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摘要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加快等各样行驶工况下，使汽车获取不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有益工况范围内工作。
变速器设有空挡和倒挡。
需要时变速器还有动力输出功能。
因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都部署凑近轴的后支承处，而后依照从低档到高档次序部署各档位齿轮。
这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装置简单。
变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构相关系。
一般经过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。
本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了论述，变速器的各挡齿轮和轴做了详尽的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。
变速器的传动方案设计。
简单叙述了变速器中各零件资料的选择。
要点字：挡数；传动比；齿数；轴AbstractTransmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid.This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design.A brief description of the trans mission of all components of the material choice.Keywords : block; Transmission ratio; Teeth; Axis目录第 1 章绪论⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..1 第 2 章整体方案设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..3 2.1 汽车参数的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (4)变速器设计应知足的基本要求⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..4 第 3 章变速器传动机构部署方案⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯...⋯.53.1 传动机构部署方案剖析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯5固定轴式变速器⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯ (5)倒挡部署方案⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (7)其余问题⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯.8 第 4 章零零件结构方案剖析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..⋯..9齿轮形式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.9 换挡机构形式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..9 变速器轴承⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11 第 5 章变速器设计和计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.13 5.1 挡数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (13)5.2 传动比范围⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 135.3 中心距 A⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14外形尺寸⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (14)轴的直径⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (14)齿轮参数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (15)模数的选用⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯15压力角⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯错误！不决义书签。
毕业设计（论文）说明书毕业设计（论文）题目机电系（部）年级专业机电工程姓名设计（论文）题目：机械式四档变速器设计开始时间：07年3月12日设计结束时间：07年6月10日设计指导人：教研室主任：系主任：阳泉职业技术学院毕业设计（论文）评阅书题目：机械式四档变速器系（部）年级专业姓名评阅意见：成绩：指导教师：职务：年月日阳泉职业技术学院毕业设计（论文）答辩评定书年级专业班级：姓名：答辩过程成绩评定专业答辩组组长：年月日阳泉职业技术学院毕业设计（论文）任务书目录摘要 (3)Abstract (3)变速器的简介 (4)1.变速器传动机构的方案分析 (6)2.变速器零、部件结构方案分析 (7)3.变速器操纵机构 (8)1.变速器的参数选择 (8)1.1 一档齿轮齿数的确定 (8)1.2 中心距A的选择 (9)1.3 确定齿轮参数 (10)1.3.1 齿宽选择 (10)1.3.2 压力角 (11)1.3.3 齿轮螺旋角 (11)1.3.4 校验齿轮的接触强度 (11)1.4 变速器轴向尺寸 (13)1.5 轴的直径 (13)1.6 各档齿轮齿数的分配 (14)1.6.1 确定常啮合传动齿轮副的齿数 (14)1.6.2 确定其他各档的齿数 (15)2.变速器传动 (16)2.1 传动简图 (16)2.2 同步器（简介） (16)2.2.1 惯性式同步机 (18)2.2.2 同步器工作原理 (18)2.2.3 齿轮材料 (19)2.2.4 齿轮材料、热处理 (20)2.2.5 齿轮精度等级 (20)3.故障诊断与检修 (21)3.1常见故障与检修 (21)3.1.1 变速器的异常声响 (21)3.1.2 变速器跳档 (22)3.1.3 挂档困难 (22)3.1.4 变速器乱档 (23)3.1.5 变速器发热 (23)3.1.6 变速器漏油 (24)3.2 变速器零件的检修 (24)3.2.1 齿轮与花键的检修 (24)3.2.2 轴的检修 (24)3.2.3 锁环式变速器的检修 (24)4.变速器的润滑 (25)4.1 润滑的基本知识 (25)4.2 变速器润滑油 (25)4.3 变速器润滑系统 (25)4.4 变速器零件的清洗 (26)5.变速器的装配 (26)5.1 变速器装配注意事项 (26)5.2 变速器总成的装配 (27)5.3 中间轴后轴承间隙调整方法 (28)英文说明 (29)参考文献 (30)致谢 (31)摘要变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。
第1章概述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机再最有利工况范围内工作。
变速器设有空挡和倒挡。
需要时变速器还有动力输出功能。
用变速器转变发动机的转矩、转速的必要性，以及对外部载荷的适应性，发动机的适应性，使其在最大的转距和最大的功率下工作，速器能够使车辆在最低的稳定的速度下行使，而这种低的车速只靠发动机的最低的稳定转速是难以达到的，发动机的倒档是汽车可以倒退行使，其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间的将发动机与传动系分离。
变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性，传动的稳定性和效率都有着直接的关系，变速器与主减速器以及发动机的参数做优化的匹配，可得到良好的动力性、经济性，采用自锁及互锁装置，倒档安全装置，可使操作可靠，不跳挡，不乱挡，自动换挡和误挂挡，采用同步器可使换挡轻便，无冲击以及噪声。
变速器采用飞溅润滑，第一和第二轴承为了保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应具有如下的设计要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。
2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。
3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。
4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。
5）换挡迅速，省力，方便。
6）工作可靠。
汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。
7）变速器应当有高的工作效率。
8）变速器的工作噪声低。
除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。
满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。
汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。
第2章第变速器传动机构布置方案机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。
传动机构布置方案分析变速器传动机构有两种分类方法。
机械制造专业毕业设计——变速箱壳体机械加工工艺设计一、选题背景变速箱是汽车传动系统的一部分，主要功能是在驱动轮和发动机之间传递动力，经过变速箱降低发动机的转速来提高车辆的牵引力和行驶经济性。
而变速箱壳体作为保护变速箱内部零件的基本部件，它的质量和精度直接关系到变速箱的使用寿命和车辆的行驶安全。
因此，对变速箱壳体的机械加工工艺进行合理的设计和优化是必要的。
二、加工工艺分析（一）工艺条件分析变速箱壳体的机械加工工艺需要满足以下条件：1.材料选择：变速箱壳体常用灰铁、球墨铸铁等材料，具有高强度、高硬度和好的耐磨性。
2.精度要求：壳体内外表面应具有良好的垂直度、平行度和表面光滑度，涉及到孔的大小公差、位置公差等精度要求，误差应控制在0.05mm内。
3.加工精度要求高，需要满足高效、高质、高精的产品加工要求。
4.工艺流程合理确定，适当的钻孔、铰孔、铣削、车削等工艺过程，并合理分配每一个工艺的加工时间。
（二）工艺流程分析经过对变速箱壳体的结构和特点分析，可以确定其加工工艺流程为：锯切-车削车床粗加工-立铣机铣削-数控车床完成孔加工和尺寸精密加工-下料。
1.锯切：根据变速箱壳体的实际尺寸，切割出长度大小合适的原材料。
2.车床粗加工：对壳体的大小外形进行车削，使其达到加工后的理论尺寸。
3.立铣机铣削：借助于立铣机的加工效率和精度，对壳体上的凸台和凹槽进行铣削，使得加工尺寸和精度更加准确。
4.数控车床完成孔加工和尺寸精密加工：应用数控车床加工各种孔位，控制每种孔的加工精度和尺寸精度，达到加工要求的公差范围。
5.下料：完成孔加工和尺寸精密加工后，进行下料作业，去除工件上多余的局部区域，形成成品。
（三）工艺路线分析1.壳体的基本形状是长方体，按照设计标准进行锯切，对毛坯进行初步处理，确保各项尺寸符合设计要求。
2.根据技术要求，按照车床工艺进行工件的粗加工，利用车削车床对外表面进行加工并达到设计要求的公差范围。
3.经过车削车床的工艺加工，为变速箱壳体提供了基础加工的前置工作，之后利用立铣机铣削壳体的凹槽和凸台等细节部位，以期获得加工公差更小、表面更光滑的加工效果。
汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计摘要：目前，随着我国社会不断进步与发展，我国的汽车拥有量呈现出明显的上升趋势。
目前，很多汽车生产厂商，在一定程度上都在为满足人们的日常生活需求与带来更好的驾驶体验而努力。
因此，在随着人们对汽车设计要求不断提高的同时，企业的变速器质量与性能的可靠性备受瞩目，成为诸多汽车设计与制造厂商需要重点关注的内容之一。
汽车的机械式变速器是目前得到诸多好评的变速器，其有着寿命长、稳定性高等优点，是诸多汽车上配备的标准变速器。
但是，为了促进汽车行业更好的进步与发展，在机械式变速器变速传动机构的可靠性方面进行优化设计，更能够提高汽车的变速器使用性能，进而提高汽车的使用性能。
所以，本次主要针对其可靠性进行分析与探究。
关键词：机械式变速器；变速传动机构；可靠性优化汽车的性能优化，在一定程度上离不开汽车的变速器优化，汽车在发展的历史进程中，特别是汽车的主要动力以内燃机为主之后，变速器对于汽车的重要性越发明显，其是确保汽车能够正常使用的关键组成部分，不可缺少。
在实际应用的过程中，变速器能够改变汽车的传动比，能够确保发动机在最有利的范围内为汽车的行驶提供动力，是优化汽车行驶的关键元器件。
本文研究的变速器，之所以能够沿用至今，这与其高效率、高性能、长使用寿命和更强的稳定性有着直接的关系，得到诸多汽车制造厂商与驾驶人员的认可。
但是，在汽车行业的发展中，如何提高机械式变速器在传动性能与减小变速器的体积成为主要的研究内容，是未来汽车主要研究领域之一。
1汽车机械式变速器传动结构的可靠性分析针对汽车机械式变速器传动结构的可靠性分析，在一定程度上需要结合数学建模的方式进行综合研究与探究，其中主要包括了对各个零部件的尺寸、荷载以及制造材料等数据的研究，通过数学建模的方式能够极大程度地提高变速器的设计精准度，是确保变速器设计合理的关键。
因此，下文主要结合数学建模方式对其传动结构的可靠性展开研究。
1.1机械式变速器传动机构可靠度分配首先需要做的就是对其可靠度进行分配，并通过结合约束条件分析的方式对其可靠度进行建模分析。
大连大学本科毕业论文(设计)开题报告论文题目：两轴五档机械式变速器传动机构设计学院：机械工程学院专业、班级机械设计制造及其自动化***名：**指导教师（职称）：刘宇光2013年2 月24 日毕业论文（设计）开题报告要求开题报告既是规范本科生毕业论文工作的重要环节，又是完成高质量毕业论文（设计）的有效保证。
为了使这项工作规范化和制度化，特制定本要求。
一、选题依据1.论文（设计）题目及研究领域；2.论文（设计）工作的理论意义和应用价值；3.目前研究的概况和发展趋势。
二、论文（设计）研究的内容1.重点解决的问题；2.拟开展研究的几个主要方面（论文写作大纲或设计思路）；3.本论文（设计）预期取得的成果。
三、论文（设计）工作安排1.拟采用的主要研究方法（技术路线或设计参数）；2.论文（设计）进度计划。
四、文献查阅及文献综述学生应根据所在学院及指导教师的要求阅读一定量的文献资料，并在此基础上通过分析、研究、综合，形成文献综述。
必要时应在调研、实验或实习的基础上递交相关的报告。
综述或报告作为开题报告的一部分附在后面，要求思路清晰，文理通顺，较全面地反映出本课题的研究背景或前期工作基础。
五、其他要求1.开题报告应在毕业论文（设计）工作开始后的前四周内完成；2.开题报告必须经学院教学指导委员会审查通过；3.开题报告不合格或没有做开题报告的学生，须重做或补做合格后，方能继续论文（设计）工作，否则不允许参加答辩；4.开题报告通过后，原则上不允许更换论文题目或指导教师；5.开题报告的内容，要求打印并装订成册（部分专业可根据需要手写在统一纸张上，但封面需按统一格式打印）。
附：文献综述或报告在全球汽车变速器市场上，目前采用液力自动变速器的乘用车已经占据了相当高的比例，几乎所有的乘用车都提供自动变速器和手动变速器的选装配置，而且在大部分高档豪华车型上只提供自动变速器。
在汽车发达国家自动变速器乘用车已经占了主流地位。
在世界不同国家和地区，自动档车的市场占有率有很大差别。
毕业设计变速器设计计算说明书1.绪论1.1 课题背景及目的本课题是取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，皮卡车在载货或在雨、雪路面上行驶时，动力性好，越野性能出色。
为了满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，所以对变速器的性能要求也更高。
因此，本课题主要是对机械式变速器的设计。
本课题目的根据给定皮卡车的车型参数，来设计皮卡车变速器系统，使汽车在各种工况获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。
通过对皮卡汽车变速器的课题的深入分析和研究，强化我们的开发和设计能力。
运用所学习的知识和技能去分析和解决实际问题，树立严谨的科学态度和工作作风，培养不断思考和学习的能力。
1.2 国内外研究状况汽车变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。
现在的汽车上广泛采用活塞式内燃机，其转矩和变速范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，为了解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器，以满足复杂条件的使用要求。
随着科技的高速发展，人们对汽车的性能要求越来越来高，使用寿命，能源消耗，振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。
1894年变速器由法国人路易斯·雷纳·本哈特和埃米尔·拉瓦索推广在汽车上使用，从此变速器在汽车上就得到广泛的运用。
经过100多年的发展，汽车变速器的技术达到了一个空前的高度，尤其在近几十年，汽车工业在各个国家的高速发展，更加带动了变速器的进步。
随着各个领域的科学技术的发展，在未来变速器主要发展方向：1）节能与环境保护：研究高效率的传动副，来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行，2）应用新型材料：各种新材料的使用推动汽车技术的发展和性能的提高。
3）高性能，低成本，微型化：对变速器进行机构创新的研究，探索变速器的新类型；对传动副的材料和机理进行研究，提高寿命，减小质量；进行变速器的动力学特性和振动研究，以求提高特性，降低噪声；采用先进的制造技术提高变速器的性能和降低成本。
本科毕业论文（设计）题目：小型收割机变速箱学院：工学院姓名：学号：专业：年级：指导教师：二0一四年五月摘要变速箱是由装在变速箱壳体内各轴上不同齿数的齿轮和操纵机构组成的。
根据不同档位的需要将不同轴上不同齿数的齿轮啮合在一起，从而实现不同的传动比以此来实现变速，在变速箱中，齿轮，轴和操纵机构起着重要的作用。
在设计的过程中主要各档传动比进行分配、计算，对各档齿轮齿数分配、计算，并对齿轮进行设计、计算，强度校核；对轴进行强度和刚度校核。
变速箱的操纵机构设计包括选换挡机构设计和锁定机构设计两部分。
选换挡机构包括操纵盖，拨叉，拨快，拨叉轴设计。
锁定机构设计包括自锁机构设计，互锁机构设计和联锁机构设计。
关键字：齿轮；轴；轴操纵机构；锁定机构AbstractThe gearbox is mounted on the shaft by a different number of teeth of the gear in the gearbox housing and the operating mechanism thereof. According to different needs of different shaft type gear teeth engaged with the gear, in order to achieve the different gear ratios in order to achieve, in the gearbox, gear, shaft and plays an important role in the control mechanism. In the design process mainly allocated for each gear ratio, calculated on the number of teeth of each gear allocation, calculation, and gear design, calculation, strength check; strength and stiffness of the shaft checked. The design includes a transmission operating mechanism the shifting mechanism and a locking mechanism designed in two parts. The shifting mechanism includes manipulation cover, fork, dial fast, fork shaft design. The locking mechanism design includes self-locking mechanism design, mechanical design and interlocking interlocking mechanism design.Key words:Gear Axis Manipulation of body Locking mechanism目录前言 (3)1 机械式变速器的概述及其方案的确定 (4)1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 (4)1.1.1 档位数的确定 (4)1.1.2 传动形式的确定 (4)1.1.3 倒档的形式及布置方案 (7)1.1.4 变速器操纵机构方案分析 (9)1.2 变速器主要零件的方案分析 (11)1.2.1 齿轮 (11)1.2.2 轴的结构形式 (11)1.2.3 换档结构型式 (11)2 变速器整体性能参数的确定 (12)2.1 档数和传动比 (12)2.2 中心距 (14)2.3 轴向尺寸 (14)3 齿轮详细参数设计 (15)3.1 齿轮参数 (15)3.1.1 齿轮模数 (15)3.1.2 齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b (16)3.1.3 各档齿轮齿数的确定 (17)3.2 齿轮参数的详细计算及校核 (20)3.2.1 选定齿轮类型、公差等级、材料、齿数及螺旋角 (20)3.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 (20)3.2.2．1 确定设计公式中各参数 (20)3.2.2.2设计计算 (21)3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计： (22)3.2.3.1 确定公式中各参数 (23)3.2.3.2 设计计算 (24)3.2.2几何尺寸计算 (24)各齿轮参数表 (25)4 变速器轴的设计计算 (25)4.1 轴的结构及计算 (25)4.1.1 轴的功用及设计要求 (25)4.1.2 轴的结构形状 (25)4.1.3 轴尺寸初选 (28)4.1.3.1 轴的直径和长度估算与确定 (28)4.1.4 轴的受力分析 (29)4.1.5 轴的强度计算及校核 (32)4.2 轴上花键的设计计算 (35)5 同步器的设计 (36)5.1 同步器的结构 (36)5.2 同步环主要参数的确定 (37)6 操纵机构 (39)6.2 互锁装置 (40)6.3 倒档锁装置 (41)7 变速器轴承的选择 (41)7.1 轴承的转速 (41)7.2 轴承的受力分析 (41)主要参考文献 (45)结论 (46)致谢 (47)前言由于缺乏收割机变速系统的资料，又因为汽车变速系统与收割机变速系统原理一样，故本设计相关参数均选用越野汽车及拖拉机（主要为汽车）。
摘要随着农业技术的发展，机械化生产显得越来越重要。
因为在这个年代生产效率对我们的日常生活尤为重要。
每个人都需要食物。
插秧机就在农业生产中扮演重要角色。
作为插秧机中的一部分，变速器起到控制其运动规律的作用。
通过对市场现有插秧机变速箱的调查研究，我发现一些插秧机的变速箱在可靠性方面欠佳，还有的在机器操纵方面显得比较繁琐。
面对这种情况，我找到一些可以解决这些问题的措施。
所以本篇论文主要针对插秧机的变速箱进行设计。
论文包括插秧机变速箱的背景，变速箱的功能，以及变速箱的设计计算等方面。
设计方面主要包括传动系统的设计，操纵系统的设计以及箱体的设计。
设计中主要应用PRO/E5.0和CAD2008工程制图软件。
关键词：插秧机；变速箱；传动系统；操纵系统浙江理工大学本科毕业设计AbstractWith the development of the argucultural technology, the mechanized production become more and more significant. Because the production efficiency is very vital for our daily life. Everybody needs food. And the rice transplanter play an important role in the argucultural production. As a part of rice transplanter, the gearbox control its form of exercise. According to the study of the market, I find some problem of prevelant gearbox of rice transplanter. Such as the control system is lack of reliability, the machine operation is not very convenient and so on. So face to the phynomenon, I take some measures to treat revelant problems. So this dissertation mainly introduct the design of gearbox. It include the background of gearbox of rice transplanter, the function of gearbox and the calculations about the design of gearbox of rice transplanter. And design of gearbox mainly include the design of transmission system, the design of control and the design of box. This design rely on PROEWildfire 5.0 and AutoCAD 2008.Key words: rice transplanter; gearbox; transmission system; control ststem插秧机机械变速箱设计目录摘要ABSTRACT第一章绪论 (4)1.1引言 (4)1.2国内外研究状况和发展趋势 (4)1.2.1 国内插秧机研究状况 (4)1.2.2 日本插秧机研究状况 (5)1.3高速插秧机的结构组成 (5)1.4高速插秧机中常用的几种变速方式 (7)1.5课题研究目的及意义 (8)1.6设计的主要内容 (8)第二章传动方案的确定 (9)2.1高速插秧机传动关系 (9)2.2机械式变速器传动方案 (9)第三章基本参数的确定与计算 (11)3.1发动机额定参数 (11)3.2传动比的确定 (11)3.3传动装置运动、动力参数运算 (11)3.3.1 各轴转速 (11)3.3.2 各轴功率 (11)3.3.3 各轴转矩 (12)3.4直齿圆柱齿轮的设计计算 (12)3.4.1设计计算低速级齿轮参数 (12)3.4.2 其他齿轮参数 (16)3.5直齿圆柱齿轮的受力计算 (17)第四章轴的设计计算 (18)4.1输入轴的设计计算 (18)4.1.1估算轴的直径 (18)4.1.2轴的结构设计 (18)4.1.3 花键类型的选取 (19)4.1.4 轴承类型的选取 (19)4.1.5 具体长度的选取 (19)浙江理工大学本科毕业设计4.2输出轴的设计计算 (20)4.2.1估算轴的直径 (20)4.2.2轴的结构设计 (20)4.2.3具体长度的选取 (21)4.3惰轮轴的设计计算 (22)4.3.1估算轴的直径 (22)4.3.2 轴的结构设计 (22)4.3.3 具体长度的选取 (23)4.4输出轴的强度校核及轴承寿命校核 (23)4.4.1 按弯扭合成强度条件校核 (23)4.4.2 对轴端轴承进行寿命校核 (24)4.5惰轮轴的强度校核及轴承寿命校核 (25)4.5.1 按弯扭合成强度条件校核 (25)4.5.2 对轴端轴承进行寿命校核 (26)第五章离合器的选用和装配 (28)5.1离合器的选用 (28)5.2摩擦片式离合器简介 (28)5.3摩擦片式离合器原理 (28)5.5摩擦片式离合器装配主要结构 (30)第六章操纵系统及箱体相关设计 (31)6.1操纵系统设计主要内容 (31)6.2操纵系统相关装配 (31)6.3箱体的加工及实物图 (31)第七章总结与展望 (33)7.1论文总结 (33)7.2进一步工作展望 (33)参考文献 (34)致谢 (36)插秧机机械变速箱设计第一章绪论1.1引言我国是传统的农业大国，水稻的产量在我国的粮食作物中最高，比世界稻谷单产的平均值还要高出一倍多，是我国的主要的粮食作物。
机械变速箱传动机构设计姓名：学号：系部名称：汽车工程系班级：指导老师：职称：教授设计初始数据：（方案二）学号：23最高车速：m ax a U =110-23=87Km/h 发动机功率：max e P =66-23/2=54.5 转矩：max e T =210-23×3/2=175.5Nm 总质量：m a =4100-23×2=4054Kg转矩转速：n T =2100r/min 车轮：R16（选205/55R16）r ≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm 1.1.1 变速器各挡传动比的确定 初选传动比：设五挡为直接挡，则5g i =1 m ax a U = 0.377min i i r n g p式中：m ax a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m in g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/minmax e T =9549×pe n P maxα （转矩适应系数α=1.1～1.3）所以，p n =9549×17157)3.1~1.1(⨯=3118.3～3685.3r/min由上述两两式取pn =3400 r/m0i =0.377×maxmin a g p u i r n =0.377×871095.31534003-⨯⨯=4.65双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90% 轻型商用车1g i 在5.0~8.0范围，g η=96%， T η=η×T η=90%×96%=86.4% 最大传动比1g i 的选择：①满足最大爬坡度。
根据汽车行驶方程式dtdum Gi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21 （1.1）汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += （1.2）即，()Te g i Tf Gr i ηαα0max 1sin cos +≥式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，mg G ==4055×9.8=39739N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m ； 0i —主减速器传动比，0i =4.402T η—传动系效率，T η=86.4%；r —车轮半径，r =0.316m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.02；α—爬坡度，取α=16.7°%4.8665.45.1757.16sin 7.16cos 02.0316.040541⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.5.45 ①②满足附着条件。
≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.7即1g i ≤%4.8665.45.175316.07.0%604054⨯⨯⨯⨯⨯=7.715 ②由①②得5.45≤1g i ≤7.715； 又因为轻型商用车1g i =5.0~8.0； 所以，取1g i =5.7 。
其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：q i i i i i i i i g g g g g g g g ====54433221式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：41q i g =，32q i g =，23q i g =，q i g =4 1n 1-=g i q =47.5=1.545所以其他各挡传动比为：1g i =5.7， 2g i =3q =3.68，3g i =2q =2.387，4g i =q =1.545，5g i =1为了减少高档较大的冲击力，高档的传动比应该比较接近，。
1.1.2 中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式31max g g e A i T K A η= （1.3）式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，商用车：A K =8.6～9.6； max e T —发动机最大转矩（N .m ）； 1g i —变速器一挡传动比，1g i =5.7；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m 。
则，31max g e A i T K A η==3%967.55.175)6.96.8(⨯⨯～ =84.3485—94.1564初选中心距A =90m 。
1.2 齿轮参数1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。
由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。
其取值范围是：乘用车和总质量a m 在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm ；总质量a m 大于14.0t 的货车为3.5～5.0mm 。
选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。
表1.2.1 汽车变速器齿轮法向模数表1.2.2 汽车变速器常用齿轮模数根据表1.2.1及1.2.2，齿轮的模数定为4.0mm 。
2、压力角α理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。
国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。
3、螺旋角β实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。
在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。
斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。
设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。
因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。
为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。
货车变速器螺旋角：18°～26°初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24°，其余挡斜齿轮螺旋角24°。
4、齿宽b直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5。
采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm ，取4mm 。
5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。
1.3 各挡齿轮齿数的分配1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-二轴五挡齿轮 4-中间轴五挡变速器 5-二轴四挡齿轮 6-中间轴四挡齿轮 7-二周三挡齿轮 8-中间轴三挡齿轮 9-二轴二挡齿轮 10-中间轴二挡齿轮 11-二轴一挡齿轮 12-中间轴一挡齿轮13-二轴倒挡齿轮 14-中间轴倒挡齿轮 15-倒挡中间齿轮图1.3.1变速器传动示意图如图1.3.1所示为变速器的传动示意图。
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。
应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。
1、确定一挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12-17之间选用，最小为12-14，取10Z =13，一挡齿轮为斜齿轮。
一挡传动比为101921g Z Z Z Z i =（1.4） 为了求9Z ，10Z 的齿数，先求其齿数和h Z ，斜齿nh m A Z 109cos 2-=β （1.5）=424cos 902︒⨯ =42.286 取h Z =42即9Z =h Z -10Z =42-3=29 2、对中心距A 进行修正因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。
βcos 2mAnhZ ==︒+⨯cos24229134）（=91.94为A=92m对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 t α： tan t α=tan n α/cos 10-9β=.398 t α∴=21.43 啮合角 ,t α： cos ,t α=t oAA αcos =0.932,t α∴=21.52 变位系数之和 ()()nt ,t 109n tan 2αααξinv inv z z -+=∑=0.62 查变位系数线图得：38.2109==z z u 42.010=ξ 2.010n 9=-=∑ξξξ 计算精确值10-9β：A=10-9ncos 2mβhZ ︒=∴-07.24109β计算一挡齿轮9、10参数：分度圆直径 10-99n 9cos /m βz d ==4×29/cos24.07°=127.004mm 10-910n 10cos /m βz d ==4×13/cos24.07°=56.95mm 齿顶高 ()n n 9an 9y h m h a ∆-+=*ξ=3.26mm ()n n 10an 10y h m h a ∆-+=*ξ=2.38mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.015 n n n y y -=∆∑ξ=0.605齿根高 ()n 9an 9h m c h f ξ-+=**=3.32mm ()n 10an 10h m c h f ξ-+=**=4.2mm齿全高 9f a9h h +=h =6.58mm 齿顶圆直径 99a92a h d d +==133.52mm 10a 10102h d d a +==61.71mm齿根圆直径 9992f f h d d -==36.32004.127⨯-=120.4mm 1010102f f h d d -==56.95-2×3.8=48.55mm 当量齿数 10-9399v cos /z z β==38.16 10-931010v cos /z z β==17.113、确定常啮合传动齿轮副的齿数（2-1β=24） 由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比9101g 12Z Z i Z Z = （1.6） =29137.5⨯=2.56 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即()2121cos 2-+=βZ Z m A n （1.7）nm A Z Z 2121cos 2-=+β=420cos 922︒⨯=42.29由式（1.6）、（1.7）得1Z =11.87，2Z =30.42取整为1Z =12，2Z =31，则：101921gZ Z Z Z i ='=13123129⨯⨯=5.76≈1g i =5.7 对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()2121cos 2-+=βZ Z m A n o =()︒+⨯20cos 231124=91.5mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos 21-β=0.387 t α=21.17° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==17.21cos 9252.91 96.21,=t α 变位系数之和 ()()nt t inv inv z z αααξtan 2,21n -+=∑=()()︒︒-︒+20tan 217.2196.213112inv inv=0.64查变位系数线图得：58.212==z z u 45.01=ξ 19.045.064.02=-=ξ 计算精确值21-β：A=21ncos 2m-βhZ ︒=∴-56.2321β常啮合齿轮数：分度圆直径 211cos βnm z d ==51.35mm 222cos βnm z d ==132.65mm 齿顶高 ()n n 1an 1y h m h a ∆-+=*ξ=（1+0.45+0.515）×4=3.74mm ()n n 2an 10y h m h a ∆-+=*ξ=（1+0.19+0.515）×4=2.7mm式中：n 0n /m A A y ）（-==（92-91.5）/4=0.125 n n n y y -=∆∑ξ=0.515齿根高 ()n 1n an 1h m c h f ξ-+=**=（1+0.25-0.45）×4=3.2mm ()n2nan2hm c h f ξ-+=**=（1+0.25+0.19）×4=4.24mm齿全高 1f a1h h +=h =6.94齿顶圆直径 11a12a h d d +==58.83mm 2a 222h d d a +==138.05mm 齿根圆直径 1112f f h d d -==44.95mm 2222f f h d d -==124.17mm 当量齿数 2311v cos /z z β==14.69 2322v cos /z z β==37.944、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选87-β=24°81722Z Z Z Z i g =（1.8） 21287Z Z i Z Z g ==291368.3⨯=1.65 ()8787n cos 2-+=βZ Z m A （1.9）n 8787cos 2m A Z Z -=+β=420cos 922︒⨯=43.22 由式（1.8）、（1.9）得7Z =25.29，8Z =17.93取整为7Z =25，8Z =18则，81722Z Z Z Z i ='=18122531⨯⨯=3.59≈2g i =3.68 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()8787cos 2-+=βZ Z m A n o =91.5mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos 87-β t α=21.17° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒17.21cos 925.91 ︒=96.21,t α变位系数之和 ()nt ,t 87n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=0.64 查变位系数线图得： 38.187==z z u =∑n ξ0 8ξ=0.40 7ξ=0.24 计算精确值87-β：()8787cos 2-+=βZ Z m A n 87-β=20.8°二挡齿轮参数：分度圆直径 8777cos -=βnm z d =106.97mm8788cos -=βnm z d =77.02mm齿顶高 ()n n 7an 7y h m h a ∆-+=*ξ=2.9mm ()n n 8an 8y h m h a ∆-+=*ξ=3.54mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.515 n n n y y -=∆∑ξ=0.125齿根高 ()n 7n an 7h m c h f ξ-+=**=4.04mm ()n8nan2hm c h f ξ-+=**=3.4mm齿全高7f a7h h +=h =6.94mm齿顶圆直径 77a72a h d d +==112.77mm 8a 882h d d a +==84.1mm 齿根圆直径 7772f f h d d -==98.89mm 8882f f h d d -==70.22mm 当量齿数 87377v cos /z z -=β=30.60 87388v cos /z z -=β=22.03（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选65-β=24°21365Z Zi Z Z = （1 ()6565cos 2-+=βZ Z m A n （3.11）由式（3.10）、（3.11）得5Z =27.35，6Z =29.9取整5Z =27，6Z =2961523Z Z Z Z i g =' =29122731⨯⨯=2.4≈3g i =2.387 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 ()6565cos 2-+=βZ Z m A n o =91.94mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos 65-β=0.393 t α=21.72° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==72.21cos 9294.91 ︒=80.21,t α变位系数之和 ()nt ,t 65n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=0.015 查变位系数线图得：07.165==z z u 6ξ=0.05 5ξ=0.48-0.3=-0.035计算精确值65-β：()6565cos 2-+=βZ Z m A n ︒=-24.0765β三挡齿轮5、6参数：分度圆直径 6555cos -=βnm z d =88.71mm6566cos -=βnm z d =95.28mm齿顶高 ()n n 5an 5y h m h a ∆-+=*ξ=3.165mm()n n 6an 6y h m h a ∆-+=*ξ=2.91mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.02 n n n y y -=∆∑ξ=-0.005 齿根高 ()n 5n an 5h m c h f ξ-+=**=3.6mm ()n6nan6hm c h f ξ-+=**=3.855mm齿全高 5f a5h h +=h =6.51mm 齿顶圆直径 55a52a h d d +==95.04mm 6a 662h d d a +==87.57mm 齿根圆直径 5552f f h d d -==81.51mm 6662f f h d d -==101.1mm 当量齿数 65355v cos /z z -=β=35.53 65366v cos /z z -=β=38.16（3）四挡齿轮为斜齿轮，21443Z Zi Z Z g = （1.12） ()4343cos 2-+=βZ Z m A n （1.13）⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛++=--4321243211tan tan z z z z z ββ （1.14）由（1.12）、（1.13）、（1.14）得3Z =21.53，4Z =36.12︒=20β 取整3Z =21，4Z =37则：4g i =37122131⨯⨯=1.47 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()4343cos 2-+=βZ Z m A n o =92.58mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos 43-β=0.387 t α=21.17° 端面啮合角 t ot AA ααcos cos ,=︒=21.20,t α变位系数之和 ()nt ,t 43n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=-0.18 查变位系数线图得： 76.134==z z u 3ξ=0.2 4ξ=-0.22-0.16=-0.02 精确值43-β=︒18.98 四挡齿轮3、4参数：分度圆直径 4333cos -=βnm z d =66.62mm4344cos -=βnm z d =177.38mm齿顶高 ()n n 3an 3y h m h a ∆-+=*ξ=3.56mm ()n n 4an 4y h m h a ∆-+=*ξ=2.9mm式中：n 0n /m A A y ）（-==-0.193n n n y y -=∆∑ξ=0.013齿根高 ()n 3n an 3h m c h f ξ-+=**=3.15mm ()n4nan4hm c h f ξ-+=**=3.81mm齿全高 3f a3h h +=h =6.71mm 齿顶圆直径 33a32a h d d +==73.74mm 4a 442h d d a +==123.18mm 齿根圆直径 3332f f h d d -==60.32mm 4442f f h d d -==109.76mm 当量齿数 4333v cos /z z β==24.83 4344v cos /z z β==43.765、确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮13Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距，A 。
