【轿车分动器的设计9000字（论文）】

轿车分动器的设计目录1引言 31.1轿车分动器的研究现状 31.1.1国内轿车分动器的研究现状 31.1.2国外轿车分动器的研究现状 31.2轿车分动器的发展趋势 41.3轿车分动器的设计要求及思路 41.3.1设计要求 41.3.2设计思路 42轿车分动器的总体方案设计 52.1零部件方案的选择 52.2设计依据 62.2.1挡数的确定 62.2.2传动比的确定 72.2.3分动器中心距的确定 83主要零部件的设计与计算 93.1齿轮的设计及校核 93.1.1齿轮参数与齿数分配 93.1.2齿轮强度计算 113.1.3分动器齿轮的材料及热处理 133.2轴的设计及校核 133.2.1轴的失效形式和设计准则 133.2.2轴的设计 133.2.3轴的校核 143.3轴承的选用及校核 173.3.1变速器轴承形式的选择 173.3.2轴承的校核 174分动器其他零件的设计及参数的确定 194.1同步器的选择 194.1.1锁环式同步器的结构 194.1.2锁环式同步器参数的选择 194.2主要参数的确定 204.2.1同步环的主要尺寸 204.2.2锁止角 214.2.3同步时间 214.3分动器壳体 215结论 22参考文献 24PAGE12-摘要：如今人们对汽车的发展提出了更新颖的需求，人们对汽车的需求更偏向于体验感。体验极佳的轿车愈发受到人们青睐，而轿车的优秀体验更离不开一个关键的部件即分动器。分动器作为重要的一部分，它担任着动力传输的关键职责。本次分动器设计详细展现了分动器的结构方案的选择、相关部件的设计以及计算。依据一般轿车的车型，再结合汽车设计的专业知识对设计的科学性进行验证。本文章中的设计依据为合理的发动机最大功率、转矩及最高车速等相应参数，此次设计的主要内容包括：分动器总体方案的设计以及相关参数的计算与校核。关键词：轿车分动器；分时；齿轮；设计。1引言中国已经成为了汽车生产大国。汽车的更新换代让人们对于车的认识已不再是浅显的运输工具那样简单，如今的轿车发展风向已经是一个以消费者的个性化需求为主体的大趋势，这个趋势也是在当下乃至未来推动汽车发展的关键性因素。在现如今的市场中，越来越多的人们会选择舒适度更好的轿车。而拥有体验感更好的轿车更离不开一个关键的部件，它就是分动器。而不同厂家设计出的车辆所使用的分动器也尽不相同，这也对汽车的体验感产生差异的原因之一，因此研究分动器的设计显得愈发重要。1.1轿车分动器的研究现状1.1.1国内轿车分动器的研究现状在中国，交通道路建设在国内一直受到重视，道路情况较好，人民主要以节油、舒适为主，对车辆的越野性能要求不高，因此，在国内消费的两驱车辆比较多，四驱车需求量较少，所以国内分动器消费量不多[1-3]。伴随着中国日益强大，经济不断发展，四驱车型需求量加大，我国已成为全球分动器市场的主体部分[4]。在中国早期的分动器行业，入门要求较低，行业竞争格局较乱[5-8]。近几年，中国汽车制造技术水平不断加强，分动器的企业不断改良生产技术工艺，加强品质，中国的分动器行业产能产量以及出口量均实现快速增长[9]。1.1.2国外轿车分动器的研究现状分动器与汽车的产业发展相辅相成，汽车产业发展越好，分动器技术水平就越高，在全球领先的分动器企业就越多[10]。目前，欧美日韩等国家和地区的汽车产业比中国起步早，技术发展较为成熟，对分动器行业的研究和运用比较早前，他们的所属行业在全球的市场上有着比较重要的地位[11-13]。伴随着时代的变迁和社会的推进，科技也不断创新。新技术的不断涌现致使新一代汽车行业应运而生，并推动了分动器的发展。通过新技术的应用，美国、德国等国家对分动器进一步改善，不仅降低了制造成本，也提高了整车的质量，保障了驾驶者更舒适的体验[14]。1.2轿车分动器的发展趋势在将来，中国分动器企业将继续重视生产工艺技术研发，并将在材料轻量化、维修轻便化、智能化等方面继续突破自我，与此同时，生产企业也将继续生产流程、工艺设备的研发创新，继续提高分动器的制造工艺技术和自动化生产的水平，所以中国分动器行业将实现快速发展[15]。此外，伴随着国内分动器企业技术的进一步突破，国产品牌将凭借自身的成本优势获得较好发展机会，行业发展有着良好的前景。1.3轿车分动器的设计要求及思路1.3.1设计要求1．尺寸合理，结构紧凑；2．保证车辆具有良好的的动力性； 3．换档平顺，运转稳定；4．工作效率高；5．分动器的工作噪声低。1.3.2设计思路本次设计，首先对当前市场主流车型的分动器进行分析，参考这些实际情况来初步完成总体结构布局的规划，其次运用本科期间所学的汽车设计知识来落实切实可用的零部件材料及结构，最后在满足基本需求的首要条件下，对本次设计进行详细检查验证，进一步优化设计方案。2轿车分动器的总体方案设计2.1零部件方案的选择(1)齿轮形式齿轮的选择对整体方案来说是需要着重强调的，制造商在汽车车辆的分动器中所需要选择的齿轮形式通常为直齿或者是斜齿的圆柱形。运转稳、损耗低是斜齿圆柱齿轮最大的优点，因此在这里我们选择斜齿圆柱齿轮。(2)高低挡位齿轮的位置设计时要注重齿轮的负载情况，低挡齿轮由于负载大需要装在离轴承较近一侧，这样可以保障齿轮的重叠系数不会过度降低。另一方面，为了避免齿轮表面损伤，要将高挡齿轮装在离轴承较远处，这样齿轮的偏转角就不会过高，偏载也处于合适的状态。(3)齿轮的材料齿轮材料的选择对于分动器来说也是至关重要的，为了满足运转需要，我们通常分动器齿轮的材质为20CrMnTi。(4)换挡机构形式使用同步器就可以明显降低换挡时引起的冲击，而且它具有利于操作和减少换挡时间等优点，从而确保了车辆的操作平顺和行驶安全。因此本次设计采用同步器换挡。(5)轴承第一、二轴都选择中系列的锥轴承，该轴承的直径取决于变速器中心差来进行选择，壳体的后壁两个轴承孔之间的距离宜保持在6~20mm。结构方案简图如图2-1所示。图2-1结构方案简图2.2设计依据为了响应消费者的需求，汽车厂商们针对汽车的体验感、安全性等都做出了提高，为了契合消费者对汽车的实际需求，本次设计采取的参数如表2-1。表2-1分动器设计参数项目参数最高时速250km/h轮胎的型号255/35R19发动机型号DLH最大扭矩370Nm最大扭矩转速4500rpm最大功率185Kw最大功率转速6000rpm最低稳定车速6Km/h最低稳定转速960r/min汽车整备质量1705kg汽车满载质量2479kg2.2.1挡数的确定为了提升汽车在恶劣路况下的行驶表现，这里共有高、低两个挡位。2.2.2传动比的确定(1)确定主减速器传动比轿车轮胎的滚动阻力系数可用下式来估算：f=f0+f式中，取f0=0.015，f1=0.028，代入公式(2.1)得，滚动阻力系数f=0.036车轮半径为：rr=Fd/2π式中d——车轮自由半径F为计算常数，这里取2.94。由公式(2.2)求出车轮自由半径为rr根据：μamax=0.377n∙r式中uamax——最大车速，250km/hn——最大功率转速，6000r/min；igmax——最高挡传动比，1.0i0——由公式(2.3)得：i0(2)确定分动器传动比：Temaxi1i0ηT变速器一挡传动比为：i1≥mg式中m——轿车的总质量，1705kg；G——重力加速度，9.8N/kg；ψmax——最高阻力系数，ψmax为rr——驱动轮转动半径，348.9mmTemax——最大转矩，370N·mi0——主减速比，4.194ηT——汽车传动系的传动效率，选为0.98由公式(2.5)得：i1根据驱动车轮与路面的附着条件：Temaxi0求得变速器一挡传动比为：i1≤式中G2——这里取54%mg——道路附着系数，范围为0.5~0.6，取φ=0.5；rr，Temax，i0，ηT—由公式(2.7)得：i1最终取i1i1=0.377式中i低——nmin——发动机的最低转速，960r/minvamin——汽车的最低车速，6km/h经计算得：i低=2.465，2.2.3分动器中心距的确定确定中心距时，由下面公式：A=KA式中KA——中心距系数，乘用车：KATemax——发动机的最大转矩，370N·mi低——分动器低挡传动比，2.465ηg——变速器传动效率，取98%由公式(2.9)得：A≈75.48mm，取A=76mm3主要零部件的设计与计算3.1齿轮的设计及校核3.1.1齿轮参数与齿数分配(1)模数m选择齿轮的模数时要考虑很多方面，但对于乘用车来说更应该注重避免噪音，这就需要保证模数不能太高，乘用车的可取模数区间为2.0~3.5mm，取m为2.5mm。(2)压力角α国家规定的标准压力角为20°，因此本次设计也沿用这个标准。(3)螺旋角β选取合适的螺旋角是为了减小噪音、确保稳定性。对于采用两轴式变速器的轿车来说β的范围为21°~26°，初选β=22°。(4)齿宽b齿宽的选择要依照模数，b=Kcm，Kc表示齿宽系数。斜齿圆柱齿轮Kc的范围为6.0~8.5。取齿宽b=20mm。(5)齿顶高系数ℎ对国内车辆来说，很多零部件的数值已经默认一定的标准，也包括这个数据。通过国内该数值的资料标准可以了解到此数据应该为1.00。(6)高低挡齿轮齿数的分配齿数在分配时要避免齿数比出现整数，以此确保齿面的磨损均匀。=1\*GB3①确定低挡齿轮的齿数：由于低挡采用斜齿轮传动，所以齿数和为：Zℎ=取Zℎ=57i低=取z3=17，z4=2\*GB3②调整中心距：确定齿轮和Zℎ后，取整后使中心距发生了变化，此时需要A0=计算得中心距A=78mm=3\*GB3③调整螺旋角β修正螺旋角：cosβ=zℎ经计算取β=24.012°，中心距A的取值区间为60~80乘用车两轴式分动器β=20°~25°显然调整之后的中心距以及螺旋角都满足标准。低挡齿轮的参数由下表3-1所示。(7)选择高挡的齿数由于i高=z3z4=1.57，zℎ其中心距的校核以及变位与低挡齿轮一致。高挡齿轮参数如表3-2所示。表3-1低挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1齿数zz2当量齿数zz3分度圆直径/mmdd4齿顶高/mmℎℎ5齿根高/mmℎℎ6全齿高/mmℎ=ℎ=7齿顶圆直径/mmdd8齿根圆直径/mmdd9齿宽/mmb=b=10基圆直径/mmdd表3-2高挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1齿数zz2当量齿数zz3分度圆直径/mmdd4齿顶高/mmℎℎ5齿根高/mmℎℎ6全齿高/mmℎ=ℎ=7齿顶圆直径/mmdd8齿根圆直径/mmdd9初选齿宽/mmb=b=10基圆直径/mmdd3.1.2齿轮强度计算(1)齿轮弯曲强度计算斜齿轮弯曲应力：σω=式中——斜齿轮螺旋角（°）；——应力集中系数，在这里采用=1.50；Z——齿数；——法向模数（mm）；y——齿形系数；——齿宽系数；——重合度影响系数，=2.0。由齿形系数表可知下列齿轮的y值：低档齿轮1，y=0.132，经计算=342.25Mpa；低档齿轮2，y=0.158，经计算=121.52Mpa；高档齿轮3，y=0.156，经计算=144.79Mpa；高档齿轮4，y=0.139，经计算=229.62Mpa；在载荷数值和变速器的第一个轴上的最大转矩数值相等时，这时对于齿轮来说，许用应力的大小在180~350Mpa之间，全部的斜齿轮都符合σω＜[σω]，满足本次设计所需要的(2)轮齿接触应力计算σj=0.418FEb(在这个式子中：σj——轮齿的接触应力，MpaF——齿面上的法向力，F=F1cos——圆周力（N），F1=2TTg——计算载荷,N·mmd——节圆直径,mm；——节点处压力角；——齿轮螺旋角；E——齿轮所用材料的弹性模量；b——齿轮接触面的事实宽度,mm；ρz、ρb——直齿轮ρz将这些数据代入到式(3.6)，同时，计算载荷为施加在第一轴上的载荷/2时，可得：σσσσ故所有齿轮满足σj＜[σj3.1.3分动器齿轮的材料及热处理目前行业内变速器齿轮的材料一般的选择都是20CrMnTi，本次设计中的分动器齿轮在锻造之后其表面的硬度应当达到的大小要在57到65HRC之间，而其心部的硬度大小要保持在31到49HRC之间。3.2轴的设计及校核3.2.1轴的失效形式和设计准则当有异常的情况发生时，轴会丧失自身的功能从而致使部件不可以像平常那样工作，其中异常的情况大部分是强度不够和不正常的振动。所以我们更要严格地设计轴，从而使这些原因给轴带来一定的损耗，例如选择适合轴的材料和它的结构，还要演算初步设计完成轴的强度，保证设计完成的轴的质量适合此次设计的标准。3.2.2轴的设计(1)输入轴直径初选与校核对于车辆来说，轴所用材料的选取是极为考究的，耐用的材料可以确保部件稳定的运转。在行业内，制造商们通常用碳钢来制作轴，而45钢又是绝大多数制造商的首选，从动轴也选择45钢，查阅资料知τT=25～45MPa转动零件经机器加工之后，其形状都是对称的，形状对称带来的好处很明显，就是运转时的弯矩所带来的影响极小，在这里轴的强度依照转矩来计算。输入轴花键部分直径可按公式：dmin≥K3Temax在这里的式子中K——经验系数，K取4.0～4.6之间;T——发动机最大转矩，N·m;把数值代入进行计算，结果得dmin≥26.65mm，取dmin=29mm这里取的值dmin=29mm(2)输出轴的设计在得出中心距时，第二轴的中部直径约为0.43A，记为d，此时输出轴的最大直径d和支承距离L的比值如下列所示：d3.2.3轴的校核在这计算每个挡位下的齿轮切合时的圆周力Ft、径向力Fr及轴向力&Ft=2在这个式子中d——齿轮的节圆直径，mm；α——节圆处压力角；β——螺旋角；Temax——低挡i低=2.479α=200β=24.0120&高挡i高=1.57α=200β=24.012&(1)轴的强度计算当轴的转矩跟弯矩同时作用，此时的轴应力σ(MPa)为：σ=MWw=32MM=Mc2+M在这个式子中：Tj——计算转矩，N·mmd——轴断面位置的直径，mm；Ww——弯曲截面系数，mMc——在计算断面处轴的垂向弯矩，N·mm——轴在断面位置的水平弯矩，N·mm；[σ]——许用应力，在进行低挡时的取值是[σ]=400Mpa第一轴低档工作时强度校核：求H面内支反力FHA、FHC和弯矩&其中a=62.36mmb=120.1mm代入计算得：&求V面内支反力FVA、FVC和弯矩&带入数值得：&另：M=M=391.9=463.96N∙mσ=32Mπ(2)轴的刚度计算刚度对于轴来说也是很关键的一个属性，在零件制造加工时，刚度必须满足标准要求，轴在受力时的变形程度必须在可接受范围之内。轴产生的挠度以及转角对于轴刚度的影响如下图3-1所示。图3-1轴的刚度轴的挠度和转角：ffs=F2a2式中E——弹性模量（Mpa）,E=2.1×105MpaI——惯性矩（mm）L——支座间距离（mm）F1——齿宽平面上的径向力（N）F2——齿宽平面上的圆周力（N）代入上面的数据运算得出的结果满足fc<[fc]，fs<[(3)输出轴的校核由于输出轴在工作中所受的弯矩可以不计，这里我们不妨只计算扭矩存在时的情况。轴的扭转切应力如下：τ=TWT=在这个式子中τ——轴的扭切应力，MPa；T——转矩，N·mm；WT——抗扭截面系数，mm3P——传递的功率，Kw；n——轴的转速，r/min；d——轴的直径，mm。把上面的数据代到式(3.12)中经运算得出：τ=39.86Mpa45号钢标准的许用扭切应力范围大小为[τ]=30~40MPa，即τ<[τ]满足强度标准。3.3轴承的选用及校核3.3.1变速器轴承形式的选择正是因为车辆的变速器需要有着安稳快速的工作优点，所以为了达到此次设计的标准，这里应当对轴承的要求也相应的提高，本次设计采用滚动轴承，不仅因为它可以让变速器运转更高效，还因为它便于制造商生产。3.3.2轴承的校核(1)输入轴轴承30206查《机械设计手册》可知：Cr=43.2KN，C0r=50.5KN，圆锥滚子轴承受力如图3-2。图3-2轴承受力图&当量动载荷：P=fp(xFr代入得：P1=12328.8N；轴承寿命用小时表示比较方便：Lℎ=106式中Lℎ——基本额定寿命，hft——温度系数，温度达到100℃时，取ftfp——载荷系数，在小冲击时取fp=1.0~1.2；在中等冲击C——基本额定动载荷，N；P——动载荷，N；ε——寿命指数，一般来说，球轴承ε=3，而滚子轴承ε=；n——轴的转速，r/min。取ft=1，fp=1.7，n=4500r/min，ε=103Lℎ平均车速Vam≈0.6km/ℎ，V行驶至大修前的总行驶里程S=L求出的数据大于三十万千米，达到国内汽车的设计要求。(2)输出轴轴承30207查《机械设计手册》可知：Cr=54.2KNC0r因为e=0.37，故Fa1Fr1Fa2Fr2由公式(3.13)得：P1=11050.6N，取ft=1,fp=1.1，n=4500i2=3.41×103r/min4分动器其他零件的设计及参数的确定4.1同步器的选择本次设计的要求之一就是为了保证车辆换挡迅捷平稳，为了达到这个标准，两个挡位都要选用同步器。而对于本次设计的车型来说，制造商们最常选择的为锁环式同步器，这里也沿用此选择。4.1.1锁环式同步器的结构其结构有最主要的结合套、锁环等，锁环式同步器由于布局限制导致转矩不高，但它结构紧凑、运转稳定，因此多用于轿车。锁环同步器的实际上的组成如图4-1。图4-1锁环式同步器实物4.1.2锁环式同步器参数的选择同步器之所以能保持良好的位置，就是因为分度尺寸以及接近尺寸b这两个关键要素，因为接近尺寸不能取零，在这里就取b=0.2~0.3mm，而接合齿齿距的四分之一就是a的值。滑块在锁环的裂口中的转动距离和滑块宽度和缺口宽度尺寸之间的关系表示为：E=d+2c(4.1)滑块转动距离跟接合齿齿距之间的联系如下：c≈R1t4式中R1——锁环裂口的R2——滑块跟锁环裂口两者端面之间的缝隙叫做滑块端隙，记作δ1，锁环跟啮合套两者端面之间的缝隙记作δ2，为了确保＞0，应当令δ2＞δ1，一般取锁环跟结合齿两者的端面之间应当保留足够的缝隙δ3，它又叫做后备行程。保留此空间是因为随着锁环摩擦锥面的损耗，锁环会往齿轮一侧偏移，从而导致后备行程渐渐变小，为了保证同步器的使用寿命短，这里要选择合理的数值取δ3=1.1~1处于空挡时，锁环锥面的轴向间隙的范围要在0.15~0.45mm之间。4.2主要参数的确定4.2.1同步环的主要尺寸(1)同步环锥面上的螺纹槽制造商一般设置的排油槽的个数在8到14个之间，槽宽取值大小为2.5~3.5mm。(2)锥面半锥角α锥面半锥角变小时摩擦力矩会随着变大，但是α如果过小就会令锥面产生自锁的现象，为了预防这个情况的发生，要确保tanα≥f。α的范围一般在6°~8°。而α=7°时就(3)锥面工作长度b设计时可由下式计算确定：b=Mm在这个式子中：p——摩擦面的许用压力，范围取值为1.0~1.5MPa；Mm——摩擦力矩；f——摩擦因数；R——摩擦锥面的平均半径。(4)同步环径向厚度同步环的径向厚度主要变速器中心距及零件结构上的制约，在保证强度的同时厚度不宜过大。为了提高零件的疲劳寿命，本次设计应当选取在表面覆盖了厚度为0.07~0.12mm钼的锰黄铜作为材料，这样可以令环的工作寿命提高至两到三倍。4.2.2锁止角为确保换挡平顺快速无误的进行，锁止角的选择至关重要，在这个设计中，挑选的锁止角区间范围是26°~42°。4.2.3同步时间同步器在运转时所连接的两端达到同步的时间越长越不利。因此这里采取的时间分别为：高挡0.15~0.30s，低挡区间为0.50~0.80s。4.3分动器壳体要选择小体积、质量轻、一定的刚度的分动器箱体，这样确保轴和轴承可以正常的工作。其次要使分动器横向断面可以容下齿轮，再次在设计时还要让侧面内壁跟工作时的齿轮的齿顶部分始终维持至少6mm的间距，否则液阻变大会导致温度过高、出现异响。最后还要让齿轮的齿顶部分跟外壳底部始终维持至少16mm的间距。另外，设计时还要考虑到给分动器注、放油的过程，在其外壳上应当设置有注、放油孔。设置注油孔时为了便于探查油面高度，注油孔的高度与润滑油所处位置的高度保持一致。而放油孔自然而然设置在最底部。考虑到维持分动器内大气压强的因素，这里选择在顶部留一个通气塞。要想达到质量轻的效果，壳体的材料这里选择压铸铝合金，其壁厚考虑4mm左右。当使用铸铁壳体的时候，壁厚考虑取5mm左右。5结论分动器与汽车的性能表现息息相关，它的结构对车辆的动力、能耗以及传动效率等方面都有着直接影响。本次设计完成的目标如下列所示：1、分动器总体方案的设计。2、分动器挡数的确定。3、分动器中心距的确定。4、主要零部件的设计及校核。5、同步器的分析、选用及设计。本次分动器设计选择了同步器换挡的形式，这样的做法显著优化了换挡体验，实现了快速换