某四轮驱动越野车分动器的设计【三维PROE】.zip

某四轮驱动越野车分动器的设计1第 1 章 绪 论写论文时自己加。第 2 章 分动器设计的总体方案2.1 分动器结构方案的选择2.1.1 传动机构布置方案分析分动器的结构形式是多种多样的，分为固定轴式分动器中的两轴式和中间轴式应用广泛，其中，两轴式多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 按照设计要求，本设计中采用固定轴式两轴式分动器。2.1.2 零部件结构方案分析写论文时自己加。结构方案简图如图 2.1 所示。齿轮 1 为输入轴低挡齿轮，齿轮 2 为输出轴低挡齿轮，齿轮 3 为输出轴高挡齿轮，齿轮 4 为输入轴高挡齿轮。输入轴和输出轴两端均采用圆锥滚子轴承固定，同步器放置在输出轴上，前桥输出轴和第二轴通过啮合套实现连接和断开，进而实现分时四驱的目的。图 2.1 结构方案简图某四轮驱动越野车分动器的设计22.2 设计依据本次选定的哈弗 H5 四轮驱动越野车，其基本性能参数如表 2.1。表 2.1 分动器设计参数项 目参 数最高时速180km/h轮胎型号235/65 R18发动机型号4G63S4T最大扭矩250Nm最大扭矩转速4800rpm最大功率140Kw最大功率转速5200rpm最低稳定车速5Km/h最低稳定转速800r/min汽车整备质量1860kg汽车满载质量2700kg2.2.1 分动器基本参数的确定2.2.1 挡数的确定 为了增强汽车在不好道路的驱动力，目前，四驱车一般用 2 个档位的分动器，分为高档和低档.本设计也采用 2 个档位。2.2.2 传动比的确定1.确定主减速器传动比滚动阻力系数与径向载荷有一定关系， 载荷增加使轮胎变形增加， 加大迟滞损失，因而滚动阻力系数也增加，但影响很小。对滚动阻力系数影响最大的是路面的类型、表面状态和力学物理性质等。滚动阻力系数由试验确定。轿车轮胎的滚动阻力系数可用下式来估算 f=0f+1f(ua/100)+4f(ua/100)4 （2.1）式中，取0f=0.015，1f=0.028，4f=0.0015代入公式（2.1）得，滚动阻力系数f=0.036车轮半径为：2/Fdrr（2.2）式中 d车轮自由半径 d =1825.4+2350.652=762.7mmF计算常数，子午线轮胎 F =3.05由公式（2.2）求出车轮自由半径为381.4rr mm根据：某四轮驱动越野车分动器的设计3 maxmax00.377ragn ruii （2.3）式中 maxau最高车速，180km/h； n 发动机最大功率下的转速，5200r/min； maxgi变速器最高挡传动比，1.0； 0i变速器主减速比。由公式（2.3）得：0i4.152.确定分动器传动比汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：maxmaxmax01max)sincos(mgfmgri iTrTe （2.4）则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为： TeriTrmgi0maxmax1 （2.5）式中 m汽车总质量，1860kg；g重力加速度，9.8N kg；max道路最大阻力系数，为一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数f 和最大爬坡度0030i ，所以max为 0.336；rr驱动车轮滚动半径，381.4mm；maxeT发动机最大转矩，250Nm；0i主减速比，4.15；T汽车传动系的传动效率，选为 0.98。由公式（2.5）得：13.04i ；根据驱动车轮与路面的附着条件 210maxGriiTrTe （2.6）求得变速器一挡传动比为： TeriTrGi0max21 （2.7）式中 2G汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占 50%55%，故取2G=55%mg；某四轮驱动越野车分动器的设计4 道路的附着系数，计算时取=0.50.6，故选为 0.5；rr，maxeT，0i，T见式（2.5）下说明。由公式（2.7）得：13.42i ；最终取13.2i 。min1min00.377ranrivii低 （2.8）式中 i低分动器抵挡传动比；minn发动机最低稳定转速，800 r/min；minav汽车的最低稳定车速，5 km/h。经计算得：i低=1.73i1.731.32i低高2.2.3 分动器中心距的确定对于分动器中心距的确定可参考变速器中心距的计算方法，初选中心距时，可根据下述经验公式计算：3maxgeAiTKA低 （2.9）式中 AK中心距系数，乘用车：AK=8.99.3；maxeT发动机最大转矩，250 Nm；i低分动器低挡传动比，1.73； g变速器传动效率，取 98%。由公式（2.9）得：A69.8mm 取 A=70mm某四轮驱动越野车分动器的设计5第 3 章 主要零部件的设计及计算3.1 齿轮的设计及校核3.1.1 齿轮参数确定及高低挡齿轮齿数分配1.模数 m 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、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在1.814.0t 的货车为 2.03.5mm，取 m=2.5mm。2.压力角国家规定的标准压力角为20，所以分动器齿轮普遍采用的压力角为20。3.螺旋角选取斜齿轮的螺旋角， 应该注意它对齿轮工作噪声、 轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。分动器齿轮的螺旋角的选择可参考轿车变速器齿轮螺旋角的选择，轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。乘用车两轴式变速器020025 初选0224.齿宽 b齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b，cbK m，其中cK为齿宽系数。常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮cK=6.08.5。故选分动器齿轮齿宽 b=20mm。5.齿顶高系数 ha* 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减少，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中作用到齿顶上， 所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数为 1.00。6.高低挡齿轮齿数的分配分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。(1)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：某四轮驱动越野车分动器的设计62 coshnAZm （3.1）取hZ=52211.73ziz低 （3.2）取1z =19 2z=331）对中心距进行修正 因为计算齿轮和hZ后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ重新计算中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。修正中心距：120()2cosnm zzA （3.3）经计算取中心距 A=70mm2）对螺旋角进行修正修正螺旋角：02cosAmznh （3.4）经计算取21.79乘用车两轴式分动器中心距 A 的取值范围为 6080乘用车两轴式分动器020025 所以修正后的中心距和螺旋角都符合要求。低挡齿轮参数如表 3.1 所示。（2）确定高挡的齿数由于i高=43zz1.32，hz=52 故取3z30，4z22高档齿轮中心距的校核及变位同低档齿轮相同。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119z 233z 2当量齿数11323.73cosvzz22341.22cosvzz某四轮驱动越野车分动器的设计73分度圆直径/mm1151.15cosnm zd2288.85cosnm zd4齿顶高/mm5 . 2*1nanamhh5 . 2*2nanamhh5齿根高/mm125. 3)(*1nnanfmChh125.3)(*2nnanfmChh6全齿高/mm625. 511fahhh625.522fahhh7齿顶圆直径/mm111256.15aaddh222293.85aaddh8齿根圆直径/mm111244.9ffddh222282.6ffddh9齿宽/mm20mKbc20mKbc10基圆直径/mm1147.5bdmz2282.5bdmz表 3.2 高挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1齿数330z 422z 2当量齿数33337.47cosvzz44327.48cosvzz3分度圆直径/mm3380.77cosnm zd4459.23cosnm zd4齿顶高/mm5 . 2*3nanamhh5 . 2*4nanamhh5齿根高/mm125. 3)(*3nnanfmChh125. 3)(*4nnanfmChh6全齿高/mm625. 533fahhh625. 533fahhh7齿顶圆直径/mm333285.77aaddh444264.23aaddh8齿根圆直径/mm333274.52ffddh444252.98ffddh9初选齿宽/mm20mKbc20mKbc10基圆直径/mm3375bdmz4455bdmz3.1.2 轮齿强度计算 1.轮齿弯曲强度计算斜齿轮弯曲应力: 32cosgncTKZm yK K （3.5）式中 gT计算载荷（Nmm） ； 斜齿轮螺旋角（）； K应力集中系数，可近似取K=1.50；某四轮驱动越野车分动器的设计8 Z齿数； nm法向模数（mm） ； y齿形系数，可按当量齿数在图中查得； cK齿宽系数； K重合度影响系数，K=2.0。低档齿轮 1，查齿形系数图得 y=0.132，代入得=342.25Mpa；低档齿轮 2，查齿形系数图得 y=0.158，代入得=121.52Mpa；高档齿轮 3，查齿形系数图得 y=0.156，代入得=144.79Mpa；高档齿轮 4，查齿形系数图得 y=0.140，代入得=238.51Mpa； 当计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxTe时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350Mpa 范围，所有斜齿轮满足，故弯曲强度足够。2.轮齿接触应力计算110.418()jzbFEb （3.6）式中 j轮齿的接触应力,Mpa；F齿面上的法向力， 1coscosFF,N；1F圆周力（N） ，12gTFd；gT计算载荷,Nmm；d节圆直径,mm；节点处压力角；齿轮螺旋角；E齿轮材料的弹性模量，合金钢取 E=2.1510Mpa；b齿轮接触的实际宽度,mm；z、b主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮sin,sinzzbbrr ，斜齿轮22sinsin,coscosbzzbrr；zr、br为主、从动齿轮的节圆半径（mm） 。将上述有关参数代入式（3.6） ，并将作用在变速器第一轴上的载荷maxTe/2 作为计算载荷时，得出：Mpaj35.18961 Mpaj27.12362 Mpaj32.12583 Mpaj91.15294故所有齿轮满足jj，接触强度足够。某四轮驱动越野车分动器的设计93.1.3 分动器齿轮的材料及热处理国内汽车变速器齿轮材料主要采用 20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为 5863HRC，心部硬度为 3348HRC。淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定 ； 消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求。故本设计中齿轮材料主要采用 20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为5863HRC，心部硬度为 3348HRC。3.2 轴的设计及校核3.2.1 轴的失效形式及设计准则写论文时自己加。3.2.2 轴的设计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