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机械毕业设计全套
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NJ01-037@小型收割机变速箱设计,机械毕业设计全套
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指导老师：严霖元教授 nts目录 各零件的设计计算及选取 nts 档位 的确定 一 二 三 四 传动形 式确定 倒档方 案确定 操纵方 案分析 nts档位确定 综合考虑换挡的方便性以及提高发动机 的功率利用效率、汽车的燃料经济性选 用5+R档位 一档 二档 三档 四档 五档 R档 5.8 3.47 2 1 0.75 5 根据收割机的割幅及工作效率和查标准标准公比得各档传动比 nts特点：中间轴式变速器传动方案的共同特点是： (1)设有直接挡； (2)一挡有较大的传动比； (3)挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动； (4) 除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡； (5)除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低 。 两轴式变速器 传动形式的确定 中间轴式变速器 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。 nts传动形式的确定 传动简图 考虑到收割机应有较大的一档传动比且中间轴式变速箱采用啮合套和同步器换挡，换挡比较平稳所以这里悬着中间轴变速器！ nts倒档方案的确定 常用结构方案 方案 a） 在 前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中 。 方案 b） 此 方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案 。 方案 c ） 此 方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理 。 方案 d） 此 方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用 。 方案 e） 此 方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。 方案 f )此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便，这也是此次设计所采用的方案。 方案 g) 为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些，一般 3、 4、 5、 6、 7五种方案用于五档变速器。 nts 1、变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。 2、设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求 1） .要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁 ; 2） .要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度 ; 3） .应使驾驶员得到必要的手感。 3、换档位置 设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点： 1） .按换档次序来排列 ； 2） .将常用档放在中间位置，其它档放在两边； 3） .为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，根据齿轮和同步器的分布进行安排，一般放在和一档同一排或是与 5档同一排。 操纵方案分析 nts各零件设计计算 齿轮的设计 同步器设计 轴的设计 轴承的选择 操纵机构 nts齿轮的设计 按齿根弯曲强度设计 按齿面接触强度设计 选定齿轮类型 精度等级、材料及齿数 计算几何尺寸 nts输入轴 输出轴 中间轴 轴的设计 哪个是俺老孙的金箍棒 nts轴承选择 对于 一轴的最大轴向力为2137.2N,配合处直径为40mm 对于 二轴的最大轴向力是档变速箱工作在一档的时候最大轴向力为 2905.3N 对于中间轴 ,当变速箱处于五档工作时，所承受的轴向力最大 4860N 61908号 深沟球轴承 16006号 深沟球轴承 左端选用 61907号 深 沟球轴承右端选用 16006号 深沟球轴承 变速器第二轴上常 啮 合 齿轮与第二轴之间 采 用 滚针轴承。 nts同步器设计 工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。 1、 9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、 8-结合齿圈 4、 7-锁环（同步环） 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套 nts操纵机构 变速器操纵机构应满足如下主要要求：（ 1）换挡时只能挂入一个挡位；（ 2）换挡后应使齿轮在全齿长上啮合；（ 3）防止自动脱挡或自动挂挡；（ 4）防止误挂倒挡；（ 6）换挡轻便。 自锁工作示意图 nts互锁 工作 示意图 倒档锁 nts制 图 零 件 图 装 配 图 ntsnts收割机变速箱毕业设计 本 科 毕 业 论 文（设 计） 题目 ： 小型收割机变速箱 学 院 ： 工学院 姓 名 ： 学 号 ： 专 业 ： 年 级 ： 指导教师 ： 二 0 一四 年 五 月 nts收割机变速箱毕业设计 摘要 变速箱是由装在变速箱壳体内 各轴上不同齿数的齿轮和操纵机构组成的。根据 不同档位的需要 将不同轴上不同齿数的齿轮啮合在一起， 从而实现不同的传动比以此来实现 变速 ， 在 变速箱中，齿轮，轴和操纵机构起着重要的作用。在设计的过程中主要各档传动比进行分配、计算，对各档齿轮齿数分配、计算，并对齿轮进行设计、计算，强度校核；对轴进行强度和刚度校核。变速箱的操纵机构设计包括选换挡机构设计和锁定机构设计两部分。选 换挡机构包括操纵盖，拨叉，拨快，拨叉轴设计。锁定机构设计包括自锁机构设计，互锁机构设计和联锁机构设计。 关键字： 齿轮； 轴 ；轴操纵机构； 锁定机构 nts收割机变速箱毕业设计 Abstract The gearbox is mounted on the shaft by a different number of teeth of the gear in the gearbox housing and the operating mechanism thereof. Accord ing to different needs of different shaft type gear teeth engaged with the gear, in order to achieve the different gear ratios in order to achieve, in the gearbox, gear, shaft and plays an important role in the control mechanism. In the design process mainly allocated for each gear ratio, calculated on the number of teeth of each gear allocation, calculation, and gear design, calculation, strength check; strength and stiffness of the shaft checked. The design includes a transmission operating mechanism the shifting mechanism and a locking mechanism designed in two parts. The shifting mechanism includes manipulation cover, fork, dial fast, fork shaft design. The locking mechanism design includes self-locking mechanism design, mechanical design and interlocking interlocking mechanism design. Key words: Gear Axis Manipulation of body Locking mechanism nts收割机变速箱毕业设计 nts收割机变速箱毕业设计 1 / 51 目录 前言 . 3 1 机械式变速器的概述及其方案的确定 . 4 1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 . 4 1.1.1 档位数的确定 . 4 1.1.2 传动形式的确定 . 4 1.1.3 倒档的形式及布置方案 . 7 1.1.4 变速器操纵机构方案分析 . 9 1.2 变速器主要零件的方案分析 .11 1.2.1 齿轮 .11 1.2.2 轴的结构形式 .11 1.2.3 换档结构型式 .11 2 变速器整体性能参数的确定 . 12 2.1 档数和传动比 . 12 2.2 中心距 . 14 2.3 轴向尺寸 . 14 3 齿 轮详细参数设计 . 15 3.1 齿轮参数 . 15 3.1.1 齿轮模数 . 15 3.1.2 齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b . 16 3.1.3 各档齿轮齿数的确定 . 17 3.2 齿轮参数的详细计算及校核 . 20 3.2.1 选定齿轮类型、公差等级、材料 、齿数及螺旋角 . 20 3.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 . 20 3.2.2 1 确定设计公式中各参数 . 20 3.2.2.2 设计计算 . 21 3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计： . 22 3.2.3.1 确定公式中各参数 . 23 3.2.3.2 设计计 算 . 24 nts收割机变速箱毕业设计 2 / 51 3.2.2 几何尺寸计算 . 24 各齿轮参数表 . 25 4 变速器轴的设计计算 . 25 4.1 轴的结构及计算 . 25 4.1.1 轴的功用及设计要求 . 25 4.1.2 轴的结构形状 . 25 4.1.3 轴尺寸初选 . 28 4.1.3.1 轴的直径和长度估算与确定 . 28 4.1.4 轴的受力分析 . 29 4.1.5 轴的强度计算及校核 . 32 4.2 轴上花键的设计计算 . 35 5 同步器的设计 . 36 5.1 同步器的结构 . 36 5.2 同步环主要参数的确定 . 37 6 操纵机构 . 39 6.2 互锁装置 . 40 6.3 倒档锁装置 . 41 7 变速器轴承的选择 . 41 7.1 轴承的转速 . 41 7.2 轴承的受力分析 . 41 主要参考文献 . 45 结论 . 46 致 谢 . 47 nts收割机变速箱毕业设计 3 / 51 前言 由于缺乏收割机变速系统的资料， 又因为汽车变速系统与收割机变速系统原理一样， 故本设计相关参数均选用 越野 汽车及拖拉机 （主要为汽车）。 变速器和发动机相 接 ，是驱动系统力矩转换器 - 传动机构。由两部分组成的传输和转向机构。大多数汽车都配备了数前进档变速器的改变发动机转矩和转速，齿轮传动车辆系统。当离合器接合时，通过从所述输入轴的发动机转矩接收到的传输，转矩，然后通过一组 齿轮传送，或者增加或直接传递到从动产生最终扭矩变速器输出轴间接地连接到所述驱动轮旋转，以适应汽车起步，加速，行驶和道路的障碍，以克服对不同行驶条件和驱动轮的牵引力的速度的不同要求。此外，该传输也可以应用到在汽车中的反向驱动和起动发动机和车辆滑行或停止发动机与传动系保持分开 ;必要时，应在输出功率。 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为如下五大类： 一、手动变速器 (MT) 二、自动变速器（ AT） 三、手动 /自动变速器（ AMT） 四、无级变速器（ CVT） 五、双离合变速器（ DCT） 而我 此次设计为手动变 速器（ AT） 。相关参数如下： 档位数： 5 档 +R 档 主减速比： 5.2(由于收割机工作环境比较恶劣本设计选取了较大的主减速比 ) 发动机型号： JX493ZLQ3LQ3 最大功率： 15.7kw/21 马力 最大功率转速： 3000r/min 满载重量： 1500kg(其中裸重约 1200kg) 履带驱动轮直径为 400mm 假定收割机没小时收割 2.5 公顷水稻，算得工作速度为 0.52m/s nts收割机变速箱毕业设计 4 / 51 1 机械式变速器的概述及其方案的确定 为 适应 收割机 在各种条件下阻力变化的要求， 使其可以在各种 条件下工作，所以 在传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应 收割机在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。 变速器结构方案的确定，变速器由传动机构与操纵机构组成。 变速器的基本设计要求： 1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输 出装置。 5）换挡迅速、省力、方便。 6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应有高的工作效率。 8）变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 1.1.1 档位数的确定 这里有与 CVT 变速箱相比水平，其结构简单，价格低廉制造，具有高传输效率（ = 0.96 0.98 ） ，所以各种车辆得到广泛应用。首先，设计应根据传输条件和要求的传动比，每个文件的数目的齿轮传动 比，收割机的范围，因为它们提供动力汽车的燃料经济性，并有一大直接影响测定。低齿轮比的传动比范围内是可移动的与高变速比的范围为大于。目前，汽车变速比在 3.0 至 4.5 的范围内 ;轻nts收割机变速箱毕业设计 5 / 51 型卡车和客车上的 5.0-8.0 通用 ;拖拉机越野车 10.0 20.0 。比。汽车行驶的道路条件下比在汽车发动机的功率和质量更多样化的要小，质量则发送通常情况下，有 4 个，与前进档 5速变速器 ;重型卡车和重型越野汽车是一个多速变速器，前进数齿轮可达 6 16 甚至 20 。增加可用的传动齿轮的数量，从而提高发动机的功率利用效率，该车的燃油经济性和 平均车速，可以提高运输车辆的工作效率，降低运输成本。然而，当手动机械控制机构，以达到快速移无声超过五前进档变速器是困难的。因此，直接操作的传动齿轮的数量的上限为 5个文件。超过五个前进速度将复杂的控制机制，或者需要安装一个独立的操纵变速机构，后者仅适用于某些驾驶条件。的发送电平的和所选择的传输方案传输效率，副电力传输的数量，包括齿轮，速度，功率传输的制造精度，润滑系统，齿轮壳体部分和所述轴的有效性，和类似物，和刚性。 1.1.2 传动形式的确定 在 3轴手动变速器和双螺杆传输是使用最广泛的。 在图 1-1中，第 一轴齿轮与所述齿轮相对应的中间轴，分别接合第二轴齿轮常啮合，并且所述第一和第二轴示出三轴式变速器是同心的。第一和第二转矩传递轴直接连接到该文件被直接调用。在这种情况下，齿轮，轴承和中间轴不执行，并且所述第一，第二轴传递转矩。因此，高效率的直接 档 传输，磨损和噪音是最小的，这是三轴变速器的主要优点。为了通过两对齿轮传递扭矩所需的其他前进档。因此。距离下有小的情况下（即影响传输大小的重要参数），仍然可以得到一个大齿轮比的齿轮中心，这是三个轴传动的另一个优势。其缺点是： 除直接档外 其他 档位 传输效率下降 在手动变速箱中 三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。 nts收割机变速箱毕业设计 6 / 51 图 1-1 轿车中间轴式四档变速器 1 第一轴； 2 第二轴； 3 中间轴 图片来源：百度图片 如图 1-2所示的两轴传动。与三轴变速器相比，其结构简单，紧凑，除了相互传输效率和低噪音的最引人注目以外的文件。多车前轮驱动与前置发动机布局，因为这样的安排使得电动车 - 变速器的紧凑型轿车操控性还是不错的，质量可以通过 6 调低至 10 。两轴变速器处于这种布置传动系统方便和简单的结构。如图所示，第二轴形成一体的主驱动齿轮减速（即输出轴）的 2轴传动，当发动机主伞齿轮减速机或双可用齿轮的垂直位置 ;时当圆柱齿轮是可用的，从而简化了制造工艺并降低成本横置发动机。除了常见的反向滑动齿轮（正齿轮） ，其他文件都用在常啮合斜齿轮 ;安装在所述第二多轴线，这是由于活性齿轮的一个文件的小尺寸的文件同步，同步加载有困难 ;而高端的同步，也可安装在第一轴的后端 ， 如 图所 示。 nts收割机变速箱毕业设计 7 / 51 图 1-2 两轴式变速器 1 第一轴； 2 第二轴； 3 同步器 图片来源：百度图片 由于所设计的 为小型收割机， 因此采用中间轴式变速器。 图 1-3 图 1-3 看到几个 常见的 五速变速箱中间轴式传输方案。它们的共同特点是：在相同的行中的第一和第二轴的传输轴，它们是由离合器连接将获得直接档。使用直接档，齿轮和轴承和齿轮箱的副轴不加载，通过所述第一轴和第二轴直接输nts收割机变速箱毕业设计 8 / 51 出的传输，并且传输效率高的传输，最高可达 90 ，低噪音，和齿轮的磨损减少发动机扭矩因为直接驱动齿轮的利用率的轴承比其它更高，从而增加了传输的使用寿命 ;在其他前进档正常工作时，电力传输需要穿过第一轴布置，中间轴和第二轴 2的齿轮传动装置，从而在中间传动轴和所述第二轴（中心距离）之间的距离不的条件下，仍然存在一个大的变速比 ;高齿轮常啮合齿轮传动齿轮，低速齿轮的齿轮（齿轮），可以使用或不使用常啮合齿轮传动装置中使用 ;传输方案中，除了大多数文件比的齿轮变速机构，或两者同步换档离合器等的，少数人的结构也用于同步的文件或离合器换档，以及每个文件的同步离合器或在大多 数情况下，下载的所述第二轴线。除了再次工作时，直接档传动效率以外的其他档位略低中间轴变速器，这是它的缺点。在相同条件下的文件的数量，主要是在各中间轴传动齿轮常不同的方式的数量和转向齿轮传动方式。 在图 1- 3a 中所示，除了一个程序，反向滑动齿轮变速用直齿，该文件的其余部分是常啮合齿轮。图 1 -4b、 c、 d 各在前进档中所示的实施例中始终与该齿轮啮合 ;图中所示的方案 1 -4d 扭转和安装在后副柜位布置除了可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损，降低运转噪音，而且也不需要在过载条件下超速传输，很容易形成只有四个前进档的变速 箱。 nts收割机变速箱毕业设计 9 / 51 1.1.3 倒档的形式及布置方案 倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿的方案。 图 1-3 常见的倒档结构方案有以下几种： 图 1-3 为常见的倒挡布置方案。图 1-3b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 1-3c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合 理。图 1-3d 方案对 1-3c的缺点做了修改。图 1-3e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 1-3f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。 为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图 1-3g 所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 1.1.4 变速器操纵机构方案分析 1、变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。 2、设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求 1） .要有 锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁 ; 2） .要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度 ; nts收割机变速箱毕业设计 10 / 51 3） .应使驾驶员得到必要的手感。 3、换档位置 设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点： 1） .按换档次序来排列 ； 2） .将常用档放在中间位置，其它档放在两边； 3） .为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，根据齿轮和同步器的分布进行安排，一般放在和一档同一排或是与 5档同一排。 综合考虑，本次设计采用五档三轴中间轴式，全同步器啮合。 全部为斜齿轮常啮合传动，前 进档均采用滑块式同步器换档，换档机构适宜远距离操纵及地板式直接操纵 。 传动简图如下： 图 1-4 nts收割机变速箱毕业设计 11 / 51 1.2 变速器主要零件的方案分析 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。 1.2.1 齿轮 本次设计的齿轮采用的是斜齿轮传动， 与直齿圆柱齿轮 相比，斜齿圆柱齿轮的 使用寿命 比较长 ， 而且 工作时噪声低； 但它的不足是 是制造时 比较 复杂， 而且有 工作时有轴向力。但是，在 本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，均采用斜齿轮传动。 1.2.2 轴的结构形式 轴的机构主要取决于轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件类型、尺寸、数量以及和轴联接的方式；载荷的性质、大小、方向以及分布情况；轴的加工工艺等。 综合考虑这些情况 故本设计采用阶梯轴，两端用轴承与箱体联接，并根据零件的安装润滑等方面需要进行轴肩，卡环槽、退刀槽的加工。 1.2.3 换档结构型式 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 滑动直齿圆柱齿轮换挡的特点是结构简单，紧凑，但由 于移不轻，当移位的牙齿，造成早期损坏齿轮端面有很大的影响，可能会滑出齿轮花键磨损，噪音后容易引起等原因，谁开始的文件时，反向很少被使用以外。 接合所述换档模式通常用于与螺旋齿轮。由于常啮合的齿轮，从而减少噪音和动态负荷，以提高齿轮的强度和寿命。有被分成齿接合离合器和啮合的外齿，这取决于所选的结构布置，如果空间允许，使用齿轮型组合，以减少轴向尺寸副的内齿轮。结合套换档结构简单，但不能完全消除换挡冲击，目前经常在要求不高的位置使用。 使用同步器换挡换挡时从影响担保，从而使齿轮强度得以充分发挥，并操纵nts收割机变速箱毕业设计 12 / 51 轻便，缩短了 换挡时间，从而提高了汽车的加速，经济性和驾驶安全性，此外，也有利于这种的操作自动化的类型。它的缺点是结构复杂，制造精度要求高，增加的轴向尺寸，铜的同步环中的较短的使用寿命。目前，已广泛应用于各类同步传输。 在这个设计中，锁被用在铜材料同步环，同步是同步依赖于摩擦。但它可以保证以啮合在与齿圈接触的联接套筒花键不能达到同步之前，以避免冲击和从齿间结构产生的噪声 。同步器的结构如图 1-10所示： 图 1-4 锁环式同步器 l、 4 同步环 ;2 同步器齿鼓 ;3 接合套 ;5 弹簧 ;6 滑块 ; 7 止动球 ;8 卡环 ;9 输出轴 ;10、 11 齿轮 2 变速器整体性能参数的确定 2.1 档数和传动比 近年来，为了 倡导低碳生活 ，变速器的档数有增加的趋势。因此本设计 采用5+R 个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 拖拉机基本不爬坡，而且 爬陡坡时车速不高， 所以 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。 所以 有 nts收割机变速箱毕业设计 13 / 51 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I TrT i i m g f m gr m axm ax 0rgem g ri Ti m a x 2e g I TrTi Gr 2m ax 0rgIeTGri Ti max1mingngiqi则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 (2-1) 式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系数； rr-驱动轮的滚动半径； Temax-发动机最大转矩； i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。 根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器 I档传动比为： （ 2-2） 式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取 =0.50.6。 由已知条件：满载质量 1500kg； rr=200mm； Te max=50Nm； i0=5.4 =0.95。 根据公式（ 2-2）可得： igI =5.8 超速档的的传动比一般为 0.70.8，本设计取五档传动比 ig =0.75。 中间档的传动比理论上按公比为： （ 2-3） nts收割机变速箱毕业设计 14 / 51 3 IA m a xA K T的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出： q =1.667 该设计的变速箱的各档传动比如下表： 档位 1 2 3 4 5 R 传动比 5.8 3.47 2 1 0.75 5.00 2.2 中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响， 在选择 中心距 的时候 、 我们应该考虑 齿轮 是否有足够 的强度。三轴式变速器的中心距 A（ mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (2-4) 式中 K A-中心距系数取 11； =0.96 TI max -变速器处于一档时的输出扭矩： TI max=Te max igI 故可得出初始中心距 A=71.8mm，齿轮进行变位。 2.3 轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 (2.22.7)A 五档 (2.73.0)A 六档 (3.23.5)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数nts收割机变速箱毕业设计 15 / 51 的上限。为检测方便， A取整。 本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是 3 71.8mm=215.4mm， 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3 齿轮详细参数设计 3.1 齿轮参数 3.1.1 齿轮模数 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。 应该指出的，选取齿轮模数时一般遵守的原则是： 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 可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以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；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；变速器 低档齿轮应选用大些的模数，其它档位选用另一种模数。结合本设计的具体情况查文献 2，3-3可知：一档齿轮初选 m =2.75mm;其它档位初选 5.2nmmm。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原 因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 23.5。本设计取 2.5 nts收割机变速箱毕业设计 16 / 51 3.1.2 齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3-1选取。 表 3-1 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 14.5， 15， 16 16.5 25 - 45 一般货车 GB1356-78规定的标准齿形 20 20 - 30 重型车 同上 低档、倒档齿轮 22.5， 25 小螺旋角 压力角 较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。 由于收割机工作环境复杂且需要承载水稻故 在本设计中变速器齿轮压力角取 20 ,啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角取 30。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(4.58.0)m， mm 斜齿 b=(6.08.5)m， mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 nts收割机变速箱毕业设计 17 / 51 714 1 0gIZZi ZZmAZ 23.1.3 各档齿轮齿数的确定 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比 和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 1. 确定一档齿轮的齿数 由于 一档传动比 为： 为了确定 Z1和 Z10的齿数，先求其齿数和 Z : （ 2-8） 其中 A =71.8、 m=2.75,所以： 22.52Z当 汽车 三轴式的变速器 4 .0 6 .0gIi时，则10 1 1 . 7 1 4 . 6 7Z 可 在 范 围 内 选 择，此处取 10Z =14，则可得出 1Z =38 nts收割机变速箱毕业设计 18 / 51 7 1 041gIZZi74()2 c o snm Z ZA 742 c o snAZZ m 7 249= 2 .5 1g Z Zi ZZ 291.636ZZ nmAZ cos2上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是整数，将其调整为整数 后，从式（ 2-8）看出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 52 则根据式（ 2-8）反推出 A=72。 2. 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 2-7）求出常啮合齿轮的传动比 （ 2-9） 由已知得74/ZZ=2.137 1 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （ 2-10） 由此可得： (2-11) 而根据已求得的数据可计算出：7450ZZ。 与联立可得： 7 34Z 、 4Z =16。 则根据式（ 2-7）可计算出一档传动比： 1gi=5.77 3. 确定其他档位的齿数 二档传动比 (2-12) 所以： 对于斜齿轮， nts收割机变速箱毕业设计 19 / 51 5 1 3 71 3 1 1 4grZ Z ZiZ Z Z 故有：2950ZZ 联立得：293 0 2 0、ZZ。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮：382 4 2 6、ZZ，四档齿轮：471 6 3 4、ZZ，五档齿轮：6 1 21 3 3 7、ZZ确定倒档齿轮的齿数 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 gri取 5.0。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取11 11Z。 而通常情况下，倒档轴齿轮 13Z 取 2130，此处取 13Z =29。 由 （ 2-14） 可计算出5 23Z。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 ： 59mm 而倒档轴与第二轴的中心距 : 5 1 3 0 . 5 ( ) 7 1 . 5A m Z Z m m (2-16) nts收割机变速箱毕业设计 20 / 51 3.2 齿轮参数的详细计算及校核 3.2.1 选定齿轮类型、公差等级、材料、齿数及螺旋角 1) 类型选择 根据题目要求，选用斜齿圆柱渐开线齿轮传动（常啮合齿轮采用直齿圆柱齿轮）； 2) 精度选择 变速箱为精密传动，速度较高，故选用 3 级精度； 3) 材料选择 小齿轮 （ 40Cr）调 质处理 硬度为 280HBS 大齿轮 （ 45 号钢）调质处理 硬度为 240HBS 两者材料硬度差为 40HBS 4) 齿数471 6 3 4、ZZ； 5) 初选螺旋角 =30。 3.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 4 21 3-21 () 按 课 本 式 （ 1 0 2 1 ） 试 算 ， 即t H EtdHK T u Z Zdu3.2.2 1 确定设计公式中各参数 1）初选载荷系数 Kt=1.6 2)小齿轮传递的转矩 64 9 . 5 5 1 0 1 5 . 7 / 3 0 0 0 4 9 9 7 8 m m TN 3)由第八版机械设计（濮良贵版）表 10-7 选取齿宽系数d 0.4 4）计算应力循环次数 N（假设该变速器工作时间为五年，每年工作 4 个月，每月按 30 天计算，每天工作 8小时） N4=60njLh=60 3000 1（ 5 4 30 8） =8.64 108（次） nts收割机变速箱毕业设计 21 / 51 N7=N4/2.1=4.11 108（次） 所以由第八版机械设计（濮良贵版）图 10-19可得 接触疲劳寿命系数： KHN4=1.05;KHN7=1.1 5）确定齿轮疲劳强度极限 按齿面硬度由第八版机械设计（濮良贵版）图 10-21 可得齿轮 4的齿轮疲劳强度极限为：lim 1 =600H MPa； 齿轮 7为：l i m 2 550H Mpa 6）计算接触疲劳许用应力 失效概率为 0.0001，查 1表 6.5 取安全系数 S=1.5，得 1427l i m 1l i m 2420403H N HHH N HHK M P aSK M P aS 所以 412 H M P a 7） 第八版机械设计（濮良贵版）图 10-30 选取区域系数 ZH=2.2 8 ） 第 八 版 机 械 设 计 （ 濮 良 贵 版 ） 图 10-26 查 得 端 面 重 合 度 ：1 2 1 2=0.65 ； =0.69. 则 = + = 1 . 3 4 9) 第八版机械设计（濮良贵版）表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZ MPa3.2.2.2 设计计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t由计算公式得： 4 21 3 21 ( ) = 5 5 . 4 5 m m t H EtdHK T u Z Zdu 1)计算圆周速度 v 13 5 5 . 4 5 3 0 0 0 8 . 8 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 tdnv m s 2)计算齿宽 b，齿高 h及模数 mnt nts收割机变速箱毕业设计 22 / 51 1110 . 5 5 5 . 4 5 2 7 . 7 3c o s3 m m2 . 2 5 2 . 2 5 3 6 . 7 5 齿 宽 ：模 数 ：齿 高 ：dttntntb d m mdmZh m m m3）计算纵向重合度 d1= 0 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 1 6 t a n 3 0 2 . 9 3 8z 4）计算载荷系数 K 根据
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