变速箱毕业设计说明书

潍坊学院本科毕业设计PAGE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，可以使制造比较方便。变速器齿轮的润滑采用压力强制润滑，在齿轮径向钻3~4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：变速器，齿轮，传动比AbstractOnthesimplethreeaxisthreegeartransmissiondesign,thefirstchoiceofgearmodule,inthegeneralgearandthegearratioisdetermined,reasonableallocationofthetransmissiongearratio,andcalculatethegearparametersandthedistancefromthecenter,andonthegearstrengthchecking,determiningthegearstructureandsize,drawinggearparts,accordingtotheempiricalformulatocalculatethesizeoftheprimaryshaft,thenforeachgearshaftstiffnessandstrengthchecking,determinetheaxisofthebodyandsize.Accordingtothearrangementofbodiesandthereferenceofsimilarmodelscorrespondingtothebearing,inaccordancewiththenationalstandardtochoosesuitablebearing,andthenonthebearinglifecalculation,finallycompletethetransmissionpartdrawingandassemblydrawing.Transmissiongearforstandardgear,gearnumberandtransmissionratioandengineparametermatching,ensuresthatthecarhasgooddynamicperformanceandfueleconomy.Thetransmissionhastheadvantagesofsimpleoperation,convenient,hightransmissionefficiency,andeasymanufacture,lowcost,convenientrepair,adaptedtotheuseoffarmtransportvehicle.Lockringsynchronizerinertia,usedforreversegearslidinggearshift,cancreatemoreconvenient.Transmissionsgearlubricationwithpressurelubrication,thegearradialdrill3-4holes.Whilemakingalittletrouble,butmorereliablelubrication,andoilisacycle.Keywords:transmission；gear；Transmissionratio目录中文摘要 Ⅰ英文摘要 Ⅱ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Ⅰ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 42.2.4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（Ⅰ-Ⅱ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（Ⅱ-Ⅲ轴）的设计与校核 114.1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 20PAGE20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。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0－50km/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；7）变速箱设计寿命为8年。传动装置简图如下：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；保证齿轮有必要的疲劳强度；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17~~21。由公式得:A1=K=(17.0～19.5)=79.95～91.7mm农用车变速器的中心距约在80～110mm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Ⅰ档齿轮的齿数已知Ⅰ档传动比igⅠ，且igⅠ=（1-5）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/Z6Z5/Z4尽量大一些，应将Z6Z4取得Z∑尽量小一些，这样，在igⅠ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Ⅰ档直齿轮的最小齿数为19～24，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。由公式（1-6）得：∑Z=2A/m=2×90/2.5≈72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=19Z∑=2A/m=2×90/2.5≈72取∑Z=70，故取Z4=19，得出Z5=70-19=51，考虑到轴Ⅲ齿轮齿数啮合取Z5=50,此时igⅠ≈确定其他档位的齿轮齿数Ⅱ档齿轮副：igⅡ=Z5/Z8×Z7/Z6（1-8）由公式（1-6）和（1-8）联立方程求解Z8、Z5。因为igⅢ×q=3.516，所以先试凑Z8、Z5。试凑出Z8=26、Z5=50。，此时igⅡ=7.3。Ⅲ档齿轮副：igⅢ=Z10/Z9×Z7/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igⅢ=确定倒档齿轮副的齿数通常Ⅰ档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数Z1=20～23。初选Z1=20根据传动比iR=Z11/Z1×Z5/Z4×Z7/Z6≈23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232.2.4根据传动比确定个齿轮齿数（1）Ⅰ档各齿轮齿数：轴ⅠZ1=20Z2=22轴ⅡZ3=41Z4=19轴ⅢZ5=50Z6=15鼓轮Z7=57（2）Ⅱ档各齿轮齿数：轴ⅠZ8=26轴ⅢZ5=50Z6=15鼓轮Z7=57（3）Ⅲ档各齿轮齿数：轴ⅠZ9=40轴ⅢZ10=36Z6=15鼓轮Z7=57（4）R档各齿轮齿数：轴ⅠZ1=20轴ⅡZ11=46Z4=19轴ⅢZ5=50Z6=15鼓轮Z7=572.3各轴转速计算取发动机为0轴，高速轴为Ⅰ轴，中间轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为：Ⅰ档：Ⅱ档：Ⅲ档：R档：2.3.1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：各轴传递效率：=0.99；=0.97；=0.972.3.2各轴转矩将以上计算结果整理如下表：项目O轴=1\*ROMANI轴=2\*ROMANII轴=3\*ROMANIII轴转速（r/min）20001130565226功率（kw）46.05转矩（N•m）3155105.5255效率0.990.970.97第3章齿轮（Ⅰ-Ⅱ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3.2按齿面接触强度设计由设计计算公式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=55000N·mm齿宽系数φd=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σHlim1＝500MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝450MPa；计算应力循环次数：N1＝60n1jLh＝60×1130×1×（2×8×300×15）＝4.88×109N2＝N1/3.2＝1.562×109查表查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.90设计计算：试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[]中较少值。计算圆周速度v3）计算齿宽b及模数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KHβ故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42查得KFβ=1.36查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数=1×1.03×1.4×1.42=2.055）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=2.53.3按齿根弯曲强度设计按下式计算：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限1）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：2)计算载荷系数3)查取齿形系数查表得，4)查取应力校正系数查表得，5)计算小、大齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大。设计计算对比计算结果，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=取，则，取。6）几何尺寸计算计算中心距d1=Z1m=d2=Z11m=齿轮宽度b=1=50mm第4章齿轮（Ⅱ-Ⅲ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4.2.按齿面接触强度设计由设计计算公式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=105500N·mm齿宽系数φd=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σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；计算应力循环次数：N1＝60n1jLh＝60×565×1×（2×8×300×15）＝2.44×109N2＝N1/2.5＝9，76×108查表查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.90设计计算：试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[]中较少值。计算圆周速度v3）计算齿宽b及模数4）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KHβ故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42查得KFβ=1.36查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数=1×1.03×1.4×1.42=2.055）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=3.54.3按齿根弯曲强度设计按下式计算：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限1）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：2)计算载荷系数3)查取齿形系数查表得，4)查取应力校正系数查表得，5)计算小、大齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大。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=于是由：取，则，取。6）几何尺寸计算d1=Z1m=d2=Z2m=齿轮宽度b=1=47.5mm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：由上式可得轴的直径式中（1)高速轴的最小轴径为取d1=2（2)中间轴的最小轴径为取d2=25（3)低速轴的最小轴径为取d3=305.3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。。1234567图5.1轴Ⅰ1）第一段轴的是带轮部分，d1=10mm，螺纹部分取l=14mm轴间l=2）第二段轴的直径与长度：d2=13mm，l2=20mm3）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,d34）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=轴肩l=4mmd=35）第五段轴肩d5=35mml5=166）第六段轴段l6=138mmd6=7）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=15mmd7=20mm。（2）中速轴123图5.2轴Ⅱ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=25mml1=l3=18mm第二段中间轴为光轴，用两个轴套定位三个齿轮，长度l2=140mmd2=28mm（3）低速轴12345图5.3轴Ⅲ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=17mml5=16mmd1=d5=30mm第二段为第二阶梯轴l2=28mmd2=3第三段为齿轮轴根据小齿轮的直径与轴相近,所以d3=60mml3=30mm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=36mml4=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：由上式可得轴的最少直径：轴为45钢，由于轴弯矩较少，载荷较平稳，所以较大值40MPa。轴Ⅰ：PⅠ=6.5kwnⅠ=1130r/min所以轴Ⅰ最少直径为20mm所以符合条件。同理得轴Ⅱ：少于最少直径25mm轴Ⅲ：少于最少直径30mm。参考文献[1]陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社，2005[2]吉林大学汽车系.汽车构造.北京：人民交通出版社，2006[3]吴社强等.汽车构造.上海:上海科学技术出版社，2003[4]关文达