车辆工程毕业设计论文-东风eq2080越野汽车三轴式分动器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-东风eq2080越野汽车三轴式分动器设计(编辑修改稿)内容摘要：

数，取为 ； a x21   Te rg iT rGi  通过公式（ ） 、 （ ）计算可得到 ≤ 1gi ≤11，在本设计中，取 7 根据一档传动比可求得低档传动比 即 ： m i n10m i n1  ggrF iii rni 根据设计要求 ： Fgi = 所以高速级传动比： 高 ；低速级传动比： 低。 分动器传动方案的确定 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 21 所示。 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EQ208 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 6 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。 图 分动器传动示意图 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 7 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。 轴和齿轮的结构 轴的结构 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 ，表面硬度不低于HRC5863。 各截面尺寸避免相差悬殊。 齿轮的安排 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 8 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。 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。 中心距 A 的确定 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： 3 ge m a xi 低TKA A 式中，为分动器中心距（ mm）； KA 为中心距系数，取 KA=～ 12； Temax 为输入最大扭矩（ N m）； i 低 为低速档传动比； g 为分动器传动效率，取 96%。 可确定中心距： 2 5 3 ）～（）～（ A 为检测方便，圆整中心距 A=130mm。 9 齿轮参数 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。 压力角  理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用 176。 、 15176。 、 16176。 、 176。 等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 176。 或 25176。 等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以 分动器齿轮普遍采用的压力角为 20176。 螺旋角  实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。 在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。 两轴式分动器螺旋角： 20176。 ～ 25176。 齿宽 b 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。 直齿 mkb c ， ck 为齿宽系数，取为 ～ ，取 ； 斜齿 ncmkb ， ck 取为 ～。 综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮，齿宽选为 30mm。 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2～ 4mm，取4mm。 齿顶高系数 10 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。 本章小结 通过初始数据，首先确定分动器的高低档传动比，然后根据变速器中心距 A 与发动机排量的关系，初选变速器的中心距。 然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。 11 第 3 章 齿轮的设计计算与校核 齿轮的设计与计算 各档齿轮齿数的分配 （ 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： 20c os1302c os2zS 21  nmAz  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 不同齿数时传动比对比 z1 24 25 26 27 28 z2 37 36 35 34 33 Z3 35 36 37 38 39 Z4 26 25 24 23 22 I 低 通过表 比较可以得出 z1=25， z2=36 时， i 低 =，与设计要求 最接近。 下面以 z1=25 为例对计算过程进行说明： z1=25， z2=36 mmmmA n 2 920c o s2 461c o s2 Sm    修正中心 距，取 A=130。 重新确定螺旋角 β，其精确值应为 ： 9121202 0 5 614c o s2c o s12  ASm n 12 下面根据方程组： 4 2 3 614 20c o s1 3 02c o s221431243zzizzmAzzn低 确定常啮合齿轮副齿数分别为 2536z 43  z，。 重新确定螺旋角 β，其精确值为 ： 614c o s2c o s 1134   ASm n （ 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： 3467  zziz 高 根据 ： )(2536 36)1(t a nt a n 6743 36734  zzzz z 可以得出 ： 8463206 1 3 3 2 2 0 5 ant an 167    os1302c os2 6776 ，取 nmAzz  于是可得 ：。 ， 76  z 圆整取。 ， 3547z 76  z 重新确定螺旋角 β，其精确值为 ： 823c o s2 )(c o s 176167   A zzm n 计算各个齿轮的参数 （ 1）计算低速挡齿轮 2 参数： 实际传动比为 ： 121 ZZig = 分度圆直径 ： 211n1 c o s/m zd  =425/cos 912120  = 212n2 c o s/m zd  =436/ 912120cos  = 齿顶高 ： 1ah =4mm 2ah =4mm 13 齿根高 ： 1fh =5mm 2fh =5mm 齿顶圆直径 ： 11a1 2 ahdd  = 2a22 2hdda  = 齿根圆直径 ： 111 2 ff hdd  = 222 2 ff hdd  = 当 量齿数 ： 21311v c os/zz  = 21322v cos/zz  = （ 2） 计算高速挡齿轮 6 7 参数 ： 模数为 3， 76 = 613518 。 实际传动比为 ： 782 ZZig = 分度圆直径 ： 7666 cos nmzd = 7677 cos nmzd = 齿顶高 ： 6ah =3mm 7ah =3mm 齿根高 ： 6fh = 7fh = 齿顶圆直 径 ： 66a6 2 ahdd  = 7a77 2hdda  =。