变速器设计说明书 正文
汽车设计变速器设计说明书
第一章基本数据选择1、1设计初始数据:（方案二）学号：12;最高车速:U amax =110-12=98km/h ； 发动机功率：P emax =66-12/2=60kW ； 转矩：T emax =210-12 X 3/2=192Nm; 总质量:m a =4100-12X 2=4076kg; 转矩转速:n T =2100r/mi n; 车轮:R16（选 205/55R16）; r~ R=16X 2、54X 10/2+0、55X 205=315.95mm2.1.1变速器各挡传动比的确定1、初选传动比： 设五挡为直接挡，则i g5=1T emax =9549X 上輕（式中=1、1 〜1、3）（1 1 〜1 3） 60所以，n p =9549X （.〜.丿——=3282、47〜3879、28r/min 192取 n p =3500r/mi n式中:U amax —最咼车速—发动机最大功率转速r—车轮半径 1 gmi n—变速器最小传动比 i o—主减速器传动比U 0、a maxn p rigminI 。
377n p/叶=3500/2100=1、67在1、4〜2、0范围内，符合要求双曲面主减速器，当i0詬时，取=90%,i0?6时，=85%轻型商用车i g!在5、0~& 0范围,g=96%, T = X g =90% X 96%=86、4%①最大传动比i g!的选择:满足最大爬坡度：根据汽车行驶方程式汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为T emax i g i 0 TGfcosr度,G mg =4076X 9、8=39944、8N;T emax —发动机最大转矩,T e max =192N、m;i°—主减速器传动比，i°=4、25;T—传动系效率,T=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;—爬坡度,取=16、7°4076 9.8 (0.02 cos16.7 sin16.7 )) 0.316 i g1g192 4.25 86.4%Gr fcos sin式中：G —作用在汽车上的重力,G mg , m —汽车质量,g —重力加速i o =0、377 Xn p ri g max i 0=0、377X3500 315.95 10 =4、2598T emax i g i。
变速器设计说明书 正文
第1章 变速器主要参数的计算及校核学号：15最高车速：max a U =113Km/h 发动机功率：max e P =65.5KW 转矩：max e T =206.5Nm 总质量：m a =4123Kg转矩转速：n T =2200r/min 车轮：R16（选6.00R16LT ）1.1设计的初始数据表1.1已知基本数据车轮：R16（选6.00R16LT ） 查GB/T2977-2008 r=337mm1.2变速器传动比的确定确定Ι档传动比：汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。
故有：ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg +==max ψmg （1.1）式中：G ----作用在汽车上的重力，m g G =；m ----汽车质量；g ----重力加速度，41239.840405.4G mg N ==⨯=；max e T —发动机最大转矩，m N T e ⋅=174max ；0i —主减速器传动比，0 4.36i =；T η—传动系效率，%4.86=T η；r —车轮半径，0.337r m =；f —滚动阻力系数，对于货车取02.0=f ；α—爬坡度，30%换算为16.7α=。
则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为：Te r g i T mgr i η0max max1ψ≥=41239.80.2940.337 5.17206.5 4.3686.4%⨯⨯⨯=⨯⨯ （1.2） 驱动轮与路面的附着条件：≤rTg r i i T η01emax φ2G （1.3）2G ----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；8.0~7.0=ϕ取75.0=ϕ1g i ≤2max 00.641239.80.750.3377.9206.5 4.3686.4%r e T G r T i φη⨯⨯⨯⨯==⨯⨯综上可知：15.177.9g i ≤≤ 取1 5.8g i = 其他各档传动比的确定： 按等比级数分配原则：q i i i i i i i i g g g g g g g g ====54433221 （1.4）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 =41n 1-=g i q1.55=高档使用率比较高，低档使用率比较低，所以可使高档传动比较小，所以取其他各挡传动比分别为：2g i =3 3.7q =；23 2.4g i q ==；4 1.55g i q ==1.3中心距A1.3.1初选中心距 可根据下述经验公式31max g e A i T K A η= （1.5）式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，商用车：6.96.8-=A K ；max e T —发动机最大转矩（N.m ）； 1i —变速器一挡传动比，8.51g =i ；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max 206.5e T N m =⋅。
轻型货车变速器设计说明书
目录第1章绪论 (1)1.1 概述 (2)1.2 国内外研究状况和发展方向 (2)第2章传动方案及零部件结构分析 (5)2.1 变速器的基本设计要求 (5)2.2 变速器传动机构布置方案 (5)2.3 本章小结 (10)第3章变速器主要参数的选择与计算 (11)3.1 挡数的选择 (11)3.2 传动比的确定 (12)3.3 中心距A的确定 (13)3.4 外形尺寸的初选 (14)3.5 齿轮参数选择 (14)3.6 各挡齿轮齿数分配 (18)3.7 变速器齿轮的变位 (22)3.8 本章小结 (24)第4章齿轮与轴的设计计算 (25)4.1 齿轮设计与计算 (25)4.2 轴的设计与计算 (32)4.3 轴承的选择与校核 (39)4.4 本章小结 (42)第5章变速器同步器及操纵机构的选择 (43)5.1 同步器 (43)5.2 操纵机构的选择 (46)5.3 变速器壳体的设计 (47)5.4 本章小结 (48)结论 (49)致谢 (50)I参考文献 (51)II第1章绪论1.1 概述轻型货车主要从事城市市区或农村间中短途距离运输的交通工具，具有机动灵活、快捷方便的优势，特别是在运输吨位不大且距离又比较近时，轻型货车便发挥出巨大优势。
近几年来随着我国城市规模的不断扩大，城市市区间越来越需要轻型货车。
变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要部件之一。
本设计是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。
其中本设计的重点部分是档位传动比的选择及计算依据、齿轮参数的选择计算及校核、二轴及中间轴的强度校核等。
通过查阅图书馆电子资源和馆藏图书，了解变速器研究领域的最新发展动向；阅读关于变速器设计方面的书籍，学习变速器设计的过程、步骤、方法和经验教训，解决设计过程中遇到的自己不能解决的问题；去实验室动手拆装此类型的变速器，了解变速器的结构与工作原理进行变速器的设计和计算。
变速器设计课程设计说明书
变速器设计说明书课程名称: 基于整车匹配的变速器总体及整车动力性计算院（部）：机电学院专业：车辆工程班级：车辆101学生姓名：学号：指导老师：设计时限：2013.7.1-2013.7.21目录1概述 (1)2基于整车性能匹配的变速器的设计 (2)2.1变速器总体尺寸的确定及变速器机构形式的选择 (2)2.2变速器档位及各档传动比等各项参数的总体设计 (3)2.3在满足中心距，传动比，轴向力平衡的条件下确定个档位齿轮的参数 (4)2.3.1确定第一档齿轮传动比 (4)2.3.3确定常啮合齿轮传动比 (4)2.3.4确定第二档 (5)2.3.5确定第三档 (6)2.3.6确定第四档 (7)2.3.7确定第五档 (8)2.3.8确定倒挡 (8)3 对整车的动力性进行计算 (9)3.1计算最高车速 (9)3.2最大爬坡度 (9)3.3最大加速度 (9)4 采用面向对象的程序设计语言进行程序设计 (10)4.1程序框图 (10)4.2程序运行图 (11)4.3发动机外特性曲线 (12)4.4驱动力与行驶阻力图 (13)4.5动力特性图 (14)4.6加速度曲线图 (15)4.7爬坡度图 (16)4.8 加速度倒数曲线 (17)5 总结 (18)6 参考文献 (19)1概述本课程设计是在完成基础课和大部分专业课学习后的一个集中实践教学环节，是应用已学到的理论知识来解决实际工程问题的一次训练，并为毕业设计奠定基础。
本设计将会使用到《汽车构造》，《汽车理论》，《汽车设计》等参考文献，在整个过程中将要定位变速器的结构，齿轮的布置以及各项齿轮的参数，如齿数，轴距等参数。
第二个阶段就是用vb编程带入计算值绘制汽车行驶力与阻力平衡图，动力特性图，加速度倒数曲线。
1：培养具有汽车初步设计能力。
通过思想，原则和方法体现出来的。
2：复习汽车构造，汽车理论，汽车设计以及相关课程进行必要的复习。
3：学习使用vb编程软件。
4：处理各齿轮相互之间轴向力平衡的问题。
汽车设计变速器设计说明书
第一章 基本数据选择设计初始数据：（方案二）学号：12；最高车速：m ax a U =110-12=98km/h ； 发动机功率：m ax e P =66-12/2=60kW ； 转矩：max e T =210-12×3/2=192Nm ； 总质量：m a =4100-12×2=4076kg ；转矩转速：n=2100r/min ； 车轮：R16（选205/55R16） ；r ≈R=16××10/2+×205=315.95mm 。
2.1.1 变速器各挡传动比的确定1.初选传动比： 设五挡为直接挡，则5g i =1 m ax a U =min 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max e T =9549×pe n P maxα （式中α=～）所以，p n =9549×19260)3.1~1.1(⨯=～min取p n =3500r/minp n / T n =3500/2100=在～范围内，符合要求0i =×0max i i rn g p =×981095.31535003-⨯⨯=双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90%，0i ›6时，η=85%。
轻型商用车1g i 在~范围，g η=96%， T η=η×g η=90%×96%=% ①最大传动比1g i 的选择： 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 （）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += （）即，()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin 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 ==4076×=；max e T —发动机最大转矩，max e T =； 0i —主减速器传动比，0i =；T η—传动系效率，T η=%；r —车轮半径，r =0.316m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =；α—爬坡度，取α=°%4.8625.4192316.0)7.16sin 7.16cos 02.0(8.940761⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =②最小传动比1g i 的选择 满足附着条件：≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面，φ=~，取φ=即1g i ≤%4.8625.4192316.075.0%608.94076⨯⨯⨯⨯⨯⨯=由①②得≤1g i ≤； 又因为轻型商用车1g i =~； 所以，取1g i = 。
机械式变速器设计电子说明书word精品文档8页
一、课程设计任务书1题目商用车总体设计及各总成选型设计——变速器的设计。
2要求为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构形式，计算确定各总成部件的主要参数，详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。
其具体参数如下额定装载质量3000kg最大总质最6750kg最大车速75km/h比功率10kw/t比转矩33N . m/t3设计计算要求(1)根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式，注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。
(2)确定汽车主要参数。
1)主要尺寸，可从参考资料中获取。
2)进行汽车轴荷分配。
3)百公里油耗。
4)最小转弯直径。
5)通过性几何参数。
6)制动性参数。
(3)选定发动机功率、转速、扭矩，可参考已有车型。
(4)离合器的结构形式选择、主要参数计算。
(5)确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。
(6)确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
(7)机械式变速器形式选择，主要参数计算，设置合理的挡位数，计算出各挡的速比(8)驱动桥结构形式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。
(9)悬架导向机构结构形式。
(10)转向器结构形式选择、主要参数计算。
(11)前后轴制动器形式选择、制动管路系统形式、主要参数计算。
4完成内容(l)总成装配图1张（1号图）。
(2)零件图l张（3号图）。
(3)零件图l张（3号图）。
(4设计计算说明书1份二、汽车主要参数确定1根据已知数据，确定轴数、驱动形式，布置形式(1)确定轴数。
由单轴最大允许轴载质最为10t，双轴汽车结构简单，制造成本低，故采用双轴方案(2)驱动形式。
采用4x2形式，后轮双胎驱动。
(3)布置形式。
驾驶室采用平头形式，发动机前置，直列四缸柴油发动机。
2汽车主要尺寸(1)外廓尺寸。
总长：6050mm总宽2076mm总高：2190mm驾驶室后围至车箱尾部尺寸：4354mm(2)轴距和轮距。
变速器设计说明书
课程设计论文（设计）（普通高等教育）论文题目汽车专业课程设计机械式变速器——计算说明书学 院 工学院 专业名称 车辆工程 班 级 车辆101 学 号 101024112 姓 名潘浩指导教师 王青春 职 称副教授目录1.1主要技术参数 .................................................................................................. - 2 -1.2传动方案和零部件方案的确定.......................................................................... - 2 -1.2.1传动方案的初步确定 .............................................................................. - 2 -1.2.2零部件结构形式 ..................................................................................... - 2 -1.2.3档位数的确定......................................................................................... - 3 -1.3传动比的确定 .................................................................................................. - 4 -1.3.1最低档传动比确定.................................................................................. - 4 -1.3.2变速器传动原理图.................................................................................. - 5 -1.3.3其他各档传动比初选 .............................................................................. - 6 -1.4中心距A的确定............................................................................................... - 6 -1.5 变速器的轴向尺寸 .......................................................................................... - 7 -1.6 齿轮参数的选择.............................................................................................. - 7 -1.6.1齿轮模数................................................................................................ - 7 -1.6.2压力角α................................................................................................. - 8 -1.6.3螺旋角β................................................................................................. - 8 -1.6.4齿宽b .................................................................................................... - 8 -1.6.5齿顶高系数 ............................................................................................ - 9 -1.7各档齿轮齿数的分配及传动比的确定 ............................................................... - 9 -1.7.1一档齿数的确定 ..................................................................................... - 9 -1.7.2对中心距A进行修正.............................................................................. - 9 -1.7.3常啮合传动齿轮副齿数的确定 ................................................................ - 9 -1.7.4确定其他各档齿轮的齿数 ....................................................................... - 9 -1.7.5齿轮最终尺寸的确定 .............................................................................- 11 -2.1齿轮材料的选择原则.......................................................................................- 12 -2.2变速器弯曲强度校核.......................................................................................- 12 -2.2.1各轴转矩的计算：.................................................................................- 12 -2.2.2直齿齿轮弯曲强度计算..........................................................................- 13 -2.2.3斜齿齿轮弯曲强度计算..........................................................................- 14 -2.2.4齿轮轮齿接触应力计算..........................................................................- 17 -3.1轴的结构和尺寸设计.......................................................................................- 21 -3.1.1初选轴的直径........................................................................................- 21 -3.1.2轴最小直径的确定.................................................................................- 22 -3.1.3设计轴的各段尺寸.................................................................................- 23 -3.2轴的强度计算 .................................................................................................- 23 -3.2.1轴的挠度验算........................................................................................- 24 -3.2.1轴的强度验算........................................................................................- 27 -第一章变速器主要参数的选择与计算1.1主要技术参数表1.1变速器主要技术参数1.2传动方案和零部件方案的确定采用中间轴式变速器传动方案。
轿车变速器设计说明书
目录第一章总体方案设计 (1)1.1 汽车参数的选择 (1)1.2 变速器设计应满足的基本要求 (1)第二章变速器传动机构布置方案 (2)2.1 传动机构布置方案分析 (2)2.1.1 固定轴式变速器 (2)2.1.2 倒挡布置方案 (2)第三章变速器传动比分配及个档传动比确立 (3)第四章变速器设计和计算 (5)4.1 挡数 (5)4.2中心距A (6)4.3 外形尺寸 (6)4.4齿轮参数 (7)4.4.1 模数的选取 (7)4.4.2 压力角α (7)4.4.3 螺旋角β (7)4.4.4 齿宽b (8)4.4.5 各挡齿轮齿数的分配 (8)4.4.6 确定一挡齿轮的齿数 (9)4.5.1 齿轮材料的选择原则 (14)4.5.2计算各轴的转矩 (15)4.5.3轮齿强度计算 (15)轮齿弯曲强度计算 (15)第六章轴及轴上支承联接件的校核 (22)6.6.1轴的工艺要求 (22)第七章轴承校核 (29)7.7.1轴承校核 (29)7.7.2输入轴轴承校核 (29)7.7.3 输出轴轴承校核 (31)参考文献 (1)第一章总体方案设计1.1 汽车参数的选择根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表表1-1设计基本参数表1.2 变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求.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。
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。
第二章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。
最新变速器课程设计说明书
变速器课程设计说明书目录目录 0第1章变速器的设计与计算 (1)1 方案的选择 (1)2 档数 (1)3 传动比范围 (1)4变速器各档传动比的确定 (2)5 中心距的选择 (4)6变速器的外形尺寸 (4)变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。
. 4货车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： (4)⨯==AL mm (4)5.3=5.3.625653737齿轮参数的选择 (4)8各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 (6)第2章变速器齿轮强度校核 (11)1齿轮材料的选择原则 (11)2变速器齿轮弯曲强度校核 (11)第3章轴的设计和校核 (17)1轴的结构和尺寸设计 (17)2初选轴的直径 (17)3轴的刚度计算 (17)4轴的强度计算 (20)第4章轴承的选择和校核 (30)1 中间轴轴承的选择与寿命计算 (30)2 输出轴轴承的选择与寿命计算 (31)参考文献 (33)第1章变速器的设计与计算1 方案的选择最高车速 120 Km/h整车总质量 4800 Kg最大功率 55 Kw最大转矩 201 N·m最大转矩转速 2250 r/min前轮胎规格165/60 R142 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。
目前，乘用车一般用5～6个档位的变速器。
发动机排量大的乘用车变速器多用6个档。
商用车变速器采用4～5个档或多档。
载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。
多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。
档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。
2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。
因此，本次设计的变速器为6档变速器。
3 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。
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目录第1章变速器的设计与计算 (1)1方案的选择 (1)2 档数 (1)3传动比范围 (1)4变速器各档传动比的定 (2)5中心距的选择 (4)6 变速器的外形尺寸 (5)7齿轮参数的选择 (5)8 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 (7)9 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角调整 (11)第2章变速器齿轮强度校核 (16)1 齿轮材料的选择原则 (16)2 变速器齿轮弯曲强度校核 (16)3 轮齿接触应力校核 (19)第3章轴的设计和校核 (21)1 轴的结构和尺寸设计 (21)2初选轴的直径 (21)3 轴的刚度计算 (22)4 轴的强度计算 (29)第4章轴承选择与寿命计算 (35)1 输入轴轴承的选择与寿命计算 (35)2 输出轴轴承的选择与寿命计算 (40)第5章同步器的选择………………………………………………………………………1 同步器的选择412 同步器的校核参考文献 (40)第1章变速器的设计与计算1 方案的选择最高车速 150 Km/h整车总质量 1200 Kg最大功率 65 Kw最大转矩 145 N·m最大转矩转速 5500 r/min前轮胎规格165/60 R142 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。
目前，乘用车一般用5～6个档位的变速器。
发动机排量大的乘用车变速器多用6个档。
商用车变速器采用4～5个档或多档。
载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。
多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。
档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。
2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。
因此，本次设计的变速器为5档变速器。
3 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。
最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。
汽车设计变速器设计说明书
第一章基本数据选择1.1设计初始数据：（方案二）学号：12；最高车速：m ax a U =110-12=98km/h ； 发动机功率：m ax e P =66-12/2=60kW ； 转矩：max e T =210-12×3/2=192Nm ； 总质量：m a =4100-12×2=4076kg ；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 。
2.1.1 变速器各挡传动比的确定1.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max e T =9549×pe n P maxα （式中α=1.1～1.3）所以，p n =9549×19260)3.1~1.1(⨯=3282.47～3879.28r/min取p n =3500r/minp n / T n =3500/2100=1.67在1.4～2.0围，符合要求0i =0.377×0max i i rn g p =0.377×981095.31535003-⨯⨯=4.25双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90%，0i ›6时，η=85%。
轻型商用车1g i 在5.0~8.0围，g η=96%， T η=η×g η=90%×96%=86.4% ①最大传动比1g i 的选择： 满足最大爬坡度： 根据汽车行驶方程式dtdu m 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、干砂路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += （1.2）即，()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin 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 ==4076×9.8=39944.8N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m ；0i —主减速器传动比，0i =4.25；T 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° %4.8625.4192316.0)7.16sin 7.16cos 02.0(8.940761⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.49②最小传动比1g i 的选择 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=0.75 即1g i ≤%4.8625.4192316.075.0%608.94076⨯⨯⨯⨯⨯⨯=8.055由①②得5.49≤1g i ≤8.055； 又因为轻型商用车1g i =5.0~8.0； 所以，取1g i =6.0 。
变速器设计说明书
除此之外，变速器还应当轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。
满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、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。
变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式分类。
两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。
1-输入轴2-接合套3-里程表齿轮4-同步环5-半轴6-主减速器被动齿轮7-差速器壳
对变速器提出如下要求：
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)设置倒挡，使汽车能倒退行驶。
4)设置动力输出装置，需要是能进行功率输出。
5)换档迅速、省力、方便。
6)工作可靠。汽车行使过程中，变速器不得跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。
7)变速器应有高的工作效率。
在原有变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操作方向发展的趋势。
2.变速器结构方案的确定
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，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。
2.1传动机构布置方案分析
8-半轴齿轮9-行星齿轮10、11-输出轴12-主减速器主动齿轮13-花键毂
图2-2两轴五当变速器传动简图
有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。
变速器设计说明书
设计结论表明，变速器齿轮及各轴尺寸确定，各轴强度的校核满足设计要求，设计结构合理。
关键词：变速器；齿轮；中间轴；同步器
Abstract
Transmission is a transmission device which can fix or change gear ratio at the output shaft and the transmission input shaft, also known as the gearbox, transmission is one of the most important components.
This design is a manual transmission gearbox ofmedium truck.A scheme of structure with three shafts, five (5+1) shifts andLocking pin type synchronizerwas adopted here,combine to pour to block wheel gear and stir fork to carry on a reasonable decoration.The first and second shafts were arranged in line. This kind of structure reduces the gearbox dimension in the axis direction,in assurance block to count under the constant circumstance, decrease wheel gear number.Therefore makes the designed transmission gearbox more compact.
两轴式变速器设计说明书
第1章 变速器主要参数的选择与计算1.1 设计初始数据最高车速：max a u =200Km/h 发动机最大功率：max e P =120KW 最大转矩：max e T =238m N * 整备质量：a m =1700Kg 最大转矩转速：T n =3500r/min 车轮：215/55R171.2 变速器各挡传动比的确定①满足最大爬坡度()Te g i Tf Gr i ηαα0max 1sin cos +≥（1.1）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 ==20090N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =238N .m ；T η—传动系效率，T η=90%；r —车轮半径，r =0.3334m ；f —滚动阻力系数，取f =0.015；α—爬坡度，取α=20°带入数值计算得59.1101≥i i g②满足附着条件：≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ （1.2）Φ为附着系数，取值范围为0.5~0.6，取为0.6z2F 为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg ；计算得01i i g ≤18.35 ； ② 由①②得11.59≤1g i ≤18.35 ； 取1g i =3.0 0.40=i ；0.1201=i i g 在计算范围内。
/n min min 377.0r U =01i i g =7.96km/h<10km/h ，检验最低稳定车速合格，故传动比合适。
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 （1.3）式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；五档设置为直接当故15=g i ，因此，各挡的传动比为：1n 51/-=g g i i q =40.3=1.32 （1.4）所以其他各挡传动比为：1g i =3.0， 2g i =3q =2.27，3g i =2q =1.72，4g i =1.30 ，5g i =11.3 变速器传动方案的确定图2-1a 为常见的倒挡布置方案。
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第1章 变速器主要参数的计算及校核学号：15最高车速：m ax a U =113Km/h 发动机功率：m ax e P =65.5KW 转矩：max e T =206.5Nm 总质量：m a =4123Kg转矩转速：n T =2200r/min 车轮：R16（选6.00R16LT ）1.1设计的初始数据表1.1已知基本数据车轮：R16（选6.00R16LT ） 查GB/T2977-2008 r=337mm1.2变速器传动比的确定确定Ι档传动比：汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。
故有：ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg +==max ψmg （1.1）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，41239.840405.4G mg N ==⨯=；max e T —发动机最大转矩，m N T e ⋅=174max ；0i —主减速器传动比，0 4.36i =；T η—传动系效率，%4.86=T η；r —车轮半径，0.337r m =；f —滚动阻力系数，对于货车取02.0=f ；α—爬坡度，30%换算为16.7α=。
则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为：Te r g i T mgr i η0max max 1ψ≥=41239.80.2940.3375.17206.5 4.3686.4%⨯⨯⨯=⨯⨯ （1.2） 驱动轮与路面的附着条件：≤rTg r i i T η01emax φ2G （1.3）2G ----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；8.0~7.0=ϕ取75.0=ϕ1g i ≤2max 00.641239.80.750.3377.9206.5 4.3686.4%r e T G r T i φη⨯⨯⨯⨯==⨯⨯综上可知：15.177.9g i ≤≤ 取1 5.8g i = 其他各档传动比的确定： 按等比级数分配原则：q i i i i i i i i g g g g g g g g ====54433221 （1.4）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 q1.55=高档使用率比较高，低档使用率比较低，所以可使高档传动比较小，所以取其他各挡传动比分别为：2g i =3 3.7q =；23 2.4g i q ==；4 1.55g i q ==1.3中心距A1.3.1初选中心距 可根据下述经验公式31max g e A i T K A η= （1.5）式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，商用车：6.96.8-=A K ； max e T —发动机最大转矩（N.m ）；1i —变速器一挡传动比，8.51g =i ；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max 206.5e T N m =⋅。
则，31max g e A i T K A η=3(8.69.6)206.5=86.49100.57mm =-初选中心距96A mm =。
1.3.2变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸:(2.7 3.0)(2.7 3.0)96259.2288A -=-⨯=-mm 。
1.4齿轮参数及齿轮材料的选择1.4.1齿轮模数同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形。
出于工艺性考虑，同一变速器的接合齿采用同一模数。
轻中型货车为2.0-3.5，选取较小的模数并增多齿数有利于换挡。
变速器一档及倒档模数为3.5mm ，其他档位为3.0。
1.4.2齿形、压力角α及螺旋角β根据刘维信的《汽车设计》表6-3汽车变速器齿轮的齿形，压力角及螺旋角分别为：表1.2选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。
为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一，第二轴上的斜齿轮一律取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
1.4.3齿宽b通常是根据齿轮模数来确定齿宽b直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.4～8.0，小齿轮取8 .0 大齿轮取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为7.0～8.6，小齿轮取8.0 大齿轮取7.0。
一档及倒档小齿轮齿宽285.30.8=⨯=b mm 大齿轮齿宽 3.5724.5b =⨯=; 其他档位小齿轮齿宽240.30.8=⨯=b mm 大齿轮齿宽 3.0721b =⨯=。
第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。
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2.5mm 。
1.4.4齿顶高系数f一般规定齿顶高系数取为1.00。
1.4.5齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。
但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。
2、合理选择材料配对如对硬度≤350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS 左右。
为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。
3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：5.3≤法m 时渗碳层深度0.8～1.25.3≥法m 时渗碳层深度0.9～1.3 5≥法m 时渗碳层深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。
对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnM O ，20CrNiM O ，12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒[13]。
1.5一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算图3.1 中间轴式五档变速器简图1.5.1一挡齿轮参数的计算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1012Z =，一挡齿轮为斜齿轮。
一挡传动比为 101921g Z Z Z Z i =（1.6） 为了求9Z ，10Z 的齿数，先求其齿数和h Z ， nh m A Z βcos 2=（1.7） =296cos213.5⨯⨯︒=51.25 取 51即9Z =h Z -10Z =51-12=39 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。
理论中心距：109n0cos 2mA -=βhZ =3.5(1239)2cos21⨯+︒=95.59mm （1.8）对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角t α： tan t α=tan n α/cos 10-9β （1.9） t α∴=21.29° 端面啮合角,t α： cos ,t α=t oAA αcos （1.10）,t α∴=21.9° 由表14-1-21查得：0.01996t inva '=0.01829t inva =齿轮齿数之比393.25 3.012u ==≥ 变位系数之和 ()()nt ,t 109n tan 2αααinv inv z z -+=X ∑ （1.11）=0.117 查图14-1-4选择变位系数线图（1*=ah ，︒=20α），可知，100.307n x =则 90.19n x =-计算β精确值：A=109ncos 2m-βhZ （1.12）91021.61β-∴=︒当量齿数 3v9991039z z /cos 49cos 21.61β-===3v101091012z z /cos 15cos 21.61β-===根据齿形系数图可知9100.144,0.157y y == 一挡齿轮参数：分度圆直径 1099n 9cos /m -=βz d =3.5×39/cos21.61°=146.39mm 10910n 10cos /m -=βz d =3.5×12/cos21.61°=45.17mm中心距变动系数 n 0n /m A A y ）（-==（96-95.59）/3.5=0.117 齿顶变动系数 n n n y y -=∆∑x =0.117-0.1171=-0.0001 齿顶高 ()n n 9an 9y h m x h n a ∆-+=*=2.835mm ()n n 10an 10y h m x h n a ∆-+=*=4.57mm齿根高 ()n 9an 9h m x c h f -+=**=5.04mm ()n 10an 10h m x c h f -+=**=3.3mm齿高 9f a9h h +=h =7.875mm 齿顶圆直径 99a92a h d d +==152.06mm 10a 10102h d d a +==54.31mm 齿根圆直径 9992f f h d d -==136.31mm 1010102f f h d d -==38.57mm 1.5.2一挡齿轮强度的计算 1.齿轮弯曲应力的计算 2.图3.2 齿形系数图斜齿轮弯曲应力w σεσπβσK yK zm K T c n g w 3cos 2=（1.13）式中： g T —计算载荷（N·mm ）；n m —法向模数（mm ）； z —齿数；β—斜齿轮螺旋角；σK —应力集中系数，5.1=σK ；y —齿形系数，可按当量齿数β3cos z z n =在图2.1中查得；c K —齿宽系数6.80.7-=c K ； εK —重合度影响系数，0.2=εK 。
（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力9w σ ，10w σεσπβσK K y m z K T c n w 939109219cos 2-=03321021.34cos 21.61 1.50103.1439 3.50.1447.0 2.0⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯ 269.12300400a a MP MP =<-εσπβσK K y m z K T c n w 1031010910cos 2-=中0332330.65cos 21.61 1.50103.1412 3.50.1578.0 2.0⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯ 227300400a a MP MP =<-。
2.齿轮接触应力的计算⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+'=b z g j d b ET ρρβασ11cos cos 418.0 （1.14） 式中：j σ—轮齿的接触应力（MP a ）；g T —计算载荷（N .mm ）；d '—节圆直径(mm)；α—节点处压力角（°），β—齿轮螺旋角（°）； E —齿轮材料的弹性模量（MP a ）； b —齿轮接触的实际宽度(mm)；z ρ、b ρ—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮αρsin z z r =、αρsin b b r =，斜齿轮()βαρ2cos sin z z r =、()βαρ2cos sin b b r =；z r 、b r —主、从动齿轮节圆半径(mm)。