EQ1090型汽车分动器设计说明书.pdf

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EQ1090-based design of automotive sub-actuatorAbstract:The n eed for offroa d vehicles oft en ha ve n o ba d roa d s a n d t ra ffic sit ua t ion s,especia lly milit a ry vehicles d rivin g con d it ion s even worse.This requires in crea sin g t he n umber of mot or vehicle wheel,t herefore,offroa d vehicle use mult i-a x is d rive.Sub-a ct ua t or fun ct ion is t he a lloca t ion of t ra n smission power out put t o t he d rive a x le,a n d furt her in crea se t he t orque.Act ua t or is a lso a sub-gea r d rive syst em,which sepa ra t ely fix ed on t he vehicle cha ssis,t he t ra n smission in put sha ft a n d out put sha ft gea r con n ect ed wit h un iversa l join t s,sub-a ct ua t or out put sha ft of a n umber of root s,respect ively,by t he un iversa l gea r wit h t he brid ge d river.This a rt icle d escribes t he sub-t erra in vehicle a ct ua t or d esign ca lcula t ion s,d esign a n d t echn ology is d ivid ed in t o t wo ma jor pa rt s.The d esign of some of t he more d et a iled d escript ion of t he sub-a ct ua t or d esign process,select t he st ruct ure of t he progra m,t he ma in pa ra met ers,gea r d esign,sha ft d esign,ca lcula t ion verifica t ion,t he d esign of ot her st ruct ura l compon en t s.Process some of t he ma jor compon en t s of t ypica l processes a re a n a lyzed t o d et ermin e t he t ypes of pa rt s ma t eria ls,d eveloped a process ca rd.Key words:Act ua t or sub-t erra in vehicle；Gea r；Ax is；Meshin g set s；Shell Techn ology目录1绪论.11.1分动器简介.11.2毕业设计任务及要求.11.3 分动器的公用和设计要求.21.4 分动器的构造及原理.32分动器结构方案的选择.62.1传动方案.62.2齿轮的安排.62.3换档结构形式.63分动器主要参数的选择.83.1传动比分配.83.2中心距A.84分动器齿轮参数的确定.104.1模数.104.2 压力角.104.3 螺旋角.104.4 齿宽.114.5 各档齿轮齿数的分配.114.6啮合套的设计计算.175分动器结构元件.185.1齿轮.185.2轴及相关零件.185.3分动器壳体.286零件的校核.306.1齿轮的校核.306.2轴的校核.337分动器操纵机构.378工艺分析.398.1壳体加工工艺.398.2 拨叉加工工艺.398.3 齿轮加工工艺.418.4 轴的加工工艺.418.5总成的装配.42结论.44参考文献.45谢辞.46附录.47英文原文.47中文翻译.521绪论1.1 分动器简介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。分动器装于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，低档又称为加力档。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（在发动机最大转矩下一般为 2.55km小）。高档为直接档或亦为减速档。分动器具有以下几种类型：按结构可分为：（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第1页，共55页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。按使用性能可分为：(1)分时四驱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 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；第2页，共55页高速级传动比：i高=1.08；低速级传动比：5=2.05。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。1.3 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。分动器是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桥和后桥，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。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。1.4 分动器的构造及原理第3页，共55页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。第4页，共55页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。后桥输出轴暗合套换档中桥输出轴第5页，共55页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EQ2080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 第6页，共55页作平稳、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12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。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。第7页，共55页3分动器主要参数的选择3.1传动比分配高速级传动比：L=1.08IKJ低速级传动比：5=2.053.2中心距A将中间轴与第二轴之间的距离称为中心距4。它是一个基本参数，其大小不 仅对分动器的外形尺寸、结构体积和质量大小，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：/=K/y&a x i 低77 g式中，4为分动器中心距(mm)；Ka为中心距系数，取勺=8.9 12；Ama x为输入最大扭矩(Nm)；i低为低速档传动比；77g为分动器传动效率，取96%。可确定中心距：A=(8.9-12)x V636.7 X 2.05 x 0.96=(95.9-129.4)mm为检测方便，圆整中心距其中第8页，共55页9550 x P 9550 x 40600636.7N-m尸为分动器的额定功率；为分动器的最小输入转速。第9页，共55页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GB13571987渐开 线圆柱齿轮模数的规定，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=3 mm；啮合套采用渐开线齿形，取根=3mm。4.2压力角Q由机械原理可知，增大压力角a,轮齿的厚度及节点处的轮廓曲率半径亦随 之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度，当压力角较小时，重合度 较大，传动平稳，动载荷小，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，应取用大些的压力角，这样可以提高齿轮承载能力。实际上，因国家规定的标准压力角为20,所以分动器齿轮采用的压力角为204.3螺旋角0第10页，共55页螺旋角力一般范围为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0=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，避免了因轴向力而使输入轴和后桥输出轴抱 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齿宽由齿轮的弯曲强度计算公式可知，齿轮愈宽，承载能力越高。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，应取得适当。齿宽可根据下列公式初选：直齿轮6=(4.57.5)m,斜齿轮Z?=(6.08.5)mno 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：u 24cos尸 2x l30 x cos20.S=Zi+22=-=-=61.1-mn 4圆整取S=6l根据经验数值，一轴低速档齿轮齿数在为=2428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。第II页，共55页表4-1不同齿数时传动比对比Z1Z2Z3Z4i低243735262.075253636252.074263537242.075273438232.081283339222.089通过比较可以得出z25,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：zi=25,Z2=36,Sm 61x 4A=-=-mm=129.8mm2cos夕 2 x cos 20修正中心距，取Z=130mm。重新确定螺旋角外其精确值应为区2=cos-1 空=cos=20.2052=20121912 2A 2x 130下面根据方程组：z3+z4=612二%五=2.05x生=1.4236z&z?36确定常啮合齿轮副齿数分别为Z3=36,=25 o重新确定螺旋角6其精确值为034=cos-1=cos-1 4x 61=20.2052 0=20。12934 2 A 2x 1304.5.2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3各参数应相同。高速级齿轮：第12页，共55页Z6 Z325=1.08x=0.7536根据:t a n 尸34 二马 Q1Z7)t a n 67 z3+z4 z6=36 x(1+0.75)=1.032836+25可以得出:二匕口一i 咽期呼-=19.6132=20364867 1.032824cos%2x l30 x cosl9.6132 O1,Z 6+z 7=-2=-=81.6,mn 3圆整取82于是可得：z6=46.86,z7=35.14,圆整取z6 47,zq 3 5o重新确定螺旋角其精确值为夕67=COS一1加(4+Z7)2/=cos-1 3x 82=18.8879=18。536 2x 130第13页，共55页表4-2高速挡各齿轮基本参数齿轮高速档齿轮齿数输入轴 齿轮6中间轴 齿轮74735实际传动比i0.745螺旋角B18 53，16法面模数s(mm)3法面齿顶高系数1法面顶隙系数C：0.25端面模数色(mm)3.1707分度圆压力角a n20分度圆直径d(mm)149.02110.98中心距A(mm)130中心距变动系数0齿顶高ha(mm)3齿根高hf(mm)3.75齿全高h(mm)6.75有效齿宽b(mm)30当量齿数zv55.4941.32第14页，共55页表4-3低速挡各齿轮基本参数齿轮低速档齿轮齿数输入轴 齿轮1中间轴 齿轮22536实际传动比i1.44螺旋角B20 127 19法面模数a(mm)4法面齿顶高系数1法面顶隙系数C；0.25端面模数nit(mm)4.2623分度圆压力角a n20分度圆直径d(mm)106.56153.44中心距A(mm)130中心距变动系数0齿顶高ha(mm)4齿根高hf(mm)5齿全高h(mm)9有效齿宽b(mm)30当量齿数Zv30.2543.56错误!未找到引用源。第15页，共55页表4-4常啮合齿轮基本参数齿轮常啮合齿轮齿数输出轴 齿轮3中间轴 齿轮43625实际传动比i1.44螺旋角B20 12，19法面模数a(mm)4法面齿顶高系数1法面顶隙系数c：0.25端面模数色(mm)4.2623分度圆压力角Qn20分度圆直径d(mm)153.44106.56中心距A(mm)130中心距变动系数0齿顶高ha(mm)4齿根高hf(mm)5齿全高h(mm)9有效齿宽b(mm)30当量齿数zv43.5630.25第16页，共55页4.6啮合套传动副的设计计算本设计换档方式采用啮合套换档，因为用啮合套换挡，是将构成某传动比的 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。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h；=0.5,其他参数与普通齿轮一样，齿数一般为3080。高、低速换档啮合套，齿数z取32,则分度圆直径为d=3x 32mm=96mm,结合套宽28mm；接前桥、断前桥啮合套，齿数z取18,则分度圆直径为d=3X 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5mmo第17页，共55页5分动器结构元件5.1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。5.2轴及其联接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，轴上零件的形式和尺寸等。轴的设计包括定出轴的合理外形和全部结 构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安 装的零件类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分 布情况；轴的加工工艺等。5.2.1轴的尺寸初选在已经确定了中心距4后，第二轴和中间轴中部直径就可以初步确定，取 d=0.454=0.45x l30mm=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d ma x=60,中间轴d ma x=60mm,输出轴d ma x=70mm。5.2.2轴的结构轴的结构形状应满足：轴和装在轴上的零件有准确的工作位置；轴上的零件 应便于拆装和调整；轴应具有良好的制造工艺性。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,其后端通过圆锥滚子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 第18页，共55页键固定在输入轴上。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，两端通过两个圆锥滚子轴承支撑。高、低速档齿轮均用滚针 轴承安装在轴上，由于受结构尺寸的影响及强度的要求，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，轴热处理时，轴上的螺纹不应 淬硬，以防止螺纹脱落。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。5.2.3键的形式和尺寸输入轴的普通平键部分可按扭转强度进行初步确定，查机械设计表15-3,轴的材料选45,调质处理d 鼻p/n1=115义#40+600=43.5mm,查机械设计手册（联接与紧固）表4-3-18,取输入轴上普通平键的公称尺 寸：bxh=14mmx 19mm，其中3为键宽，力为键高。普通平键的长度力可根据轮毂的长度而定，一般 键长略短于轮毂的长度。5.2.4轴承的选用选择滚动轴承的类型与多种因素有关，通常需要考虑以下几个主要因素：允 许的空间；载荷的大小和方向；轴承的工作转速；旋转精度；轴承的刚性；轴向 第19页，共55页游动；摩擦力矩；安装与拆卸。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，分动器的 轴经轴承安装在壳体的轴承孔内，常采用圆锥子轴承、深沟球轴承、角接触球轴 承、滚针轴承、滑动轴承等。在此设计中由于轴承要承受齿轮的轴向载荷以及较 大的径向载荷，并且需要限制轴的轴向移动，故选用圆锥滚子轴承装于壳体上，其中输入轴的轴承由于受到分动器的结构尺寸的约束，可将输入轴的一侧轴承装 在后桥输出轴的齿轮内。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6mmo中间轴上的高速级齿轮和低速级齿轮与中间轴不是固定联接，当齿轮与啮合 套相接合时，齿轮与中间轴无相对转动，当齿轮与中间轴分离时，齿轮空载，因 此，从结构尺寸、载荷性质以及工作需求方面考虑，可选用带有保持架的K型滚 针轴承。5.2.5轴的结构设计挂上低速档时：输入轴传递的转矩Tx=9550 x P“%x5=9550 x 40 x 0.99x 0.98N.m=617 7x l03N.mm1/600中间轴传递的转矩T cm Ox疗 x 40 x 0.99x 0.982x 0.98XT-9550 x-=9550 x-Nm=854.2x lO3N mm2 n J%600/1.44后桥输出轴传递的转矩T3=9550 x M=9550 x 33lN-m=1179x l（）3N-mm3 n i 600/2.07其中P为分动器额定功率；为联轴器与输入轴之间的传动效率；4 g为一对齿 轮传动的效率。1）输入轴（图5-1）第20页，共55页图5.1在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Q=KJ,使用系数原取1.3,贝U：几=KJ=1.3x 617.7N-m=803.0N-m查机械设计手册（轴及其联接）表5-2-8,选用YLU型凸缘联轴器，其公称转矩为l00N-m,半联轴器的孔径为45mm,故取以b=45 mm,/AB=90mm输入轴AB段选用圆头平键连接联轴器，查机械设计手册（联接与紧固）表4-3-8,取圆头平键的公称尺寸为：bxh=14mmx 9mm,键长取80mm,键的工作长度l=Lb=80-14=66mm,普通平键的失效形式主要是工作面被压溃，因此要对键的挤压强度进行校核 计算：键、轴和轮毂的材料均为钢，查机械设计表6-2,取许用挤压应力%=HOMPa,键与轮毂键槽的高度第21页，共55页k=0.5=0.5x 9=4.5mm,工作面的平均压力2TX103 c=-p kid2x 617.7x 1()34.5x 66x 45=92.4Mpa =30mmDE段用圆头平键固定齿轮，故取（/）de 60mm,lDE=50mm,查机械设计手册（联接与紧固）表4-3-8,取圆头平键的公称尺寸为：bxh=18mmx 11mm,键长取40mm,考虑到键长较短，改用双键连接，相隔180。布置，键的工 作长度/=1.5义亿6）=1.5x（40 18）=33mm对键的挤压强度进行校核计算：键与轮毂键槽的高度k 0.5=0.5x 9=4.5mm工作面的平均压力2Tx i（）3 2x 617.7x l03.北田 口十止丽分crD=-=-=106.8Mpa td,故满足工作要求。p kid 5.5x 33x 60 p根据整体结构，取（/）EF=70mm,lEF=40mmFG处是齿轮轴上的齿轮6,分度圆直径I”=30mm第22页，共55页输入轴的GH段安装孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承，取gh-50mm,lGH=25mm2）后桥输出轴（图后2）图5.2为了防止输入轴和后桥输出轴研合到一起而使两轴对接卡死，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（/）IK=153.44mm,=30mm+8mm=38mmKL段安装轴承，查机械设计手册（轴承）表6-2-79,取孔径70mm的30214型圆锥滚子轴承，其尺寸为d x Dx Tx Bx Cx a=70mmx l25mmx 26.25mmx 24mmx 21mmx 25.8mm,故。应 二70mm,1KL=24mm,LM段根据端盖结构取如=69mm,1LM=60mm,MN段安装轴承，查表机械设计手册（轴承）表6-2-79,选取孔径为65mm 的30213型圆锥滚子轴承，其尺寸为d x Dx Tx Bx Cx a=65mmx l20mmx 24.75mmx 23mmx 20mmx 23.8mm取第23页，共55页MN=65mm,lMN=23 mm后桥输出轴NO段用圆头平键连接输出轴联轴器，取（/）NO=60mm lNO=90mm查机械设计手册（联接与紧固）表4-3-8,NO段取圆头平键的公称尺寸 为：bxh=18mmx 11mm，键长取80mm,键的工作长度/二6=80 16=66mm,键与轮毂键槽的高度k=0.5h=0.5义9=4.5mm,工作面的平均压力2Tx i（）3 2X1179X103 1.田口十小谢.o -=-=104.3MPa op,故湎足工作要求。p kid 5.5x 62x 60NO段安装联轴器，联轴器的计算转矩=Ka7=1.3x 1179N-m=1530.7N-m0查机械设计手册（轴及其联接）表5-2-8,选用YL12型凸缘联轴器，其 公称转矩为1600Nm,半联轴器的孔径为60mm,取（/）NO=60mm,lNO=90mm3）中间轴（图5-3）图5.3d e段是啮合套外齿轮8,分度圆直径内 二 3 x 32mm=96mm,lde=29mm,第24页，共55页啮合套齿轮8与两边的高速级、低速级齿轮7、2分别留有0.5mm的间隙，低速级齿轮7的总齿宽取60mm,高速级齿轮2总齿宽取45mm。高速级齿轮2 与中间轴常啮合齿轮4间留有间隙5mm,所以lcd=45.5mm,/ef=40.5mm,/fg=40mm,（/）cd=eg=60mm中间轴cd段、ef段装配滚针轴承，查机械设计手册表6-2-71,选用带 有保持架的无外圈的K型滚针轴承，基本尺寸为/wXwX6c=60mmX 68mmX 45mm,应注意的是，轴加工时，应注意加工砂轮越程槽。中间轴fg段用矩形花键连接中间轴常啮合齿轮，花键部分的直径可按下式 初选：式中K为经验系数，K=4.04.6；Tema x为最大输入转矩（Nm）。d=KjT=（4.0 4.6）V854.2=37.9 43.6 mm,根据机械设计手册（联接与紧固）表4-3-30,4-3-32。取中间轴矩形花键 尺寸：“7 八八 c“H10 sHllNxdxDxB=8x52x 60-x lO-hl all MO花键的失效形式主要是工作面的过度磨损（动连接），因此要对花键的工作 面上的压力进行条件性的计算：_ 27x 103 y/zhldm2x 854.2x 1()30.75x 8x 4x 30 x 56=42.4 MPa p,满足要求。其中“为载荷分配不均系数，取产0.75；z为花键的齿数；人为花键齿侧面的工 作高度，矩形花键7 D-d 60-52 n-二-=4mm；22/为齿的工作长度，取/=30mm；办为花键平均直径，矩形花键,dmD+d260+522二56mm；第25页，共55页p为花键动连接的许用压力，查机械设计表6-3,取p=50 MPa中间轴be、fg段安装轴承，查机械设计手册（轴承）表6-2-79,取孔径 为50mm的30210型圆锥滚子轴承，其基本尺寸为d x Dx Tx Bx Cx a=50mmx 90mmx 21.75mmx 20mmx l7mmx 20.0mm,取Ac=ah=50mm,lbc=lgh=30mm.中间轴a b段、hi段做成螺纹用于轴的两端固定，取Oa b=祢=30mm，/=lhi=15mm，选用M30的螺母固定，并加止 动垫圈，防止螺母松脱。应注意的是，轴加工时，应注意加工螺纹退刀槽。4）中桥输出轴（图5-4）L I-UemJ_-Wa b c d e f g Ir图5.4中桥输出轴中桥输出轴gh段安装中桥输出联轴器，其结构尺寸与后桥输出轴联轴器相 同，故心=50mm,/gh=90mm中桥输出轴ef段用圆头平键连接中桥输出齿轮5,取%-70mm,lef=45mm,查机械设计手册（联接与紧固）表4-3-8,取圆头平键的公称尺寸为：bxh=18mmx 11mm,第26页，共55页键长取40mm,考虑到键长较短，改用双键连接，相隔180。布置，键的工 作长度/=1.5x（L-/7）=1.5x（40-18）=33mm,中桥输出轴承受最大的扭矩为总输出扭矩的一半，及70.57=589.5 N-m,对键的挤压强度进行校核计算：键与轮毂键槽的高度k=0.5=0.5 X 9=4.5mm,工作面的平均压力_ 27x 103%kid2x 589.5x l035.5x 33x 60=103.6MPa op,故满足工作要求。中桥输出轴bc、fg段安装圆锥滚子轴承，表机械设计手册（轴承）表6-2-79,选取孔径为65mm的30213型圆锥滚子轴承，其尺寸为d x Dx Tx Bx Cx a=65mmx l20mmx 24.75mmx 23mmx 20mmx 23.8mm取归=%=65mm lfg=lbc=32mm,中桥输出轴d e、cd段根据结构取Od e=80mm,，d e=lmm,（/）cd=70mm lcd=101mm,中桥输出轴a b段渐开线齿轮分度圆直径0a b=3x 18=54mm,lab=30mm,5）前桥输出轴（图5-5）第27页，共55页前桥输出轴a b段用圆头平键安装联轴器，取（/）ab=45mm,lab=90mm,查机械设计手册（联接与紧固）表4-3-8,取圆头平键的公称尺寸为：bxh=14mmx 9mm,键长取80mm,键的工作长度l=L b=80 1 6=66mm,对键的挤压强度进行校核计算：键、轴和轮毂的材料均为钢，查机械设计表6-2,取许用挤压应力op=HOMPa,键与轮毂键槽的高度k=0.5/z=0.5 x 9=4.5mm,前桥输出轴承受最大的扭矩不超过中桥输出轴的最大扭矩，故T=589.5Nm工作面的平均压力2Tx i（）3 2x 589.5x 1（）3 田、井 口十/人诙分o-=-=88.2MPa op,故旃足工作要求。p kid 4.5x 66x 45前桥输出轴cd段齿轮分度圆直径cd=54mm,lcd=30mm。be段安装一对圆锥滚子轴承，取。加=50mm,lbc=50mm,查机械设计手册（轴承）表6-2-79,取孔径为50mm的30210型圆锥滚 子轴承，其基本尺寸为d x Dx Tx Bx Cx a=50mmx 90mmx 21.75mmx 20mmx l7mmx 20.0mm。5.3分动器壳体本设计采用整体式壳体，壳体采用灰铸铁铸造工艺，与上盖成一体。其优点 是变速分动器前后轴承孔的同心度容易保证，装配、检查方便。同时要求壳体有 足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会倾斜，故在壳体上应设计加强筋。为第28页，共55页了注油和放油，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。壳体壁厚取10mm；壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有58mm的问 隙；齿轮齿顶到分