农用运输车变速器的设计 毕业设计

毕业设计（论文） 农用运输车变速器的设计 英文名称 （字体：Timers New Roman 字号：小二）班级 学生姓名 学号 9 指导教师 职称 工程师/讲师 导师单位 论文提交日期 摘要 关于简单三轴四档式变速器的设计，首先选择的是齿轮模数，在总挡位和一档位速比确定后，合理分配变速器各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定齿轮的结构和尺寸，绘制齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出轴的尺寸，然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的机构和尺寸。最终完成变速器的零件图和装配图的绘制。变速器的齿轮为标准齿轮，档位数和传动比与发动机参数匹配，保证了汽车具有良好的动力性和经济性。该变速器具有操作简单、方便、传动效率高，制造容易，成本低廉，维修方便的特点，适应农用运输车的使用。本次设计的变速器对前进挡齿轮采用锁环式惯性同步器，对于倒档齿轮采用滑移齿轮进行换挡，可以使制造比较方便。变速器齿轮的润滑采用压力强制润滑，在齿轮径向钻34个孔。虽然制造有点麻烦，但润滑比较可靠，而且油液是循环的。关键词：变速器 齿轮 传动比AbstractOn the simple three axis four gear transmission design, the first choice of gear module, in the general gear and the gear ratio is determined, reasonable allocation of the transmission gear ratio, and calculate the gear parameters and the distance from the center, and on the gear strength checking, determining the gear structure and size, drawing gear parts, according to the empirical formula to calculate the size of the primary shaft, then for each gear shaft stiffness and strength checking, determine the axis of the body and size. According to the arrangement of bodies and the reference of similar models corresponding to the bearing, in accordance with the national standard to choose suitable bearing, and then on the bearing life calculation, finally complete the transmission part drawing and assembly drawing.Transmission gear for standard gear, gear number and transmission ratio and engine parameter matching, ensures that the car has good dynamic performance and fuel economy. The transmission has the advantages of simple operation, convenient, high transmission efficiency, easy manufacture, low cost, convenient repair, adapted to the use of farm transport vehicle.The design of the transmission gear of the forward gears, a lock ring synchronizer inertia, used for reverse gear sliding gear shift, can create more convenient. Transmission gear lubrication with pressure lubrication, the gear radial drill 3-4 holes. While making a little trouble, but more reliable lubrication, and oil is a cycle.Key words: transmission gear Transmission ratio 目录摘要Abstract绪论第一章 简单三轴四档式变速器设计的基本参数1.1 档位数和传动比 1.11 根据汽车最大爬坡度确定 1.12 根据驱动车轮与路面的附着条件确定 1.2 传动轴中心距1.3 各档齿轮齿数的分配 1.31 确定档齿轮的齿数 1.32 修正中心距A 1.33 确定常啮合传动齿轮副的齿数 1.34 确定其他档位的齿轮齿数 1.35 确定倒档齿轮副的齿数第二章 简单三轴四档式变速器齿轮的设计 2.1 齿轮模数 2.2 齿形、压力角和螺旋角 2.3 齿宽 2.4 齿轮几何尺寸的计算和啮合条件 2.5 齿轮的校核第三章 简单三轴四档式变速器轴的设计 3.1 轴选材和设计结构 3.2 轴的直径设计 3.3 轴的校核参考文献致谢绪论我国农用运输车诞生于20世纪80年代。我国农村运输车的特点是运量小，运距短，货物分散，道路条件差。由于吨位的柴油车较汽油车运载能力强，燃油价格低，且柴油保管无须特殊设备，又为广大农民所熟悉，所以，农用运输车运用柴油为动力。随着科技的进步，我国经济迅速发展，对农用车的要求也不断的提高，对农用车的动力性，经济性，舒适性的要求明显提高。本次设计的农用运输车变速器就是解决其在运用中的动力不足，通过对农用运输车变速器的设计和应用，可以提高农用运输车的动力性，提高它的载货能力，提高农用运输车的通过能力和爬坡的坡度。将农用运输车的变速器设置为四档变速器，通过对档位数的增加，可以提高其燃油经济性。第一章 简单三轴四档式变速器设计的基本参数 本次设计的变速器主要是提高农用运输车的动力性和经济性，通过对传动比的设计来改变低速、高速的行驶速度，提高运输车的爬坡能力。对中心距的设计可以减小变速器的尺寸，使变速器结构更紧凑。对变速器的前进挡啮合齿轮选用斜齿圆柱齿轮，承载能力强，经久耐用，提高运输车的前进动力。倒挡采用直齿圆柱齿轮，因为运输车对倒挡的要求不是很高，多数情况下都是在前进行驶的。1.1档位数和传动比变速器设计的参数表发动机最大扭矩（Nm）104发动机最大功率（kw/kw/min）29/3000最高车速（km/h）70空载整车质量（kg）1500满载整车质量（kg）2470最大爬坡度30选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的半径等来综合考虑、确定。1.11 根据汽车最大爬坡度确定 汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间滚动阻力及爬坡阻力。故有： Te maxigi0t r mg(fcosmax +sinmax )=mgmax (1-1)则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： i g mgrrmax /Te max i0t (1-2)式中 m 汽车总质量； g 重力加速度； f 道路阻力系数； max道路最大阻力系数； max 最大爬坡要求； rr 驱动车轮的滚动半径； Te max 发动机最大转矩； i0 主减速比； t 汽车传动系的传动效率 主减速比 i0 的确定： i0=(0.3770.472)rr np/va max igh (1-3)式中 rr车轮的滚动半径，m； np发动机转速，r/min； igh变速器最高档传动比；vamax最高车速，km/h。本课题变速器 igh=1， 一般货车的最大爬坡度约为 30， max =16.7，f =0.02 即 f 由公式(1-3)得：i0=(0.3770.472)rrnp/va maxigh=0.425rrnp/62.3 由公式(1-2)得：max=0.02cos16.7+sin16.7=0.306 igmgrrmax/Te max i0t =35009.80.30662.3/104 0.42530000.95.48 1.12 根据驱动车轮与路面的附着条件确定 变速器档传动比为：ig G2rr/Te maxi0t (1-4)式中 G2 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数，计算时取 =0.50.6。 因为农用车 42 后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为60%68%，所以 G2=35009.868=23324N 由公式（1-3）和公式（1-4）得： igG2rr/Te maxi0t =233240.662.3/119340 7.31 综合1.11和1.12 条件得： 5.48ig7.31，取 ig=（5.48+7.31）/26.40 变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为 q = 得几何级数排列。 因为q = 1.875 ，所以 ig=q=1.875, ig= igq=3.516 （其中 n 为档位数）实际上与理论值略有出入，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。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。1.2 传动轴中心距 中心距地大小直接影响到变速器结构的紧凑性。因此，在保证传递发动机最大转矩、齿轮在足够的强度、机构布置有可能实现的情况下，应尽可能采用较小的中心距。 中心距的值主要取决于两个因素；a. 保证齿轮有必要的疲劳强度；b. 应保证变速箱壳的轴承孔之间有必要的壁厚。初选中心距时，可以利用经验公式； A1= K 式中 Tk1变速箱1档齿轮所传递的转矩。N.m; K轴距系数，通常为1316。由公式得: A1= K = (17.019.5)= 79.95 91.7 mm 农用车变速器的中心距约在 80170mm 范围内变化,初选 A=100mm。 1.3 各档齿轮齿数的分配 本次课题设计变速器结构简图 1.31 确定档齿轮的齿数已知档传动比ig，且 ig = z2 z7 /z1 z8 （1-5） 为了确定 z7、z8 的齿数，先求其齿数和 z ：直齿齿轮： z=2A/m （1-6） 先取齿数和为整数，然后分配给 z7、z8。为了使 z7/z8 尽量大一些，应将 z8 取得 z 尽量小一些，这样，在 ig已定的条件下z2/z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。8的最少齿数受到中间轴z轴径的限制，因此z8的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的档直齿轮的最小齿数为 1214，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 由公式（1-6）得：z=2A/m =2100/3.557.14取 z =60，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17） 故取 z8=17，得出z7=60-17=43。 1.32 修正中心距A 若计算所得的z7、z8不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距 A修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。由公式（1-6）得： A=（3.560）/2=105mm1.33 确定常啮合传动齿轮副的齿数z2/z1=igz8/z7 (1-7) 确定了 z7、z8 后由公式（1-6）和（1-7）联立方程求解 z1、z2z2/z1= ig（z8 /z7）=6.417/432.53 (z1+z2)=2A/m =2105/3.5=60 由得z1=17；z2=431.34 确定其他档位的齿轮齿数 档齿轮副： ig =z2z5/z1z6 （1-8）由公式（1-6）和（1-8）联立方程求解 z5、z6。 因为igq=3.516，所以先试凑 z5、z6。试凑出z5=33、z6=27，此时ig=3.09。档齿轮副：ig=z2z3/z1z4 (1-9)由公式（1-6）和（1-9）联立方程求解 z5、z6。 因为 ig=q=1.875 ，所以先试凑 z3、z4。 ig =z2z3/z1z4=43z3/17z4 z3+z4=2A/m=2105/3.5 = 60 试凑出 z3=24、z4=36，此时 ig=1.69。1.35 确定倒档齿轮副的齿数 通常档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数 z10=2123。则中间轴与倒档轴之间的中心距为：A=m(z8+z10)/2 （1-10） 初选 z10=22,由公式（1-10）得: A=m(z8+z10)/2 =3.5(17+22)/2 =68.25 mm为了避免干涉，齿轮 8 与齿轮 9 的齿顶圆之间应有不小于 0.5mm 的间隙，则: da8/2+da9/2=A-0.5 （1-11）由公式（1-11）得: da9 =2A-da8-1=268.25-173.5+3.52-1 =69 mm d9=da9-2ha=69-23.5=62mm根据 d9 选择齿数，取 z9=17。 最后计算倒档与第二轴的中心距： A= m(z7+z9)/2 （1-12）由公式（1-12）得: A= m(z7+z9)/2 =3.5（43+17）/2 =105mm ig倒档 = z2z10z7/z1z8z9 =4322 43/1717178.28 综合上述计算修正一下各档的传动比（见下表） 。表如下；各档速比档数一档二档三档四档倒挡传动比6.403.091.6918.28 第二章 简单三轴四档式变速器齿轮的设计2.1 齿轮的模数 齿轮的模数是决定齿轮大小和几何参数的主要参数，直接影响到齿轮抗弯曲疲劳强度。设计变速器时选用多大的模数，与下列因素有关； a.齿轮上所受力的大小，作用力大，模数就大。b.材料、加工质量、热处理质量的好坏。在一定的变速箱传动比与中心距下，选用小一点的模数，可以使齿轮的齿数相对的多一些，从而增大齿轮的重叠系数，改善齿轮的传动平稳性。模数的选择，可通过同类变速箱的统计，参考选择，也可按检验公式选取。 模数m是齿轮几何尺寸计算的重要参数。齿数相同的齿轮，模数越大，其径向尺寸约大，齿轮所能承受的载荷也越大。齿轮的模数已标准化，设计时应选择标准模数。由于高档和低档的载荷不同，因此，高档和低档的模数也不宜相同。经验公式为：高档齿轮：Mn=（0.350.45）Tm1/3 低档齿轮：Mn= (0.240.30)（Tmi1）1/3 在理论上常希望低一档的m是高一档的m（1.101.15）倍，这样计算出的模 数不标准，也不实际，就按国家标准和根据实际生产工艺来确定。模数取2.25、2.5、2.75，倒档齿轮模数取3.00。如表2-1 标准模数系列表 mm第一系列11.251.522.5345681012162025324050第二系列(1.75)(2.25)(2.75)(3.25)(3.75)(4.5)(5.5)79(11)(14)(18)(22)(28)3645 注：1.本表用于渐开线圆柱齿轮，对斜齿是指法向模数； 2.选用模数时，应优先采用第一系列，其次是第二系列，括号内的模数尽可能不用。由表3-1并且参照同类车型选取模数m=3.52.2 齿形角、压力角和螺旋角a.齿形角 我国和许多国际豆把齿轮的标准齿形角规定为20，因此变速器普遍采用20齿形角，但对于某些高速车辆考虑到减小噪声，高档齿轮采用较小齿形角，如14.5、15、16、16.5等，有些车辆为提高齿轮的承载能力，对倒档采用22.5或25齿形角。b.压力角如图2-2所示，渐开线K点的压力角ak可用cosak=rb/rk表示，因此，渐开线齿轮分度圆上的压力角可用下式计算 Cosa=rb/r 式中 rb 基圆半径，mm； r 分度圆半径，mm。国家标准规定，标准齿轮的压力角a=20。图2-2 渐开线的形成c.螺旋角 螺旋角是表征斜齿轮的主要参数。确定螺旋角时，主要是从它对齿轮的啮合性能、强度影响以及轴向力平衡等方面综合考虑。螺旋角增大，齿轮啮合的重叠系数增大，运行平稳，噪声下降。但螺旋角过大时，不仅使轴向力过大，且导致传动效率下降，使轴承工作条件恶化。实验证明螺旋角的增大，齿轮的强度也相应 的提高，但是与相应的齿轮比较，当螺旋角大于30时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此从提高抵挡的齿轮弯曲强度出发，不希望螺旋角过大，实际设计中，大多取螺旋角为2327。2.3 齿宽齿宽的大小直接影响齿轮的强度。在一定的范围内，齿宽越大强度就越高，但变速器的轴向齿轮和质量亦增大。实验表明，齿宽过大时，随着齿宽的增大，齿面上的载荷步均匀性也随着增大，反而使齿轮的承载能力下降。所以在保证必要强度的条件下，齿轮宽度不宜过大。 一般以中心距或模数的比例来确定齿宽； 对于直齿齿宽 b=（4.47）m； 对于斜齿齿轮 b=（78.6）m； 2.4 齿轮几何尺寸的计算和啮合条件 a.渐开线直齿圆柱齿轮几何尺寸计算公式列于表2-3。表2-3标准渐开线直齿圆柱齿轮几何尺寸计算公式 mm名称符号计算公式分度圆直径dd=mz基圆直径dbdb =dcosa齿顶高haha =ha*m齿根高hfhf =(ha*+c*)m齿高hh =ha+hf顶隙cc =c*m齿顶圆直径d ad a =d+2ha齿根圆直径dfdf =d-2hf齿距pp =m齿厚ss =p/2=m/2齿槽宽ee =p/2=m/2标准中心距aa =m(z1+z2)/2 直齿圆柱齿轮啮合的条件是：两轮的模数和压力角必须分别相等并为标准值。b标准斜齿圆柱齿轮传动尺寸计算公式列于表2-4表2-4标准斜齿圆柱齿轮传动尺寸计算公式名称符号计算公式分度圆直径dd = mnz/cosB基圆直径dbdb =dcosat齿顶高haha =h a n = h a n * =mn齿根高hfhf =( h a n *+c n * ) mn =1.25 mn全齿高hh = ha+ hf =2.25 mn顶隙cc =c n * mn =0.25 mn齿顶圆直径d ad a =d+2 mn齿根圆直径dfdf =d-2 hf =d-2.5 mn标准中心距aa =1/2(d1+d2)= mn /2cosB(z1+z2)斜齿齿轮啮合的条件：1.两斜齿齿轮的法面模数相等。2.两斜齿齿轮的法面压力角相等3.两斜齿齿轮的螺旋角大小相等，方向相反。根据表2-3和表2-4可以计算出齿轮的各项参数。2.5 齿轮的校核斜齿轮弯曲应力 式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。 式中，为弯曲应力；为圆周力，；为计算载荷；d为节圆直径；为应力集中系数，可近似取=1.65；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=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽；t为端面齿距，m为模数；y为齿形系数，如图2-4所示： 齿形系数图=209.476MPa180350MPa=197.974 MPa180350MPa轮齿接触应力计算 式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)； MPa MPa第三章 简单三轴四档式变速器轴的设计3.1 轴选材和设计结构a.选材分析 由于该轴是用作变速器上的传动轴，对性能方面的要求较高，而且该主轴机构形状较简单，工作最大应力处于表层，应选用合金调质刚，本设计选用40cr作轴的材料。40cr成分：碳0.370.45%，硅0.170.37%，锰0.50.8，铬0.81.1%退火硬度：小于207HBS正火硬度：小于250HBS调质处理：试样直径：25mm，850度淬火加热油淬，520度回火后：抗拉1000兆帕，屈服800兆帕，延伸9%，断面收缩45%，冲击韧性588.3千焦/平方米。b.结构分析 轴的结构和形状取决于下面几个因素：（1）轴的毛坯种类：（2）轴上作用力的大小及其分布情况；（3）轴上零件的位置、配合性质及其联接固定的方法；（4）轴承的类型、尺寸和位置；（5）轴的加工方法、装配方法以及其他特殊要求。可见影响轴的结构与尺寸的因素很多，设计轴时要全面综合的考虑各种因素。3.2轴的直径设计 轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴颈应协调。变速器轴的最大直径d与支撑间的距离l可按下列关系式初选：对第一轴及中间轴：对第二轴：0.180.21三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选：d（0.450.60）A第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Te max（Nm）按下式初选：d=(44.6)初选的轴颈还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。3.3轴的校核 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，轴的刚度和强度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在进行的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所能承受的扭矩也最大。由于第二轴机构比较复杂，故作为重点的校核对象。参考文献1 于丽颖.汽车机械设计.北京：化学工业出版社，2009.92 黄俊平.汽车性能与使用.北京：机械工业出版社，2004.13 赵克利.底盘结构与设计.北京：化学工业出版社，2006.14 刁立福.汽车性能与使用技术.北京：中国水利水电出版社，2010.15 赵建柱.汽车底盘使用维修问答300例.北京化学工业出版社，2005.106 贺大松.汽车底盘构造和维修.北京：机械工业出版社，2009.5致谢 时间飞逝，将近一个月的毕业设计转眼结束了，虽然在设计的过程中困难重重，但是随着一个个难点的解决，我觉得自己对机械设计有了更深的了解也有了更大的兴趣。通过这次毕业设计，我基本上掌握了变速器设计的方法和步骤，以及设计时应注意的问题等，另外也培养我自主学习的能力，自己亲自动手，通过各种渠道来查阅相关的资料等。 这次设计，我差不多将大学几年学习的知识从新的复习了一遍，虽然有点辛苦，但这使我的综合能力有了很大的提高，使自己对变速器有了更深的了解，同时也感觉的自己知识的匮乏，体会到一句话“活到老，学到老”。像我我所学的专业，知识是不断的更新的，随着技术的提高，人们对汽车的要求也不断的提高，这就需要我们不断地进行研发和改进。在此次的毕业设计中也让我体会到了团结的重要性，以及合作协调的能力。 本次设计是在宋发民老师的精心指导下完成的，宋老师经常为我解答一系列的疑难问题，通过宋老师对提问和交流的过程中，让我体会到很多东西，明显感觉到自己知识的匮乏。在接近一个月的毕业设计中，他以严谨的工作态度、实事求是的作风要求我们，并且提供了很多相关的技术资料，在此衷心的感谢宋老师给予我的悉心指导。 同时我还要感谢汽检092的全体同学，在毕业设计的阶段，他们给予了我很大的帮助和关照。