本田CR-V轿车分动器设计（SUV车型分时四驱分动器）

本田CR-V轿车分动器设计（SUV车型分时四驱分动器）,本田,CR,轿车,分动器,设计,SUV,车型,分时,四驱分动器 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第1章 绪 论 1.1 选题背景 在当今飞速发展的社会现况下，人们对生活用品的需求上不断的最求便捷和完美。汽车是我们日常生活中必不可少的代步工具之一，然而汽车对于人们来说已经不只是单纯的代步工具，更是享受生活的媒介，目前我国的人均经济条件已经允许我们不只是做朝九晚五的上班族，在工作之余大部分人们选择旅游，然而目前“自驾游”正值火热，这样我们就不能不预期沿途的路况，这时四驱和多驱车便受到大部分更关注汽车动力性能的消费者的青睐！虽然随着交通条件和道路条件的不断改善，民用越野车的用武之地越来越小但是由于其性能卓越，其依然被一些追求时尚、热衷享受生活的人们所追逐。所以目前多轴驱动车辆的民用形式主要为“舒适且充满乐趣”的越野车。 目前分动器已经发展到第五代：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、降低了噪音与油耗；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，使其轻便可靠、传动效率高、操纵简单、结构紧凑、噪音更低。分动器的结构特点是前输出轴传动系统皆采用低噪声的多排链条传动。链传动相对齿轮传动的优点有传动平稳、嗓声小、中心距误差要求低、轴承负荷较小及防止共振。分动器功能上的特点是转矩容量大、重量轻、传动效率高、噪音小、换挡轻便准确，大大改善了多驱动车辆的转矩分配，进而提高了整车性能。 进入二十一世纪以来，随着我国国民经济的高速发展，我国分动器总成行业保持了多年高速增长，并随着我国加入WTO, 近年来，分动器总成行业的出口也形势喜人，2008年，全球金融危机爆发，我国分动器总成行业发展也遇到了一些困难，如国内需求下降，出口减少等，分动器总成行业普遍出现了经营不景气和利润下降的局面，2009年，随着我国经济刺激计划出台和全球经济走出低谷，我国分动器总成行业也逐渐从金融危机的打击中恢复，重新进入良性发展轨道。 进入2010年，全球经济复苏的前景面临波折，国内经济结构调整的呼声逐渐升温，贸易保护主义的抬头，分动器总成行业中技术含量低的人力密集型企业，缺乏品牌的出口导向型企业面临发展危机，而注重培养品牌和技术创新能力较强的企业将占得先机，分动器总成行业企业如何面对新的经济环境和政策环境，制定适合当前形势和自身特点的发展策略与竞争策略，是分动器总成行业企业在未来两年我国经济结构调整大潮中立于不败之地的关键。 下图为来自中国行业经济信息网《2010年度最新中国分动器后壳市场供需 调查报告》直观的了解分动器市场的部分信息： 图1.1 2010-2014年我国分动器产品产量预测 图1.2 2010-2014年分动器产品需求预测 1.2 分动器的简介 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。分动器装于多桥驱动汽车的变速器后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。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，所以分动器中的常啮齿轮均为斜齿轮，轴承也采用圆锥滚子轴承支承。分动器一般都设有高低档，以进一步扩大在困难地区行驶时的传动比及排挡数目。分动器还兼作副变速器之用。其低档又称为加力档，用于克服汽车在坏路面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；而挂高档时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。 1.2.1 分动器类型 （1）分时四驱(Part－time 4WD) 这是一种驾驶者可以在两驱和四驱之间手动选择的四轮驱动系统，由驾驶员根据路面情况，通过接通或断开分动器来变化两轮驱动或四轮驱动模式，这也是一般越野车或四驱SUV最常见的驱动模式。最显著的优点是可根据实际情况来选取驱动模式，比较经济。 （2）全时四驱(Full－time 4WD) 这种传动系统不需要驾驶人选择操作，前后车轮永远维持四轮驱动模式，行驶时将发动机输出扭矩按50：50设定在前后轮上，使前后排车轮保持等量的扭矩。全时驱动系统具有良好的驾驶操控性和行驶循迹性，有了全时四驱系统，就可以在铺覆路面上顺利驾驶。但其缺点也很明显，那就是比较废油，经济性不够好。而且，车辆没有任何装置来控制轮胎转速的差异，一旦一个轮胎离开地面，往往会使车辆停滞在那里，不能前进。 （3）适时驱动(Real－time 4WD) 采用适时驱动系统的车辆可以通过电脑来控制选择适合当下情况的驱动模式。在正常的路面，车辆一般会采用后轮驱动的方式。而一旦遇到路面不良或驱动轮打滑的情况，电脑会自动检测并立即将发动机输出扭矩分配给前排的两个车轮，自然切换到 四轮驱动状态，免除了驾驶人的判断和手动操作，应用更加简单。不过，电脑与人脑相比，反应毕竟较慢，而且这样一来，也缺少了那种一切尽在掌握的征服感和驾驶乐趣。 1.2.2 分动器的构造及原理 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。 图1.6为KANDA 87A-K型分动器 图1.3 KANDA 87A-K型分动器 1.3 分动器的设计思想 1、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、具体研究方法： 根据上述分动器设计要求参照相关参考资料对其进行设计研究。 1.4 本设计主要完成的内容 1、传动机构布置方案分析 2、零部件结构方案分析 3、挡数、传动比、中心距的确定 4、齿轮的设计及校核 5、轴的设计及校核 第2章 分动器设计的总体方案 由于分动器可做副变速器使用，故分动器的设计总体方案参照变速器的设计过程进行。变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。 2.1 分动器结构方案的选择 2.1.1 传动机构布置方案分析 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。 固定轴式分动器中的两轴式和中间轴式应用广泛，其中，两轴式多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等有点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时工作噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大、易损坏且受结构限制。 由于本设计车型为发动机前置前驱型，故本设计中采用固定轴式两轴式分动器。 2.1.2 零部件结构方案分析 1.齿轮形式 分动器用的齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等有点，缺点是制造时稍微复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。本设计中的齿轮全部采用斜齿圆柱齿轮。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；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。 故本设计中采用的齿轮均为渐开线斜齿圆柱齿轮。 2.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。 3.齿轮的材料 分动器齿轮的材料，一般都是20CrMnTi，渗碳淬火处理。这些齿轮都是“满载”传动的。发动机齿轮并非“满载”传动，一般用铸铁甚至尼龙材料的。 4.换挡机构形式 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）结合套换挡 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，用来与结合套相啮合。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，由结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，所以结合套和结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。 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。 故本设计中采用同步器换挡。 5.轴承 作旋转运动的轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应感知轴承。 圆锥滚子轴承因有直径较小，宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等有点，但当采用锥轴承时，要主意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙使中间轴歪斜，导致齿轮不能正确啮合而损坏。 本设计的第一轴、第二轴均按直径系列选用中系列锥轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6～20mm。 第二轴的齿轮与轴的配合使用滚针轴承。滚针轴承主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及转动精度高、有利于齿轮啮合等优点。由于尺寸较小，所以增大了轴径，可使轴的强度增加。 结构方案简图如图2.1所示。齿轮1为输出轴低挡齿轮，齿轮2为输出轴低挡齿轮，齿轮3为输出轴高挡齿轮，齿轮4为输出轴高挡齿轮。输入轴和输出轴两端均采用圆锥滚子轴承固定，同步器放置在输出轴上，后桥输出轴和第二轴通过啮合套实现连接和断开，进而实现分时四驱的目的。 图2.1 结构方案简图 2.2 设计依据 随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，微型汽车的技术含量不断提高。本田C-RV是适应SUV车市场发展的新需求而诞生的产品。为其设计分时四驱分动器，使其实现四驱功能。 选择车型为本田C-RV进行设计，基本性能参数如表2.1。 表2.1 分动器设计参数 项 目 参 数 最高时速 180km/h 轮胎型号 225/65R17 102T 发动机型号 R20A1 最大扭矩 220Nm 最大扭矩转速 4200rpm 最大功率 125Kw 最大功率转速 5800rpm 最低稳定车速 5Km/h 最低稳定转速 980r/min 汽车整备质量 1630kg 汽车满载质量 2479kg 2.2.1 分动器基本参数的确定 2.2.1 挡数的确定 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，分为高档和低档.本设计也采用2个档位。 2.2.2 传动比的确定 1.确定主减速器传动比 滚动阻力系数与径向载荷有一定关系，载荷增加使轮胎变形增加，加大迟滞损失，因而滚动阻力系数也增加，但影响很小。对滚动阻力系数影响最大的是路面的类型、表面状态和力学物理性质等。滚动阻力系数由试验确定。 轿车轮胎的滚动阻力系数可用下式来估算 =+(ua/100)+(ua/100)4 （2.1） 式中，取=0.015，=0.028，=0.0015 代入公式（2.1）得，滚动阻力系数=0.036 车轮半径为： 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（2.2） 式中 d——车轮自由半径 d =17×25.4+225×0.65×2=724.3mm F——计算常数，子午线轮胎F =3.05 由公式（2.2）求出车轮自由半径为mm 根据： （2.3） 式中 ——最高车速，180km/h； n ——发动机最大功率下的转速，5800r/min； ——变速器最高挡传动比，1.0； 　　——变速器主减速比。 由公式（2.3）得：4.194 2.确定分动器传动比 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。 故有： （2.4） 则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为： （2.5） 式中 m——汽车总质量，1630kg； g——重力加速度，9.8； ——道路最大阻力系数，为一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数 和最大爬坡度，所以为0.336； ——驱动车轮滚动半径，351.8mm； ——发动机最大转矩，220N·m； ——主减速比，4.194； ——汽车传动系的传动效率，选为0.98。 由公式（2.5）得：； 根据驱动车轮与路面的附着条件 （2.6） 求得变速器一挡传动比为： （2.7） 式中 ——汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占50%~55%，故取=55%mg； ——道路的附着系数，计算时取=0.5~0.6，故选为0.5； ，，，——见式（2.5）下说明。 由公式（2.7）得：； 最终取。 （2.8） 式中 ——分动器抵挡传动比； ——发动机最低稳定转速，980 r/min； ——汽车的最低稳定车速，5 km/h。 经计算得：=2.479 2.2.3 分动器中心距的确定 对于分动器中心距的确定可参考变速器中心距的计算方法，初选中心距时，可根据下述经验公式计算： （2.9） 式中 ——中心距系数，乘用车：=8.9~9.3； ——发动机最大转矩，220 N·m； ——分动器低挡传动比，2.479； ——变速器传动效率，取98%。 由公式（2.9）得：A75.48mm 取A=76mm 2.3 本章小结 本章主要通过分析整车、发动机和底盘参数，对分动器的总体方案进行确定。其中包括：分动器中心距的确定，挡位的设置，高低挡传动比的确定等。通过确定分动 器的基本参数，进行其他零部件的设计选用，为下一步的设计计算奠定基础。 第3章 主要零部件的设计及计算 3.1 齿轮的设计及校核 3.1.1 齿轮参数确定及高低挡齿轮齿数分配 1.模数m 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、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm，取m=2.5mm。 2.压力角 国家规定的标准压力角为，所以分动器齿轮普遍采用的压力角为。 3.螺旋角 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。分动器齿轮的螺旋角的选择可参考轿车变速器齿轮螺旋角的选择，轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。 乘用车两轴式变速器～ 初选 4.齿宽b 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽b，，其中为齿宽系数。常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮=6.0~8.5。故选分动器齿轮齿宽b=20mm。 5.齿顶高系数ha* 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少，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作用到齿顶上，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，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数为1.00。 6.高低挡齿轮齿数的分配 分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损 均匀。 (1)确定低挡齿轮的齿数 由于低挡采用斜齿轮传动， 所以齿数和为： （3.1） 取=57 （3.2） 取=17 =40 1）对中心距进行修正 因为计算齿轮和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的重新计算中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。 修正中心距： （3.3） 经计算取中心距A=78mm 2）对螺旋角进行修正 修正螺旋角： （3.4） 经计算取 乘用车两轴式分动器中心距A的取值范围为60～80 乘用车两轴式分动器～ 所以修正后的中心距和螺旋角都符合要求。 低挡齿轮参数如表3.1所示。 （2）确定高挡的齿数 由于=1.57，=57故取34，23 高档齿轮中心距的校核及变位同低档齿轮相同。 高挡齿轮参数如表3.2所示。 表3.1低挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 齿数 2 当量齿数 3 分度圆直径/mm 4 齿顶高/mm 5 齿根高/mm 6 全齿高/mm 7 齿顶圆直径/mm 8 齿根圆直径/mm 9 齿宽/mm 10 基圆直径/mm 表3.2 高挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 齿数 2 当量齿数 3 分度圆直径/mm 4 齿顶高/mm 5 齿根高/mm 6 全齿高/mm 7 齿顶圆直径/mm 8 齿根圆直径/mm 9 初选齿宽/mm 10 基圆直径/mm 3.1.2 轮齿强度计算 分动器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在分动器中出现的极少，而后者出现的多些。分动器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换挡的低档和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较从动大齿轮严重。 1.轮齿弯曲强度计算 斜齿轮弯曲应力: （3.5） 式中 ——计算载荷（N·mm）； ——斜齿轮螺旋角； ——应力集中系数，可近似取=1.50； Z——齿数； ——法向模数（mm）； y——齿形系数，可按当量齿数在图中查得； ——齿宽系数； ——重合度影响系数，=2.0。 低档齿轮1，查齿形系数图得y=0.132，代入得=342.25Mpa； 低档齿轮2，查齿形系数图得y=0.158，代入得=121.52Mpa； 高档齿轮3，查齿形系数图得y=0.156，代入得=144.79Mpa； 高档齿轮4，查齿形系数图得y=0.140，代入得=238.51Mpa； 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180~350Mpa范围，所有斜齿轮满足＜[]，故弯曲强度足够。 2.轮齿接触应力计算 （3.6） 式中 ——轮齿的接触应力,Mpa； F——齿面上的法向力， ,N； ——圆周力（N），； ——计算载荷,N·mm； d——节圆直径,mm； ——节点处压力角； ——齿轮螺旋角； E——齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=2.1Mpa； b——齿轮接触的实际宽度,mm； 、——主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮；、为主、从动齿轮的节圆半径（mm）。 将上述有关参数代入式（3.6），并将作用在变速器第一轴上的载荷/2作为计算载荷时，得出： 故所有齿轮满足＜[]，接触强度足够。 3.1.3 分动器齿轮的材料及热处理 分动器齿轮的材料的选择参考变速器齿轮材料的选择。 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。 国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。 淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求。 故本设计中齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。 3.2 轴的设计及校核 3.2.1轴的失效形式及设计准则 轴的失效形式主要有因疲劳强度不足而产生的疲劳簖裂、因静强度不足而产生的塑性变形或脆性簖裂、磨损、超过允许范围的变形和振动等。 轴的设计应满足如下准则：首先，根据轴的工作条件、生产批量和经济性原则，选取适合的材料、毛坯形式及热处理方法。；然后，根据轴的受力情况、轴上零件的安装位置、配合尺寸及定位方式、轴的加工方法等具体要求，确定轴的合理结构形状及尺寸，即进行轴的结构设计；最后，轴的强度计算或校核。对受力大的细长轴（如蜗杆轴）和对刚度要求高的轴，还要进行刚度计算。在对高速工作下的轴，因有共振危险，故应进行振动稳定性计算。 3.2.2 轴的设计 1. 输入轴直径初选与校核 轴的材料主要是经过轧制或锻造的碳钢或合金钢。通常用的是碳钢，其中最常用的是45钢。对于受力较大或需要限制轴的尺寸或重量或需要提高轴径的耐磨性以及高低温、腐蚀等条件下工作的轴，可采用合金钢。为了提高轴的强度和耐磨性，可对轴进行各种热处理或化学处理，以及表面强化处理。 综上，从动轴同样选用45钢，查手册得=25～45MPa。 主动轴主要受额定转矩T的作用，由于轴上重力而产生的弯矩很小，可以忽略不计。转动零件的各表面都经过机械加工，零件几何形状都是对称的，高速旋转时对轴产生的不平衡力矩较小，产生的弯矩可忽略不计。故轴的强度按转矩进行计算。 输入轴花键部分直径可按公式： ≥ （3.7） 式中 K——经验系数，K=4.0～4.6; T——发动机最大转矩,N·m; 经计算得dmin≥27.77mm取dmin=30mm 故本设计中取=30mm符合强度要求。 最小段符合要求，其它各段一定符合要求。 2.输出轴的设计 在已知中心距时，第二轴中部直径d≈0.45A，轴的最大直径d和支承间距离L的比值：～0.21。 3.2.3 轴的校核 分动器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩，要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。为了验证结构方案的合理性及变速器的可靠性需对轴进行校核。 应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机最大转矩。 计算各挡齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力 (3.8) 式中 d——齿轮的节圆直径，mm； ——节圆处压力角； ——螺旋角； ——发动机最大转矩。 低挡 代入（3.8）式得： 高挡 代入（3.8）式得： 2.轴的校核 （1）轴的强度计算 应该校核在弯矩和转矩联合作用下的轴的强度。作用在齿轮上的径向力和轴向力使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度；而圆周力使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度，则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力为： （3.9） （3.10） 式中 ——计算转矩，N·mm； d——轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm； ——弯曲截面系数，； ——在计算断面处轴的垂向弯矩，N·mm； ——在断面处轴的水平弯矩，N·mm； ——许用应力，在抵挡工作时取，除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。 第一轴低档工作时强度校核： 求H面内支反力、和弯矩 其中a=63.45mm b=119.8mm 带入数值得 求V面内支反力、和弯矩 带入数值得 = =463.96Nm Mpa＜ (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平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。 图3.1 轴的刚度 轴的挠度和转角： （3.11） 式中 E——弹性模量（Mpa）,E=2.1×105Mpa I——惯性矩（mm4）对于实心轴I=πd4/64 L——支座间距离（mm） F1——齿轮齿宽平面上的径向力（N） F2——齿轮齿宽平面上的圆周力（N） 带入上述数值计算所得结果满足，，，故轴满足刚度要求。 3.输出轴的校核 由于输出轴在运转的过程中所受的弯矩很小，可以忽略，可认为其只受扭矩。轴的扭转切应力： （3.12） 式中 ——轴的扭切应力，MPa； T——转矩，N·mm； ——抗扭截面系数，，对圆截面轴； P——传递的功率，Kw； n——轴的转速，r/min； d——轴的直径，mm。 将上述参数代入式（3.12）经计算得：=39.86Mpa 查表可知：45号钢许用扭切应力，故符合强度要求。 3.3 轴承的选用及校核 3.3.1 变速器轴承型式的选择 变速器轴承多选用滚动轴承，即向心球轴承，向心短圆柱滚子轴承，滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 输入轴及中间轴的两个轴承采用圆锥滚子轴承，输出轴的轴承采用深沟球轴承， 它不仅承受径向负荷，而且承受向外的轴向负荷。齿轮内孔与轴的配合采用滚针轴承。 3.3.2 轴承的校核 1.输入轴轴承30206 查《机械设计手册》可知： ； 圆锥滚子轴承受力如图4.7。 图3.2 轴承受力图 当量动载荷： （3.13） 代入得： ；。 轴承寿命用小时表示比较方便： （3.14） 式中 ——基本额定寿命，h； ——温度系数，轴承工作温度为100℃时，=1； ——载荷系数，无冲击或轻微冲击；中等冲击； C——基本额定动载荷，N； P——动载荷，N； ——寿命指数，对于球轴承=3，对于滚子轴承=； n——轴的转速，r/min。 取=1，=1.6，，代入（3.14）式得：； 平均车速； 行驶至大修前的总行驶里程。 对汽车轴承寿命的要求是轿车30万km，故该轴承满足使用要求。 2.输出轴轴承30207 查《机械设计手册》可知： ； ； 因为e=0.37，故，所以； ，所以； 由公式（3.13）得：，。 取，，代入（3.14）式得：，，满足使用要求。 3.3.3 轴承的润滑和密封 滚动轴承的润滑方式具体选择可按速度因数dn值来定。d代表轴承内径，mm；n代表轴承套圈的转速，r/min，dn值间接地反映了轴颈的圆周速度，当时，一般滚动轴承可采用润滑脂润滑，超过这一范围宜采用润 滑油润滑。由于d=25mm，n=6000r/min，故dn=采用润滑脂润滑。脂润滑因润滑脂不易流失，故便于密封和维护，且一次充填润滑脂可运转较长时间。 采用密封圈对轴承进行密封，工作温度范围-40~100℃。密封圈用皮革、塑料或耐油橡胶制成。 3.4 本章小结 本章主要对分动器的主要零件进行设计和计算，其中包括：齿轮的设计及校核，轴的设计及校核，轴承的设计及校核。这些零件是分动器的基石，齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，轴的设计是分动器传递动力的重要因素，轴承的定位及校核是设计的难点，这些计算的理论基础是设计的关键。此外，本章的一些计算结果，绘图时需要进一步印证。 第4章 分动器其他零件及机构的设计 4.1 同步器的设计及计算 该分动器的低挡和高挡采用同步器进行换挡。同步器虽然结构较复杂，制造成本高，精度要求严，轴向尺寸大以及存在同步环的使用寿命有待提高等问题，但由于它能保证轻便、迅速、无冲击、无噪声换挡，且对操作技术无需求，从而有利于提高汽车的加速性、燃料经济性与行驶安全性，也可延长齿轮寿命，故在现代轿车上得到了最普遍的应用。 锁环式同步器有工作可靠，零件耐用等优点，但因为结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。 4.2 惯性式同步器 惯性同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止器和惯性增力式。用得最广的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽结构有别，但工作原理无异，都有摩擦原件、锁止原件和弹性原件。挂挡时，在轴向力作用下摩擦原件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止原件用于阻止同步前强行挂挡；弹性原件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。 本设计采用锁环式同步器又称锁止式、齿环式或滑块式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛用于轿车及轻型客、货车。 4.2.1 锁环式同步器的结构 如图4.1所示，锁环示同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑快压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑快凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑快两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑快宽一个接合齿。 4.2.2 锁环式同步器的工作原理 换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑快和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差△，致使在锥面上有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑快予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档哪个力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成换档。 锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。 图4.1锁环式同步器 图4.1中1、4-锁环；2-滑块；3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套 常用的锁环同步器如图4.2所示。 图4.2锁环式同步器实物 4.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 接近尺寸，同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.2～0.3mm。 分度尺寸，滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于1/4接合齿齿距。 尺寸和是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。 滑块转动距离，滑块在锁环缺口内的转动距离影响分度尺寸。滑块宽度、滑块转动距离与缺口宽度尺寸之间的关系如下 （4.1） 滑块转动距离与接合齿齿距的关系如下 （4.2） 式中 ——滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）； ——接合齿分度圆半径。 滑块端隙，滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，同时，啮合套端面与锁环端面之间的间隙为，要求＞。若＜，则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸＜0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证＞0，应使＞，通常取=0.5mm左右。 锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。 预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换挡时，锁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，若锁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锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应去=1.2～2.0mm。 在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。 4.3 主要参数的确定 4.3.1 摩擦因数 汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。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，要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。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。 摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。 同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0.1。 摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。 4.3.2 同步环主要尺寸的确定 1、同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。实验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。 2、锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=6°～8°。=6°时，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°时就很少出现咬住现象。 3、摩擦锥面平均半径 R设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中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。 4、锥面工作长度b 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，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定 （4.3） 式中 ——摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.0～1.5MPa； Mm——摩擦力矩； ——摩擦因数； ——摩擦锥面的平均半径。 上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。 5、同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。 乘用车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥孔表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。 4.3.3 锁止角 锁止角选取得正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°～42°。 4.3.4 同步时间 同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响。轴向力大、则同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取：对乘用车变速器，高档取0.15～0.30s，低档取0.50～0.80s；对货车变速器，高档取0.30～0.80s，低档取1.00～0.50s。 4.3.5 转动惯量的计算 换挡过程中依据同步器改变转速的零件，统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮向啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成求出转动惯量值。 4.4 本章小结 本章主要是根据分动器的结构及参数特点，对分动器的其他机构进行设计分析，这些结构对分动器起着非常重要的作用。其中包括：同步器的设计及计算，分动器箱体的设计。分动器采用同步器换挡，保证了选挡、换挡的灵活、可靠；采用直接操纵方式换挡，保证了换挡的简单、轻便。通过与上一章齿轮、轴、轴承等零部件设计的结合，完成分动器总体结构的设计方案。 结 论 分动器是传动系中的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。分动器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。 本设计依据本田CR-V给定的发动机最大输出转矩、转速及最高车速、主减速比等相关参数，主要完成了以下内容： 1、分动器总体方案的设计。 2、分动器挡数的确定。 3、分动器中心距的确定。 4、主要零部件，如齿轮、轴的设计及校核。 5、同步器的分析、选用及设计。 对于本次设计的分动器来说，其特点是结构紧凑、合理，便于安装，并且采用同步器换挡，保证了换挡轻便、迅速、无冲击，从而有利于提高汽车的加速性，燃料经济性与行驶安全性。 设计过程中由于本田CR-V实际结构和某些参数的制约，使得设计尺寸受到限制，在此希望以后有所改进。 参考文献 [1]洪福生.国外越野车发展新动态[J].汽车与配件，1996．24 [2]刘惟信.汽车设计[M].清华大学出版社，2001.7. 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