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1、汽车齿轮式分动器传动布局 北京齿轮总厂龚瑞国内容摘要：本文探讨了分动器在汽车中的作用和分类，齿轮式分动器的几种传动布局。对分动器换档性能进行了分析、计算，提出用转速比衡量换档性能。另简述了传动布局对分动器轴向尺寸、输出轴和中央差速器的布置、换档机构和传动轴的布置、齿轮寿命、传动噪声的影响。关键词：汽车、分动器、传动布局前言自汽车诞生以来技术不断的发展，尽管百年来一直在使用“内燃机”，然其发动机设计及与驱动条件相适应的燃烧过程的控制已进入到数字时代。与此同时，把发动机输出的动力转变为汽车的前进动力的传动系也有划时代的进步。人们以前把适用于不同的道路条件的汽车分为ON ROAD和OFF ROAD，
2、后来又有四轮驱动、全轮驱动的称呼以有别于两轮驱动的汽车。当代最先进的四轮（全轮）驱动汽车已装备从ABS、防滑差速器、粘性连轴节、中央差速器到各种各样的传感器和电液控制装置，使得这些汽车充分发挥了驱动力，大大提高了通过性，从而适合于各种各样的道路条件。四轮（全轮）驱动汽车与普通汽车的主要区别在于：前者有分动器且前桥不仅是转向桥也是驱动桥。分动器的主要功能是把驱动力导向不同的桥（全时驱动）且能实现4X2和4X4驱动方式的变换（部分时驱动）以及作为副变速器（一般有两个档即高低档）获取更大的驱动扭矩。由于分动器功能复杂必然带来结构的多样性，其结构的主体是齿轮传动布局。本文试图就分动器齿轮传动布局的各种
3、影响作用做一探讨以明确齿轮传动布局设计中不应忽略的问题。 一. 分动器与整车的关系 为方便论述正题内容，先就分动器与整车的有关关系做一简述。当路况发生变化使两轮驱动力不足，尤其是雨雪天气造成车轮打滑时，发挥全部车轮的附着力是解决问题的关键。由此需要把发动机的动力传输给每个车桥及至车轮。 1. 分动器的主要功能 1）动力分流 如上所述发挥全部车轮的附着力是解决问题的关键，那么需要一个功能部件把动力分流，这个功能部件就是分动器。具体的说，分动器有几个输出轴通向不同的桥，或有驱动方式切换装置（如接前桥挂摘档机构）或平衡装置（如超越离合器、粘性连轴节、中央差速器）。 2）增加总传动比 在更恶劣的驱动条
4、件下，由于整车总传动比不足不能产生足够的驱动力或不能产生有效的附着力，所以分动器的另一个重要的功能就是增加或曰放大总传动比。 3）增加变速档次 为适应驱动条件的更大变化，需要多档分动器以弥补变速器档位的不足。把分动器作为副变速器，起倍档的作用。分动器的档位数与变速器的档位数结合使总传动比更大，间隔更细。 2. 机械式分动器的分类 分动器的类型按四驱动力传输方式分为齿轮传动式和链传动式；按后输出轴位置分为分动器后输出轴与变速器二轴同轴和不同轴两种方式；按与变速器连接方式分为联体和分体分动器、按动力输出数量分为二桥分动器及多桥分动器；按能否变速分为单速分动器和多速分动器；按四轮驱动时间分为全时驱动
5、和非全时驱动；按控制方式分为手动操纵和电液自动控制。由于链传动分动器的变速部分多为行星齿轮机构，各厂家布置大同小异只是参数的差别，另单速的分动器的齿轮传动只是以1:1的速比或略有降速来传递动力，仅使动力分流故而结构简单，所以本文不再对这两种分动器进行详细讨论。 3. 整车总布置中对分动器的要求 整车总布置的要求是分动器齿轮传动布局设计的主要依据。总布置应确定分动器的整体空间以及与车架、变速器、前后传动轴、里程表的连接方式及主要尺寸。也应确定分动器的最大输入扭矩和最大输入转速及分动器的档位和传动比。还应确定分动器的几种工况组合和操纵杆的数量及档位图。对于全时驱动越野车有时也将控制前后桥扭矩分配的
6、机构布置在分动器中。当然在整车总布置中也可选用符合整车动力匹配要求的现有分动器并提出配套性更改。 4. 四轮驱动的固有问题 在四轮驱动中由于前轮转向时的侧向滑擦现象使得前桥传动系滞后于后桥传动系。有的部分时驱动的分动器结构中向前后桥的输出是刚性连接的，如果在平整光滑的路面上使用四轮驱动则上述的滞后现象使整个传动系发生自干涉，进而使车辆跳跃和摇动，也使轮胎的磨损加快。而在越野条件下因干涉产生的扭转应力可以通过轮胎瞬时打滑或腾空而释放。另外在两轮驱动时-从理论上说-驱动轮与地面为纯滚动而非驱动轮与地面有滑擦亦可造成扭转干涉，同理前后轮因充气不同使得转动半径不同也造成扭转干涉。这就决定了前后桥是刚性
7、连接的车辆在平整光滑的路面上不能使用四轮驱动，如果长期那样使用将使油耗和轮胎磨损大大增加，造成传动系零件过早损坏，甚至发生严重的交通事故。 二. 分动器齿轮传动布局及其结构特点 分动器齿轮传动布局的发展来源于驱动方式布局，两轮的驱动方式按发动机所处位置和摆放方向有前置前驱、前置后驱、中置后驱、后置后驱等等，在两驱向四驱及多桥驱动的发展过程中各厂家所走的路是不同的，从而产生了各种各样的齿轮传动布局和方式。分动器齿轮传动布局主要是解决如何实现要求的高档传动比和低档传动比以及经过怎样的传动路线达成高档或低档的输出。所以，本文按高低档换档结构所处位置把齿轮传动布局分为输入轴换档、中间轴换档和输出轴换档
8、以及混合式换档四种布局类型。 1. 输入轴换档输入轴换档是把高低档换档齿套布置在分动器的输入轴线上，高低档换档齿套两面都有结合齿且能在输入轴齿毂上左右滑动，在换档运动中它有三个位置：高档（与输入轴高档齿轮结合齿接合）、空档（仅在齿毂中央）和低档（与输入轴低档齿轮结合齿接合）。其齿轮传动布局见图1-1至图1-10。图1-1是为解放军路航局直升机发电车设计的分动器的传动简图。该分动器输入轴低档齿轮靠近分动器输入端，整体结构紧凑，有较小的轴向空间，输出轴齿轮布置在后面，前后输出轴间布置有接前桥齿套。将图1-1的布置改为高档齿轮靠近分动器输入端就形成了图1-2的传动布局。图1-3与图1-1主传动部分的
9、布置相同，前后输出轴之间布置有超越离合器。图1-4主传动部分也与图1-1的布置相同，但向前桥输出多一对齿轮，超越离合器的布置与图1-3不同。图1-5为重汽公司引进的斯太尔VG2000分动器，与图1-1不同的是输出轴齿轮布置在前面且高低档的传动流程不同，前后输出轴之间布置有中央差速器。图1-6与图1-2主传动部分的布置相同，前后输出轴之间布置有中央差速器。图1-7与前面各图布置都不相同之处是两轴线布置而非三轴线布置，前后输出轴之间也布置有中央差速器。图1-8相当于图1-5主传动部分的镜向布置但差速器外延使轴向加大，其输出相同：都为内齿圈连接后输出轴，太阳轮连接前输出轴，另图1-8带有差速器锁。图
10、1-9与图1-1至图1-8的主要差别在于后输出轴与变速器二轴同轴，其主传动高低档部分与图1-1相同。图1-9这种布局看似比较罗嗦，但对分动器更新换代来说却有代表性：前输出部分三个齿轮演变为二个链轮和链条可加大中心距使传动轴安装角度优化，主传动高低档部分可演化为行星变速机构大大缩小体积空间。演变后与整车匹配性有很大提高，可适应多车型。图1-10与图1-2主传动部分的布置相同，前后输出轴之间布置有中央差速器及差速器锁。 2. 中间轴换档 中间轴换档是把高低档换档齿套布置在分动器的中间轴线上，换档齿套结构和档位及运动方式与输入轴换档相同。其齿轮传动布局见图2-1至图2-3。图2-1为东风EQ240分
11、动器传动简图，其高档齿轮靠近分动器输入端，接前桥齿套布置在前体内。主输出齿轮在中间轴右侧，可以很方便的实现多桥输出，他的中桥输出轴与前输出轴同轴，后桥输出轴与变速器二轴同轴。图2-2为低档齿轮靠近分动器输入端，由于在中间轴换档其输出需要增加一个齿轮，无中桥输出。图2-3主传动部分的布置与图2-2相同，由于无前桥与其他桥的中央差速器，前桥为部分时驱动，中后桥有桥间差速器且带差速锁。3. 输出轴换档输出轴换档是把高低档换档齿套布置在分动器的输出轴线上，换档齿套结构和档位及运动方式与输入轴换档相同或大致相同。其齿轮传动布局见图3-1至图3-4。图3-1为北京212汽车分动器简图，输入齿轮靠近分动器左
12、端，中间轴为定轴传动，高低档变换靠滑动齿轮运动实现，滑动齿轮兼有换档齿套换档和滑动齿轮换档的功能。分动器有前体，内有接前桥的齿套和换档系统。图3-2为北京2020汽车分动器简图，输入齿轮靠近分动器右端，中间轴也为定轴传动，高低空档变换及接前桥四个状态全靠滑动齿轮运动实现。图3-3把图3-2的滑动齿轮转变为常啮合齿轮，高低空档变换及接前桥四个状态全靠齿套运动实现。图3-4则依然保留前体但把滑动齿轮转变为常啮合齿轮，高低空档变换的三个状态靠齿套运动实现。图3-5、图3-6与图3-4齿轮布局相同。4. 混合式换档 混合式换档的高低档换档齿套不是唯一的一个齿套，他的几个齿套布置在分动器的几个轴线上，通
13、过几个齿套位置的组合达成分动器的各个档位状态。其齿轮传动布局见图4-1。图4-1为图1-1和图2-2的综合方案，出过样品。他的高档齿套在输入轴上，低档齿套在中间轴上。该方案省去了图2-2中间轴上的输出齿轮。 三. 齿轮传动布局的影响 齿轮传动布局的不同是否有不同的影响。下面就具体的问题进行讨论。1. 换档难易程度-用转速比的概念衡量及无换档冲击的条件 1）变速器的速比关系在早期变速器没有同步器，换档时有明显的换档冲击。换档冲击来源于相啮合件的转速差及需同步的两个系统的转动惯量差。在此我们用“转速比”的概念或两个相邻系统速度差异的倍数关系来衡量换档难易的程度。首先以变速器为例来验证这种方法，表3
14、-1-1列出184D变速器各齿轮齿数、各档齿轮和二轴的转速以及他们之间的转速比。 表3-1-1 变速器的转速比名称一轴常啮合中三档三档中二档二档中一档一档代号与齿数Z1=27Z2=35Z3=29Z4=32Z5=21Z6=38Z7=13Z8=40档位一档二档三档四档传动比I1=Z2Z8/Z1Z7=3.9886I2=Z2Z6/Z1Z5=2.3457I3=Z2Z4/Z1Z3=1.4304I4=1 直接档输入轴转速=N1档位运行433221二轴转速升档N1/ I3N1/ I2N1/ I1降档N1N1/ I3N1/ I2档齿轮转速升档N1N1/ I3N1/ I2降档N1/ I3N1/ I2N1/ I1转
15、速比升档N1/ I3/ N1= I4/ I3N1/ I2/ N1/ I3= I3/ I2N1/ I1/ N1/ I2= I2/ I1降档N1/ I1/ N1= I3/ I4N1/ I3/ N1/ I2= I2/ I3N1/ I2/ N1/ I1= I1/ I2由表3-1-1我们看到转速比的最终结果就是“相邻公比” 。从所掌握资料看，各厂家变速器相邻公比从1.3到1.8不等；从使用经验看这一数值范围也是合理的。一般来说，公比较小换档容易，公比大于1.8则换档困难。184D的公比值为1.7004/1.6403/1.4304，显然一二档应该更容易挂档。2）输入轴换档的分动器的转速比及换档动态输入轴换
16、档的齿轮布置类似于变速器的档齿轮布置,我们可以用分动器输入轴与输入轴档齿轮的转速比来衡量换档的难易程度。表3-1-2 输入轴换档的分动器的转速比名称代号输入轴 高档齿轮Z1中间轴 高档齿轮Z2输入轴 低档齿轮Z3中间轴 低档齿轮Z4输出轴齿轮Z5齿数图1-14031274940图1-24031274940图1-53521282943图1-62317172423传动比图1-1, 1-2, 1-3, 1-4, 1-6, 1-8, 1-10图1-5图1-9高档 IH=Z5/Z1（导出Z1= Z5/ IH ）Z2Z5/Z1Z4直接档低档 IL=Z4Z5/Z2Z3Z5/Z3Z4Z1/Z2Z3档位运行.输
17、入轴转速=NR档齿轮转速升档NRZ3 Z2/ Z4 Z1= NRIH/IL降档NRZ1 Z4/ Z3 Z2= NRIL / IH转速比轴/轮升档Z4 Z1/ Z3 Z2 = IL / IH1，（输入轴快于输入轴高档齿轮）降档Z3 Z2/ Z4 Z1 = IH/IL1，（输入轴慢于输入轴低档齿轮）按表3-1-2公式及图1-1、1-2、1-5、1-6数据计算，由低档换高档的转速比分别为：2.3417、2.3417、1.7262、1.9100；由高档换低档的转速比分别为：0.4270、0.4270、0.5793、0.5236。由高到低与由低到高的转速比互为倒数。由转速比的具体值我们可以评价图1-1的
18、布局即时换档很难，而图1-5的布局换档难易程度与变速器相当。 在实际换低档过程中不存在即时换档，即使换档时间很短也是先由高档到空档，然后才到低档，这中间有一个空档滑行的过程，对某些零件来说是由被驱动转变为被反拖，同时转速的计算关系也发生了转变。首先分析由高档换低档的动态过程。刚开始换档时转速比“IH/IL1”即输入轴转速小于输入轴低档齿轮转速，假设发动机不减速也不使用离合器和变速器即分动器输入轴不减速，摘下高档后输入轴低档齿轮被车轮反拖旋转而车速在滑行过程中不断减速因而输入轴低档齿轮也在不断减速。输入轴低档齿轮的转速是一个变量，换档过程（空档滑行）中某一瞬时输出轴有一变化的降速n，此时输入轴低
19、档齿轮的转速为： NRLS =（NHZ -n）IL （3-1-1）其中，NRLS：输入轴低档齿轮瞬时转速 NHZ：高档时输出轴转速 n：时间的函数，与整车传动系的内摩擦、润滑状态、轮胎与路面的摩擦和滚动状态、气候等有关。NHZ = NR / IH （3-1-2）将式（3-1-2）带入式（3-1-1）得：NRLS =（NR / IH -n）IL （3-1-3）经过一段时间后低档齿轮转速下降至接近输入轴转速，此时换档应无很大冲击。因此无换档冲击的条件是：NRLS =（NR / IH -n）IL = NR （3-1-4）而这一等速点驾驶员不易找到，所以低档传动比大的车辆要求换低档时需要停车以避免换档
20、冲击。在科技飞速发展的今天，由计算机检测和控制车辆的运行诸元实现无冲击换档应无问题，在此提出式（3-1-4）以被实践。由低档向高档换档，开始时“IL / IH1”即输入轴转速高于输入轴高档齿轮转速。在换档中某一瞬时高档齿轮的转速为： NRHS =（NLZ -n）IH （3-1-5）其中，NRHS：输入轴高档齿轮瞬时转速 NLZ：低档时输出轴转速 NLZ = NR / IL （3-1-6）将式（3-1-6）带入式（3-1-5）得：NRHS =（NR / IL -n）IH （3-1-7）由n我们知道在滑行中输入轴高档齿轮仍在减速，本来输入轴转速就高于输入轴高档齿轮转速，这样二者的差距会越来越大。与
21、换低档不同的是换高档可使发动机快速减速，当发动机和车速都很慢时换档应无很大问题。换高档无换档冲击的条件是： NRHS =（NR / IL -n）IH= NR （3-1-8）3）中间轴换档的分动器的转速比及换档动态中间轴换档的齿轮布置也类似于变速器的档齿轮布置。我们把数据和公式列入表3-1-3中。按表3-1-3公式及图2-2数据计算，由低档换高档的转速比为：0.4270，由高档换低档的转速比为：2.3417。这一数值也很大。就图2-2与图1-1来说，表3-1-3所示的转速比结果与表3-1-2数值相同而高低档相反。我们按转速比的绝对值可以说输入轴换档与输出轴换档换档难易程度相同，但是换档的动态过程
22、不一样。中间轴换档的实际换档过程中被反拖的是中间轴，刚开始换低档时“IL / IH1”即中间轴转速大于中间轴低档齿轮转速。其余过程不赘述，换档过程(空档滑行)中某一瞬时中间轴的转速为： NZLS =（NHZ -n） IS （3-1-9）其中，NZLS：中间轴换低档瞬时转速 NHZ：高档时输出轴转速 NHZ = NR / IH （3-1-10） 将式（3-1-10）带入式（3-1-9）并使中间轴与相啮档齿轮瞬时转速相等得换低档无换档冲击的条件是：NRLS =（NR / IH -n）IS=NR IS /IL （3-1-11）表3-1-3 中间轴换档的分动器的转速比名称代号输入轴 高档齿轮Z1中间轴
23、 高档齿轮Z2输入轴 低档齿轮Z3中间轴 低档齿轮Z4中间轴输出齿轮Z5输出轴输出齿轮Z6齿数图2-2403127493140传动比图2-1图2-2图2-3高档 IH=Z2Z6/ Z5Z1低档 IL=Z4Z6/Z5Z3输出比 IS=Z6/Z5档位运行输入轴转速=NR中间轴转速升档降档NRZ3 / Z4 = NR IS /ILNRZ1 / Z2 = NR IS /IH档齿轮转速升档NRZ1 / Z2 = NR IS /IH降档NRZ3 /Z4 = NR IS /IL转速比轴/轮升档Z3 Z2 /Z4 Z1 = IH/IL1，（中间轴慢于中间轴高档齿轮）降档Z4 Z1 /Z3 Z2 = IL /
24、IH1，（中间轴快于中间轴低档齿轮）由低档向高档换档，开始时“IH/IL1”即中间轴转速低于中间轴高档齿轮转速。在换档中某一瞬时中间轴的转速为： NZHS =（NLZ -n）IS （3-1-12）其中，NZHS：中间轴换高档瞬时转速 NLZ：低档时输出轴转速 NLZ = NR / IL （3-1-13）将式（3-1-13）带入式（3-1-12）并使中间轴与相啮档齿轮瞬时转速相等得换高档无换档冲击的条件是：NRHS =（NR / IL -n）IS = NR IS /IH （3-1-14）4）输出轴换档的分动器的转速比及换档动态下面看输出轴换档。按表3-1-4公式及图3-1、3-2、3-3数据计算
25、，由低档换高档的转速比分别为：0.4532、0.4343、0.4251；由高档换低档的转速比分别为：2.2066、2.3025、2.3526。输出轴换档被反拖的是输出轴，按与前面 相同的方法得换低档无换档冲击的条件是：NSLS =NR / IH -n =NR/IL （3-1-15）其中，NSLS：输出轴换低档瞬时转速换高档无换档冲击的条件是： NSHS =NR / IL -n=NR/IH （3-1-16）其中，NSHS：输出轴换高档瞬时转速表3-1-4 输出轴换档的分动器的转速比名称代号输入轴 主动齿轮Z1中间轴 高档齿轮Z2输出轴 高档齿轮Z3中间轴 低档齿轮Z4输出轴低档齿轮Z5齿数图3-
26、12031242441图3-22131232441图3-33145312947传动比高档 IH=Z3/ Z1低档 IL=Z5Z2/Z4Z1档位运行输入轴转速=NR输出轴转速升档降档NR Z1Z4 / Z2Z5 = NR /ILNRZ3 / Z1 = NR /IH档齿轮转速升档NRZ1 / Z3 = NR /IH降档NR Z1Z4 / Z2Z5 = NR /IL转速比轴/轮升档Z3Z4 / Z2Z5 = IH/IL1，（输出轴慢于输出轴高档齿轮）降档Z5Z2/Z4Z3 =IL / IH1，（输出轴快于输出轴低档齿轮）5）混合式换档的分动器的转速比及换档动态表3-1-5 混合式换档的分动器的转速比
27、名称代号输入轴 高档齿轮Z1中间轴 高档齿轮Z2输入轴 低档齿轮Z3中间轴 低档齿轮Z4输出轴齿轮Z5齿数图4-14031274940传动比高档 IH=Z5/Z1（导出Z1= Z5/ IH ）低档 IL=Z4Z5/Z2Z3档位运行.输入轴转速=NR轴转速升档NR降档NRZ1 / Z2齿轮转速升档NRZ3 Z2/ Z4 Z1= NRIH/IL降档NRZ3 / Z4 转速比轴/轮升档Z4 Z1/ Z3 Z2 = IL / IH1，（输入轴快于输入轴高档齿轮）降档Z3 Z2/ Z4 Z1 = IH/IL1，（中间轴慢于中间轴低档齿轮）混合式换档无换档冲击的条件按其高低档实际位置与前面叙述的相当。6）
28、结论综上所述，各种布局的转速比分为两类且与分动器高、低档传动比有关，其结果仅表示换档的难易程度而不含有动能的因素。转速比示为“IH/IL”的表示换档时某轴转速低于欲换入的档齿轮，不论驱动或反拖与否。相应的转速比示为“IL/IH”的表示换档时某轴转速高于欲换入的档齿轮。由于分动器低档传动比普遍大于2故当其高档传动比等于1时换档冲击肯定大于变速器，而变速器相邻公比鲜有大于2的。当分动器高档传动比大于1时可使转速比的绝对值减小。这就提示我们在布局设计中除满足总布置要求的传动比外还要考虑齿数的搭配应使换档转速比尽可能的小。无换档冲击条件因布局不同而不同，说明各种布局的换档动态过程不同，其中包含了转速及
29、降速因素也就是说无换档冲击与动能有关。现把各种结果列于表3-1-6，调整措施是指不停车换档应采取的以降低动能为主的手段，在实际换档中还应结合离合器、变速器的操作使换档冲击最小。在此仍提倡停车换档，因不停车换档需精熟的技术否则因车速过快造成换档冲击断齿。表3-1-6 综合结果布 局输入轴换档中间轴换档输出轴换档混合式换档升档转速比IL / IHIH/ILIH/ILIL / IH无冲击条件(NR/ILn) IH=NR(NR/ILn)XIS=NRIS/IHNR/IL-n=NR/IH(NR/ILn) IH=NR状 态轴快轮慢轴慢轮快轴慢轮快轴快轮慢调整措施快收油降车速降车速快收油降档 转速比IH/IL
30、IL / IHIL / IHIH/IL无冲击条件(NR/IH-n)IL=NR(NR/IHn)IS=NRIS/ILNR/IH-n=NR/IL(NR/IHn)IS=NRIS/IL状 态轴慢轮快轴快轮慢轴快轮慢轴慢轮快调整措施降车速快收油快收油降车速 2. 分动器轴向尺寸 分动器中占用轴向尺寸的主要因素有：1） 高低档换档零件及行程占用的轴向空间；2） 换档结合齿与主传动齿圈的间隙（与工艺方法有关）；3） 主传动齿圈宽度；4） 齿圈与壳体的间隙；5） 轴承座圈占用的轴向空间；6） 前置接前桥机构占用的轴向空间；7） 输出花键的轴向尺寸。考虑扭矩负荷的影响，上述各项都随传递扭矩的增加而增加，否则就必须
31、增加中心距。假设本文所列简图输入扭矩相同，齿的模数、中心距、齿宽等也都相同，那么由于齿轮传动布局的不同将有较大不同的分动器轴向尺寸。对本文所列简图进行分类有如下的结果：1） 图1-1、1-3、1-5、1-6、3-2、4-1、有最小的轴向尺寸；2） 图1-2、1-7、1-8、1-10、2-2、3-1、3-3、3-4、3-5、3-6至少增加一个齿宽的轴向尺寸；3） 图1-4、1-9、2-1、2-3占用更大的轴向尺寸。分动器轴向尺寸的大小直接影响传动轴的布置，也对分动器本身产生一些影响，本文将在下面的章节中分别叙述。 3. 输出轴的布置 输入轴换档的分动器多数布局把后输出轴与前输出轴布置在同一轴线上
32、，这样使分动器结构紧凑，轴向尺寸小。如果不把后输出轴布置在与前输出轴同轴的位置上必然带来结构复杂零件增多和轴向尺寸加大的缺点。对于轻型车来说，分动器有较小的轴向尺寸是可取的中间轴换档的分动器为输出动力在中间轴轴端增加了一个齿轮。虽然增加了壳体轴向尺寸，但可以任意布置后输出轴，使后传动轴的夹角减小，也可以很方便的布置中桥输出轴。输出轴换档的分动器只能把前后输出轴布置在同一轴线上。输出轴换档的分动器多数布局把接前桥的换档机构布置在前体内，虽然分动器壳体轴向尺寸并不太大，但前输出轴前延使前传动轴布置不利。4. 中央差速器的布置本文第一章谈到的四轮驱动的固有问题简言之就是扭转干涉问题，其最主要的解决办
33、法就是安装中央差速器。图1-5、图1-6、图1-7、图1-8、图1-10、图2-3都装有中央差速器。安装中央差速器必然带来体积增大、结构复杂、零件增多和成本上升，但中央差速器实实在在解决了扭转干涉问题并能控制扭矩分配。中央差速器代表了四轮驱动技术的一次飞跃，是实现全时驱动必不可少的条件。从布局上看，输入轴换档的分动器和中间轴换档的分动器适合在分动器内布置中央差速器，且对分动器轴向尺寸的影响不是太大，但径向尺寸要增加。而输出轴换档的分动器只能把中央差速器布置在传动齿轮以外的地方。 5. 齿轮传动布局对传动轴布置的影响齿轮传动布局对分动器轴向尺寸有重要的影响，而分动器轴向尺寸对分动器与整车连接的影
34、响主要体现在对传动轴布置的影响。当总布置中分动器的输入、输出法兰盘和前后桥的输入法兰盘位置（三维）已定，传动轴所面临的无非三种结果：所留空间合适、太大或太小。空间太大或太小都会给传动轴的布置和运转带来问题。这里所谓的太大是指传动轴过长而又不足以布置中间支撑，使传动轴带有遗憾的运转或者说留有隐患。太小的空间使传动轴夹角过大，连轴节的选用受限制。分动器的齿轮布局设计除应满足总布置的要求外，还要考虑其长短矛盾转化的可能即留有回旋余地。当某一变型车改变了轴距，或更换了桥、变速器，分动器的变型配套设计应以前后体的改变为主。传动轴夹角很大的布置是极端的布置，使连轴节处于恶劣的工作条件下，引起很大的噪声和震
35、动并且过早的损坏。通过重新选择连轴节型式、改变连轴节与分动器连接方式和变更分动器前后体的设计能够改善这一状况。6. 对换档机构布置的影响不同的齿轮布局可以有相同的换档机构布置，相同的齿轮布局也可以有不同的换档机构布置，就是说换档机构布置有多样性。如图1-5、1-6、1-7、1-8、1-10所示的全时驱动分动器来说，换档机构相对简单，只需实现高低档变换和中间有个空档。上述布局中，有的带有中央差速器的锁止机构。差速锁的控制则与非全时驱动分动器的接前桥的控制类似。对于部分时驱动分动器来说，一方面需要高低档的控制机构实现高低档变换，另一方面还需要接前桥的控制机构实现4X2驱动方式与4X4驱动方式的切换
36、。在实际设计中往往把高低档的变换与驱动方式的切换组合起来形成“两轮高档驱动”“四轮高低驱动”“空档”“四轮低档驱动”几个固定的工况，从而有一个确定的档位图。档位图标示在驾驶室内对驾驶员的指示和提示是比不可少的。档位图依据操纵杆的数量和运动轨迹，而操纵杆的数量和运动轨迹则依赖于齿轮布局和换档机构的设计。由于接前桥操纵与高低档变换在分动器中是分开独立完成的，他们各自需要一个拨叉和一个换档轴。不论最终有两个还是一个操纵杆，在拨叉和操纵杆之间必须有一套机构确保操纵实现档位图所示的工况。从可靠性方面说是不发生乱档和掉档，从技术上说是能够自锁和互锁。 驾驶本身是复杂劳动，人工控制的操纵越多，发生误操纵的概
37、率越高，也就对安全的威胁越大。因此我认为理想的操纵档位图是2H4HN4L，即单杆操纵且无选档动作。那么衡量分动器齿轮传动布局对换档机构布置的影响的评价方法就是是否易于实现单杆操纵和直线换档。7. 对齿轮寿命的影响 影响齿轮寿命的因素很多，负载、工况、安装精度、支撑刚性、齿的参数、材质、热处理等等。在设计中我们力求一对齿轮等强度，但就传动布局而言他受限于多种因素，可能有某一齿轮负载最重，或工作时间最长。由各传动简图可以明了，中间轴高档齿轮有最长的工作时间-高档传动和低档传动都经由它传递动力和最重的负荷且是交变负荷，他既是主动齿轮又是被动齿轮，他的两个齿面都是工作齿面。我们用输入轴每转一转时中间轴
38、齿轮每个齿的工作频数来看他的负荷，从而比较齿轮布局对寿命的影响。按有齿数的资料列出数据见表3-7-1。 表3-7-1 中间轴齿轮齿的工作频数图1-1图1-5图1-5图3-1图3-3输入轴齿轮齿数4528232131中间轴高档齿轮齿数3129173145中高齿的工作频数2.90321.93102.70591.35481.3773工作频数高的齿轮是影响总成寿命的薄弱环节，由于负荷过重，它将很早出现齿面点蚀，噪声升高，进而轮齿出现裂纹以至断裂失效。因此，我们应避免图1-1和图1-5那样的布局，改变布局尽量降低中间轴高档齿轮的工作频数或采取一些措施提高薄弱齿轮的强度。这些措施有：加大齿轮的模数提高单齿
39、抗弯强度，加大齿根圆角减小应力集中，增加轮齿宽度以增加承载面积。8. 齿轮传动布局对传动噪声的影响齿轮传动布局对传动噪声的影响反映在如下几个方面：1） 支撑跨度分动器轴向尺寸大将使轴的支撑跨度加大，同时使轴的刚性降低。刚性低表现为受力时轴产生弯曲变形和扭转变形，变形后齿轮失去了正确的啮合状态产生噪声在所难免。轴的变形使齿的接触面积变小，接触应力和弯曲应力加大，很快发生齿面胶合、点蚀、磨损后进一步加大噪声。2） 噪声叠加由传动简图可以清楚看出各种布局的齿轮啮合组数是不同的，啮合的组数越多则产生的噪声越大。虽然噪声的叠加不是代数的相加，但是噪声的降低也不是轻而易举的事。所以，在分动器齿轮传动布局设
40、计中尽可能减少齿轮啮合的组数不失为明智之举。3） 升速影响 图1-1、1-2、1-3、1-4、1-6、1-10、2-1、2-2、3-2、4-1的布局在高档运行时由于被动齿轮齿数少于主动齿轮齿数产生了升速运动，这类似于变速器的超速档。变速器的超速档各种车辆不同，有的0.9左右，有的0.7左右。以最大功率转速5000 rpm的发动机为例，达到最大功率时其变速器二轴的转速达到7000 rpm左右。如果某一车辆变速器有超速档，分动器存在高档运行时的升速运动则分动器的某一轴将达到非常高的转速。过高的转速将带来一系列的问题。如果要想高转速低噪声就要有较高的精度，这就带来成本高的问题。高转速更易发生受迫振动
41、，振动引起噪声。 四. 结束语 近几年来我国汽车工业飞速发展，尤其是轿车已形成很大的市场，但越野车仍占有不小的一席之地。京城的路面上跑着不少各种档次的4WD，其实这不是它发挥主要作用的地方。前几年许多地方小厂很是粗制滥造了不少仿别人的越野车，也败坏了越野车的名声。然而，正宗的北京吉普生产了三四十年几十万辆，除专业人员外又有几个驾驶员正经的使用四驱。其原因是发展中的我国汽车保有量很低，有关汽车的知识不普及，很多地方仍然是有车就行。我认为四轮驱动汽车更潜在的市场在农场、矿山、牧区，那里需要强劲、皮实、好使的中低档车。是低档车机械式分动器就必不可少，从这一点看还应对分动器进行更细致的研究。本文首先提
42、出了用转速比评价分动器的换档冲击和提出了无换档冲击的条件并用较大篇幅进行分析讨论，主要是侧重于使用性能。其他几个问题也涉及分动器实际应用。由于自己从事分动器设计时间不长观点难免偏颇，在此希望汽车业界的专家和读到此文的朋友给予指导和斧正。参考文献1. 赵尚吾，郭学军. ZQC2000型重型汽车分动器的设计与研究. 汽车齿轮，2003，12. 黄俊琼. 斯太尔VG1200分动器齿轮降噪攻关. 汽车齿轮，2003，13. 李仁光，吴际璋. 汽车构造. 第2版. 北京：人民交通出版社，19944. 殷福聚，刘德宝. F500系列分动器改进设计. 汽车齿轮，1982，45. P.lukin,G.Gasp
43、aryants,V.rodionov. Automobile Chassis Design and Calculation. 1989. Moscow: Mir Publishers. ISBN 5-03-000081-X6. 袁韵秀. FD120汽车分动器产品介绍. 綦齿传动，1989，17. Randolph C.Willams,Richard J.Socin,and Sanjeev K.Varma. A Building Block Approach for Understanding Four Wheel Drive Systerms :Past-Present-Future. SAE TRANSACTIONS 952643 ,Vol.104, 19958. Sankar K.Mohan and Randolph C.Willams A Survey of Traction Control Systems and Strategies. SAE TRANSACTIONS 952644 ,Vol.104, 19959. 高维山，张思浦. 变速器. 北京：人民交通出版社，1990 10