買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 密級： 學號： 本 科 生 畢 業(yè) 論 文 （ 設 計 ） 輕型貨車變速器的設計 學 院： 專 業(yè)： 班 級： 學生姓名： 指導 老師： 完成日期： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 學士學位論文原創(chuàng)性申明 本人鄭重申明：所呈交的論文（設計）是本人在指導老師的指導下獨立進行研究，所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內容外，本論文（設計）不包含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式表明。本人完全意識到本申明的法律后果由本人承擔。 學位論文作者簽名（手寫）： 簽字日期： 年 月 日 學位論文版權使用授權書 本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權 江西科技學院 可以將本論文的全部或部分內容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。 本學位論文屬于 保 密 ， 在 年解密后適用本授權書。 不保密 。 （請在以上相應方框內打“” ） 學位論文作者簽名（手寫）： 指導老師簽名（手寫）： 簽字日期： 年 月 日 簽字日期： 年 月 日 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1摘要 隨著國民經濟的持續(xù)發(fā)展，機械工業(yè)也在不斷地發(fā)展，各種設備都在不斷地進步，創(chuàng)新。特別是在汽車方面，輕型貨車變速器得到廣泛應用，在某些特定的場合，傳統(tǒng)的輕型貨車變速器得不到應用。比如，傳動精度不好 控制，保養(yǎng)維護費用較高 ;同時在安全方面也存在一定的問題等等。希望在保證安全的前提下，是工作人員更加舒適，方便的操作。即便是傳統(tǒng)輕型貨車變速器傳動效率較高，但是對于人們的經濟能力，它的價格還讓人難以接受。所以研究一種新式輕型貨車變速器勢在必行！ 輕型貨車變速器作為機動車輛中的核心部件的一種，它工作時，發(fā)動機通過 而間接地帶動了車輪的轉動，這樣車輛就可以行駛了。 本文介紹了輕型貨車變速器的結構組成、工作原理以及主要零部件的設計中所必須的理論計算和相關強度校驗，以及 對其結構進行創(chuàng)新設計，該輕型貨車變速器的優(yōu)點是傳動鏈短、效率高、易加工、使用和維護都很方便，較適合在惡劣的環(huán)境下工作，最主要的是其傳動效率很高。 關鍵詞： 輕型貨車變速器 ；扭矩；結構；校驗 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2of 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 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3目 錄 第一章 緒論 . 1 題的來源及研究的目的和意義 . 錯誤 !未定義書簽。 課題研究的主要內容 . 3 第二章 輕型貨車變速器的總體方案設計 . 5 型貨車變速器的結構形式 . 6 輪傳動機構的特點 . 8 定齒輪傳動類型 . 10 第三章 輕型貨車變速器傳動系統(tǒng)的設計 . 11 型貨車變速器內部傳動系統(tǒng)的具體結構 . 12 輪的計算 . 12 齒計算 . 13 何尺寸計算 . 14 配條件驗算 . 16 星軸的設計計算 . 17 算軸的最小直徑 . 18 入軸的設計 . 20 出軸的設計 . 21 第四章 輕型貨車變速器內部主要傳動零件的強度校核 . 23 動軸的強度校核 . 24 動齒輪的強度校核 . 25 承強度的校核 . 28 第五章 設計總結 . 29 結論 . 30 參考文獻 . 31 致謝 . 32 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4第一章 緒論 題的來源及研究的目的和意義 我國生產的貨車變速器結構簡陋，傳動效率始終不高，雖然經過幾十年的發(fā)展，近期產品的質量較早期有所提高。但受國產配套件質量及設計水平等的 影響，我國目前生產的貨車變速器的總體水平與進口產品及港口用戶的要求仍有較大差距，貨車變速器的生產也是如此，為滿足市場需求，開發(fā)出一種新型的貨車變速器勢在必行！ 相信此種貨車變速器的出現(xiàn)將會大大提高傳統(tǒng)的貨車變速器的傳動能力和質量，為企業(yè)的生產的年產能方面，以及經濟效益方面能夠帶來顯著的進步，同時也在某種程度上推進了機械工業(yè)的不斷發(fā)展。 隨著國際標準化（ 實施，世界貨車變速器以采用新材料、新技術、新工藝、新結構為基礎 ,二十世紀 80年代，德國施耐都公司將新開發(fā)的貨車變速器應用到該公司的子公司 輕型貨車變速器的機械公司，經過幾年的運行，為該公司創(chuàng)造了不菲的利潤。繼美國 司之后，英國的 司也看到了輕型貨車變速器傳動機的利潤所在，投入了相當大的人力和精力來開發(fā)研制輕型貨車變速器傳動機，并且與二十世紀中期投入到了北美等市場。當前，全世界各大機械人廠商為了提高產品的競爭力，都大力進行貨車變速器的研發(fā)工作?，F(xiàn)在國外等著名貨車變速器的品牌中，都有貨車變速器的銷售，全世界貨車變速器的應用越來越廣泛。有一點值得注意的是，貨車變速器的市場，由最初的日本，歐洲，已經滲透到北美市場，因此貨車變速器 是當今棒料生產加工企業(yè)比配的設備已經成為主要趨勢。西方資本主義國家有巨大的貨車變速器銷售市場，機械人工業(yè)是西方資本主義國家的機械工業(yè)之一。 機械工業(yè)主導著國民經濟，為國民經濟提供資源，也為人民生活提供消費品。不管是以前的產業(yè)，還是現(xiàn)代的產業(yè)，都離不開機械裝備，與機械工業(yè)所提供的裝備的性能、成本和質量與國民經濟的進步密切相關。 全球經濟的飛速發(fā)展，我國的各行各業(yè)幾乎都被其他國家先進技術沖擊，同時，與國外品牌企業(yè)也有了越來越多的溝通交流的機會 。輕型貨車變速器行業(yè)通過多種途徑，努力的 不斷提高自身實力與核心競爭力， 與發(fā)達國家的差距也逐步縮小。 輕型貨車變速器設備在市場需求的促使下更快的更新和優(yōu)化。國內輕型貨車變速器設備生迅速發(fā)展，使輕型貨車變速器械設備環(huán)保，節(jié)能，在我國飛速發(fā)展的農業(yè)中發(fā)揮著積極的作用。 在生產設備時，各企業(yè)都盡量將設備在運行中可能出現(xiàn)問題減小到最少。如減少設備的噪音大、污染重等問題。 輕型貨車變速器的發(fā)展與人類社會的進步和科學技術的水平密切相關。隨著科學技術的進步，各個學科之間相互有著或大或小的聯(lián)系，各行業(yè)間互相溝通，普遍使用新技術、新能源、新結構，目前輕型貨車變速器正向著大型、高效、可靠、節(jié)能、降耗 和自買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5動化方向發(fā)展。本設計選用的齒輪傳動較合理。 課題研究的主要內容 國內輕型貨車變速器的研發(fā)及制造要與全球號召的低碳經濟、經久耐用主題保持一致。加大輕型貨車變速器新型多樣化的研發(fā)及生產是行業(yè)發(fā)展的大趨勢，同時也迎合了國內基礎建設發(fā)展的需求。 本次 設計的任務是輕型貨車變速器的設計，通過讓學生親自了解輕型貨車變速器內部的構造和組成部分，通過對輕型貨車變速器內部工件的測繪來認識工件，通過利用計算機繪圖軟件例如 對工件進行零件圖的繪制和裝配，這樣經過一系列的綜合性訓練，培養(yǎng)學生動手，動腦以及 畫圖的能力。 （ 1）通過網絡和圖書館查找各種關于輕型貨車變速器的相關資料，對輕型貨車變速器進行方案的比較和預定。 （ 2）分析輕型貨車變速器的結構與參數(shù) （ 3）確定設計總體方案 （ 4）確定具體設計方案 （ 5）輕型貨車變速器的圖紙的繪制。 （ 6）說明書的整理 第二章 輕型貨車變速器的總體方案設計 型貨車變速器的結構形式 輕型貨車變速器 作為車輛中最重要的核心部件的一種，廣泛應用于汽車，工程車輛，運輸機等等領域。它工作時，發(fā)動機通過 從而間接地帶動了車輪的轉動，這樣汽車就可以行駛了，通過改變輕型貨車變速器理論的檔位來實現(xiàn)機動車輛的前進、后退、加速、減速等功能。在機動車輛的幾個組成部分里，輕型貨車變速器是機動車的心臟的部分，其組成機構及傳動系統(tǒng)的布局圖如下圖所示： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6圖 2輪傳動機構的特點 齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，具有以下幾個優(yōu)點： （ 1）體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大。 （ 2）傳動效率高。 （ 3）傳動比較大。 （ 4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力強，工作較可靠。 定齒輪傳動類型 根據(jù)設計要求： 能實現(xiàn)連續(xù)運轉且傳動比小、結構緊湊、外廓尺寸較小 ,2)型工作效率高，體積小而且機構簡單，所以制造起來方便。齒輪傳動適用于所有條件的功率傳動，在動力及輔助傳動中應用較為廣泛，工作制度不受限制。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7第三章 輕型貨車變速器傳動系統(tǒng)的設計 型貨車變速器內部傳動系統(tǒng)的具體結構 輕型貨車變速器體內部主要有各檔位傳動齒輪，各傳動軸以及端蓋，軸承等等零件組成，通過發(fā)動機驅動 V 帶傳動，從而帶動輕型貨車變速器內部的傳動機構動作，繼而實現(xiàn)機動車輛輪子的轉動，于是車輛就可以行駛了。其具體內部 傳動結構圖如下圖所示： 輪的設計計算 根據(jù)齒輪傳動的傳動比和其配齒可求得內齒輪 為齒輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 7=根據(jù)內齒輪 )z-(i= 71)-(5.5=z b 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8圓整得，根據(jù)安裝條件，取 79=時實際的 是必須控制在其傳動比誤差的范圍內。 實際傳動比為 5 7=7 9 / 1 7+1=/=i 傳動比誤差 2 . 6 7 %=/ 5 . 5|5 . 6 4 7 5=|/i|= 由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪 z+/22 ab 偶數(shù)，故取齒數(shù)修正量為 1 這樣，角變位后， 能。得到改善，且該齒輪傳動的徑向尺寸沒有改變。故 3017 在考慮到安裝條件為 322 （整數(shù)） 初算中心距和模數(shù) 1. 試驗齒輪的接觸疲勞極限 =1282=370形的最后工序為插齒，精度為 7級。 2. 減速器的名義輸出轉速 i = 21n2=n1/i=1000/2n = = 3. 載荷不均衡系數(shù) 采用太陽輪浮動的均載機構，取 H 4. 齒輪模數(shù) a 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9首先計算太陽輪分度圓直徑： 3d 式中： u 一齒數(shù)比為 使用系數(shù)為 算式系數(shù)為 768； 綜合系數(shù)為 2； 1T 一太陽輪單個齒傳 遞的轉矩。 549= 9 8 0 03 1 2 09 5 4 9 =376 其中 高速級齒輪傳動效率，取 =d 齒寬系數(shù)暫取 0.5 =1450入 3 d 3 2a 5 9 67 6 8d =模數(shù) m= 取 m=5 則 3017(521)(210 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 =取 齒寬 db d 取 b=62 幾何尺寸計算 1. 計算變位系數(shù) (1) 嚙合角 因 20c o c o sc o s 0 以 = “ 543920 變位系數(shù)和 2 t =文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 圖 2中心距變動系數(shù) y y= 5 20 m 1 齒頂降低系數(shù) y 1 4 分配邊位系數(shù)： 根據(jù)線圖法，通過查找線圖 2心距變動系數(shù) y y= 5 20 m 1 齒頂降低系數(shù) y 1 4 分配邊位系數(shù)： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 根據(jù)線圖法，通過查找線圖 2到邊位系數(shù) 549.0 5 9 9 ac (2) 由于內嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有 0 bc 從而 cb 且 0y 0y 2. 幾何尺寸計算結果 對于單級的齒輪傳動根據(jù)一下公式進行幾何尺寸的計算，結果如下： 表 3項目 計算公式 分度圓直徑 d 111 222 851751 d 1503052 d 1501 d 3957952 d 基圓直徑dd b dd b 外嚙合 )(211 )(222 內嚙)(2 *11 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 合 )(222 外嚙合 )(2 *11 )(2 *22 內嚙合 )(2 *11 )(222 頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪 1內齒輪 頂隙系數(shù)：內齒輪 c 按公式驗算其鄰接條件，即 已知行星輪 3得 同心條件 按公式對于角變位有 c os 將上述已知數(shù)代入上式得 20c o s 3079543920c o s 3017 =裝條件 按公式驗證其安裝條件，即得 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 )(整數(shù)Cn 將 17 79 3 代入該式驗證得 323 7917 滿足安裝條件 嚙合要素的驗算 1. a （ 1）頂圓齒形曲率半徑 a 22 )2()2( 太陽輪 221 )a = 行星輪 222 )2 9 5 0()2 5 1 4( a = （ 2）端面嚙合長度 s 21 式中“ ”號“ +”為外嚙合“ -”為內嚙合； t 端面節(jié)圓嚙合角。 直齒輪 t = = 543925 則 a )543925s i 24 1 = （ 3）端面重合度 20c c c . 端面重合度 a （ 1）頂圓齒形曲率半徑 a 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 22 )2()2( 行星輪 1a = 內齒輪 222 )2 1()2 1( a = （ 2）端面嚙合長度 21 s in = 20s =（ 3）端面重合度 )c o s/(c o s a= 20 =的設計計算 行星輪內安裝有行星輪軸承，行星架的行星輪軸孔中固定有行星軸；行星架與輸出軸通過鍵聯(lián)接，其軸承在減速器殼體內，雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器把太陽輪和高速軸聯(lián)接，實現(xiàn)了太陽輪浮動。太 陽輪浮動原理如圖 4示 ： 圖 4陽輪浮動原理 算軸的最小直徑 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 圖 4星輪軸的載荷簡圖 危險截面（在跨度中間）內的彎矩 8 678 8 6 8288 020 t=148538. N 星輪軸采用 40 ,調質 440s 據(jù)振動沖擊，安全系數(shù)取 ;則許用彎曲應力 ) 4 0(/ S 76行星輪軸直徑 b 3 83232 330 取 其實際尺寸將在軸承選定完成后確定。 2. 選擇行星輪軸軸承 在行星輪內安裝兩個軸承，每個軸承上的徑向載荷 20t a 6 82 20t a n N=1614N 在相對運動中，軸承外圈以轉速 8 慮到行星輪軸的直徑 ，以及安裝在行星輪體內的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承 6306 型，其參數(shù)為 0 2 9 rC rC 2000n r/?。?買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 取載荷系數(shù) 2.1當 量動載荷 1 6 1 1937N 軸承的壽命計算 3306 )193727000(6010 97377h 根據(jù)設計需要，該減速器要求每天工作 22 小時，每年工作 320 日，持續(xù)不斷地工作 10 年。即 7 0 4 0 0/22/3 2 010 h h。所以選用 6306 型軸承較為合理，并把行星輪軸直徑增大到 00 。 對行星輪輪緣厚度 c 進行校核 c = m 式中 m 行星輪模數(shù)（ m i n c c = =足條件 c 。 由于行星輪寬度 6202 bb 此兩個軸承之間安裝一厚度 為 5度為13套筒。 入軸設計 1初算軸的最小直徑 由下式 30 d=，軸選用 40，采用調質處理。根據(jù)表 3得 查表取 0A =112，得 0 0120112 330m i n 法蘭安裝在輸入軸的最小直徑處，截面上開有鍵槽，軸頸增大 5%到 7%。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 故 m 其實際尺寸將在軸承選擇完成后確定。 2選 擇輸入軸軸承 (1) 軸的結構設計 根據(jù)預估直徑，輪彀寬度和安裝條件，軸中間一段安裝一對 6217 型（深溝球軸承），且對稱安裝。其尺寸為 81 5 085 ，可畫出輸入軸草圖（如附圖03）。 軸承的壽命計算 其參數(shù)為 5 50 8 rC rC 000n r/油?。?取載荷系數(shù) 2.1 當量動載荷 3873N 軸承的壽命計算 3306 )387383200(100016670)(6010 ah h=165258h70400h 故該對軸承滿足壽命要求。 出軸設計 1初算軸的最小直徑 則輸出軸只承受轉矩而不承受彎矩。輸出軸選用 42金鋼，其 45 求出輸出軸伸出端直徑 3 22 = 11 2 09 5 4 99 5 4 922 6114 N 中 輸出軸轉矩； 齒輪嚙合傳動的效率，取 。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 2選擇輸出軸軸承 由于輸出軸的軸承只承受軸向工作載荷（僅承受輸出行星架裝置的自重），所示軸承的尺寸應由 結構要求來確定。 輸出軸端，軸頸 1102 d 轂孔的直徑要比太陽輪的齒頂圓直徑 根據(jù)結構要求選用特輕系列單列深溝球軸承 6030 型，其尺寸為5225150 。 軸承的壽命計算 其參數(shù)為 50 25 5 132rC 1250 rC 3000n r/浴）； 取載荷系數(shù) 2.1當量動載荷 4 2 4 =5088N 軸承的壽命計算 3306 )5088132000(6010 1600938h70400h 故該軸承滿足壽命要求。 3輸出軸上鍵的選擇及強度計算 平鍵聯(lián)接的主要失效形式壓潰。因此，只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。普 通平鍵連接的強度條件按（ 3計算 0 0 0 k （ 3 式中 T 轉矩， N d 軸頸， k 鍵和輪轂鍵槽的接觸高度， ，此處 h 為鍵的高度， l 鍵的工作長度， 型鍵 ； B 型鍵 ； C 型鍵 /2l L b ，其中 b 為鍵的寬度； 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 20 p 許用擠壓應力， 2在這里鍵材料為 45 鋼。其許用擠壓應力值按輕微沖擊算查相關資料的 p =100120 由前面計算知輸入轉矩 1146T N m， 選用 A 型鍵，其型號為 001832 ， 將數(shù)值 k ， l ， 鍵連接處的軸頸 d =110入式（ 3 110589 11462000p =p 故該鍵滿足強度要求。 第四章 輕型貨車變速器內部主要傳動零件的強度校核 動軸的強度校核 按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。由文獻 1， 15知，取 軸的計算應力 3252232 （ 軸選擇 45 鋼，采用調 質處理，可知， 601 此， 1 安全。 （ 7）精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 由于應力集中而對軸產生的疲勞強度，截面 V 有最嚴重的應力集中，而彎矩較大的是 V 面；從受載的情況來看，截面 C 的應力最大，但沒有過大的應力集中，所以對 C 面不用校核。只需對截面 V 進行校核。 截面 V 左側 抗彎截面系數(shù) 3 dW （ 抗扭截面系數(shù) 5 4 8 8 0 01 4 3 （ 截面 V 左側的彎矩 M 為 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 21 （ 截面 V 上的扭矩 T 為 32000001T 截面上的彎曲應 4 4 00 6 6 5 70 （ 截 面上的扭轉切應力 8 8 0 03 2 0 0 0 0 01 T （ 軸選擇 45 鋼，采用調質處理。可知， 640B 2751 1551 用插入法求出 k， 知，表面質量系數(shù)為： 軸未經表面強化處理， 1q 固得綜合系數(shù)為 （ 由文獻 1 13 ， 23 可知，碳鋼的特性系數(shù) 取 取 所以軸在截面 V 左側的安全系數(shù)為 （ （ 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 22 222 SS （ 故該軸在截面 V 左側的強度是足夠的。 截面 V 右側 抗彎截面系數(shù) 3 dW 抗扭截面系數(shù) 4 3 9 4 0 01 3 3 截面 V 左側的彎矩 M 為 M 面 V 上的扭矩 T 為 3200000T 截面上的彎曲應力 9 7 00 6 6 5 70 面上的扭轉切應力 9 4 0 03 2 0 0 0 0 01 T面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 查表得到。因 ， 又由文獻 1附圖 13 可得軸的材料的敏感系數(shù)為 q ， q 故有效應力集中系數(shù)按文獻 1，附 43 為 (1 （ (1 由文獻 1附圖 23 可得軸的截面形 狀系數(shù)為 由文獻 1附圖 33 可得軸的材料的敏感扭轉剪切尺寸系數(shù)為 綜合系數(shù)為 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 23 所以軸在截面 V 左側的安全系數(shù)為 51 故該軸在截面 V 左側的強度是足夠的。 動齒輪的強度校核 （）校核齒面接觸疲勞強度 （ 1）接觸應力的計算 由文獻 4表 395 可知，齒面接觸應力計算公式，即 22211 （ 確定公式內的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù) 電動機驅動，載荷平穩(wěn)，由文獻 4表 25 可知， 取 1平均分度圓直徑 Rm 平均分度圓圓周速度 00 0 00 0 11 m/s 由文獻 4 圖 45 （ a）可知，按 zv m，得 K； 由文獻 4 圖 75 （ b）可知，按 輪懸臂布置， K； 由文