车辆工程毕业设计论文-hgcu2变速器输入轴结构及加工工艺设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-hgcu2变速器输入轴结构及加工工艺设计(编辑修改稿)内容摘要：

1/10； （ 4）对汽车 而言 ， 提高传动效率 ， 节油 20%； （ 5）发动机在理想状态下工作 ， 燃料燃烧完全 ， 排放干净 ， 极大的减少了对环境的污染。 汽车变速器 输入轴 设计的目的和意义 汽车制造是车辆工程专业的主要培养方向 ， 进行汽车零件结构设计及加工工艺规程与专用机床夹具设计 ， 目的是为了能使我们综合运用所学专业知识 ， 如机械制图、测量与公差配合、金属材料与热处理、工程力学、机械制造基础、机械设计、汽车设计、汽车制造工艺等 ， 通过理论联系实际 ， 使这些知识得到进一步巩固、加深和拓展 ，熟悉机械加工工艺规程编制、机床夹具设计的方法 ， 培养我们设计能力 和解决实际问题的能力 ， 对 CAD 绘图、运用设计资料（如手册、图册、技术标准、规范等）以及进行经验估算等技能得到综合训练 ， 力求设计合理 ， 理论联系实际 ， 设计手段具有一定的先进性。 变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。 刚度不足会产生弯曲变形 ， 破坏齿轮的正确啮合 ， 产生过大的噪声 ，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。 变速器轴在工作时承受扭矩、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 ， 影响齿轮的不常啮合 ， 产生过大的躁声 ，并会降低齿轮的使 用寿命。 这一点很重要 ， 与其它零件的设计不同。 设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状 ， 轴直径、长度、轴的强度和刚度 ， 轴上花键型式和尺寸等。 轴的结构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。 变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速 ， 以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。 5 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。 根据需要 ， 还可以加装动力输出器。 按传动比变化方式 ， 变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。 有级式 变速器应用最为广泛。 它采用齿轮传动 ， 具有若干个定值传动比。 按所用轮系形式不同 ， 有轴线固定式（普通变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器）两种。 目前 ， 轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有 3～ 5 个前进档和一个倒档。 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。 变速传动机构可按前进档数或轴的形式不同分类。 具体分类如下： 根据前进挡数：三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器。 根据轴的形式；固定轴式、旋转轴式。 固定轴式可分：两轴式变速器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器 固定轴 式应用广泛 ， 其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上 ， 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。 旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 然后对轻型货车来说 ， 采用中间轴式变速器为多见 ， 为此我以 两 轴式变速器的输入轴 及齿轮作为设计对象。 研究内容 在本次设计中 ， 主要是针对 HGCU2 轻型变速器 输入轴 进行 结构 和工艺 设计。 我除了对汽车变速器 输入轴 的结构进行了合理的布置外 ， 还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识 ， 对其进行受力分析 ， 强度、刚度的校核 ， 以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法。 在设计 的初期 ， 我专门去一汽轻型汽车有限公司的特约维修站参观汽车的整体构造尤其是变速器 输入轴 的功用；在设计的第二阶段 ， 通过参考学校实验室里的松花江中型货车的变速器 输入轴 结构 ， 对变速器 输入轴 进行整体结构布置 ， 校核轴和齿轮的强度、刚度 ， 选择材料和热处理方法；在第三阶段的主要任务是绘制变速器 输入轴 的装配图和重要的零件图 ， 确定个零件的精度等级及其它参数；第四阶段对 输入轴 进行工艺分析以及工艺 ， 工序卡片的编制最后 ， 是对整体论文的编写整理整个设计过程中的各种资料 ， 以及对前期设计中的错误做出修改。 本次设计主要是依据参考的 乘用车 的 参数 ， 通过对变速器 输入轴 参数的选择和计算 ， 设计出一种基本能满足 HGCU2 工作要求的 输入轴 结构。 本文主要完成下面一些主要工作： 根据 HGCU2 车型变速器 输入轴 基本参数确定设计方案； 设计变速器 输入轴 ， 绘制零件图和毛坯图； 6 制定零件加工工艺路线； 进行工序设计； 设计两道工序的夹具； 绘制夹具图纸； 编写设计说明书。 7 第 2 章 载货汽车主要参数的确定 轴的结构设计 最小轴径的确定 在已知两轴式变 速器中心距 A 时 ， 轴的最大直径 d 和支承距离 L 的比值可在以下范围内选取：对输入轴 ， Ld/ =～ ；对输出轴 ， Ld/ ～。 输入轴花键部分直径 d （ mm）可按下式初选取： 3 maxeTKd  式中 ： K——经验系数 ， K =～ ； maxeT ——发动机最大转矩（ ）。 输入轴花键部分直径：  31 ～d  =～ 初选输入、输出轴支承之间的长度 L =265mm。 按扭转强度条件确定轴的最小直径： 33 3][ 109 5 5 0 nPd  （ 21） 式中 ： d——轴的最小直径（ mm）； ][ ——轴的许用剪应力（ MPa）； P——发动机的最大功率（ kw）； n——发动机的转速（ r/min）。 将有关数据代入（ ）式 ， 得： 2 0 109 5 5 0][ 109 5 5 0 33 333 3  nPd  mm 所以 ， 选择轴的最小直径为 25mm。 各段轴的确定 根据轴的制造工艺性要求 ， 将 轴的各部分尺寸初步设计如图 所示： 8 图 轴的结构尺寸 轴的校核 轴的刚度校核 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。 前者使齿轮中心距发生变化 ， 破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜 ， 致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 初步确定轴的尺寸以后 ， 可对轴进行刚度和强度验算。 图 变速器轴的挠度和转角 轴的挠度和转角如图 所示 ， 若轴在垂直面内挠度为 cf ， 在水平面内挠度为 sf 和转角为 δ， 可分别用下式计算： EILbaFfc 3221 （ 22） EILbaFfs 3222 （ 23） 9  EILababF 31  （ 24） 式中： 1F ——齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）； 2F ——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N）； E ——弹性模量（ MPa） ， E =105 MPa； I ——惯性矩（ mm4） ， 对于实心轴 ， 644dI  ； d ——轴的直径（ mm） ， 花键处按平均直径计算； a 、 b ——齿轮上的作用力距支座 A 、 B 的距离（ mm）； L ——支座间的距离（ mm）。 轴的全挠度为  sc fff mm 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 cf =～ ， sf =～。 齿轮所在平面的转角不应超过 （ 1）轴上受力分析 一档工作时： 21c os101702c os22 31 111 11   zmTdTF ngt N 11 1t a n t a n 2 08 8 7 8 . 8 3 4 6 1 . 5 2c o s c o s 2 1nrtFF    N 4 0 821t a 8 7 8t a n 111  ta FF N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=24mm； b=241mm； L=265mm； d=30mm， 把有关数据代入（ 22）、（ 23）、（ 24）得到： LdE baFE I LbaFf rrc 4221221 3 643   ~][0 1 7 4 6 642 4 4 6 1 45 22   cfmm ~][0 4 4 8 7 83 64 45 224221   sts fLdE baFf  mm 10 2222  sc fff mm 64)24241( )( 451   E I L ababF r rad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等 ， 方向相反。 已知： a=24mm； b=241mm； L=265mm； d=45mm， 把有关数据代入（ 22）、（ 23）、（ 24）得到： LdE baFE I LbaFf rrc 4221221 3 643   ~][0 0 3 6 642 4 4 6 1 45 22   cfmm ~][0 0 8 8 8 7 8 45 22   ss ff mm 2222  sc fff mm 64)24241( )( 451   E I L ababF r rad 二档工作时： 22c os101702c os22 33 232   zmTd TF ngt N 22 2t a n t a n 2 06 7 4 3 . 2 2 6 4 7 . 0 6c o s c o s 2 2nrtFF    N a a n 222  ta FF N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=72mm； b=193mm； L=265mm； d=44mm， 把有关数据代入（ 22）、（ 23）、（ 24）得到： 2 6 641 9 6 4 73 643 45 224222222   LdE baFE I LbaFf rrc  ~][0 1 6 6  cf mm ~][0 2 9 6 45 22222   srs fEIL baFf mm 11 2222  sc fff mm 64)72193( )( 452   E I L ababF r rad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等 ， 方向相反。 已知： a=72mm； b=193mm； L=265mm； d=42mm， 把有关数据代入（ 22）、 （ 23）、（ 24）得到： 2 6 641 9 6 4 73 643 45 224222222   LdE baFE I LbaFf rrc  ~][0 2 0 0  cf mm ~][0 5 1 0 7 4 33 64 45 224222   sts fLdE baFf  mm 2222  sc fff mm 64)72193( )( 452   E I L ababF r rad 三档工作时： 24c os101702c os22 35 353   zmTd TF ngt N os 20t a ost a n 333   ntr FF N 3 9 424t a 3 7 8t a n 333  ta FF N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=95； b=170mm； L=265mm； d=53mm， 把有关数据代入（ 22）、（ 23）、（ 24）得到： LdE baFE I LbaFf rrc 4223223 3 643   = ~][0 0 8 6 6 641 7 1 4 24522  cfmm ~][0 2 1 7 6 641 7 3 7 83 64 45 224223   sts fLdE baFf  mm 12 2222  sc fff mm 0 0 0 0 0 4 0 6 64)951 7 0(1 7 1 4 23 )( 453   E I L ababF r rad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用。