三軸三檔式變速箱的設計畢業(yè)設計

1、濰坊學院本科畢業(yè)設計摘 要 關于簡單三軸三檔式變速箱的設計，首先選擇的是齒輪模數，在總擋位和一檔位速比確定后，合理分配變速器各檔位的速比，接著計算出齒輪參數和中心距，并對齒輪進行強度驗算，確定齒輪的結構和尺寸，繪制齒輪的零件圖，根據經驗公式初步計算出軸的尺寸，然后對每個檔位下軸的剛度和強度進行驗算，確定出軸的機構和尺寸。最終完成變速器的零件圖和裝配圖的繪制。變速器的齒輪為標準齒輪，檔位數和傳動比與發(fā)動機參數匹配，保證了汽車具有良好的動力性和經濟性。該變速器具有操作簡單、方便、傳動效率高，制造容易，成本低廉，維修方便的特點，適應農用運輸車的使用。對于倒檔齒輪采用滑移齒輪進行換擋，可以使制造比較方

2、便。變速器齒輪的潤滑采用壓力強制潤滑，在齒輪徑向鉆 34 個孔。雖然制造有點麻煩，但潤滑比較可靠，而且油液是循環(huán)的。關鍵詞關鍵詞：變速器，齒輪，傳動比濰坊學院本科畢業(yè)設計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, 濰坊學院本科畢業(yè)設計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濰坊學院本科畢業(yè)設計濰坊學院本科畢業(yè)設計目目 錄錄中文摘要 .英文摘要 .第 1 章 緒 論 .1第 2 章 傳動方案擬定 .22.1 運動參數及動力參數計算 .22.1.1 傳動軸中心距 .22.2 各檔齒輪齒數的分配 .32.2.1 確定檔齒輪的齒數 .32.2.2 確定其他檔位的齒輪齒數 .32.2.3 確定倒檔齒輪副的齒數 .42

8、.2.4 根據傳動比確定個齒輪齒數.42.3 各軸轉速計算 .52.3.1 各軸輸入功率.62.3.2 各軸轉矩.6第 3 章 齒輪（-軸）的設計與校核 .73.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 .73.2 按齒面接觸強度設計 .73.3 按齒根彎曲強度設計 .8第 4 章 齒輪（-軸）的設計與校核 .11濰坊學院本科畢業(yè)設計4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 .114.2.按齒面接觸強度設計.114.3 按齒根彎曲強度設計 .12第 5 章 軸的設計計算 .155.1 選擇軸的材料 .155.2 初算最小軸徑 .155.3 軸的校核與結構設計 .15參考文獻 .19致 謝 .2

9、0濰坊學院本科畢業(yè)設計1第 1 章 緒 論我國農用運輸車誕生于 20 世紀 80 年代。我國農村運輸車的特點是運量小，運距短，貨物分散，道路條件差。由于噸位的柴油車較汽油車運載能力強，燃油價格低，且柴油保管無須特殊設備，又為廣大農民所熟悉，所以，農用運輸車運用柴油為動力。近年來，隨著我國農用運輸車保有量的大幅度增加，農用運輸車已成為我國農村的主要交通運輸工具。隨著農村運輸業(yè)的蓬勃發(fā)展，農用運輸車修理行業(yè)有了迅速的發(fā)展，農用運輸車的維修點和維修人員也逐漸形成體系隨著科技的進步，我國經濟迅速發(fā)展，對農用車的要求也不斷的提高，對農用車的動力性，經濟性，舒適性的要求明顯提高。本次設計的農用運輸車變速器

10、就是解決其在運用中的動力不足，通過對農用運輸車變速器的設計和應用，可以提高農用運輸車的動力性，提高它的載貨能力，提高農用運輸車的通過能力和爬坡的坡度。將農用運輸車的變速器設置為四檔變速器，通過對檔位數的增加，可以提高其燃油經濟性。濰坊學院本科畢業(yè)設計2第 2 章 傳動方案擬定已知條件：1）發(fā)動機功率 6.5kw,轉速 2000r/min；2）農用車采用后輪驅動型式；3）農用車行使速度 050km/h；4）農用車額定載荷 500kg；5）變速箱傳動比為： i 檔 20.5，ii 檔 7.3，iii 檔 3.42，倒檔 23；6）發(fā)動機至變速箱傳動比 230/130, 主變速器傳動比 57/15；

11、7）變速箱設計壽命為 8 年。傳動裝置簡圖如下：濰坊學院本科畢業(yè)設計3圖 1.1 傳動裝置簡圖2.1 運動參數及動力參數計算2.1.1 傳動軸中心距 中心距地大小直接影響到變速器結構的緊湊性。因此，在保證傳遞發(fā)動機最大轉矩、齒輪在足夠的強度、機構布置有可能實現(xiàn)的情況下，應盡可能采用較小的中心距。 中心距的值主要取決于兩個因素；a. 保證齒輪有必要的疲勞強度；b. 應保證變速箱殼的軸承孔之間有必要的壁厚。初選中心距時，可以利用經驗公式； a1= k 31kt濰坊學院本科畢業(yè)設計4 式中 tk1變速箱 1 檔齒輪所傳遞的轉矩。n.m; k軸距系數，通常為 1721。由公式得: a1= k = (1

12、7.019.5)= 79.95 91.7 mm 31kt331農用車變速器的中心距約在 80110mm 范圍內變化,初選 a=90mm。 2.2 各檔齒輪齒數的分配2.2.1 確定檔齒輪的齒數已知檔傳動比 ig，且 ig = （1-741753zzzzzz5） 為了確定 z7、z6 的齒數，先求其齒數和 z ：直齒齒輪： z=2a/m （1-6） 初取 m=2.5 先取齒數和為整數，然后分配給 z7、z6。為了使 z7/z6 z5 /z4盡量大一些，應將 z6 z4取得 z 盡量小一些，這樣，在 ig已定的條件下 z3/z1的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數，以便在其內腔設置

13、第二軸的前軸承。z6的最少齒數受到中間軸 z 軸徑的限制，因此 z6的選定應與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的檔直齒輪的最小齒數為 1924，選擇齒輪的齒數時應注意最好不使相配齒輪的齒數和為偶數，以減小大、小齒輪的齒數間有共約數的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。 濰坊學院本科畢業(yè)設計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齒數確定考慮到上述條件以及選用了標準齒輪（齒數不要小于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、考慮到軸齒輪齒數嚙合取 z5=50,此時 ig20.52.2.2 確定其他檔位的齒輪齒數 檔齒輪副： ig =z5/z8z7/z6 （1-8）由公式（1-6）和（1-8）聯(lián)立方程求解 z8、z5。 因為 igq=3.516，所以先試湊 z8、z5。試湊出 z8=26、z5=50。 ，此時 ig=7.3。檔齒輪副：ig= z10/z9z7/z6 (1-9)由公式（1-6）和（1-9）聯(lián)立方程求解 z10、z9。因為中心距 z10+z9=z8+z5=76。分配 z10、z9齒數 z9=40、z10=36此時 ig=3.4濰坊學院本科畢業(yè)設計62.2.3 確定倒檔齒輪副的齒數 通常檔與倒檔選用同一模

15、數，且通常倒檔齒輪齒數 z1=2023。初選 z1=20 根據傳動比ir= z11/z1z5/z4z7/z623代入 z1z5z4z7z6齒數得 z11=46各檔位傳動比如下：檔數一檔二檔三檔倒擋傳動比20.57.33.4232.2.4 根據傳動比確定個齒輪齒數（1）檔各齒輪齒數：軸 z1=20 z2=22軸 z3=41 z4=19軸 z5=50 z6=15鼓輪 z7=57（2）檔各齒輪齒數：軸 z8=26軸 z5=50 z6=15鼓輪 z7=57（3）檔各齒輪齒數：軸 z9=40軸 z10=36 z6=15鼓輪 z7=57濰坊學院本科畢業(yè)設計7（4）r 檔各齒輪齒數：軸 z1=20軸 z11

16、=46 z4=19軸 z5=50 z6=15鼓輪 z7=572.3 各軸轉速計算取發(fā)動機為 0 軸，高速軸為軸，中間軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為：檔：min/5 .56min/226min/565min/1130min/20003342231120010rinnrinnrinnrinnrnnm檔：min/141min/565min/1130334113001rinnrinnrinn檔：濰坊學院本科畢業(yè)設計8min/5 .282min/1130min/1130334113001rinnrinnrinnr 檔：min/5 .56min/226min/565min/1130334223112001

17、rinnrinnrinnrinn2.3.1 各軸輸入功率按發(fā)動機所需的工作功率計算各軸輸入功率：dpkwppkwppkwpp05. 697. 099. 099. 05 . 624. 697. 099. 05 . 65 . 699. 05 . 632233212101 各軸傳遞效率：=0.99 ； =0.97； =0.971232.3.2 各軸轉矩mnnptmnnptmnnptmnnpt25595505 .1059550559550319550333222111000濰坊學院本科畢業(yè)設計9將以上計算結果整理如下表：項目o 軸i 軸ii 軸iii 軸轉速（r/min）20001130565226功

18、率（kw）6.56.56.246.05轉矩（nm）3155105.5255效率0.990.970.97第 3 章 齒輪（-軸）的設計與校核3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）農用車為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（gb10095-88） 。（3）材料選擇。查表選擇小齒輪材料為 40cr（調質） ，硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為40hbs。（4）選小齒輪齒數 z1=20，大齒輪齒數461111ziz濰坊學院本科畢業(yè)設計103.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式 32

19、11u1u232. 2hedttztkd確定公式各計算數值：載荷系數 kt=1.3； 齒數比 u=2.3小齒輪轉矩：t1=55000 nmm齒寬系數 d=1材料的彈性影響系數：ze=189.8mpa查表按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 hlim1500mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限 hlim2450mpa；計算應力循環(huán)次數：n160n1jlh6011301（2830015）4.88109n2n1/3.21.562109查表查得接觸疲勞壽命系數 khn10.95；khn20.90ahhnhahhnhmpskmpsk4955702lim221lim11設計計算：1）試算小齒輪分度圓直徑 d

20、1t，代入中較少值。hmm6 .55u1u232. 23211hhdttztkd2）計算圓周速度 vsmndvt3.29100060113）計算齒寬 b 及模數ntm濰坊學院本科畢業(yè)設計1189. 8255. 625. 238. 26 .55111hbmmmhzdmmmdbttd 4） 計算載荷系數 k已知載荷平穩(wěn)，所以取 ka=1根據 v=3.29m/s,7 級精度，查表得動載系數 kv=1.11；由表查的 kh的計算公式和直齒輪的相同，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。故載荷系數=11.03

21、1.41.42=2.05ffvakkkkk 5）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式得d1= 55.7mm6） 確定齒輪模數 mm= 2.5mm3.3 按齒根彎曲強度設計按下式計算： fsafadyyzktm21123查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極afemp5001限afemp35021）計算彎曲疲勞許用應力濰坊學院本科畢業(yè)設計12取彎曲疲勞安全系數 s=1.4，由式得： afeknfafeknfmpsfmpsf86.22057.3032221112)計算載荷系數565. 1ffvakkkkk3) 查取齒形系數查表得，65. 21fay26. 22fay4)查取應力

22、校正系數查表得，58. 11say764. 12say5)計算小、大齒輪的并加以比較 fsafayy 0178. 001379. 0222111fsafafsafayyyy大齒輪的數值較大。設計計算02. 2m對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取 m=2.5mm 已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=55mm 來計算應有的齒數。于是由：2211mdz濰坊學院本科畢業(yè)設計13取，則，取。201z463 . 2201111ziz4611z6）幾何尺寸計算計算中心距d1=z1m=50mmd2=z11m=1

23、15mmmmmdda5 .822211齒輪寬度b= 1=50mmdd濰坊學院本科畢業(yè)設計14第 4 章 齒輪（-軸）的設計與校核4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（gb10095-88） 。（3）材料選擇。查表選擇小齒輪材料為 40cr（調質） ，硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為40hbs。（4）選小齒輪齒數 19，大齒輪齒數50425ziz4.2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式 3211u1u232. 2hehdttzztk

24、d確定公式各計算數值：載荷系數 kt=1.3； 齒數比 u=2.5小齒輪轉矩：t1=105500 nmm齒寬系數 d=1材料的彈性影響系數：ze=189.8mpa查表按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 hlim1600mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限 hlim2550mpa；計算應力循環(huán)次數：n160n1jlh605651（2830015）2.44109濰坊學院本科畢業(yè)設計15n2n1/2.59，76108查表查得接觸疲勞壽命系數 khn10.95；khn20.90ahhnhahhnhmpskmpsk5 .5225702lim221lim11設計計算：3）試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入

25、中較少值。hmm3 .69u1u232. 23211hedttztkd4）計算圓周速度 vsmndvt3.81100060113）計算齒寬 b 及模數m32.12625. 525. 25 . 23 .69411hbmmmhzdmmmdbttd4） 計算載荷系數 k已知載荷平穩(wěn)，所以取 ka=1根據 v=3.81m/s,7 級精度，查表得動載系數 kv=1.11；由表查的 kh的計算公式和直齒輪的相同，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。故載荷系數=11.031.41.42=2.05ffvakkkkk

26、 濰坊學院本科畢業(yè)設計165）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式得d1= 69.3mm6）確定模數 mm= 3.5mm4.3 按齒根彎曲強度設計按下式計算： fsafadyyzktm21123查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極afemp5001限afemp35021）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 s=1.4，由式得： afeknfafeknfmpsfmpsf86.22057.3032221112)計算載荷系數565. 1ffvakkkkk3) 查取齒形系數查表得，65. 21fay26. 22fay4)查取應力校正系數查表得，58. 11say764. 12

27、say5)計算小、大齒輪的并加以比較 fsafayy濰坊學院本科畢業(yè)設計17 0178. 001379. 0222111fsafafsafayyyy大齒輪的數值較大。5 . 2m對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取 m=2.5mm 已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=69.3mm 來計算應有的齒數。于是由：1914mdz取，則，取。194z5 .475 . 219425ziz505z6）幾何尺寸計算d1=z1m=47.5mmd2=z2m=125mm齒輪寬度b= 1=47.5mmdd濰坊學院本科畢業(yè)

28、設計18第 5 章 軸的設計計算5.1 選擇軸的材料在減速器中有三根軸，傳遞的功率都屬于中小型功率，故軸的材料可選擇 45 鋼，經調質處理。5.2 初算最小軸徑由公式： 32 . 09550000dnpwttt由上式可得軸的直徑 303332 . 095500002 . 09550000npanpnpdtt濰坊學院本科畢業(yè)設計19式中 302 . 09550000ta（1) 高速軸的最小軸徑為 mmnpado07.19311min取 d1=20mm（2) 中間軸的最小軸徑為mmnpado6 .23322min取 d2=25mm（3) 低速軸的最小軸徑為mmnpado3 .29333min取 d

29、3=30mm5.3 軸的校核與結構設計（1）高速軸先初步估算軸的最小直徑,由于是齒輪軸,選取軸的材料為 40cr,調質處理。mmnpado07.19311min 1 2 3 4 5 6 7 圖 5.1 軸1）第一段軸的是帶輪部分，d1=10mm，螺紋部分取 l=14mm 軸間 l=3mm2）第二段 軸的直徑與長度：d2=13mm，l2=20mm濰坊學院本科畢業(yè)設計203）第三段 根據內機壁到軸承座端面的距離，軸承端蓋凸緣厚度e=7.2mm,軸承端面到箱體內壁的距離3=11mm,軸承寬為 15mm,為了方便裝拆,螺釘得長度為 22mm,取端蓋的外端面與帶軸左端面間的距離 l3=40mm,d3=2

30、8mm4）第四段 初步選擇球軸承,因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用,故選用角接觸球軸承.參照工作要求并根據 d3=28mm,由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7205c，其尺寸 l3=100mm.d4=30mm 軸肩 l=4mm d=3.5mm5）第五段 軸肩 d5=35mm l5=16mm 6）第六段 軸段 l6=138mm d6=32mm7）第七段 軸承段根據軸承參數設計軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7205c，軸段尺寸為 l7=15mm d7=20mm。（2）中速軸 1 2 3濰坊學院本科畢業(yè)設計21圖 5.

31、2 軸1）第一段跟第三段初步選擇滾動軸承,因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用,故選用角接觸球軸承.參照工作要,由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精度級的觸球軸承 7208c，所以d1=d3=25mm l1=l3=18mm2）第二段中間軸為光軸，用兩個軸套定位三個齒輪，長度l2=140mm d2=28mm（3）低速軸 1 2 3 4 5圖 5.3 軸1) 第一段和第五段初步選擇滾動軸承,因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用,故選用角接觸球軸承.參照工作要,由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精度級的觸球軸承 l1=17mm l5=16mm d1=d5=30mm濰坊學院本科畢業(yè)

32、設計222) 第二段為第二階梯軸 l2=28mm d2=36mm3) 第三段為齒輪軸根據小齒輪的直徑與軸相近,所以 d3=60mm l3=30mm4) 第四段為齒輪軸段 用軸套定位兩齒輪，根據齒輪參數 所以d4=36mm l4=82mm（4）簡單校核軸的強度校核按軸的扭轉強度條件計算，因為軸所受的彎矩不大，軸的扭轉強度條件為： tttdnpwt32 . 095500000 由上式可得軸的最少直徑： 30332 . 09550000npanppdt軸為 45 鋼，由于軸彎矩較少，載荷較平穩(wěn)，所以較大值 40mpa。 t軸：p=6.5kw n=1130 r/min所以 mmd07.191130402 . 05 . 695500003軸最少直徑為 20mm 所以符合條件。同理得軸：mmd6 .23565402 . 024. 695500003少于最少直徑 2