BJ两轴越野汽车分动器设计说明书.docx
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BJ两轴越野汽车分动器设计说明书
毕业论文（设计）
设计题目：
BJ2020两轴越野汽车分动器设计
本科生毕业论设计评语
（一）
总成绩
毕业设计题目：
BJ2020两轴越野汽车分动器设计
答
答辩成绩
辩委员会评语
主任签字：
年月日
答辩委员会成员签字
学部毕业设计领导小组意见
组长签字：
年月日学部公章
毕业设计题目：
BJ2020两轴越野汽车分动器设计
指导教师成绩
指导教师评语
于云雷同学认真查询了国外相关资料，对目前越野车现状和发展趋势有了一定了解，并在此基础上进行了BJ2020两轴越野汽车分动器设计工作，在整个毕业设计的过程当中，态度端正，学习也比较认真，虚心的接受导师的意见，时间安排的较为合理，能基本在每个阶段完成相应的任务，做到时间上前紧后松，该同学查阅文献的能力较强，能全面的收集关于越野汽车分动器的相关资料，全面的分析了两轴越野汽车分动器的设计问题，综合运用知识的能力较强。
能够主动地联系指导教师，将自己的设计思路汇报给指导教师。
在毕业设计中，该同学能够刻苦地钻研相关的专业理论，将专业理论付诸实践，同时能够与指导教师沟通毕业设计的进展情况，及时地获得教师的指导。
在毕业设计末期，该同学主动地向指导教师展示自己的毕业设计成果，同时虚心地听取指导教师提出的意见；此外，该同学还将自己毕业论文的提纲提交给指导教师，听取老师对其毕业论文的意见。
于云雷同学能够按照进度计划要求完成相应各阶段工作，毕业设计期间态度认真，肯于动脑，能够与老师积极沟通，同意于云雷同学参加答辩。
指导教师签字：
本科生毕业设计评语
（二）
本科生毕业设计评语（三）
于云雷
学号
084180431
专业班级
机械设计制造及其自动化
2008级机械电子工程方向2班
毕业设计题目：
BJ2020两轴越野汽车分动器设计
评阅教师成绩
该同学论文选题合理，符合专业培养目标，能够达到综合训练的要求，题目难度较高，工作量较大，选题具有较高的参考价值和较大的实践指导意义。
评阅教师评语
在毕业设计初期，该同学积极地查阅相关资料，全面的收集了关于汽车分动器的问题，综合运用知识能力强，文章篇幅符合学院的规定，容完整，层次结构安排科学，主要观点突出，逻辑关系清楚，有一定的个人见解，论点突出，论述紧扣主题，语言表达流畅，格式完全符合规定要求，参考了容丰富的文献资料。
该同学设计论文章节编排紧凑，容基本完整，图表较为规，文字叙述通顺，格式基本符合论文撰写要求。
工程图绘制符合国家标准。
论文存在个别错别字问题。
设计表现出较高的综合知识运用能力和创新能力，研究成果有一定的实际价值。
纵观全文，设计选题正确，逻辑结构严谨，层次清晰，文字简练，符合本科毕业论文的规要求。
年月日
评阅教师签字：
本科生毕业设计任务书
毕业设计题目：
BJ
2020两轴越野汽车分动器设计
毕业设计的立题依据
由于越野车对动力的要求很高，而分动器是增大扭矩的重要部件，所以在越野车上安装符合要求的分动器是非常重要的。
由于BJ2020越野车为轻型越野车，所以其安装两轴分动器是比较合理的。
主要容及要求
分动器也是一个齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与变速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。
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。
进度安排2
月
28日
选题
2
月
28日
～3月2日
接受指导老师的指导
3
月
3日～3月9日
拟定论文大纲
3
月
10日
～3月16日
搜集、查阅、整理相关资料
3
月
1日～
4月8日
初稿形成
4
月
9日～
4月15日
初稿审定
4
月
16日
～4月29日
第一次修改
4
月
30日
～5月6日
第一次审定
5
月
7日～
5月9日
第二次修改
5
月
10日
～5月13日
定稿
5月
14日
～5月25日
论文评阅小组评审设计
5
月
26日
毕业设计答辩
学生签字：
指导教师签字：
年月日
BJ2020两轴越野汽车分动器设计
摘要
越野车需要经常在坏路情况下行驶，尤其是军用汽车的条件更为恶劣。
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变速箱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，其输入轴与变速箱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，并且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。
关键词：
越野车分动器；齿轮；轴；啮合套
ThedesignofBJ2020twosuvsthansfer
Abstract
Theneedforoff-roadvehiclesoftenhavenobadroadsandtrafficsituations,especiallymilitaryvehiclesdrivingconditionsevenworse.Thisrequiresincreasingthenumberofmotorvehiclewheel,therefore,off-roadvehicleusemulti-axisdrive.Sub-actuatorfunctionistheallocationoftransmissionpoweroutputtothedriveaxle,andfurtherincreasethetorque.
Actuatorisalsoasub-geardrivesystem,whichseparatelyfixedonthevehiclechassis,thetransmissioninputshaftandoutputshaftgearconnectedwithuniversaljoints,sub-actuatoroutputshaftofanumberofroots,respectively,bytheuniversalgearwiththebridgedriver.Thisarticledescribesthesub-terrainvehicleactuatordesigncalculations,designandtechnologyisdividedintotwomajorparts.Thedesignofsomeofthemoredetaileddescriptionofthesub-actuatordesignprocess,selectthestructureoftheprogram,themainparameters,geardesign,shaftdesign,calculationverification,thedesignofotherstructuralcomponents.
Keywords:
Actuatorsub-terrainvehicle；Gear；Axis；Meshingsets
摘要
AbstractI
第1章绪论0
1.1分动器的功用0
1.2国外研究现状0
1.3研究方法及容1
第2章分动器结构方案的选择2
2.1传动方案2
2.2齿轮的安排2
第3章分动器主要参数的选择4
3.1传动比的分配4
3.2中心距的计算4
3.3轴的结构4
3.4轴的设计5
3.5花键的形式和尺寸7
3.6轴承的选用8
3.7齿轮参数的确定8
3.7.1模数8
3.7.2压力角8
3.7.3螺旋角8
3.7.4齿宽9
3.7.5各档齿轮齿数的分配9
3.8啮合套的设计11
3.9壳体的设计11
第4章零件的校核12
4.1轴的校核12
4.2齿轮的校核14
4.2.1齿轮接触强度的校核15
4.2.2齿轮弯曲强度的校核15
结论18
参考文献19
致20
BJ2020两轴越野汽车分动器设计
第1章绪论
1.1分动器的功用
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，可在坏境恶劣的地区地面行驶。
分动器也是一个齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与变速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。
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国外研究现状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。
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。
由于越野车对动力的要求很高，而分动器是增大扭矩的重要部件，所以在越野车上安装符合要求的分动器是非常重要的。
由于BJ2020越野车为轻型越野车，所以其安装两轴分动器是比较合理的。
BJ2020型汽车为轻型越野车，主要有两大系列产品，即BJ2020N系列产品和BJ2020S系列产品，这两系列越野车所用分动器为两轴分动器。
两轴分动器在国际上的应用也是非常普遍的，国际上一些知名品牌的轻型越野车大多数都是应用的两轴分动器，例如：
本田CR-V等。
BJ2020型越野汽车可四轮同时驱动，具有良好的越野性能。
它可以再较深的泥泞、沙土、积雪路面上行驶，又可爬越较陡的坡道；可装载一定量的货物，又可拖带挂车。
对分动器的研究也具有很重要的意义，配备分动器的汽车可以最大可能地增加其越野性能，可以使汽车适应多种路况，同时也减少了汽车其他一些零部件的磨损，曾加了汽车的使用寿命。
分动器对于越野车来说是除了发动机以外的另一个心脏，只有在它的驱使下，越野汽车才会发挥出其惊人的动力，所以说，分动器已经成为了越野汽车上不可或缺的一部分。
1.3研究方法及容
本次设计主要对BJ2020越野汽车分动器的各个零部件进行数据的计算与校核，其中着重设计的是分动器的传动齿轮与输入轴、输出轴。
通过计算校核确定各零部件的尺寸参数，然后利用CAD绘制零件图与总装配图。
对分动器的设计要求应该满足一下几点：
（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）换挡迅速、省力、方便；
（4）工作可靠，不得有跳档冲击等现象发生；
（5）分动器应有高的工作效率。
第2章分动器结构方案的选择
2.1传动方案
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
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。
第3章分动器主要参数的选择
3.1传动比的分配
高速级传动比：
i高1.09；低速级传动比：
i低2.52
3.2中心距的计算
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、体积个质量大小，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。
3-1）
根据经验公式：
AKATemaxi低g
式中A——为分动器中心距（mm）；KA——中心距系数，取KA=8.9～12；Temax输入最大扭矩（Nm）；i低——低速档传动比；g——分动器传动效率，取96%。
可确定中心距：
3-2）
A（8.9～12）3636.72.520.96（95.9～129.4）mm为检测方便，圆整中心距A=130mm。
3.3轴的结构
轴的结构形状应保证齿轮、啮合套及轴承等安装、固定，并与工艺要求有密切关系。
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，其后端通过滚针轴承安装在后桥输出轴齿轮腔里。
高速档齿轮通过普通平键固定在输入轴上。
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，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，螺纹不应淬硬。
后桥输出轴与其上齿轮做成一体，齿轮做有腔以安装输入轴，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。
3.4轴的设计
在已经确定了中心距A后，第二轴和中间轴中部直径可以初步确定，d=0.45A=0.45×130mm=58.5m。
m在草图设计过程中，将最大直径确定为如下数值：
输入轴dmax=60，中间轴dmax=60mm，输出轴dmax=70mm。
1）输入轴（图3-1）
ABCDEFG
图3-1输入轴示意图
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TcaKAT3，取
KA=1.3，则：
TcaKAT11.3617.7Nm803.0Nm
（3-3）
查《机械设计综合课程设计》手册表6-97，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000Nm。
半联轴器的孔径为45mm，故取AB45mm，LAB110mm，AB后半段装有圆锥滚子轴承，查《机械设计综合课程设计》表6-67选孔径为45mm的30210型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为d×D×T×B×C×a=45mm×85mm×21.75mm×20mm×17mm×20mm，BC段设计为花键，固定齿轮，故取BC45mm，LBC45mm，花键大径55mm，
花键宽D=10m，mCD段CD55mm，LCD45mm，DE段DE66mm，LDE5mm，EF段
EF60mm，LEF60mm，FG段装有圆锥滚子轴承，查《机械设计综合课程设计》表
6-67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CD50mm，LCD30mm。
2）中间轴（图3-2）
ABCD
图3-2中间轴示意图
本设计中的中间轴是固定在分动器壳体上的，AB段为嵌入壳体的部分，AB46mm，LAB25mm，BC段通过滚针轴承与中间轴齿轮连接，由于只承受弯矩故可取BC50mm，LBC139mm，三个滚针轴承尺寸d×D×C=40×45×27，CD段通过挡板和螺栓与壳体固定，CD46mm，LCD60mm，挡板槽宽L=20mm，深H=10m。
m
3）前桥输出轴（图3-3）
ABC
图3-3前桥输出轴示意图
BC段齿轮分度圆直径BC48mm，LBC30mm，AB段安装联轴器，取AB45mm，LAB100mm，AB后半段装有圆锥滚子轴承，查《机械设计综合课程设计》表6-67选孔径为45mm的30210型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为d×D×T×B×C×a=45mm×85mm×21.75mm×20mm×17mm×20mm。
4）前桥输出轴（图3-4）
装圆锥滚子轴承，查《机械设计综合课程设计》表6-67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，CD段为光轴，与长啮齿轮空套配合，CD55mm，LCD50mm，DE段为花键，
DE70mm，de60mm，LDE105mm，EF段EF50mm，LEF5mm，FG段
FG45mm，LFG20mm，装有圆锥滚子轴承，查《机械设计综合课程设计》表6-67
选孔径为45mm的30210型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为d×D×T×B×C×a=45mm×85mm×21.75mm×20mm×17mm×20mm，GH段安装联轴器，取GH45mm，LGH80mm
3.5花键的形式和尺寸
输入轴的花键部分直径可按下式初选dK3Temax，式中K——经验系数，K=4.0～
4.6；Temax——最大输入转矩（Nm）。
d=34.41～39.57mm，根据《机械设计综合课程设计》表6-58，取输入轴矩形花键尺寸：
NdDB845H755H1010H11（3-4）
h7a11h10
其中N——键数，d——小径，D——大径，B——键宽其他各花键的形式和尺寸根据轴的结构和尺寸确定，具体参数列为下。
后桥输出轴矩形花键：
H7
H10
H11
N
dDB1060
70
10
（3-5）
h7
a11
h10
H7
H10
H11
N
dDB840
50
8
（3-6）
h7
a11
h10
前桥输出轴矩形花键：
H7H10H11
NdDB840508（3-7）
h7a11h10
3.6轴承的选用
分动器的轴经轴承安装在壳体的轴承孔，常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴承等。
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，在此设计中选用圆锥滚子轴承装于壳体上，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6mm。
在齿轮与轴不是固定联接，并要求两者有相对运动的地方，采用滚针轴承。
3.7齿轮参数的确定
3.7.1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GB1357—78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=3mm。
啮合套采用渐开线齿形，取m=3m。
m
3.7.2压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，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，为提高齿轮承载能力，应取用大些的压力角。
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20。
3.7.3螺旋角
螺旋角β一般围为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β=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，避免了因轴向力一二两轴抱死的现象。
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。
3.7.4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。
齿宽可根据下列公式初选：
直齿轮b=（4.5~7.5）m,斜齿轮b=（6.0~8.5）mn。
综合各个齿轮的情况，均为斜齿轮，齿宽选为30mm。
3.7.5各档齿轮齿数的分配
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：
2Acos
Sz1z2
mn
圆整取S=61
根据经验数值，一轴低速档齿轮齿数在z1=24～28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。
表3-1不同齿数时传动比对比
Z1
Z
Z3
Z4
I低
24
37
35
26
2.575
25
36
36
25
2.574
26
35
37
24
2.575
27
34
38
23
2.581
28
33
39
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