汽车变速器设计-毕业设计论文

摘要 61绪论 81.1高效节能变速箱与现有变速器的 81.1.1高效节能变速箱的优点与关键技术 91.1.2高效节能变速箱应用分析和市场前景 92变速器的运动分析 112.1高效节能变速器运动原理图 112.2节能变速器的传动方案分析： 112.2.1后三个档位工作时所带动的后四根轴的传动方案 122.2.2前三个档位工作时所带动的前四根轴的传动方案 132.3传动比计算与分配 142.3.1低档工作时的传动方案 142.3.1高档工作时的传动方案 162.3.1倒档工作时的传动方案 183变速器参数的选择和分配 193.1原动机的选择 193.1.1传动比的选择原则 193.1.2电动机的选择 193.2计算传动装置的运动和动力参数 213.2.1各轴的功率 213.2.2各轴的转矩 224轴与轴上零件的设计与选择 234.1联轴器的选择 234.2齿轮零件的校核 234.3轴的设计与校核 294.4离合器的设计 394.5轴与轴上零件的结构与装配 405变速箱的结构与润滑 415.1变速器箱体的设计 416结论 42参考文献 43谢辞 44

第二部分摘要变速器是一种通用的传动装置，他能够将不同原动机构的输入参数转化为执行机构所需要的输出参数，因此传动装置的好坏往往决定这个机构的性能；而我们设计的这种变速器具有传动效率高、工作可靠、操作方便的显著高点并且能够根据工作情况的不同自动进行变速，因而它是一种节能且自动化水平较高的一种变速器；这种变速器能用到各种机动车辆和工程机械当中。机械节能变速器的设计主要包括原动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算、变速器箱体内各零件的结构设计、箱体整体的装配设计、轴键齿轮类零件的设计与校核、变速器的润滑密封及附件的选择与设计等。关键词：传动装置传动效率高节能且自动化机械节能变速器变速器箱AbstractThetransmissionisauniversaltransmissiondevice,hewillbeabletocontrolmechanismofdifferentinputparametersintotoactuatoroutputparameters,thetransmissiondevicearedeterminedthemechanismperformance;andwedesignedthetransmissionhastheadvantagesofhightransmissionefficiency,reliablework,convenientoperationandremarkablyhighaccordingtotheworkofdifferentautomatictransmission,thereforeitisakindofenergysavingandhigherlevelofautomationofagearbox;thetransmissioncanbeusedinvariousmotorvehiclesandengineeringmachinery.Mechanicalenergy-savingspeedvariatordesignmainlyincludestheoriginalmotivationofselection,transmissionofmotionandpowerparametercalculation,thetransmissiontankbodypartsofthestructuredesign,theboxbodyoverallassemblydesign,shaftingeardesignandchecking,transmissionlubricationsealandaccessoriesselectionanddesign.Keywords:transmissiondeviceinhighefficiencysavingenergyandautomationofmechanicalenergytransmissiontransmission

1绪论由于生活水平的提高和科技的发展，人们对汽车性能的需求越来越高；这就要求汽车的变速器的变速必要尽量多，即达到多级变速。我们设计的节能变速器具有以下优点:1节能;2工作可靠;3操作方便；4使用寿命长；5适用范围广；6制造成本低；7可根据用途制定发动机的最佳转速。高效节能变速器是一种创新技术，它能够满足机械高校发展的理念，在对传统变速器的基础上有了很大的突破；实现了“大功率、高效率、恒功率连续多级变速”。它既符合了世界上节能环保的观点，又具备了开阔市场的前景。1.1高效节能变速箱与现有变速器的 现有的变速器:结构上：一般变速器有四根轴组成，第一根轴是动力进入轴，插在离合器内，只要离合器踏板抬起来，它就转，与发动机的转速同步。第二根轴在变速器的底部，其中一个齿与第一轴的一个齿永远啮合，跟着转，上面有大小不同的许多齿轮。第三根轴为动力输出轴并且与第一根轴同心安置，上面大小不同的齿轮可以前后滑动，与第二轴的齿轮啮合，得到不同的转速和扭矩。第四根轴是倒车轴，第二根轴要得到反向旋转，必须增加一个齿轮。这个齿轮专门安装在一根轴上。功能上：此变速器可以通过第二根轴上齿轮的选择来获得不同的传动比，通过第一根轴上的离合器工作情况来控制整个变速器的运动情况。倒车的时候第四根轴参加工作。且传动方案简单，大多数情况为单级传动比。高效节能变速器：结构上：此变速器共有七根轴组成。第一根轴为动力输入轴，在它左面有一个自动挡和一个超越离合器；自动挡工作时它可以实现一般变速器的功能。超越离合器一般情况下不工作；只有在自动挡工作且自动挡上齿轮转速超过轴的转速的情况下，这时齿轮通过超越离合器带动输入轴旋转；此轴轴右端有用甩轮控制的两个自动离合器，可以根据轴的转速不同自动选择齿轮进行传动。第二根轴为传动轴，此轴上的受力不大主要是起过度传动作用。第三根轴也是传动轴，此轴通过右端的超越离合器带动齿轮与二轴啮合；轴中间的两个自动离合器只有在变速档2工作时才有效，在有效时可以根据转速的不同分别工作。第四轴为高速轴，在它的左端有两个离合器分别是自动挡1和自动挡2，这两个档位分时工作，自动挡1工作时可以实现普通变速器的变速，自动挡2工作时可以选择三个传动方案的选择；此轴的左端有两个离合器分别是高速档和低速档，这两个档位也是分时工作的，当高速档工作时可以直接与输出轴啮合输出。第五根轴为低档轴，这个轴上有一个离合器为低档，当低速档和低档同时工作此轴工作，并通过与输出轴啮合输出。第六根轴为倒档轴，只有低速档和倒档同时有效时它才工作。第七根轴为输出轴，其上的两个齿轮分别与高低档轴上的齿轮啮合。功能上：此变速器可以通过第四轴上的离合器实现多种变速，其传动原理比较明确；能够根据不同的工作坏境选择不同的传动方案。在自动挡不工作时，其倒档是可以不踩离合器。两者的具体差别：特效节能变速器除了具有一般变速器的工作特点和原理外，还具有新型的传动方案。且因为有一个机动超越离合器（变速档2）的存在，可以实现节能的目的。[8]1.1.1高效节能变速箱的优点与关键技术使用优点：1、节能，比普通有级变速箱节约动力油15%以上，比液无级节约30%；2、安全可靠，运行更加安全；3、操作方便，与液无级操作一样，电控，手控都可实现；4、使用寿命长；5、产品扭矩与普通有机变速箱的扭矩相同；6、使用范围广，凡有变速都可使用；7、制造成本低、易加工、利润高；8、高效节能变速箱可根据用途自定发动机的最佳转速，可高可低。关键技术：（1）具备超越离合器；根据实际用途，超越离合器能起到连接动力和传递动力的作用，可给据使用条件自动工作。（2）具备自动离合器。自动离合器是一种具备一定条件才能做功的离合器，一般都是利用发动机的转速来实现。自动离合器制造的改变，使机械节能变速箱与普通有级变速箱的扭矩相同，发动机的转速与扭矩的关系小，只有最佳转速没有高速，从而延长了机器的使用寿命。（3）有一个操纵式离合器控制一个超越离合器，这两个零件相结合可以实现对多级变速比的要求，也是此变速器节能的关键所在。1.1.2高效节能变速箱应用分析和市场前景功能特征：在输入转速不变的情况下，能实现输出轴的转速在一定范围内多级变化，以满足机器或生产系统运转过程中对各种不同工况的要求。应用分析：新型节能变速箱能适应变工况工作，简化传动系统．所以应用十分广泛；随着自动化程度的提高，机械节能变速传动装置作为一类重要的机械传动部件，在国内外应用日益广泛；特别在生产流水线，变速机械中，甚至在轿车的变速传动系统中也采用了机械节能变速传动。可应用于纺织、轻工、食品、包装、化工、起重运输、矿山冶金等各类机械。市场前景：（一）适用产业：很多终端产品可适合各种工程应用，如汽车、机床、纺织机械、食品机械、印刷机械、采掘机械、轧钢机械等等。（二）产品的先进性：高效节能变速器可以实现多变速比传动且可根据速比的不同自动完成变速比的选择；此变速器还可以通过选择一个自动档位来完成普通变速器的功能。这样既节能又方便。（三）成本：因其结构特别简单，而且功能比较多；从性价比上分析，这个产品成本还是比较低的；因此很有市场开发的潜力。（四）投资回报期预算：因其应用面广以及市场需求空间大，特别是对机车的变速系统更将是一质的飞跃，一旦设计成功和技术成熟，它将很快收回成本．可以预见，新型节能变速箱在世界范围内发展潜力十分巨大，特别是对汽车业将是一个质的飞跃。总之，高效节能节能变速器适应时代发展潮流，它的出现对汽车现有变速系统提出了强有力的挑战，所以具有极广阔的市场。

2变速器的运动分析2.1高效节能变速器运动原理图图2-1节能变速器的运动简图2.2节能变速器的传动方案分析：此变速器共有七根轴组成，各轴之间通过齿轮啮合进行工作的。各齿轮与轴的连接方式有三种分别是固定在轴上，通过离合器与轴相连或通过轴承与轴相对滑动。各离合器有三种分别是用手工操作的离合器，用甩抡自动控制的离合器以及超越离合器。在驾驶室内的档位有六个分别是自动档、变速档1、变速档2、高速档、低挡和倒档，其中前三个档位控制前4根轴的变速。后三个档位控制后4根轴的变速。如图2―1所示为阶梯轴的零件图[1]高档倒档低挡001010100表2-1后四根轴的档位自动挡变速档1变速档2001010101110表2―2前四根轴的档位其中0表示该档位不工作1表示该档位工作综上所述此变速器共有12种传动方案。2.2.1后三个档位工作时所带动的后四根轴的传动方案方案1;高档倒档低挡001表2-3后四根轴的档位传动路线：路线1：齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率路线2:齿轮25齿轮23齿轮26输出里程方案2：高档倒档低挡010表2-4后四根轴的档位路线1：齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率路线2:齿轮25齿轮23齿轮26输出里程工作情况：低档轴滑转，里程表齿轮倒转。方案3：高档倒档低档100表2-4后四根轴的档位路线1;齿轮19齿轮24输出转矩和功率路线2：齿轮24齿轮25齿轮23齿轮26输出里程工作情况：倒档轴低档轴停转，低档轴上齿轮滑转，输出里程2.2.2前三个档位工作时所带动的前四根轴的传动方案令原动机的最佳转速n=2000r/minn1=800r/minn2=1000r/minn3=1200r/minn4=1500r/min一轴转速N1二轴转速N2三轴转速N3以上所提供的转速是参考值，其具体的转速可以根据离合器和甩轮的选择来确定方案1：可以分为四种情况。自动挡变速档1变速档2001表2-5前四根轴的档位(1)一轴转速N1<n1时一轴空转（2）n2>N1>n1时传动路线：齿轮2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮9齿轮15（3）N1n2N3<n3时传动路线：齿轮3齿轮6齿轮12齿轮9齿轮15（4）N1n2n4N3n3时传动路线：齿轮3齿轮6齿轮12齿轮10齿轮16（5）N1n2N3n4时传动路线：齿轮3齿轮6齿轮12齿轮11齿轮17方案2：可分为三种情况。自动挡变速档1变速档2010表2-6前四根轴的档位(1)一轴转速N1<n1时一轴空转（2）n2>N1n1时传动路线：齿轮:2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮9齿轮14(3)N1n2时 传动路线：齿轮3齿轮6齿轮12齿轮9齿轮14方案3：可分为三种情况。自动挡变速档1变速档2101（1）N3n3时传动路线：齿轮1齿轮4齿轮8齿轮9齿轮15（2）n4>N3n3时传动路线：齿轮1齿轮4齿轮8齿轮10齿轮16（3）N3n4时传动路线：齿轮1齿轮4齿轮8齿轮11齿轮17方案4：自动挡变速档1变速档2110表2-7前四根轴的档位传动路线：齿轮1齿轮4齿轮8齿轮9齿轮14前四轴的传动方案之一和后四轴的传动方案之一分别组合使用可以实现12种传动方式。各传动方案中其自由F=1，只要求有一个动力机构此变速器就有确定的运动。2.3传动比计算与分配高效节能变速器共有12种传动方案，因此共有12种传动比。综合考虑变速箱的尺寸、传动比分配和设计的有关准则，可以选定以下齿轮齿数各齿轮的齿数为：Z1=28,Z2=25,Z3=25,Z4=28,Z5=31,Z6=31,Z’6=25,Z7=17,Z8=28,Z9=23,Z10=32,Z11=39,Z12=31,Z13=39,Z14=41,Z15=41,Z16=32,Z17=25,Z18=24,Z19=37,Z20=36,Z’20=25,Z21=23,Z22=35,Z23=23,Z24=25,Z25=372.3.1低档工作时的传动方案方案1：（1）n2>N1>n1时齿轮2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮9齿轮15齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z5Z13Z15Z20Z25/Z2Z7Z9Z18Z21(2-1)（2）N1n3时N3<n3时齿轮3齿轮6齿轮12齿轮9齿轮15齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z15Z20Z25/Z3Z6Z9Z18Z21=（3）N1n2n4N3n3时齿轮3齿轮6齿轮12齿轮10齿轮16齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z16Z20Z25/Z3Z6Z10Z18Z21=（4）N1n2N3n4时齿轮3齿轮6齿轮12齿轮11齿轮17齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z17Z20Z25/Z3Z6Z11Z18Z21=方案2：（1）n2>N1n1时齿轮:2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮9齿轮14齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z5Z13Z14Z20Z25/Z2Z7Z9Z18Z21(2-2)=（2）N1n2时齿轮3齿轮6齿轮12齿轮9齿轮14齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z14Z20Z25/Z3Z’6Z9Z18Z21=方案3:（1）N3n3时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮9齿轮15齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z15Z20Z25/Z1Z4Z9Z18Z21(2-3)=（2）n4>N3n3时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮10齿轮16—齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z16Z20Z25/Z1Z4Z10Z18Z21 =（3）N3n4时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮11齿轮17齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z17Z20Z25/Z1Z4Z11Z18Z21 =方案4：齿轮1齿轮4齿轮8齿轮9齿轮14齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z14Z20Z25/Z1Z4Z9Z18Z21=2.3.1高档工作时的传动方案方案5：（1）n2>N1>n1时齿轮2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮9齿轮15齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z5Z13Z15Z24/Z2Z7Z9Z19(2-4)=（2）N1n2N3<n3时齿轮3齿轮6齿轮12齿轮9齿轮15齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z15Z24/Z3Z6Z9Z19=（3）N1n2n4N3n3时齿轮3齿轮6齿轮12齿轮10齿轮16齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z16Z24/Z3Z6Z10Z19=（4）N1n2N3n4时齿轮3齿轮6齿轮12齿轮11齿轮17齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z17Z24/Z3Z6Z11Z19=方案6：（1）n2>N1n1时齿轮:2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮9齿轮14齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z5Z13Z14Z24/Z2Z7Z9Z19（2-5）=（2）N1n2时 齿轮3齿轮6齿轮12齿轮9齿轮14齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z14Z24/Z3Z6Z9Z19=方案7：（1）N3n3时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮9齿轮15齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19=（2）n4>N3n3时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮10齿轮16齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19=(3)N3n4时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮11齿轮17齿轮19齿轮24输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19=方案8：齿轮1—齿轮4齿轮8齿轮9齿轮14--齿轮19--齿轮24--输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z14Z24/Z1Z4Z9Z19（2-7）=2.3.1倒档工作时的传动方案倒档工作时，其传动方案在低档轴的基础上多了一对齿轮啮合，传动方案在形式上与低档工作时的传动方案相似。由于倒档不经常使用且与低档工作方案的相似形相似；故在这里不给于说明和分析。

3变速器参数的选择和分配3.1原动机的选择由于发动机的物理特性决定了变速箱的存在。首先，任何发动机都有其峰值转速；其次，发动机最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。比如，发动机最大功率出现在5500转。变速箱可以在汽车行驶过程中在发动机和车轮之间产生不同的变速比，换档可以使得发动机工作在其最佳的动力性能状态下。理想情况下，变速箱应具有灵活的变速比。因为手里的资料不全，又是作为一个样机来设计，所以这次先以电动机作为原动机。此变速箱传动路线较多，而失效形式主要发生在低速档，所以这次先以低速档档为依据设计。此变速器工作在低速当时有三种转动方案和10种传动比，应根据以下原则选择某一传动比，若此传动满足校核和使用要求时整个变速器都能满足使用要求。3.1.1传动比的选择原则当电动机的功率一定时有公式P=FV得若转速小时所受的力最大；又由公式i12=n1/n2得若n1一定的情况下i12越大则n2越小；传动比的具体选择：综合以上两个条件传动比应选择方案：（1）n2>N1n1时齿轮:2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮9齿轮14齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25输出转矩和功率其总传动比为i=12.23653.1.2电动机的选择1）选择电动机类型按工作要求选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2）选择电动机容量工作时所需的功率：ηw为输出轴至轮子的效率电动机的输入功率：P=Pw/η其中η为电动机至输出轴的总效率，包括1个联轴器，5个离合器，5对齿轮传动，6对滚动轴承，。由表10-1（《机械设计基础课程设计》）查得联轴器效率为η1=0.98,离合器效率η2=0.97,一对齿轮传动效率为η3=0.97,一对滚动轴承效率为η4=0.995,η值计算如下：η=(3-1)=所以P。=Pw/η=1.782/0.7013=2.54kw根据P。选取电动机额定功率Pm，使Pm=（1～1.3）P。即Pm=2.54～3.30查表10-110（《机械设计基础课程设计》）查得电动机的额定功率Pm=3Kw。3）选择电动机转速先计算输出轴的转速：nw=16r/min,即箱体第七轴的转速为：n7=16×12=192r/min上式中12为差速器传动比，以下为差速器相关资料： 差速器只是装在两个驱动半轴之间的一个小总成，差速器的作用就是使两侧车轮转速不同。当装载机转弯时，例如左转弯，弯心在左侧，在相同的时间内右侧车轮要比左侧车轮走过的轨迹要长，所以右侧车轮转的要更快一些。要达到这个效果，就得通过差速器来调节。差速器由差速器壳、行星齿轮、行星齿轮轴和半轴齿轮等机械零件组成。发动机的动力经变速器从动轴进入差速器后，直接驱动差速器壳，再传递到行星齿轮，带动左、右半轴齿轮，进而驱动车轮。左右半轴的转速之和等于差速器壳转速的二倍。当装载机直线行驶时，上述三个转速相同。当转弯时，由于装载机受力情况发生变化，反馈在左右半轴上，进而破坏差速器原有的平衡，这时转速重新分配，导致内侧车轮转速减小，外侧车轮转速增加，重新达到平衡状态。同时，装载机完成转弯动作。电动机转速应为n'=n25×查表10-110查得Y系列三相异步电动机技术数据中Y100L-2型的同步转速为3000r/min的电动机合适，其技术数据如下表示：型号额定功率同步转速满载转速电动机总重外伸轴径轴中心高Y100L-23KW3000r/min2880r/min28mm100mm3.2计算传动装置的运动和动力参数因为此变速箱支路较多，计算繁琐，而失效主要发生在低速档（工作档）。所以这次仅以低速档支路为例计算。各轴的转速令电动机的转速为Nw第一轴的转速N1第二轴的N2第三轴的转速N3第四轴的转速N4第五轴的转速N5第七轴的转速N6第一轴与第二轴的传动比i12=Z5/Z2=1.24第二轴与第三轴的传动比i23=Z13/Z7=2.294第三轴与第四轴的传动比i34=Z14/Z9=1.7826第四轴与第五轴的传动比i45=Z20/Z18=1.5第五轴与第七轴的传动比i57=Z2/Z251=0.62163.2.1各轴的功率3.2.2各轴的转矩最后将计算结果填入下表：参数轴名电动机轴一轴二轴三轴四轴五轴六轴七轴N(r/min)2880288023231012568379609P(Kw)32.942.682.52.332.102.02T(N·m)9.959.7511.0323.5939.1553.0231.69i111.242.2941.7831.50.622η10.980.9130.9320.9320.9040.96

4轴与轴上零件的设计与选择4.1联轴器的选择第一轴中间联轴器的选则(4-1)查《机械设计》表14-1得K则：(4-2)综合考虑联轴器的轴向和径向尺寸以及考虑轴可能选用的直径，我选用凸缘联轴器查《机械设计基础课程设计》续表10-41选取YL4型联轴器，各数据如下表：型号公称扭矩T许用传速[n]r.min轴孔直径d(H7)m轴孔长度L/mj.j1型D(mm)D(mm)螺栓Ln(mm)数量直径YL44095002844100803M8924.2齿轮零件的校核因为在低速档箱体中3、4、5轴上传递的扭矩最大，即齿轮受力最大，所以只需对配对齿轮9和齿轮14以及配对齿轮18及齿轮20，若这两对齿轮满足条件，则其余齿轮也满足。由前面的计算知T3=23.59N·mT4=39.15N·mT5=53.02N·mN3=1012r/minn4=568r/minn5=379r/min3轴到4轴传动比i34=1.7834轴到5轴传动比i45=1.5对3轴到4轴的齿轮进行校核【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按原理图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；装载机为一般工作机器，选用7级精度（GB10095—88）；材料选择由《机械设计》表10-1选择小齿轮及大齿轮材料均为40Cr（调质）硬度均为280HBS；选小齿轮齿数Z9=23大齿轮齿数Z14=i34·Z9=23×1.783=41.009取Z2=35；【2】按齿面接触疲劳强度设计d1为齿轮9的分度圆直径T3为三轴转矩ZH为区域系数ZE为弹性影响系数传动比u=i34标准值齿轮时ZH=2.5(4-3)2-1确定公式内的各计算值1）预选齿宽B=67mmm=3mm则分度圆直径d1=mz=23×3=69mm齿宽系数фd=B/d1=67/69=0.9712)由表10—6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa3）由图10—21d按齿面硬度查的小齿轮与大齿轮的接触疲劳强度极σHlim1=σHlim2=840MPa4）由式10—13计算应力循环次数：预定寿命Lh=24000小时5）由图10—19查的接触疲劳寿命系数KHN1=1.05KHN2=1.086）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1由式（10—12）得[σH]1[σH]2=KHN2σHlim2/S=1.08×840/1=907.2MPa7)计算载荷系数V=πd1tn4/60×1000=3.14×69×1012/60×1000=3.564m/s由V=3.564m/s查图10—8得动载荷系数KV=1.1直齿轮，假设KAFt/B<100N/mm由表10—3查得KHα=KFα=1.2由表10—2查得使用系数KA=1由表10—4查得7级精度、3轴齿轮相对支撑非对称布置时KHβ由B/h=9.926FHβ=1.40041查图10—13得KFβ=1.42故载荷系数K=KAKVKHαKHβ2-2校核小齿轮分度圆直径d1，代入[σH]中较小的值＜63mm所以小齿轮合适。【3】按齿根弯曲强度设计由式（10—5）得弯曲强度设计公式为： (4-4)为了简化计算，前面已预选了一个模数m=3，这里仅校核该模数是否满足齿根弯曲强度即可。3-1确定公式内各计算数值1）由图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为σFE1=σFE2=670MPa2）由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.883）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[σF]1=KFN1σFE1/S=[σF]2=KFN2σFE2/S4)计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ5）查取齿形系数由表10—5查得YFα1=2.76 YFα2=2.456）查取应力校正系数由表10—5查得Ysα1=1.56Ysα2=1.627）计算大小齿轮的YFαYsα/[σF]并加以比较YFα1Ysα1/[σF]1=YFα2Ysα2/[σF]2=小齿轮的数据大3-2设计计算mm＜3mm所以预选模数m=3mm合适。【4】几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=mZ1d2=mZ22)中心距a3)齿宽为b1=65mmb2=18mm【5】验算FtKAFt/B合适【6】绘制结构零件图如下图4-1零件图对4轴到5轴的齿轮进行设计选定齿轮类型精度等级、材料及齿轮选用直齿圆柱齿轮传动选用6级精度（GB10095—88）材料选择由表10—1选择大小齿轮齿数材料均为40Cr(调质后表面淬火)，硬度均为350HBS选小齿轮齿数z18=24,大齿轮齿数z20=z18·i取z2=36按齿面接触强度设计d1t≥2.32(4-5)2-1确定公式中各计算数值1）预选齿宽B=20mm模数m=3mm则分度圆直径d18=mz18=72mm齿宽系数φd=B/d=20/72=0.2782)由表10—6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa3）由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=925MPa4）由式10—13计算应力循环次数：N1N25)由图10—19查得接触疲劳寿命系数KHN1=1.07KHN2=1.096）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1由式10—12得[σH]1[σH]27）计算载荷系数V由V=1.87m/s查图10—8得动载荷系数KV=1.03直齿轮，假设KAFt/B＞100N/mm由表10—3查得KHα=KFα=1由表10—2查得使用系数KA=1由表10—4查得6级精度、硬齿面齿轮，非对称布置时KHβ由B/h=2.95FHβ=1.071查图10—13得KFβ=1.04故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1×1.071=1.1022-2校核小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值＜63mm所以小齿轮满足。按齿根弯曲疲劳强度公式校核预选模数由式（10—5）得弯曲强度设计公式为： (4-6)3-1确定公式内各计算数值1）由图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为σFE1=σFE2=700MPa2）由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.883）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[σF]1[σF]24)计算载荷系数K5）查取齿形系数由表10——5查得YFα1=2.91 YFα2=2.526）查取应力校正系数由表10——5查得Ysα1=1.53Ysα2=1.6257）计算大小齿轮的YFαYsα/[σF]并加以比较YFα1Ysα1/[σF]1YFα2Ysα2/[σF]2小齿轮的数据大所以预选模数m=3mm合适。【4】几何尺寸计算1）计算分度圆直径d18d203)齿宽为b1=20mmb2=20mm【5】验算Ft合适【6】绘制齿轮零件图小齿轮如图所示：图4-2齿轮零件图4.3轴的设计与校核 根据以上所受的转矩分析由于三轴、四轴、五轴和七轴所受的转矩较大，其中五轴所受的转矩最大，而四轴的结构最复杂,第三轴的齿轮半径最小。因此只要校核和计算第三轴、第四轴和第五轴，其它轴可以参考这三个轴进行设计。由前面的计算知：作用在4、5轴上的功率P，转速n和转矩T分别为：P3=2.5kwP4=2.33kwP5=2.10kwN3=1012r/minN4=568r/minN5=379r/minT3=23.59N·mT4=39.15N·mT5=53.02N·m求作用在齿轮上的力由前面计算知，各齿轮分度圆直径为：D9=mz=3×23=69mmd13=mz=3×39=117mmd14=mz=3×41=123mmd18=mz=3×24=72mmd20=mz=3×36=108mmd20’=mz=3×25=各轴的受力分析图分别如下所示：三轴的受力分析和设计图4-3轴的受力分析图4-4轴的扭矩图图4-5轴的扭矩图图4-6轴的设计图其中F1F2F有装配尺寸得：=77mm=310mm=337mm由独立的力学方程：代入数据得F2=78.175NF1=-180.25NF4=527.2NF3=559.86N由于轴上各力已经算出，根据各力算出所受的弯矩图和扭矩图；其中图上的数据由力学的相关公式算出；所做的图如上图所示由于轴的上面有孔，故取轴的最小直径为35mm。轴的结构设计如上图所示。在B点时所受的总弯矩最大且所受的总弯矩为弯曲模量的计算公式按表15-1选用(4-7)弯曲疲劳极限由表15-1得此轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6由轴的第三强度理论的轴的弯扭合成强度为=12.44MP(4-8)此轴满足使用要求四轴的受力分析与设计图4-7轴的受力分析图4-8轴的受扭矩图图4-9轴的抗扭强度图图4-10轴的设计图其中Fa1Fa2Fd1Fd2未知有装配尺寸得：=47mm=203mm=337mm由独立的力学方程：代入数据得Fd1=-235.82NFa1=-141.34NFd2=662.2NFa2=476.52N由于轴上各力已经算出，根据各力算出所受的弯矩图和扭矩图；其中图上的数据由力学的相关公式算出；所做的图如上图所示由于轴的上面有孔，故取轴的最小直径为35mm。轴的结构设计如上图所示。在B点时所受的总弯矩最大且所受的总弯矩为弯曲模量的计算公式按表15-1选用(4-9)弯曲疲劳极限由表15-1得此轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6由轴的第三强度理论的轴的弯扭合成强度为=25.44MP(4-10)此轴满足使用要求五轴的受力分析与设计图4-11轴的受力分析图图4-12轴的扭矩图图4-13轴的抗扭强度图图4-14轴的设计图其中Fa1Fa2Fd1Fd2未知有装配尺寸得方程：代入数据得Fdy=-63.3NFay=-94.46N：=208mm=240mm=337mm由独立的力学Fdx=174NFax=259.5N由于轴上各力已经算出，根据各力算出所受的弯矩图和扭矩图；其中图上的数据由力学的相关公式算出；所做的图如上图所示初选轴的最小直径:取3轴的材料为45号钢，调质处理，根据表15—3取A0=120于是得:由于轴的上面有孔，故取轴的最小直径为35mm。轴的结构设计如上图所示。在B点时所受的总弯矩最大且所受的总弯矩为弯曲模量的计算公式按表15-1选用弯曲疲劳极限由表15-1得此轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6由轴的第三强度理论的轴的弯扭合成强度为=60MP(4-11)此轴满足使用要求4.3轴承的设计与选用轴承都选用标准件，因此按配合轴的轴颈尺寸不同可以根据机械设计基础课程设计表10-35查得相应的数据。此装配图需要18个轴承；其中包括16个深沟球轴承和2个推力球轴承，下面将分别选取。深沟球轴承：性能和特点：主要承受径向载荷，也可以同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高速运转时，可用于承受纯轴向载荷。大量生产，价格最低。选用原因：所选轴承的工作场所是轴的两端和齿轮与轴的结合处。在工作时几乎不受轴向力的作用，而且工作时需要很大转速。我们的变速器当中由于所选用的轴承比较多，考虑经济方面的原因等因素，我们选用了深沟球轴承。选用类型：考虑与轴配合处所需要的直径不同，所选用的轴承直径不同，从而能够选择出轴承的型号。具体选择如下：一轴轴承：一轴的两个轴承可选用型号为6207二轴轴承：轴两端的轴承可选用型号为6304，与齿轮4结合的轴承选择型号为6305，与齿轮6结合处的轴承型号为6008三轴轴承：轴两端的轴承可选用型号为6207四轴轴承：轴两端的轴承可选用型号为6207五轴轴承：轴两端的轴承可选用型号为6206六轴轴承：轴两端的轴承可选用型号为6206七轴轴承：轴两端的轴承可选用型号为6208推力球轴承：性能和特点：只承受轴向载荷。高速时离心力大，钢球与保持架磨损，发热严重，寿命降低，故极限转速很低。为了防止钢球与滚道之间的滑动，工作时必须加有一定的轴向载荷。轴线必须与轴承座底面垂直，载荷必须与轴线重合，以保证钢球载荷的均匀分布。选用原因：所选轴承的工作场所是手动档的推环与档块的结合部分。目的是，承受来至推环的单向的轴向推力推力。选着型号：一轴的两个推力球轴承应选用型号为51107.根据其基本额定负荷及工作寿命校核合适。4.4离合器的设计离合器是汽车传动系中的重要部件。目前汽车离合器有摩擦式离合器、液力偶合器、电磁离合器等几种，广泛采用的是用弹簧压紧的摩擦离合器。为了能简化驾驶员的操纵动作，使离合器的断开与接合能够自动地适时完成，希望能实现自动离合。液力偶合器靠工作液（油液）传递转矩，可以实现自动离合。随着电子技术在汽车上应用，由控制单元（ECU）控制的摩擦式离合器也已经应用在一些轿车上。但是目前的无论是液力偶合器还是控制单元（ECU）控制的自动离合器都有结构复杂，制造成本较高，维护不便等缺点。高校节能变速器中一共有两种离合器分别是机动离合器、超越离合器。机动离合器：设计此离合器的目的：与市场上现有的离合器比较，我们所设计的离合器，工作比较可靠，结构比较简单而且制造成本比较低，使用寿命长等优点。能够满足此变速器的使用。离合器的的结构：我们设计的自动器是在一个圆柱的毛坯的基础上经切割而成，在圆柱毛坯上线切割出一个机块和一个机体，然后再加工出一个孔。其具体结构如下图所示：图4-15机动离合器结构图离合器的工作原理::我们设计的离合器工作时靠销子顶住机块，使机块上4mm正好嵌入与其结合的齿轮的椭圆孔内，靠两者之间形结合来完成其传动过程的。而在具体的工作中，销子如果是靠甩轮的离心力来完成工作的，这个离合器就是自动离合器。如果销子是靠手动工作的话，这个离合器就是操作离合器。本设计的自动离合器和现有自动离合器相比，具有结构简单、易于加工、体积小、维护方便等特点，因而，具有很好的推广使用价值。超越离合器:我们所设计的超越离合器与市场上的离合器功能上有相似之处，结构上也大体相同，但具体结构比已有的离合器简单。工作时靠离心力球甩进凹槽内，完成与齿轮的形结合。具体结构如下图所示：图4-16超越离合器结构图4.5轴与轴上零件的结构与装配七根图的位置关系图图4-17轴的位置关系图轴：此变速器的轴分别为为，输入轴、传动轴1、传动轴2、高档轴、低档轴、倒档轴、输出轴。各轴通过深沟球轴承与箱体配合；各轴由于考虑轴上零件的轴向定位和装配关系应做成阶梯轴。由于考虑轴的周向定位可以在结构上考虑方轴，其结合方式为形配合。轴的最小直径由载荷情况决定，其具体值在轴的设计中已经确定，而轴的个阶梯直径由具体的装配和定位决定。齿轮：齿轮的尺寸由与其轴的配合关系和箱体的空间大小决定。其尺寸的校核在齿轮的设计中已经讲述；有的齿轮与离合器结合，由于离合器的工作方式不同，齿轮孔的具体情况也不同。其具体结构在齿轮的零件图中。定位用的零件：零件的轴向定位主要有：套筒、弹簧挡圈、轴肩和轴承端盖零件的周向定位主要有：过盈配合、形结合等5变速箱的结构与润滑5.1变速器箱体的设计箱体是变速箱的一个重要零件，它用于支撑和固定变速箱中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体内零件具有良好的润滑和密封。此新型节能齿轮变速器的箱体均用HT200铸造生产，分上下两部分；因为除了箱体中轴的相互位置精度需要精加工外，没有其他的高精度要求，所以铸造公差可适当放宽，结构尺寸详见零件图。6结论毕业设计前，虽然对基础理论基础知识有了一定的掌握，但在脑海中还只是一个框架，但是并没有将其融会贯通。毕业设计是学生综合运用所学理论知识与实践相结合的重要的实践教学环节。平时学生所学多为单纯理论知识，且多在各个学科中单独进行，学科之间很少有相互联系，相互沟通。这在实践工作中是不可能的，任何一项设计工作都需要多方面知识的融合贯通，培养出学生的综合分析能力是十分重要的。在课本中我们学国典型问题的解决方法，并且多为单独一个问题的解决方法，而且在实际中，往往出现多个问题出现在一起，问题之间又相互联系，一个问题的解决往往又牵扯另一个问题的解决。通过毕业设计，使我对自己所学的专业有了更深刻的理解和掌握，在近三个月的设计中，将自己所学的知识应用于实践，看着自己做出的结果，心中很是欣慰。设计过程中，我深深感到过去自己只是注重理论知识的学习而忽略了培养自己理论联系实际的能力，即不太重视将所学应用于实践。通过毕业设计，更加深了我对数控加工的感性认识和理性认识，也提高了我自己的动手能力，独立思考能力和解决实际问题的能力，同时也培养了我们的团队合作精神，使我们认识到和他人协作的重要，为我们将来步入社会打下了坚实的基础。这次毕业设计，使我更加清醒的意识到：学校培养我们是为让我们学以致用，将所学的知识应用于实践并将其转化为生产力。我们在工作和学习中，要不断用理论指导实践，以实践检验理论，在反复的学习与实践中不断摸索，总结经验，积累教训，从而不断提高和完善自己，并以自己的实际行动回报老师回抱社会，为祖国的建设尽上自己的一分力。

参考文献[1]张建中主编《机械设计基础课程设计》中国矿业大学出版社2003年出版[2]张建中主编《机械设计基础》中国矿业大学出版社2003年出版[3]赵红雁.CAD技术的发展趋势及其相关技术[J].计算机辅助设计与制造，2002，3.[4]二代龙震工作室.PRO/ENGINEERwildfire高级设计[M].电子工业出版社，2004.[5]李珩.PRO/ENGINEER工程建模实实例与技术[M].西安电子科技大学出版社，2002.[6]朱金波，徐建康，李春.PRO/ENGINEERwildfire4.0工业产品设计范例精解[M].电子工业出版社，2006.[7]李澄无天生闻百桥主编《机械制图》高等教育出版社2000年版[8]濮良贵纪名刚主编《机械设计》第七版西北工业大学机械原理及零件教研室编2003[9]邱家骏主编《工程力学》机械工业出版社2000版[10]东北工学院机械设计教研室主编《机械零件设计手册》冶金工业出版社2004版[11]刘会霞.金属工艺学.北京：机械工业出版社，2007[12]于惠力、向敬忠主编《机械零部件设计禁忌》机械工业出版社2004版[13][美]R·了·诺顿著陈立周韩建友李威邱丽评《机械原理》北京机械工业出版社谢辞本设计是在马宗正老师的悉心指导下完成的。在毕业设计的开始阶段，老师并没有把知识一味的塞给我们，而是鼓励我们多去图书馆、多上网查找资料。这种方法不但没有使我们对毕业设计产生抵触情绪，反而通过自己的探索，渐渐的对所做课题由陌生到熟悉，由熟悉到产生兴趣，主动钻研。可以说秦训鹏老师很好地激发了我们的热情与主动创新的能力。当然，马宗正老师的敬业与热情同样感动了我，在我遇到困难，工作难以进行的时候，他总能给我很大的启发与帮助。他渊博的知识也让我在完成课程设计的过程中有了保证，使我充满信心。这三个多月的时间里，马宗正老师十分关心课程设计进度，无论在资料的收集还是论文的完成过程中，老师都在百忙之中给我以帮助和指导。同时，感谢我的室友、同班同学以及相识的好友们，在这三年大学生涯中，是你们给予我无尽的帮助和无穷的快乐，也是通过大家的共同讨论，与分享，我们这知识和能力在这短短的三个月中有了突飞猛进的增长。还有几天大家就要各奔东西了，在这里我要对所有曾经一起生活、互相帮助的同学们说一声谢谢，祝你们在今后的学习工作中永不放弃自己的热情与理想，最终走向成功

谢辞时光匆匆如流水，转眼便是大学毕业时节，春梦秋云，聚散真容易。离校日期已日趋临近，毕业论文的的完成也随之进入了尾声。从开始进入课题到论文的顺利完成，一直都离不开老师、同学、朋友给我热情的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意!回想这几个月的写作历程，我的心久久不能平静，写论文的情景在我的脑海里深深的留下了印痕。还记得刚开始接触到论文题目，确定论文写作方向时候的迷惘。是我尊敬的导师，张建梅老师给予了我亲切的关怀和悉心的指导。他严肃的工作态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。使我把握了论文的整体思路，写作方向和写作重点，进而顺利的完成了写作工作。在此我向张老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。同时我还要感谢同组的同学们，感谢大家在我遇到困难和疑惑时真诚的帮助我、支持我。借此机会，还要感谢大学两年中，我所有的任课老师。他们在这两基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系