两轴式五档变速器说明书打印

第一章设计方案

1.1 设计方案和基本数据

乘用车（二轴式）基本参数如下表

表1-1设计基本参数表

1.2 变速器设计的基本要求

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，变速器的传动比围越大。

第二章变速器主要参数的选择

2.1变速器主要参数的选择

一、挡数

增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。

在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。

近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用4~~5个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4~~5个挡位或多挡。装载质量在2~3.5T 的货车采用5挡变速器，装载质量在4~8T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。

本次设计选用的是5挡变速器。

二、初选传动比

1、主减速器传动比的确定

发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： o

g a i i rn u 377

.0= 式中：a u 为汽车行驶速度（Km/h ），n 为发动机转速（r/min ），r 为车轮滚动半径（m ），

g i 为变速器传动比，o i 为主减速器传动比。

设定的最高车速为144Km/h ，最高档为超速档，传动比取0.8，车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14可得r=0.28m ，发动机转速p n =(1.4～2.0) n =4480～6400,取5000r/min 。由公式可得a

g o u i rn

i ?=377.0=1348.02768.05100377.0???=4.96

2、最低挡传动比的计算

按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求最大坡角max α坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）用公式表示为：

max max max sin cos ααηG Gf r

i i T t

g o e +≥???

式中：为G 为车辆总质量（N ），f 为坡道面滚动阻力系数（沥青路面中f =0.01～0.02），取0.016，max e T 为发动机最大扭矩（Nm ），t η为传动效率（0.85～0.90），max α为最大爬坡度（一般轿车要求爬上30%的坡，大约16.7°）。

由上式可得：t

o e g i T r mg mgf i ηαα??+≥

max max max 1)sin cos (

.096.41052768

.0)7.16sin 8.910407.16cos 016.08.91040(??????+????=1.82

即82.11≥g i

根据驱动车轮件与地面附着条件：

?η?≤???n t

g o e F r

i i 1max T

即：t

o e n g i r

F i η?????≤

max 1T 式中：n F 为驱动轮的地面法向反力，n F =g m ?1；?为驱动轮与

地面的附着系数，在混凝土或沥青路面?取0.7~0.8?，取0.8。此处1m 取1140Kg （前置前驱汽车的前轴轴荷47%~60%）。

89.29

.09.41052768.08.06.08.910401=??????≤g i

所以一档传动比的选择围是89.282.11≤≤g i 初选一档传动比为85.21=i 最低稳定车速： o

a i i rn u 1min

min 377

.0==5.9 Km/h<10Km/h 合格分配各挡传动比：选五档按等比级数分配

q i i i i i i i i ====5

433221 85.21=i 8.05=i 所以 q =1.37 07.237.185.212===

q i i 51.137.107

.223===q i i 10.137

.151.134===q i i 8.05=i 三、初算中心距A

初选中心距时，可根据下述经验公式

31max g e A i T K A η= (4-1)

式中：A —变速器中心距（mm ）；

A K —中心距系数，乘用车：A K =8.9～9.3，商用车：A K =8.6～9.6，多挡变速器：A K =9.5～11.0；

max e T —发动机最大转矩（Nm ）；

1i —变速器一挡传动比；

g η—变速器传动效率，取96%。

max e T =105N .m

1i =2.85

31max g e A i T K A η=

=3%9685.2105)3.99.8(??～

=58.7～62.36(mm)

初选中心距A=62 mm

2.2变速器齿轮的设计计算

一、齿轮参数

1、模数

表1汽车变速器齿轮法向模数

表2汽车变速器常用齿轮模数

根据表1、表2本次设计，一、二、倒档齿轮的模数定为2. 5mm，三四五档模数为2.25。

2、压力角α

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。

变速器齿轮压力角为 20

3、螺旋角β

斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺

旋角大于30 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，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，应选用较大螺旋角。

斜齿轮螺旋角可在下面提供的围选用：

轿车两轴式变速器为 20 ～25°

初选的螺旋角β=22

4、齿宽b

应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。

考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽

会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数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 K n m ，C K 取6.0~8.5

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，C K 可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。

二、各挡齿轮齿数的分配

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。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。

1、齿轮齿数的确定

一档： 85.21

1==

z z i 斜齿h z =2A βcos /n m

h z =2A βcos /m=（2?62cos22）/2.5=45.98计算后取整h z =46，然后进行大小齿轮齿数的分配。

取1z =13 2z =33 所以54.21=i 二档：07.23

42==

z z i 98.45cos 243==+n m A z z β 取46

解得：153=z 314=z 所以07.22=i 三档：51.15

63==

z z i 09.51cos 265==+n m A z z β

取51

解得：205=z 316=z 所以55.13=i 四档：10.17

84==

z z i 09.51cos 265==+n m A z z β

取51

解得：237=z 288=z 所以21.14=i 五档：8.09105==

z z i 09.51cos 265==+n

m A z z β

取51 解得：289=z 2310=z 所以82.05=i

2、对中心距进行修正

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h z 和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。修正后中心距一二档: A ＇=

02.6222

cos 246

5.2cos 2=??=?

βh n z m mm ，三四五档：A ＇=88.6122cos 251

25.2cos 2=??=?

βh n z m mm 。

3、确定倒挡齿轮齿数

倒档齿轮选用的模数往往与一档接近，取模数为2.5，倒档齿轮R z 的齿数一般在21~23之间，选R z =21。

11213

1112.i z z z z i ≥=

倒 A 5.02

d 2d 13a a11≤++ 1111=z 2112=z 3213=z

1A =25.41)(2111=+z z m R 2A =5.67)(2

113=+z z m R 三、确定齿轮参数

一挡齿轮变位后参数：

角度变位后的端面压力角： t αtan =β

αcos tan n

所以 42.21=t α 端面啮合角：A

A n

n ααcos ''cos =

解得38.21'=n α? 查表得变位系数和：ξ=0.21

1ξ=0.38 2ξ=-0.17

008.0'-=-=

n m A A y

=?y ξ- n y =0.218

分度圆直径: mm z m d n 05.35cos 1

1==

βcos 22z m d n ==88.95mm

齿顶高 1a h =n a

m y h )ξ(1*?-+=2.905mm 2a h =(y h ?-+2*

ξα)n m =1.53mm 齿根高1f h =（*a h +*c -1ξ）n m =2.175mm 2f h =(*

a h +*c - 2ξ)n m =3.55mm

全齿高 1h =1a h +1f h =5.08mm 2h =2a h +2f h =5.08mm 齿顶圆直径：1211a a h d d +==40.86mm 2222a a h d d +==92.01mm 齿根圆直径：1121f f h d d -==30.7mm 2222f f h d d -==81.85mm 当量齿数 1n z =

31cos βz =16.3 2n z = 3

cos β

z =41.37 二档齿轮变位后参数：

角度变位后的端面压力角： t αtan =β

αcos tan n

所以 ?=42.21t α 端面啮合角：A

A n

n ααcos ''cos =

解得38.21'=n α? 查表得变位系数和：ξ=0.21

1ξ=0.31 2ξ=-0.1

008.0'-=-=

n m A A y

=?y ξ- n y =0.228

分度圆直径: mm z m d n 45.40cos 3

3==

βcos 44z m d n ==83.55mm

齿顶高 3a h =n a

m y h )ξ(1*?-+=2.73mm 4a h =(y h ?-+2*

ξα)n m =1.705mm 齿根高3f h =（*a h +*c -1ξ）n m =2.35mm 4f h =(*

a h +*c -2ξ)n m =3.375mm

全齿高 3h =5.08mm 4h =5.08mm

齿顶圆直径：4332a a h d d +==45.91mm 4442a a h d d +==86.96mm 齿根圆直径：3332f f h d d -==35.75mm 4442f f h d d -==76.8mm 当量齿数 3n z =

33cos βz = 18.8 4n z = 3

cos β

z =38.86 三档齿轮变位后参数：

角度变位后的端面压力角： t αtan =

αcos tan n

所以 ?=47.21t α

端面啮合角：A

A n

n ααcos ''cos =

解得75.21'=n α? 查表得变位系数和：ξ=0.32

1ξ=0.23 2ξ=0.09

=-=

n m A A y '0.048

=?y ξ- n y =0.272

分度圆直径: mm z m d n 63.48cos 5

5==

βcos 66z m d n ==75.37mm

齿顶高 5a h =n a

m y h )ξ(1*?-+=2.156mm 6a h =(y h ?-+2*

ξα)n m =1.84mm 齿根高5f h =（*a h +*c -1ξ）n m =2.295mm 6f h =(*

a h +*c -2ξ)n m =2.61mm

全齿高5h =4.45mm 6h =4.45mm

齿顶圆直径：5552a h d da +==52.941mm 6662a h d da +==79.051mm 齿根圆直径：5552f f h d d -==44.04mm 6626f f h d d -==70.15mm 当量齿数 5n z =

35cos βz =25.24 6n z = 3

cos β

z =39.12 四档齿轮变位后参数：

角度变位后的端面压力角： t αtan =β

αcos tan n

所以 ?=47.21t α 端面啮合角：A

A n

n ααcos ''cos =

解得75.21'=n α? 查表得变位系数和：ξ=0.32

1ξ=0.18 2ξ=0.14

=-=

n m A A y '0.048

=?y ξ- n y =0.272

分度圆直径: mm z m d n 92.55cos 7

7==

βcos 88z m d n ==68.07mm

齿顶高 7a h =n a

m y h )ξ(1*?-+=2.043mm 8a h =(y h ?-+2*

ξα)n m =1.953mm

齿根高7f h =（*a h +*c - 1ξ）n m =2.4075mm 8f h =(*

a h +*c -2ξ)n m =2.495mm

全齿高 7h =4.45mm 8h =4.45mm

齿顶圆直径：7772a h d da +==60.006mm 8882a h d da +==71.976mm 齿根圆直径：7772f f h d d -==51.105mm 8828f f h d d -==63.08mm 当量齿数 7n z =

37cos βz =30.28 8

n z = 3

cos βz =34.07 五档齿轮变位后参数：

角度变位后的端面压力角： t αtan =β

αcos tan n

所以 ?=47.21t α 端面啮合角：A

A n

n ααcos ''cos =

解得75.21'=n α? 查表得变位系数和：ξ=0.32

1ξ=0.13 2ξ=0.19

=-=

n m A A y '0.048=?y ξ- n y =0.272

分度圆直径: mm z m d n 08.68cos 9

9==

βcos 1010z m d n ==55.92mm

齿顶高 9a h =n a

m y h )ξ(1*?-+=1.9305mm 10a h =(y h ?-+2*

ξα)n m =2.066mm 齿根高9f h =（*

a h +*c -1ξ）n m =2.52mm 10f h =(*a h +*c -2ξ)n m =2.385mm

全齿高9h =4.45mm 10h =4.45mm

齿顶圆直径：9992a h d da +==71.941mm 1010102a h d da +==60.051mm 齿根圆直径：9992f f h d d -==63.04mm 1010210f f h d d -==51.15mm 当量齿数 9n z =

39cos βz =35.33 10n z = 3

cos β

z =29.02 倒档齿轮变位后参数：

角度变位后的端面压力角： ?==20n t αα 查表得变位系数和：ξ=0

1ξ=0.23 2ξ= -0.23 3ξ=0.23

=-=

n m A A y '0

=?y ξ- n y =0

分度圆直径: n m d 1111z ==27.50mm n m d 1212z ==52.50mm n m d 1313z ==80mm

齿顶高 11a h =n a

m y h )ξ(1*?-+=3.075mm 12a h =(y h ?-+2*ξα)n m =1.925mm 13a h =n a

m y h )ξ(3*

?-+=3.075mm 齿根高11f h =（*

a h +*c -1ξ）n m =2.55mm 12f h =(*a h +*c -2ξ)n m =3.70mm

13f h =（*

a h +*c -3ξ）n m =2.55mm

全齿高11h =5.625mm 12h =5.625mm 13h =5.625mm

齿顶圆直径：1111112a h d da +==33.65mm 1212122a h d da +==56.35mm 1313132a h d da +==86.15mm

齿根圆直径：1111112f f h d d -==22.40mm 1212122f f h d d -==45.10mm 1313132f f h d d -==74.90mm

第三章齿轮的校核

3.1 齿轮的损坏形式

变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏以

及齿面胶合。

3.2 齿轮加工方法及材料

与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽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合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。

国汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi 、20GrMn 2TiB 、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为58~63HRC ，心部硬度为33~48HRC 。

本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi ，一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi

3.3 计算各轴的转矩

发动机最大转矩为130Nm ，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率

96%。

输入轴 m N 842.10098.098.0130max ?=??=??=承离入ηηe T T

输出轴一档21T =1i T 齿承入ηη=100.842×0.98×0.98×2..54= 274.082Nm 输出轴二档22T =2i T 齿承入ηη=100.842×0.98×0.98×2.07= 200.477Nm 输出轴三档23T =3i T 齿承入ηη=100.842×0.98×0.98×1.55= 150.115Nm 输出轴四档24T =4i T 齿承入ηη=100.842×0.98×0.98×1.125= 108.955Nm 输出轴五档25T =5i T 齿承入ηη=100.842×0.98×0.98×0.82=79.416 Nm 倒挡轴 1倒T =1211—齿承入i T ηη=123.55×0.98×0.98×1.91=184.893 Nm 2倒T =13121—齿承倒i T ηη=190.22×0.98×0.98×1.52=270.585Nm

3.4 齿轮弯曲强度计算

斜齿轮弯曲应力w σ εσ

πβσK yK zm K T c n

g w 3cos 2=

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，σK =1.50；

y —齿形系数，可按当量齿数β3cos z z n =在图中查得；

c K —齿宽系数c K =7.0

εK —重合度影响系数，εK =2.0。

当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MP a 围，对货车为100～250MP a 。

图5-1 齿形系数图

一档齿轮的弯曲应力：

1z =13，2z =33，1y =0.158，2y =0.158，1T =入T =100.842N .m ，21T =274.082N .m ，β=21.96°

εσ

πβσK K y m z K T c n w 13

111cos 2==33100

.20.7158.05.21314.350.196.21cos 842.1002?????????。 =215.44MP a <180～350MP a

εσ

πβσK K y m z K T c n w 23

2212

cos 2==3

3100

.20.7158.05.23314.350.196.21cos 082.2742?????????。 =206.67MP a <100～250MP a 二档齿轮的弯曲应力：

3z =15，4z =31，3y =0.138，4y =0.143，3T =入T =100.842N .m ，22T =200.477N .m ，β=21.96°

πβσK K y m z K T c n w 33

333cos 2=

=197.33MP a <180～350MP a ε

πβσK K y m z K T c n w 434224cos 2=

=183.93MP a <100～250MP a

三档齿轮的弯曲应力：

5z =20，6z =31，5y =0.154，6y =0.155，5T =入T =100.842N .m ，23T =150.115N .m ，β=22.27°

πβσK K y m z K T c n w 53

555cos 2=

=181.93MP a <180～350MP a

εσ

πβσK K y m z K T c n w 6

36236cos 2=

=173.21MP a <100～250MP a

四档齿轮的弯曲应力：

7z =23，8z =28，7y =0.156，8y =0.154 7T =入T =100.842N .m ，24T =108.955N .m ，β=22.27°

πβσK K y m z K T c n w 73

777cos 2=

=149.33MP a <180～350MP a ε

πβσK K y m z K T c n w 838248cos 2=

=145.28MP a <100～250MP a

五档齿轮的弯曲应力：

9z =28，10z =23，9y =0.155，10y =0.154，9T =入T =100.842N .m ，25T =79.416N .m ，β=22.27°

πβσK K y m z K T c n w 93

999cos 2=

=133.60MP a <180～350MP a εσ

πβσK K y m z K T c n w 10

3102510cos 2=

=124.31MP a <100～250MP a

倒档齿轮的弯曲应力：

11z =11，12z =21，11z =32，11y =0.135，12y =0.114，13y =0.135，11T =入T =100.842N .m ，1倒T =184.893N .m ，2倒T =270.585Nm ，c K =7

n f w K y m z K K T 11

31111112πσσ

=717.75MP a <400～850MP a

n f w K y m z K K T 123

121122πσσ

倒==816.31MP a <400～850MP a

c n f w K y m z K K T 13

132132πσσ

倒=

=662.03MP a <400～850MP a

f K 为摩擦力影响系数，主动齿轮f K =1.1，从动齿轮f K =0.9

3.5 轮齿接触应力计算

???

? ??+=b z g j bd E

T ρρβασ11cos cos 418

.0 （4.3）

式中：j σ—轮齿的接触应力（M P 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（M P 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)。

将作用在变速器第一轴上的载荷2/max e T 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力

j σ见表4.1。

弹性模量E =20.6×104

N ·mm -2，齿宽n c c m K m K b ==，k 取7

计算齿轮的接触应力：

1T =100.842N .m ，21T =274.082N .m ，α=?20，?=96.21β，βαρ2cos /sin z z r =，

βαρ2cos /sin b b r = ，节圆直径：1d =

2112z z Az +=35.05mm 2d =2

2z z Az +=88.95mm ???

??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418.0111 =1244.76MP a <1900～2000MP a ???? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418.02212 =1217.24MP a <1900～2000MP a ???

? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418

.0323 =840.35MP a <1900～2000MP a

???

??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418.04224 =824.24MP a <1900～2000MP a ???? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418.0535 =962.51MP a <1900～2000MP a ???

? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418.06236 =943.29MP a <1900～2000MP a ???? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418.0747 =999.59MP a <1900～2000MP a ???

? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418

.08248 =919.55MP a <1900～2000MP a ???? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418

.0959 =925.04MP a <1900～2000MP a ???

? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418.0102510 =906.13MP a <1900～2000MP a ???? ??+=b z

j bd E

T ρρασ11cos 418.01111倒 =1472.09MP a <1900～2000MP a ???

? ??+=b z j bd E T ρρασ11cos 418.012112

倒=1409.50MP a <1900～2000MP a ???? ??+=b z j bd E

T ρρασ11cos 418

.013213倒=1154.36MP a <1900～2000MP a 综合齿轮的弯曲应力和接触应力，此次设计的齿轮均基本满足强度要求。

3.6 齿轮的受力分析

一挡齿轮的受力：

1T =100.842N·m, 21T =274.082N·m 1d =35.05mm 2d =88.95mm N 18.575421

1==

d T F t ==22122d T F t 6162.61N

cos tan 11==

βαt r F F 2258.19N cos tan 22==β

t r F F 2418.48N

==βtan 11t a F F 2320.17N ==βtan 22t a F F 2484.85N

倒挡齿轮的受力：

倒T =100.842Nm ，1倒T =184.893Nm ，2倒T =270.585Nm ，11d =27.5mm ，12d =52.5mm ，13d =80mm

112d T F t 倒7333.39Nm ，==

1122d T F t 倒10308Nm ，==

132d T F t 倒6764.63Nm cos tan 1111==

βα

t r F F 2669.34Nm ， cos tan 1212==β

αt r F F 3751.81Nm ， cos tan 1313==βαt r F F 2462.12Nm

第四章轴的设计计算 4.1轴的强度计算

变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算。

4.2初选轴的直径

第一轴花键部分直径d （mm ）可按式（5.1）初选

3max e T K d = （5.1）

式中：K 为经验系数，K =4.0～4.6；max e T —发动机最大转矩（Nm ）。

4.3轴的强度验算

轴在垂直面挠度为c f ，在水平面挠度为s f 和转角为δ。

EIL b a F f c 3221= EIL b a F f s 3222= ()EIL

a b ab F 31-=δ

式中：1F —齿轮齿宽中间平面上的径向力（N ）；

2F —齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N ）；

E —弹性模量（MP a ）

，E =2.1×105MP a ； I —惯性矩（mm 4

）

，对于实心轴，644d I π=；d —轴的直径（mm ），花键处按平均直径计算；

a 、

b —齿轮上的作用力矩支座A 、B 的距离（mm ）

； L —支座间的距离（mm ）

。

轴的全挠度为2.022≤+=

s c f f f mm 。

轴在垂直面和水平面挠度的允许值为[]c f =0.05～0.10mm ，[]s f =0.10～0.15mm 。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad 。 4.3轴的刚度

一挡输入轴：

1r F =2258.19N ，1d =35.05mm ，1a =21.75mm,L =195mm 1b =173.25mm

d b a F EIL b a F f r r c 4

21122113643π===0.001mm<[]c f EL

d b a F EIL b a F f t t s 4

21122113643π===0.003mm<[]s f 所以mm 2.0032.02

1211≤=+=mm f f f s c

d a b b a F EIL

a b b a F r r 4

111111113)

(643)(πδ-=

=410-4rad<0.002rad

倒挡输出轴：

13r F =2462.12N ，13d =80mm ，13a =23.75mm ，L =195.5mm ， 13b =171.75mm

EL d b a F EIL b a F f r r c 4

132

21313221313

3643π===0.018mm<[]c f EL

d b a F EIL b a F f t t s 4

132

1313221313

3643π===0.049mm<[]s f 所以mm mm f f f s c 02.005.02

1321313≤=+=

d a b b a F EIL

a b b a F r r 4

13131313131313133)

(643)(πδ-=

=6×10-4rad<0.002rad

4.4轴的强度计算

（1）输入轴强度计算

1d =35.05mm ，1T =100.842N .m ，1a =21.75mm ，1d =35.05mm,1L =195mm

1t F =5754.18N .m ，

1r F =2258.19N 1a F =2320.17N .m

1) 求H 面支反力1H F 、2H F 和弯矩H M

L a L F F a L F L F t H t H 81.641195

.17318.5754)(0

)(111111=?=-==--

a F F a F L F t t H H 37.51120

111122===-

Nm a F M BH H 19.1111==

2)求V 面支反力1V F 、2V F 和弯矩V M

L F d F a F F F F V a R R V V 211111

215.0=+=+

F N F V V 80.179739.46021==

Nm b F M v v 76.7912==

由以上两式可得

Nm T M M M V H 98.1692122

=++=

[]MPa 400MPa 01.884516998032323

31=≤=?==

σππσd M 第五章轴承校核

5.1输入轴轴承校核

5.2初选轴承型号

由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号32209，转速n =5000r/min ，查《机械设计实践》该轴承的o C =145000N ，r C =188000N ，e =0.35，预期寿命,h L =30000h 5.12计算轴承当量动载荷P

11r a F F =3537.95/3438.18=1.03＞e =0.35。查《机械设计原理与设计》，则X =0.4，Y

查《机械设计实践》Y =1.7。

()11a r p YF XF f P +=，p f 为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设计原理与设计》

。 p f （1.2～1.8）取p f =1.2

()11a r p YF XF f P +==1.2（0.4×3438.18+1.7×3537.95）=8867.74N

3、计算轴承的寿命

4、

基本额定寿命h L ε

??=P C n 60106，ε为寿命系数，对球轴承ε=3；对滚子轴承ε=10/3。

L P C f n L n T h 56.51225)74

.886410371(5000601060103

366=???=?

? ??=ε

》,h L =30000h 合格[19,20]。

可判断出轴承的寿命满足设计要求。

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 (2) 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 (3) 2.3.1确定第一档齿轮传动比 (3) 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 (6) 2.3.7确定第五档 (7) 2.3.8确定倒挡 (7) 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。 5：要求熟练操作office等办公软件，处理排版，字体等内容。

两轴变速器

第1章变速器的基本设计方案 (4) 1.1变速器设计的基本要求： (4) 第2章变速器主要参数的选择 (5) 2.1确定最高、低档传动比及档数： (5) 2.2初选中心距： (7) 2.3分配各档齿数： (7) 2.3.1模数 (7) 2.3.2压力角α (7) 2.3.3螺旋角β (7) 2.3.4齿宽 (7) 2.3.5确定一挡齿轮的齿数 (8) 2.3.6确定二挡齿轮的齿数 (9) 2.3.7确定三挡齿轮的齿数 (11) 2.3.8确定四挡齿轮的齿数 (12) 2.3.9确定五挡齿轮齿数 (14) 2.3.10确定倒档齿数 (16) 第3章变速器齿轮的的校核 (18) 3.1轮齿弯曲强度计算 (18)

3.1.1直齿弯曲应力 (18) 3.1.2斜齿轮弯曲应力 (19) 3.2轮齿的接触应力 (20) 3.2.1一档接触应力 (21) 3.2.2二档接触应力 (21) 第4章变速器轴的设计计算 (22) 第5章变速器轴的校核 (23) 5.1轴的工艺要求 (23) 5.2计算齿轮的受力，选择一档受力分析，进行轴的刚度和强度校核。23 5.2.1一挡齿轮1， 2的圆周力 F、2F (23) 1 5.3轴的刚度计算 (24) 5.4轴的强度计算 (25) 第6章变速器轴承校核 (28) 6.1初选轴承型号 (28) 6.2计算轴承当量动载荷P (28) 6.3计算轴承的基本额定寿命 L (29) h

参考文献 (30)

第1章变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。 1.1变速器设计的基本要求： 1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。 4）设置动力输出装置。 5）换挡迅速、省力、方便。 6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应有高的工作效率。 8）变速器的工作噪声低。除此之外，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。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。两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。

三轴式五挡手动变速器毕业设计(CAD图 )

三轴式五档手动变速器设计摘要本设计的任务是设计一台用于通用五菱之光微型车的三轴式五档手动变速器，该变速器有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。随着科学技术的日益发展，汽车的各项性能也日臻完善。现代汽车已成为世界各国国民经济和社会生活中不可缺少的交通工具。现代汽车除了装有性能优良的发动机外还应该有性能优异的传动系与之匹配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来，因此汽车变速器的设计显得尤为重要。分析了为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出的设计要求。详细介绍了变速器机构方案的确定，变速器主要参数的选择，变速器的设计计算，同步器设计计算等在变速器设计过程中的关键步骤。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，加速等各种行驶工况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，用时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空档和倒档。需要变速器还有动力输出功能。关键词：变速器；同步器；档数；轴；Three axis manual shift transmission design in five Abstrack This design task is to design a used for general WuLing sunshine in fiveof the three axis subcompact manual shift transmission ，the transmission hastwo outstanding advantages ：one is its direct transmission of high transmissionefficiency ；wear and noise minimal ；Second：in the gear center distanceissmaller still can acquire larger gear transmission . Along with the development of science and technology the car of variousperformance also is being perfected . Hyundai has become the world nationaleconomic and social life of indispensable transport . Modern car with goodperformance engine except outside still should have excellent performancedrivetrain matching car performance will play out so the incisively and vividlyauto transmission design is particularly important. Analyzed in order to ensuretransmission has good work performance ：the transmission should proposedesign requirements. Introduces the transmission mechanism project determinationand transmission main parameters are selected the transmission design calculation the synchronizer design calculation in design process such asa critical step in transmission. Transmission used to change to the drive wheels on the engine torque ancdrotational speed the purpose is back starting climbing turn accelerate etc. Various kinds of driving conditions the automobile get different traction and theengine speed and use it in the most favorable work within the working conditions. Transmission has gap and reversing. Need transmission and power outputfunctions.Keywords: transmission Synchronizer File numbered Axis 目录中文摘要英文摘要主要符号表1 绪论1.1 概述1.2 五档手动变速器的研究意义1.3 国内外相关研究现状1.3.1 手动变速器（MT）1.3.2 自动/手动变速器（AMT）1.3.3 自动变速器（AT）1.3.4 无级变速器（CVT）1.3.5 双离合器变速器（DCT）1.4 本文主要研究工作2 机械式变速器的概述及其方案的确定2.1 变速器的功用和要求2.2 变速器结构方案的确定 2.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择2.2.2 倒档传动方案2.3 变速器主要零件结构的方案分析2. 3.1 齿轮型式2.3.2 换档结构型式3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 档数和传动比3.1.2 中心距3.1.3 轴向尺寸3.1.4 齿轮参数3.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定3.2.1 确定一档齿轮的齿数3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数3.2.3 确定其他档位的齿数3.2.4 确

两轴变速器设计72中心距

目录第一章数据计算 1.1设计初始数据 (2) 1.2 齿轮参数 (5) 1.3 各档齿轮齿数的分配 (6) 第二章齿轮校核 2.1齿轮材料的选择原则 (14) 2.2计算各轴的转矩 (15) 2.3轮齿强度计算 (15) 第三章轴及轴上支承的校核 3.1轴的工艺要求 (17) 3.2轴的强度计算 (17)

第一章数据计算 1.1设计初始数据：（方案一）学号：17 最高车速：m ax a U =169+17=186Km/h 发动机功率：m ax e P =75+17=92KW 转矩：max e T =170-17×1=153Nm 总质量：m a =1710+17×2=1744Kg 转矩转速：n T =3200r/min 车轮：185/60R14S r ≈R=14×2.54×10/2+0.6×185=298.88mm 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 =0.8（取值范围在0.7~0.8） 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）×3200=4480～6400r/min max e T =9549× p e n P max α （式中α=1.1～1.3，取α=1.2）

乘用车最高车速高，p n 值躲在4000r/min 以上（汽车设计P 29）取p n =6000r/min 主减速器传动比0i =0.377×0 max i i r n g p =0.377×6000×0.29/0.8×186=4.408 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 ==1744×9.8=17091N ； max e T —发动机最大转矩，max e T =153N .m ； 0i —主减速器传动比，0i =4.408； T η—传动系效率，T η=86%（取值在85%~90%）； r —车轮半径，r =0.29m ； f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.01； α—爬坡度，取α=16.7° i 0≥1744×9.8×0.29×(0.001×0.958+0.287)/153×4.408×86% i 0≥2.534 ②满足附着条件。

车辆工程毕业设计82大众速腾轿车五档手动变速器设计说明书

第1章绪论 1.1 本次设计的目的意义随着经济和科学技术的不断发展，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国人民生活水平的不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临的是机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有机遇同时不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还存在着一定的差距。发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。在经济方面考虑合适的变速器也非常重。本次设计对轿车变速器的结构进行了介绍，阐述了轿车主要参数的确定，在机构方面选择了机械式变速器确定变速设计的主要参数，在变速器的寿命方面以及与变速器相关的操纵机构也进行了介绍。 1.2 变速器的发展现状汽车问世百余年来，特别是从汽车的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车已经成为世界经济的发展、为人类进入现代生活，产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步做出了不可磨灭的巨大贡献，掀起了一场划时代的革命。自从汽车采用内燃机作为动力装置开始变速器就成为了汽车重要的组成部分，现代汽车广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但其转矩和转速变化范围较小，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，故其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾，这对矛盾靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。因此在汽车传动系中设置了变速器和主减速器，以达到减速增矩的目的。变速器对整车的动力性与经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。汽车行驶的速度是不断变化的，即要求汽车变速器的变速必要尽量多，尽管传统的齿轮变速器并不理想但以其结构简单、效率高、功率大三大显著特点依然占领者汽车变速器的主流地位。虽然传统机械师的手动变速器具有换挡冲击大，体积大，操纵麻烦等诸多缺点，但仍以其传动效率高、生产制造

三轴五档变速器设计说明书

.. . … 高级轿车三轴五档手动机械式变速器目录一、设计任务书 (4) 二、机械式变速器的概述及总体方案论证 (4) 2.1 变速器的功用、要求、发动机布置形式分析 (4) 2.2 变速器传动机构布置方案 (5) 2.2.1 传动机构布置方案分析 (5) 2.2.2 倒挡布置方案 (7) 2.3 变速器零部件结构方案分析 (8) 三、变速器主要参数的选择与主要零件的设计 (11) 3.1 变速器主要参数选择 (11) 3.1.1 档数与传动比 (13) 3.1.2 中心距 (14) 3.1.3 外形尺寸 (14) 3.1.4 齿轮参数 (15) 3.2 各档齿轮齿数的分配 (15) 3.2.1 确定一档齿轮的齿数 (15) 3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数 (16) 3.2.3 确定其他档位的齿数 (18) 3.2.4 确定倒挡齿轮的齿数 (18)

3.3 齿轮变位系数的选择 (19) 四、变速器齿轮的强度计算与材料的选择 (22) 4.1 齿轮的损坏原因及形式 (22) 4.2齿轮的强度计算与校核 (22) 4.2.1齿轮弯曲强度计算 (23) 4.2.2齿轮接触应力 (24) 五、变速器轴的强度计算与校核 (26) 5.1变速器轴的结构和尺寸 (26) 5.1.1 轴的结构 (26) 5.1.2 确定轴的尺寸 (26) 5.2轴的校核 (27) 5.2.1 第一轴的强度与刚度校核 (28) 5.2.2 第二轴的校核计算 (29) 六、变速器同步器的设计及操纵机构 (30) 6.1 同步器的结构 (31) 6.2 同步环主要参数的确定 (33) 6.3 变速器的操纵机构 (35) 参考文献 (36)

汽车三轴五档变速器设计

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，同时使发动机在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。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布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通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阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，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。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。关键字：挡数；传动比；齿数；轴

Abstract Transmission 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

五档变速器设计说明书

汽车设计课程设计说明书设计题目：汽车五档变速器08级汽车制造与装配设计者：尤建超指导教师：梅彦利

目录第一部分：车型基本参数---------------------------3 第二部分：传动方案拟定---------------------------4 第三部分：变速器主要参数的选择--------------------5第四部分：变速器齿轮的设计计算--------------------6第五部分：变速器轴的设计计算----------------------14第六部分：滚动轴承的选择和计算--------------------18第七部分：参考资料------------------------------20

一.机械式变速器的概述及其方案的确定 §1.1 变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是： 1.应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 2.工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 3.重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 4.传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 5.噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。 §1.2 变速器结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。 1．变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.96~0.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及

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：m ax a U =113Km/h 发动机功率：m ax e P = 转矩：max e T = 总质量：m a =4123Kg 转矩转速：n T =2200r/min 车轮：R16（选）设计的初始数据表已知基本数据车轮：R16（选）查GB/T2977-2008 r=337mm 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 r i i T T g +==max ψmg （）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 ==?=；最高车速 m ax a U （Km/h ）发动机率 m ax e P （Kw ）额定转矩 max e T 总质量 a m （Kg ）转矩转速 T n （r/min ）主减速器传动比0i 车轮半径 r （mm ） 113 4123 2200 337

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： T e r g i T mgr i η0max max 1ψ≥ =41239.80.2940.337 5.1720 6.5 4.3686.4%???=?? （）驱动轮与路面的附着条件： ≤r T g r i i T η01emax φ2G （） 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=?取75.0=? 1g i ≤ 2max 00.641239.80.750.337 7.9 206.5 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 == = = 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 45.8 1.55= 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：

两轴式五档变速器说明书打印

第一章设计方案 1.1 设计方案和基本数据乘用车（二轴式）基本参数如下表最大功率：57KW 最高车速: 134Km/h 最大转矩：105N·m 整车总质量：1040Kg 最大转矩转速：3300r/min 最大功率转速：5100r/min 前轮胎规格：165/60 R14 表1-1设计基本参数表 1.2 变速器设计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。第二章变速器主要参数的选择 2.1变速器主要参数的选择一、挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用4~~5个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4~~5个挡位或多挡。装载质量在2~3.5T 的货车采用5挡变速器，装载质量在4~8T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本次设计选用的是5挡变速器。

(整理)二轴五档变速器设计说明书.

经济型轿车机械式手动变速箱设计计算说明书

目录 1.设计任务书 (2) 2.总体方案论证 (2) 3.变速器主要参数及齿轮参数的选择 (5) 4.变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析 (15) 4.1变速器齿轮 (15) 4.2变速器的轴 (19) 4.3变速器轴承 (24) 5.驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核 (31) 6.普通锥齿轮差速器的设计 (37) 7.设计参数汇总（优化后） (45) *参考文献 (48)

1设计任务书根据给定汽车车型的性能参数，进行汽车变速箱总体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，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。表1-1 轿车传动系统的主要参数 2 总体方案论证变速器的基本功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到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。此外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。变速器设计应当满足如下基本要求： ?具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标； ?有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车； ?换档迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性（自动、半自动和电子操纵机构）； ?工作可靠。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生； ?应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出； ?效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下： 2.1 传动机构布置方案分析

变速器毕业设计说明书

前言变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。变速器在汽车中起着重要的作用，它能使汽车以非常低且稳定的车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。随着汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出更经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为汽车工程本科毕业生，必须肩负的重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。经过四年的刻苦学习，我掌握了四十多门基础知识和专业知识，阅读了大量的专业书籍，为从事汽车行业的工作打下了坚实的基础。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行了这次设计。毕业设计是对我们在大学期间所学知识的一次检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。由于毕业设计具有特殊的重要意义，在两个多月的毕业设计时间里我们到单位实习，并阅读了大量的汽车资料，虚心向老师请教，且在老师的指导下，将老师传授的设计方法运用到自己的设计中，使本次毕业设计得以顺利完成。本人的设计题目、要求及任务是：轻型货车变速器设计（4＋1）档设计参数：发动机: M emax=160 N·m ；车速：V max=100 Km/h ；额定转速：n=2800 rpm ；车轮滚动半径：R0=0.42 m ；汽车总质量：2200 Kg ；爬坡度：30﹪；主减速比：i0=4.5 ；驱动轮上法向反作用力：F Z=1300 Kg 。设计要求: 采用中间轴式、全同步器换档。本次设计要求：对各档齿轮的接触强度、弯曲应力及轴的强度、刚度以及轴承的载荷进行校核计算。设计工作量: 1、集资料、进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案。 2、选择正确的参数，对变速器的强度及刚度进行校核计算。 3、绘制变速器总装图1张（0号图）、壳体图1张（0号图）、操纵机构总装图1张（0 号图）、齿轮零件图折合1.5张（0号图），其中用计算机绘图折和4.0张A0，手绘图折和0.5张A0。总图量为4.5张以上0号图。 4、设计中的计算要求编程，上机计算，打印程序、结果。 5、英译中大于5000字符（折合中文约大于3000字）。 6、设计说明书应包括：目录、中、英文摘要、设计说明、方案论证、计算过程、结论、毕业设计完成情况的自我评价及其它说明。要求大于1.2万字。

轻型载货车五档变速器总成及变速传动机构设计方案

轻型载货车五档变速器总成及变速传动机构设计目录第一章前言第二章轻型载货车主要参数的确定 2.1质量参数的确定 2.2发动机的选型第三章变速器的设计与计算 3.1设计方案的确定 3.1.1两轴式 3.1.2三轴式 3.1.3液力机械式 3.1.4确定方案 3.2零部件的结构分析 3.3基本参数的确定 3.3.1变速器的档位数和传动比 3.3.2中心距 3.3.3变速器的轴向尺寸 3.3.4齿轮参数 3.3.5各档齿轮齿数的分配 3.4齿轮的设计计算 3.4.1几何尺寸计算 3.4.2齿轮的材料及热处理 3.4.3齿轮的弯曲强度 3.4.4齿轮的接触强度

第一章前言本次设计的课题为轻型载货车五档变速器总成及变速传动机构设计，该课题来源于结合生产实际。本次课题研究的主要内容是： 1.进行变速传动机构的设计<不包括同步器），完成标准件的选型。 2.完成强度计算。 3.对轴、齿轮等主要零件进行制造工艺分析。 4.对变速器装配工艺进行分析，包括装配顺序、轴承游隙调整、润滑等关于变速器的设计，首先要确定变速器的各档位的传动比和中心距，然后计算出齿轮参数以选择合适的齿轮并且对其进行校核，接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。本课题所设计出的变速器可以解决如下问题： a.正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性； b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶； c.操纵简单、方便、迅速、省力； d.传动效率高，工作平稳、无噪声； e.体小、质轻、承载能力强，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长； g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。第二章轻型载货车主要参数确定 2.1 质量参数的确定商用货车的总质量m a由整备质量m0、载质量m e和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即m a=m0+m e+65n1 1>整车整备质量m0 由m a= m0+m e+65n1,得： m0=m a-(m e+65n1> =3720-(1750+65×2） =1840kg m0=1840kg 2>质量系数ηm0 ηm0=m e/m0=1750/1840 =0.951 ηm0=0.951 2.2 发动机的选型根据已知数据对发动机最大功率进行估算，由公式：其中A≈B1H=1.414×2.023=2.8605m2 代入数据，得： =1/0.90<3720×9.8×0.02×100/3600+0.9×2.8605×1003/71640） = 58.5kw 参考数据，选用以下发动机，主要参数如下：

车辆工程毕业设计19东方之子1.8轿车5挡变速器设计说明书

第1章绪论随着科学技术的不断进步，汽车工业相应得到了迅速发展。特别是从汽车的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车已为世界经济的发展、为人类进入现代生活，产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步做出了不可磨灭的巨大贡献，掀起了一场划时代的革命ElI。 1.1选题目的及意义自从汽车采用内燃机作为动力装置开始，变速器就成为了汽车重要的组成部分，现代汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但其转矩和转速变化范围较小，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，故其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾，这对矛盾靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。因此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器，以达到减速增矩的目的。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。本次设计车型变速器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。变速器通过离合器与发动机相连，变速器的输入轴就可以和发动机达到同步转速。通过本次变速器的设计可以使我们更好的了解变速器的构造和设计方法，把我们大学所学的知识连成线，穿在一起，让我们运用的更加熟练；并根据所确定的参数设计出了变速器的结构，在设计的过程中注重了变速器的合理性与实用性，最后画出了变速器的工程图，同时也为我们以后的工作打下了良好的基础，锻炼了我们的动手和实践能力，让我们的学习生活变的更有意义。 1.2国内外研究现状近年来，随着微电子技术的飞速发展，电子控制自动变速器的问世，给汽车带来了更理想的传动系统。机电一体化技术进入汽车领域，推动汽车变速器装置的重大变革。自动变速器装置出现了电子化趋势，特别是大规模集成电路技术的发展，使由微机控制发动机和变速器换挡成为可能。目前，在汽车上所使用的自动变速器主要有以下几类：液力自动变速器、电子控制机械自动变速器和机械无级自动变速器。液力自动变速器（Automatic Transmission 或Automatic Transaxle，AT）的基本形式是液力变矩器与动力换档的旋转轴式机械变速器串联。从50年代起，装备液力自动变速器的轿

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变速器设计课程设计说明书

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