农用三轮车变速箱设计.docx
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农用三轮车变速箱设计
农用三轮车变速箱的设计
设计者：
000000指导教师：
00000
（工学院机制）
摘要在汽车传动系中，变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况围工作。
主要由变速传动机构和操纵机构组成，近年来，变速器设计有向自动操纵方向发展的趋势。
变速箱设计包括：
（一）变速箱总体尺寸和参数的确定
（二）变速箱齿轮零件的设计计算（三）变速箱轴、轴等零件的设计计算（四）同步器的设计选择。
本次毕业设计的是农用三轮车的变速箱，主要是参照7Y-975A2型多功能农用三轮车变速箱结构设计。
通过已知选定的参数，计算选择设计过程中需要的装配图和零件图各个参数。
然后根据这些参数绘制零件图和总装配图。
在设计过程中对传统的设计方法、步骤以及设计的技巧做适当的改进，以达到创新的目的。
关键词：
变速器传动比圆柱直齿轮
1引言本人毕业设计的题目是农用三轮车变速箱设计，这也是一次对本科毕业生所学专业知识、思维、创新以及动手能力的最系统的一次综合测试。
农用三轮运输车是我国农村市场的一种价廉适用的新型运输工具，特别是农用三轮车经济实惠，一机多用，深受广大农民兄弟的欢迎，多年来蓬勃发展，方兴未艾！
“春风”牌7Y-975A2型多功能农用三轮车为方向把操纵乘坐式，皮带传动，连体后桥，3+1档变速，配用S1100单杠柴油机为动力，使1h功率达到12.1kw车架为矩形截面焊管整体框架式，前后悬架分别为简式液压件震器和双端滑板式弹簧，前后轮胎规格分别为4.50-14（条形）6.50-16（人字形）。
设计紧跟近年来农用运输车生产先进技术，真正做到价格低廉、结构简单、容易上手，一机多用更受到农民朋友的青睐。
7Y-975A2型多功能农用三轮车传动系统采用四根皮带将发动机输出的动力经离合器传到变速箱连体后桥，经变速箱齿轮变速后带动差速器齿轮，再由半轴带动轮毂实现车轮运动。
三轮车变速箱和一般汽车变速箱的功用都差不多，将从离合器传来的动力经齿轮变速后再经减速器、差速器、驱动半轴，经轮毂带动驱动轮，在柴油机转速不变的的情况下通过变速齿轮的不同速比，来改变车辆的行使速度和驱动力，可在柴油机不熄火的情况下，使车辆加速、减速、行车、倒车。
设计图纸共四，其中变速箱总装配图一（A0）。
零件图纸三（A2、A3）。
由于主体呈竖形，为表达清楚起见，在视图中主要采用简单三视图的方式。
本论文参考了大量的资料，从结构设计到cad制图均得到指导老师许伟的尽力辅导，并提了很多很多宝贵意见，同时在此表示忠心的感！
由于本人水平有限，此次设计又仅由本人单独完成，设计中难免有错误之处，恳请各位老师和同学批评指出，以便本人改进。
2设计的基础依据
本次设计的原始参数是“春风”牌7Y-975A2型多功能农用三轮车的基本参数，主要有：
发动机的额定功率12.1kw、最大扭矩55N.m
各档传动比：
Ⅰ23.5Ⅱ9Ⅲ2.96R21.5
各档转速：
Ⅰ4.5Ⅱ11.7Ⅲ35.6R4.9
变速箱包括变速传动机构和变速操纵机构，变速传动机构的作用是改变发动机输出轴的转速、传动比和螺旋方向；变速操纵机构作用是实现传动比和转向的改变——换档。
变速箱设计主要包括以下几点：
（一）变速箱总体尺寸和参数的确定
（二）变速箱齿轮零件的设计计算（三）变速箱、轴、轴承等零件的设计计算（四）同步器的设计选择
2.1变速箱总体尺寸和参数的确定
2.1.1中心距
变速箱齿轮的中心距是变速器很重要的参数，它对变速器整体尺寸、体积及质量有很大的影响。
通常根据经验公式初选中心距A（单位m）
A=k
（1-1）
式中：
k——中心距系数，对轿车，k=8.9～9.3；对货车，k=8.6～9.6；对多档主变速器，k=9.5～11；
Miemax——变速器在一档时，第二轴输出的转距，Miemax=Memax·i1·ηg，单位为N·m；
i1——变速器一档传动比；
ηg——变速器传动效率，取0.96。
在良好的路面上行使A取小值，同时A还受齿轮接触强度、几何参数及结构要求等的制约，过小会使放置的滚动轴承有困难。
2.1.2变速器的轴向尺寸
货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关，可参考下列数选用：
四档（2.2～2.7）A
五档（2.7～3.0）A
六档（3.2～3.5）A（1-2）
轿车四档变速器壳体轴向尺寸为（3.0～3.4）A（1-3）
2.1.3档数及各传动比
变速器档数多少对汽车动力性、经济性影响很大。
档数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作，而且使发动机转速变化围小，平均功率高，可提高汽车的加速能力和爬坡能力，同是档数多也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，也提高了燃料经济性。
档数多少还影响相邻的抵挡和高档间传动比的比值，档数多，则比值小，换档容易。
档数多的缺点是使变速器的结构复杂，质量增大，操纵不方便。
档数及传动比：
三个前进档，一个倒档，皮带传动V带B型。
Ⅰ档传动比：
i1=iⅠ/iv=23.5/2.8=8.39；
Ⅱ档传动比：
i2=iⅡ/iv=9/2.8=3.21；
Ⅲ档传动比：
i3=IⅢ/iv=2.96/2.8=1.06
倒档传动比：
ir=ir/iv=21.5/2.8=7.68
（注：
为使V带传动轮廓尺寸不致过大，初取iv=2.8，实际iv要在设计V带传动时所选此处从略。
）
图1总装图
2.2变速箱齿轮零件的设计计算
已知各档传动比以及查表得主要效率有：
v带η1=0.96；离合器η2=0.99；轴承一对η3=0.98；齿轮η4=0.97计算各档各轴的转矩和转速分别如下：
Ⅰ档：
n3=
=30.4r/min
n2=
=
131.7r/min
n1=n2×
=131.7×2=263.4r/min
T1=T×ivη1η2=55×2.8×0.96×0.99=146.36N.m
T2=T1×
η3η4=146.36×2×0.98×0.97=278.26N.m
T3=T2×
η4η3=278.26×
×0.97×0.98=1146.23N.m
Ⅱ档：
n3=
78.97r/min
n2=
=342.20r/min
n1=n2×
r/min
T1=T×ivη1η2=146.36N.m
T2=T1×
=243.93N.m
T3=T2×
η4η3=1214.90N.m
Ⅲ档：
n3=
240.28r/min
n2=
=1041.21r/min
n1=
570.99r/min
T1=T×ivη1η2=146.36N.m
T2=T1×
=80.26N.m
T3=T2×
η4η3=330.62N.m
倒档：
n3=
33.07r/min
n2=
=143.32r/min
nr=n2×
179.15r/min
T1=T×ivη1η2=146.36N.m
Tr=T1×
=117.09N.m
T2=Tr×
η4η3=139.13N.m
T3=T2×
=602.90N.m
2.2.1齿轮参数的确定
2.2.1.1模数m的确定
决定齿轮模数的因素很多，其中最重要的是齿轮的强度、传动噪声和质量。
减少模数，增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变速器的质量。
降低噪声对轿车有很大的意义，减轻质量对货车比较重要，农用三轮车的设计要综合考虑噪声。
直齿轮模数m与弯曲应力бw之间有如下关系：
m=
（2-1）
斜齿轮法面模数m与弯曲应力бw之间有如下关系：
m=
（2-2）
式中：
Tg——计算载荷，[Tg]为N.m；
Kf——摩擦力的影响系数，主动齿轮和被动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力影响也不同：
主动齿轮Kf=1.1，被动齿轮Kf=0.9；
Kб——应力集中系数，直齿轮Kб=1.65，斜齿轮Kб=1.5；
Z——齿轮齿数；y——齿形系数；
бw——弯曲应力，[бw]单位为N/mm²，当Tg取作发动机最大转矩时，一档、倒档直齿轮[бw]=400～850N/mm²，货车可取下限，对货车长啮合齿轮和高档齿轮，其值为100～250N/mm²，对轿车为180～350N/mm²;
β——斜齿轮螺旋角；Kc——齿宽系数；Ks——重合度系数Ks=2。
现代汽车变速器一般是高档齿轮用一种模数，一档及倒档齿轮用另一种模数，其它各档齿轮在二者之间。
由上述公试初取一档、倒档齿轮的模数m=4（初取值后要查表优先取标准值。
）
2.2..1.2压力角
变速器齿轮普遍采用的压力角为20°，对同一变速器，往往低档齿轮用大压力角，高档齿轮用小压力角。
2.2.1.3齿轮螺旋角β
为减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒档和货车的一档齿轮才用直齿齿轮。
此处行星轮中用到斜齿齿轮，β=17°（斜齿轮β围为10°～35°）例外，选取β时应力中间轴上的轴向力平衡，用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因造成的中心距不等现象得以消除。
2.2.1.4齿宽
齿宽应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。
通常根据模数大小来选定齿宽：
b=（4.5～7.5）m直齿轮
b=（6.5～8.5）m斜齿轮（2-3）
2.2.1.5齿轮的变位系数
采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距外，还因为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就可分别予以兼顾。
变位齿轮传动又分为高度变位传动和角度变位传动。
实际中心距旧等于已定的中心距采用高度变位传动，反之采用角度变位传动。
多数采用角度变位以获得良好的啮合性能及传动质量指标。
2.2.1.6各档齿轮齿数的分配
确定变速器各档齿轮齿数时，应考虑：
①尽量符合动力、经济性等对各档传动比的要求；
②最少齿数不应产生根切，一般一档齿轮是齿数最少的齿轮且不根切根圆直径应大于中间轴之间；
③互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这一点；
④齿数多，可降低齿轮的传动噪声。
初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。
Ⅰ档齿轮的齿数
i1=
Z1是中间轴上最小的齿轮，一般可取在15～17之间此处选Z1=16；
先求Z9、Z10齿数和Zh：
直齿Zh=2A/m；斜齿Zh=2Acosβ/m；计算结果不是整数时必须取Zh为整数值，根据Zh值可进行大小齿轮齿数的分配，一般将中中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取得少些，以便使Z10/Z9的传动比大一些，在i1已定的条件下，Z2/Z1的传动比可分配得小些，于是第一轴的啮合齿轮可分配到叫多的齿数，以便在其腔设置第二轴的前轴承。
Zh取为整数了，中心距Zh必然有了变化，这时应从Zh及变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正过的中心距A作为各档齿轮齿数分配的依据。
i1=
A=
i1=8.39A=96Z2/Z1=2解得：
Z10=39Z9=9；
同样方法可分别算得Ⅱ档Z5=18Z6=30；Ⅲ档Z7=31Z8=17；三个前进档的齿轮间的中心距A相等。
倒档齿轮齿数
一档、倒档齿轮选用相同的模数m，倒档齿轮的齿数一般在21～33之间，初选Z3=25可计算中间轴与倒档轴之间的中心距A′：
A′=m（Z4+Z1）为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮1、4的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，则A′=mZ4/2+0.5+mZ1/2得到A′=79，Z4≈20代入前式得A′=72。
2.2.2齿轮几何尺寸计算
由于各档位中啮合齿轮均可用直齿圆柱齿轮，只有差速器行星轮中用到锥齿轮，考虑到从简原则，此处只分别设计一档啮合直齿齿轮以及行星锥齿轮的尺寸。
一档啮合齿轮1、2的设计尺寸：
d1=mz1=4×16=64d2=mz2=4×32=128
ha=m=4hf=1.25m=5a=（d1+d2）/2=96
h=ha+hf=9da1=d1+2ha=72da2=d2+2ha=136
s=
=6.28df1=d1-2hf=54df2=d2-2hf=118
受力计算和强度校核：
变速器齿轮的强度计算及齿轮材料接触应力可按下式简化计算：
（2-4）
F——齿面法向力F=
；
——圆周力
=
；
M——计算转矩N.m；
d——节圆直径；
a——节圆压力角；
β——螺旋角；
E——齿轮材料的弹性模量；
B——齿轮接触的实际宽度；
，
———主、被动齿轮节圆处齿廓曲率半径；
，
；
——主、被动齿轮节圆半径；
计算转矩M=
时的许用应力：
常啮合齿轮：
1300～1400N/mm²
一档及倒档齿轮：
1900～2000N/mm²
弯曲强度计算简化公式：
直齿轮：
（N/mm²）（2-5）
斜齿轮：
（N/mm²）（2-6）
——圆周力，
N；
——应力集中系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；
——端面周节，
=πm；
——法面周节，
=π
；
y——齿形系数由图表可查得；
——重合度影响系数，
=2.0。
许用应力为400～850N/mm²（直齿轮）；180～350N/mm²（轿车斜齿轮）；100～250N/mm²（货车斜齿轮）
啮合作用力
圆周力Ft=
N
径向力Fr=Fttanα=10232.2N
轴向力Fα=Fttanβ=（直齿=0）
法向力Fn=Ft/cosα=11210.2N
=1057N/mm²≤[
]
N/mm²≤[
]
∴强度满足要求。
行星锥齿轮的设计尺寸：
（行星轮系包含四个相同的锥齿轮，此处只要设计一个即可，方法同前所述）
模数m=7齿数Z=22法向齿形角α=20°分度圆直径d=154
分锥角δ=32°根锥角δf=28°锥距R=144.70变位高度x=0
齿厚
=
齿高
a=7.166全齿高h=15.4轴交角Σ=90°（此处强度校核方法同直齿轮的强度校核，经计算强度也满足要求，故从略）
2.3变速箱轴、轴承等零件的设计计算
2.3.1轴的设计
2.3.1.1轴的功用及设计要求
变速器轴在工作时承受转矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。
轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。
设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：
轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等。
轴的设计主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。
（一）轴尺寸初选
在变速器结构方案确定以后，变速器轴的长度可以初步确定。
轴的长度对轴的刚度影响很大，为满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。
轴的直径d与支承长度l之间关系可按下式选取：
第一轴及中间轴：
0.16～0.18
第二轴：
0.18～0.21（3-1）
轴直径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式出选轴直径：
中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径：
d=（0.4～0.5）A（mm）（3-2）
第一轴花键部分直径d可按下式初选：
d=（4.0～4.6）
（3-4）
两式中：
A——变速器中心距mm；
Memax——发动机最大转矩N·m
（二）轴的结构形状
轴的结构形状应保证齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，并与工艺要求有密切关系。
大多数汽车变速器为三轴式，第一轴通常与齿轮做成一体，前端支承其轴径根据前轴承径确定，第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定，确定第一轴后轴径时，希望轴承外径比第一轴上长啮合齿圈外径大，以便于装拆第一轴。
第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应中等大，可提高轴的刚度。
第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。
各截面尺寸要避免相差悬殊，轴上工磨削用的越程槽易产生应力集中，造成轴折断。
各档齿轮常用弹性挡圈轴向定位，但不能传递过大轴向力，只能适用于轻形汽车变速器。
另外设计变速器轴时，力求减小轴向尺寸。
（三）轴的强度、刚度计算
计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力及各支承反力。
不同档位时轴所受的力矩及支承反力是不同的，须分别计算。
齿轮上的作用力可视为作用在有效齿面宽中点，轴承上支反力作用点可查表：
轴承反力作用点示意图。
求支承反力先从第二轴然后依次计算中间轴、第一轴。
根据轴的受力情况画出轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面，从而可对轴进行强度和刚度的校核。
求出各档位的各支承反力，可计算轴的各截面的弯曲力矩：
Mω=px（3-5）式中：
x——支承中心至计算断面距离。
画出轴的弯矩图，确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭转应力及合成应力。
弯曲应力：
σw=
（3-6）
扭转应力：
Υn=
（3-7）
合成应力：
σ=
（3-8）
式中：
Ww——轴截面抗弯截面模量；
Wn——轴截面抗扭截面模量。
对圆截面：
（3-9）
花键轴按小径计算，当发动机以最大转矩计算轴的强度时，其安全系数在5～10围，第一轴取上限，中间轴和第二轴取下限。
经过计算所画轴的受力图、弯矩图、转矩图分别绘制如下：
图2轴转矩图
变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，刚度对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面产生的挠度和轴在水平面的转角，可分别按材料力学有关公式计算。
总挠度：
（3-10）
变速器轴与齿轮及其它传递转矩的部件一般都通过键和花键连接，可根据初选的轴颈按花键的工作条件及花键标准选取确保花键挤压应力满足强度要求。
2.3.2承的选择与计算
变速器轴承多采用滚动轴承，通常根据结构选定，再验算其寿命。
此处三根轴均用圆锥滚柱轴承，和其它轴承相比，有如下优点：
直径较小容量大可承受较高负荷；可确保轴承的可靠性，使用寿命长；锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮的刚度，降低齿轮噪声减少自动脱档的可能；一般将变速器壳体设计成沿纵向片面分开或沿中心线所在平面水平分开，可使装拆和调整轴承方便。
经过分析查表变速箱用滚动轴承中的深沟球轴承605、606、610等型号。
2.4同步器设计
普通齿轮变速器中无论采用滑动直齿轮换档还是采用啮合套换档，都存在换档冲击问题，目前所用的同步器均采用摩擦原理，即在工作表面产生摩擦力矩克服被啮合件的惯性力矩使之升降速以在最短时间达到同步状态。
由于此次设计对同步器的设计不做过多要求，故此处只简述之。
致
本篇论文在撰写过程中得到了许伟老师的悉心指导，在众多老师和同学的鼎立相助下我顺利完成了毕业设计，更深刻地了解CAD、熟练使用AUTOCAD进行制图，也体会到团队合作的重要性。
在此，谨向所有关心、帮助和督促过我的老师、同学们表示诚挚的感。
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Titlethedesignofthethree-wheeledcartgearboxfortheagricultureuses
Abstract
Incarspreadmovedepartment,thegearboxisusedtochangetolaunchthemachinespreadstodrivearoundascendsofturnthejuwithturnsoon,thepurposeworkswithinthescopeoforiginallystart,climbthepoandmakeaturn,acceleratesetc.Everykindofdriveworkthingsdescendmakecaracquireleadthedintdifferentlywithspeed,makelaunchthemachineatthesametimeinthemostbeneficialworkthings.Primarilyfrombecometospreadtomovetheorganizationsoonwithmanipulatetheorganizationconstitute,inrecentyears,thegearboxdesignstohavethedirectiontomanipulatethetrendthatdirectiondevelopmentautomatically.sparepartsissynchronouslythedesignchoiceofthemachine.
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