《新型越野车分动器设计》.doc

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1、新型越野车分动器设计中 文 摘 要分动器是四轮驱动完成四轮驱动和全轮驱动汽车的一部分，分动器通过转换装置将动力传递给前桥和后桥，它也就起到了副变速器的作用。分动器将变速器输出的动力输送到前后桥，这样可以作为齿轮，但是现在分动器的生产大多数为链传动。一些汽车，像四轮驱动卡车和越野车这一特性由司机控制。司机可以控制分动器使得两轮驱动或四轮驱动，通常通过移动手动变速箱来完成。在一些车上用电子开关代替。又例如一些全轮驱动跑车有分动器但是不可用，这样的分动器使汽车永远锁定在全轮驱动。分动器设计首先要确定其齿轮的布置形式和轴、换档机构的结构形式等。而后确定分动器的中心距、齿轮模数、齿数等基本数据。最后是对

2、主要零部件的刚度和强度进行校核。关键词：分动器、设计、越野车AbstractA transfer case is a part of a four wheel drive system found in four wheel drive and all wheel drive vehicles. The transfer case is connected to the transmission and also to the front and rear axles by means of drive shafts. It is also referred to as a transfer

3、gearcase, transfer gearbox,transfer box or jockey box (Australia). The transfer case receives power from the transmission and sends it to both the front and rear axles. This can be done with a set of gears, but the majority of transfer cases manufactured today are chain driven. On some vehicles, suc

4、h as four wheel drive trucks or vehicles intended for off-road use, this feature is controlled by the driver. The driver can put the transfer case into either two wheel drive or four wheel drive mode. This is sometimes accomplished by means of a shifter, similar to that in a manual transmission. On

5、some vehicles this may be electronically operated by a switch instead. Some vehicles, such as all wheel drive sports cars, have transfer cases that are not selectable. Such a transfer case is permanently locked into all-wheel-drive mode.Keywords: transfer case，design，off-road目 录中文摘要 1Abstract 2第一章 绪

6、 论 51.1 课题研究现状，选题目的和意义51.2 分动器的构造及原理61.3 分动器的功用和设计要求7第二章 分动器结构方案的选择82.1 传动机构的方案分析和型式的选择82.2 齿轮的安排92.3 换挡结构形式10第三章 分动器主要参数的选123.1 传动比分配123.2 中心距 A123.3 齿轮参数123.3.1 齿轮模数123.3.2 齿形、压力角、螺旋角123.3.3 齿宽133.3.4 各档齿轮齿数的分配14第四章 分动器齿轮的强度计算与材料的选择164.1 齿轮的失效形式及原因164.2 齿轮强度的计算与校核164.2.1 齿面接触应力164.2.2 齿根弯曲应力19第五章

7、轴的初选与校核 215.1轴的失效形式及设计准则215.2轴的计算215.2.1 输入轴直径的初选与校核215.2.2 输出轴的初选与校核225.3轴承的选择225.3.1 花键的形式和尺寸225.3.2 轴的校核235.4键的计算26第六章 壳体的设计28小 结29致 谢30参考文献31第一章 绪 论11课题研究现状，选题目的和意义 在近百年中，汽车设计技术也经历了由经验设计发展到以科学实验和技术分析为基础的设计阶段。20世纪60年代中期，在设计中引入电子计算机后又形成了计算机辅助设计等新方法，使设计逐步实现半自动化和自动化。经验设计是以已有产品的经验为依据，运用一些带有经验常数或安全系数的

8、经验公式进行设计计算的一种传统的设计方法。这种设计由于缺乏精准的设计数据和科学的计算方法，使所设计的产品不是过于笨重就是可靠性差。一种新车型的开发，往往要经过设计试制实验改进设计试制实验第二次或多次循环。反复修改图纸，完善设计后才能定型，设计周期长，质量差，消耗大。电子计算机的出现和在工程设计中的推广应用，使汽车设计技术飞跃发展，设计过程完全改观。汽车结构参数及性能参数等的优化选择与匹配，零部件的强度核算与寿命预测，产品有关方面的模拟计算或仿真分析，都在计算机上进行。这种利用计算机及其外部设备进行产品设计的方法，统称为计算机辅助设计。20世纪50年代在美国诞生第一台计算机绘图系统，开始出现具有

9、简单绘图输出功能的被动式的计算机辅助设计技术。60年代初期出现了CAD的曲面片技术，中期推出商品化得计算机绘图设备。70年代，完整的CAD系统开始形成，后期出现了能产生逼真图形的光栅扫描显示器，推出了手动游标，图形输入板等多种形式的图形输入设备，促进了CAD技术的发展。80年代，随着强有力的超大规模集成电路制成的微处理器和存储器件的出现，工程工作站问世，CAD技术在中小型企业逐步普及。80世纪中期以来，CAD技术向标准，集成化，智能化方向发展。一些标准的图形接口软件和图形功能相继推出，为CAD技术的推广，软件的移植和数据的共享起到了重要的促进作用；系统构造由过去的单一功能变为综合功能，出现了计

10、算机辅助设计与辅助制造连成一体的计算机集成制造系统；固化技术，网络技术，多处理机和并行处理技术在CAD中的应用，极大的提高了CAD系统的性能；人工智能和专家系统技术引入CAD，出现了智能CAD技术，使CAD系统的问题求解能力大为增强，设计过程更趋于自动化。现在，CAD已在电子和电气，科学研究，机械设计，软件开发，机器人，服装业，出版业，工厂自动化，土木建筑，地质，计算机艺术等各个领域得到广泛应用。本课题运用CAD为辅助工具对四轮驱动的越野车分动器进行装配图与零件图的绘制。越野车的使用条件非常复杂，经常在无路或环路条件下工作，需要利用汽车的总质量，使得每一个承受负载的车轮都产生牵引力。因此必须用

11、全轮驱动。也就是必须将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。至今，轻型汽车所用分动器已经发展到第五代产品。分动器的设计结构与传动系统基本决定了它的性能和档次。第一代的分动器基本上为分体结构，直齿轮传动双换挡轴操作，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。因而，在一定程度上提高了传动效率，简便了换挡，降低了噪音和油耗。第三代分动器在上代的基础上增加了同步器，使四轮驱动系统具备汽车在行进中换挡的功能。第四代分动器的重大

12、变化在于采用了联体结构以及行星齿轮加链传动，从而优化了换挡及大大提高了传动效率和性能。目前，国产上市的SUV和越野车所使用的分动器大部分属于第三代或第四代产品。最初，队四轮驱动汽车仅仅注意其牵引性，也就是在二轮驱动时难以通过的地方，使另外的二轮也参与驱动，或者是将强大的动力尽可能地分配给多个轮胎，从而提高了汽车的通过性。最近的高性能轿车也开始采用四轮驱动了，这类汽车使用四轮驱动不仅仅是为了提高汽车的牵引性和通过性，更重视了汽车的行驶性和制动性。为了提高汽车的这些性能，采用了四轮驱动系统，并利用一切结构和装置自动地或按司机的驾驶意图综合地控制发动机功率，整车的横向加速，以及制动车等，把驱动扭矩合

13、理地分配给前后车轮，因此，我的选项题是主宰四轮驱动的核心分动器来延伸四轮驱动汽车运动的极限空间。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分动器的功用和设计要求 分动器的功

14、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。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。第二章 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

15、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。 2.1 传动机构的方案分析和型式的选择分动器从结构类型和功能上来说可以分成一般齿轮式分动器和带轴间差速器的分动器两种。一般齿轮式分动器有两轴式和三轴式两种，三轴式齿轮式分动器运用比较广泛。一般齿轮式分动器都带有驱动前、后桥的两根输出轴在接合前驱动啮合套为刚性连接。这类分动器结构简单,过去在各类全轮驱动的汽车上广

16、泛使用,其缺点是不能保证前、后轮的地面速度相等,在行驶过程中不可避免地要产生功率循环现象,这将使驱动轮载荷大幅度增加,轮胎及机件磨损加剧,燃油经济性下降。因此,需要在分动器中另设分离前桥驱动的装置,使汽车在通过滑溜路段时可以接合前桥。另外,一般齿轮式分动器分配给前、后桥的转矩比例是变化的(随此两桥所受附着力的比例而变)。这样虽然会增加附着条件较好的驱动桥的驱动力,但可能使该桥因超载而损坏。因此,目前采用这类分动器的汽车越来越少。带轴间差速器的分动器在前、后输出轴之间有一个行星齿轮式轴间差速器。它正好克服了上述一般齿轮式分动器的缺点,两根输出轴可以不同的转速旋转,并按一定的比例将转矩分配给前、后

17、驱动桥,既可使前桥经常处于驱动状态,又可保证各车轮运动协调,所以不需另设接、离前桥驱动的装置。在选用带轴间差速器的分动器时,尽量使前、后桥转矩分配接近于轴的载荷分配,并使任一桥的最大输入转矩不超过该桥的允许输入转矩。为了避免在某一桥的车轮打滑时完全丧失驱动力，这类分动器需设轴间差速锁,以便在某一桥车轮出现打滑的情况下将分动器的前、后输出轴锁为一体,以便提高汽车的通过性。带轴间差速器的分动器中一般设置单排行星机构差速器,可进行运动分解(差速)和合成；并使分动器具有结构紧凑、承载能力大、工作平稳、噪声小、寿命长的特点。分动器中的轴间差速器实质上是一个二自由度的差动轮系,其中以行星架为主动件,而中心

18、轮及齿圈为从动件,分别与前、后驱动桥的输出轴相连。两从动件受到一定的外界条件(如阻力转矩)的约束,从而使行星排可靠地传动本次设计的对象是吉普车，工程造价较低，为了降低成本且获得较好的动力性能，所以此次设计使用两轴式的分动器。设计给定的分动器的两档的传动比分别为1.095和2.522。传动比的变化较大，采用简单的两轴式分动器可以满足传动的要求以及经济性的要求。如下图所示：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

19、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向，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。2.3 换挡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2： （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

20、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，未能彻底消除齿轮端面所受到的

21、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。考虑到降低成本的问题，以及操作的简单性，采用简单的直齿滑动齿轮的型式来实现换档。考虑到自锁与互锁的问题，采用简单的钢球限位的型式来实现。使得操纵机构能简单易操作，且减轻了分动器的整体的质

22、量。第三章 分动器主要参数的选择3.1传动比分配高速级传动比：；低速级传动比：3.2 中心距A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3。根据经验公式： (3-1)式中，为分动器中心距（mm）；KA为中心距系数，取KA=9.511；Temax为输入最大扭矩（N m）；i低为低速档传动比；为分动器传动效率，取96

23、%。其中=1803.1150.96=538.27N.m可确定中心距：A=103.8120.2 mm为检测方便，圆整中心距A=120 mm3.3 齿轮参数3.3.1齿轮模数 齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪音，而为了减小分动器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪音水平对轿车很重要，而对载货汽车则更重视减小其质量。从齿轮应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个分动器的齿轮模数应该尽量统一以方便制造。起选取的范围是：轿车、中型货车为 23.5；重型货车为 3.55。初选：模数m=

24、3。3.3.2齿形、压力角、螺旋角汽车分动器齿轮的齿形、压力角按表选取，但是有些轻型、中型货车的齿轮也采用较小的压力角。 表 31 汽车变速器齿轮的齿形、压力角项目齿形压力角轿车高齿并修形的齿形14.5、15、16、16.5一般货车GB135678规定的标准齿形20重型车GB135678规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5、25汽车的变速器及分动器齿轮都采用渐开线齿廓。为改善啮合，降低噪声和提高强度，现代轿车变速器齿轮多采用高齿且修形的齿轮。加大齿根圆角半径和采用齿根全圆角过渡等能显著提该齿轮的承载能力及疲劳寿命。国家规定的齿轮的标准压力角为20，压力角增大能使齿根圆齿厚及节圆处渐开线曲率半径

25、都增大，从而齿轮的弯曲强度和接触强度都会提高，但不根切的最少齿数减少，重合度减小，噪声也随着增大。螺旋角一般范围为820。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=20。因为本次设计采用的是两轴式的分动器，所以并不存在中间轴的受力平衡问题。故无需计算。3.3.3 齿宽齿宽的选择既要考虑变速器（分动器）的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证齿的强度及工作平稳性的要求。通常是根据齿轮的模数来确定齿宽b： （32）式中 齿宽系数，直齿轮取=4.47；斜齿轮取=7.08.6；法面模数第一轴的啮合齿轮副的齿宽系

26、数可以取大些，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。啮合套的接合齿的工作宽度可以初选（24）mm。初步确定： b=21.025.8mm考虑到传动的平稳性所以选取齿宽b=25mm。为了方便制造所有的齿轮选取同样的齿宽尺寸，即b=b=b=b=25mm。3.3.4各档齿轮齿数的分配在知道了分动器的档数、传动比，初选了中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出分动器的结构方案简图后对各档齿数进行分配。1234图3-1 两轴式分动器的结构简图（1）确定低档齿轮的齿数低档传动比：，其中=120mm、=3；由 （3-3）有=80 示采用的相关参数均来源于此种车型：此处取=23，则可得出=57.上面根据初选的A及m计

27、算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-5）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A=120，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：，由 （3-4）得=80取=38，=42 齿轮参数计算结果如表2-1所示。表3-2 齿轮参数计算结果螺旋角30低档齿轮高档齿轮法面膜数3333端面模数3.53.53.53.5法面压力角20202020法面齿距9.429.429.429.42端面齿距11.011.011.011.0标准中心距120120120120齿根圆直径106.5118.561.5163.5齿顶高3333齿根高3.753.753.7

28、53.75第四章分动器齿轮的强度计算与材料的选择4.1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

29、部产生冲击载荷，并造成损坏。4.2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20CrMnTi。4.2.1齿面接触应力 （4-1） 式中： F法面内基圆切向力即齿面法向力，N； （4-2） 端面内分度圆切向力即圆角力，N； (4-3

30、） 计算载荷，N.mm；对于本分动器，发动机的最大扭矩T=180Nm/ 3500rpm所以计算载荷=最大扭矩*速比 d节圆直径，mm 节点处压力角； E 齿轮材料是弹性模量，钢材取 E=；当一对齿轮的材料不同时，则 （4-4） B齿轮接触的实际范围，mm； 、主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm； 对于直齿轮： =， =； （4-5）、分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm；许用接触应力的上限以及下限，对于表面硬化钢； （4-6） （4-7） 式中： 接触强度计算的最小安全系数，取1； 接触强度计算的寿命系数，均取1.21； 润滑油系数： （4-8） v40、v50分别为40和50时润滑油的名义

31、运动粘度，； 对于矿物油v40=220 所以得出=1.12 （4-9） V节点线速度， 对于本分动器，发动机最大扭矩为180Nm/ 3500rpm 因此：V= （4-10） 粗糙度系数， （4-11） 主、被动齿轮的齿平均粗糙度，当齿面粗糙度为0.8时，；当齿面粗糙度为1.6时。（1）对直齿1进行校核 （4-12） 式中： =57mm =63mm =3490.30N （4-13） =4260.87N （4-14） E=2.1MPA b =25mm =19.50mm =21.55mm计算得：=2282.82 MPa （4-15）许用接触压力的上限及下限= （4-16） （4-17）式中：=1 =

32、1.21 =1.12 =1.01314.93 （4-18） 1.01 （4-19）计算得：=2287.81MPa =1963.13MPa因为：所以：强度条件符合要求。4.2.2 齿根弯曲应力 对于直齿： （4-20）式中： 计算载荷，N.mm； 应力集中系数。直齿轮取=1.65； 摩擦力影响系数，因主被动齿轮在啮合点处的摩擦力方向不同，故对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮去=0.9；被动齿轮取=1.1。 Z齿轮的齿数； 齿宽系数，直齿轮取=4.47.0； Y齿形系数，由齿形系数图查得，当齿高系数相同而节点处压力角不同时，可按公式换算非压力角的齿形系数。 轮齿弯曲应力，MPa；直齿轮的许用应力 =

33、400850mpa；（1） 直齿1的齿根弯曲应力 式中：=326.7mpa =1.65 =0.9 Z=29 =7 m=3 查表得： y=0.115 计算得：=480.55mpa 在 =400850mpa之间 所以：强度符合条件要求。（2）直齿2的齿根弯曲应力 式中：=326.7mpa =1.65 =0.9 Z=32 =7 m=3 查表得：y=0.115 计算得：=448.54mpa 在 =400850mpa之间所以：强度符合条件。第五章 轴的初选与校核5.1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

34、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。5.2轴的计算5.2.1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

35、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，从动轴选用45钢，查手册得=2545MPa。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：=27.3mm （5-1）来确定。式中：功率（85KW）；转速（5000r/min）；许用扭应力（2545MP 取40MP）；故本设计中取=30符合强度要求。最小段符合要求，其它各段一定符合要求。 5.2.2输出轴的

36、初选与校核从动轴的最小直径同前可得：=30.7mm （5-2）来确定。式中，功率（85KW）；转速（3500r/min）；许用扭应力（2545MP 取40MP）；同样在这里取=32mm符合要求。5.3轴承的选择分动器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆角力，径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性和寿命。5.3.1 花键的形式和尺寸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。变速器的最大直径d与支承间的距离L可按下列关系式初选：对第一轴：=0.160.18对第二轴：=0.180.21第一轴的花键部分直径根据发动机最大输入转矩（N.m）按下式初选； d=（44.6） （5-3） d=（32.5437.42）mm初选花键：第一轴花键： （5-4）第二轴直齿花键：输出花键：其中N为键数，d为小径，D为大径，B为键宽初选的轴径及花键需要根据分动器的结构布置和轴承、等标准以及轴的刚度于强度的验算结果进行修正。5.3.2 轴的校核在进行轴的强度和刚度的验算时，应当对每个档位下的轴的刚度和强度都进行计算，因为不同齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也是变化的。轴和齿轮选取相同的材料。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力、及轴向力可以按照下式求出： 式中 ：i计算齿轮