本田CR-V轎車分動器設計（SUV車型分時四驅分動器）,本田,CR,轎車,分動器,設計,SUV,車型,分時,四驅分動器 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 選題背景 在當今飛速發(fā)展的社會現(xiàn)況下，人們對生活用品的需求上不斷的最求便捷和完美。汽車是我們日常生活中必不可少的代步工具之一，然而汽車對于人們來說已經不只是單純的代步工具，更是享受生活的媒介，目前我國的人均經濟條件已經允許我們不只是做朝九晚五的上班族，在工作之余大部分人們選擇旅游，然而目前“自駕游”正值火熱，這樣我們就不能不預期沿途的路況，這時四驅和多驅車便受到大部分更關注汽車動力性能的消費者的青睞！雖然隨著交通條件和道路條件的不斷改善，民用越野車的用武之地越來越小但是由于其性能卓越，其依然被一些追求時尚、熱衷享受生活的人們所追逐。所以目前多軸驅動車輛的民用形式主要為“舒適且充滿樂趣”的越野車。 目前分動器已經發(fā)展到第五代：第一代的分動器基本上為分體結構，直齒輪傳動、雙換檔軸操作、鑄鐵殼體；第二代分動器雖然也是分體結構，但已改為全斜齒齒輪傳動、單換檔軸操作和鋁合金殼體，一定程度上提高了傳動效率、簡便了換檔、降低了噪音與油耗；第三代分動器增加了同步器，使多軸驅動車輛具備在行進中換檔的功能；第四代分動器的重大變化在于采用了聯(lián)體結構以及行星齒輪加鏈傳動，從而優(yōu)化了換檔及大大提高了傳動效率和性能；第五代分動器殼體采用壓鑄鋁合金材料、齒型鏈傳動輸出，其低擋位采用行星斜齒輪機構，使其輕便可靠、傳動效率高、操縱簡單、結構緊湊、噪音更低。分動器的結構特點是前輸出軸傳動系統(tǒng)皆采用低噪聲的多排鏈條傳動。鏈傳動相對齒輪傳動的優(yōu)點有傳動平穩(wěn)、嗓聲小、中心距誤差要求低、軸承負荷較小及防止共振。分動器功能上的特點是轉矩容量大、重量輕、傳動效率高、噪音小、換擋輕便準確，大大改善了多驅動車輛的轉矩分配，進而提高了整車性能。 進入二十一世紀以來，隨著我國國民經濟的高速發(fā)展，我國分動器總成行業(yè)保持了多年高速增長，并隨著我國加入WTO, 近年來，分動器總成行業(yè)的出口也形勢喜人，2008年，全球金融危機爆發(fā)，我國分動器總成行業(yè)發(fā)展也遇到了一些困難，如國內需求下降，出口減少等，分動器總成行業(yè)普遍出現(xiàn)了經營不景氣和利潤下降的局面，2009年，隨著我國經濟刺激計劃出臺和全球經濟走出低谷，我國分動器總成行業(yè)也逐漸從金融危機的打擊中恢復，重新進入良性發(fā)展軌道。 進入2010年，全球經濟復蘇的前景面臨波折，國內經濟結構調整的呼聲逐漸升溫，貿易保護主義的抬頭，分動器總成行業(yè)中技術含量低的人力密集型企業(yè)，缺乏品牌的出口導向型企業(yè)面臨發(fā)展危機，而注重培養(yǎng)品牌和技術創(chuàng)新能力較強的企業(yè)將占得先機，分動器總成行業(yè)企業(yè)如何面對新的經濟環(huán)境和政策環(huán)境，制定適合當前形勢和自身特點的發(fā)展策略與競爭策略，是分動器總成行業(yè)企業(yè)在未來兩年我國經濟結構調整大潮中立于不敗之地的關鍵。 下圖為來自中國行業(yè)經濟信息網《2010年度最新中國分動器后殼市場供需 調查報告》直觀的了解分動器市場的部分信息： 圖1.1 2010-2014年我國分動器產品產量預測 圖1.2 2010-2014年分動器產品需求預測 1.2 分動器的簡介 在多軸驅動的汽車上，為了將輸出的動力分配給各驅動橋設有分動器。分動器裝于多橋驅動汽車的變速器后將變速器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩。此時汽車全輪驅動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。大多數(shù)分動器由于要起到降速增矩的作用而比變速箱的負荷大，所以分動器中的常嚙齒輪均為斜齒輪，軸承也采用圓錐滾子軸承支承。分動器一般都設有高低檔，以進一步擴大在困難地區(qū)行駛時的傳動比及排擋數(shù)目。分動器還兼作副變速器之用。其低檔又稱為加力檔，用于克服汽車在壞路面上和無路地區(qū)的較大行程阻力及獲得最低穩(wěn)定車速（在發(fā)動機最大轉矩下一般為2.5～5km/h）；高檔為直接檔或亦為減速檔。 （1）帶軸間差速器的分動器 各輸出軸可以以不同的轉速旋轉，而轉矩分配則由差速器傳動比決定。據(jù)此，可將轉矩按軸荷分配到各驅動橋。裝有這種分動器的汽車，不僅掛加力檔時可使全輪驅動，以克服壞路面和無路地區(qū)地面的較大阻力，而且掛分動器的高檔時也可使全輪驅動，以充分利用附著重量及附著力，提高汽車在好路面上的牽引性能。 （2）不帶軸間差速器的分動器 各輸出軸可以以相同的轉速旋轉，而轉矩分配則與該驅動輪的阻力及其傳動機構的剛度有關。這種結構的分動器在掛低檔時同時將接通前驅動橋；而掛高檔時前驅動橋則一定與傳動系分離，使變?yōu)閺膭訕蛞员苊獍l(fā)生功率循環(huán)并降低汽車在好路面上行駛時的動力消耗及輪胎等的磨損。 (3)裝有超越離合器的分動器 利用前后輪的轉速差使當后輪滑轉時自動接上前驅動橋，倒檔時則用另一超越離合器工作。 1.2.1 分動器類型 （1）分時四驅(Part－time 4WD) 這是一種駕駛者可以在兩驅和四驅之間手動選擇的四輪驅動系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面情況，通過接通或斷開分動器來變化兩輪驅動或四輪驅動模式，這也是一般越野車或四驅SUV最常見的驅動模式。最顯著的優(yōu)點是可根據(jù)實際情況來選取驅動模式，比較經濟。 （2）全時四驅(Full－time 4WD) 這種傳動系統(tǒng)不需要駕駛人選擇操作，前后車輪永遠維持四輪驅動模式，行駛時將發(fā)動機輸出扭矩按50：50設定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時驅動系統(tǒng)具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時四驅系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。但其缺點也很明顯，那就是比較廢油，經濟性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪胎轉速的差異，一旦一個輪胎離開地面，往往會使車輛停滯在那里，不能前進。 （3）適時驅動(Real－time 4WD) 采用適時驅動系統(tǒng)的車輛可以通過電腦來控制選擇適合當下情況的驅動模式。在正常的路面，車輛一般會采用后輪驅動的方式。而一旦遇到路面不良或驅動輪打滑的情況，電腦會自動檢測并立即將發(fā)動機輸出扭矩分配給前排的兩個車輪，自然切換到 四輪驅動狀態(tài)，免除了駕駛人的判斷和手動操作，應用更加簡單。不過，電腦與人腦相比，反應畢竟較慢，而且這樣一來，也缺少了那種一切盡在掌握的征服感和駕駛樂趣。 1.2.2 分動器的構造及原理 分動器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個或兩個以上，通過萬向傳動裝置分別與各驅動橋相連。 圖1.6為KANDA 87A-K型分動器 圖1.3 KANDA 87A-K型分動器 1.3 分動器的設計思想 1、對分動器的設計要求要滿足以下幾點： 1）便于制造、使用、維修以及質量輕、尺寸緊湊； 2）保證汽車必要的動力性和經濟性； 3）換檔迅速、省力、方便； 4）工作可靠。不得有跳檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； 5）分動器應有高的工作效率； 6）分動器的工作噪聲低 2、具體研究方法： 根據(jù)上述分動器設計要求參照相關參考資料對其進行設計研究。 1.4 本設計主要完成的內容 1、傳動機構布置方案分析 2、零部件結構方案分析 3、擋數(shù)、傳動比、中心距的確定 4、齒輪的設計及校核 5、軸的設計及校核 第2章 分動器設計的總體方案 由于分動器可做副變速器使用，故分動器的設計總體方案參照變速器的設計過程進行。變速器是汽車傳動系的重要組成部分，是連接發(fā)動機和整車之間的一個動力總成，起到將發(fā)動機的動力通過轉換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動機的主要參數(shù)對變速器的總體方案均產生較大影響。 2.1 分動器結構方案的選擇 2.1.1 傳動機構布置方案分析 分動器的結構形式是多種多樣的，各種結構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條件的變化而變化。因此在設計過程中我們應深入實際，收集資料，調查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案 。機械式具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用。 固定軸式分動器中的兩軸式和中間軸式應用廣泛，其中，兩軸式多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等有點，此外，各中間擋位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時工作噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大、易損壞且受結構限制。 由于本設計車型為發(fā)動機前置前驅型，故本設計中采用固定軸式兩軸式分動器。 2.1.2 零部件結構方案分析 1.齒輪形式 分動器用的齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等有點，缺點是制造時稍微復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。本設計中的齒輪全部采用斜齒圓柱齒輪。各齒輪副的相對安裝位置，對于整個分動器的結構布置有很大的影響，要考慮到以下幾個方面的要求： 1）整車總布置；2）駕駛員的使用習慣；3）提高平均傳動效率；4）改善齒輪受載狀況。 故本設計中采用的齒輪均為漸開線斜齒圓柱齒輪。 2.各擋位齒輪在分動器中的位置安排 考慮到齒輪的受載狀況。承受載荷大的低擋齒輪，安置在離軸承較近的方，以減小鈾的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。分動器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠處。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。 3.齒輪的材料 分動器齒輪的材料，一般都是20CrMnTi，滲碳淬火處理。這些齒輪都是“滿載”傳動的。發(fā)動機齒輪并非“滿載”傳動，一般用鑄鐵甚至尼龍材料的。 4.換擋機構形式 目前用于齒輪傳動中的換擋結構形式主要有三種： 1）滑動齒輪換擋 通常是采用滑動直齒輪進行換擋，但也有采用滑動斜齒輪換擋的?；瑒又饼X輪換擋的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時齒端面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大。所以這種換擋方式，一般僅用在較低的檔位上，例如變速器中的一擋和倒擋。采用滑動斜齒輪換擋，雖有工作平穩(wěn)、承裁能力大、噪聲小的優(yōu)點，但它的換擋仍然避免不了齒端面承受沖擊。 2）結合套換擋 用嚙合套換擋，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的接合齒，用來與結合套相嚙合。這種結構既具有斜齒輪傳動的優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換擋時，沖擊力集中在1～2個輪齒上的缺陷。因為在換擋時，由結合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以結合套和結合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。 它的缺點是增大了分動器的軸向尺寸，未能徹底消陳齒輪端面所受到的沖擊。 3）同步器換擋 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕接合齒在換擋時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經濟性和縮短換擋時間等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性、經濟性和山區(qū)行駛的安全性。其缺點是零件增多，結構復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已解決。比如在其工作表面上鍍一層金屬，不僅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)。 故本設計中采用同步器換擋。 5.軸承 作旋轉運動的軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應感知軸承。 圓錐滾子軸承因有直徑較小，寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向間隙及軸向竄動等有點，但當采用錐軸承時，要主意軸承的預緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙使中間軸歪斜，導致齒輪不能正確嚙合而損壞。 本設計的第一軸、第二軸均按直徑系列選用中系列錐軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～20mm。 第二軸的齒輪與軸的配合使用滾針軸承。滾針軸承主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及轉動精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點。由于尺寸較小，所以增大了軸徑，可使軸的強度增加。 結構方案簡圖如圖2.1所示。齒輪1為輸出軸低擋齒輪，齒輪2為輸出軸低擋齒輪，齒輪3為輸出軸高擋齒輪，齒輪4為輸出軸高擋齒輪。輸入軸和輸出軸兩端均采用圓錐滾子軸承固定，同步器放置在輸出軸上，后橋輸出軸和第二軸通過嚙合套實現(xiàn)連接和斷開，進而實現(xiàn)分時四驅的目的。 圖2.1 結構方案簡圖 2.2 設計依據(jù) 隨著消費者對汽車安全性、舒適性、經濟性和動力性需求的提高，微型汽車的技術含量不斷提高。本田C-RV是適應SUV車市場發(fā)展的新需求而誕生的產品。為其設計分時四驅分動器，使其實現(xiàn)四驅功能。 選擇車型為本田C-RV進行設計，基本性能參數(shù)如表2.1。 表2.1 分動器設計參數(shù) 項 目 參 數(shù) 最高時速 180km/h 輪胎型號 225/65R17 102T 發(fā)動機型號 R20A1 最大扭矩 220Nm 最大扭矩轉速 4200rpm 最大功率 125Kw 最大功率轉速 5800rpm 最低穩(wěn)定車速 5Km/h 最低穩(wěn)定轉速 980r/min 汽車整備質量 1630kg 汽車滿載質量 2479kg 2.2.1 分動器基本參數(shù)的確定 2.2.1 擋數(shù)的確定 為了增強汽車在不好道路的驅動力，目前，四驅車一般用2個檔位的分動器，分為高檔和低檔.本設計也采用2個檔位。 2.2.2 傳動比的確定 1.確定主減速器傳動比 滾動阻力系數(shù)與徑向載荷有一定關系，載荷增加使輪胎變形增加，加大遲滯損失，因而滾動阻力系數(shù)也增加，但影響很小。對滾動阻力系數(shù)影響最大的是路面的類型、表面狀態(tài)和力學物理性質等。滾動阻力系數(shù)由試驗確定。 轎車輪胎的滾動阻力系數(shù)可用下式來估算 =+(ua/100)+(ua/100)4 （2.1） 式中，取=0.015，=0.028，=0.0015 代入公式（2.1）得，滾動阻力系數(shù)=0.036 車輪半徑為： 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（2.2） 式中 d——車輪自由半徑 d =17×25.4+225×0.65×2=724.3mm F——計算常數(shù)，子午線輪胎F =3.05 由公式（2.2）求出車輪自由半徑為mm 根據(jù)： （2.3） 式中 ——最高車速，180km/h； n ——發(fā)動機最大功率下的轉速，5800r/min； ——變速器最高擋傳動比，1.0； 　　——變速器主減速比。 由公式（2.3）得：4.194 2.確定分動器傳動比 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。 故有： （2.4） 則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比為： （2.5） 式中 m——汽車總質量，1630kg； g——重力加速度，9.8； ——道路最大阻力系數(shù)，為一般瀝青或混凝土路面滾動阻力系數(shù) 和最大爬坡度，所以為0.336； ——驅動車輪滾動半徑，351.8mm； ——發(fā)動機最大轉矩，220N·m； ——主減速比，4.194； ——汽車傳動系的傳動效率，選為0.98。 由公式（2.5）得：； 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件 （2.6） 求得變速器一擋傳動比為： （2.7） 式中 ——汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋給地面的載荷，對于發(fā)動機前置后輪驅動的乘用車，滿載時后軸占50%~55%，故取=55%mg； ——道路的附著系數(shù)，計算時取=0.5~0.6，故選為0.5； ，，，——見式（2.5）下說明。 由公式（2.7）得：； 最終取。 （2.8） 式中 ——分動器抵擋傳動比； ——發(fā)動機最低穩(wěn)定轉速，980 r/min； ——汽車的最低穩(wěn)定車速，5 km/h。 經計算得：=2.479 2.2.3 分動器中心距的確定 對于分動器中心距的確定可參考變速器中心距的計算方法，初選中心距時，可根據(jù)下述經驗公式計算： （2.9） 式中 ——中心距系數(shù)，乘用車：=8.9~9.3； ——發(fā)動機最大轉矩，220 N·m； ——分動器低擋傳動比，2.479； ——變速器傳動效率，取98%。 由公式（2.9）得：A75.48mm 取A=76mm 2.3 本章小結 本章主要通過分析整車、發(fā)動機和底盤參數(shù)，對分動器的總體方案進行確定。其中包括：分動器中心距的確定，擋位的設置，高低擋傳動比的確定等。通過確定分動 器的基本參數(shù)，進行其他零部件的設計選用，為下一步的設計計算奠定基礎。 第3章 主要零部件的設計及計算 3.1 齒輪的設計及校核 3.1.1 齒輪參數(shù)確定及高低擋齒輪齒數(shù)分配 1.模數(shù)m 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。對于乘用車為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，乘用車和總質量在1.8~14.0t的貨車為2.0~3.5mm，取m=2.5mm。 2.壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為，所以分動器齒輪普遍采用的壓力角為。 3.螺旋角 選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。螺旋角應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。分動器齒輪的螺旋角的選擇可參考轎車變速器齒輪螺旋角的選擇，轎車變速器齒輪應采用較大螺旋角以提高運轉平穩(wěn)性，降低噪聲。 乘用車兩軸式變速器～ 初選 4.齒寬b 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b，，其中為齒寬系數(shù)。常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪=6.0~8.5。故選分動器齒輪齒寬b=20mm。 5.齒頂高系數(shù)ha* 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減少，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中作用到齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)為1.00。 6.高低擋齒輪齒數(shù)的分配 分配齒數(shù)時應注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損 均勻。 (1)確定低擋齒輪的齒數(shù) 由于低擋采用斜齒輪傳動， 所以齒數(shù)和為： （3.1） 取=57 （3.2） 取=17 =40 1）對中心距進行修正 因為計算齒輪和后，經過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的重新計算中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 修正中心距： （3.3） 經計算取中心距A=78mm 2）對螺旋角進行修正 修正螺旋角： （3.4） 經計算取 乘用車兩軸式分動器中心距A的取值范圍為60～80 乘用車兩軸式分動器～ 所以修正后的中心距和螺旋角都符合要求。 低擋齒輪參數(shù)如表3.1所示。 （2）確定高擋的齒數(shù) 由于=1.57，=57故取34，23 高檔齒輪中心距的校核及變位同低檔齒輪相同。 高擋齒輪參數(shù)如表3.2所示。 表3.1低擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 齒數(shù) 2 當量齒數(shù) 3 分度圓直徑/mm 4 齒頂高/mm 5 齒根高/mm 6 全齒高/mm 7 齒頂圓直徑/mm 8 齒根圓直徑/mm 9 齒寬/mm 10 基圓直徑/mm 表3.2 高擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 齒數(shù) 2 當量齒數(shù) 3 分度圓直徑/mm 4 齒頂高/mm 5 齒根高/mm 6 全齒高/mm 7 齒頂圓直徑/mm 8 齒根圓直徑/mm 9 初選齒寬/mm 10 基圓直徑/mm 3.1.2 輪齒強度計算 分動器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在分動器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些。分動器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的低檔和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點蝕使齒形誤差加大而產生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較從動大齒輪嚴重。 1.輪齒彎曲強度計算 斜齒輪彎曲應力: （3.5） 式中 ——計算載荷（N·mm）； ——斜齒輪螺旋角； ——應力集中系數(shù)，可近似取=1.50； Z——齒數(shù)； ——法向模數(shù)（mm）； y——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； ——齒寬系數(shù)； ——重合度影響系數(shù)，=2.0。 低檔齒輪1，查齒形系數(shù)圖得y=0.132，代入得=342.25Mpa； 低檔齒輪2，查齒形系數(shù)圖得y=0.158，代入得=121.52Mpa； 高檔齒輪3，查齒形系數(shù)圖得y=0.156，代入得=144.79Mpa； 高檔齒輪4，查齒形系數(shù)圖得y=0.140，代入得=238.51Mpa； 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~350Mpa范圍，所有斜齒輪滿足＜[]，故彎曲強度足夠。 2.輪齒接觸應力計算 （3.6） 式中 ——輪齒的接觸應力,Mpa； F——齒面上的法向力， ,N； ——圓周力（N），； ——計算載荷,N·mm； d——節(jié)圓直徑,mm； ——節(jié)點處壓力角； ——齒輪螺旋角； E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=2.1Mpa； b——齒輪接觸的實際寬度,mm； 、——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；、為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。 將上述有關參數(shù)代入式（3.6），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，得出： 故所有齒輪滿足＜[]，接觸強度足夠。 3.1.3 分動器齒輪的材料及熱處理 分動器齒輪的材料的選擇參考變速器齒輪材料的選擇。 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 國內汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 淬火的目的是大幅度提高鋼的強度、硬度、耐磨性、疲勞強度以及韌性等，從而滿足各種機械零件和工具的不同使用要求?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內應力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調整鋼鐵的力學性能以滿足使用要求。 故本設計中齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 3.2 軸的設計及校核 3.2.1軸的失效形式及設計準則 軸的失效形式主要有因疲勞強度不足而產生的疲勞籪裂、因靜強度不足而產生的塑性變形或脆性籪裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等。 軸的設計應滿足如下準則：首先，根據(jù)軸的工作條件、生產批量和經濟性原則，選取適合的材料、毛坯形式及熱處理方法。；然后，根據(jù)軸的受力情況、軸上零件的安裝位置、配合尺寸及定位方式、軸的加工方法等具體要求，確定軸的合理結構形狀及尺寸，即進行軸的結構設計；最后，軸的強度計算或校核。對受力大的細長軸（如蝸桿軸）和對剛度要求高的軸，還要進行剛度計算。在對高速工作下的軸，因有共振危險，故應進行振動穩(wěn)定性計算。 3.2.2 軸的設計 1. 輸入軸直徑初選與校核 軸的材料主要是經過軋制或鍛造的碳鋼或合金鋼。通常用的是碳鋼，其中最常用的是45鋼。對于受力較大或需要限制軸的尺寸或重量或需要提高軸徑的耐磨性以及高低溫、腐蝕等條件下工作的軸，可采用合金鋼。為了提高軸的強度和耐磨性，可對軸進行各種熱處理或化學處理，以及表面強化處理。 綜上，從動軸同樣選用45鋼，查手冊得=25～45MPa。 主動軸主要受額定轉矩T的作用，由于軸上重力而產生的彎矩很小，可以忽略不計。轉動零件的各表面都經過機械加工，零件幾何形狀都是對稱的，高速旋轉時對軸產生的不平衡力矩較小，產生的彎矩可忽略不計。故軸的強度按轉矩進行計算。 輸入軸花鍵部分直徑可按公式： ≥ （3.7） 式中 K——經驗系數(shù)，K=4.0～4.6; T——發(fā)動機最大轉矩,N·m; 經計算得dmin≥27.77mm取dmin=30mm 故本設計中取=30mm符合強度要求。 最小段符合要求，其它各段一定符合要求。 2.輸出軸的設計 在已知中心距時，第二軸中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值：～0.21。 3.2.3 軸的校核 分動器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩，要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。為了驗證結構方案的合理性及變速器的可靠性需對軸進行校核。 應當對每個擋位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為擋位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉矩為發(fā)動機最大轉矩。 計算各擋齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力 (3.8) 式中 d——齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)圓處壓力角； ——螺旋角； ——發(fā)動機最大轉矩。 低擋 代入（3.8）式得： 高擋 代入（3.8）式得： 2.軸的校核 （1）軸的強度計算 應該校核在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸的強度。作用在齒輪上的徑向力和軸向力使軸在垂直面內彎曲變形并產生垂向撓度；而圓周力使軸在水平面內彎曲變形并產生水平撓度，則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力為： （3.9） （3.10） 式中 ——計算轉矩，N·mm； d——軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm； ——彎曲截面系數(shù)，； ——在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； ——在斷面處軸的水平彎矩，N·mm； ——許用應力，在抵擋工作時取，除此之外，對軸上的花鍵，應驗算齒面的擠壓應力。 第一軸低檔工作時強度校核： 求H面內支反力、和彎矩 其中a=63.45mm b=119.8mm 帶入數(shù)值得 求V面內支反力、和彎矩 帶入數(shù)值得 = =463.96Nm Mpa＜ (2)軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 軸的撓度和轉角可按《材料力學》的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。 圖3.1 軸的剛度 軸的撓度和轉角： （3.11） 式中 E——彈性模量（Mpa）,E=2.1×105Mpa I——慣性矩（mm4）對于實心軸I=πd4/64 L——支座間距離（mm） F1——齒輪齒寬平面上的徑向力（N） F2——齒輪齒寬平面上的圓周力（N） 帶入上述數(shù)值計算所得結果滿足，，，故軸滿足剛度要求。 3.輸出軸的校核 由于輸出軸在運轉的過程中所受的彎矩很小，可以忽略，可認為其只受扭矩。軸的扭轉切應力： （3.12） 式中 ——軸的扭切應力，MPa； T——轉矩，N·mm； ——抗扭截面系數(shù)，，對圓截面軸； P——傳遞的功率，Kw； n——軸的轉速，r/min； d——軸的直徑，mm。 將上述參數(shù)代入式（3.12）經計算得：=39.86Mpa 查表可知：45號鋼許用扭切應力，故符合強度要求。 3.3 軸承的選用及校核 3.3.1 變速器軸承型式的選擇 變速器軸承多選用滾動軸承，即向心球軸承，向心短圓柱滾子軸承，滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結構選定，再驗算其壽命。 輸入軸及中間軸的兩個軸承采用圓錐滾子軸承，輸出軸的軸承采用深溝球軸承， 它不僅承受徑向負荷，而且承受向外的軸向負荷。齒輪內孔與軸的配合采用滾針軸承。 3.3.2 軸承的校核 1.輸入軸軸承30206 查《機械設計手冊》可知： ； 圓錐滾子軸承受力如圖4.7。 圖3.2 軸承受力圖 當量動載荷： （3.13） 代入得： ；。 軸承壽命用小時表示比較方便： （3.14） 式中 ——基本額定壽命，h； ——溫度系數(shù)，軸承工作溫度為100℃時，=1； ——載荷系數(shù)，無沖擊或輕微沖擊；中等沖擊； C——基本額定動載荷，N； P——動載荷，N； ——壽命指數(shù)，對于球軸承=3，對于滾子軸承=； n——軸的轉速，r/min。 取=1，=1.6，，代入（3.14）式得：； 平均車速； 行駛至大修前的總行駛里程。 對汽車軸承壽命的要求是轎車30萬km，故該軸承滿足使用要求。 2.輸出軸軸承30207 查《機械設計手冊》可知： ； ； 因為e=0.37，故，所以； ，所以； 由公式（3.13）得：，。 取，，代入（3.14）式得：，，滿足使用要求。 3.3.3 軸承的潤滑和密封 滾動軸承的潤滑方式具體選擇可按速度因數(shù)dn值來定。d代表軸承內徑，mm；n代表軸承套圈的轉速，r/min，dn值間接地反映了軸頸的圓周速度，當時，一般滾動軸承可采用潤滑脂潤滑，超過這一范圍宜采用潤 滑油潤滑。由于d=25mm，n=6000r/min，故dn=采用潤滑脂潤滑。脂潤滑因潤滑脂不易流失，故便于密封和維護，且一次充填潤滑脂可運轉較長時間。 采用密封圈對軸承進行密封，工作溫度范圍-40~100℃。密封圈用皮革、塑料或耐油橡膠制成。 3.4 本章小結 本章主要對分動器的主要零件進行設計和計算，其中包括：齒輪的設計及校核，軸的設計及校核，軸承的設計及校核。這些零件是分動器的基石，齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，軸的設計是分動器傳遞動力的重要因素，軸承的定位及校核是設計的難點，這些計算的理論基礎是設計的關鍵。此外，本章的一些計算結果，繪圖時需要進一步印證。 第4章 分動器其他零件及機構的設計 4.1 同步器的設計及計算 該分動器的低擋和高擋采用同步器進行換擋。同步器雖然結構較復雜，制造成本高，精度要求嚴，軸向尺寸大以及存在同步環(huán)的使用壽命有待提高等問題，但由于它能保證輕便、迅速、無沖擊、無噪聲換擋，且對操作技術無需求，從而有利于提高汽車的加速性、燃料經濟性與行駛安全性，也可延長齒輪壽命，故在現(xiàn)代轎車上得到了最普遍的應用。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點，但因為結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。 4.2 慣性式同步器 慣性同步器能確保同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了最廣泛的應用。它又分為慣性鎖止器和慣性增力式。用得最廣的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結構有別，但工作原理無異，都有摩擦原件、鎖止原件和彈性原件。掛擋時，在軸向力作用下摩擦原件相靠，在慣性轉矩作用下產生摩擦力矩，使被結合的兩部分逐漸同步；鎖止原件用于阻止同步前強行掛擋；彈性原件使嚙合套等在空擋時保持中間位置，又不妨礙整個結合和分離過程。 本設計采用鎖環(huán)式同步器又稱鎖止式、齒環(huán)式或滑塊式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，轉矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛用于轎車及輕型客、貨車。 4.2.1 鎖環(huán)式同步器的結構 如圖4.1所示，鎖環(huán)示同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上?；靸啥松烊腈i環(huán)缺口內，而缺口的尺寸要比滑快寬一個接合齒。 4.2.2 鎖環(huán)式同步器的工作原理 換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑快和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差△，致使在錐面上有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并由滑快予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成換檔。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。 圖4.1鎖環(huán)式同步器 圖4.1中1、4-鎖環(huán)；2-滑塊；3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套 常用的鎖環(huán)同步器如圖4.2所示。 圖4.2鎖環(huán)式同步器實物 4.2.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 接近尺寸，同步器換擋第一階段中間，在滑塊側面壓在鎖環(huán)缺口側邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為接近尺寸。尺寸應大于零，取=0.2～0.3mm。 分度尺寸，滑塊側面與鎖環(huán)缺口側邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應等于1/4接合齒齒距。 尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。 滑塊轉動距離，滑塊在鎖環(huán)缺口內的轉動距離影響分度尺寸?；瑝K寬度、滑塊轉動距離與缺口寬度尺寸之間的關系如下 （4.1） 滑塊轉動距離與接合齒齒距的關系如下 （4.2） 式中 ——滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）； ——接合齒分度圓半徑。 滑塊端隙，滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸＜0，此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證＞0，應使＞，通常取=0.5mm左右。 鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙，并可稱之為后備行程。 預留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應去=1.2～2.0mm。 在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應保持在0.2～0.5mm。 4.3 主要參數(shù)的確定 4.3.1 摩擦因數(shù) 汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設計工作帶來困難。 摩擦因數(shù)除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。 同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1。 摩擦因數(shù)對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，則換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。 4.3.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 1、同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。實驗還證明：螺紋的齒頂寬對的影響很大，隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存在于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 2、錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是。一般取=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 3、摩擦錐面平均半徑 R設計得越大，則摩擦力矩越大。往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將取大些。 4、錐面工作長度b 縮短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據(jù)下式計算確定 （4.3） 式中 ——摩擦面的許用壓力，對黃銅與鋼的摩擦副，=1.0～1.5MPa； Mm——摩擦力矩； ——摩擦因數(shù)； ——摩擦錐面的平均半徑。 上式中面積是假定在沒有螺紋槽的條件下進行計算的。 5、同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 4.3.3 鎖止角 鎖止角選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26°～42°。 4.3.4 同步時間 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸、轉動慣量對同步時間有影響。軸向力大、則同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下述范圍選?。簩Τ擞密囎兯倨鳎邫n取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器，高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～0.50s。 4.3.5 轉動慣量的計算 換擋過程中依據(jù)同步器改變轉速的零件，統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤、中間軸及其上的齒輪、與中間軸上齒輪向嚙合的第二軸上的常嚙合齒輪。其轉動慣量的計算是：首先求得各零件的轉動慣量，然后按不同擋位轉換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉動慣量值通常用扭擺法測出；若零件未制成，可將這些零件分解為標準的幾何體，并按數(shù)學公式合成求出轉動慣量值。 4.4 本章小結 本章主要是根據(jù)分動器的結構及參數(shù)特點，對分動器的其他機構進行設計分析，這些結構對分動器起著非常重要的作用。其中包括：同步器的設計及計算，分動器箱體的設計。分動器采用同步器換擋，保證了選擋、換擋的靈活、可靠；采用直接操縱方式換擋，保證了換擋的簡單、輕便。通過與上一章齒輪、軸、軸承等零部件設計的結合，完成分動器總體結構的設計方案。 結 論 分動器是傳動系中的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。分動器的結構對汽車的動力性、燃油經濟性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。 本設計依據(jù)本田CR-V給定的發(fā)動機最大輸出轉矩、轉速及最高車速、主減速比等相關參數(shù)，主要完成了以下內容： 1、分動器總體方案的設計。 2、分動器擋數(shù)的確定。 3、分動器中心距的確定。 4、主要零部件，如齒輪、軸的設計及校核。 5、同步器的分析、選用及設計。 對于本次設計的分動器來說，其特點是結構緊湊、合理，便于安裝，并且采用同步器換擋，保證了換擋輕便、迅速、無沖擊，從而有利于提高汽車的加速性，燃料經濟性與行駛安全性。 設計過程中由于本田CR-V實際結構和某些參數(shù)的制約，使得設計尺寸受到限制，在此希望以后有所改進。 參考文獻 [1]洪福生.國外越野車發(fā)展新動態(tài)[J].汽車與配件，1996．24 [2]劉惟信.汽車設計[M].清華大學出版社，2001.7. 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