五档手动变速器课程设计说明
课程设计(二轴五档变速器 )
目录1方案的选择 (1)1.1设计任务书 (1)1.2总体方案论证 (1)1.3零部件结构方案分析 (2)1.3.1齿轮形式 (2)1.3.2换挡机构形式 (2)1.3.3变速器轴承 (2)2变速器主要参数的选择 (2)2.1传动比范围的选择 (2)2.2.1功率转速 (2)2.2.2主减速器传动比的初选 (3)2.2.3最小传动比的选择 (4)2.2.4最大传动比的选择 (4)2.2挡数 (5)2.3分配各挡传动比 (5)2.4传动路线图 (6)3变速器参数的计算与校核 (6)3.1初定中心距 (6)3.2初定齿轮参数（斜齿轮齿形参数） (7)3.2.1模数 (7)3.2.2压力角 (8)3.2.3齿宽 (8)3.2.4螺旋角 (9)3.2.5齿顶高系数与顶隙系数 (10)3.3分配各挡齿数 (10)3.3.1确定一挡齿轮的齿数 (11)3.3.2对中心距及一挡齿轮螺旋角进行修正 (11)3.3.3确定二挡齿轮的齿数 (12)3.3.4确定三挡齿轮的齿数 (12)3.3.5确定四挡齿轮的齿数 (12)3.3.6确定五挡齿轮的齿数 (13)3.3.7确定倒挡齿轮的齿数 (13)3.3.8变位系数 (13)3.4齿轮的校核 (16)3.4.1齿轮的损坏形式 (16)3.4.2齿轮的强度计算 (16)3.4.3齿轮的材料 (21)3.5轴的设计与校核 (21)3.5.1初选轴的直径 (21)3.5.2轴的可靠性分析 (21)3.6轴承的计算与校核 (27)3.6.1轴承形式的选择 (27)3.6.2轴承尺寸的选择 (27)3.6.3轴承寿命的计算 (29)4设计参数汇总（优化后） (34)4.1汽车主要参数 (34)4.2变速器主要设计参数 (34)参考文献 (37)1方案的选择1.1设计任务书根据给定的汽车性能参数，进行汽车变速箱传动方案设计，计算各部件的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图表1-1 乘用车传动系统的主要参数1.2总体方案论证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、加速等各种形式工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。
FR手动五档汽车变速器设计说明
i
这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式 同步器来实现换档。 关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮。
ii
目录
前 言 .....................................................................................................................................
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。
变速器5档课程设计
变速器5档课程设计一、课程目标知识目标：1. 学生能够理解变速器的基本结构，掌握5档变速器的工作原理；2. 学生能够掌握5档变速器的操作方法，了解不同档位与车速、扭矩之间的关系；3. 学生能够解释5档变速器在汽车行驶中的作用，以及其对燃油经济性和动力性能的影响。
技能目标：1. 学生能够正确操作5档变速器，进行模拟驾驶练习；2. 学生能够通过实际操作，熟练掌握换挡技巧，提高驾驶操作水平；3. 学生能够运用所学知识，分析并解决5档变速器在驾驶过程中可能遇到的问题。
情感态度价值观目标：1. 培养学生热爱汽车工程，关注汽车技术的发展，增强对汽车行业的兴趣；2. 培养学生具备安全意识，遵守交通法规，养成良好的驾驶习惯；3. 培养学生团队合作精神，学会与他人沟通交流，共同解决实际问题。
课程性质：本课程为汽车维修与驾驶技术课程的一部分，注重实践操作和理论学习相结合。
学生特点：学生具备一定的汽车基础知识，对驾驶操作感兴趣，但实践经验不足。
教学要求：结合学生特点和课程性质，通过理论讲解、实践操作、小组讨论等多种教学方式，使学生掌握5档变速器的相关知识，提高驾驶技能，培养良好的情感态度价值观。
将目标分解为具体学习成果，以便后续教学设计和评估。
二、教学内容1. 理论知识：- 变速器的基本概念与分类；- 5档变速器的结构组成与工作原理；- 5档变速器各档位的作用及使用场景；- 变速器与发动机、驱动轮的关系；- 变速器对汽车燃油经济性和动力性能的影响。
2. 实践操作：- 5档变速器操作方法及注意事项；- 换挡技巧及驾驶操作练习；- 变速器常见故障诊断与排除；- 模拟驾驶训练，提高驾驶技能。
3. 教学大纲：- 第一课时：变速器基本概念与分类，5档变速器结构组成；- 第二课时：5档变速器工作原理，各档位作用及使用场景；- 第三课时：变速器与发动机、驱动轮的关系，燃油经济性与动力性能影响；- 第四课时：5档变速器操作方法及注意事项，换挡技巧；- 第五课时：实践操作，模拟驾驶训练，故障诊断与排除。
(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（1）传动方案的选取根据提供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如下：1—输入轴 2—输入轴一档齿轮 3—输入轴倒档齿轮 4—倒档轴 5—倒档轴倒档齿轮6—输入轴二档齿轮 7—输入轴三档齿轮 8—三、四档同步器 9—输入轴四档齿轮10—支撑 11—输入轴五档齿轮 12—五档同步器 13—输出轴 14—输出轴五档齿轮 15—输出轴四档齿轮 16—输出轴三档齿轮 17—输出轴二档齿轮 18—一、二档同步器19—输出轴倒档齿轮 20—差速器半轴齿轮 21——差速器星行星齿轮图2-1 变速器传动方案该方案的的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，由于发动机横置，故主减速器不需要有改变转矩方向的作用，主减速器齿轮选用斜齿圆柱齿轮。
三轴式五挡手动变速器毕业设计(全套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?碌姆⒒映隼矗虼似当渌倨鞯纳杓葡缘糜任匾７治隽宋Ｖけ渌倨骶哂辛己玫墓ぷ餍阅埽员渌倨饔μ岢龅纳杓埔蟆Ｏ晗附樯芰吮渌倨骰狗桨傅娜范ǎ渌倨髦饕问难≡瘢渌倨鞯纳杓萍扑悖狡魃杓萍扑愕仍诒渌倨魃杓乒讨械墓丶街琛?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 确定倒档齿轮的齿数3.3 齿轮变位系数的选择4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1 齿轮的损坏原因及形式4.2 齿轮的强度计算与校核4.2.1 齿轮弯曲强度计算4.2.2 齿轮接触应力5 变速器轴的强度计算与校核5.1 变速器轴的结构和尺寸5.1.1 轴的结构5.1.2 确定轴的尺寸5.2 轴的校核5.2.1 第一轴的强度与刚度校核5.2.2 第二轴的校核计算6 变速器同步器的设计6.1同步器的结构6.2同步环主要参数的确定6.2.1同步环锥面上的螺纹槽6.2.2锥面半锥角6.2.3 摩擦锥面平均半径R 6.2.4 锥面工作长度b 6.2.5 同步环径向厚度6.2.6锁止角6.2.7同步时间t7 变速器的操纵机构8 结论致谢参考文献主要符号表m 汽车总质量kgg 重力加速度N/kgΨmax 道路最大阻力系数rr 驱动轮的滚动半径mmTδmax 发动机最大扭矩Nm i0 主减速比η 汽车传动系的传动效率igi 一档传动比G2 汽车满载载荷Nφ 路面附着系数A 第一轴与中间轴的中心距mmA′ 中间轴与倒档轴的中心距mmA 第二轴与中间轴的中心距mmKA 中心距系数m 直齿轮模数mn 斜齿轮法向模数α 齿轮压力角°斜齿轮螺旋角°b 齿轮宽度mmZx 齿轮齿数齿轮变位系数W 齿轮弯曲应力MPaj 齿轮接触应力MPaFt 齿轮所受圆周力NFa 轴向力NFr 径向力NTg 计算载荷NmK 应力集中系数Kf 摩擦力影响系数E 齿轮材料的弹性模量MPaK 重合度影响系数rz 主动齿轮节圆半径mm 1 绪论1.1 概述从上世纪50 年代第一辆国产载货汽车下线以来，我国汽车工业经过50 多年的发展，已经成为我国的支柱产业。
手动变速箱课程设计
手动变速箱课程设计一、课程目标知识目标：1. 学生能够理解手动变速箱的基本结构及其工作原理；2. 学生能够掌握手动变速箱的换挡操作流程；3. 学生能够了解手动变速箱的维护与保养知识。
技能目标：1. 学生能够独立完成手动变速箱的拆装与组装；2. 学生能够熟练进行手动变速箱的换挡操作；3. 学生能够运用所学的知识，分析和解决手动变速箱的常见故障。
情感态度价值观目标：1. 培养学生对手动变速箱及相关机械设备的兴趣，激发学生的学习热情；2. 培养学生的团队协作精神，提高沟通与交流能力；3. 培养学生珍惜设备、爱护工具的责任心，树立正确的使用和维护观念。
课程性质：本课程为汽车维修与检测专业课程，注重实践操作和理论知识的结合。
学生特点：学生为中职一年级学生，具备一定的汽车基础知识，动手能力强，对汽车维修感兴趣。
教学要求：结合学生特点和课程性质，采用理实一体化教学模式，强调实践操作，注重培养学生的动手能力和解决问题的能力。
通过本课程的学习，使学生能够掌握手动变速箱的相关知识和技能，为今后的工作打下坚实基础。
二、教学内容1. 手动变速箱的结构与原理- 变速箱的组成及各部分功能- 换挡原理及传动比计算- 离合器的作用与工作原理2. 手动变速箱的拆装与组装- 拆装工具的选择与使用方法- 变速箱拆装步骤及注意事项- 组装流程及检验标准3. 手动变速箱的换挡操作- 换挡技巧与方法- 操纵杆、同步器的作用与维护- 换挡时机与速度匹配4. 手动变速箱的维护与保养- 保养周期与保养项目- 油液检查与更换- 常见故障分析与排除方法5. 实践操作与案例分析- 变速箱拆装与组装实操- 换挡操作训练- 常见故障诊断与排除实操教学内容依据课程目标，以教材为基础，注重理论与实践相结合。
教学大纲明确教学内容安排和进度，使学生在掌握理论知识的基础上，提高实践操作能力。
教学内容涵盖手动变速箱的结构与原理、拆装与组装、换挡操作、维护与保养等方面，旨在培养学生具备手动变速箱相关知识和技能。
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)变速器的功用、要求、发动机布置形式分析 (4)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)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)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)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)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)齿轮的损坏原因及形式 (22)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)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)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)同步器的结构 (31)同步环主要参数的确定 (33)变速器的操纵机构 (35)参考文献 (36)一、设计任务书某款四座高级轿车整备质量1458kg，拟设计最高车速203km•h-1，最大功率124kW，对应转速6000r/min；最大转矩226N•m，对应转速4000r/min，前后轮胎尺寸均为205/60 R16。
第四组（1）画出手动机械式变速器的总装配图（0号图纸）；（2）画出所有手动机械式变速器内零部件图纸（需要标注装配尺寸、配合公差与明细栏，撰写装配技术要求等）；（0/1/2/3号图纸）（3）选取、设计和确定手动机械式变速器内各零部件结构、尺寸等，能实现所设计零部件的相关功能要求；（4）校核手动机械式变速器内的关键零部件；（5）设计说明书一份（5000字左右）二、机械式变速器的概述及总体方案论证变速器的功用、要求、发动机布置形式分析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的工况范围内工作。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
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 = 0.377max 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/minmax e T =9549×pe n P maxα （式中α=1.1～1.3，取α=1.2）所以，p n =9549×17153)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 =0.377×0max i i rn 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、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 ==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 =5.72②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 ≤%4.86012.419531595.075.0%608.940706.0⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=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 ====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 =48.5=1.552所以其他各挡传动比为：2g i =3q =3.738，3g i =2q =2.409，4g i =q =1.5521.1.2 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= （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，取9.0 ； max e T —发动机最大转矩（N .m ）；1i —变速器一挡传动比，1g i =5.6 ；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max e T =195N .m 。
则，31max g e A i T K A η==3%968.5195)6.96.8(⨯⨯～ =88.39～98.669（mm ）初选中心距A =94mm 。
1.2 齿轮参数1、模数 齿轮的模数定为4.0mm 。
2、压力角α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货车变速器螺旋角：18°～26° 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为23° 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，取7.0。
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，规定齿顶高系数取为1.00。
1.3 各挡齿轮齿数的分配图1.3.1变速器传动示意图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 βcos 2=（1.5） =423cos 942︒⨯ =43.26 取整为44即9Z =h Z -10Z =44-13=31 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。
109n0cos 2m A -=βhZ=︒+⨯cos23231134）（=95.54mm 取整为A=96mm 。
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 10β t α∴=21.57° 啮合角 ,t α： cos ,t α=t oAA αcos =0.925 ,t α∴=22.54° 变位系数之和 ()()nt ,t 109n tan 2αααξinv inv z z -+=∑=0.72538.21331109===z z U 47.010=ξ 225.047.00275.09=-=ξ 计算β精确值：A=10ncos 2mβhZ ︒=∴-56.23109β一挡齿轮参数：分度圆直径 1099n 9cos /m -=βz d =4×31/cos23.56°=135.22mm 10910n 10cos /m -=βz d =4×13/cos23.56°=56.71mm 齿顶高 ()n n 9an 9y h m h a ∆-+=*ξ=2.46mm ()n n 10an 10y h m h a ∆-+=*ξ=3.44mm式中：n 0n /m A A y ）（-==（96-95.54）/4=0.115 n n n y y -=∆∑ξ=0.725-0.115=0.61齿根高 ()n 9an 9h m c h f ξ-+=**=4.1mm ()n 10an 10h m c h f ξ-+=**=3.12mm齿全高 9f a9h h +=h =4.63mm 齿顶圆直径 99a92a h d d +==140.14mm 10a 10102h d d a +==63.59mm 齿根圆直径 9992f f h d d -==127.02mm 1010102f f h d d -==50.47mm 当量齿数 109399v cos /z z -=β=38.89 10931010v cos /z z -=β=16.86 节圆直径 mm z z z Ad 27.13521099'9=+=mm d r 64.6721'9'9==mm z z z Ad 36.54210910'8=+=mm d r 18.2721'10'10==3、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比9101g 12Z Z i Z Z = （1.6） =31138.5⨯=2.43 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，初选21-β=︒20，即 ()2121cos 2-+=βZ Z m A n （1.7） nm A Z Z 2121cos 2-=+β=420cos 962︒⨯=45.105由式（1.6）、（1.7）得1Z =12.79，2Z =32.31取整为1Z =12，2Z =32，则：101921gZ Z Z Z i ='=13133132⨯⨯=5.87≈1g i =5.8 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 232134=95.79mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 21-β t α=21.18° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒18.21cos 9479.95 ︒=503.21,t α 变位系数之和 ()()nt t inv inv z z αααξtan 2,21n -+=∑=()()︒︒-︒+20tan 218.21503.213213inv inv=0.29 查变位系数线图得： 46.2133212===z z U 4.01=ξ 11.04.029.02-=-=ξ 计算β精确值：A=2ncos 2mβhZ ︒=∴-36.2021β分度圆直径 2111cos -=βnm z d =55.47mm2122cos -=βnm z d =136.53mm齿顶高 ()n n 1an 1y h m h a ∆-+=*ξ=4.65mm ()n n 2an 10y h m h a ∆-+=*ξ==2.61mm式中：n 0n /m A A y ）（-==（96-95.79）/4=0.0525 n n n y y -=∆∑ξ=0.29-0.0525= 0.2375齿根高 ()n 1n an 1h m c h f ξ-+=**=3.4mm ()n2nan2hm c h f ξ-+=**=5.44mm齿全高 1f a1h h +=h =8.05mm 齿顶圆直径 11a12a h d d +==64.77mm 2a 222h d d a +==141.75mm 齿根圆直径 1112f f h d d -==48.67mm 2222f f h d d -==125.65mm 当量齿数 21311v cos /z z -=β=15.78 21322v cos /z z -=β=38.83节圆直径 mm z z z A d 47.552211'1=+= mm d r 73.2721'1'1==mm z z z A d 53.1362212'2=+= mm d r 27.6821'2'2==4、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=20°81722Z Z Z Z i =（1.8） 21287Z Z i Z Z ==3213738.3⨯=1.52 ()887n cos 2βZ Z m A +=（1.9）n 887cos 2m A Z Z β=+=424cos 942︒⨯=45.11由式（1.8）、（1.9）得7Z =27.20，8Z =17.91取整为7Z =27，8Z =18则，81722Z Z Z Z i ='=18132732⨯⨯=3.69≈2g i =3.738 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()8787cos 2-+=βZ Z m A n o =95.78mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 8β t α=21.21° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒21.21cos 9678.95 ︒=55.21,t α变位系数之和 ()nt ,t 87n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=0.3155.1182787===z z U 8ξ=0.2 7ξ=0.115 求8β的精确值：()887cos 2βZ Z m A n += 8β=20.36°二挡齿轮参数：分度圆直径 8777cos -=βnm z d =115.20mm8788cos -=βnm z d =76.80mm齿顶高 ()n n 7an 7y h m h a ∆-+=*ξ=3.42mm ()n n 8an 8y h m h a ∆-+=*ξ=3.76mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0. n n n y y -=∆∑ξ=0.26齿根高 ()n 7n an 7h m c h f ξ-+=**=4.54mm ()n8nan2hm c h f ξ-+=**=4.2mm齿全高 7f a7h h +=h =7.96mm 齿顶圆直径 77a72a h d d +==122.04mm 8a 882h d d a +==84.32mm 齿根圆直径 7772f f h d d -==106.12mm 8882f f h d d -==68.4mm 当量齿数 8377v cos /z z β==32.77 8388v cos /z z β==21.84节圆直径 mm z z z A d 2.1152877'7=+=mm d r 6.5721'7'7==mm z z z Ad 8.762878'8=+= mm d r 4.3821'8'8==（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选6β=21°21365Z Zi Z Z = （1.10） =3213409.2⨯ =0.979()6565cos 2-+=βZ Z m A n （3.11）由式（3.10）、（3.11）得5Z =22.64，6Z =22.17取整5Z =22，6Z =2361523Z Z Z Z i =' =23132232⨯⨯=2.355≈3i =2.409 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 ()6565cos 2-+=βZ Z m A n o =96.36mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 65-β=0.3897 t α=21.29° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒29.21cos 9636.96=0.935 ︒=73.20,t α变位系数之和 ()nt ,t 65n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=-0.54 045.1222356===z z U 5ξ=-0.25 6ξ=-0.45-（-0.25）=-0.29 求6β的精确值：()6565cos 2-+=βZ Z m A n 65-β=20.36° 三挡齿轮参数：分度圆直径 6555cos -=βnm z d =93.87mm666cos βnm z d ==98..13mm 齿顶高 ()n n 5an 5y h m h a ∆-+=*ξ=4.8mm ()n n 6an 6y h m h a ∆-+=*ξ=4.64mm式中：n 0n /m A A y ）（-==-0.09 n n n y y -=∆∑ξ=-0.45 齿根高 ()n 5n an 5h m c h f ξ-+=**=6mm ()n6nan6hm c h f ξ-+=**=6.16mm齿全高 5f a5h h +=h =10.8mm 齿顶圆直径 55a52a h d d +==103.47mm 6a 662h d d a +==107.41mm 齿根圆直径 5552f f h d d -==81.87mm 6662f f h d d -==85.81mm 当量齿数 6355v cos /z z β==26.699 6366v cos /z z β==27.91节圆直径 mm z z z Ad 87.932655'5=+= mm d r 93.4621'5'5==mm z z z A d 13.982656'6=+= mm d r 07.4921'6'6==（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角4β=22°21443Z Zi Z Z = （1.12） =3213552.1⨯=0.631()665cos 2βZ Z m A n +=（1.13）由（1.12）、（1.13）得3Z =17.205，4Z =27.295， 取整3Z =17，4Z =27则： 41324Z Z Z Z i =' =27131732⨯⨯=1.550≈4i =1.565 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()4343cos 2-+=βZ Z m A n o =94.93mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 43-β=0.393 t α=21.45° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒45.21cos 9693.94=0.920 ︒=02.23,t α变位系数之和 ()nt ,t 43n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=1.59 59.1172734===z z U 3ξ=0.68 4ξ=1.59-0.68=0.91 求螺旋角4β的精确值：()4343cos 2-+=βZ Z m A n 4β=23.56° 四挡齿轮参数：分度圆直径 4333cos -=βnm z d =74.15mm4344cos -=βnm z d =117.78mm齿顶高 ()n n 3an 3y h m h a ∆-+=*ξ=2.23mm()n n 4an 4y h m h a ∆-+=*ξ=3.15mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.2675 n n n y y -=∆∑ξ=1.1225 齿根高 ()n 3n an 3h m c h f ξ-+=**=2.28mm ()n4nan4hm c h f ξ-+=**=1.36mm齿全高 3f a3h h +=h =4.51mm 齿顶圆直径 33a32a h d d +==76.16mm 4a 442h d d a +==124.08mm 齿根圆直径 3332f f h d d -==69.59mm 4442f f h d d -==115.06mm 当量齿数 4333v cos /z z β==220.5 4344v cos /z z β==35.02节圆直径 mm z z z A d 18.742433'3=+= mm d r 09.3721'3'3==mm z z z A d 81.1172434'4=+= mm d r 91.5821'4'4==5、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 。