機械設(shè)計說明書-長城哈弗H3越野車分動器設(shè)計與運動仿真

第一章緒論汽車的使用條件非常復雜，經(jīng)常在無路或壞路條件下工作的越野汽車，需要利用汽車的總重量，使每一個承受負載的車輪都產(chǎn)生牽引力，因此必須用全輪驅(qū)動。也就是必須將變速器傳出的扭矩分配給所有的驅(qū)動輪，負擔這一任務(wù)的機構(gòu)就是分動器。汽車分動器則是主宰四輪驅(qū)動的核心，其功能是將變速器輸出的動力，分配到兩個驅(qū)動橋，最后將動力傳輸至四個車輪[1]。近年來，多軸驅(qū)動車輛受到了越來越多的關(guān)注。在民用上，多軸驅(qū)動車輛是指越野車和重型載貨車等；在軍用上，多軸驅(qū)動車輛是指軍用越野車輪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，民用越野車的用武之地越來越小，由于其性能卓越，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(qū)動車輛的民用形式主要為舒適且充滿樂趣的越野車，它已經(jīng)成為一種文化被人們所追求崇拜。因此，提升越野車的舒適性和通過性，越野性成為其重要發(fā)展方向。多軸驅(qū)動車輛在民用方面的另一個主要應(yīng)用為重型載貨車，一輛12X12的重型載貨車在單軸驅(qū)動下一般無法前行，多軸驅(qū)動是其必然選擇。隨著道路條件的不斷改善，重型載貨車越來越高速化和重型化。對于不斷重型化的運輸車輛，其多驅(qū)動的性能也必然要求改善。軍用的多軸驅(qū)動車輛的行車區(qū)域更加廣闊，道路條件分外復雜艱難，除在公路上行駛外，還不可避免地需要在雪地、山野、沙漠及耕地等路面行駛。因此，軍用車輛在越野性能上有更高的要求，其驅(qū)動形式也不可能僅僅是單軸驅(qū)動，國外特別是歐美等發(fā)達國家，軍用車輛的機械化和電子化起步較早，經(jīng)過兩次海灣戰(zhàn)爭，其發(fā)展已經(jīng)趨于完善。我國軍用車輛起步較晚，經(jīng)歷了從無到有，從仿制、引進技術(shù)到自行研制開發(fā)的歷程，迄今已發(fā)展到第五代。20世紀50年代到80年代期間，在國內(nèi)外局勢的壓力下我國自主研制了第一代軍用車輛。到20世紀80年代初期，國產(chǎn)第一代軍用車輛的生產(chǎn)雖然取得了很大進展，但由于我國汽車工業(yè)相對落后，這些車輛的技術(shù)性能、質(zhì)量指標和牽引質(zhì)量等還不能完全滿足軍隊武器裝備現(xiàn)代化的需要。因此，進入90年代后，我國開始引進國外先進技術(shù)生產(chǎn)第二代軍用車輛，并通過消化吸收后進行研究和仿制。21世紀初，在看到兩次海灣戰(zhàn)爭中美軍的絕對優(yōu)勢之后，我國對先進技術(shù)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(shù)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(shù)。同樣，對軍用車輛技術(shù)也要求進一步的創(chuàng)新發(fā)展，分動器作為多軸驅(qū)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。1.3國內(nèi)外相關(guān)研究現(xiàn)況在多軸驅(qū)動車輛誕生時，分動器只是一個很簡單的齒輪傳動系統(tǒng)。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展和汽車技術(shù)的不斷成熟，分動器的結(jié)構(gòu)也出現(xiàn)了明顯的變化。由于現(xiàn)代車輛發(fā)動機輸出的轉(zhuǎn)矩比較大，即使在高速運轉(zhuǎn)時仍可輸出較大的轉(zhuǎn)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，現(xiàn)代車輛大都趨向采用單速分動器。車輛使用單速分動器后，不僅使分動器的結(jié)構(gòu)簡化，而且還使駕駛員的操縱更加簡單。在裝有傳統(tǒng)雙速分動器的車輛上，駕駛員通常需要進行分動器的高、低檔轉(zhuǎn)換[2]，這樣不僅操作復雜，而且還影響車輛的越野機動能力[3]。因此，使用單速分動器的車輛不斷增多。但是隨著電控技術(shù)引入車輛，高低檔轉(zhuǎn)換直接由車輛的Ecu根據(jù)路況決定，并且越來越復雜，發(fā)展出各種不同的驅(qū)動類型。分動器的設(shè)計結(jié)構(gòu)[4]與傳動系統(tǒng)[5]基本決定了其性能和檔次。至今，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;第五代分動器如圖1.1所示。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[6]。圖1.1第五代分動器1.4設(shè)計要求1.4.1設(shè)計參數(shù)本次設(shè)計長城哈弗H3越野車的基本參數(shù)如表1.1所示：表1長城哈弗H3越野車的基本參數(shù)長城哈弗H3越野車的基本參數(shù)發(fā)動機2.4L136馬力L4最大功率(kw)100最大功率轉(zhuǎn)速(rpm)5250最大扭矩(N-m)200最大扭矩轉(zhuǎn)速(rpm)3000輪胎235/70/R16驅(qū)動方式前置四驅(qū)1.4.2設(shè)計基本要求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。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(qū)動橋相連。汽車全輪驅(qū)動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。對分動器的設(shè)計要求要滿足以下幾點:a.具有良好的工作效能；b.工作可靠；c.操作輕便，并具有良好的隨動性；d.便于維護和保養(yǎng)。2總體設(shè)計2.1分動器結(jié)構(gòu)與工作原理分析在多軸驅(qū)動的汽車上，為了將變速器輸出的東路分配到各個驅(qū)動橋，均裝有分動器。分動器的基本結(jié)構(gòu)也是一個齒輪傳動系統(tǒng)。其輸入軸直接或通過萬向傳動裝置與變速器第二軸相連，其輸出軸則有若干個，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅(qū)動橋連接。為增加傳動系的最大傳動比及檔數(shù)，目前絕大多數(shù)越野車都裝有兩檔分動器，使之兼起副變速器的作用。分動器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個或兩個以上，通過萬向傳動裝置分別與各驅(qū)動橋相連。分動器內(nèi)除了具有高低兩檔及相應(yīng)的換檔機構(gòu)外，還有前橋接合套及相應(yīng)的控制機構(gòu)。當越野車在良好路面上行駛時，只需后輪驅(qū)動，可以用操縱手柄控制前橋接合套，切斷前驅(qū)動橋輸出軸的動力。分動器的工作要求(1)先接前橋，后掛低速檔；(2)先退出低速檔，再摘下前橋；上述要求可以通過操縱機構(gòu)加以保證。分動器的結(jié)構(gòu)形式是多種多樣的，各種結(jié)構(gòu)形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條件的變化而變化。因此在設(shè)計過程中我們應(yīng)深入實際，收集資料，調(diào)查研究，對結(jié)構(gòu)進行分析比較，并盡可能地考慮到產(chǎn)品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。機械式具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。2.2傳動方案分動器的結(jié)構(gòu)形式是多種多樣的，各種結(jié)構(gòu)形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條變化而變化。機械式具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。本設(shè)計采用的結(jié)構(gòu)方案如圖2.1所示。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。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，以減小鈾的變形，使1-輸入軸2-低檔齒輪3-離合器接合套4-四輪驅(qū)動齒輪5-同步器盤6-后輸出軸7-中間軸8-前輸出軸圖2.1分動器傳動示意圖齒輪的重疊系數(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。2.3齒輪的布置各齒輪副的相對安裝位置，對于整個分動器的結(jié)構(gòu)布置有很大的影響，要考慮到以下幾個方面的要求:(1)整車總布置根據(jù)整車的總布置，對分動器輸入軸與輸出軸的相對位置和分動器的輪廓形狀以及換擋機構(gòu)提出要求(2)駕駛員的使用習慣(3)提高平均傳動效率(4)改善齒輪受載狀況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向，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。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。2.4換擋結(jié)構(gòu)形式的選擇目前用于齒輪傳動中的換擋結(jié)構(gòu)形式主要有三種[2]:a滑動齒輪換擋通常是采用滑動直齒輪進行換擋，但也有采用滑動斜齒輪換擋的。滑動直齒輪換擋的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時齒端面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大。所以這種換擋方式，一般僅用在較低的檔位上，例如變速器中的一擋和倒擋。采用滑動斜齒輪換擋，雖有工作平穩(wěn)、承裁能力大、噪聲小的優(yōu)點，但它的換擋仍然避免不了齒端面承受沖擊。b嚙合套換擋用嚙合套換擋，可將構(gòu)成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的接合齒，用來與嚙合套相嚙合。這種結(jié)構(gòu)既具有斜齒輪傳動的優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換擋時，沖擊力集中在1～2個輪齒上的缺陷。因為在換擋時，由嚙合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和接合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了分動器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。c同步器換擋現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕接合齒在換擋時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟性和縮短換擋時間等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性、經(jīng)濟性和山區(qū)行駛的安全性。其缺點是零件增多，結(jié)構(gòu)復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已解決。比如在其工作表面上鍍一層金屬，不僅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)。此設(shè)計就是采用同步器換擋。2.5擋數(shù)及傳動比的確定主減速比的計算:(2.1)其中根據(jù)輪胎規(guī)格235/70R16得輪胎半徑根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定傳動比:(2.2)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(2.3)則由最大爬坡度要求的分動器低檔傳動比:(2.4)式中，汽車總質(zhì)量；重力加速度；道路最大阻力系數(shù)；驅(qū)動輪的滾動半徑；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；主減速比；汽車傳動系的傳動效率；前后輪轉(zhuǎn)矩分配比；求得變速器一擋傳動比為: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)式中，汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；路面的附著系數(shù)，計算時取通過以上計算可得到，在本設(shè)計中，取。取高檔傳動比。2.6中心距A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:(2.6)式中，-中心距系數(shù)。對轎車，=9.5~11-分動器處于低速檔時的輸出扭矩故由(2.6)可得出初始中心距:為檢測方便，圓整中心距。3齒輪的設(shè)計及校核3.1基本參數(shù)的選擇3.1.1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表3.1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0≤14.0≥14.0模數(shù)/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.5～6.00一系列1.0002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50—所選模數(shù)應(yīng)符合國家標準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。3.1.2壓力角壓力角較小時，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)定的標準壓力角為，所以本設(shè)計中分動器齒輪壓力角取。3.1.3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?。恍饼X輪螺旋角。3.1.4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。(3.1)式中:－齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪取；－法面模數(shù)。齒寬可根據(jù)下列公式初選:直齒輪，斜齒輪。綜合各個齒輪的情況，均為斜齒輪:設(shè)計，齒寬均選為。3.1.5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。3.2各檔齒輪齒數(shù)的確定3.2.1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:(3.2)圓整取根據(jù)經(jīng)驗數(shù)值，取，則通過比較可以得出，時，，與設(shè)計要求2.4最接近。所以:，。3.2.2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，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)?(3.3)修正中心距，取。重新確定螺旋角，其精確值應(yīng)為下面根據(jù)方程組:確定常嚙合齒輪副齒數(shù)分別為:。重新確定螺旋角β，其精確值為:3.2.3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(3.4)(3.5)`(3.6)(3.7)于是可得，重新確定螺旋角β，其精確值為(3.8)3.3齒輪的變位齒輪1、2的各參數(shù):取模數(shù)，螺旋角齒寬系數(shù)。分度圓壓力角:端面嚙合角:變位系數(shù)之和:查表得分度圓直徑:節(jié)圓直徑:mmmm齒頂高:齒根高:全齒高:齒頂圓直徑:齒根圓直徑:當量齒數(shù):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4291919292919實際傳動比i1.5261.5261.526螺旋角β法面模數(shù)(mm)333法面齒頂高系數(shù)111法面頂隙系數(shù)5分度圓壓力角20°20°20°分度圓直徑d(mm)95.4562.5462.5495.4595.4562.54中心距A(mm)797979中心距變動系數(shù)000齒頂高ha(mm)2.722.723.12齒根高hf(mm)43.63.6443.6齒全高h(mm)6.726.726.72有效齒寬b(mm)242424當量齒數(shù)38.6025.1925.193.4齒輪的校核3.4.1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；(3.9)式中:—發(fā)動機最大扭矩;—變速器頭檔速比;—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；在高檔時:(3.10)式中:—后橋驅(qū)動時的最大附著力矩；；—滿載時分配到前橋的重量；—最大附著系數(shù)，0.5~0.6；—車輪滾動半徑；—主傳動比；—分動器高檔傳動比；—主傳動效率；—分動器效率；在低檔時:(3.11)式中:——后橋驅(qū)動時的最大附著力矩；；—滿載時整車重量；—最大附著系數(shù)，；—車輪滾動半徑；—主傳動比；—分動器低檔傳動比；—主傳動效率；—分動器效率；若<(或)，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，作為計算扭矩。若>(或)，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(或)作為計算扭矩(用于計算高檔齒輪，用于計算低檔齒輪)。由式(3.9)可得由式(3.10)可得由式(3.11)可得所以高速檔時作為計算轉(zhuǎn)矩，低速檔時作為計算轉(zhuǎn)矩。3.4.2輪齒的彎曲應(yīng)力圖3.1齒形系數(shù)圖直齒輪彎曲應(yīng)力公式為(3.12)式中:－彎曲應(yīng)力()；－圓周力(N)，；－計算載荷(N·m)；－節(jié)圓直徑(mm)；－應(yīng)力集中系數(shù)，可近似?。唬Σ亮τ绊懴禂?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，從動齒輪；－齒寬(mm)；－端面齒距(mm)，；－模數(shù)；－齒形系數(shù)，如圖3.1所示因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式后得(3.13)斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為:(3.14)式中:－圓周力()，；－計算載荷(N·m)；－節(jié)圓直徑(mm)，，－法向模數(shù)(mm)，－齒數(shù)，－斜齒輪螺旋角()；－應(yīng)力集中系數(shù)，；－齒面寬(mm)；－法向齒距(mm)，；－齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖3.1中查得；－重合度影響系數(shù)，。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)對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在范圍，對貨車為范圍。當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。掛上低速檔時:輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩即為變速器傳來的轉(zhuǎn)矩中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩:輸出軸轉(zhuǎn)矩: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:－齒形系數(shù)。由圖3.1查得，，通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式(3.15)后得:同理可得高速檔的齒輪的彎曲強度均合格。3.4.3輪齒接觸應(yīng)力(3.16)式中:－輪齒接觸應(yīng)力()；－齒面上的法向力()，，為圓周力()，，為計算載荷()，為節(jié)圓直徑()，為節(jié)點處壓力角()，為齒輪螺旋角()；－齒輪材料的彈性模量()，；－齒輪接觸的實際寬度()，斜齒輪用代替；、－主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑()，直齒輪、，斜齒輪、，、主、從動齒輪節(jié)圓半徑()。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作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.4。表3.3變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪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低檔時受力分析低檔時輸入軸受力:低檔時中間軸受力:斜齒圓柱齒輪:Z1=19，，，，，mmmm將各參數(shù)代入公式后同理得:同理，齒輪4與齒輪5之間參數(shù)相同，接觸應(yīng)力，滲碳齒輪的許用應(yīng)力在之間，所有接觸應(yīng)力符合要求。4軸及附件的設(shè)計4.1軸的結(jié)構(gòu)形式設(shè)計軸時主要考慮以下幾個問題:軸的直徑和長度，軸的結(jié)構(gòu)形狀，軸的強度和剛度，軸上花鍵的形式和尺寸等。軸的結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)保證齒輪、嚙合套及軸承等安裝、固定，并與工藝要求有密切關(guān)系。本設(shè)計中，輸入軸和低速檔齒輪做成一體，前端通過矩形花鍵安裝半聯(lián)軸器，其后端通過滾針軸承安裝在后橋輸出軸齒輪內(nèi)腔里。高速檔齒輪通過花鍵固定在輸入軸上。中間軸有旋轉(zhuǎn)式和固定式兩種，本設(shè)計中采用旋轉(zhuǎn)式中間軸。中間軸與嚙合套的齒座做成一體，兩端通過圓錐滾子軸承支撐。高、低速檔齒輪均用滾針軸承安裝在軸上，常嚙合齒輪通過花鍵固定在軸上。中間軸兩端做有螺紋，用來定位軸承，螺紋不應(yīng)淬硬。后橋輸出軸與其上齒輪做成一體，齒輪做有內(nèi)腔以安裝輸入軸，齒輪懸臂布置，采用兩個圓錐滾子軸承支撐。與前橋輸出軸對接處做有漸開線花鍵，通過嚙合套可以與前橋輸出軸上的漸開線花鍵聯(lián)接，用以接上、斷開前橋輸出。各檔齒輪與軸之間有相對旋轉(zhuǎn)運動的，無論裝滾針軸承、襯套(滑動軸承)還是鋼件對鋼件直接接觸，軸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懸殊。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)。輸入軸最小直徑可按下式初選:(4.1)式中，為經(jīng)驗系數(shù)，；為計算轉(zhuǎn)矩。將各參數(shù)代入公式(4.1)可得:初選最小直徑30mm。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，。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，中間軸，輸出軸。4.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計a.輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計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，取KA=1.3，則:(4.2)查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表8-3，選用HL7型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為30mm，故取，，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40mm的30208型圓錐滾子軸承與之配合其尺寸為，故取DE段固定齒輪，故取，根據(jù)整體結(jié)構(gòu)取FG處是齒輪軸上的齒輪6，分度圓直徑GH段安裝滾針軸承，由于只承受彎矩故可取，滾針軸承尺寸。輸入軸的花鍵。b.后橋輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計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KL段安裝軸承，，，LM段根據(jù)端蓋結(jié)構(gòu)取，NO段安裝輸出軸聯(lián)軸器，取?；ㄦI為。c.中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計de段是嚙合套外齒輪8，分度圓直徑，，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30mm，，BC、FG段安裝軸承，取孔徑為45mm的30208型圓錐滾子軸承，，AB、GH段做成螺紋用于軸的兩端固定，取。d.前橋輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4.1所示CD段齒輪分度圓直徑，BC段安裝一對圓錐滾子軸承，取孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承，，AB段安裝聯(lián)軸器，取。花鍵為。圖4.1前橋輸出軸4.4軸的強度計算4.4.1軸的受力計算1)輸入軸(4.3)(4.4)(4.5)2)中間軸(4.6)(4.7)(4.8)3)輸出軸(4.9)(4.10)(4.11)4.4.2軸的剛度計算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，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計算:(4.12)(4.13)(4.14)式中:——齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N)；——齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N)；——彈性模量()，=2.1×105；——慣性矩(mm4)，對于實心軸，；——軸的直徑(mm)，花鍵處按平均直徑計算；、——齒輪上的作用力距支座、的距離(mm)；——支座間的距離(mm)。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。a.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：mmmmmmradb.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)、(4.13)、(4.14)得到:mmmmmmradc.輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算:已知:a=25.625mm；b=95.625mm；L=121.25mm；d=40mm，把有關(guān)參數(shù)代入(4.12)、(4.13)、(4.14)得到:mmmmmmrad所以各軸都滿足剛度要求。4.4.3軸的強度計算a.輸入軸強度校核:已知:；；；；=30.5625mm；=57.25mm；L=87.8125mm；d=45mm1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩(4.15)(4.16)由以上兩式可得=6575.34N，=3510.20N，=200958.95N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩(4.17)(4.18)由以上兩式可得=1271.49N，=2757.78N，=38857.16N.mm，=157882.9N.mm所以滿足設(shè)計要求。b.中間軸強度校核:；；；；；；；；；；；；；1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、(4.19)(4.20)由以上兩式可得:=-383.02N，=4650.98N，=-10485.17N.mm，=129181.36N.mm求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、(4.21)(4.22）RRVARHBRHARVBFa1Fr1Ft1RHAFt1RHBL2L1=30.56LRVARVBFr9MM=200958.95NmmMvc左=38857.16NmmMvc右=157882.9NmmTj=315500NmmM=353603.82Nmm由以上兩式可得=2592.08N，=7587.22N，=70958.19N.mm，=194422.51N.mm，=164525.46N.mm按第三強度理論得:所以滿足設(shè)計要求。c輸出軸強度校核；；；；；；1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩(4.23)(4.24)由以上兩式可得=1423.0N，=4727.22N，=121135.01N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩(4.25)(4.26)由以上兩式可得=1123.3N，=5026.92N，=95620.9N.mm，=128814.8N.mm按第三強度理論得:所以滿足設(shè)計要求。4.5同步器設(shè)計4.5.1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。4.5.2同步器主要尺寸的確定1)接近尺寸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，稱為接近尺寸。尺寸應(yīng)大于零，取=0.2～0.3mm。本設(shè)計取為0.3mm。2)分度尺寸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，稱為分度尺寸。尺寸應(yīng)等于1/4接合齒齒距。尺寸和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。3)鎖銷端隙鎖銷端隙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)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則換檔時，在摩擦錐面尚未接觸時，滑動齒套接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸＜0，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=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，并可稱之為后備行程。預(yù)留后備行程的原因是摩擦錐環(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，導致間隙逐漸減少，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)計不當而影響同步器壽命。一般應(yīng)取=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。4.5.3主要參數(shù)的確定a.摩擦因數(shù)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)取為0.1。b.同步環(huán)主要尺寸的確定1)錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是。一般取=6°～8°。=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=7°市就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本設(shè)計取=7°。2)摩擦錐面平均半徑設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。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，盡可能將取大些。3)錐面工作長度縮短錐面長度，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。c鎖止角鎖止角選取得正確，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。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～42°。4.5.4嚙合套的設(shè)計嚙合套輪齒為直齒，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)，其他參數(shù)與普通齒輪一樣，齒數(shù)一般為30～80。高、低速換檔結(jié)合套，取z=28，則分度圓直徑為，結(jié)合套寬30mm。4.6箱體的設(shè)計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5mm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。

5運動仿真通過UG三維制圖軟件，繪制出的三維裝配圖如圖5.1所示：圖5.1三維裝配圖對部件輸入一定的參數(shù)如:以輸入軸轉(zhuǎn)速為0r/min加速到30r/min，以后勻速轉(zhuǎn)動。以各角接觸軸承摩擦系數(shù)為0.01。以前橋軸和后橋軸的阻尼系數(shù)為3000nmdrt/s。這些已知量輸入系數(shù)，測量各轉(zhuǎn)速。求分動器在各種狀態(tài)下的轉(zhuǎn)速關(guān)系。5.1低速四驅(qū)狀態(tài)的模擬a.齒輪傳動狀態(tài)為如圖5.2：圖5.2齒輪傳動狀態(tài)圖b.經(jīng)系統(tǒng)模擬后，測量和輸入軸的轉(zhuǎn)速，前橋軸的轉(zhuǎn)速。c.分類得到各測量結(jié)果圖5.3。圖5.3測量結(jié)果圖由圖可得輸入軸在前4秒中處于加速狀態(tài)，在后6秒處于勻速狀態(tài)。經(jīng)測量勻速狀態(tài)下的速度可得=30r/min=12.877r/min=12.877r/min則5.2高速兩驅(qū)狀態(tài)的模擬a.齒輪傳動狀態(tài)為如圖5.4所示：圖5.4齒輪傳動狀態(tài)圖b.經(jīng)系統(tǒng)模擬后，測量和輸入軸的轉(zhuǎn)速，后橋軸的轉(zhuǎn)速。c.分類得到各測量結(jié)果如圖5.5所示：圖5.5測量結(jié)果圖由圖可得輸入軸在前4秒中處于加速狀態(tài)，在后6秒處于勻速狀態(tài)。經(jīng)測量勻速狀態(tài)下的速度可得=30r/min=30r/min則本設(shè)計在總體設(shè)計的時候，得出