计方法；进行了机械设计基本技能训练，如结构选型、机构分析、综合，零件计算、绘图等技能，以及运用设计资料、经验、数据的技能，计算机辅助设计的技能等。 这次设计给了我很多启发，使我的思路更加开阔，而且使我对所学的内容有了更加深刻的认识，是对以前所学知识的总结和肯定。老师的指导使我不仅仅是具体内容上、思路上、认识问题角度等各个方面都收益匪浅。四年的大学生活最终以毕业设计的结束而告终。所以,我一定要加倍努力，画一个圆满的句号，力求在毕业设计的成果上更上一层楼。 致 谢 本次毕业设计是在老师的悉心指导下完成的。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，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平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，每一步都是在导师的指导下完成的，倾注了导师大量的心血。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！ 感谢四年来淮海工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，我才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。 经过几个月来的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声。作为一个本科生，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，正是因为有了学院的督促，老师的指导，同学的帮助，本次毕业设计才得以顺利完成。再一次表示最衷心的感谢！ 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！ 参 考 文 献 [1] 孙桓，陈作模，葛文杰主编，机械原理（第七版），高等教育出版社，2006.5 [2] 濮良贵，纪名刚主编，机械设计（第八版），高等教育出版社，2006.5 [3] 张为春主编，汽车构造，机械工业出版社，2003.10 [4] 王之栎，王大康主编，机械设计综合课程设计，机械工业出版社，2007.8 [5] 刘鸿文主编，材料力学Ⅰ（第四版），高等教育出版社，2004.1 [6] 卜炎主编，机械设计传动装置设计手册（上册），机械工业出版社，1999.4 [7] 卜炎主编，机械设计传动装置设计手册（下册），机械工业出版社，1999.4 [8] 大连理工大学工程画教研室编，机械制图（第五版），高等教育出版社，2003.8