毕业设计（论文）-轻型货车变速器设计（全套图纸）.pdf

密级：密级： 学号：学号： 本 科 生 毕 业 论 文 （ 设 计 ）本 科 生 毕 业 论 文 （ 设 计 ） 轻型货车变速器的设计轻型货车变速器的设计 学学 院：院： 专专 业：业： 班班 级：级： 学生姓名：学生姓名： 指导老师：指导老师： 完成日期：完成日期： 学士学位论文原创性申明学士学位论文原创性申明 本人郑重申明：所呈交的论文（设计）是本人在指导老师的指导下独立进行研 究，所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文（设计）不 包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献 的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本申明的法律后果由 本人承担。 学位论文作者签名（手写）： 签字日期： 年 月 日 学位论文版权使用授权书学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留 并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本 人授权江西科技学院江西科技学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索， 可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 本学位论文属于 保 密 ， 在 年解密后适用本授权书。 不保密 。 （请在以上相应方框内打“” ） 学位论文作者签名（手写）： 指导老师签名（手写）： 签字日期： 年 月 日 签字日期： 年 月 日 1 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 摘要摘要 随着国民经济的持续发展，机械工业也在不断地发展，各种设备都在不断地进步， 创新。特别是在汽车方面，轻型货车变速器得到广泛应用，在某些特定的场合，传统的 轻型货车变速器得不到应用。比如，传动精度不好控制，保养维护费用较高;同时在安 全方面也存在一定的问题等等。希望在保证安全的前提下，是工作人员更加舒适，方便 的操作。即便是传统轻型货车变速器传动效率较高，但是对于人们的经济能力，它的价 格还让人难以接受。所以研究一种新式轻型货车变速器势在必行！ 轻型货车变速器作为机动车辆中的核心部件的一种，它工作时，发动机通过 V 带传 动带动轻型货车变速器转动，从而间接地带动了车轮的转动，这样车辆就可以行驶了。 本文介绍了轻型货车变速器的结构组成、工作原理以及主要零部件的设计中所必须 的理论计算和相关强度校验，以及对其结构进行创新设计，该轻型货车变速器的优点是 传动链短、效率高、易加工、使用和维护都很方便，较适合在恶劣的环境下工作，最主 要的是其传动效率很高。 关键词：关键词：轻型货车变速器；扭矩；结构；校验 全套图纸，加全套图纸，加153893706 2 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 3 江西科技学院本科生毕业论文（设计） Abstract With the continuous development of national economy, machinery industry is in constant development, all sorts of equipment is in constant progress, innovation. Especially in the case of motor, transmission is widely used. In certain situations, the traditional transmission is very unpopular. Bad control precision and the maintenance cost is higher. At the same time there are also certain problems in security. Therefore, higher requirements for the safety of the whole machine, operation will also bring strong shock to the staff, makes the operation very uncomfortable. Although traditional gearbox transmission efficiency is higher, shifting effect is good, but the price is more expensive, general users are difficult to accept. So study a new type of transmission is imperative. According to the market survey, Gearbox must satisfy todays people to the automobile speed regulating the flexibility control requirements, such as can not change the engine torque and rotational speed, driving force and speed change gear box. Under the condition of the engine crankshaft rotating direction invariable, the gearbox forward or backward;Under the condition of the engine does not put out, can make the gearbox parking or fixed operations for a long time. Transmission as a core component of motor vehicle, it is working, engine driven by V belt transmission gearbox rotation, thus indirectly driven wheel rotation, so vehicles can drive. This paper introduces the structure of planetary gear type automatic shift gearbox in the composition, working principle and design of main components necessary to theoretical calculation and strength check, as well as the innovative design on its structure, The advantage of the gearbox transmission chain is short, high efficiency, easy processing, use and maintenance is very convenient, suitable for working under harsh environment, is the most important of its transmission efficiency is very high. Key words：Planetary gear type automatic transmission gearbox;Crankshaft;Processing craft;Fixture; 4 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 目目 录录 第一章第一章 绪论绪论 . 1 1.1 课题的来源及研究的目的和意义 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 1.2 本课题研究的主要内容 . 3 第二章第二章 轻型货车变速器的总体方案设计轻型货车变速器的总体方案设计 . 5 2.1 轻型货车变速器的结构形式 . 6 2.2 齿轮传动机构的特点 . 8 2.3 确定齿轮传动类型 . 10 第三章第三章 轻型货车变速器传动系统的设计轻型货车变速器传动系统的设计 . 11 3.1 轻型货车变速器内部传动系统的具体结构 . 12 3.2 齿轮的计算 . 12 3.2.1 配齿计算 . 13 3.2.2 几何尺寸计算 . 14 3.2.3 装配条件验算 . 16 3.3 行星轴的设计计算 . 17 3.3.1 初算轴的最小直径 . 18 3.3.2 输入轴的设计 . 20 3.3.3 输出轴的设计 . 21 第四章第四章 轻型货车变速器内部主要传动零件的强度校核轻型货车变速器内部主要传动零件的强度校核 . 23 4.1 传动轴的强度校核 . 24 4.2 传动齿轮的强度校核 . 25 4.3 轴承强度的校核 . 28 第五章第五章 设计总结设计总结 . 29 结论结论 . 30 参考文献参考文献 . 31 致谢致谢 . 32 5 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 第一章第一章 绪论绪论 1.1 课题的来源及研究的目的和意义课题的来源及研究的目的和意义 我国生产的货车变速器结构简陋，传动效率始终不高，虽然经过几十年的发展，近 期产品的质量较早期有所提高。但受国产配套件质量及设计水平等的影响，我国目前生 产的货车变速器的总体水平与进口产品及港口用户的要求仍有较大差距，货车变速器的 生产也是如此，为满足市场需求，开发出一种新型的货车变速器势在必行！ 相信此种货车变速器的出现将会大大提高传统的货车变速器的传动能力和质量， 为 企业的生产的年产能方面，以及经济效益方面能够带来显著的进步，同时也在某种程度 上推进了机械工业的不断发展。 随着国际标准化（SIO）的实施，世界货车变速器以采用新材料、新技术、新工艺、 新结构为基础,二十世纪 80 年代，德国施耐都公司将新开发的货车变速器应用到该公司 的子公司-一个生产轻型货车变速器的机械公司，经过几年的运行，为该公司创造了 不菲的利润。继美国 HUGER 公司之后，英国的 PROYY 公司也看到了轻型货车变速器传动 机的利润所在，投入了相当大的人力和精力来开发研制轻型货车变速器传动机，并且与 二十世纪中期投入到了北美等市场。当前，全世界各大机械人厂商为了提高产品的竞争 力，都大力进行货车变速器的研发工作。现在国外等著名货车变速器的品牌中，都有货 车变速器的销售，全世界货车变速器的应用越来越广泛。有一点值得注意的是，货车变 速器的市场，由最初的日本，欧洲，已经渗透到北美市场，因此货车变速器是当今棒料 生产加工企业比配的设备已经成为主要趋势。西方资本主义国家有巨大的货车变速器销 售市场，机械人工业是西方资本主义国家的机械工业之一。 机械工业主导着国民经济，为国民经济提供资源，也为人民生活提供消费品。不管 是以前的产业， 还是现代的产业， 都离不开机械装备， 与机械工业所提供的装备的性能、 成本和质量与国民经济的进步密切相关。 全球经济的飞速发展，我国的各行各业几乎都被其他国家先进技术冲击，同时，与 国外品牌企业也有了越来越多的沟通交流的机会。轻型货车变速器行业通过多种途径， 努力的不断提高自身实力与核心竞争力，与发达国家的差距也逐步缩小。 轻型货车变速器设备在市场需求的促使下更快的更新和优化。国内轻型货车变速器 设备生迅速发展，使轻型货车变速器械设备环保，节能，在我国飞速发展的农业中发挥 着积极的作用。 在生产设备时， 各企业都尽量将设备在运行中可能出现问题减小到最少。 如减少设备的噪音大、污染重等问题。 轻型货车变速器的发展与人类社会的进步和科学技术的水平密切相关。随着科学技 术的进步，各个学科之间相互有着或大或小的联系，各行业间互相沟通，普遍使用新技 术、新能源、新结构，目前轻型货车变速器正向着大型、高效、可靠、节能、降耗和自 6 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 动化方向发展。本设计选用的齿轮传动较合理。 1.2 本课题研究的主要内容本课题研究的主要内容 国内轻型货车变速器的研发及制造要与全球号召的低碳经济、经久耐用主题保持一 致。加大轻型货车变速器新型多样化的研发及生产是行业发展的大趋势，同时也迎合了 国内基础建设发展的需求。 本次设计的任务是轻型货车变速器的设计，通过让学生亲自了解轻型货车变速器内 部的构造和组成部分，通过对轻型货车变速器内部工件的测绘来认识工件，通过利用计 算机绘图软件例如 CAD，来对工件进行零件图的绘制和装配，这样经过一系列的综合性 训练，培养学生动手，动脑以及画图的能力。 （1）通过网络和图书馆查找各种关于轻型货车变速器的相关资料，对轻型货车变速 器进行方案的比较和预定。 （2）分析轻型货车变速器的结构与参数 （3）确定设计总体方案 （4）确定具体设计方案 （5）轻型货车变速器的图纸的绘制。 （6）说明书的整理 第二章第二章 轻型货车变速器的总体方案设计轻型货车变速器的总体方案设计 2.1 轻型货车变速器的结构形式轻型货车变速器的结构形式 轻型货车变速器作为车辆中最重要的核心部件的一种， 广泛应用于汽车， 工程车辆， 运输机等等领域。它工作时，发动机通过 V 带传动带动轻型货车变速器转动，从而间接 地带动了车轮的转动，这样汽车就可以行驶了，通过改变轻型货车变速器理论的档位来 实现机动车辆的前进、后退、加速、减速等功能。在机动车辆的几个组成部分里，轻型 货车变速器是机动车的心脏的部分，其组成机构及传动系统的布局图如下图所示： 7 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 图 2-1 2.2 齿轮传动机构的特点齿轮传动机构的特点 齿轮传动与普通齿轮传动相比较，具有以下几个优点： （1）体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。 （2）传动效率高。 （3）传动比较大。 （4）运动平稳、抗冲击和振动的能力强，工作较可靠。 2.3 确定齿轮传动类型确定齿轮传动类型 根据设计要求：能实现连续运转且传动比小、结构紧凑、外廓尺寸较小,2Z-X(A) 型工作效率高，体积小而且机构简单，所以制造起来方便。齿轮传动适用于所有条件的 功率传动，在动力及辅助传动中应用较为广泛，工作制度不受限制。 8 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 第三章第三章 轻型货车变速器传动系统的设计轻型货车变速器传动系统的设计 3.1 轻型货车变速器内部传动系统的具体结构轻型货车变速器内部传动系统的具体结构 轻型货车变速器体内部主要有各档位传动齿轮，各传动轴以及端盖，轴承等等零件 组成，通过发动机驱动 V 带传动，从而带动轻型货车变速器内部的传动机构动作，继而 实现机动车辆轮子的转动， 于是车辆就可以行驶了。 其具体内部传动结构图如下图所示： 3.2 齿轮的设计计算齿轮的设计计算 3.2.1 配齿计算 根据齿轮传动的传动比和其配齿可求得内齿轮 b 和行星轮 c 的齿数。因为齿轮传动 的外廓尺寸较小，故选择中心轮 a 的齿数17=ZaZ 和行星轮3=np. 根据内齿轮 apb 1)z-(i=z 76.5=171)-(5.5=zb 9 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 圆整得，根据安装条件，取79=zb，此时实际的 p 值与给定的 p 值稍有不同，但是 必须控制在其传动比误差的范围内。 实际传动比为 5.647=79/17+1=/zz+1=i ab 其传动比误差 2.67%=/5.5|5.647-5.5=|/i| i -i | = ppi 由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮 c 的齿数 zc应按如下公式计算，即 cabc z+/2z-z=z 因为 62= ab zz 为偶数，故取齿数修正量为 1= c z 。这样，角变位后，a-c 啮合 齿轮副的传动性能。得到改善，且该齿轮传动的径向尺寸没有改变。故 c z = 301- 2 17-79 = 在考虑到安装条件为 32 2 = + C zz ba （整数） 初算中心距和模数 1. 试验齿轮的接触疲劳极限 limH =1282Mpa 试验齿轮的弯曲疲劳极限 limF =370MPa 齿形的最后工序为插齿，精度为 7 级。 2. 减速器的名义输出转速 n2 由 i= 2 1 n n 得 n2=n1/i=1000/5.5r/min 2 n = i n1 = 5 . 5 1000 minr =181.82r/min 3. 载荷不均衡系数 P K 采用太阳轮浮动的均载机构，取 15 . 1 = PP FH KK 10 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 4. 齿轮模数 m 和中心距 a 首先计算太阳轮分度圆直径： 3 lim 2 1 a 1 d u ukkkT K H d HHPA td = 式中： u一齿数比为 76 . 1 17 30 = A K 一使用系数为 1.25； td K 一算式系数为 768； H K 一综合系数为 2； 1 T 一太阳轮单个齿传递的转矩。 pp a nn P n T T 1 1 1 9549= = 985 . 0 10003 120 9549 mN =376 mN 其中 高速级齿轮传动效率，取=0.985 d 齿宽系数暂取 a db =0.5 limH =1450Mpa 代入 3 lim 2 1 a 1 d u ukkkT K H d HHPA td = 3 2 a 76 . 1 ) 176. 1 ( 15915 . 0 6 . 115 . 1 25 . 1 23.376 768d + = =78.66mm 模数 m= 63 . 4 17 66.78 = a a z d 取 m=5 11 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 则 mmzzma ga )3017(5 2 1 )( 2 1 0 +=+= =117.5mm 取 mma5 .122= 齿宽 5 . 421755 . 0=db d 取 b=62mm 3.2.2 几何尺寸计算 1. 计算变位系数 (1) a-c 传动 啮合角 ac 因 o 20cos 5 . 122 5 . 117 coscos 0 = a a ac =0.93969262 所以 ac = “54 3920o 变位系数和 2tan )( invinv zzx ac ca += =1.141 12 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 图 2-1 选择变位系数线图 中心距变动系数 y y= 5 5 . 117 5 . 122 0 = m aa =1 齿顶降低系数 y 141 . 0 1141 . 1 = yxy 分配边位系数： 根据线图法，通过查找线图 2-1 中心距变动系数 y y= 5 5 . 117 5 . 122 0 = m aa =1 齿顶降低系数 y 141 . 0 1141 . 1 = yxy 13 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 分配边位系数： 根据线图法，通过查找线图 2-1 得到边位系数 549. 0= a x 则 592.5490 . 0 141 . 1 = ac xxx (2) c-b 传动 由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有 0=+= bc xxx 从而 592 . 0 = cb xx 且 aa = = 0=y 0=y 2. 几何尺寸计算结果 对于单级的齿轮传动根据一下公式进行几何尺寸的计算，结果如下： 表 3-1 各齿轮副的几何尺寸的计算结果 项 目 计算公 式 a-c 齿轮副 b-c 齿轮副 分 度圆直 径 d 111 zmd = 222 zmd = 85175 1 =d 150305 2 =d 150 1 =d 395795 2 =d 基 圆直径 b d cos 1 1 ddb= cos 2 2 ddb= 87.7920cos85 1 = o b d 95.14020cos150 2 = o b d 95.140 1 = b d 37120cos395 2 = o b d 齿 啮 合 (2 11 xhmdd aaa += )(2 22 yxhmdd caa += 076.99 1 = a d 513.164 2 = a d 14 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 顶圆直 径 a d 啮 合 (2 * 11 xhmdd caa += )(2 22 yxhmdd baa += 513.164 1 = a d 09.391 2 = a d 齿 根圆直 径 f d 啮 合 (2 * * 11af chmdd+= (2 * 22af chmdd+= 987.77 1 = f d 424.143 2 = f d 啮 合 (2 * 11af chmdd+= )(2 22baf xchmdd+= 424.143 1 = f d 424.413 2 = f d 注：齿顶高系数：太阳轮、行星轮 1= a h ，内齿轮 8 . 0= a h ； 顶隙系数：内齿轮 25 . 0 = c 按公式验算其邻接条件，即 p acac n ad sin2 dhadaLh h。所以选用 6306 型轴承较为合理，并 把行星轮轴直径增大到 mmdd30 0 = 。 对行星轮轮缘厚度 c 进行校核 c = m Dd cf 5 . 2 2 )( min = 式中 m行星轮模数（mm） 55 . 2 2 72424.143 min = =c c =35.712 min =12.5mm 满足条件 c min 。 由于行星轮宽度 62 02 = bb mm，因此两个轴承之间安装一厚度为 5mm，宽度为 13mm 的套筒。 3.3.2 输入轴设计 1初算轴的最小直径 由下式 3 0 n P Ad = d=A03P/n 初步预估轴的最小直径，轴选用 40Cr 钢，采用调质处理。根据表 3- 2 查得 A0。 查表取 0 A =112，得 19 江西科技学院本科生毕业论文（设计） mm n P Ad243.55 1000 120 112 33 0min = 法兰安装在输入轴的最小直径处，截面上开有键槽，轴颈增大 5%到 7%。 故 mmd11.5901.58 min ，= 其实际尺寸将在轴承选择完成后确定。 2选择输入轴轴承 (1) 轴的结构设计 根据预估直径， 轮彀宽度和安装条件， 轴中间一段安装一对 6217 型 （深沟球轴承） ， 且对称安装。其尺寸为 mmmmmmBDd2815085= ，可画出输入轴草图（如附图 03）。 轴承的寿命计算 其参数为 mmd85= mmD150= mmB28= 2 . 83= r C kN 8 . 63 0 = r C kN 5000 lim =n r/min （油浴）； 取载荷系数 2 . 1= p f ； 当量动载荷 32282 . 1= rpF fP =3873N 轴承的寿命计算 330 6 ) 3873 83200 ( 1000 16670 )( 60 10 = P C n L a h h=165258h70400h 故该对轴承满足寿命要求。 3.3.3 输出轴设计 1初算轴的最小直径 则输出轴只承受转矩而不承受弯矩。输出轴选用 42CrMo 合金钢，其 45= MPa， 即求出输出轴伸出端直径 mm T d 3 3 2 2 45 6114 2 . 17 2 . 17= =88.423mm 97 . 0 82.181 120 95499549 2 2 = n p T Nmm 20 江西科技学院本科生毕业论文（设计） =6114 Nmm 式中 T2输出轴转矩； 齿轮啮合传动的效率，取0.97=。 2选择输出轴轴承 由于输出轴的轴承只承受轴向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），所示轴 承的尺寸应由结构要求来确定。 输出轴端，轴颈 110 2 =d mm。轮毂孔的直径要比太阳轮的齿顶圆直径( )a a d =99.076mm 大。 根据结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承 6030 型，其尺寸为 mmmmmmBDd35225150= 。 轴承的寿命计算 其参数为 mmd150= mmD225= mmB35= 132= r C kN 125 0 = r C kN 3000 lim =n r/min（油浴）； 取载荷系数 2 . 1= p f 当量动载荷 42402 . 1= rpF fP N=5088N 轴承的寿命计算 330 6 ) 5088 132000 ( 82.181 16670 )( 60 10 = P C n L c h =1600938h70400h 故该轴承满足寿命要求。 3输出轴上键的选择及强度计算 平键联接的主要失效形式压溃。 因此， 只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。 普通平键连接的强度条件按（3- 2）式计算 pp 2000 = kld T （3- 2） 式中 T转矩，Nmm； d轴颈，mm; 21 江西科技学院本科生毕业论文（设计） k键和轮毂键槽的接触高度，hk5 . 0= ，此处 h 为键的高度，mm； l键的工作长度，mm,A 型键bLl= ；B 型键 Ll = ；C 型键 /2lLb= ，其中L 为键的长度，b为键的宽度； p 许用挤压应力， 2 mmN ，在这里键材料为 45 钢。其许用挤压应力值按轻微 冲击算查相关资料的 p =100120MPa。 由前面计算知输入转矩 1146=T Nm， 选用A型键，其型号为 =Lhb1001832 ， 将数值 mm9185 . 0=k ， mm583290=l ， 键连接处的轴颈 d=110mm 代入式（3- 2）得 110589 11462000 p = =39.9MPa= + = + =S SS SS Sca 故该轴在截面 V 左侧的强度是足够的。 4.2 传动齿轮的强度校核传动齿轮的强度校核 （）校核齿面接触疲劳强度 （1）接触应力的计算 由文献4表395 可知，齿面接触应力计算公式，即 u u bd KT ZZ R EHH 1 )5 . 01 ( 2 2 22 1 1 + = （3.28） 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 电动机驱动，载荷平稳，由文献4表25可知，取1= A K 平均分度圆直径 ()()95.31328 . 0 5 . 013605 . 01 11 = Rm ddmm 平均分度圆圆周速度 14 . 9 60000 55695.31314 . 3 60000 11 = = nd v m m m/s 由文献4 图45（a）可知，按7405 . 2 100 3014 . 9 100 1 = zvm ，得24 . 1 = V K； 25 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 由文献4 图75（b） 可知， 按272 . 0 360 96.97 1 = d b ， 齿轮悬臂布置，21 . 1 = K； 由文献4表45可知，1 . 1= K； 65 . 1 1 . 121 . 1 24 . 1 1= K KKKK VA 由文献1表610可知，弹性系数 8 . 189= E Z； 节点区域系数 49 . 2 20cos20sin 2 cossin 2 = oo H Z 计算得， () 32.106 66 . 1 166 . 1 5 . 0136096.97 1026 . 9 65 . 1 2 8 . 18949 . 2 2 2 2 5 = + = R H MPa （1） 接触疲劳强度的许用应力 由文献4 表285 可知，许用接触应力计算公式，即 LVRWXN H H HP ZZZZ S min lim = （3.29） 确定公式内的各计算数值 小齿轮的接触疲劳强度极限600 1lim = H MPa 最小安全系数0 . 1 min = H S 由文献1，10-13可知，计算应力循环系数 8 11 10461 . 9 24365513606060= h jLnN 由文献1 图 10-19 可知，查