变速器的设计计算
变速器设计
主要结果
总的来说，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
2.电动机的选择计算
2.1电动机类型的选择
电动机类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相机步电动机.
2.2工作机有效功率
电动机所需功率 其中 为传动装置的总效率设 分别为弹性联轴器,闭式齿轮(设精度为8级),滚动轴承,滚筒效率,刚性联轴器的效率.查表2-2得
计算与说明
5.2确定轴的最小直径
由 则
5.3设计低速轴并校核
5.3.1初定轴径
由于轴的输出端安装联轴器并且有一个键槽,轴应增加5%;为使所选轴径与联轴器孔径相适应,需同时选取联轴器. .查表得,选YL9刚性联轴器,故取轴与联轴器连接得轴径为40mm.
5.3.2结构设计
初步草图:
(1)轴上零件的轴向定位
满足强度要求.
(7)按疲劳强度校核安全系数
校核C截面和C截面的右侧,取许用安全系数 ,校核如下:
C截面的右侧
抗弯截面系数
计算与说明
抗扭截面系数
合成弯矩
扭矩
}按对称循环变应力算
}按脉动循环变应力算
查表12-2知: .查表12-8知: ,查表12-9知: .查表12-4,12-5知: .则受弯扭时安全系数:
设计式:
初选
初取
又许用应力 ,查图知.
又
计算与说明
.
取
初算
计算载荷系数k.
则
对 进行修正
取
取
齿根弯曲疲劳强度校核:
计算与说明
主要结果
又 查图5-38知
又
满足弯曲强度要求.
验算速度误差
汽车变速器计算参考
max 0max max max(cos sin )e gI TrT i i mg f mg r ηααψ≥+=max max 0rg e mg r i T i ψη≥max 2e gI TrT i G r ηϕ≤2max 0rg I e T G r i T i ϕη≤§2.1 变速器主要参数的选择一、档数和传动比近年来，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4~5个档位的变速器。
本设计也采用5个档位。
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。
汽车爬陡坡时车速不高，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。
故有则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为（2-1）式中 m ----汽车总质量； g ----重力加速度；ψmax ----道路最大阻力系数； r r ----驱动轮的滚动半径； T emax ----发动机最大转矩； i 0----主减速比；η----汽车传动系的传动效率。
根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I 档传动比为：（2-2）式中 G 2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。
由已知条件：满载质量 1800kg ；q =2.551.691.12(1)gII gIII gIV i i i ===修正为A K = r r =337.25mm ； T e max =170Nm ； i 0=4.782； η=0.95。
根据公式（2-2）可得：i gI =3.85。
超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计去五档传动比i g Ⅴ=0.75。
中间档的传动比理论上按公比为：（2-3）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。
变速器的初步设计(传动比计算)
变速器的初步设计（传动比计算）机械式变速器的初步设计姓名:学号:班级:目录第1章设计要求与设计数据 (2)1.1 设计数据 (2)1.2 设计要求..........................................................................................2 第2章变速器的设计选型 (2)2.1 变速器的选型与换挡方式选择 (2)2.2 变速器各档传递路径...........................................................................3 第3章变速器的齿数分配 (4)3.1 1档的齿数计算 (4)3.2 常啮合齿轮对的齿数计算 (5)3.3 2档的齿数计算 (5)3.4 3档的齿数计算 (5)3.5 4档(直接档)的齿数计算 (6)3.6 5档(超速挡)的齿数计算 (6)3.7 倒档的齿数计算和分度圆计算...............................................................7 第4章变速器各齿轮对的齿轮结构参数 (8)4.1 各齿轮的分度圆直径与总变位系数的统计 (8)4.2 变速器各档速比的相对误差 (8)4.3 变速器齿轮的材质选择........................................................................8 第5章轴的结构与材质 (9)5.1 变速器第1轴的设计 (9)5.2 变速器第2轴的设计 (9)5.3 变速器中间轴的设计 (10)5.4 轴的材质..........................................................................................10 第6章轴承的布置 (11)6.1 第1轴轴上的轴承布置 (11)6.2 第2轴轴上的轴承布置 (11)6.3 中间轴轴上的轴承布置........................................................................12 第7章变速器的换挡机构(选用锁环式同步器)布置..........................................12 第8章变速器操纵机构及换挡位置图 (13)8.1 变速器的操纵机构 (13)8.2 变速器的换挡位置图…………………………………………………………………14 参考资料附录1第1章设计要求与设计数据1.1 设计数据.选择第三组设计参数:三轴式变速器发动机最大功率72kw，最大转矩167Nm表1-1:档位 1 2 3 4 5 R速比 3.592 2.088 1.368 1.000 0.823 3.624 1.2设计要求.1，传动示意图——各档传递路径、齿数分配、换挡方式、轴向定位等; 2，齿轮型式、结构参数、配凑中心距、材质;3，轴的结构、材质;，换挡机构布置; 45，轴承布置;6，变速器操纵机构及换挡位置图。
课程设计--- 变速器的设计计算
设计说明书题目：货车机械变速器学号：姓名：变速器的设计计算1.1 变速器的选择变速器的种类很多，按前进档位的不同可分为三、四、五和多档变速器，根据轴的型式的不同，又有固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。
固定轴式又有两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器。
固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。
旋转轴式主要用于液力机械式变速器。
2-1-1 中间轴式变速器从结构外形看中间轴式变速器有三根轴：一轴和二轴在一条中心线上。
将它们连接即为直接档，此时，齿轮、轴承不承受载荷而只传递转矩，故而传动效率高，而且摩损小，寿命长，噪音也较小。
而在其他档位上，经过两对连续齿轮传动，传动效率稍低。
由于本设计中的汽车为重型货车，且档位多，传动比大，故本设计采用这种型式。
2-1-2 变速器齿轮型式变速器中的齿轮一般只有两种：直尺圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。
直齿圆柱齿轮多用为滑动式，故使用在一档和倒档的较多，它们的结构简单，制造容易。
但是在换档时齿轮端部产生冲击，噪声很大，从而加剧端部磨损，使齿轮的寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员的疲劳。
斜齿圆柱齿轮传动平稳，噪声很小，磨损小，寿命长。
唯一的缺点是工作时有轴向力的产生，而且结构复杂，这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。
通过比较两种型式齿轮的优缺点，本设计中，倒档采用直齿圆柱齿轮，这是考虑到倒档的使用率较低，综合衡量经济性和便利性而定的，其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动，这样充分发挥其传动平稳，噪声小等优点。
2-1-3变速器的换档结构变速器的换档机构形式有以下几种：直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档。
(1) 直齿滑动齿轮换档该结构形式制造容易，结构简单。
但缺点较多：汽车行驶时各档齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换档，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。
这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，造成汽车的行驶安全性降低，同时使驾驶员精神紧张，而换档产生的噪声又会使乘坐舒适应大大的降低。
变速器的设计与计算
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 (37)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。
影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。
变速器标准值计算公式
变速器标准值计算公式变速器是汽车传动系统中的重要组成部分，它能够根据车速和发动机转速的变化，使车辆在不同工况下保持合适的转速和扭矩输出，从而保证车辆的动力性能和燃油经济性。
在变速器设计和优化过程中，需要对其性能进行评估和计算，以确定合适的参数和工作范围。
在这个过程中，变速器标准值计算公式是一个重要的工具，它可以帮助工程师们快速准确地计算出变速器的各项性能指标，为变速器的设计和优化提供参考。
变速器的性能指标包括传动效率、传动比、换挡时间等多个方面，其中传动效率是变速器性能的关键指标之一。
传动效率是指变速器在传递动力时的能量损失，它直接影响着车辆的燃油经济性和动力性能。
传动效率的计算公式可以表示为：η = (Pout / Pin) 100%。
其中，η表示传动效率，Pout表示输出功率，Pin表示输入功率。
通过这个公式，可以快速计算出变速器的传动效率，从而评估其性能和优化设计。
除了传动效率，传动比也是变速器设计中的一个重要参数。
传动比是指变速器输入轴和输出轴的转速比，它直接影响着车辆的加速性能和燃油经济性。
传动比的计算公式可以表示为：i = Nout / Nin。
其中，i表示传动比，Nout表示输出轴转速，Nin表示输入轴转速。
通过这个公式，可以快速计算出变速器的传动比，从而评估其对车辆动力性能的影响。
此外，换挡时间也是变速器设计中需要考虑的重要参数。
换挡时间是指变速器在进行换挡操作时所需的时间，它直接影响着车辆的驾驶舒适性和动力输出。
换挡时间的计算公式可以表示为：t = (θ 60) / (2 π N)。
其中，t表示换挡时间，θ表示换挡角度，N表示发动机转速。
通过这个公式，可以快速计算出变速器的换挡时间，从而评估其对车辆驾驶舒适性的影响。
在变速器设计和优化过程中，变速器标准值计算公式是一个重要的工具，它可以帮助工程师们快速准确地评估变速器的性能指标，为变速器的设计和优化提供参考。
通过对传动效率、传动比、换挡时间等多个方面的计算，可以全面了解变速器的性能特点，从而为其优化设计提供有力支持。
变速器设计(计算实例)
目录一、变速器传动机构布置方案的选择 (2)二、确定中心距 (2)三、确定齿轮的基本参数 (3)四、确定各挡齿轮齿数 (3)五、齿轮的变位与齿轮各参数的确定 (7)六、齿轮强度校核 (8)七、初选轴的直径 (14)八、轴的强度校核 (15)九、选择轴承 (18)十、参考文献 (18)设计参数：变速器型号：CAS5-20A 型各挡传动比：1 5.568i = 2 2.832i = 3 1.634i = 4 1.000i = 50.794i =5.011R i =传递的最大转矩：max 196e T N m =一、变速器传动机构布置方案的选择CAS5-20A 型变速器为中间轴式机械变速器，有5个前进挡和1个倒挡。
前进挡均带有滑块式同步器。
壳体采用前、后对开式结构。
具体传动示意图如下：二、确定中心距中间距A 为中间轴与第二轴的间距A= max 31A e g K T i η 其中A K 为中心距系数，对于货车A K =8.6～10.6。
g η为0.96。
试选A K =10.0，则：A= 39.0196 5.5680.96⨯⨯三、确定齿轮的基本参数 1、模数第一轴常啮合斜齿轮法向模数n mn m= 0.470.47 取n m =3.0一挡采用直齿轮，则：m=0.33=0.33 取m=3.5考虑到齿轮的加工方便，不少变速器采用几种模数。
即抵挡齿轮用大模数，高档齿轮采用小模数。
变速器所用模数大致范围：轻型货车为2.5～3.5 所以最终确定：第一挡和倒挡齿轮采用直齿，模数m=3.5； 其余各挡齿轮、常啮合齿轮模数n m =3.0；2、压力角因国家规定的标准压力角为20º，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20º，即α=20º。
3、螺旋角对于货车斜齿轮螺旋角的初选范围为β=18º～26º 初选螺旋角β=20º4、齿宽根据齿轮模数m （n m ）的大小来选定齿宽： 直齿b=c k m ，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0 斜齿b=c n k m ，c k 取为6.0~8.5所以初选：1b =2b =8.03⨯=24mm 7b =8b =8.03⨯=24mm 3b =4b =8.03⨯=24mm 9b =10b =8.0 3.5⨯=28mm 5b =6b =8.03⨯=24mm 倒挡 b=8.0 3.5⨯=28mm四、确定各挡齿轮齿数◆ 1i =29110Z Z Z Z 直齿h Z = 2Amh Z =52.23对于中型货车，初选10Z =139Z =10h Z Z -=39.23 取整9Z =40◆ 修正中心距 A=2h Z m =13.5(4013)2⨯⨯+ =92.75mm 取整A=93mm◆ 常啮合齿轮副齿轮确定21Z Z =1019Z i Z ⨯=135.56840⨯ ………………1 A=12()2cos n m Z Z β+=123.0()2cos 20Z Z ⨯+=93 (2)联立1、2得： 1Z =21 2Z =38 此时，1i =29110Z Z Z Z =5.568 与设计传动比一致 修正螺旋角：cos β=12()2n m Z Z A+=0.9516则：'2β=19º12´48” ◆ 二挡齿轮副齿数确定78Z Z = 122Z i Z ⨯=212.83238⨯ ……………1 A=788()2cos n m Z Z β+=93 (2)28tan tan ββ=27128(1)Z Z Z Z Z ⨯++ (3)联立1、2、3得：8β=15.48º 取整后， 8Z =23 7Z =36 则 2i =2718Z Z Z Z =2.832 与设计传动比一致 修正螺旋角：8cos β= 78()2n m Z Z A+ 则 '8β=17.64º◆ 三挡齿轮副齿数确定56Z Z = 132Z i Z ⨯= 211.63438⨯ ……………1 A=566()2cos n m Z Z β+=93 (2)26tan tan ββ=25126(1)Z Z Z Z Z ⨯++ ……………3 联立1、2、3得：6β=19.85º 取整后， 6Z =31 5Z =28则 3i =2516Z Z Z Z =1.634 与设计传动比一致修正螺旋角：'6cos β=56()2n m Z Z A+则 '6β=17.46º◆ 四档为直接挡◆ 五挡齿轮副齿数确定34Z Z = 152Z i Z ⨯= 210.79438⨯ ……………1 Ａ=344()2cos n m Z Z β+=93 (2)24tan tan ββ= 23124(1)Z Z Z Z Z ⨯++ (3)联立1、2、3得：4β=24.87º 取整后， 4Z =41 3Z =18 则 5i =2314Z Z Z Z =0.794 与设计传动比一致 修正螺旋角： '4cos β=34()2n m Z Z A+则 '4β=25.12º◆ 倒挡齿轮副齿数确定m=3.5 初选 11Z =21 则：A '=10111()2m Z Z +=13.5(1321)2⨯⨯+=59.5mmR i =2111311012Z Z Z Z Z Z ⨯⨯ =5.011则：1312Z Z =1.637 (1)为了保证不发生干涉：min A ''= 9110.522e e D D ++ =**91111(2)(2)0.522a a Z h m Z h m ++++=110.75 A ''=1312min 1()2m Z Z A ''+≥ 可得：1312Z Z +≥63.3mm ……………2 联立1、2得：12Z =24.003 13Z =39.295 取整 12Z =24 13Z =39 则： 'R i =362139191324++ =4.974与设计传动比相差不大最终各挡传动比为：1i =5.568 2i =2.832 3i =1.634 4i =1.000 5i =0.794 R i =4.974 中间轴与第二轴中心距： A=93mm中间轴与倒档轴中心距：A '=10111()2m Z Z +=59.5mm 取整后 A '=60mm倒档轴与第二轴中心距：A ''=13121()2m Z Z +=110.25mm 取整后 A ''=110mm五、齿轮的变位与齿轮各参数的确定中间轴一档小齿轮1Z =13，产生根切，应采用变位 最小变为系数:min χ=11717Z -=0.235 为保证中心距不变和计算方便，取一对相啮合齿轮的总变位系数为0变为系数χ越大，正变位齿轮的强度越大，但相对应的负变位齿轮强度越小，故在保证不根切和齿轮强度的情况下，适当选取变为系数。
毕业设计 变速器设计计算说明书
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。
变速器设计方案论证1
第3章 变速器设计方案论证3.1变速器基本参数的确定设计中给定的参数传动比i 1=6.54 i 2=3.781 i 3=2.169 i 4=1.443 i 5 =1max e T ——发动机最大转矩max 1350e T N m =⋅K ——经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.2 中心距的初步确定 初选中心矩可用下式计算式中：A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6-9.6 取9.12A K = max e T ——发动机最大转矩，max 1350e T N m =⋅1i ——变速器一挡传动比，1 6.540i =g η——变速器传动效率，96.0=g η求得185.95A mm =3.1.1轴的直径的初步确定变速器的轴必须有足够的刚度和强度。
工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。
中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d ≈0.45A 轴的最大直径d 个支承间距离L 的比值，对中间轴，d/L ≈0.16-0.18,对第二轴d/L ≈0.18-0.21。
第一轴花键部分直径可按下式初选：3max e T K D =式中：A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6-9.6 取18.9=A Kmax e T ——发动机最大转矩， max 1350e T N m =⋅ ,3max 1e T K D ==101.46mmA A K =3.2齿轮参数的设计（1） 齿轮模数本变速器设计一、倒档为直齿滑动齿轮换挡，其它档均采用锁销式同步器换挡，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。
降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。
从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，轻型货车模数取值范围为3.50-4.50mm 。
变速器的设计计算
变速器的设计计算一确定变速器的主要参数一、各挡传动比的确定不同类型的变速器，其挡位数也不尽相同，本设计为五挡变速器。
传动比为已知:i i=6.02，i2=3.57，i3=2.14，i4=1.35，i5=1.00，i R=5.49.、中心距A的选取初选中心距A时，可根据下述经验公式初选：nA=K A ? TemaX1式中，A为变速器中心距(mm) ; K A为中心距系数，货车：K A=8.6-9.6 ; T emax 为发动机最大转矩(T emax =165 N m )；i i为变速器一挡传动比01=6.02) ；n为变速器传动效率，取96%。
本设计中，取K A=9.0。
将数值代入公式，算得A=88.5849mm ，故初取A=89mm。
三、变速器的轴向尺寸影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。
设计时可根据中心距A的尺寸参照下列经验关系初选：五挡货车变速器壳体轴向尺寸：(2.7〜3.0) A=239.18mm 〜265.75mm。
选用壳体轴向尺寸为260mm。
四、齿轮参数(1) 齿轮模数变速器齿轮模数：货车最大总质量在1.8〜14.0t的货车为2.0〜3.5mm。
齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。
当增大尺宽而减小模数时将降低变速器的噪声，增大模数并减小尺宽和中心距将减小变速器的质量。
对于斜齿轮mn=Km ：；、:Temax式中m n -------------- 齿轮模数mmK m――为模数系数，一般心=0.28~0.37。
本设计中取心=0.35。
将数值代入计算得m n =1.919 mm,取m n =2。
对于直齿轮m=K mi 31式中m -------- —挡齿轮模数mmK mi ——一挡齿轮模数系数，一般K mi =0.28~0.37。
本设计中取K m1=0.30T i ―― 一挡输出转矩，T i=T emax*i ii i ――一挡传动比当数值代入计算得m=2.993 mm,取m=3参考国标(GBI357-87)规定的第一系列模数：一档和倒挡的模数：m = 3mm ；二,三，四，五挡的模数：m n = 2mm;(2) 压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角增大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。
变速器齿轮的设计计算
变速器齿轮的设计计算：校核Z 1 Z 2齿面接触疲劳强:计算公式： []2312121t d kT u E H d u dH Z Z Z kT u u εψψσ+≥⎛⎫+ ⎪ ⎪⎝⎭：确定计算参数： 6519.5510 1.3410p T n =⨯=⨯按齿数: Z 1= 19 Z 1= 78查图6—15（机械设计）得εa1=0.475 εa2=0.78 则εa=εa1+εa2=0.475+0.78=1.225 因为是直齿轮βε=0 故r ε=αε=1.255查表6—7（机械设计）KA Ft/b>100N/mm 则 Ka=1.1 据表6—6 （机械设计）因为中等冲击单缸内燃机K A=2 据表6—9（机械设计）不对称布置 取齿宽系数d ϕ=0.8 据图6—11（机械设计）查得βk =1.12 选k vt=1.1由式K=K A K V KaK B =2.0×1×1.12×1.1=2.464 据表6—8（机械设计）查得Z E =189.8mpa 据表6—10(机械设计）查得齿轮接触疲劳强度HLim σ=1500 计算应力循环次数：N 1=60N 1 r t h =60*2000×1×10×260×8=24×108 N 2=N 1/U=24×108/4.10=6.08×108查图6—24（机械设计）得Z N1=0.96 Z N2=1 取安全系数S H =1 查图6—24（机械设计）得 工作硬化系数：Z W =1 许用接触应力：[σ]H1= σHLim Z N1 Z W1 / S H =1500 × 0.96=1440 [σ]H2= σHLim Z N2 Z W 2/ S H =1500 ×1=1500取最小值[σ]H1 代入 查图6—16（机械设计）得 εZ =0.96计算： []2312121t d kT u E H d u dH Z Z Z kT u u εψψσ+≥⎛⎫+ ⎪ ⎪⎝⎭=235)144096.0*5.2*8.189(10.4*8.010.5*10*34.1*464.2*2=46.83mm 校核齿根弯曲疲劳强度：计算公式：σF =m bd KT 112 Y Fa *Y Sa *εY ≤[σ]F 查图6—20（机械设计）得Y Fa1=2.7 Y Fa2=2.25 查图6—21（机械设计）得Y Sa1=1.55 Y Sa2=1.74 据表6—10（机lim F σ=920 取S F =1.25 Y X =1 查图6—25(机械设计）得 Y N1=0.9 Y N2=0.93。
变速器的初步设计(传动比计算)
变速器的初步设计（传动比计算）机械式变速器的初步设计姓名:学号:班级:目录第1章设计要求与设计数据 (2)1.1 设计数据 (2)1.2 设计要求..........................................................................................2 第2章变速器的设计选型 (2)2.1 变速器的选型与换挡方式选择 (2)2.2 变速器各档传递路径...........................................................................3 第3章变速器的齿数分配 (4)3.1 1档的齿数计算 (4)3.2 常啮合齿轮对的齿数计算 (5)3.3 2档的齿数计算 (5)3.4 3档的齿数计算 (5)3.5 4档(直接档)的齿数计算 (6)3.6 5档(超速挡)的齿数计算 (6)3.7 倒档的齿数计算和分度圆计算...............................................................7 第4章变速器各齿轮对的齿轮结构参数 (8)4.1 各齿轮的分度圆直径与总变位系数的统计 (8)4.2 变速器各档速比的相对误差 (8)4.3 变速器齿轮的材质选择........................................................................8 第5章轴的结构与材质 (9)5.1 变速器第1轴的设计 (9)5.2 变速器第2轴的设计 (9)5.3 变速器中间轴的设计 (10)5.4 轴的材质..........................................................................................10 第6章轴承的布置 (11)6.1 第1轴轴上的轴承布置 (11)6.2 第2轴轴上的轴承布置 (11)6.3 中间轴轴上的轴承布置........................................................................12 第7章变速器的换挡机构(选用锁环式同步器)布置..........................................12 第8章变速器操纵机构及换挡位置图 (13)8.1 变速器的操纵机构 (13)8.2 变速器的换挡位置图…………………………………………………………………14 参考资料附录1第1章设计要求与设计数据1.1 设计数据.选择第三组设计参数:三轴式变速器发动机最大功率72kw，最大转矩167Nm表1-1:档位 1 2 3 4 5 R速比 3.592 2.088 1.368 1.000 0.823 3.624 1.2设计要求.1，传动示意图——各档传递路径、齿数分配、换挡方式、轴向定位等; 2，齿轮型式、结构参数、配凑中心距、材质;3，轴的结构、材质;，换挡机构布置; 45，轴承布置;6，变速器操纵机构及换挡位置图。
变速器设计
变速器设计引言变速器是一种用于改变机械系统的输出速度和扭矩的装置。
它在各种机械和交通工具中起着至关重要的作用，例如汽车、船只、飞机等。
本文将介绍变速器的设计原理和常见的设计方法。
设计概述•变速器的主要功能是通过改变输入和输出的齿轮组合来改变传动比，从而实现不同的输出速度和扭矩。
•变速器通常由输入轴、输出轴和一组齿轮组成。
不同的齿轮组合会导致不同的传动比。
•变速器的设计需要考虑多个因素，包括传动比的范围、传动效率、噪音和可靠性等。
设计流程1.确定设计要求：根据应用需求确定变速器的传动比范围、承载能力、工作环境等。
2.选取合适的齿轮类型：常见的齿轮类型包括直齿轮、斜齿轮和行星齿轮等，根据需求选取合适的齿轮类型。
3.计算传动比：根据设计要求和齿轮类型计算出不同齿轮组合的传动比。
4.进行齿轮设计：根据计算得到的传动比，进行齿轮的几何和强度设计。
5.进行模拟和分析：使用计算机辅助设计（CAD）工具进行齿轮的模拟和分析，检查设计的合理性和可靠性。
6.制造和装配：根据最终的设计结果进行齿轮的制造和装配，确保变速器的性能和质量。
齿轮设计齿轮是变速器中最关键的组件之一，它们决定了传动比、噪音和传动效率等性能。
齿轮设计的关键要点如下：•齿轮的模数选择：齿轮的模数确定了齿轮尺寸的比例，并且对变速器的传动比和承载能力有重要影响。
•齿轮的齿数计算：根据传动比和齿轮模数计算出齿轮的齿数，确保齿轮的尺寸匹配和传动比准确。
•齿轮的强度设计：根据扭矩和转速等参数进行齿轮的强度设计，确保齿轮在工作时不会发生破裂或变形等失效。
模拟和分析通过使用计算机辅助设计（CAD）工具进行齿轮的模拟和分析，可以有效地评估设计的合理性和可靠性。
常见的模拟和分析方法包括：•齿轮接触分析：通过对齿轮的接触区域进行分析，评估齿轮的接触应力和接触疲劳寿命等参数。
•齿轮动力学分析：通过考虑齿轮的动力学特性，评估齿轮的振动、噪音和传动效率等性能。
•齿轮热力学分析：通过考虑齿轮的热传导和热膨胀等因素，评估齿轮的温升和热失效等情况。
第四节 变速器的设计与计算
f c 和 f s 分别表示轴在垂直面和水平面的挠度，则轴的全挠度 f 为
f
f c2 f s2
≤0.2mm。
轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
f c =0．05—0．10mm，／， f s =0．10—0．15mm。
与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的 省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内 弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力Fc和Fs之后，计算相应的弯矩Mc、Ms。 轴在转矩Tn和弯矩同时作用下，其应力为
三． 轴的强度计算 变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。 变速器的轴应有足够的刚度和强度。 因为刚度不足的轴会产生弯曲变形， 破坏了齿轮的正确 啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，其刚度大 小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮 中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图3—15所示，致使沿 齿长方向的压力分布不均匀。
第四节 变速器的设计与计算
一． 齿轮的损坏形式 分三种：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换档齿轮端部破坏。 轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载 荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中 出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压 升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产 生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在 角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 二． 齿轮强度计算 与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用田间仍是相似 的。此外，机车 变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变 速器齿轮用低碳钢制作，采用剃赤和磨赤精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿 轮精度为 JB179—83，6 级 和 7 级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计 算公式来计算汽车齿轮， 同样可以获得较为准确的结果。 下面介绍的是计算汽车变速器齿轮 强度用的简化计算公式。 1． 齿轮弯曲强度计算 （1） 直齿轮弯曲应力 6w=F1K6Kf/bty 因为齿轮节圆直径 d=mz ，z 为齿数，带入上 式得 6W =F1KA /btyKε 一，倒档直齿轮作用弯曲应力在 400~850N/mm⒉,货车可取下限。 （2） 斜齿轮弯曲应力 6w=F1K6/bytKE,y 为齿形系数，可按当量齿数 zn=z/cos3b 察得 重合度系数为 2。 得斜齿弯曲应力 6W =2TgcosbK6/Πzmn 3 yKc Kε 。 。 。 。 。 。 。 。
(整理)变速器设计参数.
l挡采用滑动直齿齿轮传动，模数m为3.0，中心距A=141.8mm，计算后得=2A/m=94.53，取为整数95，然后进行大、小齿轮齿数的分配。
中间轴上的1挡齿轮z10。
一般可取为12~17， z10取17，1挡大齿轮齿数为z9=zh- z10= 48(78)。
2)对中心矩A进行修正A==105mm(142.5)3)确定常啮合齿轮副的齿数。
由公式（10-6）求出常啮合传动齿轮的传动比==1.775 (1.199) (10-7)而常啮合传动齿轮中心距和1挡齿轮的中心距相等。
中型、重型货车螺旋角的初选范围是18°~26°，初选螺旋角β2=26°，由式(10-7)、式(4-16)求得z1=38.8，取整为z1=39，z2=46.2取整为z2=47。
验证l挡传动比= = 6.95（5.53）> 7.1（5.5），齿数分配合理，则根据传动比=5.5满足要求。
根据所确定的齿数，按公式（4-16）算出精确出螺旋角值β2为25°。
4）确定其他各挡齿数。
先进行2挡齿轮齿数z7、z8的分配， z7、z8有如下关系==2.41 （2.99）（10-8）由得从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还应尽量满足下列关系式取β8=22°进行试凑tanβ2/tanβ8=1.15相差较多，为尽量缩小差距，取β8=18。
，已是极限值。
将数据代入式( 10-8) ~式(10-13)求得，z8=22.6取整为23，z7=67.8取整为68，验证传动比为=3.56，齿数分配不合适。
进行齿数调整，令z1=23，z2=69，则根据传动比=3.62满足要求。
根据所确定的齿数，按式（10-10）算出精确的螺旋角β8值为20.6°。
同样方法求得β6=19。
，z6=27，z5=51，验证传动比为=2.43，满足要求，精确的螺旋角β2值为20.5°；取β4=20°，z4=36，z3=32，验证传动比为=1.61，满足要求；根据所确定的齿数，按式（4-16）算出精确的螺旋角值β4为21°。
汽车设计指导书-变速器
三、变速器主要参数的计算1. 中心距A初选中心距A 时，可根据下述经验公式计算A K A 3T emax i 1 g式中，A 为变速器中心距； K A 为中心距系数，乘用车： K A = 8.9~9.3 ，商用车: K A = 8.6~9.6 ；T emax 为发动机最大转矩；i 1为变速器一档传动比；g 为变速器传动效率，取96%2. 齿轮参数齿轮参数需要选取模数、压力角a 、螺旋角3、齿宽3. 各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来 分配各档齿轮的齿数。
具体方法可参考教材汽车设计（第 4版）P94-96页。
四、齿轮强度、刚度、可靠性计算1 •计算各组齿轮的传递扭矩2 •各轮的分力M = 9550 N/n ( N m ) N = kW n =转/分 =7024 N/n ( N m )N = Hp n =转/分F yF x 丄上A ”故计算得：F x -d F cos — M，得F x、F2 2F y F x tg 得F y3•力学简图我们可以绘制出齿轮上的力学模型。
4 •齿轮计算公式：在机械原理和机械设计中我们已经系统地学习了渐开线齿轮的计算。
因为齿轮的计算考虑的因素很多，我国各行业间尚未统一，因此我们一般按照机械工业部门的标准来设计，提请注意，使用不同的资料时一定要认真阅读，确定在使用资料，切忌不假思索地套用。
设计时：可根据教科书或到图书馆查找相关资料。
五、轴类计算轴类零件的设计计算是设计的最重 要的计算内容，设计到零件的强度、刚 度，几乎动用了整个大学里所学的力学 知识，考虑弯扭组合及轴承的支承方式, 一般情况下，非主轴情况和较小轴向力 的作用。
我们大部分采用滚子向心推力 轴承，便于简化力学结构，同时也降低 加工难度。
1 .绘制轴的结构图计算支承反力2 •绘制扭矩图3 .绘制弯矩图M x 、M y4 •轴的强度计算、刚度计算见参考资料或查阅有关资料或教科书5.轴的刚度计算6 .轴的刚度规范传动轴:1 ElM x dxdx 1 ElM x dxy]=0.0003~0.0005 L齿轮:::=0.001~0.002 弧度:y: =0.01~0.03 M n向心球轴承[]=0.005rad轴的计算实例按照下列已知数据计算两级斜齿圆柱齿轮减速器中间轴的强度（如图 1 ）。
汽车设计变速器设计说明书
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min 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范围内,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范围,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 。
变速器的 轴 部分 设计计算
2、轴的设计计算2.1、轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。
该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。
第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。
中间轴分为旋转轴式和固定轴式。
本设计的中间轴采用的是旋转轴式传动方案。
倒挡轴采用固定轴式，倒挡轴上的齿轮采用联体齿轮，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换2.2、确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。
在草图设计时，由齿轮、换挡部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。
而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第二轴和中间轴中部直径：mm A d 5512145.0)50.0~40.0(≈⨯=≈第一轴花键部分：mm T K d e 335.3666.433max ≈⨯=•=式中 max e T ----发动机的最大扭矩，N ·mK----经验系数，K=4.0~4.6为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。
因此，轴的直径d 与轴的长度L 的关系可按下式选取：第一轴和中间轴： d/L=0.16~0.18；第二轴： d/L=0.18~0.21。
前面算过，5挡变速器壳体的轴向尺寸取3A ，则L=363mm ，中间轴两支撑间距离略小于变速器壳体的轴向尺寸L ，可近似取L=350mm 进行计算。
中间轴d/L=55/363=0.15<0.16，过小了，将d 取大一点，取d=58mm ，则d/L=0.16，满足设计要求。
第二轴支撑间的距离通常由经验公式确定：第二轴d/L=58/299=0.19，满足设计要求。
2.3、轴的强度验算（1）轴的刚度验算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。
前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜。
CVT设计计算范文
CVT设计计算范文传动系统是汽车的重要组成部分，而无级变速器（CVT）是一种传动系统，可以根据车辆条件和驾驶者需求来提供无级变速。
本文将介绍CVT 的设计计算，包括CVT的基本原理、设计参数的选择和计算方法。
1.CVT的基本原理CVT是一种无级变速器，它通过传动带和传动轮组来调整输入轴和输出轴之间的变速比。
传动带和传动轮组之间的相对移动调整了变速比，从而实现了无级变速。
CVT可以分为两种类型：钢带CVT和链条CVT。
钢带CVT使用传动带和两个不同直径的驱动轮和从动轮来实现变速，而链条CVT使用链条和两个不同尺寸的链条轮来实现变速。
2.CVT设计参数的选择输入轴和输出轴的转速将决定CVT的变速比范围。
较高的输入转速和较低的输出转速将提供更高的变速比，而较低的输入转速和较高的输出转速将提供更低的变速比。
因此，在选择输入转速和输出转速时需考虑到车辆的运行条件和期望的性能。
传动带或链条的宽度和长度将决定CVT的承载能力和寿命。
宽度和长度较大的传动带或链条将能够承受更大的扭矩和力量，但也会增加摩擦和磨损。
因此，需要在承载能力和寿命之间进行权衡，选择适当的传动带或链条尺寸。
传动轮组的直径和比例将决定CVT的变速比范围和效率。
较大的传动轮直径和较高的比例将提供较低的变速比和较高的效率，而较小的传动轮直径和较低的比例将提供较高的变速比和较低的效率。
因此，在选择传动轮组直径和比例时需考虑到期望的变速比范围和效率。
3.CVT设计计算方法CVT的设计计算可以通过以下步骤进行：-确定车辆的特定要求，例如速度范围、加速性能和燃油经济性。
-根据车辆要求选择输入轴和输出轴的转速范围。
根据转速范围选择合适的传动带或链条尺寸。
-根据传动带或链条尺寸选择合适的传动轮直径和比例。
根据传动轮直径和比例计算变速比范围。
-根据输入轴和输出轴的转速范围和传动轮直径和比例计算CVT的传动比。
-模拟CVT的工作条件，并评估其性能，例如变速比范围、效率和寿命。
机械式变速器——计算说明书
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081学号姓名指导教师职称副教授目录第一章设计题目，任务与分析 (3)第二章变速器的方案初步论证 (4)第一节变速器类型选择及传动方案设计 (4)一、结构设计 (4)二、变速器的径向尺寸 (4)三、变速器齿轮的寿命 (5)四、变速器的传动效率 (5)第二节变速器传动机构的分析 (5)一、换档结构形式的选择 (5)二、倒档的形式及布置方案 (5)第三节变速器操纵机构方案分析 (6)一、变速器操纵机构的功用 (6)二、设计变速器操纵机构时应该满足的基本要求 (6)三、换档位置 (6)第三章变速器设计计算 (9)五、齿轮强度校核 (17)第四章变速器总成的拆装顺序 (39)一、变速器的装配顺序 (39)二、变速器的拆卸 (40)三、变速器总成装配应注意的问题 (40)第五章心得体会 (40)参考文献 (41)第三节变速器操纵机构方案分析一、变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。
二、设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求（一）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;（二）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;（三）应使驾驶员得到必要的手感。
三、换档位置设计操纵机构首先要确定换档位置。
换档位置的确定主要从换档方便考虑。
为此应该注意以下三点：（一）按换档次序来排列；（二）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；（三）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于1档组成一排。
第四节变速器传动方案的设计各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。
各档位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：一、整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。
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变速器的设计计算一 确定变速器的主要参数一、各挡传动比的确定不同类型的变速器，其挡位数也不尽相同，本设计为五挡变速器。
传动比为已知：i 1=6.02，i 2=3.57， i 3=2.14，i 4=1.35，i 5=1.00， i R =5.49. 二、中心距A 的选取初选中心距A 时，可根据下述经验公式初选：A=K 式中，A 为变速器中心距(mm)；A K 为中心距系数，货车：A K =8.6-9.6；emax T 为发动机最大转矩（emax T =165 N ·m ）；1i 为变速器一挡传动比(i 1=6.02)；g η为变速器传动效率，取96%。
本设计中，取A K =9.0。
将数值代入公式，算得A=88.5849mm ，故初取A=89mm 。
三、变速器的轴向尺寸影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。
设计时可根据中心距A 的尺寸参照下列经验关系初选：五挡货车变速器壳体轴向尺寸：(2.7～3.0) A=239.18mm ～265.75mm 。
选用壳体轴向尺寸为260mm 。
四、齿轮参数 （1）齿轮模数变速器齿轮模数：货车最大总质量在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm 。
齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。
当增大尺宽而减小模数时将降低变速器的噪声，增大模数并减小尺宽和中心距将减小变速器的质量。
对于斜齿轮mn =Km3maxeT式中 mn——齿轮模数 mmKm ——为模数系数，一般Km=0.28~0.37。
本设计中取Km=0.35。
将数值代入计算得 mn =1.919 mm,取mn=2。
对于直齿轮m=K1m31 T ⋅式中 m——一挡齿轮模数 mmK1m ——一挡齿轮模数系数，一般K1m=0.28~0.37。
本设计中取 K1m=0.30T1——一挡输出转矩，T1=Tm axe*i1i1——一挡传动比当数值代入计算得m=2.993 mm,取m=3参考国标（GB1357-87）规定的第一系列模数：一档和倒挡的模数: m＝3mm；二，三，四，五挡的模数：mn＝2mm;（2）压力角α齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角增大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。
本设计中采用标准压力角α=20°。
（3）螺旋角β选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。
选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，齿轮的强度也相应提高。
因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，β不宜过大，以15°~25°为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。
螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。
设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消，以减少轴荷，提高寿命。
为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。
二、三、四挡齿轮螺旋角22°；常啮合齿轮螺旋角25.28°。
（4）齿宽考虑到缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应选用较小的尺宽。
另一方面，尺宽的减小将使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加。
选用宽的尺宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿尺宽方向受力不均并在尺宽方向上产生磨损不均匀。
通常通过齿轮的模数确定尺宽：直齿：b=Kc m Kc为尺宽系数，一般Kc=4.5~8.0斜齿：b=Kc mn一般Kc=6.5~8.5本设计中，一档，倒档：b=7⨯3=21 mm二档，三档没，四档，五档：b=7⨯2=14mm（5）齿轮变位系数的选择原则为了降低噪声，对于变速器中除去一，二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的数值，以便获得低噪声运动。
一般情况下，最高档和一轴齿轮副的x可以选为-0.2~0.2。
随着档位的降低，x值逐渐增大。
一，二档和倒档齿轮，应该选用较大的x值，以便获得高强度齿轮副。
一档齿轮的x值可以选用1.0以上的。
五、各挡齿轮齿数的分配1.确定一挡齿轮齿数已知A=89mm ，m=3mm11Z+12Z=2A/m Z h=60对于货车，中间轴一挡齿轮可在12-17之间，选取12Z=16，由于一挡选用直齿轮。
故有11Z=2A/m-16=442.修正中心距A=h Z m2=90mm 3.确定常啮合传动齿轮副的齿数 已知 1i =6.02 n m =2mm β=25.28°1Z +2Z =n m A βcos 2=81.381 21Z Z =1i 1211Z Z =2.19 Z h =2Am≈81 1Z =26， 2Z =554.确定其它挡位齿轮齿数 （1）确定二挡齿轮齿数已知 2i =3.57 n m =2mm β=22°72218Z Z i =Z Z 1.687636 ○1 78n2Acos βZ +Z =m ○2 联立○1○2求解 取7Z =52，8Z =32 （2）确定三挡齿轮齿数 已知3i =2.14 n m =2mm β=22° 52316Z Z i =Z Z ○1 56n2Acos βZ +Z =m ○2 联立○1○2求解Z 5=41,Z 6=43 （3）确定四挡齿轮齿数已知 4i =1.35， n m =2mm ，β=22°32414Z Z i =Z Z ○134n2Acos βZ +Z =m ○2 联立○1○2求解 取Z 3=32, Z 4=52 （5）确定倒挡齿轮齿数 倒挡采用直齿轮，m=3mm 。
已知选11Z =44，12Z =16，21Z Z =2.19,=5.49由得9Z =41 ,10Z =44A1=m (11Z +12Z )/2=3*(44+16)/2=90mm A2=m (9Z +10Z )/2=3*(41+44)/2=127.5mm 经验算，不会产生运动干涉。
六、变速器齿轮几何参数设计计算1.一挡齿轮几何参数m =3mm ，11Z =44，12Z =16，，n α=20 °，β=0°，'A =90mm ，(1) 1ξ=0.37，2ξ=-0.37(2) 啮合角 'α=t'Acos αarccosA =21.68° (3) 理论中心距 A=1312m(Z Z )2+=89mm(4) 中心距变动系数 λ=A 'Am -=0.33(5) 变位系数之和 ∑ξ='1312(Z Z )(inv inv )2tag +α-αα=0.90(6) 齿顶降低系数 ∑σ=ξ-λ=0.90-0.33=0.57 (7) 分度圆直径 1d =1Z m=132mm ，2d =m 2Z =48mm(8) 齿顶高 *a1a 1h =(h +)m ξσ-=3.33mm ，*a2a 2h =(h +)m ξσ-=2.58mm(9) 齿根高 **f1a 1h =(h +c )m ξ-=4.86mm ，**f2a 2h =(h +c )m ξ-=2.64mm(10)齿全高 12a f h =h =h +h =5.22mm(11)齿顶圆直径 a11a1d =d +2h =138.66mm ，a22a2d =d +2h =53.16mm (12)齿根圆直径 f11f1d =d 2h -=122.28mm ，f22f2d =d 2h -=42.72mm (13)周节 p=πm=9.424mm (14)基节 b p m cos =πα=8.856mm2.常啮合齿轮几何参数n m =2mm ，1Z =26，2Z =55， n α=20°，β=25.28°，'A =90mm(1) 端面模数 t m =nm cos β=2.21mm (2) 1ξ=0.37，2ξ=-0.37 (3)端面压力角 tan arctan()cos nt ααβ==21.926°(4)端面啮合角 't α=t'Acos αarccosA =23.457° (5)分度圆直径 11n Z d =m ()cos β=57.51mm ，22n Z d =m ()cos β=121.65mm(6)齿顶高 a n 0h =m (f +1ξ)=2.46mm 1.54mm (7)齿根高 f 0n h (f c )m 1=+-ξ=2.04mm 1.28mm (8)齿全高 a f h h +h ==4.50mm(9)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=62.43mm 124.73mm (10)齿根圆直径 f f d d 2h =-=53.43mm 119.09mm (11)中心距 A='A =12t z z m 2+=90.505mm (12)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm(13)基圆直径 b 1t d d cos =α=53.35mm 112.85mm(14)法面分度圆弧齿厚 n 1s m 2=π=3.14mm3.二挡齿轮几何参数n m =2mm ，7Z =52，8Z =32， n α=20°，β=22°，'A =90mm(1)变位系数 2ξ=0.25，1ξ=0.43 (2)端面模数 t m =nm cos β=2.157mm (3)端面压力角 tan arctan()cos nt ααβ==21.433°(4)端面啮合角 't α=t'Acos αarccos A=23.00° (5)分度圆直径 71n Z d =m ()cos β=88.98mm ，82n Z d =m ()cos β=48.53mm(6)齿顶高 a n 0h =m (f )n ξσ+-=1.335mm 1.785mm (7)齿根高 f 0n h (f c )m =+-ξ=2.5mm 2.05mm (8)齿全高 a f h h +h ==3.835mm(9)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=91.65mm 52.10mm (10)齿根圆直径 f f d d 2h =-=83.98mm 44.43mm (11)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm (12)基圆直径 b t d d cos =α=82.83mm 45.17mm 4.三挡齿轮几何参数n m =2mm ，5Z =41，6Z =43， n α=20°，β=22°，'A =90mm(1)端面模数 t m =nm cos β=2.157mm (2)端面压力角 tan arctan()cos nt ααβ==21.433°(3)端面啮合角 't α=t'Acos αarccosA =23.00°(4)分度圆直径 51n Z d =m ()cos β=88.44mm ，62n Z d =m ()cos β=92.75mm(5)齿顶高 a n 0h =m (f )n ξσ+-=1.188mm 1.308mm (6)齿根高 f 0n h (f c )m =+-ξ=1.88mm 1.76mm (7)齿全高 a f h h +h ==3.068mm(8)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=90.82mm 95.37mm (9)齿根圆直径 f f d d 2h =-=84.68mm 89.23mm (10)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm(11)基圆直径 b t d d cos =α=82.32mm 86.34mm 5.四挡齿轮几何参数n m =2mm ，3Z =32，4Z =52， n α=20°，β=22°，'A =90mm(1)端面模数 t m =nm cos β=2.157mm (2)端面压力角 tan arctan()cos nt ααβ==21.433°(3)端面啮合角 't α=t'Acos αarccos A=23.00° (4)理论中心距 A=34t Z Z m 2+=89mm (5)分度圆直径 31n Z d =m ()cos β=48.53mm ，42n Z d =m ()cos β=88.98mm (6)齿顶高 a n 0h =m (f )n ξσ+-=1.785mm 1.335mm (7)齿根高 f 0n h (f c )m =+-ξ=2.05mm 2.5mm (8)齿全高 a f h h +h ==3.835mm(9)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=52.10mm 91.65mm (10)齿根圆直径 f f d d 2h =-=44.43mm 83.98mm (11)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm (12)基圆直径 b t d d cos =α=45.17mm 82.83mm6.倒挡齿轮几何参数m =3mm ; 9Z =41; 10Z =44；11Z =44；n=20°（1）分度圆直径 d9=m 9Z =123mmd10=m 10Z =132mmd11=m 11Z =132mm (2)齿顶高3mm 3mm3mm (3)齿根高3.75mm 3.75mm3.75mm (4)齿顶圆直径129mm 138mm138mm (5)齿根圆直径 115.3mm124.3mm 124.3mm七、同步器及尺寸的计算同步器使变速器换档轻便、迅速、无冲击、无噪声，且可以延长齿轮的寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油，故而多数汽车变速器除一档和倒档外，其他档位多装用。