分动器设计说明书11

中华人民共和国教育部

东北林业大学

毕业设计

设计题目：分时四驱分动器设计

学生：

指导教师：

学院：交通学院

专业班级：交通运输类（车辆工程）2005级7班

2009年6月

东北林业大学

毕业设计任务书

设计题目分时四驱分动器设计

指导教师李宏刚讲师

专业交通运输类（车辆工程）2005级7班学生管延才

2009年1月3日

分时四驱分动器设计

摘要

本设计主要根据现代狮跑2.0L手动四驱SUV汽车的相关技术参数进行分动器的设计。根据匹配车型的使用条件和车辆参数选择分动器的结构形式，并按照分动器系统的设计步骤和要求，具体进行了分动器轴、齿轮等零部件的相关设计工作和校核工作，最后绘制了二维图纸。

关键词：分动器；分时；设计

Design Of Time Four-wheel Actuator

Abstract

The design is based mainly on the modern lion run manually 2.0L four-wheel-drive SUV vehicle-related parameters at the design of the actuator. In accordance with the conditions of vehicles and vehicle parameters, in accordance with the actuator sub-system design steps and requirements, mainly related to design work, including the sub-center distance of actuators, bevel gear and other parameters. And a sub-axis actuators, gears and other parts of the design and verification of the relevant work.

Keywords: Sub-actuator; center distance; design

目录

摘要

Abstract

1 绪论 (1)

1.1分动器简介 (1)

1.2 分动器的构造及原理 (1)

1.3 分动器的类型 (2)

2 分动器主要参数的选择 (4)

2.1档数及传动比 (4)

2.2 中心距的确定 (5)

2.3 齿轮参数的确定 (5)

2.4高低档传动比及其齿数的确定 (6)

3 分动器齿轮强度计算及材料选择 (8)

3.1 齿轮失效形式与原因 (8)

3.2 齿轮强度计算与校核 (8)

4 分动器轴的计算与校核 (10)

4.1 分动器轴的失效形式 (10)

4.2 分动器轴的初选 (10)

4.3 分动器轴承的选择 (11)

4.4 键的选择与计算 (11)

5 同步器 (13)

5.1 同步器的结构类型 (13)

5.2锁环式同步器的工作原理 (13)

5.3惯性锁止式同步器的主要结构参数 (15)

6总结 (17)

参考文献

致谢

分时四驱分动器设计

1 绪论

1.1分动器简介

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2.5～5km/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。

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，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。

1.2 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1-1 北京吉普切诺基汽车行星机构AMC207型分动器

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。

1.3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。

本设计是根据起亚狮跑手动四驱SUV而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型，具体参数如下表所示：

表1-1 分动器设计参数

项目参数

最高时速171km/h 轮胎型号235/60 R16 发动机型号CVVT 最大扭矩184/4500 最大功率104/6000 最高转速6000r/min 主减速比 4.625

整车整备质量2090Kg

max 2e gI T

r

T i G r η?

≤2max 0r g I

e T

G r i T i ?η≤max 0max max max

(cos sin )e gI T

r

T i i mg f mg r ηααψ≥+=max max 0r

g e mg r i T i ψη

≥

2分动器主要参数的选择

2.1 挡数及传动比

根据驱动车轮与路面的附着条件，档数和传动比 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。

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综合考虑、确定。

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

则由最大爬坡度要求的分动器低档传动比为

（2-1）

式中，m ----汽车总质量；

g ----重力加速度；

max ψ----道路最大阻力系数； r r ----驱动轮的滚动半径； max e T ----发动机最大转矩；

o i ----主减速比；

η----汽车传动系的传

求得的分动器低档传动比为：

（2-2）

式中，G 2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；

φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。 由已知条件： m =2090kg ；

r r =334mm ；

A K =max e T =184N.m ；

o i =4.625 η=0.85

根据公式（3-1）可得:低i =1.5 本设计取高档传动比高i =0.8

2.2 中心距

中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

(2-3) 式中，K A ----中心距系数。对轿车，K A 9.3；对货车，K A =8.6～9.6 T I max ----变速器处于一档时的输出扭矩 T I max =T e max i g I η =670.96N ﹒m 故可得出初始中心距A=80mm 。

2.3齿轮参数

（1）齿轮模数

建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m n

3max 47.0e n T m = (2-4)

其中,max e T =184Nm ，可得出n m =2.67。

同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一分动器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取2～3.5。本设计取3。

（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20°,啮合套或同步器取30o ；斜齿轮螺旋角25°。

应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使轴上是轴向力相互抵消。为此，第二轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。

齿轮宽度的大小直接影响着齿轮的承载能力，加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：

直齿b =m K c ,c K 为齿宽系数，取为4.5～8.0

斜齿c K =m K c ,c K 为齿宽系数，取为6.0～8.5

本设计b =3×8=24

b 为齿宽(mm)。采用接合套或同步器换档时，其接合套的工作宽度初选时可取为2～4mm 。

第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加,接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

2.4各档传动比及各档齿数的确定

在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。

（1）确定低档齿轮的齿数

低档传动比=1.5，其中A =80mm 、m =3；由

n

m A Z β

cos 2=

∑ （2-5） 有∑

Z

=48

此处取1Z =29，则可得出2Z =19. 上面根据初选的A 及m 计算出的∑

Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-5）

看出中心距有了变化，这时应从∑

Z

及齿轮变位系数反过来计算中心距A=80，再以这个

修正后的中心距作为以后计算的依据。

（2）确定高档的齿数

高档传动比=0.8

同理，由

n

m A Z

β

cos 2=

∑ （2-6） 得∑

Z

=48

取3Z =26，4Z =22 齿轮参数计算结果如表2-1所示。

表2-1 齿轮参数计算结果

螺旋角

25

低档齿轮 高档齿轮

法面膜数

n m 3 3 3 3

端面模数 =

t m β

cos n m

3.3 3.3 3.3 3.3

法面压力角 n a 20 20 20 20 法面齿距 n n m p π=

9.42

9.42

9.42

9.42 端面齿距 t t m p π=

10.37 10.37 10.37 10.37 标准中心距 A

80 80 80 80 齿根圆直径 f f h d d 2-=

58.2 91.2 81.3 67.1 齿顶高

*=an

n a h m h 3

3

3

3

齿根高 )(**

+=c h m h an n f

3.75 3.75 3.75 3.75 齿厚

4.72

4.72

4.72

4.72

3 分动器齿轮的强度计算与材料的选择

3.1 齿轮的失效形式及原因

齿轮的失效形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。

轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再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。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。

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档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。

3.2齿轮强度的计算与校核

与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr 。

(1).斜齿轮弯曲应力

1w z

F K btyK σ

σ=

（3-1） 式中，为K ε重合度影响系数，取1.0；注释相同，K σ=1.50。

低档齿轮圆周力： ==

d

T F j t 21 5111.11 N

齿轮1的当量齿数97.20cos ==

β

Z

Z n ,可查表的：153.01=y 97.2651

153.085.7245

.111.511111=????==

s w btyK K F σσMPa

同理得：2w σ=206.7MPa

依据计算二挡齿轮的方法可以得到其他档位的弯曲应力，其计算结果如下：

=3w σ230.57MPa

=4w σ250.65MPa

当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180～350MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求.

(2). 轮齿接触应力j σ

j σ= （3-2） 斜齿圆柱齿轮：m n =3

1Z =29, 2Z =19,E =2.04×

105 1d =72,2d d 2=100 T j =0.5,T emax =0.5×184=92N

1t F =

=1

2d T j 5111.11Nmm

3

11111021.625

cos 20cos 11.5111cos cos ?===

βαt F F MPa （3-3） 31.1220sin 220sin 1

11==

= d r ρ 1.1720sin 2

20sin 222=== d

r ρ

73.1341

31.1211.171241004.21021.6418.011418

.053121=???

??+???=???

? ??+=ρρσb FE j

同理得：

3.13732=j σMPa 3.13283=j σMPa 8.13734=j σMPa

渗碳齿轮的许用应力在1300～1400 之间，强度符合要求。

4 轴的初选与校核

4.1．轴的失效形式及设计准则

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：

（1）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。

（2）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。

（3）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。

4.2轴的计算

（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[]T τ=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。

轴的最小直径可按公式：

min d ≥3

6][2.01055.9n

P

T τ?=27.1mm （4-1） 来确定。

式中，P —功率（104KW ）；

n —转速（6000r/min ）

； []T τ—许用扭应力（25～45MP 取40MP ）

； 故本设计中取min d =30符合强度要求。最小段符合要求，其它各段一定符合要求。

(2)输出轴的初选与校核

从动轴的最小直径同前可得：

min d ≥3

6][2.01055.9n

P

T τ?=40.6mm （4-2） 来确定。

式中，P ——功率（100KW ）；

n ——转速（6000r/min ）

； []T τ——许用扭应力（25～45MP 取40MP ）

； 同样在这里取min d =42mm 符合要求。

4.3轴承的选择

轴承分两类：滚动轴承和滑动轴承。磁流变液离合器所需的轴承，主要承受因主机

重力而产生的径向负荷，同时考虑轴向定位。但磁流变液离合器主要受径向负荷，因此根据尺寸要求选用深沟球轴承。根据其内径为45，选取深沟球轴承6008。

根据轴径d=45mm ，查机械设计手册选取单列深沟球轴承,D =68mm,B =15mm 。 轴承的当量动负荷为：

R P λ=

式中, P —轴承的当量动负荷(N)；

R —轴承径向负荷(N)；

λ—动负荷系数，平稳或微冲击λ=1.0-1.2，中等冲击λ=1.2～1.8 。 轴承寿命为：

L =n P C 60/1063

???

?

?? （4-3） 式中, L —轴承寿命((h)；

N —轴承转速(r/min)； P —当量动载荷(N)；

C —轴承的额定动负荷(N)；

由手册查出，根据计算，选择轴承的型号为6208。轴承的寿命由工作需要而定，一般不得小于10000h [8]。

4.4键的计算

平键联接受额定转距o T 作用时，键的侧面受挤压，主截面受剪切力，可能的失效形式

是工作面压溃或键剪断。对于实际采用的材料和按标准选用的平键来说，压溃是主要的失效形式。因而平键联接的强度常按键侧的挤压应力来计算。 轴与半联轴器用单键联接，其挤压应力为：

σ＝kld

T 3

102?≤[]σ （4-4）

式中, σ—键联接的挤压应力(Pa)；

K —键与联轴器的接触高度，对平键可取键高的一半,2

h k =； T —额定转距(Nm)；

d —轴的直径(m)；

T —键的工作长度(m),对于圆头普通平键可取为键全长与键宽之差；

[]σ—键联接许用挤压应力(MPa)；

在第一段轴上选用圆头普通平键，根据d =35mm ，查得键的截面尺寸为：宽度

b =10mm ，高度h =8mm 。取键长L =26mm 。键的工作长度1=b L -=40-10=16mm 。键与键槽的接触高度k =0.5h =4mm 。其挤压应力为：

σ=

kld

T 3

102?＜[]σ=110MPa 所以所选键符合强度要求。

同理第二周选用圆头普通平键的挤压应力为：

σ=kld

T 3

102?＜[]σ=110MPa

所以所选键符合强度要求。

5同步器

同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮寿命，提高汽车的加速性能并节油，故轿车变速器除倒档、货车1档，倒档外，其它档位多装用。要求其转矩容量较大，性能稳定、耐用。

5.1同步器的结构类型

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。

5.2锁环式同步器的工作原理

在分析与计算中考虑到常温条件下润滑油阻力对齿轮转速的影响可以忽略不计，并假

设在同步过程中车速保持不变，这一假设在道路阻力系数 ≤0.15同步器时间时t≤1s是符

合实际的。由于变速器输出端的转速在换挡瞬时保持不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。如图6-1（a）、（b）同步器的计算模型：

同步器的计算模型

（a）同步器的计算模型

(

同步器的计算模型

（b ）同步器的计算模型

现建立输入端惯性质量的运动方程：

r

f dw

J T dt

= (5-1) 将上式积分得()r

r c f T J w w T t -=

由上式可得同步时间：

()111r r c r T e f f gk gk J w w J t w T T i i +??

-==- ? ???

(5-2) 将上式中的f T 以摩擦面所受的轴向力a F 代替，则有

1

sin 1

1

30

e r T a gk gk

n J t F fR i i πα+??=

-

? ???

(5-3) 同步器摩擦锥面的滑磨功为

()0t f f r c t L T w w d =-? (5-4)

将其代入上式，并将其中的T t 值用式()64-代入，得

2

2

11

1302e r f gk gk n J L i i π+????=- ? ? ?????

(5-5) 同步器的滑磨功与其摩擦面积f A 之比

/f f q L =A (5-6)

称为同步器的比滑磨功。对高档同步器q 值应不大于0.2J/m 2;而对低档同步器则应不大于