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 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
m n =K m 3max e T 式中 m n ——齿轮模数 mm
K m ——为模数系数，一般K m =0.28~0.37。本设计中取K m =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 1m 31T ?
式中 m ——一挡齿轮模数 mm
K 1m ——一挡齿轮模数系数，一般K 1m =0.28~0.37。本设计中取 K 1m =0.30 T 1——一挡输出转矩，T 1=T m ax e *i 1
i 1——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：m n ＝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=K c m K c 为尺宽系数，一般K c =4.5~8.0 斜齿：b=K c m n 一般K c =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=3mm
11
Z
+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=44
2.修正中心距
A=
h Z m
2
=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 β
cos 2=81.381 21Z Z =1i 1211
Z Z =2.19 Z h =
2A
m
≈81 1Z =26， 2Z =55
4.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°
7
2218
Z Z i =
Z Z 1.687636 ○
1 78n
2Acos β
Z +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° 5
2316
Z Z i =
Z Z ○
1 56n
2Acos β
Z +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°
3
2414
Z Z i =
Z Z ○
1 34n
2Acos β
Z +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，
2
1
Z Z =2.19,=5.49
由
得9Z =41 ,10Z =44
A1=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 αarccos
A
=21.68° (3) 理论中心距 A=1312m(Z Z )
2
+=89mm
(4) 中心距变动系数 λ=A 'A
m -=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=8.856mm
2.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 =
n
m cos β
=2.21mm (2) 1ξ=0.37，2ξ=-0.37 (3)端面压力角 tan arctan()cos n
t ααβ
==21.926°
(4)端面啮合角 't α=t
'
Acos αarccos
A =23.457° (5)分度圆直径 1
1n Z d =m ()cos β
=57.51mm ，2
2n 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 =
12
t 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 1
s m 2=π=3.14mm
3.二挡齿轮几何参数
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 =
n
m cos β
=2.157mm (3)端面压力角 tan arctan()cos n
t ααβ
==21.433°
(4)端面啮合角 't α=t
'
Acos αarccos A =23.00° (5)分度圆直径 7
1n Z d =m (
)cos β
=88.98mm ，8
2n 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 =
n
m cos β
=2.157mm (2)端面压力角 tan arctan()cos n
t ααβ
==21.433°
(3)端面啮合角 't α=t
'
Acos αarccos A =23.00° (4)分度圆直径 5
1n Z d =m (
)cos β
=88.44mm ，6
2n 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 =
n
m cos β
=2.157mm (2)端面压力角 tan arctan()cos n
t ααβ
==21.433°
(3)端面啮合角 't α=t
'
Acos αarccos A
=23.00° (4)理论中心距 A=
34
t 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 82.83mm 6.倒挡齿轮几何参数
m =3mm ; 9Z =41; 10Z =44；11Z =44； α
n
=20°
（1）分度圆直径 d9=m 9Z =123mm
d10=m 10Z =132mm
d11=m 11Z =132mm (2)齿顶高
3mm 3mm
3mm (3)齿根高
3.75mm 3.75mm
3.75mm (4)齿顶圆直径
129mm 138mm
138mm (5)齿根圆直径 115.3mm
124.3mm 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。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。
在本设计中，主减速器全部采用锁销式同步器。因为锁销式同步器多用于最大总质量大于6.0t 的货车变速器中。 .锁销式同步器及其接合尺寸的确定 (1) 锥面直径及倾斜角
当齿轮上装有锥盘时，锥面大端直径可根据下式选定：
c a c t
d d 2-<
式中c d ——锥面大端直径，mm
a d ——齿顶圆直径，mm c t ——锥盘壁厚，mm
在本设计中，取c t =4mm ，代入上式可计算得到c d =120mm (2) 花键接合齿参数
花键接合齿采用渐开线花键，对于中型变速器，模数取2.5mm 左右，齿数由直径决定。花键的直径根据齿轮的尺寸选取，使齿轮内孔与花键小径之间的壁厚与齿轮缘厚度相近。
(3) 锁销
在本设计中每个同步器采用三个锁销。锁销杆部直径为9mm ，两大端的直径为13mm 。 (4) 定位销
定位与滑动齿套的孔滑动配合，它的直径可与锁销大端的直径相同，中部精车出一个夹角为90°的槽与定位钢球接触。定位销长度应等于或大于滑动齿套安装定位销处的宽度二倍换档过程。 (5) 换档行程
锁销式同步器的换档行程根据轴向间隙、后备行程和接合齿啮合长度确定。本设计中采用8mm 。 3. 同步器摩擦副的材料
同步锥环多用铜合金制造，货车及大型客车的同步器较厚可采用压铸工艺加工，也可采用锻或挤压工艺加工。选用材料时既要考虑其摩擦系数又要考虑其耐磨性以及强度、加工性能等。本设计中采用铝青铜（含铝8.5%~11.0%），因为其强度高、耐用性好、摩擦系数较大而锥面自锁倾向较小。 五、轴和花键尺寸 1.第一轴的设计
轴材料选为20CrMnTi 。
第一轴花键部分直径d(mm)可按下式初步确定： 3max T e k d
式中，k 为经验系数，一般k=4~4.6
T
e m ax
为发动机最大转矩(m N ?)
取k=4.5代入公式并计算得d=24.68mm ，取d=30mm
由《机械设计》中轴的结构设计要求，定位轴肩的高度h=(0.07~0.1)*d ，d 为与零件装配处的轴径尺寸。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的，其高度没有严格要求，一般为1~2mm 。对于第一轴d/l=0.16~0.18，则经计算得l=187.5~166.67mm 初选l=170mm 。 可初步确定一轴的结构 2. 中间轴的设计
由《汽车设计》中有关中间轴中部直径d=(0.45~0.6)A,得 d=0.45?90=40.5mm,取d=45mm
对于中间轴d/l=0.16~0.18 则经计算得l=281.25~250mm 初选l=270mm 。 3. 第二轴结构设计
由《汽车设计》中有关第二轴中部直径d=(0.45~0.6)A ，得 d=0.45?90=40.5mm ，取d=45mm
对于第二轴d/l=0.18~0.21则经计算得l=281.25~250mm 初选 l=270mm 。
结构设计如零件图。
二 变速器传动件的刚度、强度计算及校核
一、齿轮的强度校核
变速器齿轮的损坏形式有三种：轮齿折断、齿面点蚀和移动换挡时齿轮端部破坏。
1 齿轮接触应力计算 齿轮的接触应力按下式计算：
j σ=式中， F 为齿面上的法向力（N ），1(cos cos )F F αβ=；1F 为圆周力（N ），
1g F =2T /d ；g T 为计算载荷（mm N ?）；d 为节圆直径（mm ）；α为节点处压力角
（°）；β为齿轮螺旋角（°）；E 为齿轮材料的弹性模量（N/mm 2），本设计中E=20.6?410Mpa ；b 为齿轮接触的实际宽度（mm ）；z ρ、b ρ为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm ），直齿轮sin r z z αρ=，sin b b r ρα=，斜齿轮
2(sin )/cos z z r ραβ=，2(sin )/cos b b r ραβ=，z r 、b r 为主、从动齿轮节圆半径（mm ）。将作用在变速器第一轴上的载荷emax T /2作为计算载荷时，一挡和倒挡齿轮的许用接触应力为1900~2000 N/mm 2，常啮合齿轮和高挡齿轮的许用接触应力为1300~1400 N/mm 2。将有关参数带入可得
j σ=。
变速器齿轮的许用接触应力（j σ/MP ）
齿轮 渗碳齿轮 氰化齿轮 一挡及倒挡 1900-2000 950-1000 常啮合及高挡 1300-1400
650-700
t F
ρ
α
β
j σ 1 2
2848
19.253=ρ 220.24=ρ
020
025.28
743.88
3 4
3525
131.11=ρ 020
022
821.87
221.28=ρ
5 6
4445
112.34=ρ 215.02=ρ
020
022
888.75
7 8
5679
19.653=ρ 217.70=ρ
020
022
1045.97
9 10
2248
111.32=ρ 215.90=ρ
020
00
607.73
11 12
7656
1 6.156=ρ 211.80=ρ
020
00
1432.69
12 13
7656
116.92=ρ 249.34=ρ
020
00
811.95
由以上两表可知，变速器所有齿轮的齿面接触强度均满足要求。
2.齿轮弯曲强度计算
(1) 直齿轮弯曲应力w σ 1σf
w FK K σ=
bty
式中，w σ为弯曲应力（MPa ）；1F 为圆周力（N ），1g F =2T /d ；g T 为计算载荷（mm N ?）；d 为节圆直径 （mm ）；K σ为应力集中系数，可近似取K σ=1.65；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；b 为尺宽（mm ）；t 为端面齿距（mm ），t=πm ，m 为模数；y 为齿形系数，可由《汽车设计》中图3-19查得。当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩emax T 时，一、倒挡直
齿轮许用弯曲应力在400~850 MPa ，货车可取下限850MPa 。
由于d=mZ,所以有g f w 3
c 2T K K m ZK y
σσ=
π。
(2) 斜齿轮弯曲应力w σ 1σ
w ε
F K σ=
btyK 式中，1F 为圆周力（N ），1g F =2T /d ；g T 为计算载荷（mm N ?）；d 为节圆直径（mm ），n d=m z cos β,n m 为法面模数；β为斜齿轮螺旋角（°）；z 为齿数;σK 为应力集中系数，可近似取σK =1.5；b 为齿面宽（mm ）;t 为法面齿距（mm ），t=n πm ；y 为齿形系数，可按在《汽车设计》中图3-14上查得;K ε为重合度影响系数，K ε=2；当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩emax T 时，各挡斜齿轮许用弯曲应力在100～250 MPa 。整理后可得
g w 3n c 2T cos K Zm K K σε
βσ=
π。
计算结果如下表所示：
直齿的弯曲强度： K σ
f K
b m y w σ 9 1.65 0.9 18 3 0.147 147.32 10 1.65 1.1 20 3 0.138 174.37 11 1.65 0.9 12 3 0.115 641.36 12 1.65 1.1 30 3 0.143 557.49 13
1.65
0.9
18
3
0.123
299.8
斜齿轮的弯曲应力如下表：
K
σK
ε
Z
n
mβ b y
w
σ
1 1.5
2 16 2.5 0
25.2818 0.147 105.77
2 1.5 2 35 2.5 0
25.2820 0.14 111.06 3 1.5 2 22 2.5 0
2218 0.172 111.89 4 1.5 2 29 2.5 0
2220 0.167 115.24 5 1.5 2 28 2.5 0
2220 0.166 146.19 6 1.5 2 23 2.5 0
2220 0.165 147.09 7 1.5 2 33 2.5 0
2218 0.163 190.21 8 1.5 2 18 2.5 0
2220 0.166 186.77 由上两表可知，变速器的所有齿轮的弯曲强度都满足要求。
二、轴的强度校核
由轴的布置而确定的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险截面进行校核。严格来说，挡位不同，不仅圆周力、径向力及轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，应该对每个挡位都进行验算，但是一挡受力比其他挡位大的多，故对二轴和中间轴一挡工作时进行强度校核。
二轴和中间轴的受力分析如下图所示：
图4-4 受力分析
本计算过程由程序进行。经程序校核，二轴和中间轴在一挡工作时强度合格。 三、轴的刚度校核
变速器的轴在工作时，轴承要受转矩和弯矩。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。故需要校核轴的刚度。因二轴比较重要，刚度校核很复杂，故本设计只针对二轴做刚度校核。
本计算由程序计算，经程序校核，二轴在一挡工作时刚度合格。 四、轴承的寿命的计算
轴承的使用寿命可按汽车以平均速度am V 行驶至大修前的总行驶里程S 计算：h V S
L am
h
； 汽车平均速度：am V ＝0.6m ax V ＝0.6×93＝55.8km h ，S 取大修前行驶的里
程数：15万公里，即1.5×510Km ：
h V S
L am
h =
＝150000/55.8＝2688.17h ； 发动机转速取最大扭矩时转速2200min
r
的60﹪即1320min
r
；
速比取最常用的i ＝0.6时计算，于是：D n ＝1500min
r ；N n ＝2500min
r
根据机械设计手册和计算，得下表相关参数：
轴承代号
r
C （KN ） or C （KN ）
e
X Y
6209AC 28.2 22.5 0.68 1 0 6212AC 42.8 35.5 0.68 1 0 6212AC 42.8 35.5 0.68 1 0 6213AC
51.2 43.2 0.68 1
根据前面所计算的支反力和轴向力，通过公式x
h P
C n L )(60106?=
对每个轴承进行校核：（球轴承x 取3，滚子轴承x 取3
10）；载荷系数p f 取1.2。 1．对于轴承1
A P ＝)(YA XR f P +=4891.8N
x
h P
C n L )(60106?=＝3242.2h
2．对于轴承2
A P ＝)(YA XR f P +＝5504.2N x
h P
C n L )(60106?=＝7957h
3．对于轴承3
A P ＝)(YA XR f P +＝4352.6N x
h P
C n L )(60106?=＝7837.2h
4．对于轴承4
A P ＝)(YA XR f P +＝5446.7N x
h P
C n L )(60106?=＝8306.3h
故主变速器的4个深沟球轴承寿命均满足要求。 滚针轴承的强度校核
滚针轴承的接触应力按下式计算：
c σ=27210? 2m N
式中 Q —每一个滚针的负荷（N ）， 4.6Q P ZK =；l d —滚针直径，mm ；P —作用在一个滚针轴承上的力，P=M 2r ；Z —每个滚针轴承的滚针数；K —系数，表示轴承特性，此种结构取1；L —滚针工作长度，mm 。按上式计算出的应力应小于[c σ]=62(3000~3200)10N m ?。
滚针数目Z 可有下式求得；当滚针轴承沿圆周无间隙分布时，滚针中心的最大分布直径为： 'l 0l
°d D =
=K d 180sin z '
°1K =180sin
z
当滚针间的距离为f 时，滚针中心分布直径由0D 增加到'0D ''l 0°d +f D =
=K (δ+f)180sin
z
f=0.025mm 最小值 l d f=0.5mm z ? 最大值 本设计取 Z 取当f=0.025mm 的数值。
(1)二轴倒挡齿轮处：K35×40×20，l d 2.5=，Z=36
3P=M 2r 6.3863102010.05N KN =??=； 34.6 4.610.0510/361284.17Q P ZK N N ==??=；
62c σ=27210121310/N m ?=?.
其他滚针相同计算方法。
以上各个齿轮处滚针轴承的c σ均小于许用的[c σ] 即各滚针轴承均满足要求。
五、键的强度校核
1.二轴上的花键校核
二轴上同步器处的花键均为渐开线花键，压力角均为30o ，模数为2 齿面的挤压应力为 p p m 2T
σ=
σψZhld ??≤??
式中 T ——传递转矩（N mm ?）；ψ——各齿间不均匀系数，一般取0.70.8:； Z ——花键的齿数;l ——齿的工作长度（mm ）；h ——键齿工作高度（mm ）；m 为模数；m d ——平均直径（mm ）.
只需校核一、倒挡同步器处花键。
3p p m 2T 263 6.3810σ=35.26MPa σ200MPa ψZhld 0.751922040
?????==≤=?????? 经校核强度满足要求。
参考书目
1、《机械设计》第三版化学工业出版社成大先主编
2.《汽车理论》清华大学余志生主编
3. 《汽车构造》吉工大陈家瑞主编
4、《汽车使用维修大全》中国商业出版社金银主编
5、《汽车设计》吉工大王望予主编
6、《机械零件》高得教育出版社郑志祥主编
7、《机械设计》第七版高等教育出版社
8、〈〈底盘设计〉〉吉工大诸文农主编10、《汽车工程手册》机械工业出版社
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。
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 =65.5KW 转矩：max e T =206.5Nm 总质量：m a =4123Kg 转矩转速：n T =2200r/min 车轮：R16（选6.00R16LT ） 1.1设计的初始数据 表1.1已知基本数据 车轮：R16（选6.00R16LT ） 查GB/T2977-2008 r=337mm 1.2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 （1.1） 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 ==?=； 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%???=?? （1.2） 驱动轮与路面的附着条件： ≤r T g r i i T η01emax φ2G （1.3） 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 （1.4） 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 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： 2g i =3 3.7q =；23 2.4g i q ==；4 1.55g i q ==
四级变速箱设计说明书
MB106A进给系统四级变速装置设计 1 概述 1.1设计目的和容 （1）木工机床课程设计目的：木工机床课程设计是《木工机床设计》课程的一个实践教学环节，其目的在于，通过机床的传动设计，使学生受到方案比较、结构分析、零件计算、机械制图、技术条件编写及技术资料查阅等方面的综合训练，培养初步具有机床部件的设计能力。 （2）木工机床课程设计容：包括以下几项： 1）运动设计根据设计题目给定的设计原始数据确定其他有关运动参数，选定各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟订结构式或结构网，拟订转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。 2）动力设计根据设计题目给定的机床类型和电动机功率，确定各传动件的设计转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的强度、刚度或寿命。 3）结构设计完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计进给变速箱装配图及零件工作图，侧重进行传动轴组件、变速机构、操纵机构、箱体、润滑与密封，以及传动轴和滑移齿轮零件的设计。 1.2 设计要求 木工机床课程设计的容体现在设计图纸和设计计算说明书中，因此图纸和说明书的质量应并重，其具体要求如下： （1）进给变速箱部件装配图。它用以表明该部件的结构、机构工作原理、各零件的功用、形状、尺寸、位置、相互联接方法、配合及传动关系等。进给变速箱的装配图通常由外观图、展开图和若干横向剖视图等组成。如受学时所限，可绘制展开图和主要横向视图。 在装配图上，零件要标注件号、参数及数量，各轴要标注轴号。展开图上要标注各传动轴组件的主要配合尺寸（如轴承、花键等），还要标注一个能影响轴向装配尺寸的轴向尺寸链，横向剖视图应完整表达出一个操纵机构，标注啮合齿轮的中心距及公差，标注主要轮廓尺寸、定位及联系尺寸等，装配图的方案和结构要合理，图面整洁清晰，尺寸标注正确，符合国家标准。 （2）零件工作图。绘制若干个零件（如传动轴、滑行齿轮等）工作图，应能正确表达零件的结构形状、材料及热处理、尺寸公差和形位公差、表面粗糙度和技术条件等，符合有关标准规定。 （3）设计计算说明书，设计计算说明书是对所设计部件的性能、主要结构、系统等方面进行设计分析及理论计算的技术文件，应谁合理，依据充分，计算正确，条理清晰，文句通顺，标点正确，图表清晰，字迹工整；篇幅不少于5000字，一律采用国家法定计量单位，引用参考文献的有关结论及公式需用方括号标出，其主要容：概述（机床的用途
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
轻型客车四档中间轴式变速器设计
汽车设计课程设计计算说明书题目：轻型客车四档中间轴式变速器设计院别：xxxxxx 专业：xxxxx 班级：xxxxxxxx 姓名：xxxxxxxxxxx 学号：xxxxxxxxxxxxxxxxx 指导教师：xxxxxxxxxxxxxx 二零一五年一月十九日
一、变速器的功用与组成 ----------------------------------------------------------------- - 4 - 1.变速器的组成------------------------------------------------------------------------ - 4 - 二、变速器的设计要求与任务 ----------------------------------------------------------- - 5 - 1.变速器的设计要求 ----------------------------------------------------------------- - 5 - 2.变速器的设计任务 ----------------------------------------------------------------- - 5 - 三、变速器齿轮的设计 -------------------------------------------------------------------- - 6 - 1.确定一挡传动比 -------------------------------------------------------------------- - 6 - 2.各挡传动比的确定 ----------------------------------------------------------------- - 7 - 3.确定中心距--------------------------------------------------------------------------- - 8 - 4.初选齿轮参数------------------------------------------------------------------------ - 9 - 5.各挡齿数分配----------------------------------------------------------------------- - 11 - 四、变速器的设计计算 ------------------------------------------------------------------- - 16 - 1.轮齿强度的计算 ------------------------------------------------------------------- - 16 - 2中间轴的强度校核 ------------------------------------------------------------------- 20- 五、结论-------------------------------------------------------------------------------------- - 27 - 参考文献-------------------------------------------------------------------------------------- - 28 - 摘要 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。变速器在发动机和汽车之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以使发动机在最有利的工况范围内工作。 本次设计的是轻型客车变速器设计。它的布置方案采用四档中间轴式、同步器换挡，并对倒挡齿轮和拨叉进行合理布置，前进挡采用圆柱斜齿轮、倒档采用圆柱直齿轮。两轴式布置形式缩短了变速器轴向尺寸，在保证挡数不变的情况下，减少齿轮数目，从而使变速器结构更加紧凑。 首先利用已知参数确定变速器各挡传动比、中心矩，然后确定齿轮的模数、压力角、齿宽等参数。由中心矩确定箱体的长度、高度和中间轴及二轴的轴径，然后对中间轴和各挡齿轮进行校核，验证各部件选取的可靠性。最后绘制装配图及零件图。
两轴式手动变速器拆装检修教案.
两轴式手动变速器拆装 检修教案. -CAL-FENGHAI-(2020YEAR-YICAI)_JINGBIAN
《汽车底盘机械系统检修》课程单元设计——手动变速器检修
三、课前准备 1、准备工具及仪器。 2、不同类型的手动变速器若干。 项目二手动变速器检修★教学目标： 【知识目标】 1、熟知手动变速器的作用、分类、结构及工作原理； 2、掌握手动变速器的拆装步骤及注意事项；
3、掌握手动变速器常见故障的现象、原因； 【能力目标】 1、能够拆装手动变速器； 2、能够对手动变速器进行正确的检查； 3、能对手动变速器常见故障进行诊断与排除； 【过程与方法目标】 1 通过教师讲授、操作，学生观察，初步掌握、体会获得基础的知识。 2 学生通过自己实践操作,从而建立正确的操作工艺，逐步掌握手动变速器检修的工作作业； 【情感目标】 在情景学习中体验安全操作规范，与人合作、沟通交流及尊重他人等维修服务的新理念,增强合作意识，环保意识，节约意识，养成良好职业习惯。 ★教学重点：手动变速器检修的工作过程。 ★教学难点：手动变速器检查 ★器材准备 1、准备工具及仪器。 2、不同类型的手动变速器若干。 ★教学过程: 【情景设置】 实例：一辆奇瑞东方之子轿车离合器技术状况良好，但挂挡时不能顺利挂入挡位，常发生齿轮撞击声，需对手动变速器进行拆检。 【导入新课】 A项目描述 在汽车底盘维修工作中，经维修师诊断确定变速器有故障需要分解并更换
内部某些零部件，维修技工按技术规范将变速器分解，换上新的零部件组装后 使其能正常工作。 【讲解新课】 B 相关知识 一、手动变速器结构及工作原理 （一）、手动变速器结构 1、手动变速器总成组件 变速器的组成主要包括变速器箱壳、换档及选档轴总成、变速器左箱垫、换档及选档轴总成、差速器总成、输入轴、中间轴、倒档轴、各档档位齿轮、倒档中间齿轮、同步器、换档拨叉轴、换档拨叉、轴承、油封、油槽、放油孔螺栓、加油孔与螺栓。 图2-1 2、输入轴与中间轴组件，主要由包括以下部件： 输入轴、油封、输入轴右轴承、输入轴3档齿轮、滚针轴承、高速同步器环、高速同步器弹簧、高速同步器啮合套及毂、高速同步器键、输入轴4档齿轮、输入轴左轴承、5档齿轮隔套、中间轴右轴承、中间轴、中间轴1档齿轮、1档齿轮同步器环、低速同步器弹簧、低速同步器啮合套及毂、低速同步器键、2档齿轮同步器外环、2档齿轮同步器中心内圈、2档齿轮同步器内环、弹簧卡圈、中间轴2档齿轮、中间轴3档齿轮、3档及4档齿轮隔套、中间轴4档齿轮、中间轴左轴承等。
51档轿车手动变速箱设计说明书
符号说明 m汽车总质量kg g重力加速度N/kg ψ道路最大阻力系数 max r驱动轮的滚动半径mm r T发动机最大扭矩N·m e m ax i主减速比 η汽车传动系的传动效率 i一档传动比 gI G汽车满载载荷N 2 ?路面附着系数 A第一轴与中间轴的中心距mm A'中间轴与倒档轴的中心距mm A''第二轴与中间轴的中心距mm K中心距系数 A m直齿轮模数 m斜齿轮法向模数 n α齿轮压力角°β斜齿轮螺旋角° b齿轮宽度mm Z齿轮齿数 x ξ齿轮变位系数 σ齿轮弯曲应力MPa W σ齿轮接触应力MPa j F齿轮所受圆周力N t F轴向力N a F径向力N r T计算载荷N·m g K应力集中系数 σ
f K 摩擦力影响系数 E 齿轮材料的弹性模量 MPa K ε 重合度影响系数 z r 主动齿轮节圆半径 mm b r 从动齿轮节圆半径 mm z ρ 主动齿轮节圆处的曲率半径 mm b ρ 从动齿轮节圆处的曲率半径 mm T τ 扭转切应力 MPa T W 轴的抗扭截面系数 3mm G 轴的材料的剪切弹性模量 MPa P I 轴截面的极惯性矩 4mm c f 垂直面内的挠度 mm s f 水平面内的挠度 mm
前言 现在，每当人们观看F1大赛，总会被那种极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器。 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。 一、手动变速器(MT) 手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级”)。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。
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 = 0.377 min 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 in g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比 max e T =9549× p e n P max α （式中α=1.1～1.3）
所以，p n =9549×192 60 )3.1~1.1(?=3282.47～3879.28r/min 取p n =3500r/min p n / T n =3500/2100=1.67在1.4～2.0范围内，符合要求 0i =0.377×0 max i i r n 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 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 ==4076×9.8=39944.8N ； max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m ；
(完整版)手动变速器毕业设计论文
优秀论文审核通过 未经允许切勿外传 新乡职业技术学院 毕业设计（论文）题目桑塔纳2000变速器装配工艺 系别汽车技术系 学生姓名 学号
专业名称汽车制造与装配技术 指导教师 2013年12 月 4 日
目录 摘要 (2) 一、变速器的发展史及未来的发展方向 (3) 二、国内外研究现状、水平及存在的问题 (4) 三、变速器的分类、组成及功用 (5) （一）、变速器分类 (5) （二）、变速器组成 (6) （三）、变速器功用 (7) 四、桑塔纳2000变速器的工作原理分析 (7) 五、桑塔纳2000变速器的结构 (13) 六、桑塔纳2000变速器参数 (15) 七、桑塔纳2000变速器装配尺寸链 (18) 八、桑塔纳2000变速器的同步器 (21) （一）、同步器的结构 (21) （二）、同步环主要参数的确定 (22) 九、桑塔纳2000变速器装配方案及调试 (24) 结束语 (26) 文献参考 (27) 致谢 (28) 桑塔纳2000变速器装配工艺 摘要:本论文以变速器的装配问题为研究对象，论述了手动变速器变速器的发展史及 未来的发展方向国内外研究现状、水平及存在的问题、变速器的种类及作用、以及
变速器的装配方法精度等。 变速器，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阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。汽车变速器，是一套用于来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度的变速装置，用于发挥发动机的最佳性能。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，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。变速器的发展趋势是越来越复杂，自动化程度也越来越高，当前手动变速器仍然是现代的主流。 关键词：手动变速器装配方法齿轮间的啮合间隙 每当人们观看F1大赛，总会被那种极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器.伴随着人们的需求和科技技术的不断提高人们对变速器的要求也越来越高，变速器发展至今其结构越来越紧凑复杂当然为了更好的保证驾车中的舒适性对变速器装配的要求越来越高,因此装配工艺的将决定决定变速器工作状况.使用寿命和经济性,由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。 而在未来的课题的学习中，我将重点研究装配手动变速器对变速器的重要性。 一、变速器的发展史及未来的发展方向 汽车工业的百年历史中，肯定没有任何一个时代的变速器技术能比得上今天那么深入民心和丰富多彩，我们也几乎能断言，在下一个百年，变
变速箱输出轴设计说明书
变速箱输出轴设计说明书 手动五档变速箱，参考同类变速箱得最大转矩为294N ·m 。初取轴的材料为40Cr ，算取轴的最小直径： d ≥ T n [τ]3 d--最小直径。 T--最大力矩 n —转速 d ≥ 294 2000?523 =14.1mm 按照轴的用途绘制轴肩和阶梯轴，得到零件图。 从左向右传动比齿轮依次为1，同步器，1.424，2.186，同步器，3.767，同步器，6.15，倒档齿轮。
5 变速器轴的设计与校核 5.1 变速器轴的结构和尺寸 5.1.1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，其轴颈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。第一轴如图5–1所示：
中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便磨损后更换。其结构如下图所示： 5.1.2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[7]要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档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，也可由下列经验第二轴和中间轴： d=（0.4～0.5）A，mm （5–1）
第一轴： 3emax 6.4-4T d ）（ ，mm （5–2） 式中T e max —发动机的最大扭矩，Nm 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 5.2 轴的校核 由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度[8] 都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。 5.2.1第一轴的强度和刚度校核 因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此种情况下，轴的扭矩强度条件公式为
汽车变速器设计说明书 毕业设计
摘要 变速器是汽车重要的传动系组成，在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。变速器能在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车倒退行驶，而且利用档位可以中断动力的传递。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。 设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用同步器挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂挡时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。 本文设计了常用货车用机械式变速器。在阐述了机械式变速器的功用、要求的基础上，根据设计任务书的要求，选择三轴式的设计方案，进行变速器主要参数的确定、齿轮的强度校核和齿轮的几何尺寸计算，同时设计了变速器所用的锁环式同步器，确定了同步器的主要参数，最后对变速器操纵机构进行设计。 关键词：变速器；齿轮；输入轴；同步器
Abstract The transmission gearbox, as an important part in automobile driving system is used to make up the shortcoming of engine torque and rotary speed. It can change the vehicle speed and type torque in a big scope, cut off the power transfer from the engine, and also provides a reverse traveling direction for the vehicle. Transmission is an integral part of the vehicle, including mechanical design development of transmission, the technology has matured, but we have not taken the school's students, of which the design is still very worthwhile for us to explore and learn of. Gearbox design, its features are: large torque range to meet the requirements of different operating conditions, simple structure, easy production, use and maintenance, low cost, and the use of synchronizer sets required shifting allows smooth transmission required shifting, noise reduction is not easy damaged teeth. Used in the design of the 5 +1 manual transmission, transmission through the large changes in the scope of the transmission ratio, to meet the vehicle requirements of different conditions, so as to achieve its economic and power requirements; transmission linked file by synchronizer sets, although the increase in cost, but the manipulation of the automobile transmission to increase comfort, smoother gear. This designs commonly used truck with mechanical transmission. Describes the function of mechanical transmission and on the basis of the requirements, according to the requirements of the mission design, selection of three shaft type design, for the main parameters of transmission, gear strength checking and gear calculation of geometric size, while the design of transmission used by the lock ring synchronizer, identified synchronizer of main parameters, the transmission control mechanism design. Key words：Transmission；gearbox；synchronizer；input shaft
手动变速器毕业设计说明书
1选题背景 (3) 1.1问题的提出 (3) 1.2文献综述（即研究现状） (4) 1.3设计的技术要求及指标 (5) 2机构选型 (6) 2.1设计方案的提出 (6) 2.2设计方案的确定 (8) 3尺度综合 (10) 3.1机构关键尺寸计算 (10) 4受力分析 (17) 4.1机构动态静力描述 (17) 5机构建模 (18) 5.1机构运动简图及尺寸标注 (18) 5.2机构关键构件建模过程 (19) 5.3机构总体装配过程 (25) 6机构仿真 (28) 6.1机构仿真配置 (28) 6.2机构仿真过程描述 (28) 6.3仿真参数测量及分析 (30) 6.4仿真中存在的不足 (33) 7设计总结 (34) 8收获及体会 (34) 9致谢 (35)
本设计的任务是设计一台用于轿车上的五档手动变速器。合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。 设计部分叙述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了方案论证，选用了三轴式变速器。说明了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表，齿轮的强度计算。 该变速器具有两个突出的优点：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。 关键词：变速器齿轮轴
1选题背景 1.1 问题的提出 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。 手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。
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)
轿车变速箱设计说明书-精品
轿车变速箱设计说明书-精品 2020-12-12 【关键字】英语、方案、建议、意见、情况、方法、环节、条件、动力、前提、进展、质量、行动、传统、认识、问题、系统、全力、主动、继续、整体、合理、健康、加大、保持、统一、发展、建立、提出、了解、特点、突出、关键、支撑、安全、稳定、力量、需要、工程、倾向、需求、方式、作用、标准、结构、水平、协调性、任务、速度、设置、分析、简化、形成、满足、严格、开展、保证、指导、帮助、带动、发挥、教育、解决、加快、方向、巩固、扩大、适应、实现、提高、协调、推动、减轻、衷心、中心 毕业设计（论文）任务书
轿车变速箱设计 摘要 本设计的任务是设计一台用于轿车上的FR式的手动变速器。本设计采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：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。 根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。 它功用是：①改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；②在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；③利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。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，同步器，中间轴，第二轴，齿轮 THE DESIGN OF SALOON GEARBOX ABSTRACT The duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon,It’s the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: Firstly,the transmission efficiency of the direct drive keeps off high, the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it’s allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller. According to the contour,track，wheel base，the smallest ground clearance,the smallest turning radium,the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power,the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon,choose the suitable final drive ratio.According