DT530变速器设计与计算含14张CAD图带开题
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DT530变速器设计与计算含14张CAD图带开题,DT530,变速器,设计,计算,14,CAD,开题
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DT530变速器设计与计算摘要该说明书叙述了DT530变速器的设计和其计算过程，从设计的三轴五档变速器的几种设计方案中综合考虑齿轮的耐用性、换挡平稳性和传动比等因素选择最佳方案，在速比分配后对各种典型零部件先做了结构分析和设计，其中齿轮与轴的结构是重点，因为它们的结构尺寸和它们之间的位置关系决定了整个变速器的尺寸与形状，并且决定了整个变速器的性能。轴系零部件设计完成以后，根据这一点可计算出各个齿轮的受力，整个轴系的结构及作用关系也随之确定，根据这一点可以进一步的计算出轴上作用力对轴系零件，包括齿轮、轴、轴承等做了全面的校核，其中齿轮校核包括接触应力和弯曲应力的整体校核，各轴和轴承则根据各档位工作时的综合情况可以进行灵活的选择，仅校核了最危险的情况。最后根据自己个人的设计心得提出有建设性的意见。 关键词：变速器，齿轮，轴，轴承，力，力矩，弯矩。The Design and Calculation of Automatic Transmission DT530AbstractThe instruction book describes the design and calculating process of the automatic transmission DT530,has chosen the optimal plan from the several designed plans of the tri-axle five-speed transmission considering the durability of the gears、the stability of shifting and the velocity ratio.After delivering the velocity ratio,the structure analysis and design of the representative parts are made,the gears and shafts whose structure dimension size determines the dimension size and shape of the whole transmission are points of them.when the design of the parts on-shaft are finished,we can calculate the forces which the gears bear,the structures of the whole shafting parts and the relationship among them are determined ,too.So,we can future calculate the position and magnitude of the forces on shafts.Then the bearing strength of shafting parts,including the bears、shafts and bearings,has been checked overall.The checking of the gears bearing strength includes the checking of contact stress and bending stress,and the ones of the shafts and bearing strength are made flexibly according to the different speed situation in which they work, and only the most dangerous ones of them are checked.In the end,it promotes several feasible ways to improve the design according to the personal designing experience.Key words:automatic transmission,gear,shaft,bearing,force,torque,bending moment目 录第1章 变速器方案设计11.1变速器的研究背景和意义11.2变速器型式选择31.3原始数据41.4各齿轮齿数表41.5各挡最终速比计算5第二章 轴系受力分析62.1作用与齿轮上的力和力矩72.2 各轴轴承支反力计算13第三章 轴系零件设计计算143.1 齿轮传动强度设计计算153.2 变速器轴的强度校核计算263.3 轴承寿命计算283.4 花键联接的强度计算29结束语30致谢31参考文献32 第一章 变速器方案设计1.1变速器的研究背景和意义汽车的变速器在整个汽车的传动联接过程中发挥着至关重要的作用，是汽车内部结构中的核心部件，变速器组成的结构和形式对汽车的整体经济性能、可操作性能、动力传递性能以及传动的平稳性和效率都有较比较大的影响，汽车变速器在整个时代的发展中起着重要的作用，它的性能的改变和优化才能进一步提高汽车的性能，只有这样才能够在实际生活中获得更大的应用，汽车整体传动性能的提升才能够提高汽车的性能。因此变速的设计是一项复杂而艰巨的科研项目，具有巨大的挑战性和创新性，也是对自我的一种挑战和促进。这次毕业设计是关于农用运输机DT530变速器的相关设计，其主要设计是关于变速器的主体部分，综合考虑了变速器各参数的设计与计算，改进传动变速器中一些系数缺陷，综合考虑各种状况从而选取最优方案，这个改进主要着力于提高汽车的行驶性能，在参考以前研究的基础上对变速器整体传动功能和轴系配置的改进做了较多的研究和促进工作。通过深度分析确定变速器的主要参数以后，通过网上查阅相关资料的方式对传动系各零部件进行详细的设计计算和校核。通过对各个结构参数进行分析和计算最终得以确定各零部件的结构。由于时间限制的原因，本设计中还存在许多不完善的地方，期望能得到老师们宝贵的改建意见。变速器是汽车组成的传动系中最为重要的部件之一。变速器的作用表现在改变机床、汽车、拖拉机等机器运转的速度或牵引力的装置，变速器通常是由许多直径大小不同的齿轮和传动轴组成。它通常是组装在发动机的主动轴和传动轴之间，在两者之间发挥着变速换挡的作用。在当前社会中普遍应用的自动变速器可以大致分为三个类别：一类是由液力变矩器、行星齿轮机构及电液控制系统组成的液力自动变速器；一类是由传统固定轴式变速箱和干式离合器以及相应的电液控制系统组成的电控机械式自动变速器；另一类是无级自动变速器。伴随着时代的发展和科技的进步，汽车工业也处于迅猛发展中，汽车在人类生产生活中扮演者越来越重要的作用，人们已经不再满足汽车款式的单一化和普遍化，汽车车型的多样化和个性化已经成为人们追求得目标和潮流。而汽车变速器的设计就是这整个环节不可或缺的重要组成部分，要想发展汽车产业，必须研究出新的汽车变速器。因此变速器的设计是汽车整体设计中最重要的一环。尽管近年以来，伴随着自动变速器和无级变速器的迅猛发展，对长期以来处于市场主导地位的手动变速器产生了巨大的冲击和影响，但是手动变速器已经发展了许多个年头，已经应用到生活中的各个方面，经过反复的研究和改进，它的设计技术趋于成熟化，与其他种类变速器相比较，具有以下有点：1.手动变速器已经发展了几十年，制造技术更加成熟，而且长期处于变速器市场的主导地位，各方面技术经过市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更加省油，因此其经济性能更加优秀。3.手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求量大，能够产生生产规模效益，降低生产成本。4.手动变速器的维修方便，并且维修成本较低。5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操纵快感。在当今现在的经济形势和状况下，由于现在国家对汽车变速器的产品还未能拿出完整的规划，因此寻求从其他国家引进更加先进的汽车变速器设计技术，从而来改进现在所拥有的变速器，对现有的变速器进一步进行研究和探索，从而使市场的初步开发逐步转换成深度开发，进一步使变速器产品系列化，通用化，标准化。研究新的工艺，调整生产的结构和要求，从而提高变速器的产品质量和应用范围，才能逐步缩短同世界先进技术水平之间的差距。汽车工业的迅猛发展不断要求变速器等机械配件生产工艺进行提高，只有生产技术得到进步，才能够使汽车的性能和可适用性获得提高，因此对汽车变速器的研究具有重大的意义。引言DT530变速器的设计运用了机械学科的综合知识，受力分析、轴系零件（包括齿轮、轴、轴承、花键等）的设计计算以及方案设计都是对所学知识的实际应用。在整个过程中对个人四年所学的专业知识进行了考核，丰富了自己的知识、锻炼了自己实际设计的能力。该说明书记录了变速器主要的设计环节并且列举例子指出其主要或难度较大的设计计算过程，对各类零件的具体分析都做了汇总列表。另外，还根据设计过程中的体会在结论中提出了一点改进意见，仅供讨论和参考。1.2 变速器型式选择1.2.1 变速器轴数选择在当今的变速器领域中，二轴式和三轴式变速器由于其可靠性和合理性在许多方面得到了较为广泛的应用，但是由于二轴式变速器没有直接挡，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承受着较大的载重和压力，因此噪声较大，也增加了器械的磨损，所以在具体使用的过程中二轴式变速器没有三轴式变速器应用的广泛。而三轴式变速器在高档位工作时，其齿轮、轴承和中间轴均不承载，同时由于第一、第二轴仅仅传递扭矩，因此三轴式变速器具有传递效率高，磨损和噪声较小的特点和优点，这也是三轴式变速器的主要特点和优点。而且，由于二轴式变速器传动比对于取值上限也有较高的要求和限制。三轴式变速器在除直接挡外的其它前进挡进行工作时，需要依次通过两对齿轮传递转矩，所以在齿轮中心距较小的情况下，仍然可以获得大一挡的传动比，二轴式变速器在许多生活领域的应用存在或多或少的缺陷，不太适应农用运输车的工作环境，因为农用运输车在实际生活中其行驶路面较为复杂，遭遇的情况变化也比较多，因此较大的传动比可以更好的提高安全性。综合考虑以上因素，故本次设计中的变速器确定选择三轴式结构。 1.2.2 三轴式变速器的选择下图1为三轴式变速器的六种方案。其中，图1（a）和（b）分别为具有三对和五对常啮合齿轮的四档变速器。图1（a）的一档、倒挡齿轮在一档及倒挡行驶时均传递载荷，因此使它们的工作强度增大，此外，中间轴一档齿轮子轴在换挡时承受着双向的端面磨损。图1（b）在采用了五对常啮合齿轮后则消除了齿轮的端面磨损，并且在一档和倒挡行驶时载荷分别由不同的齿轮进行传递，这样提高了齿轮的使用寿命，延长了使用的时间，降低了生产成本。但是使同步器的工作条件变的较差。此外，与两个齿轮进行连接的方案（见图1（a）、（c）、（d）、（e）相比，后者不仅改善了该齿轮的载荷情况，而且可增大倒档的传动比。图1（c）与（d）是具有三个换挡拨叉的五档变速器，它们之间的差别主要存在于具有不同的倒挡布置。这两个方案互相之间比较起来，后者的倒挡齿轮工作条件相比会更好一些，因为它采用了常啮合齿轮而由啮合套进行挂挡。图1（e）与（f）是具有四个换挡拨叉的五档变速器，两个方案中前者可缩短变速器轴向的尺寸，但是因此同时二、三挡之间的直齿滑轮也增加了磨损，使其使用的寿命会下降，增加了经济成本。而后者则可以在四档变速器的基础上以最少的改变，进而组合成五档变速器。因为农用三轮车在实际应用时需要的传动比要求较大，所以传递的力和力矩也较大，因此对于齿轮等轴系零部件的使用寿命要求较高，四档的变速器难以达到其实际应用的具体要求。综合考虑上述情况，故本次设计选取图1（d）中五档变速器的方案。详见方案图2。图1 农用运输车变速器方向方案图图2 DT530变速器方案图1.3 原始数据DT530变速器的原始数据有:输入转矩3000Nm、匹配动力4100、发动机（最大功率56.5kw、转速2900转/分）、运输车后桥速比为6.17、轮胎直径750、输入轴轴承6209N、输出轴轴承NUP50308、中间轴前轴承NJ207、后轴承50307。1.4 各齿轮齿数表根据预定设计方案及预定义速比，选取各齿轮齿数如下表1所示：表1 各哥齿轮的齿数一览表编号123456789101112131415齿数1746223529254218243630232223241.5 各档最总速比计算根据1.3中各齿轮齿数的数据可求得各档的速比，其具体计算如下：倒档速比：V档工作时，第二轴前端通过四、五档同步器直接与第一轴末端连接，故其速比为1。综合考虑到以上计算的结果，其各个档位工作时的速比列于表2中。表2 各档速比值一览档位R速比1.00001.70083.13886.313712.352913.3913第二章 轴系受力分析2.1 作用于齿轮上的力和力矩2.1.1 齿轮受力公式作用于齿轮上的圆周力（切向力）Ft可按以下公式计算： （1）式中： Tmax发动机最大转矩（Nm）； 至计算齿轮所经过的减速比； 传递至计算齿轮的效率，其中球轴承传递效率1=0.97，一对齿轮传递效率2=0.97，一对滚子轴承传动效率3=0.98，滑动轴承效率4=0.98。 计算齿轮的节圆直径（mm），参考齿轮总表3。作用于齿轮上的径向力Fr需考虑摩擦角的影响，故作用于齿轮表面上的总作用力与圆周力的夹角为节圆法面啮合角的摩擦角之和，即=+。所以， Fr= （2）对斜齿轮有一般取=。 作用于齿轮上的轴向力Fa= （3）作用于齿轮上力矩T= （4）2.1.2 各齿轮受力计算下面以倒档时齿对14、15进行举例，其具体的传递路线如下：第一轴球轴承齿轮1齿轮2中间轴、滚子轴承齿轮8齿轮9第二轴、滚针轴承齿轮10滚针轴承齿轮12齿轮13惰轮轴、滑动轴承齿轮14齿轮15。途中共衰减功率10次，其中球轴承1次、齿轮传动5次、滚子轴承3次、滑动轴承1次，故传动效率=1。传动比=倒档速比，查齿轮总表7得节圆直径=96.24，=142.27，故由公式(1)得齿对14、15所受圆周力查齿轮总表得到节圆法面啮合角螺旋角=15，由公式（2）得，径向力为由公式（3）可得轴向力由公式（4）得转矩其余齿轮受力计算过程难度较小，这里不再一一列出，计算结果汇总于表3。2.2 各轴轴承支反力计算根据齿轮受力表中的数据及受力方向分析，计算各档位相应轴承的支反力。2.2.1 第二轴上支反力计算变速器第二轴通过轴承B、C支承，二档工作时，第二轴可视为纯扭转，B、C不受力。其余各档位工作时，受力各不相同，故支反力不等，轴上各档位受力分布如图3所示。2.2.1.1 倒档工作时轴承支反力计算轴系在工作中齿轮7、9、15对轴有力的作用，齿轮15受力如图4所示：图4 倒档工作时相应齿轮关系示意图根据如图中所示的几何关系可以得出以下结论：根据力矩平衡原理可进行计算：由受力平衡方程得：因此，轴承支反力为： 2.2.1.2 I档工作时轴承支反力计算此时，齿轮7、9、11参与工作，根据力矩平衡原理：由受力平衡方程得出：因此，轴承支反力为： 2.2.1.3 II档工作时轴承支反力计算此时，第二轴上仅由齿轮7参与工作，根据力矩平衡原理：由受力平衡方程得出：因此，轴承支反力为: 2.2.1.4 档工作时第二轴支反力计算档工作时轴上仅齿轮5参与工作，由力矩平衡求得:由受力平衡方程得：因此，轴承支反力为： 2.2.1.4 档时第二轴支反力计算由受力平衡方程得：因此，轴承支反力为： 根据以上的计算结果，将各档工作时轴承的支反力数据列于表4中。表4 第二轴各档位工作时轴承支反力一览表档位支点B（N）支点C（N）垂直面水平面合力垂直面水平面合力3676.727931.808742.521850.982930.93466.464590.719848.6710866.044697.06861.838315.438037.8520722.102226.3917099.0531148.7035533.3526352.3924455.5735951.6854467.4135344.3364930.12R30379.361671.0330425.2890600.42-23615.193627.272.2.2 中间轴支反力计算中间轴在各档工作时受力情况如图（5）所示。以倒档（R）工作时为例，齿轮2、8、10、12参与工作。如图3可得，将、沿x、y方向进行分解由力矩平衡可得：图5 中间轴的受力示意分析图由受力平衡可得：轴承支反力为： 其余各档工作状态下计算从略，计算结果汇总于下表5。表5 关于中间轴各档轴承支反力一览表档位支点D（N）支点E（N）垂直面水平面合力垂直面水平面合力16059.0-16955.223353.033904.01816.384305.8618808.71-13450.923123.964914.494160.926439.372558.962213.1025614.7414053.4423656.3627515.8648732.251131.5848745.0546523.0532667.3756846.74R55434.96-26111.762121.7962121.79-10141.1629744.1第三章 轴系零件设计计算3.1 齿轮传动强度设计计算3.1.1 齿轮传动强度计算公式目前齿轮变速器中的齿轮传动强度计算形式有许多种，但其基本形式是一致的，只是考虑的影响因素的多少不同而已。并且它们都属于比较计算，就是将计算出的应力值与同类型使用性能良好的车型的变速器的齿轮应力进行比较，从而确定其性能和安全与否。这里参考吉林工业大学汽车教研室编写的汽车设计（参考文献3），对该变速器中齿轮传动的应力进行计算。由于该变速器中的齿轮均采用的都是斜齿轮，因此接触应力公式可运用为：， （5）式中：齿面上的法向力， 圆周力， 齿轮节圆半径（mm）； 节点处的断面啮合角（）； 分度圆上的螺旋角； E齿轮材料的弹性模量，这里去E=； B齿轮实际接触宽度，斜齿轮为； 、主动轮、从动轮节点处的曲率半径（mm） 斜齿轮有； 、主、从动轮的接圆半径（mm）。变速器中齿轮的许用接触应力，对一档和倒档齿轮应力为1900-2000MPa，常啮合和高档齿轮可取1300-1400MPa。斜齿轮弯曲强度公式为： （6）式中： 应力集中系数，取； 重合度影响系数，取； 法向周节，； 齿形系数按当量齿数查图5； 圆周力（N），可查齿轮总表7； 齿轮接触宽度（mm）。应用上述齿轮传动弯曲应力公式时，若计算载荷取为发动机最大转矩，其常啮合和高档齿轮的许用弯曲应力可取，对一档或倒档齿轮则参考直齿轮取为，参见吉林工业大学汽车设计教研室编写的汽车设计（机械工业出版社出版）。图6 齿形系数图3.1.2 齿轮传动强度计算以齿对1、2为例: 接触应力计算：两齿轮节点处的断面啮合角；分度圆螺旋角，齿宽，所以；查齿轮总表7得齿轮圆周力，节圆直径，故法向力为：又因为主动轮曲率半径为：根据公式（5），因此接触应力为： 弯曲应力计算齿轮模数，齿数，故法向周节为，当量齿数为，由此查图5可得齿形系数，。由公式（6）可得，两齿轮的弯曲应力为：其余齿轮接触应力和弯曲应力计算过程从略，其结果汇总于表6中。表中所得数据均以最大转矩代入，且以每对齿轮传动的最大值（计入目标齿对的传动比）计算所得，数值较大，若以最大转矩的一般代入计算则基本符合要求，而且一档、倒档齿轮工作较少，强度有少许不足问题不算太大。3.2 变速轴的强度校核计算 变速器轴是在弯曲、扭转的联合作用下进行工作的，而且由于轴在不断地转动，使其受到变应力的作用，可能因此发生疲劳强度不足而失效，故需对轴进行强度计算。计算时按照第三强度的理论要求进行计算，取其危险截面的复合应力： （7）式中：弯曲应力（正应力）； 扭矩应力（剪应力）。 综合考虑到轴在、这几个倒档工作时，其受力情况是不相同的，由前面计算就可得出，轴在I档及倒档工作时支承上的支反力会比较大，轴的受力处于不利的境地，故下面仅对I档及倒档时工作的轴进行强度校核和计算。3.2.1 第二轴的强度计算3.2.1.1 档I档工作时的第二轴的强度计算I档在工作时，该轴的受力分析效果如图7所示。经过计算得处该垂直面（V）面受力的弯曲方程为：水平（V）面受力具体的弯曲方程为：图7 I档工作时第二轴的受力分析图由弯矩方程绘制出轴的弯矩、扭转矩如图6所示，各点的具体数据均标注在图中。由图可知，X-X右侧截面、Y-Y左侧、Z-Z右侧截面及K-K右侧截面均为危险截面，其中X-X和Y-Y截面半径相同，均为49mm，下面对这几个危险截面进行校核： XX右侧（40）：XX右侧截面弯矩计算：，该截面的抗弯截面系数 ，抗扭截面系数为，扭矩T=0，故组合应力为： YY左侧截面和ZZ右侧截面（49）：YY左侧截面弯矩计算：ZZ右侧截面弯矩计算：抗弯截面系数： ，两截面的抗弯界面系数相当，所以，YY左侧截面更为危险，因此只需将代入计算可得： KK右侧截面（43.5）：弯矩： ；扭矩： ；抗弯截面系数 ： 3.2.1.2 倒档工作时第二轴强度计算当倒档工作的时候，第二轴的受力分析示意图，如图8所示。图8 第二轴倒档时的受力分析图通过计算得垂直面（V）面受力具体的弯矩方程为：该水平面（H）面受力的弯矩具体的方程为：由图知，YY左侧侧面及ZZ右侧截面均为危险截面 YY截面（49）弯扭强度计算：YY左侧截面弯矩 两截面的扭矩T=0，故组合应力为： ZZ右侧截面（49）弯扭强度计算： 综合以上计算可知，第二轴在I档工作时，在直径40处应力最大，而第二轴材料为20Cr2Ni4，渗碳淬火，屈服，其安全系数为：3.2.2 中间轴的强度计算3.2.2.1 档I档处于工作的时候关于中间轴的强度计算如下：档I档工作时中间轴的受力具体示意图如图8所示，垂直面（V）面受力的弯矩方程为：图9 关于中间轴I档工作时的受力分析图该水平面（H）面受力时的弯矩具体方程为：如图取XX左侧、YY右侧及ZZ左侧三个危险截面进行计算。 XX左侧（50）：抗弯截面系数 扭矩： 弯矩： 应力：YY右侧（45）：抗弯截面系数： 弯矩： 应力：ZZ 左侧截面（45）：弯矩： ，扭矩： T=0抗弯截面系数： 故应力为：3.2.2.2 关于中间轴在倒档工作时候的强度计算倒档处于工作时，中间轴的受力分析示意图如图9所示，其垂直面（V）面受力的弯矩方程为:图10 中间轴倒档受力分析图水平面（H）面受力的弯矩方程为：如图，取XX左侧、YY左侧两个危险截面进行计算和分析。 XX左侧（50）：抗弯截面系数，扭矩弯矩故其应力为：YY右侧（45）：抗弯截面系数，扭矩T=0，弯矩：由此得出应力为：综合以上分析可以得出，该中间轴在倒档工作时直径处于45处的时候应力应该为，此时受力情况处于最不利的状态，综合考虑到中轴材料应该选择为20Cr2Ni4，进行渗碳淬火，屈服极限为，其安全系数为：3.3 关于轴承寿命的计算3.3.1 变速器使用的轴承型号及其基本额定动载荷C：在第一轴上使用的轴承A型号为深沟球轴承6309N，=25.6KN；在第二轴上使用的轴承B、C的型号分别为滚针轴承、圆柱滚子轴承NUP50308，其基本额定动载荷为在第三轴使用的轴承D、E的型号分别为圆柱滚子轴承NJ207、NUP50307，基本额定动载荷分别为3.3.2 各轴承寿命计算综合考虑到变速器在三档工作次数较多，在轴承使用的过程中对其寿命不利，因此选择三档处于工作时对轴承寿命进行计算和考虑。3.3.2.1 关于第二轴上的轴承寿命计算由于三档转速为：根据运输机后桥速比为6.17，车轮直径大小为750mm，而汽车运输车一般行驶10万公里时需进行大修，三档由此可以得出轴承预期寿命为:所以得出该轴承的寿命是足够的。对滚子轴承进行计算，其寿命计算公式可用以下公式计算： （8）式中：n轴承的转速（r/min）； Q轴承的当量动载荷； C轴承的基本额定动载荷。滚子轴承B的三档当量动载荷为故根据公式（8），其寿命：对于圆柱滚子轴承NUP50308，其三档当量载荷大小为Q=8315N，因此可以得出预定寿命计算如下：由此得出寿命的使用时间也是符合要求的。3.3.2.2 关于中间轴上轴承寿命计算中间轴转速为预期寿命为：对于NJ207轴承（轴承D），其三档当量动载荷为Q=3124N，根据公式（8）可以计算出其寿命为：对于滚子轴承NUP50307（轴承E），其三档当量动载荷Q=6439N,C=39.8KN，其寿命为：因此轴E的使用寿命同样符合要求。3.4 花键联接的强度计算3.4.1 变速器花键联接的尺寸该变速器中用到的矩形花键为第二轴输出端的外花键，代号为其尺寸长度L=70mm，齿数Z=10mm，大径=35mm，小径=29.5mm，键宽b=6mm。3.4.2 花键联接强度校核此处花键联接属于静联接，其可能发生的主要失效形式表现为工作面的压匮，因此需要进行挤压强度计算: (9）式中： T轴上传递的扭矩（）； K扭矩在花键上分配不均匀系数，可取K=0.75； Z花键齿数； h花键的工作高度（mm），； 花键平均直径（mm），； L花键的工作长度（mm）。根据上式（8）中的数据，该花键工作时所受的挤压应力应为：通常情况下花键的许用挤压应力可取的范围为100-200MPa之间，因此花键联接的强度满足要求。结束语本次毕业设计完成了DT530变速器的设计与改进，整体方案得到了全方面的考虑，方案较为合理，将中轴齿轮全部采用右旋使其轴向力部分抵消减小轴与轴承的应力、增加一档和倒档减速齿轮传动以加大变速器速比等设置使得整体结构和性能得到了较大的优化和调整，同时也提高了其在生活中的实用性能。充分结合实际需求，考虑到农用机车使用的条件和性能，在可以实现的范围内，对变速器加以设计和改进，较好的达到了预期的目标和要求。尽管时间有限，但是在老师和同学的帮助下，遵循老师的指导下，仍然顺利完成整个轴系的全面设计和校核，并且也绘制了出了所有零件的结构图，另外也按照预期效果，绘制出全套的平面图和结构剖析图，通过细节的充分考虑并且联合实际情况，对变速器的一些基本数据做出了改变，使其更加适合农用机车的使用，提高了其使用的性能和状态，提高了其经济效益和工作效率。在这个变速器的整体设计中，变速器的传动比得了到更好的优化和调整，使各档传动比按等比级数排列。让其能够提高换挡平顺性，并且降低零部件之间的磨损，从燃油性能、经济性能和操作方便性能综合进行考虑和思考。综上所述，该变速器设计的性能得到了充分提高。在路面条件允许的情况下应该多让运输车处于高档状态下工作，若高档件换挡频率较高，则应该尽量降低高档区档位之间的速度差值，因此可进一步按等比级数阶分配各档的传动比，并使高档区速比阶比低档区的小，详细的方案见参考文献。根据以上的的计算，可以更好地提高变速器的使用寿命。另外，鉴于该设计中采用齿轮传动中较为危险的情况进行计算齿轮的应力，计算所得的力和力矩值均较大，所以对变速器轴及齿轮材料的要求偏高，造成制造经济性降低，但是同时变速器实际工作时的安全系数也大为增加，导致了一定程度上的浪费。所以最后建议研究一种更为适中而贴近实际情况的计算方式，从而更好地兼顾该变速器的安全性和经济性，使其更加贴近生活，更加实用。总体而言，该设计顺利完成，效率较高，能够较好地切合实际进行综合考虑分析，具有较强的可靠性和使用性。由于时间与个人设计经验有限，设计过程中失误在所难免，还望老师多为进行指点和改进。致 谢经过三个多月的努力和奋战，从
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