变速器设计
汽车设计课程设计变速器设计班级车辆新能源1111姓名指导教师邓利军前言汽车传动系是汽车的核心组成部分。
其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。
变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。
变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。
随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。
本设计在给定最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器传动比、齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，并对变速器的传动方案和结构形式进行设计，从而提高汽车的整体性能。
关键字：变速器传动比齿轮同步器目录设计任务书一、任务：1、确定两轴式四挡变速器传动机构的总体方案。
2、确定变速器的主要参数。
3、确定输入轴上所有零件的主要参数，设计变速器输入轴和输入轴上齿轮（任意一个齿轮）。
4、编制设计说明书。
二、原始条件：车型微型客车驱动形式FR4×2发动机位置前置最高车速U max=110km/h最大爬坡度i max≥30%汽车总质量m a=1410kg满载时前轴负荷率40%外形尺寸总长L a×总宽B a×总高H a=3496×1445×1841mm3迎风面积A≈0.85 B a×H a空气阻力系数C D=0.6轴距L=2200mm前轮距B1=1440mm后轮距B2=1420mm车轮半径r=300mm离合器单片干式摩擦离合器变速器两轴式、四挡设计的内容及方法本次设计在给定输出功率、转矩以及最高车速、最大爬坡度等条件下，完成此汽车传动机构的设计，并绘制出变速箱的装配图。
对于变速箱的设计主要内容有以下几点：一、传动机构的布置方案分析通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，选择出适合此车的传动机构布置方案。
二、变速器主要参数的选择确定变速器的档位数、传动比、中心距以及齿轮参数。
三、轴的基本尺寸选择和强度校核选择合适的尺寸的轴并对其进行校核。
四、同步器设计比较不同类型同步器的优缺点，选择适合此变速器的同步器类型，并对其参数进行确定。
变速器传动机构布置方案1.1前进挡布置方案目前流行的机械变速器主要有两轴式和中间轴式，现在对两种变速器具体分析。
1.1.1两轴式变速器与中间轴式变速器相较，两轴式变速器因轴和轴承少，所以结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，并且由于传动环节较少，故传动效率很高并且噪声也很低。
但两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时没中间轴式性能好。
1.1.2中间轴式变速器中间轴式变速器的输入轴后端通常与常啮合齿轮做成一体，并且绝大多数中间轴式变速器输入轴和输出轴都保持在同一直线上，经结合套连接后得到直接档，故用此方案的汽车在直接档是效率很高，噪声也很低，齿轮和轴承的磨损都会降低。
但是，除了直接档以外，其他挡传动效率都略有降低，噪声也有上升。
通过上述比较，又由于此车微型车，汽车总质量较小，乘客空间不大，结构较紧凑，故选用两轴式布置方式。
1.2倒档布置方案与前进挡相比，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现切换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮或接合套方式换挡。
汽车变速箱一般有如下设计方式，根据此次设计需要和比较我们选择图a 所示变速器进行参数设计。
变速器主要参数设计2.1 发动机最大功率P emax 及相应转速n p根据最高转速，用下式求出发动机的最大功率其中ηT 为传动系效率，一般取90%；f 为滚动阻力系数，对乘用车f =0.0165×{ 1+0.01（v a -50）}。
根据初始设计数据，可求得P emax=38.7⎪⎭⎫ ⎝⎛+=m ax 3m ax m ax 7614036001a D a a T e u A C u gf m P η对于总质量较小的汽油发动机n p 一般在4000～5000r/min 之间，故n p =4500r/min2.2发动机最大转矩T emax和相应转速n T根据下式确定T emaxT emax=9549×αP emax/n pα为转矩适应性系数，一般在1.1～1.3之间选取，此处选择α=1.2，故T emax=98N·mn p/n T一般在1.4～2.0之间选取，此处选为1.5，故n T=3000 r/min2.3档位数的选择增加挡数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速，但挡数增多，将使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率增高将增加换挡难度。
目前乘用车一般采用4～6个挡位，排量越大采用的档位数一般越多，此车为总质量很小的低排量微型车，故选择档位为4比较适宜。
2.4最低挡传动比选择要确定最低档传动比必须先确定主减速器的传动比，然后根据汽车行驶条件确定最低挡范围。
2.4.1主减速器传动比设计根据发动机转速与汽车行驶速度关系：u a=0.377r ni g i0式中u a取最高车速，由于此变速器为两轴式，最高传动比一般大于1，取为1.1，由此可算出i0 =4.22.4.2最低挡传动比确定按最大爬坡度来设计，上坡时，应满足驱动力不小于阻力之和，即：T emax·i0 ·i1·ηTr≥ Gfcosαmax+Gsinαmaxf为坡道阻力系数，一般在0.01～0.02之间，取0.015。
由上式可得，i1 ≥ 3.36再根据地面附着条件：T emax·i0 ·i1·ηTr≤F n·φφ为地面附着系数，一般取0.7～0.8，取φ=0.8，则可得i1 ≤5.37所以选取一挡传动比为i1 =3.92.5各档传动比选择由于等比分配传动比便于换挡，故选择等比分配方式i1i2=i2i3=i3i4=q i1 = 3.9i4=1.1 故q=1.52 则i2 =2.56 i3=1.682.6初选中心距根据经验公式A=K A(T emax i1η)1/3式中：K A为中心距系数，乘用车K A=8.9～9.3，由此可得：A=63.1mm2.7齿轮参数选择齿轮的基本参数主要有模数、压力角、螺旋角和齿宽。
2.7.1模数对于低排量的微型车齿轮模数一般在2.25～2.75之间选取，再根据变速器常用齿轮模数的选择系列选取模数为m n =2.5。
2.7.2压力角压力角越小，齿轮的重合度越大，传动越平稳，噪声越低；压力角较大时，齿轮的抗弯强度和表面接触强度都会增强。
因国家规定的标准压力角为20°，故选取压力角为20°。
2.7.3螺旋角由于目前斜齿轮在变速器中运用的比较多，故要确定螺旋角的大小，螺旋角对齿轮啮合的重合度、强度都有很大影响，轿车变速器齿轮螺旋角一般在20～25°之间选取，选取螺旋角为25°。
2.7.4齿宽通常根据齿轮模数的大小来确定齿宽：对于直齿b=k c m，k c为齿宽系数，取为4.5～8.0对于斜齿b=k c m n，k c取为6.0～8.52.8各挡齿轮齿数分配由于一般低档和倒档都用的较少，二高档用的比较频繁，故一、二档和倒档选用直齿轮，三四档选用斜齿轮。
2.8.1前进挡齿轮齿数确定1、一挡：i1= z2z1=3.9 z1+z2=2A/m=50 z1=10 z2=402、修正中心距A= m（z1+z2）/2=62.5mm3、二挡：i2= z4z3=2.56 z3+z4=2A/m=50 z3=14 z4= 364、三挡: i3= z6z5=1.68 z5+z6=2Acosβ/m n=45 z5=17 z6=285、四挡：i4= z8z7=1.1 z7+z8=2Acosβ/m n=45 z7=21 z8=232.8.2倒档齿轮齿数确定倒档齿轮的模数一般与一挡齿轮接近，取m=2.5，倒档齿轮齿数一般在21～23之间选取。
选z R =21。
i R= z Rz9·z10z R（此值接近i1）(d a9+d a10)/2+0.5 ≤A由此可得z9= 11 z R= 21 z10=38则倒档轴到输入轴的距离A1=m（z9 +z R）/2=38.75mm倒档轴到输出轴的距离A2= m（z10 +z R）/2=73.75mm2.9一挡齿轮参数设计齿轮的尺寸参数主要包括分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径，下面仅对一挡两对齿轮进行参数设计，设计各参数如下：分度圆直径: d1=mz1=25mm d2=mz2=100mm齿顶高：h a1=m=2.5mm h a2=m=2.5mm齿根高：h f1=1.25m=3.1mm h f2=1.25m=3.1mm顶隙：c1=h f1-h a1=0.6mm c2=h f2-h a2=0.6mm齿顶圆直径：d a1=d1+2h a1=30mm d a2=d2+2h a2=105mm齿根圆直径：d f1=d1-2h f1=18.8mm d f2=d2-2h f2=93.8mm输入轴的设计变速器在工作时，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，轴的设计至关重要，下面，选择输入轴进行设计。
3.1初选轴直径输入轴花键部分直径可利用经验公式初选：d=KT emax1/3式中K为经验系数，，一般在4.0～4.6之间选取，取K=4.6；故d=21.2mm3.2轴的刚度校核仅选取输入轴上一挡齿轮所在点进行校核根据下式计算f c = F r a2b23EIL f s=F t a2b23EILδ=F r ab(b-a)3EIL式中：一挡齿轮所受切向力F t= 2Te maxd1=7840N径向力F r=F t tanα=2853N输入轴两支承间间距L=(3.0～3.2)A,选取L=3.2A=200mm一档齿轮距离两支承点的距离分别为 a=51mm，b=149mm对于实心轴，I=πd4/64故f c =0.061mm<[ f c] f s =0.135mm <[ f s] δ=0.0015rad<0.02rad 均满足许用值，故设计合理。
3.3轴的强度校核轴的受力情况如图所示分别算出其在水平面和垂直面内的弯矩垂直平面内：F H1·L=F r·aF H1=689.98NM c= F H1·b=105.5N·M水平面内：F v1·L=F t·aF v1=1920NM s= F v1·b=289.9N·M 轴的弯曲应力计算公式如下σ= 32M πd3其中M=(M c2+M s2+T emax2)1/2 由此可得σ=346.5M<[σ],符合要求，故轴设计合理。
变速器设计的基本要求
变速器设计的基本要求
1. 变速器设计得要超级顺滑呀！就像给汽车安上了一双丝滑的翅膀。
比如说，你在开自动挡车的时候，加减挡要是顿挫很严重，那得多难受啊！这样驾驶体验能好吗？肯定不行呀！
2. 可靠性可是关键啊！不能动不动就出故障，那可让人抓狂了！就好比你正着急赶路，变速器突然掉链子，这岂不是让人火冒三丈？所以一定要可靠耐用。
3. 变速器的传动效率得高啊！可不能让动力都白白浪费掉。
这就像跑步，你使劲跑了却因为鞋不好有很多力气被卸掉了，多可惜呀！像一些高性能车，高效率的变速器能让车飞起来！
4. 尺寸大小也很重要呢！不能太大了占地方，那多碍事啊！就像手机，谁不喜欢小巧精致又好用的呀。
变速器也得紧凑一点呀。
5. 成本也要合理呀！总不能因为变速器太贵让车的价格高得吓人，那谁还买得起呀！这就像买菜，太贵了大家不就不愿意买了嘛。
6. 变速器还得适应各种路况呀！无论是平坦大道还是崎岖山路，都得表现出色才行。
就好像一个全能运动员，啥场面都能应对自如。
7. 维护保养要方便呀！不能修个变速器还得大费周折。
就跟家里的电器一样，好修好用才让人省心呀！
总之，变速器设计可真是有好多要考虑的呀，这些要求都达到了，才能造出好的变速器呀！。
变速器设计
变速器设计引言变速器是一种用于改变汽车或机械装置传递动力的装置。
它的主要功能是在不同工况下调整输出转速和输出扭矩，以提供适当的动力和效率。
在汽车工业、航空航天、工厂生产线等许多领域都广泛应用。
本文将介绍变速器的设计原理和常见的变速器类型。
变速器的设计原理变速器的设计原理基于传动比的变化。
传动比是输入轴与输出轴的转速之比，它决定了输出转速相对于输入转速的增益或减益。
传动比可以通过不同的齿轮组合来实现。
根据传动比的变化方式，变速器可分为手动变速器和自动变速器两种。
手动变速器通过手动操作换挡杆来改变齿轮组合，实现不同的传动比。
它通常采用常见的手动齿轮设计，其中包括主动齿轮、主动轴、同步器和尾轴等。
当换档时，同步器用于将输出轴与输入轴同步，以确保无顺挂、无冲击的换档操作。
自动变速器采用液力离合器或湿式多片离合器来实现换挡操作。
它通过传感器监测车辆速度、发动机转速等参数，并根据预设的程序自动选择适当的齿轮组合。
自动变速器提供了更高的驾驶舒适性和方便性，但相对于手动变速器来说更加复杂和昂贵。
变速器的类型手动变速器手动变速器是最常见的变速器类型之一。
它通常由多个齿轮组成，齿轮的数量和排列顺序决定了不同的传动比。
手动变速器有不同的档位，通常包括前进档、倒档和空档。
前进档用于正常行驶，倒档用于倒车，而空档则表示没有传动力传递。
手动变速器在使用过程中需要手动操作换档杆，通过将换挡杆移动到不同的档位来改变传动比。
在换挡时，需要使用离合器将发动机与变速器分离，以允许换挡操作的进行。
自动变速器自动变速器是一种能够自动选择适当的传动比的变速器。
它根据车辆的行驶状况和驾驶者的需求，自动进行换挡操作。
自动变速器采用液力离合器或湿式多片离合器来实现换档，并通过电子控制单元（ECU）监测和控制传动比的变化。
自动变速器根据结构和工作原理的不同，可以分为多种类型。
其中包括常规自动变速器、CVT（无级变速器）和双离合器变速器等。
每种类型都有其特点和适用范围，根据不同的需求和偏好可以选择合适的类型。
第三章 变速器设计
二、组成 1、传动机构 2、操纵机构
三、发展趋势
1、加强设计工作的系列化，通用化。如在4 档变 速器基础上，附加一个副箱体，使档数变成5档。 2、操纵机构从手动向半自动、自动、电子操纵方 向发展。
第二节
分类依据
变速传动机构布置方案
分 三 四 五 多 固 定 轴 式 类 档 档 档 档 两轴式 中间轴式 双中间轴式 多中间轴式 旋转轴式 备 少 注 用
2）变速器常用轴承形式
例：中间轴式变速器
形式 圆 柱 滚 子 轴 第二轴前支承 径向力 承 中间轴前或后 径向力 支承 第一轴后支承 径+轴 第一轴前支承 径 球轴承 第二轴后支承 径+轴 中间轴支承 径+轴
采用的部位
承载特点
备
注
第一轴内腔尺寸够大
外圈有挡圈
形式 圆锥滚子轴 承
采用的部位 中间轴支承 第一轴前端支承
2、初步计算A A= K A 3 Temx i1 g mm
参数 车型 轿 车 货 车 多档变速器
η g——96%
中心距系数 KA 8.9——9.3 8.6——9.6 9.5——11.0
A 的范围
mm
65——80 80——170
二、外形尺寸 1、横向尺寸 影响横向尺寸的因素有： 1）齿轮直径 2）倒档齿轮直径 3）壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙
一、传动机构分类
档 数
轴的形式
用于前置前驱动 用于前置后驱动 用于重型汽车 用于重型汽车 液力机械变速器
二、两轴式与中间轴式变速器
形式 特点 结 构 方 面 轴数 第一轴与输出轴 输出轴末端 动力传递经过 直接档 结 噪 构 声 平 两轴式 2 行 1○ 2 主减速器齿轮○ 一对齿轮 没 简 有* 单 低 高 小(3.0—4.5) 中间轴式 3 同一直线上 万向节 两对齿轮※ 有 复 杂 高 低 大(7—8) 备 注
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：26；最高车速：max a U =110-26=84Km/h ； 发动机功率：max e P =66-26/2=53KW ； 转矩：max e T =210-26×3/2=171Nm ； 总质量：m a =4100-26×2=4048Kg ；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 max a U = 0.377min i i r n g p式中：max a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m i n g i —变速器最小传动比 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 取p n =3500r/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/min0i =0.377×max i i rn g p =0.377×841095.31535003-⨯⨯=4.963 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×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dtdumGi 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°%4.86963.4171316.07.16sin 7.16cos 02.08.940481⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.24②满足附着条件。
汽车设计--3变速器设计
直齿：b=Kcm, Kc为齿宽系数，取为4.5~8.0 斜齿：b= Kcmn，Kc取6.0~8.5
5、变位系数的选择原则
◎采用变位的原因：
1）避免齿轮产生根切 2）配凑中心距 3）通过变位影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶
合能力及齿轮的啮合噪声。 ◎变位齿轮的种类：高度变位和角度变位。 1）高度变位：齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。
1、变速器的传动比范围： 指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。 2、最高挡传动比的选取： 直接挡1.0，超速挡0.7～0.8。
3、最低挡传动比选取：
影响因素：
发动机的最大转矩、最低稳定转速；
驱动轮与路面间的附着力； 主减速比与驱动轮的滚动半径；
Ft max Ff Fi max
汽车的最低稳定车速。
1、中间轴式变速器
❖ 多用于FR，RR布置的 乘用车和商用车上
❖ 能设置直接挡，直接挡 效率高
❖ 一挡传动比能设计较大
❖ 一轴与输出轴转向相同 （挂前进档时）
❖ 零件多，尺寸、质量大
2、两轴式变速器
❖ 结构简单、紧凑、轮廓 尺寸小
❖ 中间挡位传动效率高、 噪音低（少了中间轴、 中间传动齿轮）
❖ 不能设置直接挡，高挡 位时噪音高（轴承齿轮 均承载），且效率略比 三轴式低
第三章 机械式变速器设计
本章主要学习 ❖ （1）变速器的基本设计要求； ❖ （2）各种形式变速器的结构布置特点（☆）； ❖ （3）变速器主要参数的选择 （☆）； ❖ （4）变速器的设计与计算（☆）； ❖ （5）同步器设计的基本方法； ❖ （6）变速器操纵机构及基本结构元件； ❖ （7）机械式无级变速器简介。
车辆工程变速器设计方案
车辆工程变速器设计方案汽车变速器是传动系统中的重要部件，起到了对发动机输出扭矩进行合理传递和调节的作用。
随着汽车技术的不断发展，变速器设计和制造方案也在不断进步和完善。
本文针对汽车工程领域的变速器设计方案进行了研究和探讨，旨在提出一种高效、可靠的变速器设计方案，以满足汽车行驶中的各种需求。
二、需求分析1. 可变速范围广：汽车行驶需求不同，需要有较大的可变速范围，适应不同路况和行驶状态；2. 高效能传递：变速器需要具备较高的传递效率，减少动力损失；3. 可靠耐用：变速器需要具备较高的可靠性和耐用性，能够满足长期使用的要求；4. 兼容性强：变速器需要能够与不同类型的发动机匹配，满足多样化的汽车需求。
三、设计原理1. 变速器类型选择：根据汽车使用需求，选择符合要求的变速器类型，包括手动变速器、自动变速器等；2. 齿轮设计：通过数值模拟和实验分析，设计合理的齿轮参数，以提高传动效率和可靠性；3. 阻尼器设计：考虑阻尼器对传动稳定性的影响，设计合理的阻尼器结构和参数；4. 控制系统设计：对自动变速器进行控制系统设计，使得变速器能够灵活响应车辆的运行状态，提高驾驶舒适度。
四、系统设计1. 变速器类型选择：根据市场需求和技术发展趋势，选择自动变速器作为设计方案的主体；2. 齿轮设计：通过CAD软件进行齿轮设计，优化传动比和齿轮参数，以提高传递效率和耐用性；3. 阻尼器设计：采用动态模拟和试验方法，进行阻尼器结构和参数的优化设计，以降低传动噪音和振动；4. 控制系统设计：采用先进的控制算法和传感器技术，实现变速器的智能控制和适应性调节，提高驾驶舒适性和燃油经济性。
五、设计实施1. 齿轮加工：采用先进的数控加工设备，对设计好的齿轮进行加工和制造，保证齿轮的精度和可靠性；2. 阻尼器制造：优选制造合作厂家，进行阻尼器的精密加工和装配，保证阻尼器的质量和稳定性；3. 控制系统调试：采用先进的仿真软件和测试设备，对控制系统进行模拟和实际测试，保证控制系统的可靠性和适应性；4. 系统集成：对齿轮、阻尼器和控制系统进行整合，进行系统运行测试和性能评估，确保整个变速器系统的稳定性和可靠性。
机械工程中的变速器设计与分析
机械工程中的变速器设计与分析在机械工程领域中，变速器是一种非常重要的装置。
它能够将发动机的转速转换为适合不同工况的输出转速，从而满足不同的需求。
本文将探讨机械工程中的变速器设计与分析。
一、变速器的基本原理变速器的基本原理是通过不同大小的齿轮组合来实现转速的变换。
在变速器中，一般会有一个输入轴和一个输出轴，通过齿轮的啮合来实现转速的传递。
根据齿轮的大小和组合方式，可以实现不同的速比，从而实现转速的变化。
二、变速器的设计要素在进行变速器设计时，需要考虑以下几个要素：齿轮的模数、齿数、齿轮材料、齿轮的啮合角度等。
其中，齿轮的模数和齿数决定了齿轮的大小，齿轮材料的选择则决定了齿轮的强度和耐磨性能。
而齿轮的啮合角度则会影响齿轮的传动效率和噪音。
三、变速器的传动效率在变速器设计中，传动效率是一个重要的指标。
传动效率是指输入功率与输出功率之比，通常以百分比表示。
传动效率的高低会直接影响变速器的能量损耗和工作效率。
为了提高传动效率，可以采用优质的齿轮材料、精确的齿轮加工工艺以及合理的齿轮啮合角度等措施。
四、变速器的噪音和振动在变速器的运行过程中，噪音和振动是一个不可忽视的问题。
噪音和振动的产生主要是由于齿轮的啮合和齿轮轴的不平衡等原因。
为了降低噪音和振动，可以采用减震装置、优化齿轮的设计等措施。
五、变速器的寿命和可靠性变速器的寿命和可靠性是设计过程中需要考虑的重要因素。
在设计中，需要选择合适的齿轮材料和加工工艺，以提高齿轮的强度和耐久性。
此外，还需要进行合理的润滑和冷却设计，以延长变速器的使用寿命。
六、变速器的优化设计为了进一步提高变速器的性能，可以采用优化设计的方法。
优化设计是通过数学模型和计算机仿真来寻找最佳设计方案。
通过优化设计，可以实现变速器的轻量化、紧凑化和高效化。
综上所述，机械工程中的变速器设计与分析是一个复杂而又关键的工作。
通过合理的设计和分析，可以实现变速器的高效、低噪音和长寿命。
随着科技的不断进步，变速器的设计和分析将会越来越重要，为机械工程领域的发展做出更大的贡献。
变速器的设计与分析
变速器的设计与分析变速器是一种机械装置，它通过改变传动比来调整发动机输出功率和车轮转速之间的关系，从而使车辆在不同工况下获得合适的动力传递。
变速器的设计与分析是汽车工程中的重要课题，它直接影响着汽车的性能、燃油经济性以及乘坐舒适性。
本文将就变速器的设计与分析展开探讨，并深入了解其各个方面的原理和特点。
一、变速器的基本原理与分类1. 基本原理：变速器的基本工作原理是通过齿轮传动的方式，实现不同传动比的切换。
其中，齿轮的尺寸、摩擦系数以及齿轮齿数的组合，决定了变速器的传递效率和换挡过程的平顺性。
2. 变速器分类：根据结构和传动方式的不同，变速器可以分为手动变速器和自动变速器。
手动变速器需要驾驶员通过操控离合器和换挡杆来实现换挡，而自动变速器则通过液压或电子控制系统来实现自动换挡。
二、手动变速器设计与分析1. 齿轮数量与传动比：手动变速器通常具有多个齿轮组以及一个反向齿轮组。
通过调整这些齿轮组的组合方式，可以实现不同的传动比。
传动比的选择要平衡动力输出和燃油经济性，同时还要考虑使用者的需求和行驶条件。
2. 离合器设计与分析：离合器是手动变速器中的关键部件，它通过连接和分离发动机与变速器，实现换挡操作。
离合器的设计要考虑离合片的摩擦特性、离合器的耐久性以及操作的舒适性。
3. 换挡机构设计与分析：手动变速器通过换挡机构来实现换挡操作。
换挡杆的设计要考虑符合人体工程学原理，使操作者方便快捷地进行换挡。
同时，换挡机构的设计也要保证换挡过程的平稳和可靠性。
三、自动变速器设计与分析1. 液压自动变速器：液压自动变速器通过液压控制系统来实现自动换挡。
液压油泵、离合器以及换挡阀体等部件的设计要考虑液压系统的工作压力、流量以及各部件的密封和耐磨性能。
2. 电子自动变速器：电子自动变速器采用电子控制系统来实现自动换挡。
电子控制系统通过传感器获取发动机转速、车速等信息，根据预设的换挡策略，控制液压或电动执行机构实现换挡操作。
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。
机械变速器设计
采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。
轴的直径
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和支承间距离L的比值，对中间轴，d/L≈ 0.16～0.18，对第二轴，d/L≈ 0.18～0.21。 第一轴花键直径d（mm）可按下式初选 式中：K为经验系数，K=4.0～4.6；Temax为发动机最大转矩（N·m）。
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图3-3 中间轴式五挡变速器传动方案
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凡采有常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。
PART ONE
中间轴式变速器的特点
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倒挡布置方案
图3-5为常见的倒挡布置方案。图3-5b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图3-5c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图3-5d方案对3-5c的缺点做了修改。图3-5e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图3-5f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。
2．换挡机构形式
#2022
3．变速器轴承
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一、挡数 增加变速器的挡数能够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，使轮廓尺寸和质量加大，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，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。 挡数选择的要求： 相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。 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比值小。 目前，轿车一般用4～5个挡位变速器， 货车变速器采用4～5个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。