三轴三档式变速箱的设计毕业设计

1、潍坊学院本科毕业设计摘 要 关于简单三轴三档式变速箱的设计，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。对于倒档齿轮采用滑移齿轮进行换挡，可以使制造比较方

2、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。关键词关键词：变速器，齿轮，传动比潍坊学院本科毕业设计abstractabstracton the simple three axis three 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, a

3、nd 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,

4、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 draw

5、ing 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, 潍坊学院本科毕业设计high transmission efficie

6、ncy, and easy manufacture, low cost, convenient repair, adapted to the use of farm transport vehicle.lock ring synchronizer inertia, used for reverse gear sliding gear shift, can create more convenient. transmissions gear lubrication with pressure lubrication, the gear radial drill 3-4 holes. while

7、making a little trouble, but more reliable lubrication, and oil is a cycle.keywords:keywords: transmission；gear；transmission ratio潍坊学院本科毕业设计潍坊学院本科毕业设计目目 录录中文摘要 .英文摘要 .第 1 章 绪 论 .1第 2 章 传动方案拟定 .22.1 运动参数及动力参数计算 .22.1.1 传动轴中心距 .22.2 各档齿轮齿数的分配 .32.2.1 确定档齿轮的齿数 .32.2.2 确定其他档位的齿轮齿数 .32.2.3 确定倒档齿轮副的齿数 .42

8、.2.4 根据传动比确定个齿轮齿数.42.3 各轴转速计算 .52.3.1 各轴输入功率.62.3.2 各轴转矩.6第 3 章 齿轮（-轴）的设计与校核 .73.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .73.2 按齿面接触强度设计 .73.3 按齿根弯曲强度设计 .8第 4 章 齿轮（-轴）的设计与校核 .11潍坊学院本科毕业设计4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .114.2.按齿面接触强度设计.114.3 按齿根弯曲强度设计 .12第 5 章 轴的设计计算 .155.1 选择轴的材料 .155.2 初算最小轴径 .155.3 轴的校核与结构设计 .15参考文献 .19致 谢 .2

9、0潍坊学院本科毕业设计1第 1 章 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。近年来，随着我国农用运输车保有量的大幅度增加，农用运输车已成为我国农村的主要交通运输工具。随着农村运输业的蓬勃发展，农用运输车修理行业有了迅速的发展，农用运输车的维修点和维修人员也逐渐形成体系随着科技的进步，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

10、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。潍坊学院本科毕业设计2第 2 章 传动方案拟定已知条件：1）发动机功率 6.5kw,转速 2000r/min；2）农用车采用后轮驱动型式；3）农用车行使速度 050km/h；4）农用车额定载荷 500kg；5）变速箱传动比为： i 档 20.5，ii 档 7.3，iii 档 3.42，倒档 23；6）发动机至变速箱传动比 230/130, 主变速器传动比 57/15；

11、7）变速箱设计寿命为 8 年。传动装置简图如下：潍坊学院本科毕业设计3图 1.1 传动装置简图2.1 运动参数及动力参数计算2.1.1 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 31kt潍坊学院本科毕业设计4 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 1721。由公式得: a1= k = (1

12、7.019.5)= 79.95 91.7 mm 31kt331农用车变速器的中心距约在 80110mm 范围内变化,初选 a=90mm。 2.2 各档齿轮齿数的分配2.2.1 确定档齿轮的齿数已知档传动比 ig，且 ig = （1-741753zzzzzz5） 为了确定 z7、z6 的齿数，先求其齿数和 z ：直齿齿轮： z=2a/m （1-6） 初取 m=2.5 先取齿数和为整数，然后分配给 z7、z6。为了使 z7/z6 z5 /z4尽量大一些，应将 z6 z4取得 z 尽量小一些，这样，在 ig已定的条件下 z3/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

13、第二轴的前轴承。z6的最少齿数受到中间轴 z 轴径的限制，因此 z6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 1924，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。 潍坊学院本科毕业设计5由公式（1-6）得：z=2a/m =290/2.572取 z =72，故取 z7=15，得出 z6=72-15=57。z4z5齿数确定考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17）所以 z4=19 z=2a/m =290/2.572取 z=70，故取 z4=19，得出 z5=70-19=51，

14、考虑到轴齿轮齿数啮合取 z5=50,此时 ig20.52.2.2 确定其他档位的齿轮齿数 档齿轮副： ig =z5/z8z7/z6 （1-8）由公式（1-6）和（1-8）联立方程求解 z8、z5。 因为 igq=3.516，所以先试凑 z8、z5。试凑出 z8=26、z5=50。 ，此时 ig=7.3。档齿轮副：ig= z10/z9z7/z6 (1-9)由公式（1-6）和（1-9）联立方程求解 z10、z9。因为中心距 z10+z9=z8+z5=76。分配 z10、z9齿数 z9=40、z10=36此时 ig=3.4潍坊学院本科毕业设计62.2.3 确定倒档齿轮副的齿数 通常档与倒档选用同一模

15、数，且通常倒档齿轮齿数 z1=2023。初选 z1=20 根据传动比ir= z11/z1z5/z4z7/z623代入 z1z5z4z7z6齿数得 z11=46各档位传动比如下：档数一档二档三档倒挡传动比20.57.33.4232.2.4 根据传动比确定个齿轮齿数（1）档各齿轮齿数：轴 z1=20 z2=22轴 z3=41 z4=19轴 z5=50 z6=15鼓轮 z7=57（2）档各齿轮齿数：轴 z8=26轴 z5=50 z6=15鼓轮 z7=57（3）档各齿轮齿数：轴 z9=40轴 z10=36 z6=15鼓轮 z7=57潍坊学院本科毕业设计7（4）r 档各齿轮齿数：轴 z1=20轴 z11

16、=46 z4=19轴 z5=50 z6=15鼓轮 z7=572.3 各轴转速计算取发动机为 0 轴，高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为：档：min/5 .56min/226min/565min/1130min/20003342231120010rinnrinnrinnrinnrnnm档：min/141min/565min/1130334113001rinnrinnrinn档：潍坊学院本科毕业设计8min/5 .282min/1130min/1130334113001rinnrinnrinnr 档：min/5 .56min/226min/565min/1130334223112001

17、rinnrinnrinnrinn2.3.1 各轴输入功率按发动机所需的工作功率计算各轴输入功率：dpkwppkwppkwpp05. 697. 099. 099. 05 . 624. 697. 099. 05 . 65 . 699. 05 . 632233212101 各轴传递效率：=0.99 ； =0.97； =0.971232.3.2 各轴转矩mnnptmnnptmnnptmnnpt25595505 .1059550559550319550333222111000潍坊学院本科毕业设计9将以上计算结果整理如下表：项目o 轴i 轴ii 轴iii 轴转速（r/min）20001130565226功

18、率（kw）6.56.56.246.05转矩（nm）3155105.5255效率0.990.970.97第 3 章 齿轮（-轴）的设计与校核3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）农用车为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（gb10095-88） 。（3）材料选择。查表选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为40hbs。（4）选小齿轮齿数 z1=20，大齿轮齿数461111ziz潍坊学院本科毕业设计103.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式 32

19、11u1u232. 2hedttztkd确定公式各计算数值：载荷系数 kt=1.3； 齿数比 u=2.3小齿轮转矩：t1=55000 nmm齿宽系数 d=1材料的弹性影响系数：ze=189.8mpa查表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 hlim1500mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限 hlim2450mpa；计算应力循环次数：n160n1jlh6011301（2830015）4.88109n2n1/3.21.562109查表查得接触疲劳寿命系数 khn10.95；khn20.90ahhnhahhnhmpskmpsk4955702lim221lim11设计计算：1）试算小齿轮分度圆直径 d

20、1t，代入中较少值。hmm6 .55u1u232. 23211hhdttztkd2）计算圆周速度 vsmndvt3.29100060113）计算齿宽 b 及模数ntm潍坊学院本科毕业设计1189. 8255. 625. 238. 26 .55111hbmmmhzdmmmdbttd 4） 计算载荷系数 k已知载荷平稳，所以取 ka=1根据 v=3.29m/s,7 级精度，查表得动载系数 kv=1.11；由表查的 kh的计算公式和直齿轮的相同，故 kh=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42查得 kf=1.36查得 kh=kh=1.4。故载荷系数=11.03

21、1.41.42=2.05ffvakkkkk 5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得d1= 55.7mm6） 确定齿轮模数 mm= 2.5mm3.3 按齿根弯曲强度设计按下式计算： fsafadyyzktm21123查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极afemp5001限afemp35021）计算弯曲疲劳许用应力潍坊学院本科毕业设计12取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式得： afeknfafeknfmpsfmpsf86.22057.3032221112)计算载荷系数565. 1ffvakkkkk3) 查取齿形系数查表得，65. 21fay26. 22fay4)查取应力

22、校正系数查表得，58. 11say764. 12say5)计算小、大齿轮的并加以比较 fsafayy 0178. 001379. 0222111fsafafsafayyyy大齿轮的数值较大。设计计算02. 2m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 m=2.5mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=55mm 来计算应有的齿数。于是由：2211mdz潍坊学院本科毕业设计13取，则，取。201z463 . 2201111ziz4611z6）几何尺寸计算计算中心距d1=z1m=50mmd2=z11m=1

23、15mmmmmdda5 .822211齿轮宽度b= 1=50mmdd潍坊学院本科毕业设计14第 4 章 齿轮（-轴）的设计与校核4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（gb10095-88） 。（3）材料选择。查表选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为40hbs。（4）选小齿轮齿数 19，大齿轮齿数50425ziz4.2.按齿面接触强度设计由设计计算公式 3211u1u232. 2hehdttzztk

24、d确定公式各计算数值：载荷系数 kt=1.3； 齿数比 u=2.5小齿轮转矩：t1=105500 nmm齿宽系数 d=1材料的弹性影响系数：ze=189.8mpa查表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 hlim1600mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限 hlim2550mpa；计算应力循环次数：n160n1jlh605651（2830015）2.44109潍坊学院本科毕业设计15n2n1/2.59，76108查表查得接触疲劳寿命系数 khn10.95；khn20.90ahhnhahhnhmpskmpsk5 .5225702lim221lim11设计计算：3）试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入

25、中较少值。hmm3 .69u1u232. 23211hedttztkd4）计算圆周速度 vsmndvt3.81100060113）计算齿宽 b 及模数m32.12625. 525. 25 . 23 .69411hbmmmhzdmmmdbttd4） 计算载荷系数 k已知载荷平稳，所以取 ka=1根据 v=3.81m/s,7 级精度，查表得动载系数 kv=1.11；由表查的 kh的计算公式和直齿轮的相同，故 kh=1.12+0.18(1+0.61 )11+0.2310 67.85=1.42查得 kf=1.36查得 kh=kh=1.4。故载荷系数=11.031.41.42=2.05ffvakkkkk

26、 潍坊学院本科毕业设计165）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得d1= 69.3mm6）确定模数 mm= 3.5mm4.3 按齿根弯曲强度设计按下式计算： fsafadyyzktm21123查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极afemp5001限afemp35021）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式得： afeknfafeknfmpsfmpsf86.22057.3032221112)计算载荷系数565. 1ffvakkkkk3) 查取齿形系数查表得，65. 21fay26. 22fay4)查取应力校正系数查表得，58. 11say764. 12

27、say5)计算小、大齿轮的并加以比较 fsafayy潍坊学院本科毕业设计17 0178. 001379. 0222111fsafafsafayyyy大齿轮的数值较大。5 . 2m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 m=2.5mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=69.3mm 来计算应有的齿数。于是由：1914mdz取，则，取。194z5 .475 . 219425ziz505z6）几何尺寸计算d1=z1m=47.5mmd2=z2m=125mm齿轮宽度b= 1=47.5mmdd潍坊学院本科毕业

28、设计18第 5 章 轴的设计计算5.1 选择轴的材料在减速器中有三根轴，传递的功率都属于中小型功率，故轴的材料可选择 45 钢，经调质处理。5.2 初算最小轴径由公式： 32 . 09550000dnpwttt由上式可得轴的直径 303332 . 095500002 . 09550000npanpnpdtt潍坊学院本科毕业设计19式中 302 . 09550000ta（1) 高速轴的最小轴径为 mmnpado07.19311min取 d1=20mm（2) 中间轴的最小轴径为mmnpado6 .23322min取 d2=25mm（3) 低速轴的最小轴径为mmnpado3 .29333min取 d

29、3=30mm5.3 轴的校核与结构设计（1）高速轴先初步估算轴的最小直径,由于是齿轮轴,选取轴的材料为 40cr,调质处理。mmnpado07.19311min 1 2 3 4 5 6 7 图 5.1 轴1）第一段轴的是带轮部分，d1=10mm，螺纹部分取 l=14mm 轴间 l=3mm2）第二段 轴的直径与长度：d2=13mm，l2=20mm潍坊学院本科毕业设计203）第三段 根据内机壁到轴承座端面的距离，轴承端盖凸缘厚度e=7.2mm,轴承端面到箱体内壁的距离3=11mm,轴承宽为 15mm,为了方便装拆,螺钉得长度为 22mm,取端盖的外端面与带轴左端面间的距离 l3=40mm,d3=2

30、8mm4）第四段 初步选择球轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要求并根据 d3=28mm,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7205c，其尺寸 l3=100mm.d4=30mm 轴肩 l=4mm d=3.5mm5）第五段 轴肩 d5=35mm l5=16mm 6）第六段 轴段 l6=138mm d6=32mm7）第七段 轴承段根据轴承参数设计轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7205c，轴段尺寸为 l7=15mm d7=20mm。（2）中速轴 1 2 3潍坊学院本科毕业设计21图 5.

31、2 轴1）第一段跟第三段初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的触球轴承 7208c，所以d1=d3=25mm l1=l3=18mm2）第二段中间轴为光轴，用两个轴套定位三个齿轮，长度l2=140mm d2=28mm（3）低速轴 1 2 3 4 5图 5.3 轴1) 第一段和第五段初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的触球轴承 l1=17mm l5=16mm d1=d5=30mm潍坊学院本科毕业

32、设计222) 第二段为第二阶梯轴 l2=28mm d2=36mm3) 第三段为齿轮轴根据小齿轮的直径与轴相近,所以 d3=60mm l3=30mm4) 第四段为齿轮轴段 用轴套定位两齿轮，根据齿轮参数 所以d4=36mm l4=82mm（4）简单校核轴的强度校核按轴的扭转强度条件计算，因为轴所受的弯矩不大，轴的扭转强度条件为： tttdnpwt32 . 095500000 由上式可得轴的最少直径： 30332 . 09550000npanppdt轴为 45 钢，由于轴弯矩较少，载荷较平稳，所以较大值 40mpa。 t轴：p=6.5kw n=1130 r/min所以 mmd07.191130402 . 05 . 695500003轴最少直径为 20mm 所以符合条件。同理得轴：mmd6 .23565402 . 024. 695500003少于最少直径 2