汽车分动器设计

机电与车辆工程学院毕业设计（论文）

题 目： 汽车分动器设计

专 业： 车辆工程 班 级： 09级1班 姓 名： 学 号： 指导教师： 日 期： 2013年6月5日

汽车分动器设计

摘 要：在多轴驱动的汽车上，为了将输出的动力分配给各驱动桥设有分动器。越野汽车在良好道路行驶时，为减小功率消耗及传动系机件和轮胎磨损，一般要切断通后桥动力。本设计基于哈弗2.0L都市版主要参数，主要说明了越野车三轴式分动器的设计和计算过程，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。计算部分分为中心距，传动比的计算，齿轮和轴的校核。

关键词：分动器 高低档 齿轮传动

目录

引言 .......................................................................... 1 1分动器概况及现状分析 ........................................................ 1 1.1 概况 ...................................................................... 1 1.2现状分析 .................................................................. 1 2分动器结构的确定及主要参数的计算 ............................................ 2 2.1 设计所依据的主要技术参数 .................................................. 2 2.2 零部件结构方案分析 ........................................................ 2 2.2.1齿轮形式 ................................................................ 2 2.2.2结构示意图 .............................................................. 2 2.3 挡数及传动比 .............................................................. 2 2.4 中心距A确定 .............................................................. 4 3齿轮的设计及校核 ............................................................ 5 3.1 模数的确定 ................................................................ 5 3.2 压力角 .................................................................. 5 3.3 螺旋角的确定 ............................................................ 5 3.4 齿宽 ...................................................................... 6 3.5 齿顶高系数 ................................................................ 6 3.6 各档齿轮齿数的确定 ........................................................ 6 3.6.1 低速档齿轮副齿数的确定 .................................................. 6 3.6.2 对中心距进行修正 ........................................................ 7 3.6.3 确定其他齿轮的齿数 ...................................................... 7 3.7 齿轮的变位 ................................................................ 8 3.8 齿轮的校核 ............................................................... 10 3.8.1 计算扭矩T的确定 ....................................................... 10 3.8.2 轮齿的弯曲应力 ......................................................... 11 3.8.3 轮齿接触应力 ........................................................... 14 4轴的设计与校核 ............................................................. 15 4.1 轴的失效形式及设计准则 ................................................... 15 4.2 轴的尺寸初选 ............................................................. 15 4.3 轴的结构设计 ............................................................. 16 4.4啮合套的设计 ............................................................. 18 4.5轴的强度计算 ............................................................. 19 4.5.1 轴的受力计算 ........................................................... 19 4.5.2 轴的刚度计算 ........................................................... 19 4.5.3 轴的强度计算 ........................................................... 21 5变速器同步器及结构元件设计 ................................................. 24 5.1 同步器设计 ............................................................... 24 5.1.1 同步器的功用及分类 ..................................................... 24 5.1.2 惯性式同步器 ........................................................... 24 5.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 ............................................. 25 5.1.4 主要参数的确定 ......................................................... 25 5.2 分动器箱体 ............................................................... 26 致谢 ......................................................................... 27 参考文献 ..................................................................... 28

3 / 36

4 / 36

引言

多轴驱动的汽车都装用分动器，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，低档和高档。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低档，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。高档为直接档或亦为减速档。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分动器概况及现状分析

1.1 概况

分动器有以下几种类型：

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。 1.2现状分析

第一个自动变速器是1914年奔驰公司最先推出，克莱斯勒1914推出了带液力偶合器的四速半自动变速器。分动器已经发展到第五代：第一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，使多轴驱动车辆具备在行进中换档的功能；第四代分动

1 / 36

器的重大变化在于采用了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；第五代分动器壳体采用压铸铝合金材料、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、操纵简单、结构紧凑、噪音更低。

2分动器结构的确定及主要参数的计算

2.1 设计所依据的主要技术参数

表2.1 哈弗2.0L主要参数 最高转速 最高车速 功率 发动机最大转矩 变速器传动比 5600 140km/h 110kw 210N• m igl3.4 igh0.856 轮胎规格 整备质量 最大功率转速 最大转矩转速 轴距 225/65 R17 1688kg 5600r/min 4500r/min 2725

2.2 零部件结构方案分析 2.2.1齿轮形式

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；缺点是制造时稍有复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。分动器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。 2.2.2结构示意图 如图所示

图2.1 分动器结构简图

1．输入轴 2.分动器壳 3.输入轴高速档齿轮 4.换挡结合套 5.输入轴低速档齿轮6.输入轴常啮合齿轮 7.后桥输出轴 8.中间轴 9.中间轴常啮合齿轮10.中桥输出轴11．中桥输出齿轮 12.中间轴低速档齿轮 13.中间轴高速档齿轮14.前桥结合套 15.前桥输出轴 2.3 挡数及传动比 主减速比的计算：

2 / 36

i00.377nprrvamaxigh i00.37756000.362 （2.1）

0.8561406.377其中根据轮胎规格225/65 R17得轮胎半径rr0.431820.2250.650.362 根据驱动车轮与路面的附着条件确定传动比:

TemaxigIT （2.2）

G2r r

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。

汽车爬陡坡时车速较低，所以可以忽略掉空气阻力，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

Temaxiglioifdktrrmg(fcosmaxsinmax)mgmax (2.3)

则由最大爬坡度要求的分动器低档传动比： ifd

式中，m----汽车总质量；

g----重力加速度；

max----道路最大阻力系数； rr----驱动轮的滚动半径； Temax----发动机最大转矩；

mgmaxrr （2.4）

Temaxiglioki o----主减速比；

----汽车传动系的传动效率；

k----前后轮转矩分配比；

3 / 36

ifd mg(fcosmaxsinmax)rrTemaxioiglkT19609.8(0.0180.9280.371)0.362

2106.3773.40.41.645求得变速器一挡传动比为：

ifd1.645

根据满足不产生滑转条件，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：

Temaxioiglifdktr G2 （2.5）

式中，G2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； ----路面的附着系数，计算时取0.5~0.6

iglG2rrTemaxioiglkT19609.80.60.362

2106.3773.40.40.92.545通过以上计算可得到1.645ifd2.545，在本设计中，取ifd2.4。 取高挡传动比ifg1.08。 2.4 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。它是一个基本参数，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，从布置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，会使分动器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。

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距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

AKA3Telmax

(2.6)

式中，KA-中心距系数。对轿车，KA=8.9～9.3；对货车，KA =8.6～9.6

4 / 36

Telmax-变速器处于一档时的输出扭矩

TelmaxTemaxigl2103.40.9642.6Nm

故由（2.6）可得出初始中心距 ：AKA3Telmax(76.80~80.25)mm 为检测方便，圆整中心距A80mm。

3齿轮的设计及校核

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，以减小轴的变形，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。 3.1 模数的确定

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围如表3.1

表3.1 汽车变速器齿轮的法向模数mn 车 型 乘用车的发动机排量 V/L 1.0＞V≤1.6 模数mn/mm 一系列 二系列 1.00 1.75 2.25～2.75 1.25 2.25 1.5 2.75 1.6＜V≤2.5 2.75～3.00 2.00 3.25 2.50 3.50 货车的最大总质量 ma/t 6.0mn≤14.0 3.50～4.50 3.00 3.75 4.00 4.50 mn≥14.0 4.5～6.00 5.00 5.50 6.00 — 所选模数应符合国家标准GB/T1357—1987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，同分动器中的结合齿采用同一模数。其选取的范围是：轿车及轻、中型货车为2～3.5；重型货车为3.5～5。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。 3.2 压力角

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，为加大重合度并降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，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。 3.3 螺旋角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

5 / 36

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。

初选啮合套或同步器取30；斜齿轮螺旋角25。 3.4 齿宽

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。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽b。

bkcmn （3.1）

式中：kc－齿宽系数，直齿轮取kc4.4～7.0，斜齿轮取kc7.0～8.6；

mn－法面模数。

齿宽可根据下列公式初选：直齿轮b(4.5~8.0)m,斜齿轮b(7.0~8.6)m。 综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮:

设计b3(7.0~8.6)21~25.8，齿宽均选为24mm。 3.5 齿顶高系数

齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。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，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，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0.75～0.80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1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，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1.00的细高齿。

本设计取为f01.0。 3.6 各档齿轮齿数的确定 3.6.1 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。

2Acos280cos2548.34 （3.2） 齿数和：Znz1z2mn3圆整取Z48

iFD根据经验数值，取z419，则z329

z2z32.4 z1z46 / 36

通过比较可以得出z119，z229时，i低2.32，与设计要求2.4最接近。 所以：z119，z229。

3.6.2 对中心距进行修正

因为计算齿数和z后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的z和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据，故中心距变为：

AZnmn483mm79.44mm （3.3）

2cos2cos25修正中心距，取A79。 重新确定螺旋角，其精确值应为

下面根据方程组：

12arccosmnZn348arccos24.30 2A2792Acos12279cos24.30。z3z448mn3z3z19iFD12.41.57z4z229确定常啮合齿轮副齿数分别为:z329，z419。 重新确定螺旋角β，其精确值为:

34arccosmnZn348arccos24.30 2A2793.6.3 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iFG1.08

z7z19i高41.080.708 (3.4) z6z329tan34z3z29(17)(10.708)1.032 (3.5)

tan67z3z4z62919tan24.3023.63 (3.6) 67tan1.03217 / 36

2Acos67279cos24.63z6z747.87，取48 (3.7)

mn3于是可得，z628 ，z720。重新确定螺旋角β，其精确值为

1 67cosmn(z6z7)348cos124.30 (3.8)

2A279

3.7 齿轮的变位

齿轮1、2的各参数：

 取模数mn3，螺旋角24.30 齿宽系数kc8。

分度圆压力角： tanttann/cos

t21.77

a,79.44cos21.77 端面啮合角： costcostA79,, 21.0

,z1z2invtinvt变位系数之和： n

2tann n-0.1364查表得n10.05n20.0844

ynAA'7979.440.1467mn3

ynnyn0.13640.14670.0103

分度圆直径: d1mnz131962.54mm coscos24.30mnz2329d295.45mm

coscos24.30节圆直径： d12Az1/Zn27919/4862.54mm d22Az2/zn27929/4895.46mm

齿顶高：

ha1(ha*n1yn)mn(10.05-0.0103)33.12mm ha2(ha*n2yn)mn(1-0.0844-0.0103)32.72mm

齿根高：

hf1(ha*cn*n1)mn(10.25-0.05)33.6mm

8 / 36

hf2(ha*cn*n2)mn(10.250.0844)34.0mm

全齿高： h1ha1hf16.72mm

齿顶圆直径： da1d12ha162.5423.1268.78mm

da2d22ha295.452?2.72100.89mm d22hf295.45-2?487.45mmz125.19cos3 z238.60cos3

齿根圆直径: df1d12hf162.54-2?33.655.34mm

df2 当量齿数：

zn1zn2所有齿轮参数如表3.2所示

表3-2 各齿轮基本参数

齿轮 高速档 输入轴 齿轮6 28 实际传动比i 螺旋角β 法面模数mn（mm） 法面齿顶高系数han 法面顶隙系数cn 分度圆压力角n 分度圆直径d（mm） 中心距A（mm） 中心距变动系数 齿顶高ha（mm） 齿根高hf（mm） 齿全高h（mm） 有效齿宽b（mm） 当量齿数zn 36.99 2.72 4 6.72 24 26.42 25.19 92.16 79 0 3.12 3.6 3.12 3.6 6.72 34 38.60 38.60 0.714 中间轴齿轮7 20 低速档 输入轴 齿轮1 19 1.526 中间轴 齿轮2 29 常啮合 输出轴 齿轮3 29 1.526 中间轴 齿轮4 19 齿轮齿数 24.30 3 1 0.25 20° 65.83 24.30 3 1 0.25 20° 62.54 79 0 2.72 4 95.45 24.30 3 1 0.25 20° 95.45 79 0 2.72 4 6.72 34 25.19 3.12 3.6 62.54 9 / 36

3.8 齿轮的校核

3.8.1 计算扭矩T的确定

分动器齿轮强度计算扭矩T，应在比较两种不同载荷状况之后，选择确定。 第一种载荷状况是考虑自变速器传来的最大驱动扭矩T1；

TTemaxi变变 （3.9）

式中:Temax—发动机最大扭矩;

i变—变速器头档速比; 变—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T2； 在高档时：

T2

'M后附 i0iFG主分 （3.10）

式中：M后附—后桥驱动时的最大附着力矩；

M后附Gr；

G—满载时分配到前桥的重量 ；

—最大附着系数，0.5~0.6； r—车轮滚动半径； i0—主传动比 ；

iFG—分动器高档传动比； 主—主传动效率； 分—分动器效率； 在低档时：

T2M附i0iFD主分 （3.11）

式中：M后附——后桥驱动时的最大附着力矩；

10 / 36

M后附Gr；

G—满载时整车重量 ；

—最大附着系数，0.5~0.6； r—车轮滚动半径； i0—主传动比 ；

iFD—分动器低档传动比；

主—主传动效率； 分—分动器效率；

若T1若T1 >T2 (或T2)，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T2 (或T2)作为计算扭矩(T2用于计算高档齿轮，T2用于计算低档齿轮)。

由式（3.14）可得1TT1i变变2103.40.9685.44Nm

'19609.80.60.3620.362148.27Nm由式（3.15）可得T26.3772.40.90.96

由式（3.16）可得

''T2''19609.80.60.362315.50Nm'6.3772.40.90.96所以高速档时T2作为计

算转矩，低速档时T2作为计算转矩。 3.8.2 轮齿的弯曲应力

图3.1齿形系数图

11 / 36

直齿轮弯曲应力公式为

w式中：w－弯曲应力(MPa)；

F1KKfbty (3.12)

F1－圆周力(N)，F12Tgd；

Tg－计算载荷(N·m)； d－节圆直径(mm)；

K－应力集中系数，可近似取K1.65；

Kf－摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮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1.1，从动齿轮Kf0.9；

b－齿宽(mm)；

t－端面齿距(mm)，tm；

m－模数；

y－齿形系数，如图3.1所示

因为齿轮节圆直径dmz，式中z为齿数，所以将上述有关参数代入式后得

w（2）斜齿轮的弯曲应力公式为

w式中：F1－圆周力(N)，F12Tgd；

m)； Tg－计算载荷(N·

d－节圆直径(mm)，dmnzcos，mn－法向模数(mm)，z－齿数，－斜齿轮

2TgKKfm3zKcy （3.13）

F1K （3.14） btyK螺旋角()；

K－应力集中系数，K1.50；

b－齿面宽(mm)；

12 / 36

t－法向齿距(mm)，tmn；

y－齿形系数，可按当量齿数znzcos3在图4.1中查得； K－重合度影响系数，K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 w2TgcosKzmnyKCK3 （3.15）

对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180~350MPa范围，对货车为

100~250MPa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：输入轴传递的转矩即为变速器传来的转矩T2

中间轴传递的转矩：T2T229/20481.55Nm

输出轴转矩：T3T229/20734.99Nm 低速档齿轮为斜齿轮，所以应用弯曲应力公式（3.15）

式中：y－齿形系数。由图3.1查得y10.142，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：

w12T1cos12Kz1mn3y1KCK32315.510cos24.301.5239.43MPa180~350MPa3.1419330.14282.02T2cos12K

w2z2mny2KCK3

2481.55103cos24.851.5226.15MPa180~350Mpa

3.1429330.14882w32T3cos34Kz3mny3KCK3

2734.99103cos24.301.5345.18MPa180~350Mpa

3.1429330.14882w42T2cos34Kz4mny4KCK3

13 / 36

2481.55103cos24.301.5345.18MPa180~350Mpa

3.1419330.14882同理可得高速档的齿轮的弯曲强度均合格。 3.8.3 轮齿接触应力 j0.418FE11 （3.16） bzb式中：j－轮齿接触应力(MPa)；

F－齿面上的法向力(N)，FFtcoscos，Ft为圆周力(N)，Ft2Tgd，Tg为

计算载荷(Nm)，d为节圆直径(mm)，为节点处压力角()，为齿轮螺旋角()；

E－齿轮材料的弹性模量(MPa)，E2.1105MPa；

b－齿轮接触的实际宽度(mm)，斜齿轮用bcos代替；

z、b－主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮zrzsin、brbsin，

斜齿轮zrzsincos2、brbsincos2，rz、rb主、从动齿轮节圆半径(mm)。

齿轮材料选为40Cr，渗碳淬火处理，齿面硬度52~68HRC，7级精度。将作用在分动器输入轴上的载荷Temax作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.3。

表3.3 变速器齿轮的许用接触应力

齿轮 渗碳齿轮 一挡和倒挡 常啮合齿轮和高挡 1900～2000 1300～1400 液体碳氮共渗齿轮 950～1000 650～700 j/MPa 低档时受力分析 低档时输入轴受力：

2T22315.51000F1N11780.80N

d1coscos62.54cos20cos24.30低档时中间轴受力：

2T22481.55103F2N11781.46N d2coscos95.45cos20cos24.3斜齿圆柱齿轮：Mn=3，Z119, Z229,E2.1105，d162.54mm,d295.45mm

TjT2''315.50N，

14 / 36

bb/cos238/cos224.3028.89mm1r1sin20/cos2d1sin20/cos224.3012.88mm 2d2sin20/cos224.319.65mm 22r2sin20/cos2将各参数代入公式后得

j120.418F1E11b112

11780.802.1105110.4181386.76MPa28.8912.8819.65同理得：

j340.418F1E11b43411781.462.1105110.4181386.80Mp28.8912.8819.65

同理，齿轮4与齿轮5之间参数相同，接触应力j451386.80MPa在1300~1400 之间，所有接触应力符合要求。

，

渗碳齿轮的许用应力

4轴的设计与校核

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 轴的尺寸初选

轴刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计分动器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。

15 / 36

轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。

第一轴最小直径可按下式初选：

dK3Tj (4.1) 式中，K为经验系数，K4.0~4.6；Tj为计算转矩。 将各参数代入公式（4.1）可得：

d(27.23~31.32)

初选最小直径28mm。

在已经确定了中心距A 后，输入轴和中间轴中部直径可以初步确定，

d(0.45~0.6)A(0.45~0.6079mm(35.55~47.4)mm。在草图设计过程中，将最大直径

确定为如下数值：输入轴dmax45mm，中间轴dmax40mm，输出轴dmax40mm。 4.3 轴的结构设计

(1）输入轴结构设计如图4-1所示。

图 4-1 输入轴

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TcaKAT1，取KA=1.5，则：

TcaKAT11.5481.55Nm722.325Nm (4.2) 查《机械设计课程设计手册》表8-3，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000Nm。半联轴器的孔径为45mm，故取ab45mm，lab82mm，bc48mm，lbc50mm，CD段装有圆锥滚子轴承，查《机械设计课程设计手册》6-7选孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为dDTBCa50mm90mm21.75mm20mm17mm20mm，故取DE段固定齿轮，故取de53mm，lde24mm，根据整体结构取cd50mm，lcd24mm，ef58mm，lef60mm，FG

处是齿轮轴上的齿轮6，分度圆直径

fg62.54mm，lfg24mm，GH段安装滚针轴承，由于只承受弯矩故可取

16 / 36

gh40mm，lgh30mm，滚针轴承尺寸dDC404527。输入轴的花键

NdDB842468 。

(2）后桥输出轴结构设计如图4-2所示。

图 4-2 后桥输出轴

为了防止两轴研合到一起引起两周对接卡死，输入轴与后桥输出轴间留有0.5mm的间隙，IK是齿轮轴上的齿轮3，分度圆直径IK95.45mm，lIK24mm5mm30mm，KL段安装轴承，查表取孔径50mm的30210型圆锥滚子轴承，其尺寸为

dDTBCa50mm90mm21.25mm20mm17mm20mm，故kl50mm，

lkl20mm,LM段根据端盖结构取lm50mm,llm40mm，MN段安装轴承，查表选取孔径

为45mm的30209型圆锥滚子轴承，其尺寸为

dDTBCa45mm85mm20.75mm19mm16mm18.6mm取mn45mm,NO段

安装输出轴联轴器，取no40mm，lno82mm。花键为NdDB836407。

(3）中间轴结构设计如图4-3所示。

图 4-3 中间轴

de段是啮合套外齿轮8，分度圆直径de332mm96mm，lde29mm，啮合套齿轮8与两边的齿轮7、2各留有0.5mm的间隙，齿轮7、2的总齿宽为45mm，齿轮2,4间留有间隙5mm，所以lcd24.5mm,lef53.5mm，取cdef50mm，BC、FG段安装轴承，取孔径为45mm的30209型圆锥滚子轴承，bcfg45mm,lbclfg30，AB、GH段做成螺

17 / 36

纹用于轴的两端固定，取abgh30mm，lablgh15mm。

(4）中桥输出轴结构设计如图4-4所示。

图 4-4 中桥输出轴

EF段安装齿轮5，取ef60mm，lef24mm，BC、FG段安装轴承，取孔径为50mm的

30210

型

圆

锥

滚

子

轴

承

，

其

尺

寸

为，

dDTBCa50mm90mm21.75mm20mm17mm20mmbcfg50mm，lfglbc30mm，de、cd段根据结构取de70mm，lde10mm，cd60mm，lcd116mm，AB段渐开线齿轮分度圆直径ab31545mm，lab30mm，

GH段安装联轴器，gh45mm，lgh82mm。花键为NdDB842468。

(5）前桥输出轴结构设计如图4-5所示

图 4-5 前桥输出轴

CD段齿轮分度圆直径cd54mm，lcd30mm，BC段安装一对圆锥滚子轴承，取孔径为50mm的30210型圆锥滚子轴承，bc50mm，lbc50mm，AB段安装联轴器，取

ab45mm，lab82mm。花键为NdDB842468。

4.4啮合套的设计

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a0.5，其他参数与普通齿轮一样，齿数一般为30~80。

高、低速换档结合套，取z=32，则分度圆直径为d332mm96mm，结合套宽28mm；接前桥、断前桥啮合套，取z=18，则分度圆直径为d=3×18mm=54mm，结合套宽28mm。

18 / 36

4.5轴的强度计算 4.5.1 轴的受力计算 (1)输入轴

2T12315.50103 Ft1N10089.54Nd162.54 (4.3)2T1tan2315.50tan201000 Fr14029.27Nd1cos62.54cos24.30 (4.4)2T1tan2315.50tan24.301000Fa14555.6Nd162.54 (4.5)

（2）中间轴

2T22481.551000Ft210090.10Nd295.45 (4.6)

2T2tan2481.55tan201000 Fr24029.08Nd2cos95.45cos24.30 (4.7)2T2tan2481.55tan24.301000 Fa24555.85Nd295.45 (4.8) (3) 输出轴

2T2734.991000Ft3315240.85N

d395.45 (4.9)

2T3tan2734.99tan201000 Fr3 6150.22Nd3cos95.45cos24.30 (4.10)

2T3tan2734.99tan24.301000Fa36953.60Nd395.45 (4.11) 4.5.2 轴的刚度计算

对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。

轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用下式计算：

F1a2b2 （4.12） fc3EIL

F2a2b2 （4.13） fs3EIL

19 / 36

式中：

F1abba （4.14） 3EIL； F1 ——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； F2 ——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）

E ——弹性模量（MPa），E=2.1×105MPa； I ——惯性矩（mm4），对于实心轴，Id464；

d ——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；

； a、b——齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）

L ——支座间的距离（mm）。

轴的全挠度为ffc2fs20.2mm。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.05～0.10mm，fs=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 (1)低档时输入轴的挠度和转角的计算：

已知：a=30.5625mm；b=57.25mm；L=87.8125mm；d=45mm，把有关数据代入（4.12）、（4.13）、（4.14）得到：

Fr1a2b2Fr1a2b264fc0.001[fc]0.05~0.10mm 43EIL3EdL

Ft1a2b2640.0028[fs]0.1~0.15mm fs43EdL

ffc2fs20.0030.2mm

Fr1ab(ba)0.0000170.002rad

3EIL（2）中间轴的挠度和转角的计算：

已知：a=25.625mm；b=93.375mm；L=119mm；d=40mm，把有关参数代入（4.12）、（4.13）、（4.14）得到：

Fr1a2b2Fr1a2b264 fc0.0001[fc]0.05~0.10mm

3EIL3Ed4LFt1a2b264fs0.00019[fs]0.1~0.15mm 43EdL

20 / 36

ffc2fs20.0002150.2mm

Fr1ab(ba)0.000002250.002rad

3EIL(3)输出轴的挠度和转角的计算：

已知：a=25.625mm；b=95.625mm；L=121.25mm；d=40mm，把有关参数代入（4.12）、（4.13）、（4.14）得到：

Fr1a2b2Fr1a2b264fc0.000123[fc]0.05~0.10mm 4 3EIL3EdL

Ft1a2b264fs0.00031[fs]0.1~0.15mm 43EdL

ffc2fs20.0003340.2mm

Fr1ab(ba)0.000003510.002rad

3EIL所以各轴都满足刚度要求。 4.5.3 轴的强度计算 (1)输入轴强度校核：

.54N；已知：Tj315500Nmm；Fr14029.06N；Fa14555.6N；Ft110085L1=30.5625mm；L2=57.25mm；L=87.8125mm；d=45mm

1)求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHC

RHARHBFt1 (4.15) RHAL1RHBL2 (4.16)

由以上两式可得RHA=6575.34N，RHB=3510.20N，MHC=200958.95N.mm 2)求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVC

RVARVBFr1 (4.17)

1 Fr1L1Fa1dRVBL (4.18)

2由以上两式可得RVA=1271.49N，RVB=2757.78N，MVC左=38857.16N.mm，

MVC右=157882.9N.mm

21 / 36

222MMHMV200958.952157882.920.63155002353603.82N.mm 右T3132Md332353603.82.1445339.55MPa400MPa 313所以满足设计要求。

RVA

RHA

RVB Fa1 Ft1 RHA Fr1 RHB Ft1 L1=30.56 L2 L RVA M RVB Fr9 M=200958.95Nmm Mvc左=38857.16Nmm Mvc右=157882.9Nmm Tj=315500Nmm

M=353603.82Nmm 22 / 36

RHB

(2)中间轴强度校核：

.9NFr24333.01NFt3416220.9NT2536300Nmm；Fa25180.92N；Ft211186；；；Fr346506.34NL325.625mm；d295.88mm；d36mm；d466.12mm；L127.375mm；L266mm；

；L119mm；

1)求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHC、MHD

RHARHBFt2Ft34 (4.19) Ft2L1RHBLFt34(L1L2) (4.20) 由以上两式可得RHA=-383.02N，RHB=4650.98N，MHC=-10485.17N.mm，

MHD=129181.36N.mm

2)求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVC、MVD

RVARVBFr2Fr34 (4.21) Fr2L1Fa2d2Fr34L1L2RVBL (4.22)

由以上两式可得RVA=2592.08N，RVB=7587.22N，MVC左=70958.19N.mm，

MVC右=194422.51N.mm，MVD=164525.46N.mm

12按第三强度理论得：

222222MCMvc438203.34Nmm右MHCT2194422.51122832.450.64815502MDMVDMHDT22164525.462246968.1120.64815502296752.26NmmC32M32438203.3495.72MPa400MPa33d313.1436 32M32296752.2664.82MPa400MPa 3d313.14363D所以满足设计要求。 （3）输出轴强度校核

T31734990NmmFa36953.60N；

.85N ；Ft31524023 / 36

Fr36150.22N；

d595.46mmL110.75mm；L185.125mm；L225.625mm；

1）求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHC

RHARHBFt3 （4.23） RHAL1RHBL2 （4.24）

由以上两式可得RHA=1423.0N，RHB=4727.22N，MHC=121135.01N.mm 2）求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVC

RVARVBFr3 （4.25）

Fr3L11Fa3d5RVBL2 （4.26）

由以上两式可得RVA=1123.3N，RVB=5026.92N，MVC左=95620.9N.mm，

MVC右=128814.8N.mm

按第三强度理论得：

222222MMHMV596148.57Nmm右T31121135.01128814.80.673499032M32596148.57130.22MPa400MPa33d313.1436

所以满足设计要求。

5变速器同步器及结构元件设计

5.1 同步器设计

5.1.1 同步器的功用及分类

目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。 5.1.2 惯性式同步器

惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿

24 / 36

上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。 5.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 1.接近尺寸b

同步器换档第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离b，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.2～0.3mm。本设计取为0.3mm。 2.分度尺寸a

锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。 3.锁销端隙1

锁销端隙1系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为2，要求2＞1。若2＜1，则换档时，在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸b＜0，此刻因摩擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。通常取1=0.4mm左右。

摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙3，并可称之为后备行程。

预留后备行程3的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙3逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取3=1.2～2.0mm，取为1.5mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。 5.1.4 主要参数的确定 1.摩擦因数f

同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。 2.同步环主要尺寸的确定

（1）锥面半锥角

摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自

25 / 36

锁的条件是tanf。一般取=6°～8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7°市就很少出现咬住现象。本设计取=7°。

（2）摩擦锥面平均半径R

R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的

尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响同步器径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。

（3）锥面工作长度b

缩短锥面长度b，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。

（4）同步环径向厚度

乘用车同步环厚度要比比货车小些，一般选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥孔表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。

3.锁止角

锁止角选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°～42°。 5.2 分动器箱体

分动器箱体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。分动器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到箱体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了注油和放油，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，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。

为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5～4mm 。采用铸铁壳体时，壁厚取5～6mm。

26 / 36

6设计小结

分动器已经成为SUV不可缺少的部分，分动器转矩容量大、重量轻、传动效率高、噪音小、换挡轻便准确，大大改善了多驱动车辆的转矩分配，进而提高了整车性能。本次毕业设计的主要内容是基于哈弗2.0L版主要参数设计三轴式分动器，在设计过程中，主要完成了分动器传动方案的确定，分动器各挡传动比分配的确定，分动器齿轮参数的选择，分动器各挡齿轮齿数分配，分动器齿轮的设计计算，分动器轴和轴承的设计计算，操纵机构及箱体的设计以及利用AutoCAD和PRO/E画装配图、零件图等设计任务。传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验算，直至符合所有的条件与要求。

本设计本着经济性和实用性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，设计存在误差，机械结构设计上还有很大的改善空间，装配方面还存在一些缺陷，，还可以将操纵机构与同步器加入本设计中等等,这一点是本次设计的不理想之处。

致谢

大学本科的学习生活即将结束，在这里我要感谢所有的老师们和同学，在我成长的过程

中，他们给了我很大的帮助。本文能够顺利完成，要特别感谢我的导师李进老师，感谢李老师的悉心指导和关心帮助，为我论文的顺利进行排忧解难。通过本次毕业设计为汽车分动器的设计。这是应用机械设计、机械原理、材料力学、汽车设计等主要专业课程的理论知识去分析和解决生产实际问题的一次实践，提高了自己独立思考、解决问题创新设计的能力，为步入工作岗位，在生产实践中，更好的锻炼、成长，具有现实的指导意义，是非常及时的、有益的、必要的。

27 / 36

参考文献

[1] 臧杰 ，阎岩主编.汽车构造[M].北京：机械工业出版社，2005.8 [2] 王望予主编.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2004.8

[3] 王丰元，马明星主编.汽车设计课程设计指导书.北京：中国电力出版社，2009 [4] 郑文纬主编.机械原理[M].北京：高等教育出版社,2004.4

[5] 吴宗泽主编.机械设计课程设计手册[M].北京：高等教育出版社,2006.5 [6] 濮良贵，纪名刚主编.机械设计[M].北京：高等教育出版社,2006.5 [7] 刘鸿文主编,材料力学Ⅰ（第四版)[M].北京：高等教育出版社,2004.1 [8] 徐灏主编，机械设计手册.北京：机械工业出版社，1995,12 [9] 余志生主编.汽车理论[M].北京：机械工业出版社，2006.5 [10]侯书林,朱海主编.机械制造基础[M].北京：中国林业出版社,2006.7 [11]杨可桢，程光蕴主编.机械设计基础[M].北京：中国高等教育,2006.5 [12]朱冬梅，胥北澜主编.画法几何及机械制图[M].北京：中国高等教育,2009.2 [13]李柱，徐振高主编.互换性与测量技术[M].北京：中国高等教育,2004.11

Car transfer case design

Abstract:In the muti-axle drive vehicles, in order to make the output power is allocated to each drive axle with

actuator.When driving off-road, according to the needs and uses a low gear engagement after the bridge, to increase the driving wheel and the driving force.The design is based on main parameters of Havel 2.0L version, mainly to explain the SUV three shaft type sub-actuator design and calculation process, the design of some of the more detailed description of the sub-actuator design process, select the structure of the program, main parameters, gear design, shaft design.Calculation part consists of center distance, transmission ratio, gear and shaft of checking.

Key words: Transfer; High-low-grade; Gear

28 / 36

附件：

输入轴

中间轴 29 / 36

中桥输出轴

后桥输出桥

30 / 36

前桥输出轴

中间轴低档齿轮

31 / 36

中间轴高档齿轮

分动器装配图

32 / 36