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购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 密级： 学号： 本 科 生 毕 业 论 文 （ 设 计 ） 轻型货车变速器的设计 学 院： 专 业： 班 级： 学生姓名： 指导 老师： 完成日期： 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 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 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 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 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 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： 轻型货车变速器 ；扭矩；结构；校验 2江西科技学院本科生毕业论文（设计） of is in of is in in of is In is is At in of to is is is to So a of is to s to as of or of or a as a of it is so of in of to as as on of is is is of is 3江西科技学院本科生毕业论文（设计） 目 录 第一章 绪论 . 1 题的来源及研究的目的和意义 . 错误 !未定义书签。 课题研究的主要内容 . 3 第二章 轻型货车变速器的总体方案设计 . 5 型货车变速器的结构形式 . 6 轮传动机构的特点 . 8 定齿轮传动类型 . 10 第三章 轻型货车变速器传动系统的设计 . 11 型货车变速器内部传动系统的具体结构 . 12 轮的计算 . 12 齿计算 . 13 何尺寸计算 . 14 配条件验算 . 16 星轴的设计计算 . 17 算轴的最小直径 . 18 入轴的设计 . 20 出轴的设计 . 21 第四章 轻型货车变速器内部主要传动零件的强度校核 . 23 动轴的强度校核 . 24 动齿轮的强度校核 . 25 承强度的校核 . 28 第五章 设计总结 . 29 结论 . 30 参考文献 . 31 致谢 . 32 4江西科技学院本科生毕业论文（设计） 第一章 绪论 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（ 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 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 司之后，英国的 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 5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。 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 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 轻型货车变速器的总体方案设计 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 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： 6江西科技学院本科生毕业论文（设计） 图 2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。 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 ,2)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。 7江西科技学院本科生毕业论文（设计） 第三章 轻型货车变速器传动系统的设计 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： 轮的设计计算 根据齿轮传动的传动比和其配齿可求得内齿轮 为齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮 7=根据内齿轮 )z-(i= 71)-(5.5=z b 8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=时实际的 是必须控制在其传动比误差的范围内。 实际传动比为 5 7=7 9 / 1 7+1=/=i 传动比误差 2 . 6 7 %=/ 5 . 5|5 . 6 4 7 5=|/i|= 由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮 z+/22 ab 偶数，故取齿数修正量为 1 这样，角变位后， 能。得到改善，且该齿轮传动的径向尺寸没有改变。故 3017 在考虑到安装条件为 322 （整数） 初算中心距和模数 1. 试验齿轮的接触疲劳极限 =1282验齿轮的弯曲疲劳极限 =370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 i = 21n2=n1/i=1000/2n = = 3. 载荷不均衡系数 采用太阳轮浮动的均载机构，取 H 9江西科技学院本科生毕业论文（设计） 4. 齿轮模数 a 首先计算太阳轮分度圆直径： 3d 式中： u 一齿数比为 使用系数为 算式系数为 768； 综合系数为 2； 1T 一太阳轮单个齿传 递的转矩。 549= 9 8 0 03 1 2 09 5 4 9 =376 其中 高速级齿轮传动效率，取 =d 齿宽系数暂取 0.5 =1450入 3 d 3 2a 5 9 67 6 8d =模数 m= 取 m=5 10 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 则 3017(521)(210 =取 齿宽 db d 取 b=62 几何尺寸计算 1. 计算变位系数 (1) 啮合角 因 20c o c o sc o s 0 以 = “ 543920 变位系数和 2 t = 11 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 图 2中心距变动系数 y y= 5 20 m 1 齿顶降低系数 y 1 4 分配边位系数： 根据线图法，通过查找线图 2心距变动系数 y y= 5 20 m 1 齿顶降低系数 y 1 4 12 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到边位系数 549.0 5 9 9 ac (2) 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 从而 cb 且 0y 0y 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项目 计算公式 分度圆直径 d 111 222 851751 d 1503052 d 1501 d 3957952 d 基圆直径dd b dd b o o )(211 )(222 13 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 顶圆直径 内啮合 )(2 *11 )(222 外啮合 )(2 *11 )(2 *22 内啮合 )(2 *11 )(222 顶高系数：太阳轮、行星轮 1内齿轮 顶隙系数：内齿轮 c 按公式验算其邻接条件，即 已知行星轮 3得 同心条件 按公式对于角变位有 c os 将上述已知数代入上式得 20c o s 3079543920c o s 3017 =装条件 14 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 按公式验证其安装条件，即得 )(整数Cn 将 17 79 3 代入该式验证得 323 7917 满足安装条件 啮合要素的验算 1. a （ 1）顶圆齿形曲率半径 a 22 )2()2( 太阳轮 221 )a = 行星轮 222 )2 2 a = （ 2）端面啮合长度 s 21 式中“ ”号“ +”为外啮合“ -”为内啮合； t 端面节圆啮合角。 直齿轮 t = = 543925 则 a )543925s i 24 1 = （ 3）端面重合度 20c c c . 端面重合度 a 15 江西科技学院本科生毕业论文（设计） （ 1）顶圆齿形曲率半径 a 22 )2()2( 行星轮 1a = 内齿轮 222 )2 1()2 1( a = （ 2）端面啮合长度 21 s in = 20s =（ 3）端面重合度 )c o s/(c o s a= 20 =的设计计算 行星轮内安装有行星轮轴承，行星架的行星轮轴孔中固定有行星轴；行星架与输出轴通过键联接，其轴承在减速器壳体内，双联齿轮联轴器把太阳轮和高速轴联接，实现了太阳轮浮动。太 阳轮浮动原理如图 4示 ： 图 4阳轮浮动原理 16 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 算轴的最小直径 图 4星轮轴的载荷简图 危险截面（在跨度中间）内的弯矩 8 678 8 6 8288 020 t=148538. N 星轮轴采用 40 ,调质 440s 据振动冲击，安全系数取 ;则许用弯曲应力 ) 4 0(/ S 76行星轮轴直径 b 3 83232 330 取 其实际尺寸将在轴承选定完成后确定。 2. 选择行星轮轴轴承 在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷 20t a 6 82 20t a n N=1614N 在相对运动中，轴承外圈以转速 8 虑到行星轮轴的直径 ，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承 6306 型，其参数为 0 2 9 17 江西科技学院本科生毕业论文（设计） rC rC 2000n r/浴）； 取载荷系数 2.1当 量动载荷 1 6 1 1937N 轴承的寿命计算 3306 )193727000(6010 97377h 根据设计需要，该减速器要求每天工作 22 小时，每年工作 320 日，持续不断地工作 10 年。即 7 0 4 0 0/22/3 2 010 h h。所以选用 6306 型轴承较为合理，并把行星轮轴直径增大到 00 。 对行星轮轮缘厚度 c 进行校核 c = m 式中 m 行星轮模数（ m i n c c = =足条件 c 。 由于行星轮宽度 6202 bb 此两个轴承之间安装一厚度 为 5度为13套筒。 入轴设计 1初算轴的最小直径 由下式 30 d=，轴选用 40，采用调质处理。根据表 3得 查表取 0A =112，得 18 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 0 0120112 330m i n 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 m 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 81 5 085 ，可画出输入轴草图（如附图03）。 轴承的寿命计算 其参数为 5 50 8 rC rC 000n r/油浴）； 取载荷系数 2.1 当量动载荷 3873N 轴承的寿命计算 3306 )387383200(100016670)(6010 ah h=165258h70400h 故该对轴承满足寿命要求。 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 42金钢，其 45 求出输出轴伸出端直径 3 22 = 11 2 09 5 4 99 5 4 922 19 江西科技学院本科生毕业论文（设计） =6114 N 中 输出轴转矩； 齿轮啮合传动的效率，取 。 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 1102 d 毂孔的直径要比太阳轮的齿顶圆直径 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5225150 。 轴承的寿命计算 其参数为 50 25 5 132rC 1250 rC 3000n r/浴）； 取载荷系数 2.1当量动载荷 4 2 4 =5088N 轴承的寿命计算 3306 )5088132000(6010 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计算 0 0 0 k （ 3 式中 T 转矩， N d 轴颈， 20 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， ，此处 h 为键的高度， l 键的工作长度， 型键 ； B 型键 ； C 型键 /2l L b ，其中 b 为键的宽度； p 许用挤压应力， 2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 =100120 由前面计算知输入转矩 1146T N m， 选用 A 型键，其型号为 001832 ， 将数值 k ， l ， 键连接处的轴颈 d =110入式（ 3 110589 11462000p =p 故该键满足强度要求。 第四章 轻型货车变速器内部主要传动零件的强度校核 动轴的强度校核 按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。由文献 1， 15知，取 轴的计算应力 3252232 （ 轴选择 45 钢，采用调 质处理，可知， 601 此， 1 安全。 （ 7）精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 由于应力集中而对轴产生的疲劳强度，截面 V 有最严重的应力集中，而弯矩较大的是 V 面；从受载的情况来看，截面 C 的应力最大，但没有过大的应力集中，所以对 C 面不用校核。只需对截面 V 进行校核。 截面 V 左侧 21 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 抗弯截面系数 3 dW （ 抗扭截面系数 5 4 8 8 0 01 4 3 （ 截面 V 左侧的弯矩 M 为 （ 截面 V 上的扭矩 T 为 32000001T 截面上的弯曲应 4 4 00 6 6 5 70 （ 截 面上的扭转切应力 8 8 0 03 2 0 0 0 0 01 T （ 轴选择 45 钢，采用调质处理。可知， 640B 2751 1551 用插入法求出 k， 知，表面质量系数为： 轴未经表面强化处理， 1q 固得综合系数为 （ 由文献 1 13 ， 23 可知，碳钢的特性系数 取 取 所以轴在截面 V 左侧的安全系数为 22 江西科技学院本科生毕业论文（设计） （ （ 222 SS （ 故该轴在截面 V 左侧的强度是足够的。 截面 V 右侧 抗弯截面系数 3 dW 抗扭截面系数 4 3 9 4 0 01 3 3 截面 V 左侧的弯矩 M 为 M 面 V 上的扭矩 T 为 3200000T 截面上的弯曲应力 9 7 00 6 6 5 70 面上的扭转切应力 9 4 0 03 2 0 0 0 0 01 T面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 查表得到。因 ， 又由文献 1附图 13 可得轴的材料的敏感系数为 q ， q 故有效应力集中系数按文献 1，附 43 为 (1 （ (1 23 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 由文献 1附图 23 可得轴的截面形 状系数为 由文献 1附图 33 可得轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数为 综合系数为 所以轴在截面 V 左侧的安全系数为 51 故该轴在截面 V 左侧的强度是足够的。 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 22211 （ 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平均分度圆直径 Rm 平均分度圆圆周速度 00 0 00 0 11 m/s 由文献 4 图 45 （ a）可知，按 zv m，得 K； 24 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 轮悬臂布置， K； 由文献 4表 45 可知， K； A 由文献 1表 610 可知，弹性系数 Z ； 节点区域 系数 i ss i 计算得， 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 m （ 确定公式内的各计算数值 小齿轮的接触疲劳强度极限 6001H 最小安全系数 由文献 1， 10知，计算应力循环系数 811 1 图 10得接触疲劳寿命系数 尺寸系数 1工作硬化系数，按 0 13 H B 润滑油膜影响系数， 25 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 3）由于 安全。 （）校核齿根弯曲疲劳强度 （ 1）齿根应力的计算 由文献 4表 555 可知，弯曲应力计算公式，即 )（ 确定公式内的各计算数值 由文献 1表 510 可知， 由文献 1表 510 可知， 计算得， 8
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