計算過程-某四輪驅動越野車分動器的設計

某四輪驅動越野車分動器的設計PAGE39第1章緒論寫論文時自己加。第2章分動器設計的總體方案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，分為固定軸式分動器中的兩軸式和中間軸式應用廣泛，其中，兩軸式多用于發動機前置前輪驅動汽車上。按照設計要求，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寫論文時自己加。結構方案簡圖如圖2.1所示。齒輪1為輸入軸低擋齒輪，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為輸入軸高擋齒輪。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，前橋輸出軸和第二軸通過嚙合套實現連接和斷開，進而實現分時四驅的目的。圖2.1結構方案簡圖2.2設計依據本次選定的哈弗H5四輪驅動越野車，其基本性能參數如表2.1。表2.1分動器設計參數項目參數最高時速180km/h輪胎型號235/65R18發動機型號4G63S4T最大扭矩250Nm最大扭矩轉速4800rpm最大功率140Kw最大功率轉速5200rpm最低穩定車速5Km/h最低穩定轉速800r/min汽車整備質量1860kg汽車滿載質量2700kg2.2.1分動器基本參數的確定2.2.1擋數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，因而滾動阻力系數也增加，但影響很小。對滾動阻力系數影響最大的是路面的類型、表面狀態和力學物理性質等。滾動阻力系數由試驗確定。轎車輪胎的滾動阻力系數可用下式來估算=+(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=0.036車輪半徑為：（2.2）式中d——車輪自由半徑d=18×25.4+235×0.65×2=762.7mmF——計算常數，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：（2.3）式中——最高車速，180km/h；n——發動機最大功率下的轉速，5200r/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：4.152.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，1860kg；g——重力加速度，9.8；——道路最大阻力系數，為一般瀝青或混凝土路面滾動阻力系數和最大爬坡度，所以為0.336；——驅動車輪滾動半徑，381.4mm；——發動機最大轉矩，250N·m；——主減速比，4.15；——汽車傳動系的傳動效率，選為0.98。由公式（2.5）得：；根據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，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；——發動機最低穩定轉速，800r/min；——汽車的最低穩定車速，5km/h。經計算得：=1.732.2.3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，可根據下述經驗公式計算：（2.9）式中——中心距系數，乘用車：=8.9~9.3；——發動機最大轉矩，250N·m；——分動器低擋傳動比，1.73；——變速器傳動效率，取98%。由公式（2.9）得：A69.8mm取A=70mm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齒輪參數確定及高低擋齒輪齒數分配1.模數m齒輪模數是一個重要參數，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，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，太小時發揮不出斜齒輪的優越性，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性的要求，通常是根據齒輪模數來確定齒寬b，，其中為齒寬系數。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ha*齒頂高系數對重合度、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，規定齒頂高系數為1.00。6.高低擋齒輪齒數的分配分配齒數時應注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。(1)確定低擋齒輪的齒數由于低擋采用斜齒輪傳動，所以齒數和為：（3.1）取=52（3.2）取=19=331）對中心距進行修正因為計算齒輪和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的重新計算中心距A作為各擋齒輪齒數分配的依據。修正中心距：（3.3）經計算取中心距A=70mm2）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。低擋齒輪參數如表3.1所示。（2）確定高擋的齒數由于=1.32，=52故取30，22高檔齒輪中心距的校核及變位同低檔齒輪相同。高擋齒輪參數如表3.2所示。表3.1低擋齒輪基本參數序號計算項目計算公式1齒數2當量齒數3分度圓直徑/mm4齒頂高/mm5齒根高/mm6全齒高/mm7齒頂圓直徑/mm8齒根圓直徑/mm9齒寬/mm10基圓直徑/mm表3.2高擋齒輪基本參數序號計算項目計算公式1齒數2當量齒數3分度圓直徑/mm4齒頂高/mm5齒根高/mm6全齒高/mm7齒頂圓直徑/mm8齒根圓直徑/mm9初選齒寬/mm10基圓直徑/mm3.1.2輪齒強度計算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，可近似取=1.50；Z——齒數；——法向模數（mm）；y——齒形系數，可按當量齒數在圖中查得；——齒寬系數；——重合度影響系數，=2.0。低檔齒輪1，查齒形系數圖得y=0.132，代入得=342.25Mpa；低檔齒輪2，查齒形系數圖得y=0.158，代入得=121.52Mpa；高檔齒輪3，查齒形系數圖得y=0.156，代入得=144.79Mpa；高檔齒輪4，查齒形系數圖得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——節圓直徑,mm；——節點處壓力角；——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、從動齒輪節點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；、為主、從動齒輪的節圓半徑（mm）。將上述有關參數代入式（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織穩定性，使工件在使用過程中不再發生組織轉變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩定；消除內應力，以改善工件的使用性能并穩定工件幾何尺寸；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寫論文時自己加。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，K=4.0～4.6;T——發動機最大轉矩,N·m;經計算得dmin≥28.98mm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——齒輪的節圓直徑，mm；——節圓處壓力角；——螺旋角；——發動機最大轉矩。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，；——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=63.45mmb=119.8mm帶入數值得求V面內支反力、和彎矩帶入數值得==463.96NmMpa＜(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=2.1×105MpaI——慣性矩（mm4）對于實心軸I=πd4/64L——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，，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寫論文時自己加。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，軸承工作溫度為100℃時，=1；——載荷系數，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，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。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4.1.1同步器結構方案的確定鎖環式同步器有工作可靠、零件耐用等優點，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鎖環式同步器圖4.1中1、4-鎖環；2-滑塊；3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套4.1.2鎖環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，滑塊側面與鎖環缺口側邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環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?；瑝K轉動距離，滑塊在鎖環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缺口端面之間的間隙，同時，嚙合套端面與鎖環端面之間的間隙為，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，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的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在下來的換擋時，鎖環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下出現間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環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鎖環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，鎖環錐面的軸向間隙應保持在0.2～0.5mm。4.2主要參數的確定4.2.1摩擦因數摩擦因數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有關。同步環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，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取為0.1。摩擦因數對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數大，則換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環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。4.2.2同步環主要尺寸的確定1、同步環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，隨齒頂的磨損而降低，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°時就很少出現咬住現象。3、摩擦錐面平均半徑R設計得越大，則摩擦