【《东风标致汽车发动机手动变速器设计与计算过程案例》7800字】

III东风标致汽车发动机手动变速器设计与计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u6205东风标致汽车发动机手动变速器设计与计算过程案例 110019表3-1基本参数 2181461.1挡位数选择 2310421.2传动比的选择 221691.3中心距A 356901.4外形尺寸 4285351.5齿轮参数 4323041.5.1齿轮模数 4237801.5.2压力角α 5208951.5.3螺旋角β 5278011.5.4齿宽b 5279321.5.5齿顶高系数 61121.5.6齿轮齿数分配 6113381.5.7螺旋方向的选择 10189261.5.8变位系数的计算 11218541.5.9各齿轮主要参数 11282001.6材料的选择 12312091.7轮齿强度计算 12322491.7.1轮齿弯曲强度计算 12160621.7.2轮齿接触应力计算 143267表3-9前进挡齿轮弯曲应力 16194961.8轴的结构分析与尺寸计算校核 16169721.8.2轴的校核计算 19288891.9轴承类型的选择 22267451.10锁环式同步器主要尺寸的确定 22本次设计是基于东风标致308汽车发动机，具体数据详见下表3-1：发动机型号N6A10XA3APSA主减速器比4.923整车质量（Kg）1340最大功率（Kw）78最高车速（Km/h）185最大爬坡度（％）≥30最大扭矩（N·m）142表3-1基本参数1.1挡位数选择近几年来，为了降低油耗，变速器的挡数有所增加。目前，乘用车一般用4~5个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多采用5个挡。商用车变速器采用4~5个挡或多个挡[15]。重量在3t左右的或货车采用五挡变速器，重量在6t的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于总质量大的货车和越野车上。经多次对比分析，最终决定选择5挡。1.2传动比的选择最低挡传动比的选择应当基于以下几个因素综合确定：最大爬坡度、地面的附着力、驱动车轮的滚动半径、最低稳定车速等。汽车爬陡坡时车速低，最大驱动力克服滚动阻力及爬坡阻力，在理想状态下得出下式：（3-1）则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为：=2.022式中：m——汽车总质量；m=1340Kg；g——重力加速度；g=9.8m/s2；——发动机最大扭矩；=142N·m——变速器一挡传动比；——主减速器传动比；=4.923；f——道路滚动阻力系数；取f=0.020；——传动系机械效率；取=0.90；——驱动轮滚动半径；取=0.316m；——汽车最大爬坡度；为≥30％，即30％，即≥16.7°一般乘用车的车速比较大，通常设有超速挡，所以本次变速器设计为五个挡位，目前乘用车的传动比范围在1.0~4.5之间，两轴变速器不设有直接挡，查阅资料得出此处为0.7~0.8；因此=1.5；=0.75。由与的值经下式分别计算2、3、4挡的传动比：=1.47（3-2）实际上，对于挡位数较少的变速器，各挡传动比的比值常常并不正好相等，即并不是按照等比级数来分配传动比的。因其使用频繁，为了行驶中换挡不卡挡、方便快捷，相邻两个高挡尤其是对于最高与次高之间的传动比范围应最小，小于1.8最为适当[16]。下式表现出不同挡位传动比数值的比较：…初取=0.75；令：令=1.25，得=0.938；令=1.35，得=1.266；令=1.50，得=1.899；令=1.75，得=1.323；综上可得：=1.323，=1.899，=1.266，=0.938，=0.750。1.3中心距A对于两轴式变速器，中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。最小中心距的确定依赖于保证齿轮存在特定的接触强度。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，中心距也要大些[17]。通常根据经验公式初选中心距：A=（11~14）（轿车）（3-3）求得中心距为：A=（11~14）=57.39~71.04（mm）乘用车变速器的中心距在60~80mm范围内变化，原则上，总质量越小的汽车，中心距也越小。当变速器选用的挡数和同步器多时，为了检测方便，故A选取了整数75mm。1.4外形尺寸变速器的外形尺寸，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。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（1.0~1.4）A。本次设计的5挡变速器初定轴向壳体尺寸为280mm，完成制图后利用总体结构的尺寸链大小计算最终的外形尺寸。1.5齿轮参数1.5.1齿轮模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重和度增加，并减少齿轮的噪声，故为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；故齿轮应选大些的模数。[18]除一些特殊情况下，各挡齿轮均选用相同的模数。绝大部分的低挡齿轮都会选用较大模数。齿轮模数的具体值详参表3-2：车型车用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0>V1.61.6<V2.56.0<ma14.0ma>14.0模数mn/mm2.25~2.752.75~1.001.50~4.504.50~6.00表3-2齿轮的发现模数mn啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量ma在1.8～14.0t的货车为2.0～1.5mm；选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即：==（高挡K=1）（3-4）m==（低挡）式中：——斜齿轮法向模数；m——为直齿轮模数；——发动机最大扭矩,=142N·m；——变速器传动效率：取＝96％；——变速器一挡传动比；=1.38；本次设计前进挡齿轮均按照同一模数进行。本设计前进挡斜齿轮法向模数取=2.5；倒挡直齿轮模数取m=2.6，符合国家标准。1.5.2压力角α从理论说对于乘用车，为了加大重合度以降低噪声应当选取较小些的压力角。[20]国标的压力角为20°，所以实际中普遍选用20°；啮合套或同步器的接合齿压力角有多种选择，包括20°、25°、30°等，实际中广泛使用的是30°。结合现实经验，本次设计中齿轮压力角取20°，啮合套或同步器的接合齿压力角取30°。1.5.3螺旋角β斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。以15°～25°为宜。本次设计的为两轴式变速器，小型车辆的螺旋角范围是20°～25°，最终选取。1.5.4齿宽b选择齿宽，通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿：b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.5~8.0斜齿：b=kcmn，kc取6.0~8.5对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约5～10；前进挡各齿轮齿宽为：b=kcmn=15~21.25（mm）（3-5）倒挡各齿轮的齿宽为：b=kcm=11.7~20.8（mm）（3-6）根据之后所设计的齿轮，可确定其宽度分别为：前进挡各齿宽：b1=20mm，b2=17mm，b3=20mm，b4=17mm，b5=20mm，b6=17mm，b7=17mm，b8=20mm，b9=17mm，b10=20mm；倒挡各齿宽：b11=19mm，b12=20mm，b13=19mm；1.5.5齿顶高系数国家标准系数：1.00。1.5.6齿轮齿数分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮齿数比应尽可能不是整数,以使齿面磨损均匀。图3-1为本次设计的五挡变速器的传动方案。图3-1传动方案布置确定一挡齿轮参数下式分别为转动比、直齿、斜齿：=1.323（3-7）（3-8）（3-9）由式（3-9）可得齿轮副齿数和：=55.2；取整为=56由此可得：=13；=43齿数和影响了中心距的取值，应当根据下式计算修正中心距：=76.15mm；取整值=77mm==56.70（3-10）由式（3-4）（3-8）得出一档齿轮齿数为：=13；=44修正传动比：=1.38；合格。修正螺旋角：由式（3-6）可得：=22.28°2．确定二挡齿轮参数依照上述一档齿轮参数步骤计算：=1.899（3-11）=2.5，=77mm，=23°，=57；由此可知：=20；=37修正传动比：=1.85；合格。修正螺旋角：=22.28°3．确定三挡齿轮参数依照上述一档齿轮参数步骤计算：=1.272（3-12）三挡齿轮为斜齿轮，=2.5，=77mm，=23°，=57；由此可知：=25；=32修正传动比：=1.29；合格。修正螺旋角：=22.28°4．确定四挡齿轮参数依照上述一档齿轮参数步骤计算：=0.941（3-13）=2.5，=77mm，=23°，=57；由此可知：=30；=27修正传动比：=0.90；合格。修正螺旋角：由式（3-6）可得：=22.28°5．确定五挡齿轮参数依照上述一档齿轮参数步骤计算：=0.75（3-14）=2.5，=77mm，=23°，=57；由此可知：=33；=24修正传动比：=0.73；合格。修正螺旋角：由式（3-6）可得：=22.28°5．确定倒挡齿轮参数倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近，故初选输入轴倒挡齿轮11齿数为：=12而倒挡轴齿轮13的齿数一般在2123之间选择。故选其值为=23。为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉,齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙,则齿轮11齿顶圆直径和齿轮12齿顶圆直径有：(3-15)得：≤54.85取整为：=50得到：=12；=38则：=1.17所以输入轴与倒挡轴的中心距为：=45.5mm输出轴与倒挡轴的中心距为：=79.3mm结合上述计算可得修正后各档传动比如下：为1.39；为1.86；为1.27；为0.91；为0.69；为1.201.5.7螺旋方向的选择输入轴齿轮采用左旋，这样可使第一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。输入轴和输出轴的方向相反，输出轴齿轮均为右旋。1.5.8变位系数的计算变位系数的计算：已知实际中心距=77mm，=22.28°，=2.5，=57标准为：=77.01mm（3-16）端面压力角：（3-17）端面啮合角：（3-18）（3-19）（3-20）（3-21）0.395-0.4360.240-0.2800.110-0.150-0.0820.042-0.1500.1100.0000.0000.000表3-3各齿轮变位系数1.5.9各齿轮主要参数详参表3-4z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13齿数z13442037253230273324123823模数2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.62.62.6齿宽b20172017201717201720192019端面模数mt2.702.702.702.702.702.702.702.702.702.702.62.62.6端面压力角αt21.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.47202020压力角α20202020202020202020202020螺旋角β22.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.28分度圆直径d35.13118.8954.0599.9767.5586.4681.0672.9589.1764.8531.2098.8059.80齿顶高ha2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.62.62.6齿根高hf1.131.131.131.131.131.131.131.131.131.131.251.251.25齿顶圆直径da40.13121.8959.04104.9772.5591.4686.0677.9594.1769.8536.4010465齿根圆直径df28.88112.6447.7991.7261.3080.2174.8166.7082.9258.6024.7092.3051.30节圆直径35.12118.8754.0399.9667.5486.4581.0572.9589.1664.8431.2098.8.059.80表3-4各齿轮主要参数1.6材料的选择现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次选用传统的20CrMnTi合金钢材。1.7轮齿强度计算汽车的不同类型的变速器所用的齿轮材料，热处理方法，加工方式等条件基本相同，因此本次设计选择简化的公式来计算汽车齿轮强度。1.7.1轮齿弯曲强度计算1．直齿轮（3-22）式中：——弯曲应力（MPa）；Ft——圆周力(N)，，为计算载荷(N·mm)；d——节圆直径(mm)；d=mz；b——齿宽(mm)；——应力集中系数，可近似取=1.65；——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=1.1，从动齿轮=0.9；y——齿形系数；详见下图3-2t——端面齿距，t=πm，m为模数。图3-2齿形系数当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一挡、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400~850MPa，而乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180~350范围。倒挡三个齿轮均采用直齿轮，其他挡位均为斜齿轮，得出倒挡齿轮和各前进挡的弯曲应力详见表3-5,3-6。齿轮111213弯曲应力（MPa）462.10557.01181.50表3-5倒挡齿轮弯曲应力齿轮12345678910弯曲应力811.39340.16301.11226.72165.55179.94118.08119.8494.99105.42表3-6前进挡齿轮弯曲应力结合上述计算结果，得出结论：各齿轮均合格，满足设计要求。2．斜齿轮弯曲应力（3-23）式中：——弯曲应力（MPa）；Ft——圆周力(N)，，为计算载荷(N·mm)；d——节圆直径(mm)；;b——齿宽(mm)；——应力集中系数，可近似取=1.50；——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=1.1，从动齿轮=0.9；t——法向齿距，；y——齿形系数，可按当量齿数在图4-1中查的；——重合度影响系数，=2.0；1.7.2轮齿接触应力计算（3-24）式中：——齿轮的接触应力（MPa）；F——齿面上的法向力（N）；；Ft为圆周力（N），；为计算载荷(N·mm)；d为节圆直径（mm）；为节点压力角（°）；为齿轮螺旋角（°）；E——齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮的材料选用20CrMnTi,查资料得其弹性模量E=200×103MPa；b——齿轮接触的实际宽度（mm）；——主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮；将作为计算载荷时，该载荷作用于第一轴上。变速器齿轮的许用接触应力详参下表3-7：齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900~2000950~1000常啮合齿轮和高挡1300~1400650~700表3-7齿轮许用接触应力倒挡三个齿轮均采用直齿轮，其他挡位均为斜齿轮，可求得倒挡齿轮和各前进挡的弯曲应力如下表3-8,3-9所示。齿轮111213接触应力（MPa）488.22488.23352.65表3-8倒挡齿轮弯曲应力齿轮12345678910接触应力989.13581.16518.71411.64371.16355.83306.25297.62265.95287.51表3-9前进挡齿轮弯曲应力1.8轴的结构分析与尺寸计算校核1.8.1结构分析与尺寸计算1.结构分析两轴式变速器的设计结构通常是，将第一轴和主齿轮结合成一个整体，整体尺寸受到离合器轴向尺寸的限制，由其总成长度决定。而轴上花健的作用是装置离合器从动盘毂，因此其尺寸需要与离合器内花键的大小一致。现阶段，该结构基本选用齿侧定心的矩形花健，形成花键与齿轮之间的动配合。从受力的角度考虑，应当将第二轴制成阶梯式，且为避免砂轮槽受力集中引发轴断裂，应选用截面尺寸相近的不同轴。此种阶梯式的结构不仅能够实现受力点的平衡，还能够为安装配置带来便利。用弹性挡圈进行齿轮的定位是常用的设计结构之一，然而弹性挡圈能够承受的轴向力有限，组装和拆卸过程也非常繁琐，与旋转件端面还产上了较大的摩擦力，传动性能低，因此在自身质量小的汽车领域适用较为广泛。此种结构下配置同步器齿座应当选用定位性能好的渐开线花键，并且以大径定心更为适宜。渐开线花键虽然在固定连接中精准度不高，但其优量的承载能力则能够通过改变小径进而增强轴的刚度。2.输入轴尺寸计算输入轴花键部分直径d（mm）可按下式初选：（3-26）式中：K——经验系数，K=4.0~4.6;此处取K=4.2Temax——发动机最大转矩；Temax=142N·m带入数据计算出：d=21.92mm；取d=22mm花键处d增大10％：d=22×110％=24.20mm选取花键尺寸：d=25mm即输入轴花键部分11处最小直径选取25mm，即d11=25mm。此处装置5挡同步器，选取长度为16mm，12处安装圆锥滚子轴承和轴间挡圈，根据圆锥滚子安装定位可选取d12=20mm，所选确定长度为24mm。轴7、9处分别安装齿轮5和齿轮7，由齿轮设计宽度确定此两处长度分别为20mm、17mm。轴8、10处根据齿轮啮合情况可确定长度分别为52mm，38mm。轴2、4、6为与轴一体的齿轮1、3、5；依据上述的计算结论能够得出齿宽均为20mm。轴3、5两处根据输出轴与输入轴上齿轮的设计数据和齿轮对啮合情况确定其宽度，分别为14mm、51mm。结合上述计算，得出输入轴尺寸为494mm。3．输出轴尺寸计算对于输出轴：（3-26）（3-27）其中：P——轴传递的功率（Kw）；C——由轴的材料和承载情况确定的常数；因发动机最大扭矩不大，故C取较小值，C=100；n——轴的转速（r/min）；T——轴所受的扭矩，，为变速器传动效率，取=96％；故：（3-28）齿轮2处：=34.89mm齿轮4处：=29.78mm齿轮6处：=26.34mm齿轮8处：=21.42mm齿轮10处：=21.84mm齿轮12处：=35.6mm考虑到轴上键槽的影响，同步器花键直径应增加10％，因此：同步器①处轴径：d=34.89×(1+10%)=38.48mm，花键处最大直径与齿轮2处轴径相等，选取规格为8×36×40×7的花键尺寸，取d=40mm，根据齿轮2和同步器①宽度取轴长54mm；齿轮4处轴径：取决于①处花键，取d=36mm；齿轮6处轴径：与齿轮4相同，d=36mm，根据齿宽和齿间轴套宽度可确定轴4、6处长度为74mm；②处轴径：包含花键，d=29.78×(1+10%)=32.76mm齿轮6处轴径d=36mm，选取8×32×36×6的花键，则最大轴径取d=36mm，长度取19mm。齿轮8处轴径：左端安装②，根据②的花键，取d=32mm，根据齿轮啮合情况取轴长49mm；齿轮10处轴径：包含花键，d=21.84×(1+10%)=24.02mm，轴8处轴径d=32mm，选取6×28×32×7的花键，长度取20mm；轴9轴径：安装圆锥滚子轴承和轴间挡圈，左端花键内径28mm，选取轴径d=25mm，根据轴承尺寸、轴间挡圈尺寸和安装条件取轴长52.5mm；轴7处轴径：轴肩定位齿轮2，取轴径d=44mm，宽15mm；齿轮12处轴径：包含花键，d=35.60×(1+10%)=39.16mm，选取8×36×40×7的花键，宽度为20mm；轴5处轴径：安装弹性挡圈，定位直齿轮12，选取轴径35mm，内径32.2，厚度2.5mm的弹性挡圈。轴3处轴径：取轴径为d=35mm，根据齿轮的啮合情况尺寸，取长度为62mm；轴1处轴径：安装圆锥滚子轴承，，根据轴3处轴径以及圆锥滚子轴承轴间定位尺寸取1处轴径d=30mm；轴长20mm。结合上述计算，得出输出轴尺寸409mm。1.8.2轴的校核计算1．轴的强度计算及校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一挡或者二挡处即可。由于输出轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。轴支点水平面支承反力垂直面支承反力输出轴EF表3-10输出轴校核画出轴的弯矩图，确定危险断面，取危险处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭曲应力以及合成应力。求出不同挡位时的各支承反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩：（3-29）x-支承中心至断面距离。取断面处合成弯矩和转矩最大值，通过带入公式计算出下列应力值：。弯曲应力：（3-30）扭转应力：（3-31）合成应力：（3-32）式中：——轴截面抗弯截面系数；——轴截面抗扭截面系数；对于圆形截面，计算如下：（3-33）（3-34）对于空心轴，计算如下：（3-35）（3-36）花键按小径计算。当以发动机最大转矩计算轴的强度时，其安全系数(按金属材料的屈服极限计算)在5~10范围内选取。安全系数：，取s=5轴的材料为20CrMnTi，则=850MPa，所以可得：=170Mpa在低档工作时：≤400MPa应力计算：（3-37）（3-38）（3-39）（3-40）（3-41）（3-42）（3-43）注：2．轴的刚度计算和校核变速器轴的刚度对于轴来说至关重要，一般使用轴的挠度和转角作为刚度的评价指标。挠度是指轴在垂直面内产生的，能够改变齿轮的中心距，破坏正常的啮合结构，使其不能平稳运行。转角是轴在水平面内产生的，同样可以破坏传动结构，使大、小齿轮偏离正确的位置，导致齿轮受力分布不均匀。使用材料力学的相关公式应分别计算轴在水平面内和垂直面内的挠度，总挠度如下：（3-44）由于输出轴的刚度最小。基础数据选用发动机最大转矩值，轴截面的总挠度不得大于0.2毫米。齿轮所在的平面的转角不应超过0.002弧度；两轴的分离不得超过0.2mm。故刚度为：水平转角：（3-45）水平挠度：（3-46）水平挠度：（3-47）I为惯性矩（mm4），实心轴中。轴的刚度许用值：=0.05~0.1mm，=0.1~0.15mm；