毕业设计（论文）-长城哈弗H3越野车分动器设计与运动仿真.docx

本科毕业设计（论文）题目:长城哈弗H3越野车分动器设计与运动仿真长城哈弗H3越野车分动器设计与运动仿真摘要在多轴驱动的汽车上，为f将变速器输出的动力分配到各个驱动桥，均装有分动罂。分动器的基本结构也是个齿轮传动系统。其输入轴直接或通过万向传动装置与变速器第二轴相连，其输出轴则有若干个，分别经万向传动装宜与各郭动桥连接。为增加传动系的最大传动比及档数，目前绝大多数越野车都装有两档分动器，使之兼起副变速器的作用。本课题针对哈弗H3越野汽车的分动器进行设计，本文首先分析了分动器的结构原理以及对比国内外分动器研究成果“接者提出满足哈弗H3越野汽车功能的分动器设计方案,哈弗H3越野汽车有一个输入轴两个输出轴,输入轴通过万向轴与变速器输出轴连接，两个输出轴分别与前后桥驱动轴连接起到动力分配和减速增矩的作用。本文对分动港组成的齿轮、轴、同步器分别进行了详细设计，对今后的分动器设计具有很好的指导意义。关健词:分动器：齿轮：I1.1.I:同步涔DesignandMovementSimu1.ationoftheTransferinthe(JreatWa1.1.HarvardH3AbstractInmu1.tip1.espind1.edrivecar,inordertoassigntoeachHasttransmissionoutputdriveax1.e.bothequippedwithasp1.itter.Thebasicstructureoftheactuatorisageartransmission.Theinputshaftdirect1.yorviaauniversa1.driveshaftisconnectedtoasecondtransmissionInCanSandtherearcanumberoftheoutputshaft.respective1.y,throughauniversa1.drivemeansconnectedtoeachdriveax1.e.ToincreasethemaximumIrUnSmiSSiOnratioofthedrivet11inandthenumberoffi1.es,thevastmajorityofoff-roadvehic1.esareequippedwithtwotranchesactuator,makeandp1.aythero1.eofdeputytransmission.ThetopicfortheHoverH3sportuti1.ityvehic1.essp1.itterdesign,thispaperana1.yzestheprincip1.eandcomparativeresearchabroadsp1.itterstructureoftheactuator.ThenHoverH3off-roadvehic1.estomeettheproposedfunctionsofactuatordesign.HoverH3off-roadvehic1.ehasaninputshafttwooutputshafts,inputshaftisconnectedthroughainputshaftandtwooutputshaftsandax1.eshaft,respective1.y,powerdistributionandconnectiontop1.aythero1.eofthedece1.erationtorque-up.Gears,shafts,synchronizeractuatorconsistingofthispaperwerecarriedoutdetai1.eddesignforthefuturedesignoftheactuatorhasagoodguide.KeyWords:Sp1.itter;Gcar;Shaft!Synchronizer11.1.分动器简介11.2 课题研究背景及意义11.3 国内外相关研究现况21.4 设计要求31.4.1 设计参数31.4.2 设计基本要求42总体设计52.1 分动器结构与工作原理分析52.2 传动方案52.3 齿轮的布置62.4 换挡结构形式的选择72.5 挡数及传动比的确定82.6 中心由A确定93.1 基本参数的选择I1.3.1.1 模数的确定I1.3.1.2 压力角4I1.3.1.3 螺旋角P的确定H3.1.4 齿宽I1.3.1.5 齿顶高系数123.2 各档齿轮齿数的确定123.2.1 低速档齿轮副齿数的确定123.2.2 对中心距进行修正133.2.3 确定其他齿轮的齿数133.3 齿轮的变位143.4 齿轮的校核153.4.1 计算扭矩T的确定153.4.2 轮齿的弯曲应力173.4.3 轮齿接触应力19JPftt1.214.1 轴的结构形式214.2 轴的尺寸初选224.3 轴的结构设计234.4 轴的强度计算244.4.1 轴的受力计算244.4.2 轴的刚度计算254.4.3 轴的强度计算264.5 同步器设计294.5.1 同步器的功用及分类294.5.2 同步器主要尺寸的确定294.5.3 主要参数的确定304.5.4 啮合套的设计314.6 箱体的设计315.1 低速四驱状态的模拟325.2 高速四驱状态的模拟336参考文献36致谢37毕业设计（论文）知识产权声明38毕业设Vf*I论文）独创性明391绪论1.1 分动器简介装丁多桥驱动汽车的变速器后，用于传递和分配动力至各驱动桥，兼作副变速器之用。常设两个档，低档乂称为加力档。为了不使后驱动桥超载常设联锁机构，使只有结合前驱动桥以后才能挂上加力档，并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(在发动机最大转矩卜.一般为255kmh).面档为直接档或亦为减力档。(I)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柝.装有这种分动冷的汽乍,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蛟大阻力，而I1.挂分动器的高档时也可使全轮驱动，以充分利用附着重用及附着力，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我传动机构的刚度有关。这种结构的分动器在挂低档时同时整接通前驱动桥：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聊动桥，倒档时则用另一超越离合潜工作。分动器的动用就是将变速涔输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩，是4x4越野车汽车传动系中不可缺少的传动部件，它的前部与汽车变速箱联接，将其输出的动力经适当变速后同时传给汽车的前柝和后桥，此时汽车全轮驱动，可在冰笺、泥沙和无路的地区地而行驶。大多数分动能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。1.2 课题研究背景及意义当前,汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统件的设计需求旺盛。其中，分动器总成是四轮驱动汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的操控性能与动力性能。本课题根据长城哈弗H3汽车的行驶要求，对其分动器进行整体结构设计，目的在于实现汽车在行驶时具备良好的动力性能及操控性能。汽车的使用条件非常匆杂，经常在无路或坏路条件下工作的越野汽车，需要利用汽车的总重量，使每一个承受负载的车轮都产生牵引力，因此必须用全轮业动。也就是必须符变速器传出的扭矩分配给所有的驱动轮，负担这一任务的机构就是分动器.汽车分动器则是主宰四轮驱动的核心，其功能是将变速器输出的动力，分配到两个驱动桥，最后将动力传输至四个车轮山.近年来，多轴驱动车辆受到了越来越多的关注。在民用上，多轴驱动车辆是指越野军和重型载货车等：在军用上，多轴驱动车辆是指军用越野乍轮坦克装甲车等绝大多数军车。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，由于其性能卓越，被一些追求时尚热衷享受的人们所追逐，把其认为是一种人类征服大自然的体现，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，它已经成为一种文化被人们所追求崇拜。因此,提升越野车的舒适性和通过性，越野性成为其重要发展方向。多轴驱动车辆在民用方面的另一个主要应用为重型载货车，辆12X12的重型载货车在单轴骈动卜.一般无法前行，多轴.驱动是其必然选择。随着道路条件的不断改善，亚型毂货车越来越裔速化和至型化。对于不断选型化的运输车辆，其多驱动的性能也必然要求改善。军用的多轴驱动车辆的行车区域更加广网，道路条件分外兔杂很难，除在公路上行眼外，还不可避免地需要在雪地、山野、沙漠及耕地等路而行驶。因此，军用车辆在越野性能上有更高的要求，其驱动形式也不可能仅仅是单轴驱动，国外特别是欧美等发达国家，军用车辆的机械化和电子化起步较早，经过两次海湾战争，其发展已经趋于完善。我国军用车辆起步较晚，经历了从无到有，从仿制、引进技术到自行研制开发的历程，迄今已发展到第五代。20世纪50年代到80年代期间，在国内外局势的压力下我国自主研制了笫一代军用车辆“到20世纪80年代初期，国产第一代军用车辆的生产虽然取得了很大进展，但由于我国汽车工业相对落后，这些车辆的技术性能、版员指标和牵引质量等还不能完全满足军队武罂装备现代化的需要。因此，进入90年代后，我国开始引进国外先进技术生产第二代军用车辆，并通过消化吸收后进行研窕和仿制。21世纪初，在看到两次海湾战争中美军的绝对优势之后，我国对先进技术的渴求越来越强烈。但是由于国际环境原因，能引进的已经掌握，而尖端技术由于国外的保密限制却无法获得。在这种情况下，自主研发是我国进一步发展军用车辆的唯途径。在当今笈杂的国际环境下,一场世界新军事革命正在发生，中国要跟上欧美军事大国的步伐就必须奋起直追，大力发展自主创新的军事技术。同样，对军用车辆技术也要求进一步的创新发展，分动器作为多轴驱动车辆传动系统的核心之一，要求其性能有进一步的提高。1.3 国内外相关研究现况在多轴出动车辆诞生时，分动器只是一个很简堆的齿轮传动系统。随着汽车工业的不断发展和汽车技术的不断成熟，分动器的结构也出现了明显的变化。由T现代车辆发动机输出的转矩比较大，即使在高速运转时仍可输出较大的转矩，加上变速箱的传动比变化范围较大，能够很好地满足车辆的使用要求，因此，现代车辆大都趋向采用单速分动器。车辆使用单速分动器后，不仅使分动器的结构简化，而且还使驾驶员的操纵更加简单。在装有传统双速分动器的乍辆上，驾驶员通常需要进行分动渊的高、低档转换，这样不仅操作复杂，而且还影响车辆的越野机动能力网。因此，使用单速分动器的车辆不断增多。但是随着电控技术引入车辆，高低档转换直接由车辆的ECU根据路况决定，并且越来越复杂，发展出各种不同的驱动类型.分动淞的设计结构与传动系统基本决定了其性能和档次。至今，分动器已经发展到第五代:第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，使多釉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乎采用r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:第五代分动器如图I所示。壳体采用印铸铝合金材料、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、操纵简堆、结构紧漆、噪音更低网。图1第五代分动器1.4 设计要求1.4.1 设计分数本次设许长城哈用H3越野车的基本参数如表1.1所示:表I长城哈弗H3越野军的脸本参数长城哈弗H3越野车的基本参数发动机2.41.136马力1.4最大功率（h）100最大功率转速0，）5250最大扭矩（N-M200最大扭矩转速（3M3()00轮胎235/70/RI6驱动方式前置四驱1.4.2 设计基本要求分动器的功用就是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。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,分动罂的输出轴有若干根，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跛。对分动港的设计要求要满足以下几点：a.具有良好的工作效能；b.工作可靠；c.操作轻便，并具有良好的随动性：d.便于维护和保养。2总体设计2.1 分动器结构与工作原理分析在多轴驱动的汽车上，为了将变速器输出的东路分配到各个驱动桥，均装有分动器。分动器的基本结构也是一个齿轮传动系统。其输入轴直接或通过方向传动装设与变速器第二轴相连，其输出轴则有若干个，分别经万向传动装置与各驱动桥连接。为增加传动系的最大传动比及档数，H前绝大多数越野车都装有两档分动器，使之兼起副变速器的作用。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。分动器内除了具有高低两档及相应的换档机构外，还有前桥接合套及相应的控制机构。当越野车在良好路面上行驶时，只需后轮驱动，可以用操纵手柄控制前桥接合套，切断前驱动桥输出轴的动力。分动器的工作要求(1)先接前桥，后挂低速档：(2)先退出低速档，再摘下前桥：上述要求可以通过操纵机构加以保证。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。2.2 传动方案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，这些优缺点随者主观和客观条变化而变化。机械式具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可旅等优点，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。大多数分动器由丁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，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I-情人轴2-低档齿坨3-肉合器接介套4-四轮驱动齿轮5-同步零盘&后一出轴7-中间轴8-前獭出轴图2.1分动器传动示意图齿轮的亚独系数不致下降过多。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窗两支承较远处。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏我也小.2.3 齿轮的布置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涔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)改善齿轮受毂状况各挡位齿轮在分动器中的位宜安排，考虑到齿轮的受战状况。承受载荷大的低挡齿轮，安置在离轴承较近的方向，以减小轴的变形，使齿轮的重登系数不致卜降过多。分动涔齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档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.齿轮分为直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种.与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点：缺点是制造时稍有包杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。分动潜中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。2.4 换挡结构形式的选择目前用于齿轮传动中的换挡结构形式主要有：种:a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，井且直齿轮工作噪声大。所以这种换挡方式，一般仪用在较低的档位上，例如变速器中的一挡和倒挡.采用滑动斜因轮换挡，虽有工作平稳,承极能力大、噪声小的优点，但它的换挡仍然避免不r齿潜而承受冲击.b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12个轮齿上的缺陷.因为在换挡时，由啮合套以及相电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出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，未能彻底消除尚轮端面所受到的冲击。C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镶一层金属，不仅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系数。此设计就是采用同步器换挡。2.5 挡数及传动比的确定主减速比的计算：.0.37711prr,>二：MVinN，曲(2.1).O.377×525OO.36770.856×140=6.073其中根据轮胎规格235"ORI6得轮胎半径rr=0.4OM+2+().235×0.7=0.3677m根据骈动车轮与路面的附着条件确定传动比：,<G2(2.2)为了增强汽军在不好道路的驱动力，目前，四驱车般用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。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来粽合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速较低，所以可以忽略掉空气阻力，则最大驱动力用丁克服轮胎与路面间的滚动阻力及.爬坡阻力.故有"吧3*k%,g(/c。SamiIX+Sin«.M)=n,gmi(2.3)则由最大爬坡度要求的分动器低档传动比：(2.4)i7”收忆J"-Ttmiek式中，汽车总质量：g一览力加速度;巴一一道路最大阻力系数：J一驱动轮的滚动半径：7"u'-发动机最大转矩：:主减速比：.汽车传动系的传动效率：八前后轮转矩分配比；jj"g(coSa心+疝6)/:M-Tf11,JJ1.1.kr1960×9.8X(0.01¾x0.92¾+0.371)×0.36772×6.073×3.40.4=1.658求得变速落一挡传动比为:rjtf>1.658根据满足不产牛.滑转条件，即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：J*.”(2.5)式中，G”一汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷：夕路面的附着系数，计算时取<p=050.6小产1.Z-MJw助1960x9.8x0.6x0.3677-200X6.073×3.4X0.4X0.9=2.85通过以上计算可得到1.658<<2.85,在本设计中，取J=2.4。取高档传动比/O,2.6 中心距A确定将中间轴与第二轴之间的距离称为中心距A。它是个基本参数，其大小不仅对分动器的外形尺寸、体积质量大小，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，从布巴分动器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些.还有，分动器中心取得过小，会使分动泯长度增加，并闪此使轴的刚度被削弱和使齿轮的哂合状态变坏。中心距对变速器的尺寸及质员有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A(mm)可根据对已有变速涔的统计而得出的经验公式初定：A=K而二(2.6)式中，X>中心距系数。对轿车，K,=9.51.1.t1.nn-分动器处r低速档时的输出扭矩=Tc=200*24X0.9=432N-m故由(2.6)可得出初始中心距:4=(9.5-IDXV200X2.40.9=71.8283.15)11n为检测方便，圆整中心距A=80，。3齿轮的设计及校核3.1 基本参数的选择3.1.1 模数的确定齿轮模数是个重要参数，并且影响它的选取因素乂很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求、我荷等。决定齿轮模数的因素有很多，其中最主要的是载荷的大小。从加工工艺及维修等观点考虑，同一齿轮机械中的齿轮模数不宜过多。分动器齿轮模数的范圉如表3,1农3.1汽车变速器齿轮的法向模数，凡车型乘用车的发动机排IitV.'1.货车的G大总质量%Zt1.0>V<1.61.6<V256.0W1114.0叫314。模数m/mm2.25-2.752.75-3.(X)3.50-4.504.5-6.00一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50所选模数应符合国家标准GB.'TI3571987的规定，°接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。由于工艺上的考虑，同分动器中的结合尚采用同一模数。其选取的范围是:轿军及轻、中型货车为23.5：重型货军为3.55。选取较小模数并增多齿数有利于换挡，所以初选齿轮模数为3。3.1.2 压力角。压力角较小时，重合度大，传动平植，噪声低：较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对新车，为加大至合度并降低噪声，取小些：对货车，为提高齿轮承教力,取大些°国家规定的标准压力角为20,所以本设计中分动器齿轮压力角取20'.3.1.3 螺旋角夕的确定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。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。初选啮合食或同步器取30”：斜齿轮螺旋角25,3.1.4 齿宽齿轮宽度大，承载能力高.但齿轮受裁后，由手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。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽b。b=k,"i1.t(3.1)式中:",一尚宽系数，直尚轮取上,=4.4-7Q.斜西轮取A,=7.08.6:犯,一法面模数。齿宽可根据下列公式初选:直齿轮b=(4.58.0)m,斜齿轮b=(7.08.6)w°综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮：设计b=3(7.086)=21258,齿宽均选为24mm.3.1.5 齿顶高系数齿顶高系数对全合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶悟度等有影响.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小，轮出的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不育，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上,所以曾采用过齿顶高系数为075080的短齿制齿轮。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1.o0。为了增加齿轮啮合的道合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.Oo的细高齿。本设计取为工=1.0.3.2 各档齿轮齿数的确定3.2.1 低速档齿轮副齿数的确定在初选中心距、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.4-wr1.f,2Acos/?2×80×cos25.v_._4为数和:Zn=z1+z,=-48.34(3.2)mf1.3网壑取Z=48iH)=三幺=2.4ZR根据经验数值，取Zj=19,则z,=29通过比较可以得出4=19,z、=29时，i1.i=232,与设计要求2.4最接近。所以:ZI=I9,Z1=293.2.2 对中心距进行修正因为计尊齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的“和齿轮变位系数第新计身:中心距A,再以修正后的中心距人作为各挡齿轮齿数分配的依据，故中心距变为：(3.3).Znm1148×3_.A=-=ntt=79.44，2cos2×cos25修正中心距，取A=79。重新确定螺旋角夕，其精确值应为=arcco/'E.=arccos=24.3。2A2×79下面根据方程组：2Acus外2×79×cos24.30.o2,+Z4=-=48叫3&=iMA=2.4喏=1.57z«Z229确定常啮合齿轮副齿数分别为:Zj=29,Z,=19°重新确定螺旋角B,其精确值为：03=arcccs"'"Z".=arccos对，8=24.302A2×793.2.3确定其他齿轮的齿数齿轮5为后桥输出轴齿轮，因此齿轮5与前桥输出轴齿轮3各参数应相同。高速档传动比ii=1.O(3.4)2-=1.-=j-=1.Ox-=0.6552ZA1'Z1292929+19×(1+0.6552)=1.0(3.5)ft,-1tan24.3O,At=Ian-=24.30(3.6)Z6+马=24£空忌Z=22222£器24?£=48,收48(3.7)tnn3于是可得，Z6=29,z7=19«重新确定螺旋角B,其精确值为%=cos'*±±2=c生竺=24.302×79(3.8)3.3齿轮的变位齿轮I、2的各参数:分度圆压力角:端面啮合角:取模数，%=3螺旋角"=24.30齿宽系数履=8。tan&=tan,/cos,0=21.77°a79.44COSaJ=cos«=:cos21.77A'79变位系数之和:=210F一(Z1.+Z-讥S)'112tanan金=-0/364查表得切=0.05&2=-0.0844A-A'79-79.44、v»=-0.1467nu3ZR=§2-yn=-0.1364+0.1467=0.0103分度圆直径:节圆直径:4=g=上工=62皿COSPcos24.30.11,1.z23×29Cud-,=-i1.M-=95.45”cos0cos24.30d,=24ziZ=2x79x19/48=62.54mm=2Azz=279×2948=95.46nm齿顶断Ihi=(ha+ni-)=(1+0.05-0.0103)×3=3.1211nh«z=Sj+加一)w11=(1.-0.()44-O.OIO3)×3=2.72mm齿根高：/?,1=(h<,'+Cn-n)m11=(1+0.25-0.05)×3=3.611nhf2=(*+c；-JMI=(I+0.25+0.0844)×3=4.0mm全齿裔:1=11+hf1.=6.72mm齿顶圆直径：4=&+2/如=6254+2x3.12=68.7Smnda2=J,+2u2=95.45+Z>2.72=1.(X).89三齿根圆直径：d,x=dt-2ji=6154-2733.6=55.3411ndii=J2-2hn=95.45-2?4=87.45mn当址齿数：z1=-=25.19"cos"ZQ=38.60.CoSB所有齿轮参数如表3.2所示表3.2备齿轮场木参数齿轮高速档低速档常啮合输入轴中间轴曲输入轴中间轴输出轴rI1ISJt1.1.1.齿轮齿数齿轮6轮7齿轮I齿轮2齿轮3齿轮4291919292919实际传动比i1.5261.5261.526螺旋角24.30,24.30°24.30°法面模数码I(Inm)333法而齿须而系数IIIhan法面顶隙系数40.250.250.25分度曲压力角a.20°20°20°分度圈直径d(mm)95.45625462.5495.4595.4562.54中心距A(mm)797979中心矩变动系数000齿顶高h(mm)2.723.123.122.722.723.12齿根腐h(11un)43.63.6443.6齿全而h(mm)6.726.726.72有效火宽Mmm)242424当量齿数2.38.6025.1925.193.4齿轮的校核3.4.1计算扭矩T的确定分动器齿轮强度计免扭矩T,应在比较两种不同载荷状况之后，选择确定。第一种我荷状况是考虑自变速器传来的最大驱动扭矩工；T=ImuJ变殳(3.9)式中UnKU发动机酸大扭矩;%变速器头档速比：%变速器效率；第二种载荷状况是考虑到保证驱动轮发出最大附着力矩所需的分动器输入扭矩4:在高档时：i=.m-*o'fg,7t1,1y式中:A八UH后桥驱动时的最大附着力矩:71-w=GXWXr：G满我时分配到前桥的重员;8及大附着系数，05U）6r一车轮滚动半径；一主传动比：i,G一分动器高档传动比：明主传动效率：为一分动器效率：在低档时："Mb.T2=一E101I=D,7÷1,75b(3.10)(3.11)式中:一一后桥驱动时的最大附着力矩：%;附=GXSXr：G一满载时整车重量：3一最大附着系数，0.50.6：，一车轮滚动半径：G一主传动比：5一分动器低档传动比：八：一主传动效率：%一分动器效率：若7；人（或Tj）,则说明自变速器传来的最大浜动扭矩不足以使抠动车轮发出最大附着力矩，这时应选取T,作为计算扭矩。若n/（或T；）,则说明自变速器传来的最大驱动扭矩实际上是不能被利用的，这时应选取足（或T；）作为计和扭矩用丁计算高档齿轮,T；用丁计算低档齿轮）。由式（39可得T1.=Q/殳=200X3.4X0.9=6I2Nm1960×9.8×0.6×0.3677×0.3677由式(31O)可得T2=一6.073x2,4x0,9x0.96-=,827N切/_I96O×9.8×O.6×O.3677_,由式(3.11)可得',=6.073×2.4×0.9×0.96=3,55O/V-,n所以高速档时X作为计算转矩，低速档时作为计算转矩。3.4.2轮齿的弯曲应力图3.1齿形系数图直齿轮弯曲应力公式为FIKM(3.by式中:一弯曲应力(MPa)：R-圆周力(N),Fi=2Tdi7；一计穿载荷(Nm)；d一节圆直径(mm)：一应力集中系数，可近似取尤=1.65：K,一摩擦力影响系数，主、从动齿轮在岫合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮Kf=.,从动尚轮Kf=0.9:b齿宽(mm)；f一端面齿距(mm),，=用：m一模数:S一齿形系数，如图3.1所示因为齿轮节圆直径4=，:，式中Z为齿数，所以将上述有关参数代入式后得(3.13)2TKoK,unzKty斜齿轮的弯曲应力公式为:(3.14)式中:K-圆周力(N),Fi=TTJdtTt一计算载荷(Nm):4一节圆直径(mm),"=(,"z)/cos，%一法向模数(mm),zj数，一斜齿轮螺旋角(I：储一应力集中系数，Ke=I.50：b-齿面宽(Inm)：t一法向齿距(mm),t=/W11；.y一齿形系数，可按当量齿数z“=zCOS'/T在图3.1中杳得；K,一重合度影响系数，£=2.0。将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为1,=2Z½5)atnvKcKx时乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在1.8O35OMP范围，对货车为100250MPa范围，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弯曲应力就可以了。“挂上低速档时:辘入轴传递唱转矩即为变速器传来的转矩Tf中间轴传递的转矩:T2=7/×2919=481.55V-m输出轴转矩:7；=7×29/10=734.99Vm低速档齿轮为斜齿轮，所以应用弯曲应力公式(3.15)式中:)，一齿形系数。由图31隹得X=O.142,y2=0.148,y3=0.142y4=0.148通过以上的计算，把各个参数代入公式(3.15)后得：27；尊氏2315.50,cos24.30i.53.I4x9×33×0.142×8×2.0=239.43MPa18O-35OMPa2刀CQSyg1.Ta2HCy2KcKi2×4X1.55×IO×cos24.85×1.5X、.7=226.15MPa3.1.4293,0.148×8×2I8O-350MPa27；cos#JTKITFa'.JK,K,2X734.99×10Xcos24.3()×1.53.1.4×29×3,O.I48×82=345.18Mpa180-35OMpa2X捌.551.()'XCoS24.30'X1.53.I4×19×3,×O.148×8×2=345.ISMPa18()35()MPa同理可得高速档的齿轮的弯曲强度均合格.3.4.3轮齿接触应力式中