五档手动变速器课程设计说明
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目录
第一章基本数据选择 (01)
1.1设计初始数据 (01)
1.1.1变速器各挡传动比的确定 (02)
1.1.2中心距 (03)
1.2齿轮参数 (04)
1.3各挡齿轮齿数的分配 (05)
第二章齿轮校核 (17)
2.1齿轮材料的选择原则 (17)
2.2计算各轴的转矩 (18)
2.3齿轮强度计算 (18)
2.3.1齿轮弯曲强度计算 (18)
2.3.2齿轮接触应力 (22)
2.4计算各挡齿轮的受力 (26)
第三章轴及轴上支撑件的校
核 (29)
3.2轴的强度计
算……………………………………………………………………………29 3.2.1初选轴的直
径………………………………………………………………………29 3.2.2轴的强度校
核………………………………………………………………………30 3.3轴承及轴承校
核…………………………………………………………………………39 3.3.1一轴轴承校
核…………………………………………………………………………39 3.3.2中间轴轴承校
核 (42)
第一章 数据计算
1.1设计初始数据：（方案二）
学号：30
最高车速：m ax a U =110-30/2=95Km/h 发动机功率：max e P =66-30/2=51KW 转矩：max e T =210-30/2=195Nm 总质量：m a =4100-30=4070Kg
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 = 0.377
max 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 ax g i —变速器最大传动比 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/min
max e T =9549×
p
e n P max
α （式中α=1.1～1.3，取α=1.2）
所以，p n =9549×
171
53
)3.1~1.1(⨯=3255.6～3847.5r/min
柴油机的转速在3200～4000 r/min 取p n =3200r/min
主减速器传动比0i =0.377×0
max i i r
n g p =0.377×951095.31532003
-⨯⨯=4.012
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×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
dt
du
m Gi u A C Gf r
i i T a D T
g 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 r
i i T T
g += （1.2）
即，()T
tq 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 ==4840×9.8=47432N ；
max e T —发动机最大转矩，max e T =171N .m ； 0i —主减速器传动比，0i =4.963；
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°
%
4.86012.419531595
.07.16sin 7.16cos 02.08.940701⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥
）（g i =5.72
②满足附着条件。
≤r
i i T T
g η01emax z2F ·φ
在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75
即1g i ≤%
4.86012.41953159
5.075.0%608.94070
6.0⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=8.39
由①②得5.72≤1g i ≤8.39； 又因为轻型商用车1g i =5.0~8.0； 所以，取1g i =5.8 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 ==
=
=
5
44
33
22
1
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 =48.5=1.552