30KW非公路车辆之传动系总体设计

30KW非公路车辆之传动系总体设计摘要：30kw非公路自走式车辆底盘主要从事茶园打药功能，在轮距和离地间隙上满足茶园的园艺要求，自走式车架上上包括发动机，转向机构，动力传动机构，行走机构。园林车辆的传动系设计包含：变速箱的设计，传动轴的设计，驱动桥设计和最终减速及行走系统设计，变速器档位为6前进档，2个倒档；最高车速25KM/h; 最低档位车速1km/h，倒挡为2.5km/h和5km/h, 变速箱要有动力输出轴装置；行走系统最终减速装置选择合理，轮胎选用农业窄轮胎，所有的传动部件不得外露，要有防护网或者防护罩。我的任务是进行变速器总体方案设计。此变速箱为6前进挡2后退档变速箱，所以次变速器有两部分组成，由前部的4档变速器及后部的副变速器共同组成。与后部驱动桥采用联轴器联接，与前部离合器采用花键联接。关键词：变速箱 装配 副变速器 操纵机构General design of 30KW non highway vehicle transmission systemAbstract30kW off-road self-propelled vehicle chassis is mainly engaged in tea pesticide function.The self walking frame comprises an engine, a steering mechanism, a power transmission mechanism and a running mechanism.The transmission system design of garden vehicles include: transmission design, drive shaft design, drive axle design and final deceleration and walking system design.Maximum speed 25KM/h; minimum gear speed 1km/h, reverse gear for 2.5km/h and 5km/h,power output shaft device for gearbox; Agricultural narrow tires，all transmission parts shall not be exposed, to have a protective net or protective cover.My task is to design the overall transmission scheme.The rear drive axle is connected with a coupling, and the front clutch is connected with a spline.Key words Transmission box Assembly Auxiliary transmission Control mechanism目录引言1第一章 变速器概述11.1 变速器设计基本要求11.2 变速器的分类11.3 变速器的发展2第二章 变速器传动机构布置方案32.1 变速器的选择32.2 传动方案的确定3第三章 主要参数的选择43.1 各档传动比的确定43.1.1 最小传动比的选择43.1.2 最大传动比的选择53.1.3 各档传动比的选择53.2 中心距A 63.3 齿轮参数63.4 各档齿轮齿数的分配8第四章 轴的选取114.1 轴的工艺要求 114.2 轴的尺寸选择 124.3 中间轴上花键尺寸的确定 13第五章 箱体设计155.1 箱体的材料与毛胚种类的选择 155,2 箱体主要结构尺寸的计算 15第六章 变速器操纵机构及同步器设计 166.1 操纵机构类型 166.2 变速器设计要求 166.3 同步器的功能及分类 176.4 锁环式同步器基本参数的确定 17结论 18致谢 19参考文献20引 言当今车辆上普遍采用活塞式内燃机来当作动力源，他的转矩、转速转变范围不大，无法充分应对汽车行驶时遇到的复杂使用前提，因此需要汽车的驱动力和车速能在较大的范围内变化，使汽车可以应对复杂的使用前提。变速器的主要功效为：1、转换传动比，增大驱动轮转矩和转速的转变范围，以应对时常变化的行驶条件，例如起步、加速、上坡等，使发动机在较为有利的工况下工作；2、在发动机旋转方向不变的情况下，是汽车的倒档能够实现，汽车可以倒退行驶；3、间隙、中断功率的传输，使发动机能够实现起动和怠速，方便传输和输出功率。第1章 变速器概述1.1 变速器设计基本要求基本要求如下： （1）确保有必要的经济性和动力性。 （2）设立空挡，用来截断发动机的动力输出。 （3）设置倒档，使汽车能在发动机运转方向不变的情况下能倒退行驶。 （4）设置功率输出装置，必要时可输出功率。 （5）换挡迅速、方便、省力，以降低变速时间。 （6）运行稳定。汽车行驶过程当中，变速器不可以有跳挡、乱档、换挡冲击等现象产生。 （7）变速器应当由较高的工作效率。 （8）变速器的工作噪声低。 除了上述几项要求以外，在进行设计时还应当满足轮廓尺寸尽量小、质量不可过大、制作成本不可过高、安装及拆卸方便、维修工作可以方便进行等要求。1.2 变速器的分类变速器主要由两部分组成：变速传动机构和操纵机构。变速传动机构可以按前进的档位数分类或者轴的种类分类，具体分类以下：按照前进档位的数量可分为：3挡变速器、4挡变速器、5挡变速器、多档变速器。按照轴的形式可分为：固定轴式和旋转轴式。固定轴类可分为：2轴类、中间轴、双中轴、多中间轴。一般的多档变速器普遍是在原有的传动机构的基础上，再附加一个副箱体，这就在结构没有什么重大变化的基础上，也能达到增加变速器档位数的目的，而且档位数成倍增加。此次设计为多档变速器，必须要设计副变速器。副变速器结构如图1。图1 副变速器结构拨在左侧右输出轴与左侧轴相连接；而向右拨时，动力会经过两对啮合的齿轮从而形成一个档位。1.3 变速器的发展变速器自诞生至今已经有了一百年以上的历史，其历史已经可以与汽车相比肩。而变速器发展到现在，有着众多的世界知名生产厂商，比如博世、ZF、爱信等，甚至还有一些知名汽车大厂自主研发适合自己车型的专有变速器。变速器多年的发展，诞生众多种类，主要有手动变速器MT、自动变速器A1、无级变速器CVT、顺序换档变速器AMT和双离合变速器DCT。而变速器也大致是以这个顺序发展而来。随着科学技术的发展，机械和液压机械传动已广泛应用于乘用车和商用车。这两种变速器具有如下优点：（1） 操纵方便，使驾驶员的换挡技术的差异不再对行驶造成影响。（2） 有着比普通变速器更好的传动比转换性能，速度变换快而且连续平稳，不会出现手动挡汽车换挡时机选择不正确时造成的车身震动，从而提高了汽车的乘坐舒适性；并且使汽车更受一些家庭主妇及非职业驾驶员的喜爱。（3） 司机不再会因频繁换档而导致精神和身体疲劳，从而提高驾驶的安全性。（4） 这两种变速器可使汽车的燃油经济性进一步提高，从而降低排气污染。另一方面，这2种传输也存在结构复杂、成本高、传输效率低等缺点。这两种变速器会消耗一部分的动力，所以会降低变速器的传动效率。可以预见，自动变速器的汽车会很大程度的主导了今后的汽车市场。自动变速器技术的发展是一个重要的发展方向，赶上世界传播的发展趋势。汽车企业在变速器领域的技术创新将会成为企业未来发展与竞争的关键，影响着未来整车市场竞争的格局。第二章 变速器传动机构布置方案2.1变速器的选择设计采用固定轴式变速器（1） 两轴式变速器 前置发动机前驱动车辆大多数安装双轴式变速器。与中间轴式变速器做对比，两轴式变速器的轴和轴承的数量明显减少，设计人员可以拥有更多设计空间。所以两轴式变速器就具有结构简单、轴向尺寸小和容易在底盘上寻找布置位置等优点。（2）中间轴式变速器发动机前置后轮驱动汽车的发动机后置后轮驱动的客车上多使用中间轴式变速器。第一轴的最左侧的花键用来与离合器的从动盘毂花键槽相连接，第二轴的尾部即最右侧与驱动桥轴采用联轴器连接。中间档只对一对齿轮传递动力，而两轴式变速器由于结构原因，不可以在传动方案中设立直接档，在高档工作时齿轮和轴承均承受载荷，所以其传动效率高，噪音低，而两轴式不仅工作噪声大而且易损坏。而且两轴式变速器受结构限制，一档传动比如果设计过大对尺寸会有很大影响，1档只能选用较小的速比。两轴式变速器输出轴输出与输出轴输入在同一端，而且两轴的转向相反。而中间轴式变速器分别在变速器的两端进行输出和输入，而且两轴转动方向相同。此次设计的30kw非公路车辆自走底盘为发动机前置后轮驱动，且变速器处于底盘整体的中部位置，所以此设计采用中间轴式变速器。2.2 传动方案的确定30kw非公路车辆设计要求变速器档位为6前进档，2个倒档；最高车速25KM/h; 最低档位车速1km/h，倒挡为2.5km/h和5km/h,。档数较多，不能采取一般的设计，在不改变普通传动机构情况下，在传动系统上增加一个副变速器，只有如此才能在不改变原有传动结构的情况下，大幅度增加变速器可用档数。因此此次设计的变速器分别由一个3档变速器和一个副变速器组成。传动方案如图2所示。图2 传动方案简图 第三章 主要参数选择3.1各档传动比的确定 3.1.1最小传动比的选择汽车大多数时间是在较高速度行驶，此时需要将档位放在最高档档位上，在变速器中最高的档位普遍就是传动比最小的档位，因此最小传动比必须认真选择，最小传动比影响着车辆大多数行驶时间的传动情况。传动系统的总传动比是传动系统中各部件的传动比的乘积，即 （1）ig为变速器传动比；i0为主减速器传动比；ic为分动器或副变速器传动比。取最小传动比i3=1 3.1.2最大传动比的选择汽车在最慢速、怠速及起步时主要会使用变速器的最低档位，同样在车辆上最低的档位就是传动比最大的档位。因此在选取最大传动比时就要考虑汽车的爬坡度以及地面附着率从而对最大传动比进行设计。本次设计传动系最大传动比itmax是变速器1档传动比ig1与副变速器传动比ic与主减速器传动比i0的乘积。i0由其他设计同学取得，i0=24.128。 （2）式中Uamax为最高车速；np为发动机最大转速；r车轮半径；igmax变速器最大转动比；i0主减速器传动比。np=1500r/min r=1.8m满足最大爬坡度 （3）式中 G作用在车上的重力；f滚动阻力系数，取f=0.02；爬坡度，取=16.7满足附着条件 （4）算得16.243ig118.775，取ig1=18.75 3.1.3 各档传动比的选择不同类型的汽车具有不同的档位数。原因在于他们使用条件的不同以及对整车性能要求的不同，汽车本身的功率不同。对汽车动力性分析，档位数越多发动机就越有机会发挥发动机的较大功率，动力性提高，发动机就会拥有更强的爬坡能力和加速能力。对汽车燃油经济性分析，档位数越多，驾驶员就可惜根据不同的情况可以使汽车更有可能在低油耗的情况下行驶。所以增加档位数就可以实际性改善汽车的燃油经济性和动力性，使驾驶员拥有更佳的驾驶体验。其实一般的车辆的各档位传动比都是从低到高根据几何级数分布，相邻的齿轮比两者之间的差别不大，所以齿轮之间的比率为：所以ic=q各档传动比分别为ig3=1 ig2=3.2 ig1=10.5 ic=1.83.2 中心距A在中间轴式变速器设计中，中间轴A就是从第一轴或第二轴（第一轴与第二轴拥有同一轴线）到中间轴在空间上的直线距离。中间轴A的大小直接影响着齿轮的分度圆半径，从而对变速器箱体的外形尺寸也有所影响，最重要的是对齿轮的接触强度有影响。中心距越小，轮齿接触应力越大，轮齿寿命越短。因此设计中心距时，最小中心距应根据需要的轮齿强度来选取。从而保证齿轮足够的寿命，不必在以后使用的过程中频繁更换齿轮。初选中心距A时，可根据经验公式计算 （5） 式中，A为变速器中心距（mm）；KA为中心距系数，多档变速器KA=9.5-11.0，取KA=10；Temax为发动机最大转矩150Nm；i1为变速器1档传动比；g为变速器传动效率，为90%。计算得A=136.28mm，取A=140mm。3.3 齿轮参数（1）模数齿轮模数是齿轮的重要参数，轮齿强度、齿轮质量、运转噪声、生产工艺都会对齿轮模数的选取有较大影响。同时齿轮模数最主要决定了齿轮的厚度，从而一定程度上影响了变速器的轴向尺寸，也会很大程度决定了齿轮的轮齿强度及使用寿命。选取轮齿模数时一般要遵守的的原则是：在同一传动中心距的情况下，通过选择一个小模数，可以增加齿轮齿数，增加齿宽可降低齿轮噪声，因此，在同一时间，应合理减小模数，增加齿宽；齿宽很大程度影响了齿轮的体积，增加齿宽就会大幅度增加齿轮质量，增加制造成本，考虑成本就应该增大模数的同时选取较小的齿宽；制造工艺的简化也是减少成本的有利手段，各档齿轮选用同一种模数，制造工艺就可以大幅度简化，而不同档位时，不同的齿轮相互啮合，齿轮上的力也各不相同，各档齿轮应该有不同的模数来使各档齿轮拥有各自合适的强度；乘用车的设计着重考虑驾驶员及乘客的乘坐体验，模数选取时应注重减小齿轮噪声，而商用车更注重车本身带来的经济效益，减少质量可以使商用车的经济效益相对提高，因此减少所有部件的质量比减少噪声更为重要；低档齿轮应选用较大模数，少数情况下所有齿轮选用一种模数。选取模数mn=3（2） 压力角国家规定标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为20。啮合套或同步器的结合齿压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。 （3）螺旋角斜齿轮已经在变速器上得到广泛应用。齿轮的螺旋角对齿轮的强度属性有很大影响，也会工作噪声以及轴向力有一定影响，设计螺旋角时都要充分考虑这些因素。选用大的螺旋角时，齿轮的啮合程度增加，因此工作平稳、可以降低噪声。国内外有实验证明，螺旋角增大，齿的强度也相应提高，但是当螺旋角大于30时，再增加螺旋角，轮齿抗弯强度会急剧下降，接触强度任然会继续提升。因此，要提高低档齿轮的抗弯强度，螺旋角不宜过大，15-25为宜；而高档齿轮上受力更大，对接触强度以及齿的重合度的需求更高，此时就应该选用较大的螺旋角。螺旋角取值范围为22-34，此次螺旋角取30 . （4） 齿宽b选择齿宽时，我们要注意齿轮传动的宽度，轴向尺寸、质量、齿轮的工作稳定性、齿轮的强度和齿轮工作时的应力均匀性等都有影响。一方面，要缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应选用较小的齿宽。另一方面，若减小齿宽，斜齿轮最重要的优点传动平稳就会有一定程度的削弱，虽然增加螺旋角可以使齿的重合度增加，一定程度上会弥补一些传动平稳的丢失，但会使轴承的轴向力增大，大大降低了轴承的寿命。而齿宽，使齿轮工作应力增大。齿的宽度通常是根据齿轮模数的大小来选择的： b=kcmnKc为齿宽系数，直齿4.5-8.0，斜齿6.0-8.5。当换档时，这种组合齿轮的工作宽度在2-4mm的主要范围。（5） 齿顶高系数根据国内外机械设计的各项规定，齿顶高系数在正常情况下选用1.00。3.4 各档齿轮齿数的分配初步选择完这些重要齿轮参数后，就可以开始根据设计的具体情况开始齿轮的细节设计，此处主要是为了分配各档位的齿轮齿数。1. 确定一档齿轮的齿数1档传动比斜齿 （5）中间轴1档齿轮齿数z=15-17，货车z=12-17。1档大齿轮用Z5=Zh-Z6计算得出。 2.对中心距A进行修正 经过计算齿数和Zh后，对这些参数的取整在计算可能会导致中心距有一定变化，必须用后取得的参数来重新计算的中心距作为实际中心距，后续齿数的分配都要根据这里计算得实际中心距作为分配依据。 常啮合齿轮中心距与一档齿轮中心距相等Zm+Zk=81Zk=27 Zm=54A=140.3不需要调整中心距端面压力角t 22.8断面啮合角t223. 确定常啮合齿轮的传动齿轮副的齿数求出常啮合齿轮的传动比 （6） （7）求得Z1=27 Z2=54 4.确定其他各挡的齿数1档传动比ig210.4Z6/Z5=5.2Z5+Z6=61Z5=10 Z6=51A=140.8A负角变位5=1 6=1.22档为斜齿轮，模数与1档齿轮相同, 选取模数为3.5计算得出z3=46 z4=245. 副变速器计算Z/Z=q=1.8选取mn=3A=140Zh81Z=52 Z=29A=140.3140所以采取负变位变位系数分别为0.5 -0.86.确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数应与1档相同，倒档小齿轮齿数应该在2123之间初选倒档齿轮齿数Zd3=21 Zd2=13A=0.5m（Zd3+Zd2）=65为了确保彼此反向齿轮啮合不产生干扰，D2和D3两齿轮齿顶圆应保持0.5以上的间隙。求得齿轮d1的齿顶圆直径Ded1 （8）Ded1=155mmZd1=155/4-2=36.75 取37倒档轴与第二周中心距AA=m(37+21)/2=116mm倒档传动比第4章 轴的选取4.1 轴的工艺要求倒档轴与其他两轴不同，是经过压制工艺放入壳体空中不能转动的光轴。而变速器第二轴在传动式会承载载荷，根据他的结构的不同分别可以采用高频、渗碳、氰化等热处理方法。如果在二轴上的滑动齿轮可以通过氰化物热处理来操作。但是，如果经常在二轴上工作，二轴只能使用渗碳或高频热处理。第二轴的轴颈经常被用作滚针的滚道，所以轴必须具有高硬度和表面光洁度。当轴上使用渗碳或高频热处理手法时，螺纹部分就不应该进行淬硬处理了，以防止螺纹部分产生裂纹而影响联接。当采用阶梯轴设计时，应着重考虑加工工艺，若阶梯过多会使加工工艺繁杂，增加成本，因此阶梯轴的阶梯应该尽可能的少。4.2 抽的尺寸选择 之前参数选择及齿轮的选择确定了中间轴与第一第二轴之间的中心距A为140mm，第二轴和中间轴中部直径 d=0.45 0.60A ，轴的最大直径 d 和支承距离 L 的比值：对中间轴，d/L =0.160.18；对第二轴，d/L=0.180.21。第一轴花键部分的直径可以根据经验公式选择 （9）式中：K为经验系数，约为4.04.6；Temax为发动机最大转矩（Nm）经计算得第一轴花键部分直径取40mm第二轴最大直径计算d2max=(0.450.6)140=6384 第二轴最大直径取80mm中间轴最大直径计算dmmax=(0.450.6)140=6384同样中间轴最大直径取80mm第二轴长度计算d2max/L2=0.180.21L2=380.95444L2取400mm中间轴长度计算dmmax/L2=0.160.18Lm=444500中间轴长度取450mm阶梯轴各阶梯轴径由零部件设计同学在强度及刚度校核使设计确定。确定各阶轴颈数据如下：第二轴：2档 70mm 1档 70mm 倒档 60mm4.3 中间轴上花键尺寸的确定 与阶梯轴各阶梯轴径选择相同，花键尺寸由零部件设计同学选择进行中间轴的强度与刚度检验合格而得出的结果。花键尺寸主要有四格部分组成，花键大径D，花键小径d，花键键数N，键宽N。花键主要分为轻系列和中系列，此处主要选择轻系列花键。花键的基本尺寸系列如下图3所示，花键尺寸在图中进行选择。图3 花键基本尺寸系列具体花键数据如下：中间轴花间数据：常啮合 836407 2档 836407 1档 632366倒档 628327第5章 箱体设计5.1 箱体的材料与毛胚种类的选择箱体材料的选取一般根据变速器工作环境的不同而有不同的选择，此次设计主要选择箱体材料为HT200，铸铁铸造的箱体刚性较好，容易得到美观的外形，灰铸铁铸造的箱体同时还具有易于切削加工、可以在工作中吸收震动、噪声的优点，所以毛胚主要选择铸造工艺。5.2 箱体主要结构尺寸的计算主要结构尺寸计算如下表所示 名 称 符 号 减速器型式及结构尺寸箱座壁厚箱盖壁厚箱体凸缘厚度箱座加强筋厚度箱盖加强筋厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁连接螺栓直径箱盖、箱座连接螺栓直径轴承该螺钉直径、数目轴承盖外径观察孔盖螺钉直径箱盖箱座连接螺栓直径第6章 变速器操纵机构及同步器设计6.1 操纵机构类型驾驶员与变速器之间最直接的联系就是变速器的操纵机构。驾驶员只有通过变速器的操纵机构才能主动控制变速器的传动比改变。因此，传输控制机构应确保驱动程序能够准确、可靠地进行传输，在任何情况下，可以链接到任何一个所需的档位操作。变速器操纵机构主要分为两类：（1） 直接操纵式变速器操纵机构大多数的车辆设计都会尽量将变速器安排在座位的附近，变速器上部的变速器控制杆就从底盘伸出，并且就在驾驶位置的手边，驾驶员可以方便地接触到操纵杆，从而对变速箱挡位进行控制。一般有变速杆、拨块、拨叉、拔叉轴还有安全装置组成，大多此类操纵装置都安装在上盖或者侧盖内，有结构简单操作方便的优点。（2） 间接操纵式变速器操纵机构在一些汽车，由于设计，从司机的座位上的传输与一定的距离，需要在齿轮杆和转向额外的一些辅助杠杆或齿轮之间的转移，以及远程控制。这种操纵机构传动距离较远需要有足够的刚度，而且各连接件间隙不能过大，不然会造成换挡时手感不明显，对驾驶员驾驶体验造成影响。而车身设计也需要注意整体所占空间，许多车辆的底盘并不具备安装间接式的条件，只有一些轿车或者轻型汽车上才会采用这种间接式操纵机构的设计。6.2 变速器设计要求为保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠的工作，对变速器操纵机构的设计提出以下要求：（1） 保证自我的或中性的齿轮传动，运行中的自锁装置的机构。（2） 确保在同一时间内，变速器不会被连接到两对齿轮，在操作机构中设置互锁装置。（3） 防止误挂倒档，在变速器操纵机构中应设有倒挡锁。 6.3 同步器的功能及分类在如今的汽车市场上，大多数汽车厂家还是较多的使用摩擦式变速器。主要是由此种同步器在运行表面上产生摩擦力矩，来与啮合齿轮的惯性力矩相互抵消，此种机构就可以使齿轮与轴在很短的时间内就实现同步。同步器有三种，分别是常压式、惯性式和惯性增力式。常压式同步器的优点是结构简单，但用它换挡时齿轮和对应的同步器角速度不一定相同，会产生冲击，所以现在已经不怎么用了。现在最常见的是惯性式同步器。如果与内部结构分类的依据，惯性同步器有几种，分别是锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式等。这些类型的同步器内部组成结构可能不大相同，但是他们拥有共同的特点，他们都同时拥有几种原件，就是都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本设计就可以使用锁环式同步器。惯性式同步器一个很大的优点就是它能使齿轮在与同步器完全同步的情况下完成接合，这大大减小了换挡冲击，让变速器元件的寿命大大增加。同步器的工作原理是在啮合力沿轴向移位必将应用于齿轮组。在同一时间滑块和一个锁环将采取一个移动，然后等到锁定部分和一个啮合套接触。两个锥面会形成速度差，可以产生一个摩擦力矩。然后同步器就会进入锁止状态。随着摩擦力矩的不断增大，锁环的角速度和齿轮的角速度会愈来愈相近，角速度一旦相等，两部件会同步运转，也就完成了同步。没有了摩擦力矩，播环力矩把接合件分离，同步器的换挡工作完成。锁环式同步器主要拥有工作可靠平稳，零件寿命长的特点。6.4锁环式同步器基本参数的确定1.接近尺寸通过查阅机械制造手册，本设计的接近尺寸b取0.22.分度尺寸分度尺寸是指零件相互接触时，结合齿与结合齿之间的相对距离。分度尺寸一般选择25%的接合齿的