DF6S750变速箱总成设计

1、济南工程职业技术学院毕业论文论文题目： DF6S750变速箱总成设计 姓 名 学 号 专 业 班 级 指导老师 完成时间 摘要变速器是汽车底盘上的一个重要组成部分。本文以DF6S750六挡机械式变速箱为对象，确定了其结构形式、传动方案；计算和选择了变速箱的主要参数，利用三维建模建立了结构实体；设计了变速器的传动机构；对变速箱壳体进行了有限元模态分析。Abstract：The transmission gear box is an important constituent of the automotive chassis. This paper takes the DF6S750 mecha

2、nical gear box with six grades as an example, determines its structure mode and transmission scheme, calculates and selects the gear boxs main parameters, establishes the structure entity with the three dimensional modeling, designs transmission gearboxs transmission system and then carries the fini

3、te element modal analysis to the gear box shell.Keywords: Transmission gearbox, Design, CAD关键词：变速器，设计，CAD 目 录摘 要 2第1章 DF6S750变速箱简介第2章 产品结构特点 第3章 变速箱主要参数设计3.1变速箱中心距A的确定 63.2档位数的选择与各档传动比的设计 63.3齿轮参数的选择 8第4章 斜齿轮的三维建模及变速器传动件装配4.1斜齿轮的三维建模 104.2变速器传动件装配 10第5章 壳体有限元模态分析第6章 结论后 记 16第1章 DF6S750变速箱简介DF6S750变速

4、箱，是东风变速箱有限公司A130系列变速箱的一个产品，它的开发设计可以更加完善公司的产品系列，提高东风变速箱在市场上的竞争力和占有率。目前公司的DF6S650变速箱最大转矩不能满足市场上所配套汽车的输出转矩需求，使这一系列配套产品故障赔偿率比较高，为扭转这一不利局面，提高公司产品的市场占有率，公司需要有针对性的设计策略。同时，由于性价比原因，公司现有产品DF6S850由于成本上的因素不能广泛应用，而DF6S750变速箱的开发可以解决这两个问题。第2章 产品结构特点DF6S750 变速箱主要结构型式为三轴、单中间轴旋转轴传动, 一挡至六挡全部采用滑块式同步器换挡, 倒挡采用啮合套换挡，可根据客户

5、要求配直接操纵机构或远距离软轴操纵机构，选换挡轻便、灵活、挡位清晰。变速箱体右侧设计有取力窗口, 可实现中间轴输出动力, 十分方便用户需求。DF6S750变速箱总成充分利用东风汽车变速箱有限公司成熟的制造技术，同时尽量采用现有的结构和工艺，做到性能良好、结构简单、紧凑、挂挡灵活可靠，投产后的产品应在质量和成本上具有综合竞争能力，各项性能与技术指标达到国内领先水平。该变速箱可匹配12t 15t 级载重车、自卸车、城市客车及其它特种用途的各种车辆。变速箱总成主要技术规格见表1。表1 变速箱总成主要技术规格型号DF6S750换挡型式一挡至六挡滑块式同步器换挡，倒挡啮合套换挡最大输入转矩（Nm）750

6、润滑油85W/90中负荷车辆齿轮油润滑油加注量7.3L排挡位置第三章 变速箱主要参数设计3.1变速箱中心距A的确定中间轴式变速器中心距是中间轴与第二轴轴线之间的距离，它是变速器的一个基本参数。在初选中心距A时，常根据下面的经验公式计算1。 （3.1）式中，A为变速器中心距（mm）；K为中心距系数，轿车：1114，载重车：1417；为发动机最大转矩（N.m）。取K=14.5，将=700N.m（DF6S750变速箱所匹配发动机的最大转矩为700N.m），代入公式（2.1），算得A=128.75mm ，取整后为A=130mm。3.2 挡位数的选择与各挡传动比的设计根据设计要求，同时参考同类产品，本变

7、速器采用六个前进挡和一个倒挡。在各挡传动比的设计过程中，考虑到实际应用中高挡利用率较高，所以在布置时，高挡位相邻两挡的传动比的间隔小，可以使换挡更加轻便。在精确设计各挡传动比时，采用一种新的速比分配法：等比级数阶分配法2。这种新的速比分配法，就是把总的跨距I（最高挡与一挡传动比的比值）的对数，平均分成n-1个台阶（n为变速箱挡位数），并把它排列到中间挡位的位置。即将中间挡位的阶定为J。排列后的直接挡的阶数将为，这样一来，高挡的速比阶将小于低挡。直接挡和中间挡的阶差将为，而其间的挡位数为。则平均每个挡位的差值则为： （3.2）将当作等差级数的公差分到各挡，方法如下（）： 因此得到： （3.3）

8、即 （3.4）第n-x挡（倒数第X挡）的阶为： （3.5）上式就是速比阶计算式。求各挡速比。根据速比阶的定义，任意挡的速比阶为相邻低一挡的速比和之比，即 （3.6）因此，可以得到如下的式子： 直接挡的速比 挡 挡 依次类推可得： （3.7） （3.8）公式（3.8）就是本论文所采用的速比计算公式。关于直接挡的阶可按下式选取 （3.9）公式（3.9）中，n为直接挡的挡位数；为第n挡的阶；Cs为货车系数，对于货车，Cs=0.850.95；是变速箱一挡传动比。根据此分配法，并考虑各挡齿轮齿数的分配，得到DF6S750变速器的各挡传动比如表2所示。表2 DF6S750变速箱各挡传动比及邻挡比挡位六挡五

9、挡四挡三挡二挡一挡倒挡速比0.80211.4772.293.8416.4465.802邻挡比1.2491.4771.5516771.6783.3 齿轮参数选择参考公司原有A130系列产品尺寸，并经过计算机专用程序计算，得到各挡齿轮参数如表3所示。表3 各挡齿轮参数常啮合一挡二挡三挡四挡六挡倒挡倒挡2模数3.7554.254.254.253.7555齿数22111824304211223940393125192236压力角（）2526252525252626螺旋角（）26.5101923.523.5271010变位系数0.290.180.330.380.40.40.180.07250.3138-

10、0.07250.12920.24340.22340.04560.0725-0.5055齿顶高系数1.0811.051.11.131.1111顶隙系数0.20.20.20.20.20.20.20.2齿宽（）32.510035.5322831100453137353329344535从表3.2里的各挡齿轮参数我们可以看出：1）高挡齿轮采用一种模数，一挡及倒挡齿轮采用另一种模数，其它各挡齿轮的模数在两者之间，充分考虑到了加工工艺和维修，以及各挡齿轮的强度问题3。2）齿轮压力角为25和26，比较大，这样就可以提高轮齿的弯曲强度和表面接触强度，从而满足本变速器的大转矩要求。3）齿轮大多都采用细高齿，齿顶

11、高系数大于1，这样可以增加齿轮啮合的重合度，降低噪声，提高齿根强度，进一步提高变速器传递转矩的能力。第4章 斜齿轮的三维建模及变速器传动件装配4.1斜齿轮的三维建模由于变速器里面齿轮很多，而且是变位斜齿轮，按传统的设计方法，一个一个来建模比较浪费时间，但是利用参数化建模的方法，可以减少很多工作量，然后只需要简单更改齿轮基本参数就可以得到所需要的其它齿轮的模型，本论文主要利用CATIA软件完成齿轮的三维建模工作。根据斜齿轮特征，建立模型的关键在于确定齿形扫描所需的螺旋线、齿轮的齿形渐开线。本论文里在做齿轮的参数化设计时，主要是在CATIA中结合知识智能模块，运用CATIA的强大函数功能，借助与渐

12、开线的表达式： 然后再在“线框曲面设计”模块里做出齿形螺旋线，然后回到零件设计模块通过扫掠就可以做出方便快速地完成齿轮的三维参数化建模工作，最后可以形成一个齿轮模块，在做其他齿轮的时候就会非常方便。最后得到的齿轮模型如图4.1所示。图4.1 中间轴常啮合齿轮模型4.2 变速器传动件装配利用CATIA软件首先根据各个零件的相对位置，做出中间轴总成，二轴总成，然后利用CATIA软件把这些总成和同步器、轴承和壳体装配起来，得到变速器的总装图如图4.2所示。图4.2 变速器传动机构总成图第5章 壳体有限元模态分析利用有限元软件ANSYS对变速箱壳体进行了自由状态下的模态分析，得出其前20阶的固有频率如

13、表4所示，图4.1和图4.2显示了模态分析的7阶和15阶振型。表4 壳体前20阶固有频率计算结果频率阶次频率（HZ）频率阶次频率（HZ）频率阶次频率（HZ）108272.39151095.6209466.54161148.13010682.28171224.34011706.62181247.85012853.82191326.36013955.09201394.37200.2514986.28图5.1 7阶振型图5.2 15阶振型表4结果表明，变速箱壳体的固有频率都在200HZ以上，而汽车通常所受的外界激励频率通常为0-50H，相比表4所得的结果小了很多，因此不会发生共振现象，满足动态设计要求。第6章 结论通过设计，得出如下结论：1）各挡速比的选择采用等比级数阶分配法，充分考虑了实际使用中各挡的使用率问题，提高了汽车的燃油经济性。2）齿轮设计，采用的是大压力角、细高齿，提高了齿轮传递转矩的能力，同时还可以使变速器的结构更紧凑。3）通过变速箱壳体有限元分析，其动态特性也满足要求，不会与整车产生共振参考文献1 张学孟. 汽车齿轮设计(文集)M. 北京：北京齿轮总厂科协技协，1995.2 高维山，张思浦. 变速器M. 北京：人民交通