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变速器
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变速器设计资料,变速器,设计,资料
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中文摘要 商用车作为汽车家族的主要成员， 在现代交通运输中发挥着不可替代的作用。近年来，以其前所未有的发展势头，成为客运、货运用车的主力军。轻型客车作为一种常用商用车型，为我们的日常生活带来了许多方便。 变速器是汽车传动系统中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。 本文主要说明了轻型客车变速器的设计计算过程,主要分为两大部分设计部分和工艺部分。 设计部分叙述了轻型汽车手动机械变速器的功用、要求，比对了变速器各种结构方案，说明了变速器主要参数的确定方法、齿轮的几何计算和校核过程、轴的尺寸确定和校核过程、轴承等标准零件的选用方法和同步器的选用方法。同时分析设计了与之相适应的操纵机构，最后给变速器壳体的设计方案图纸。计算过程采用 MATLAB 编程来进行，主要包括齿轮强度校核程序，轴的强度校核程序和轴的刚度校核程序。主要电算程序和计算结果将另附一册进行详细说明。 机械加工工艺是实现产品设计，组织生产，加工操作，保证产品质量的重要依据技术保证。本文的工艺部分主要对典型零件的工艺过程进行了分析，包括轴类零件、齿轮类零件、壳体类零件、叉类零件及其他类零件，并选取有代表性的零件，确定了各类零件的材料，制定了工艺过程卡片。另外，对装配过程也给出了详细的说明。 关键词 手动变速器 齿轮 轴 同步器 壳体 工艺 MATLAB Title The transmission design for the light-duty coach Abstract As a main kind of modern automotive vehicle, the commercial vehicle is playing an important role in transportation which can not be placed by others nowadays. In resent years, the commercial vehicle is widely used for freight and passenger transportation. As a common type of commercial car, the light- duty coach makes our living more convenient. The transmission is a key component in the driveline of an automotive vehicle. This paper, which mainly consists of two partsthe part design and the machining, introduces how the manual transmission for light- duty coach is designed and produced. The first part introduces the function of the transmission and the demand. By comparing some kinds of alinements, the paper made an optimization. The paper also introduces how to choose the main parameters of transmission, the gears, the shafts, the synchronizers etc. The paper gives some MATLAB programs to check the gears and shafts in order to ensure that transmission is safe enough when it is working. The main program of the calculation and the result will be explained in details in another appendix. What is more, a brief introduction to the design of shift mechanics and the drawings is given. The second part introduces the processing of machining. Machining is an important guarantee and proof for succeed of product design, manufacturing, processing operation and high quality. This part mainly analyzes the machining processing of typical components, such as shafts, gears, shells, picks and so on. It also takes some of the typical components as examples to show how to make a choice of the materials for varies of components and makes the flowchart for the processing. Finally, the assembly process will be explained in details. Keywords Manual transmission Gear Shaft Synchronizer Housing Machining MATLAB 目录 1 绪论 .1 1.1 毕业设计任务及要求 .1 1.2 变速器的功用和设计要求. 1 2 变速器结构方案的选择 .3 2.1 两轴式变速器和中间轴式变速器. 3 2.2 齿轮的安排. 4 2.3 换挡结构形式. 6 2.4 倒挡的结构方案及倒挡的位置. 8 3 变速器主要参数的选择 .10 3.1 变速器挡数及各挡传动比.10 3.2 中心距 A.10 3.3 外形尺寸.11 4 变速器齿轮参数的确定 .12 4.1 模数.12 4.2 压力角.12 4.3 螺旋角.12 4.4 齿宽.13 4.5 各挡齿轮齿数的分配.13 5 同步器的设计计算 .18 6 变速器结构元件 .21 6.1 齿轮.21 6.2 轴及相关零件.21 6.3 变速器壳体 .23 7 零件的校核 .24 7.1 齿轮的校核 .24 7.2 轴的校核 .26 8 变速器操纵机构 .30 9 工艺分析 .31 9.1 壳体加工工艺.31 9.2 拨叉加工工艺.31 9.3 齿轮加工工艺.32 9.4 轴的加工工艺.33 9.5 工序尺寸链计算.34 9.6 变速器总成的装配.36 9.7 装配尺寸链计算.36 10 英文翻译 .39 致 谢 .51 参 考 文 献 .52 附 录 .530 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 1 页 共 50 页 1 绪论绪论 1.1 毕业设计任务及要求毕业设计任务及要求 题题 目目：轻型客车变速器设计 设计参数设计参数： 发动机最大转矩：94/3000N mrpm ； 发动机最大功率：51/6000kWrpm ； 最高车速：120/km h ； 主减速器速比：5.125 ； 各挡速比：123453.652,1.948,1.424,1.000,0.795,0.346.Riiiiii= 课题内容课题内容： 完成变速器的选型、设计计算并绘制相关图纸。 1.2 变速器的功用和设计要求变速器的功用和设计要求 现代汽车广泛采用往复活塞式内燃机作为动力装置，它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器。既可以使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。 此外，汽车的使用条件颇为复杂，如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速挡；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速挡。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器挡位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 2 页 共 50 页 汽车在某些情况下，需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器内设有倒挡。此外，变速器还没有空挡，可中断动力传递，以满足汽车暂时停驶和对发动机检查调整的需要。对变速器的要求，除一般便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点： 1) 保证汽车必要的动力性和经济性。 2) 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3) 设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4) 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5) 换挡迅速、省力、方便。 6) 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7) 变速器应当有高的工作效率。 8) 变速器的工作噪声低。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 3 页 共 50 页 2 变速器结构方案的选择变速器结构方案的选择 目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、创造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。 各种结构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随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。 机械式变速器因具有结构简单、传功效率高、制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。本设计采用的结构方案如图 2-1 所示，下文将对其进行具体说明。 图 2-1 变速器结构方案图 2.1 两轴式变速器和中间轴式变速器两轴式变速器和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用中间轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下几方面，本次轻型客车变速器的设计中选择三轴式变速器。 1、变速器的径向尺寸 1 2 4 3 5 6 7 8 10 9 12 11 13 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 4 页 共 50 页 两轴式变速器的前进挡均由一对齿轮传递动力，当需要大的传动比时，需将主动齿轮做得小些，而将从动轮做得很大，因此两轴的中心距和变速器完的相关尺寸也必然增大。受结构限制，两轴式变速器的一挡传动比不可能设计得很大。 而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力。在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。在中心距不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比。 2变速器的效率 两轴式变速器，虽然可以有等于 1 的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。 而三轴式变速器，第二轴的前端经轴承在第一轴孔内，且保持两轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡，使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到 90%以上，噪声低、齿轮和的磨损减少。然而，在除直接挡以外的其它挡住工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。 3变速器的寿命 两轴式变速器的低挡齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此小齿轮的寿命，比大齿轮的寿命短。 三轴式变速器各前进挡(除直接挡)，均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用直接挡工作时，因第一轴与第二轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传通动力，故不影响齿轮寿命。因为直接挡的利用率要高于其他挡位,因而提高了变速器的使用寿命。 2.2 齿轮的安排齿轮的安排 各齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各挡位置的安排，考虑到以下四个方面的要求： 1、整车总布置 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 5 页 共 50 页 根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速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 有人认为人们习惯于按挡位的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换挡，但是也有人认为应该将常用挡放在中间位置而将不常用的低挡放在两边。 值得注意的是倒挡，虽然它是平常换挡序列之外的一个特殊挡位，但它却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒挡最好不与序列结合。否则，从安全考虑，按倒挡与一挡放在一起较好。在五挡变速器中，倒挡与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆；后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。 本设计中采用如图 2-1 所示的方案：倒挡与序列结合，并与五挡放在一起。 3提高平均传动效率 为提高平均传动效率，采用具有直接挡的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的挡位设计成直按挡。 4改善齿轮受载状况 各挡位齿轮在变速器中的位置安排，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地方，以减小铀的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速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。 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在我靠近轴的支承处以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多；然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。 本设计中采用了中间支承这种结构形式，将挡和倒挡分别布置在中间支承板两侧。这种方案不仅可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声，而且 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 6 页 共 50 页 可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。 2.3 换挡结构形式换挡结构形式 目前汽车上的机械式变速器采用的换挡结构形式有三种： 1滑动齿轮换挡 通常是采用滑动直齿轮进行换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大。所以这种换挡方式，一般仅用在一挡和倒挡上。采用滑动斜齿轮换挡，虽有工作平稳、承裁能力大、噪声小的优点，但它的换挡仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进挡采用滑动齿轮换挡的已甚为少见。 2啮合套换挡 用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的接合齿，用来与啮合套相啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换挡时，冲击力集中在 12 个轮齿上的缺陷。因为在换挡时，由啮合套以及相啮合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。 它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸， 未能彻底消陈齿轮端面所受到的冲击。 本设计中倒挡采用这种换挡方式。 3同步器换挡 现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿在换挡时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换挡时间等优点，从而改善了汽车的加速性、经济性和山区行驶的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已解决。比如在其工作表面上镀一层金属，不仅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系数。 本设计中前进挡采用锁环式同步器挡换方式，其结构如图 2-2 所示。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 7 页 共 50 页 图 2-2 锁环式同步器 1-第一轴 2、13-滚针轴承 3-四挡结合齿圈 4、9-锁环 5-滑块 6-定位销 7-结合套 8-三挡结合齿圈 10-第二轴三挡齿轮 11-衬套 12、18、19-卡环 14-第二轴 15-花键毂 16-弹簧 17-中间轴三挡齿轮 20-挡圈 此外，自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，在结构上也采取相应的措施。本设计中将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（倾斜 2） ，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图 2-3所示。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 8 页 共 50 页 图 2-3 防止自动脱挡的结构措施 2.4 倒挡的结构方案及倒挡的位置倒挡的结构方案及倒挡的位置 倒挡齿轮的结构及倒挡轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下作，并使倒挡传动比略有增加。在轻型汽车中，通常只采用一个倒挡齿轮，结构较简单。为了使结构更加紧凑，本设计中采用前一种结构方案,如图 2-4 所示。 图 2-4 倒挡布置方案 因倒挡传动比较大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 9 页 共 50 页 噪声增加。为此，把倒挡布置在靠近轴的中间支承的位置，便改善上述不良状况。此外，结构布置上，倒挡齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒挡时能顺利换人倒挡，而不和其他齿轮发生干涉。倒挡齿轮安排在变速器的左侧或右侧，在结构上均能现，但关系到操纵杆拨动的方向和倒挡轴的受力状况。挂倒挡时，操纵杆向左侧(由变速器后部向前看)拨动，比较符合习惯要求。但此时倒挡齿轮需安置右侧，这使倒挡轴的轴承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧拨动，虽不符合使用习惯，但可以减轻倒挡轴的负荷。 a b 图 2- 2 倒挡轴位置与受力分析 为防止意外挂入倒挡，设置倒挡锁，在挂倒挡时需克服倒挡锁弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 10 页 共 50 页 3 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 3.1 变速器挡数及各挡传动比变速器挡数及各挡传动比 汽车的动力性和经济性指标与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比密切相关。挡数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作，而且使发动机转速变化范围小，发动机平均功率高，故可提高汽车的动力性，即提高汽车的加速能力和爬坡能力。挡数多，也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，因而提高了汽车的燃料经济性。挡数多少还影响相邻的低挡与高挡间传动比的比值。挡数多，则此比值小，换挡容易。挡数多的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操纵不轻便等。 不同类型汽车的变速器挡数也不相同。目前轿车一般用 45 个挡位的变速器，级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡或多挡。装载质量在 23.5t 的货车采用 5 挡变速器， 装载质量在 48t 的货车采用 6 挡变速器。多挡受速器多用于重型货车和越野汽车。 根据本次毕业设计的要求，采用五挡变速方案。各挡传动比如下： 123453.652,1.948,1.424,1.000,0.795,0.346.Riiiiii= 3.2 中心距中心距 A 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距 A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，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。变速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。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。 乘用车变速器的中心距在 6580 范围内变化，原则上总质量小的汽车，变速器中心距也小些。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 11 页 共 50 页 根据经验公式：3max 1AegAKTi= 式中， A 为变速器中心距(mm)；AK 为中心距系数、 乘用车：=8.99.6AK；maxeT为发动机最大转矩(N m)；1i 为变速器一挡传动比；g 为变速器传动效率， 取 96%。可确定中心距： 3(8.9 9.6)94 3.652 0.96(61.5 66.3)Ammmm= 为检测方便，圆整中心距取 A65 . 3.3 外形尺寸外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。乘用车五挡变速器壳体的轴向尺寸为(3.43.7)A，即 220240mm。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 12 页 共 50 页 4 变速器齿轮参数的确定变速器齿轮参数的确定 4.1 模数的选取模数的选取 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具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，故高档和低档齿轮的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点考虑，同一变速器中齿轮模数种类不应过多。现代汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档及倒档齿轮用另一种模数，其它各档齿轮模数在二者之间。 根据国家标准 GB135778 的规定，选取各齿轮副模数如下： 常啮合齿轮：=2.75mmnm； 一挡：=3mmnm； 二挡：=3mmnm； 三挡：=2.75mmnm； 五挡：=2.5mmnm； 倒挡：=3mmm. 同步器采用渐开线齿形，同一变速器中的接合齿数相同，取1mmm =. 4.2 压力角压力角 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，应选用大些的压力角。 实际上， 因国家规定的标淮压力角为20o，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20o。 啮合套或同步器的接合齿压力角有20o、25o、30o等，但普遍采用30o压力角。 4.3 螺旋角螺旋角 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 13 页 共 50 页 关于螺旋角的方向，第一轴齿轮采用左旋，这样可使第一轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性挡圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此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。 4.4 齿宽齿宽 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=(4.57.5)m ,斜齿轮nb=(6.08.5)m 。 综合各个齿轮的情况，倒挡齿轮为直齿轮，齿宽选为 18mm;前进挡均为斜齿轮，齿宽选为 20mm。 4.5 各挡齿轮齿数的分配各挡齿轮齿数的分配 4.5.1 确定常啮合齿轮副齿数和一挡齿轮齿数 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。 先求齿数和， 1122cos2 65 cos2539.27333nAzzm+=o 取整得1239zz+= 根据经验数值， 第一轴一挡齿轮齿数在11517z =间选取。不妨通过下列关系对由这三个数值得出的参数进行比较。 表 4-1 1z 2z 7z 8z 1i 15 24 13 30 3.692 16 23 12 31 3.714 17 22 11 32 3.764 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 14 页 共 50 页 通过比较可以得出当1215,24zz=时，13.692i =，与设计要求13.652i =最接近。 下面以115z =为例对计算过程进行简要说明： 213925zz= 11364.5472cos2 cos25nmAmmmm=o 对中心距 A 进行修正，取 A=65 重新确定螺旋角，其精确值应为 112111()3 39coscos25.841922 65nmzzA+=o 下面根据方程组： 78711822cos2 65 cos25432.75153.6522.282524nAzzmzzizz+=o 确定常啮合点齿轮副齿数分别为7830,13.zz= 重新确定螺旋角，其精确值应为 11784()2.75 43coscos24.547722 65nm zzA+=o 4.5.2 确定其他各挡的齿数 1、二挡齿轮 84237131.9480.84430zzizz=， 根据，7442783tan30(1)(10.844)1.2865tan30 13zzzzz=+=+=+ 可以得出 12tan24.5477tan19.54581.2865=oo 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 15 页 共 50 页 2342cos2 65 cos19.5488413nAzzm+=o 于是可以解出 3419,22.zz= 重新确定螺旋角，其精确值应为 234112()3 41coscos19.355122 65nmzzA+=o 2、三挡齿轮 68257131.4240.61730zzizz=， 根据，7643785tan30(1)(10.617)1.1282tan30 13zzzzz=+=+=+ 可以得出 13tan24.5477tan22.03991.2865=oo 33562cos2 65 cos19.5488442.75nAzzm+=o 于是可以解出 5617,27.zz= 重新确定螺旋角 ，其精确值应为 356113()2.75 44coscos21.886122 65nmzzA+=o 3、五挡齿轮： 108297130.7950.344530zzizz=， 根据，71045789tan30(1)(10.3445)0.9380tan30 13zzzzz=+=+=+ 可以得出 15tan24.5477tan25.96191.2865=oo 559102cos2 65 cos25.9619472.5nAzzm+=o 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 16 页 共 50 页 于是可以解出 91035,12.zz= 重新确定螺旋角，其精确值应为 5910115()2.5 47coscos25.331722 65nmzzA+=o 齿轮的其他重要参数见表 4-1. 4.5.3 确定倒挡齿轮的齿数 倒挡齿轮选用短齿制直齿圆柱齿轮。 中间轴倒挡齿轮 11 和第二轴倒挡齿轮 131 齿顶圆之间应留有一定距离， 所以9112eeDDA+，参照一挡齿轮的齿数，选取中间轴倒挡齿轮 109 齿数1114z=。 根据给定传动比7138113.466Rzzizz=，可以求得1321z=。 下面来确倒挡中间齿轮的齿数。为了结构更加紧凑，箱体外形更为规则，将其齿数选为 19。 前进挡各挡位齿轮基本参数 表 4-2 挡位 CONSTANT 第一轴 中间轴 第二轴 中间轴 第二轴 中间轴 第二轴 中间轴 第二轴 中间轴 齿轮齿数 13 30 24 15 19 22 17 27 12 35 理想传动比 1 3.652 1.948 1.424 0.795 实际传动比 1 3.692 1.993 1.453 0.791 螺旋角 24.5602 25.8550 18.8975 21.4558 25.3445 法面模数() 2.75 3 3 2.75 2.5 法面齿顶高系数 1 1 1 1 0.8 法面顶隙系数 0.25 0.25 0.25 0.25 0.2 端面模数() 3.02 3.33 3.17 2.95 2.77 端面齿顶高系数() 0.91 0.90 0.95 0.93 0.72 端面顶隙系数 0.23 0.22 0.24 0.23 0.18 分度圆压力角 21.8101 22.0212 21.0420 21.3591 21.9363 分度圆直径() 39.3062 90.7067 80.0089 50.0055 60.2473 69.7601 50.2310 79.7787 33.1950 96.8188 基圆直径() 36.4927 84.2139 74.1718 46.3574 56.2299 65.1083 46.7810 74.2992 30.7917 89.8091 标准中心距() 65.0065 65.0072 65.0037 65.0048 65.0069 实际中心距() 65 65 65 65 65 中心距变动系数 -0.002134444 -0.002161053 -0.0012 -0.0016 -0.0025 最少齿数 12.7907 12.7907 12.3889 12.3889 14.3966 14.3966 13.7050 13.7050 9.5960 9.5960 齿顶高() 2.75 3 3 2.75 2.0 齿根高() 3.43 3.75 3.75 3.43 2.5 齿全高() 6.18 6.75 6.75 6.18 4.5 有效齿宽() 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 当量齿数 17.2782 39.8728 32.9328 20.5830 22.4359 25.9784 21.0873 33.4915 16.2568 47.4158 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 18 页 共 50 页 5 同步器的设计计算同步器的设计计算 1、摩擦因数 f 摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。同步环选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0.1。 摩擦因数 f 对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。 2、同步环主要尺寸的确定 下面对以三、四挡同步器的尺寸确定过程进行说明： (1)锥面半锥角 摩擦锥面半锥角 越小， 摩擦力矩越大。 但 过小则摩擦锥面将产自锁现象，避免自锁现象的条件是tanf ，于是可知5.7105 o。一般取6 8 =o，本设计中取7 =o，这样摩擦力矩较大，也很少出现咬住现象。 (2)摩擦锥面平均半径 R R 设计得越大，则摩擦力矩越大。往 R 往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及 R 取大以后还会影响同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将 R 取大些。根据结构和布置要求取平均半径 R25mm。 (3)锥面工作长度 b 缩短锥面工作长度 b，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 19 页 共 50 页 根据公式22mMbpfR=确定工作长度为 78mm. (4)同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对 f 的影响很大，f 随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。轻型汽车同步环尺寸宜选用图 5-1 所示的方案。 图 5-1 螺纹槽形式 螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。根据上述原则，设定轴向泄油槽为 12 个，槽宽 34mm。 (5)同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径样，同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，不易取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。乘用车同步环选用选用锰黄铜等材料通过精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。同步环基体的锥孔表面喷上厚 0.070.12mm 的钼制成。 3、锁止角 的确定 锁止角 选取得正确，可以保证只有省在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角 选取的因素主要有摩擦因数 f、摩擦锥钮面平均半径 R、锁止面平均半 r 径和锥面半锥角 ,它们的关系如为： 2tansinfRr 选取30 =o，经验算满足锁止条件。 4、装配间隙 同步器的各个零件装配成套后，零件彼此之间的装配间隙正确与否，对同步器能否正常工作十分有关。啮合套端面间隙应大于滑块端面间隙，即31(参看 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 20 页 共 50 页 图 5- 1)。否则换档时在尚未同步的时刻，会出现摩擦锥面尚未接触，还没有产生使同步齿环端面和啮合套齿端面错开成锁止位置的摩擦力矩，啮合套就可能通过同步环齿，导致不同步啮合和换档冲击的情况。取331,0.8mmmm=，这样在滑块贴紧同步环缺口的端面时，还可以保证啮合套与同步环之间有一定的工作间隙，这是在两锥面同步过程中所必须的。 考虑到同步环锥面的磨损，同步坏齿的端面和接合齿圈端面之间应保持一定的间隙2 (图 5- 2)，使同步环锥面的磨损在一定程度内不影响正常的同步作用和拨正效果。取21.5mm =。 图 5-2 装配间隙 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 21 页 共 50 页 6 变速器结构元件变速器结构元件 6.1 齿轮齿轮 变速器齿轮可以与轴设计为一体或者与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴联接。第一轴上的齿轮与轴制成一体制成齿轮轴；中间轴上除一挡齿轮外，均设计成与轴分开的形式，并以花键联接；第二轴上的全部齿轮均设计成与其分开的形式，通过滚针轴承联接。 变速器的轴选用与齿轮相同的材料制造。 6.2 轴及相关零件轴及相关零件 设计轴时主要考虑到以下几个问题：轴的直径和长度，轴的结构形状，轴的强度和刚度，轴上花键的形式和尺寸等。 6.2.1 轴的尺寸初选 1、轴的直径 在已经确定了中间轴式变速器中心距 A 后，第二轴和中间轴中部直径可以初步确定，0.450.45 6529.25dAmmmm=。在草图设计过程中，将最大直径初步确定为如下数值：第二轴 ：36dmm=，中间轴 ：30dmm=。 2、轴的长度 轴的长度对轴的刚度影响很大，在草图设计的过程中，轴的长度可以初步确定下来。为了满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。 第一轴的长度根据离开合器总成轴向尺寸确定。 第二轴和中间轴直径 d 和支承跨度 l 之间关系可按以下方法计算。 第二轴 ：/(0.18 0.21)(172 200)ldmm= 中间轴 ：/(0.16 0.18)(143188)ldmm= 6.2.2 轴的结构 轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定，并与工艺要求 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 22 页 共 50 页 有密切关系。 本设计的中间轴式变速器中，第一轴和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴承内径确定，公差选6k 。第一轴轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，便于装拆。 第二轴前轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，前轴颈上安装滚针轴承。第二轴安装同步器花键毂的花键采用渐开线花键。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，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。 第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸避免相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴拆断。轻型汽车变速器各档齿轮常用弹性挡圈轴向定位，弹位挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件表纪面有相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的。因此只在轻型变速器中采用。第二轴尾端螺纹不应淬硬。 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。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，与轴做成一体，成为中间齿轮轴，而其他挡位齿轮则通过花键与中间齿轮轴结合，以便齿轮损坏后更换。 6.2.3 花键的形式和尺寸 第一轴花键部分直径可按下式初选3maxedK T=，式中 K 为经验系数，4.0 4.6K =；maxeT为发动机最大转矩( N m)。 其他花键的形式和尺寸根据轴的结构和尺寸确定， 公差等级为 IT12。 具体参数见表 5-1. 表 5-1 序号 位置 形式 大径 （mm） 模数 （mm） 齿数 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 23 页 共 50 页 1 中间轴常啮合齿轮 30o渐开线花键 30 2 14 2 中间轴五挡齿轮 30o渐开线花键 25 1 24 3 中间轴三挡齿轮 30o渐开线花键 30 2 14 4 中间轴二挡齿轮 30o渐开线花键 30 2 14 5 中间轴倒挡齿轮 30o渐开线花键 24 1.5 15 6 一、二挡同步器 30o渐开线花键 32 2 15 7 三、四挡同步器 30o渐开线花键 19.5 1.5 12 8 五挡同步器 30o渐开线花键 30 2 14 6.2.4 轴承的选用 变速器的轴经轴承安装在壳体的轴承孔内，常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动袖套等。轴承的选取受到结构的限制，并随所承受载荷的特点不同而不同，在本设计中选用深沟球轴承将轴装于壳体上，轴承的直径根据变速器中心距确定，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。 6.3 变速器壳体变速器壳体 壳体采用左右对分式，为铝合金压铸件，要求较高的加工精度。 壳体壁厚取 4mm；壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有 58mm 的间隙；齿轮齿顶到变速器底部之间留有不小于 15mm 的间隙。 在壳体上设计有加强肋，一方面避免了在变速器壳壁上出现不利于吸收齿轮的振动和噪声的大平面，另一方面增强了壳体的刚度。 为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置设立在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔设计在壳体的最低处，放油螺塞采用永久磁性螺塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 24 页 共 50 页 7 零件的校核零件的校核 校核过程中，不考虑功率损失，取最大转矩4max9.4 10eTN mm=进行计算。 第一轴传递的转矩49.4 10ITN mm= 中间轴传递的转矩2.308.2.ITiTN mmN mm=45中常94 10170 10 第二轴传递的转矩IIT 当挂入一挡时 5111=3.692.3.471 10IITi TN mmN mm=494 10 当挂入二挡时 221=1.993.IITiTN mmN mm=459 4 101874 10 当挂入三挡时 331=.IITi TN mmN mm=451424 94 101339 10 当挂入四挡时 441=.IITiTN mmN mm=441000 94 1094 10 当挂入五挡时 551=.IITi TN mmN mm=440791 94 107436 10 当挂入倒挡时 1=.3.225IIRRTiTN mmN mm=453462 94 1010 7.1 齿轮的校核齿轮的校核 与其它机械行业比较，不问用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。因此，用比计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。 7.2.1 轮齿弯曲强度计算 1、直齿轮弯曲应力w 22gfwT K Km bzy= w 为弯曲应力(MPa )；gT 为计算载荷( N mm)；K为应力集中系数，可近似取1.65K=；fK 为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮1.1fK =，从动齿轮0.9fK =；b 为齿 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 25 页 共 50 页 宽(mm)：m为模数；z 为齿数； y 为齿形系数。 在本设计的齿轮传动结构中，只有倒挡采用渐开线圆柱直齿轮。下面对其进行计算，计算载荷gT 取作用到第一轴上的最大转矩maxeT。 中间轴倒挡齿轮为主动齿轮，弯曲应力为： 2222 94000 1.65 1.1406.053.14 318 14 0.118gfwT K KMPaMPam bzy= 惰轮弯曲应力为： 2222 94000 1.65 0.9240.723.14 318 19 0.12gfwT K KMPaMPam bzy= 第二轴倒挡齿轮弯曲应力为： 2222 94000 1.65 0.9193.593.14 318 21 0.135gfwT K KMPaMPam bzy= 此时，倒挡直齿轮许用应力在400 850MPa，故强度足够。 2、斜齿轮弯曲应力w 22cosgwnTKm bzyK= 式中，w 为弯曲应力(MPa )；gT 为计算载荷(N mm)； 为斜齿轮螺旋角(o)；K为应力集中系数，可近似取1.65K=；K为重合度影响系数，2.0K=；nm 为法向模数；z 为齿数； y 为齿形系数。 下面仅以常啮合传动齿轮为例说明计算过程，其他挡位齿轮强度通过程序进行计算。 计算载荷gT 取作用在第一轴上的最大转矩maxeT， 则第一轴常啮合齿轮的弯曲应力为： 222cos2 94000 cos24.56021.5176.033.14 2.7520 13 0.118 2gwnTKMPaMPam bzyK=o 中间轴常啮合齿轮的弯曲应力为： 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 26 页 共 50 页 222cos2 94000 cos24.56021.560.413.14 2.7520 30 0.149 2gwnTKMPaMPam bzyK=o 对乘用车常啮合齿轮许用应力在180 350MPa，由此可知强度足够。 7.2.2 轮齿接触强度计算 轮齿接触应力2110.418()coscosgjzbT Edb =+ 式中，j 为轮齿的接触应力(MPa )；gT 为计算载荷(N mm)； 为节点处压力角(o)； 为斜齿轮螺旋角(o)；d 为节圆直径(mm)；b 为齿轮接触的实际宽度(mm)；E 为齿轮材料的弹性模量(MPa )；z 、b 为主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮：sinzzr=、sinbbr=，斜齿轮：2sin/coszzr=、2sin/cosbbr=，zr 、br 为主、从动齿轮节圆半径(mm)。 下面仅以常啮合传动齿轮为例说明计算过程，其他挡位齿轮强度通过程序进行计算。 第一轴常啮合齿轮为主动齿轮，中间轴常啮合齿轮为从动轮，取作用在第一轴上的max/2eT为计算载荷gT 。 2110.418()coscosgjzbT Edb =+ 53394000 2.1 10tan20cos 24.5602cos 24.56020.4182 ()2.75 13 202.75 13 sin202.75 30 sin20MPa= +ooooo 556.52MPa= 齿轮接触许用应力范如下：倒挡1900 2000MPa ，前进挡1300 1400MPa。 7.2 轴的校核轴的校核 计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力，这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。不同挡位时，轴所受的力及支承反力是不同的， 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 27 页 共 50 页 须分别计算。齿轮上的作用力认为作用在有效齿面宽中点。轴承上支承反力作用点对于向心球轴承取宽度方向中点。求支承反力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。轴力分析图如下 图 6-1 变速器轴上作用力与反作用力图 支承反力计算 表 6-1 轴 支点 水平面内支承反力 垂直面内支承反力 C 12/()tCFbab=+ 122222()/()raCFbFDab= + 二 轴 D 12/()tDFaab=+ 122222()/()raDFbFDab= + E 001()ttFabFbEabc+=+ 11110100222()atraFDFa bF b FDEa b c+ =+ + 中 间 轴 F 101()ttFacFcFabc+=+ 11001011222()arraFDFa bFc FDFa b c+ =+ + B 11()()/tBC ecdF e ce=+ + 222()()/DraBF ecC e cdFe=+ + 一 轴 A 11()/tAC dcF ce=+ 222()/DraAF cC cdFe= + 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 28 页 共 50 页 图 6-2 变速器轴的变形产简图 a)轴在垂直内的变形 b)轴在水平面内的变形 下面以挂入三挡的情况为例对计算过程进行简要说明： 1、第二轴的校核 圆周力5322 cos2 1.339 10cos21.45585.331 10172.75tnTTFNNdzm=o 径向力33tan5.331 10tan20tan2.085 10coscos21.4558tnrttFFFNN=oo 轴向力33tan5.331 10tan21.45582.095 10atFFNN=o 1)轴的刚度验算 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 29 页 共 50 页 444343.14 207.854 106464dImmmm= 22322532.085 1065.5111.50.553133 2.1 107.854 10177rcF a bfmmmmEIL= 22322535.331 10 65.5111.50.135333 2.1 107.854 10177tsFa bfmmmmEIL= 222234530.55310.13530.1453()2.085 10111.5 65.5 (111.565.5)3.342 1033 2.1 107.854 10177asrfffmmmmF ab baradradEIL=+=+= 轴 在 垂 直 面 和 水 平 面 内 挠 度 的 允 许 值 为 0.05 0.10cfmm=，0.10 0.15sfmm=。齿轮在所在平面的转角不应超过0.002rad ,故刚度足够。 2)轴的强度验算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。 42095 65.5115.58.954 10177cMN mmN mm= 56053312085 65.52115.51.935 10177sMN mmN mm+= 222222333232895401935009400069.1313.14 20csnMMTMMPaMPaWd+= 400MPa ，强度足够。 2、中间轴和第一轴的校核 中间轴和第一轴的校核过程基本与第二轴相同，在此不再重复，将通过电算程序对其进行校核。 其他挡的计算过程如上，全部通过电算程序进行计算。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 30 页 共 50 页 8 变速器操纵机构变速器操纵机构 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选档和实现换挡或退到空挡。 变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入个挡位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。为实现上述要求，在变速器操纵机构中分别设置了互锁装置，自锁装置和倒挡锁。 本设计中的轻型客车选用直接操纵手动换挡变速器。变速器布置在驾驶员座椅附近，将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能。 换挡位置的安排主要考虑到了以下三点： (1)按换挡次序来排列； (2)将常用挡放在中间位置，其他挡放任两边；(3)为了避免误挂倒挡，将倒挡安放在最靠边的位置。换挡位置如图 7-1 所示。 图 7-1 挡位布置图 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 31 页 共 50 页 9 工艺分析工艺分析 9.1 壳体加工工艺壳体加工工艺 壳体零件在整个变速器总成中的作用，是保证其他零部件占据合理的正确位置，使之有一个协调的基础构件，其质量的优劣直接影响到轴和齿轮等零件互相位置的准确性及变速器总成使用的灵活性和寿命。 壳体选用铝合金材料通过压铸工艺制成，主要的加工表面为平面和轴承孔。 壳体的机械加工过程按照先面后孔的原则，最后加工螺纹孔。这样安排，可以首先把铸件毛坯的气孔、砂眼、裂纹等缺陷在加工平面时暴露出来以减少不必要的工时消耗。此外，以平面为定位基准加工内孔可以保证孔与平面、孔与孔之间的相对位置精度。螺纹预孔攻丝安排在后段工序加工。壳体的机械加工工艺过程基本上分三个阶段，即粗加工、半精加工和精加工阶段。 9.2 拨叉加工工艺拨叉加工工艺 拨叉是典型的叉标杆类零件。在工作过程中，叉爪部位产生摩擦，叉杆同时受到弯曲应力的作用。因此，拨叉结构形式、材质选择、热处理方式及硬度指标等，均以增强耐磨性和刚度为基点，以适应拨叉的工作条件。 拨叉的毛坯材料是 45 钢。采用模锻方法制造，其拔模斜度为7o，模锻成型后切边，并进行调质，调质硬度为 220260HV,并进行酸洗、喷丸处理。 拨叉的主要加工表面有：叉轴孔，拨叉爪两端面、叉爪对口面及定位销孔。 机械加工工艺过程：平面叉轴孔叉爪销孔叉爪部高频淬火。 由于拨叉刚性差，易产生弯曲变形，精基准选在叉轴孔的一个端面。用叉轴孔的一个端面作为精基准定位加工叉轴孔，实现设计基准和工艺基准重合，保证叉轴孔和端面的垂直度。为了提高精基准的加工精度，叉轴孔端面和叉轴孔在一次装夹中加工完毕。其它的轴向尺寸均以该端面作为基准平面。该平面可以限制一个移动自由度。后续各工序的加工用叉轴孔和端面定位，限制五个自由度。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 32 页 共 50 页 为了避免在加工中产生夹紧变形，根据夹紧力应垂直于主要定位基面，作用在刚度较大部位的原则，夹紧力作用点应在叉轴孔的另一端面上，不能作用在叉杆上。 一、二挡拨叉机械加工工艺过程卡 表8-1 工序号 工序名称 工 序 内 容 工艺装备 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 铸 热处理 划线 车 铣 铣 钻 划线 铣 铣 钻 检验 精密铸造，两件合铸 退火 划各端面线和孔的中心线 以外形及下端面定位，按线找正，专用夹具装夹工件。车0.15045R+mm 孔至图样要求，并车孔的两侧面，保证尺寸00.16mm 以0.15045R+mm 孔及上端面定位，装夹工件，铣 25mm 下端面，保证尺寸 12.5mm. 以0.15045R+mm 孔及下端面定位，装夹工件，铣 25mm 上端面，保证尺寸 25mm. 以0.15045R+mm 内孔及上端面定位，装夹要件，钻、扩、铰0.0050.02515+mm 孔，孔口倒角 145 划0.15045R+mm 中心线及切开线 以0.15045R+mm 内孔及上端面定位，装夹工件，切工件成单件，切口 2mm 以0.15045R+mm 内孔及上端面定位，0.0050.02515+mm 孔定向， 装夹工件，精铣0.15045R+mm 孔端面,距中心 2mm 偏移 以0.0050.02515+mm 孔及下端面定位，另一端孔倒角 145 检查零件各部尺寸及精度 C620 专用工装 X52K 组合夹具 X52K 组合夹具 Z5132A 组合夹具 X62W 组合夹具 X62W 组合夹具 Z5132A 组合夹具 9.3 齿轮加工工艺齿轮加工工艺 在汽车变速箱总成中，齿轮的使用寿命和噪声是衡量产品质量的关键项目。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 33 页 共 50 页 齿轮精度指标主要表现为运动精度、工作的平稳性、接触精度和齿侧间隙四个方面。 汽车行驶时，齿轮始终在重载荷、高速转动中工作。变速齿轮需要具有较高的齿面硬度和心部具有良好的韧性，以提高耐磨性和抗冲击性能。齿轮材料选用低碳合金结构钢，经渗碳淬火处理。毛坯通过模锻方法制造而成，这样可得到较好的纤维组织，提高了毛坯强度和材料利用率。模锻后，经正火、喷丸处理，可使金相组织均匀，从而能消除锻造应力，提高其切削性能。 齿轮加工分为齿坯和轮齿加工。齿坯的加工部位有轮缘、轮辐、轮毂和内孔。齿轮轮齿的加工部位有齿形及倒角，同时还要进行热处理，以提高承载能力和使用寿命。热处理后还要进行内孔、内孔端面的磨削加工和齿形的精整加工。 齿轮机械加工工艺过程分为齿坯加工、热处理前齿轮轮齿加工和热处理后精加工三个阶段。其加工路线为：齿坯加工(粗车、半精车、精车)齿形加工(滚齿、插齿、齿端倒角、剃齿)热处理内孔加工(磨内齿及端面)齿形精整加工(磨削齿形)强力喷丸磷化处理。 9.4 轴的加工工艺轴的加工工艺 变速器中的轴类零件有第一轴，第二轴，中间轴，倒挡轴和拨叉轴。因为轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等的安装和固定，所以加工过程中要严格遵守尺寸和精度要求。 第一轴，第二轴，中间轴毛坯由 20CrMnTi 锻造而成，锻件进行正火处理。机械加工工艺过程基本上分三个阶段，即粗加工、半精加工和精加工阶段。齿轮轴的齿轮最后加工。 中间轴机械加工工艺过程卡 表8-3 工序号 工序名称 工 序 内 容 工艺装备 1 2 下料 锻 棒料 50mm300mm 锻造尺寸分别为 30mm130mm,60mm28mm, 锯床 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 34 页 共 50 页 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 热处理 粗车 粗车 热处理 精车 精车 精车 磨 磨 铣 滚齿 钳 检验 30mm37mm,40mm150mm 正火处理 夹左端，车右端面，见平面即可。粗车右端各部，直径与长度均留加工余量 5mm 倒头装夹，车另一端面及余下外径各部，直径与长度均留精加工余量 5mm，保证部长 340mm 调质处理 28- 32HRC 夹一端，车端面，保证总长 335mm,钻顶尖孔 倒头装夹，车端面，保证总长尺寸 332mm,钻顶尖孔 倒头，以两中心孔定位装夹工件，精车余下各部尺寸，其直径方向留磨削余量 0.8mm,倒角 145 以两中心孔为定位孔装夹工件。粗、精磨各部及圆角至图样尺寸要求 倒头，以两中心孔为定位孔装夹工件。粗、精磨其余各部及圆角至图样尺寸要求 以两轴定位装夹工件。粗、精铣花键至尺寸要求和精度要求 以两轴定位装夹工件滚齿 去毛刺 检查零件各部尺寸及精度 C620 C620 C620 C620 C620 M1432 M1432 X53K Y3180 9.5 工序尺寸链计算工序尺寸链计算 当一次切削同时获得几个尺寸时，基准面最终一次加工只能直接保证一个设计尺寸，另外一些设计尺寸为间接尺寸。因此，宜选取精度要求较高的设计尺寸作为直接获得尺寸，精度要求不高的设计尺寸作为设计封闭环。 图 8-1 为中间轴小端工序尺寸示意图，安装轴承的00.01325mm轴颈，要在最后时行磨摩削加工，同时修磨轴肩保证轴承的轴向定位。当磨削轴肩以后，可得到三个尺寸：00.0815mm、00.155mm和00.2124mm。其中00.0815mm是直接测量控制达到的，而00.155mm和00.2124mm均为间接获得尺寸。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 35 页 共 50 页 图 8-1 中间轴小端工序尺寸图 封闭环000.155Lmm=,00.15Tmm=，,0.150.053av LmmTmm= 按平均公差确定工序尺寸公差，并压缩原设计尺寸公差， 设030.0315Lmm=，020.0614.8Lmm=，10.06Tmm= 磨削余量0(15 14.8)0.2Ammmm= 320.030.060.09ATTTmmmmmm=+=+= 320( 0.06)0.06AESESEImm= = 32( 0.03)00.03AEIEIESmm= = 0.0600.030.2Amm+= 010.090.060.15ATTTmm=+=+= 011( 0.03)0AESESEIESmm= = 10.03ESmm= 0110.060.15AEIEIESEImm= 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 36 页 共 50 页 10.09ESmm= 1L 的基本尺寸为1005.2LLAmm=+=,因此0.0300.095.2Lmm= 即间接获得设计尺寸000.155Lmm=，由精车轴肩尺寸 124mm 后间接获得尺寸0.030.095.2mm来保证。 同理，应用下一个尺寸链可求得工序尺寸0.0350.14123.8Lmm= 9.6 变速器总成的装配变速器总成的装配 主要装配顺序为； 装配倒挡轴及倒挡轮齿轮装配中间轴总成装配第二轴总成装配拨叉轴、拨块及拨叉装配前、后壳体，用螺栓坚固装配第一轴轴承和中间轴前端轴承并在前壳体前端面上涂密封胶装配前壳体轴承盖并拧紧螺栓装配二轴总成轴承和中间轴后前端轴承并在后壳体与二轴后盖连接面涂密封胶装速度表齿轮总成装配凸缘总成并紧固锁紧螺母装配操纵机构盖总成并拧紧螺栓装加油、放油螺塞。 装配工艺的技术要求主要包括：装配的完整性、完好性、统一性、紧固性、润滑性和良好的密封性。 变速器总成装配完成之后还要进行精度检验和和性能实验。 9.7 装配尺寸链计算装配尺寸链计算 装配过程中采用了互换装配法，被装配的每一个零件不需作任何挑选、修配和调整就能达到规定的装配精度要求。用互换法装配，其装配精度主要取决于零件的制造精度。 图 8-2 是齿轮装配结构图，采用的是完全互换装配法，这种装配方法的优点是：装配过程简单，装配效率高；易于实现自动装配；产品维修方便。适于成批生产、大批生产中装配那些组成环数较少或组成环数虽多但装配精度要求不高的机器机构。 下面运用极值法计算公式解算装配尺寸链。由于齿轮要在轴上回转，要求齿 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 37 页 共 50 页 轮端面与其他零件之间留有一定间隙。 由于该间隙是在零件装配后才间接形成的，所以它是封闭环0()A。 经查对， 影响封闭环0A 大小的尺寸依次有1A、2A、3A、4A ；将0A与1A、2A、3A、4A 依次相连， 可以得到图 8-1 所示的尺寸链。 在0A与1A、2A、3A、4A 组成的尺寸链中，1A、2A、3A为减环，4A 为增环。123.5Amm=、242Amm=、321Amm=、486.5Amm=，要求装配后齿轮右端的间隙在0.2 0.55mm之间，现以完全互配法解算各组成环尺寸及其极限偏差。 图 8-2 齿轮装配图 1）计算封闭环基本尺寸0A 0412311()86.5(23.54221)0kmpqpq kAAAAAAAmm= +=+=+= 2）计算封闭环公差0T 0(0.550.2)0.35Tmmmm= 3）确定各组成环公差 首先确定各组成环的平均公差: 0/40.35/40.875avATTmmmm= 考虑到各组成环基本尺寸的大小及制造难易程度各不相同，各组成不制造公差应估平均公差值的基础上作适当调整。因1A 与3A 在同一尺寸分段范围内，平均公差值接近该尺寸分段范围的 IT10，组成环1A 与3A 的公差值按 IT10 取为 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 38 页 共 50 页 130.10TTmm=;4A 平均公差值接近该尺寸分段范围的 IT9,公差值按 IT10 取为40.10Tmm=.因此，20134(0.30)0.05TTTTTmmmm=。 4）确定各组成环的极限偏差 组成尺寸的极限偏差一般按“偏差入体标注”原则配置，对于内尺寸，其尺寸偏差按 H 配置；对于外尺寸，其尺寸偏差按配置；入体方向不明的长度尺寸，其极限偏差按“对称偏差”配置。于是取 ， 将有数据代入011kmpqpqESESES=得 0.550.05-（-0.01-0.01+EI2） ， 故 EI2-0.20mm. 将有数据代入011kmpqpqESESES=得 0.20-0.05-（0+ES2） ，故 ES2-0.25mm. 故得0.2020.2542Amm= 5）校核封闭环的极限尺寸 0maxmaxmin1186.55(23.441.7520.9)0.5kmpqpq kAAAmmmm= +=+= 0minminmax1186.45(23.541.8021)0.15kmpqpq kAAAmmmm= +=+= 校核结果表明，封闭环尺寸 A0符合要求，故组成环尺寸和极限偏差分别 ，。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 39 页 共 50 页 10 英文翻译英文翻译 为提高为提高 NVH 特性的车身附件设计优化分析特性的车身附件设计优化分析 Kichang Kim Inho Choi 现代汽车公司 摘要摘要 汽车的行驶和噪声特性很大程度上受到振动的影响，振动是通过底盘的安装点从发动机和悬架传到车身的。众所周知，对于 NVH 特性的优化，车身附件的刚度是一个重要的怠速噪声和行驶噪声因素。刚度大有助于改善轴衬弹性比率的调整。本文论述的车身附件刚度分析程序，包含了试验测试和有限元分析的相互关系。得出的结论为，最重要的影响因素为面板厚度，截面类型和安装区域的尺寸。该过程使们能够在汽车制造出来之前找到弱点并提出合理的设计方案，以便改善车身结构的刚度。 简介简介 当汽车怠速或行进的时候，驾驶员和乘客将会听到隆隆的噪声，耳部会感受到压力，这种压力来自于传动系统与排放系统的共振或者隔板膜片的振动。本文论述了一种通过增强车身安装点强度的方式来进行优化设计的过程，而来源于发动机、悬架和路面的噪声正是通过车身安装点传入车内的。 在白车身阶段，可靠的有限元模型必须在车身附件刚度分析前搭建完成。 因此，本研究采用了完备模型，车辆的焊接点将以标准方式搭建在模型上，这就保证了安装点刚度的有效性。另外，在把分析过程和测试数据结合起来后，本文创建出可靠的分析模型。 就安装刚度而言，要建立对刚度因素和形状因素的理论分析。最重要的是，优化设计模型是通过在真实车辆上的试验建立起来的。 为了更加具体，本文对安装刚度水平分析过程所用的建模方法进行了论证， 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 40 页 共 50 页 并将其运用到对安装刚度水平和对部分没有载物盘这类汽车的轮罩刚度分析过程中。 这就使我们能够找出安装刚度不足的地方并且提出修正方案。这些预先设计过程不但减少了试验车辆的数量，而且能够真实反映降噪设计的结果。 车身车身 基于频带的 NVH 分析 影响车身的噪声和振动源有很多种。由于由不平路面、发动机和悬架传来的能量引起了一定频段共振效果，噪声和振动就产生了。振动产生在相对较低的频段（3040Hz） ；当在 20 Hz 到几千 Hz 的这一大段频段时，会产生噪声，驾驶员和乘客直接感觉到冲击。50 Hz 以下低频段的振动取决于车架刚度因素，这包括弯曲、扭转和 lateral。200600 Hz 高频段的噪声主要由安装点和灵敏的隔板引起，比如前围板。 发动机和悬架的安装点 图 2. 需要考察的安装点 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 41 页 共 50 页 每个安装点的目标刚度是最初阶段设计阶段在设计、分析和试验小组通过采集对比车辆的实验结果后，经过仔细考虑之后确定下来的。 安装刚度分析程序 安装刚度分析综合运用了完备模型的 BIW 分析和试验数据。于是，在分析对比车辆试验结果之后每个安装点目标刚度水平就确定下来。 图 3.车身附件分析程序 在高频范围内，采用半模型可以减少车身附件刚度分析的时间。当搭建半模型的时候，应考虑到分析点、安装点的形状和焊点的位置会对模型的影响，所以必须要设置装饰衬。 MSC NASTRAN SOL 108 和 SOL 111 被用于最初的安装刚度设计阶段；刚度水 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 42 页 共 50 页 平和危险截面通过相关频段加速的程度进行评估，这个频段需要通过频率响应方程分析。SOL 103 用来分析相关频段中不满足目标刚度的安装点。在运用了优化方法以后，本文分析了安装点来验证它们是否满足所要求的指标。前处理和后处理分别使用了 MSC/Patran。 通过与 SOL 108 进行对比，本文论证了 MSC Nastran SOL 对于安装点刚度分析的有效性，如图 4 所示。SOL 108 计算运动平衡，被认为是直接反应分析。尽管 SOL 108 分析比其他方式更加精确，但分析过程所多需要的时间是和频率响应的数目成比例的。因此，这种方法一般只用于在扩大频率间隔后的刚度水平分析。 图 4. 解决方案的对比 SOL 111 是运用模态刚度和模态质量矩阵的模态运算，通常被称为模态响应分析。这种方法用来给那些振动水平相对较高的部件定位，并且进行车身安装刚度的评估。如果部件的刚度在危险频段不满足目标刚度水平，则会通过合适的振动分析形成优化措施。 使用 FRF 曲线评估 X-型前圆柱铰接安装点的刚度，SOL 108 和 SOL 111 的分析结果基本相同。就 SOL 108 而言，当缩小频率间隔的情况下，我们能够找到振动的薄弱环节，然而，它会用相对较多的时间来完成分析。 车身附件刚度试验 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 43 页 共 50 页 对于安装刚度的分析是通过主要安装点进行的，要求使用空载汽车模型，并且白车身的四个角上要装有气囊。 由于后轮室部件和后十字形安装部位分别相似于前减振器和副车身，本文将它们从分析结果与试验数据的相互关系中排除。 图 5. 安装刚度试验点 分析模型分析模型 BIW 模型的论证 本文对比了基于 BIW 的分析及试验的结果以获得可靠的分析模型。BIW 模型由 110000 个节点和 100000 个壳体构成。我们使用能反应汽车形状和焊接条件的完备模型。本方采用 REB2 单元作为焊接点。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 44 页 共 50 页 图 6.BIW 有限元模型 对于 BIW 模型论证的实验模态分析是仿真振动来完成的，这种方法在右前侧和左后侧安装使用振动发生器。另外，本文在 130 响应点使用了三项加速度表。为了反应试验的自由端条件，还要假设车辆带有气垫。 图 7.BIW 的 MAC 值柱状对比图 如上所示，6070Hz 频段的 MAC 值相对较高。尽管这些值不显示，但是图 7表明了 MAC 值被算出用来比较分析和试验方法。MAC 值表明分析方法和试验方法是相互吻合的。上述模型的 MAC 值都这在低于 80Hz 的频段由这些方式得到的 ，它们整体数字与试验结果一致。 全模型和半模型的对比 本文中半模型是考虑了边界条件和分析所需时间而搭建的，这是因为车身前 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 45 页 共 50 页 部的部件需要额外注意。 图 8.全模型和半模型的对比 需要测量刚度的安装点附近，激励将从各个方向施加，在激励施加点处平面区域附近得到响应。由第一点 Z 方向或是前悬架减振器室上部得出的安装刚度分析的结果表明：在 200800Hz 频段全模型和半模型表现出十分相似的结果。 因此，得出这样的结论是可靠的：就运算时间和所占用硬盘空间这两方面而言，发动机前置后轮驱动汽车的半模型分析过程效率更高。对于发动机前置后轮驱动汽车的半模型的边界条件，本文修整了在上边界的车身前部中柱末端和在下边界的前排座椅十字部件前部。通过研究以上两处的装饰衬的进行验证了边界条件。得出的结论是二者表现出来的结果彼此相似，这使我们可以采用修整了车身前部中柱末端模型作为考虑优化设计的基本需要。 边界条件的对比 为了证明由边界条件得出的分析结果，本文用 6 个自由度限制半模型的装饰衬从而建立一个约束模型，而使用 PARAM, AUTOSPC 和 YES modes 建立一个自由模 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 46 页 共 50 页 型。这两种情况得出分析结果是相同的。 图 9.约束模型和自由模型的对比 然而，如果 AUTOSPC 没有考虑到用自由模型，二者的分析结果可能就会截然不同。AUTOSPC 自动地用很低刚度水平限制了自由度，而这种刚度水平与任何单元都不相关。除了非侧向分析类型，PARAM 和 AUTOSPC 对 SOL 100 至 SOL 200 分析类型将“yes”作为缺省值。如果 AUTOSPC 将“yes”作为缺省值，那么当在刚度矩阵中遇到奇点问题时它将自动约束奇点。 试验与分析的相互关系 E 值与 K6ROT 的对比 尽管有限元模型在搭建过程中对焊接处和模型的形状给予了特别注意，但结果经常是响应频率比试验数据要低。这种趋势与焊接操作不能充分反映安装截面的实际刚度有关。 E杨氏模量，表明了刚度水平并且在高、低频段同时影响刚度水平。 K6ROT 是这样一种方法，它将刚度水平设置于第 6 个自由度，这种方法在较低的频段是很容易操纵的。这种方法主要采用试验数据和分析结果的关联因素。本文所运用的 K6ROT，在较高频段操纵性较差，而且不能处理焊接模型的问题。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 47 页 共 50 页 图 10. E 值与 K6ROT 的对比 对于重量的考虑 为了反映出分析的精确试验条件，本文把精力集中一些单元的重量上，这些单元包加速度表，刚度块，螺栓，螺母。单独设置一种反映车辆真实形状的固态模型，然后，本文通过分析它们的 FRF 曲线及以下列出的几中结果对两种设置进行对比。 图 11. 固体模型与质量单元 比较的结果是，与只集中单元质量的情况相比，同时反映重量和转动惯量的固态模型更加接近试验数据。 图 12. 质量因素对比 实际应用状况实际应用状况 弄清现有条件弄清现有条件 为了对安装薄弱点有精确的了解并找出有效的改进方法，本文提供了设计最初阶段空载的车辆后悬架滑柱安装点的实际应用情况。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 48 页 共 50 页 图 13. 后悬架滑柱安装点 后悬架滑柱安装于后减振器室内。针对路面噪声，这个安装点要有很高的刚度水平，这是很重要的。在对后悬架减振器室的安装部分进行安装刚度分析以后，本文发现振动水平在 200400Hz 和 600Hz 附近频段相对较高。 图 14. 敏感部件分析 本文使用 MSC/NASTRAN SOL 103 (常规方法分析)，发现在给定的频段内部件刚度水平相对较高；分析了扭转水平很高的部件，并且得出修正结果。 后轮室内部隔板前端板敏感于 200 400Hz 频段。这部分对振动的敏感度比没有放物盘的双门轿车和五门汽车更加明显。因此，这部分与车门连接处的刚度需要加强。 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 49 页 共 50 页 后悬架滑柱对上部安装点敏感于 600Hz 附近的频率，在安装点附近这部分的刚度需要加强。 优化办法优化办法 作为第一种刚度改进方法，本文在后门和后轮室内部隔板的连接处附加了支撑材料，这个部分对于 200400 Hz 的高频振动非常敏感。 图 15. 后悬架滑柱的修正设计 图 16. 第一修正方案（FRF） 图 17. 第二修正方案 根据地板总成和车身表面总成的内部组装结构，本文将支撑后轮室内部前侧的加强材料分为两部分连接于车身表面总成的上部和连接于车门总成的下部。于是，后悬架安装部件的振动水平降低到 200400Hz 这个频段内。为了增强 本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书 第 50 页 共 50 页 该处水平，在后悬架支架安装处增加了支撑材料和散点，这里对于振动的敏感程度相对较高。从分析结果可以看出 600Hz 上下的振动水平有所下降。 结论结论 通过该研究，本文可以估计车身安装点的刚度水平并且能得出一系列结论。本文建立了车身安装点刚度分析的方法。通过结合试验和分析结果，可以测评分析结果的精确水平。在设计的初始阶段，本文分析车身主要安装点的安装刚度，这可以针对，振动，和改进刚度，并且可以节省试验用车。这些改进可以缩短优良车辆的开发时间。在初始设计阶段，通过优化刚度和主要安装点的形状，可以设计出质量和性能均佳的车辆。 致 谢 本次毕业设计是在导师马天飞老师的悉心指导下完成的。马老师丰富的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对学生影响深远。本次毕业设计从选题到完成，每一步都是在导师的指导下完成的，倾注了导师大量的心血。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！ 感谢四年来吉林大学汽车工程学院对我的培养以及各位专业老师对我的指导。正是由于他们的栽培，我才能够系统全面地掌握车辆工程专业的基础理论知识，顺利完成各项实践环节，从而形成了一定的专业素养和扎实的专业技能。这些都是我能够完成本次毕业设计的有力保障。 经过几个月来的忙碌和工作， 本次毕业设计已经接近尾声。 作为一个本科生，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，正是因为有了学院的督促，老师的指导，同学的帮助，本次毕业设计才得以顺利完成。再一次表示最衷心的感谢！ 最后我还要感谢培养我长大的含辛茹苦的父母，感谢他们的养育之恩，感谢他们多年来对我的学业的大力支持！ 参 考 文 献 1 陈家瑞主编汽车构造(第 2 版)北京：机械工业出版社2005.1 2 余志生主编汽车理论(第 3 版)北京：机械工业出版社2000.10 3 王望予主编汽车设计(第 4 版)北京：机械工业出版社2004.8 4 高维山主编变速器北京：人民交通出版社1990.8 5 刘鸿文主编材料力学北京：高等教育出版社2004 6 申永胜主编机械原理教程（第 2 版） 北京：清华大学出版社2005.12 7 谭庆昌，赵洪志主编机械设计北京：高等教育出版社2004.7 8 刘海江，于信汇，沈斌编著汽车齿轮上海：同济大学出版社1997.5 9 陈宏钧等编典型零件机械加工生产实例北京：机械工业出版社2004.8 10 机械设计手册编委会编著机械设计手册北京：机械工业出版社2004.8 11 孙存真，王占歧编中外汽车构造图册底盘分册长春：吉林科学技术出版社1995.1 12 (美)Erjavec，J著；林梅，马盛明等译手动变速器和驱动桥北京：机械工业出版社1997.11 13 姜继海，李志杰，尹九思主编汽车厂实习教程哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社1998.12 400 Commonwealth Drive, Warrendale, PA 15096- 0001 U.S.A. Tel: (724) 776- 4841 Fax: (724) 776- 5760 Web: SAE TECHNICALPAPER SERIES2003- 01- 1604Design Optimization Analysisof Body Attachment for NVHPerformance ImprovementsKichang Kim and Inho ChoiHyundai Motor CompanyNoise & Vibration Conference and ExhibitionTraverse City, MichiganMay 5- 8, 2003All rights reserved. No part of this publication may be reproduced, stored in a retrieval system, ortransmitted, in any form or by any means, electronic, mechanical, photocopying, recording, or otherwise,without the prior written permission of SAE.For permission and licensing requests contact:SAE Permissions400 Commonwealth DriveWarrendale, PA 15096- 0001- USAEmail: permissionsFax: 724- 772- 4891Tel: 724- 772- 4028For multiple print copies contact:SAE Customer ServiceTel: 877- 606- 7323 (inside USA and Canada)Tel: 724- 776- 4970 (outside USA)Fax: 724- 776- 1615Email: CustomerServiceISSN 0148- 7191Copyright 2003 SAE InternationalPositions and opinions advanced in this paper are those of the author(s) and not necessarily those of SAE.The author is solely responsible for the content of the paper. A process is available by which discussionswill be printed with the paper if it is published in SAE Transactions.Persons wishing to submit papers to be considered for presentation or publication by SAE should send themanuscript or a 300 word abstract of a proposed manuscript to: Secretary, Engineering Meetings Board, SAE.Printed in USA2003- 01- 1604Design Optimization Analysis of Body Attachment for NVH Performance Improvements Kichang Kim and Inho Choi Hyundai Motor Company Copyright 2003 SAE InternationalABSTRACTThe ride and noise characteristics of a vehicle is significantly affected by vibration transferred to the body through the chassis mounting points from the engine and suspension. It is known that body attachment stiffness is an important factor of idle noise and road noise for NVH performance improvement. And high stiffness helps to improve the flexibility of bushing rate tuning.This paper presents the procedure of body attachment stiffness analysis, which contains the correlation between experimental test and FEA. It is concluded that the most important factors are panel thickness, section type and mounting area size. This procedure makes it possible to find out the weak points before proto car and to suggest proper design guideline in order to improve the stiffness of body structure. INTRODUCTIONWhen a vehicle is running idle or on the move, its driver and passengers would be exposed to booming noise, a pressure felt on their ears, that arises from the resonance of driveline and exhaust system or the vibration of panel membranes. This paper describes a design optimization process in a way that increases the mounting stiffness at vehicle body mounting points through which the sources of noise including engine, suspension, and road surfaces are delivered to the vehicle body. At the BIW stage, credible FE model must be created before the body attachment stiffness analysis.Thus, this study utilized a detailed model where vehicles welded spots are constructed in a normal manner in order to assure the effectiveness of mounting stiffness. In addition, In this paper could construct a trustworthy analysis model after correlating the analysis and the test data.As for the mounting stiffness, a theoretical analysis on the factors of thickness and shape was conducted. Furthermore, the design optimization methods were established through conducting tests on real vehicles.To be more specific, In this paper verified the modeling techniques used in analyzing the level of mounting stiffness and utilized the verified techniques to analyze the stiffness of wheel housing part of non- package tray vehicles.This enabled us to find out the points where mounting stiffness is weak and suggest design modification for improving the weak parts. These pre- design procedures reduced the number of test vehicles to be used and made it possible to actually reflect the results on designing of booming noise reduction. BODYNVH Analysis according to frequency bands There are a number of noise and vibration sources that affect the vehicle body. The noise and vibration occur because the power that is delivered through bumpy roads, the engine, and suspension result in the resonance effect in a broad frequency band. Vibration occurs at relatively low frequency bands of 30 to 40Hz and the driver and passengers directly feel the impact while noise arises at broad frequency bands of 20 to a few KHz. Figure 1. Analysis of NVH frequency bands Vibration, which arises at low frequency bands of less than 50Hz, is determined by the factors of frame stiffness including bending, torsion, and lateral. Noise, which occurs at high frequency bands of 200 to 600Hz, arises in major mounting points and sensitive panels such as cowl and dash. Mounting points of engine and suspension Figure 2. Mounting points that should be observed Target stiffness of each mounting point is determined at initial stage of designing after making a close deliberation among design, analysis, and test teams with an adequate information taken from results of tests on competitive vehicles.Procedures of Mounting stiffness analysis Mounting stiffness analysis involves a correlation between analysis on BIW with a detailed model and test data. Then, a target stiffness level is fixed for each mounting point after analyzing results of tests on competing vehicles. Figure 3. Procedures of Body Attachment analysis And a half model is used to reduce the time of body attachment stiffness analysis in high frequency range.When constructing the half model, a trim line must be set after considering the points of analysis, and the shape and welding status of mounting points should be reflected in the model.The MSC NASTRAN SOL 108 and SOL 111 were used in the analysis of mounting stiffness at initial stage of designing, and the stiffness level and sensitive sections were estimated by the degree of acceleration at relevant frequency bands which was acquired through the Frequency Response Function analysis. The SOL 103 was used to analyse points that fail to meet the target stiffness at pertinent frequency bands. After applying improvement methods, In this paper analysed the mounting points to see if they meet the necessary target. Pre- post processing and solving utilized MSC/Patran and MSC/Nastran respectively. To verify the validity of MSC Nastran SOL 111 in the analysis of mounting point stiffness, In this paper compared it with SOL 108. (Figure 4) SOL 108 calculates the equation of motion and is also known as direct response analysis. While the SOL 108 analysis is more accurate than others, the time needed in the analyses increases in proportion to the number of responses from frequencies.Thus, this type is generally used in analysis only the stiffness level after expanding the frequency interval. Figure 4. Comparison of Solving Types SOL 111 calculates as modal values by using modal stiffness and modal mass matrix and is also known as modal response analysis. This type is used in locating the parts whose vibration levels are relatively high and estimating the body mounting stiffness. If the parts at issue fail to meet target stiffness level, can come up with improvement methods through proper oscillation analysis at frequencies that are suspected of problems.FRF curve analysis on SOL 108 and SOL 111 were conducted to estimate the stiffness of the X- shaped front pillar hinge mounting point, and the results for both SOL 108 and SOL 111 turned out to be similar. As for SOL 108, we could locate the vibration peak point when narrowed the frequency gaps. However, it takes relatively much time for analyses. BODY ATTACHMENT STIFFNESS TEST Analysis on mounting stiffness was conducted on major mounting points of a non- package vehicle with the four corners of its BIW fixed with air rides. Figure 5. Mounting stiffness test pointsSince the rear wheel housing part and rear cross member mounting part are similar to the front shock absorber and the sub- frame parts respectively, In this paper excluded them from the parts for correlation between analysis results and test data. ANALYSIS MODEL Verification of BIW modelIn this paper compared the results of analysis and tests on BIW to secure credible analysis models.The BIW model consists of 110,000 nodes and 100,000 shells. We used a detailed analysis model that reflects the vehicles shape and welding conditions. And In this paper applied RBE2 element as the welding point. Figure 6. BIW FE model The experimental modal analysis for BIW model verification were conducted by simulating vibration using a vibrating exciter on the right side of front side member and left side of rear floor side. In addition, In this paper used a triaxial accelerometer on the response point of 130. In order to reflect the “free end” condition on the tests, It supported the vehicle with air rides. Figure 7 Comparison of BIWs MAC values rows. As shown above, MAC values between 60 and 70Hz range are relatively high.Although the values do not reflect, Figure 7 shows the MAC (modal assurance criterion) value that was calculated for a comparison between analysis and test modes. The MAC value represents that the analysis modes match test modes.MAC values of the model above at less than 80Hz frequency are all of the modes, their overall figures correspond with the test results. Comparison between full and half models In this paper constructed Front half model after considering the boundary conditions and the time needed in analysis since the parts that require additional attention are Front parts. Figure 8 Comparison between full and half model Excitation was applied to various directions near the points whose stiffness was to be measured. Responses were acquired at flat areas near the Excitation points.The results of mounting stiffness analyses conducted on the mounting No.1s Z direction, or the upper part of front shock absorber housing for full and half models showed remarkable similarity between 200 and 800Hz frequency band.Thus, it is safe to conclude that FR half model is more effective in the analysis in terms of the time and hard disk space needed. As for the FR half models boundary, In this paper trimmed the end of front pillars center box at the upper boundary and the front of front seat cross member at the lower boundary.In this paper looked into the half models trim line at the roof front part and the seat cross member or the front part of center pillar in order to verify the boundary conditions.As a result, the two turned out to be similar to each other, allowing us to take the model that trimmed the upper part of front pillar as the base considering the need for model optimization.Comparison of boundary conditions For the verification of analyses results according to boundary conditions, In this paper constrained the half models trim line with six degrees of freedom to establish a fixed model while set up a free model with PARAM, AUTOSPC, and YES modes. The results of analyses in both cases proved the same. Figure 9 Comparison of boundary conditions However, if AUTOSPC is not taken into account in the free model, analyses results may differ from each other. AUTOSPC automatically constrains the degree of freedom with very low stiffness level that is not related to any elements.Except for non- leaner analysis types, the PARAM and AUTOSPC take “yes” as a default value for analysis types of SOL 100 to SOL 200. If the AUTOSPC takes yes, it automatically constrains a singularity when theres a problem of singularity in stiffness matrix.Correlation between tests and analyses Comparison between E value and K6ROT Even if the FE model is constructed with extreme care given to the welding and shape of the model, it is often the case that resonance frequency turns out to be lower than the test data. This tendency is due to the fact that the welding operation often fails to sufficiently reflect the actual stiffness of the mounting section. Figure 10 Comparison between E and K6ROT The E value, the Youngs modulus of materials, indicates the stiffness level and influences the stiffness level at high as well as low frequency bands. K6ROT is a method that puts a stiffness level on the 6thdegree of freedom and is more responsive at lower frequency bands. It is mainly used correlation factor between test data and analysis results. This paper employed the K6ROT that is less responsive at higher frequency bands and did not deal with the issue of modeling on welding. Weight Consideration To reflect the exact test conditions on
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