1 绪论
1.1研究的意义
现代汽车一般采用往复活塞式内燃机提供动力，而汽车在起步、加速、上坡等等过程中，其需要的扭矩和速度都在发生很大的变化，但是发动机的转矩和转速变化范围较小，另外，发动机是只能是朝着一个方向，不能单独实现倒档功能，所以一个性能好的发动机必须配备性能优良匹配的变速器才能使车辆的性能很好的体现出来，变速器的主要功能为：
(l)在复杂工况下，通过改变汽车传动比,从而使发动机传到驱动轮上的转矩和转速发生改变，使发动机时刻处于最有利的工况下工作；
(2)实现汽车的倒退行驶；
(3)可以中断动力传输。
随着近年来车辆密度的不断增大，车辆对操作性、动力性，经济性，环保等方面的要求越来越高，这些都离不开变速器技术方面的发展，研究与发动机优配，工作效率高，操作方便，工作可靠的变速器的意义就十分重大了。
1.2变速器的分类和发展趋势
1.手动变速器
手动变速器，驾驶者通过操作变速箱操作杆来控制不同齿轮组的啮合，根据不同道路行驶工况下汽车速度和扭矩的大小，通过换挡操作杆控制轴上的不同大小齿轮的啮合，从而得到不同的转速比，使发动机在有利的工况下工作。由于锁止机构和互锁机构的作用，驾驶人在换挡时，必须要先踩下离合器踏板，而在变速箱处于某一档位下工作时，不能自动跳到另一档位。手动挡汽车对驾驶人驾驶技术要求较高，但其对汽车的操纵感强，更有驾驶的乐趣，而且相对而言更加省油一点。手动变速箱根据档位可以分为四档，五档变速箱等等，现在市场上常见的手动变速箱是中间轴式五档变速箱。
2.自动变速器
自动变速器可以根据节气门踏板的变化自动进行变速，不需要人为操纵变速杆的动作，减少了驾驶人开车途中的很多频繁的换挡操作，它是通过液压油路控制对应的行星齿轮机构进行变速。目前市场上最常见的自动变速器是液力自动变
速器。
3.无级变速器
无级变速器的结构简单，小巧，它可以使传动比任意自由改变，实现无级变速，它能克服突然换挡，节气门反应慢、油耗高等缺点。
4.手动/自动变速器
手自一体变速器首先在保时捷车型上应用，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可像手动挡一样自由变换档位。手自一体变速系统可以使用手动档来提供驾驶乐趣，使用自动档减轻操作量，减少驾驶疲劳。
5.双离合变速器
DSG变速器，由两组离合器相互配合共同控制发动机动力的传输，不会再驾驶者换挡时产生动力短暂中断的现象，结合了手动变速器和自动变速器两者的优点，既节油、驾驶舒适又满足驾驶的运动感要求。
1.鉴于国内的经济状况，手动档变速器，自动档变速器都有很大的发张的空间。
2.鉴于国内市场的多样性，各种变速器都有其发展的空间，在某个领域内占据自己一定的市场。
3.从长远发展的角度看，双离合变速器结合了手动变速器和自动变速器各自的优点，其技术值得我国大力研究。
1.3本课题研究内容
本文首先在了解手动变速器的主要零部件及其工作原理的情况下，首先对变速箱的轴、齿轮、换挡机构等进行布置，然后根据与该变速箱匹配的发动机输入的最大扭矩，转速等，确定各个挡位合适的传动比，通过计算，定下变速箱的中心距和轴向尺寸，再对轴，齿轮等零件的参数进行合理选择，使得汽车的动力性和经济性达到好的效果，最后对手动变速箱的零件图进行三维绘制，并进行装配，进行操作演示，进行仿真分析。
2 手动变速箱的主要参数选择
2.1基本外部参数确定
此变速箱定于和微型商用车汽车上面的发动机相配合工作，参考一些商用车数据，暂定该微型商用车的基本参数,其最大转矩169N.M，最大功率为60KW,发动机布置成前置后驱。
2.2手动变速器的主要零件型式选择
1.齿轮型式
手动变速器的两种形式主要是直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。斜齿轮以其运转平稳、使用寿命长等优点，广泛应用在各类汽车中，本次设计中，因为倒档齿轮实际工况转速低,承受的转矩小,使用频率低,故其可选用直齿圆柱齿轮，而对于其它齿轮，其工作环境恶劣，受载复杂，采用斜齿圆柱齿轮。
2.轴的分析
本文设计采用中间轴式变速器，第一轴上的小齿轮做成齿轮轴的形式，中间轴采用旋转式结构,该轴由前后两端的滚动轴承支承，输出轴上常啮合被动齿轮与轴过盈配合。
3.轴承型式
第一轴的前端采用向心球轴承，后端用滚针轴承与第二轴连接，第二轴前端用带止动槽的向心球轴承,后端用向心球轴承，使其能承受向外的轴向力，中间轴的前后端都用向心球轴承与变速器壳体座相连。最后还需要计算轴承的寿命，并对其进行验算。
4.换档机构的分析
倒档和一档齿轮采用直齿轮啮合换挡，结构复杂、成本高和同步环使用寿命短等问题都广泛存在同步器中，但同步器可以轻便无冲击地换档，大幅提高延长齿轮传动的寿命，因此对汽车的性能有着很大的提升，汽车手动变速器的换档机构广泛采用同步器的结构型式，
3 汽车变速器的设计
3.1变速器总体尺寸和参数的确定
3.1.1 档数和各档传动比
手动变速器的档数范围可以再 3～20内，手动变速箱相邻档位之间的传动比最好在不高于 1.8 ，而高档相邻档位的比值要求更小，因为汽车行驶时，高档的操作更加平凡，这有利于使频繁操作高档时，换挡工作容易进行。
这里的变速器的挡数取五挡，在五档变速器中，五档为超速挡，四档为直接挡，四挡以下的档位为减速挡。各档传动比之间按照几何级数变化。
参考一般汽车变速器的传动比大小，初步确定各档传动比值。
表3-1 各档传动比
档位一二三四五倒档传动比 3.2 2.2 1.5 1.0 0.78 3.2
3.1.2 中心距
本文选的中间轴式变速箱的中心距是中间轴和第二轴之间的距离，其大小会影响中间轴和第二轴上的齿轮接触的面积及受力大小，从而使轮齿的接触强度受到影响。
根据公式：
×ηg)1/3 （3-1）
A=Ka×(T emax×i
1
其中：
Ka中心距系数(货车取8.6-9.6)
Temax发动机最大转矩,取值169牛米
I变速器一档传动比,3.2
ηg变速器传动效率,0.96
计算可得A=71.24mm-77.03mm
初选中心距A=75mm
3.1.3 变速器的轴向尺寸
本设计微型商用车手动变速器的轴向尺寸可参考中心距的大小来初定其数据：
四档：(2.2-2.7) A
五档：(2.7-3.0) A
六挡:（3.0-3.4）A
因此，五档变速器的轴向尺寸大致为 202.5mm-225mm。
3.2齿轮的设计计算
3.2.1 齿轮参数的确定
1.模数和压力角
根据齿轮所受载荷的大小，参考《机械设计》直齿轮和斜齿轮的取值，所有斜齿轮的模数均取m =4。标准压力角取国标规定的20，所以变速器齿轮的压力角普遍采用20。
2.螺旋角及变位系数
变速器斜齿轮的螺旋角一般为10-30，取值24。设计时，可以使中间轴上的斜齿轮采用右旋，另外两边齿轮采用左旋，两者相互抵消。
3.齿宽b
斜齿:b=Kcm, Kc为齿宽系数，取4.5～8
直齿:b=Kcm，Kc取为6.0～8.5；均可取值为7。
4.各档齿轮齿数的分配
图3-1 变速器传动方案示意图
(1)一档齿轮齿数计算
10
1921Z Z Z Z i =
(3-2)
m
A Z h βcos 2=
(3-3）
求得Zh=34，去Z9=21，则Z10=13
确定常啮合传动齿轮副的齿数：
由上式求出常啮合传动齿轮的传动比 Z2/Z1=2.17 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即
n
m A Z Z βcos 221=
+
Z2+Z1=34.3
取整得Z1=11,Z2=23,i1=3.38。 (2)前进档齿轮齿数
21287Z Z i Z Z =
Z7+Z8=2ACOSB/m=34.3 由上可得取整得:Z7=18,Z8=16
同理依次可以求得其他齿轮的齿数：Z3=9,Z4=25,Z5=14,Z6=20。 (3)倒档齿轮齿数的分配计算
倒挡齿轮Z13初选Z13=21,Z12=14,取Z11=11，则：
()12131
270mm A m Z Z =
+=
12和11的之间应保持0.5mm 以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应该为：
A D
D e e =++25.021112
11122185e e D A D mm =--=
11
n 219.25e D Z mm m =
-=
计算倒挡轴和第二轴的中心距:
()12131
802A m Z Z mm =
+=
计算倒挡传动比:
13211
11213
2.84z z z i z z z =
??=
3.2.2 变速器齿轮损坏的主要形式及原因
轮齿折断：齿轮在冲击载荷、重复载荷日复一日的作用下，齿轮出现疲劳裂痕，渐渐地扩大，最后发生折断，这种断裂形式在变速器抵挡齿轮中比较常见，因为其齿数少，齿根强度较弱。
齿面点蚀：节圆顶部齿面长期在脉动的接触应力作用下会产生大量小麻点。齿轮长期在接触应力的作用下，产生一些裂纹，又在齿轮啮合工作时的相互挤压作用，裂纹脱落，产生好多小麻点。
齿面胶合：一些高速重载齿轮，齿轮之间的受力太大，或者速度太快，使齿轮产生高温，破坏了齿轮之间的润滑油膜，从而使得啮合的齿轮齿面与齿面之间产生相互粘结在一起。
齿轮的材料：变速器齿轮受力条件复杂，经常在各种交变载荷，静载荷等恶劣条件下工作，其材料必须符合相关强度和硬度标准，其材料多采用渗碳合金钢，并经过相关热处理，使其各种性能达到相关要求。 3.2.3 变速器齿轮强度校核计算
汽车变速器齿轮强度可以由以下公式求得： 计算各轴转矩：
输入轴 1T =承离ηηmax e T =169×99%×96%=160.62N .m
中间轴 2T =121-i T 齿承ηη=160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N .m 输出轴
1挡 109231-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×21/13=634.27N .m 2挡 87232-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×18/16=341.27N .m 3挡 65233-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×14/20=212.34N .m 5挡 53235-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×9/25=109.21N .m 倒挡
12
112-=i T T 齿承倒ηη=319.18×0.96×0.99×19/14=411.69N.m
1.斜齿轮的弯曲应力
(1)直齿轮弯曲应力：
y zK m K K T c f
g w 32πσσ=
(3-4)
式中：
w σ—弯曲应力（MPa ）； Tg —计算载荷 （N.mm ）；
K σ
—应力集中系数，可近似取=1.65；
齿形系数如下图，可以查得：
图3-2 齿形系数图
最大转矩加载到变速器一轴上时，倒档直齿轮许用弯曲应力取值范围为：400~800MPA 。如果在双向交变载荷的作用下可取其下限。
计算倒档齿轮的弯曲应力：
1131111
234.604002085f
w c T K K m z K y MPa MPa
σσπ=
=<～
2123
1212
282.844000285f
w c T K MPa M K m a
z P K y σσπ=
=<～
133
1313
247.984002085f
w c T K K m z K y MPa MPa
σσπ=
=<～
(2)斜齿轮弯曲应力
εσ
πβσK yK zm K T c n g w 3cos 2=
(3-5)
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（°）；
K σ
—应力集中系数，查表可得：1.50；
y —齿形系数，
c K —齿宽系数 7.0； K ε
—重合度影响系数， 2.0。
当计算载荷为最大转矩Temax ，加载到变速器第一轴上，乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮的许用应力的范围是180～350MPa 。
计算一挡齿轮9，10的弯曲应力： 计算9,10齿轮的应力：
3193
99239.201002co 250s w n c MPa MP T K z m y K K a σ
ε
βσπ=<=
～
2103
10102189.82co 1005s 20w n c T K z m y K MPa MPa K σ
ε
βσπ=
=<～
同理可求得其他斜齿轮的弯曲应力。
表3-2 各档齿轮弯曲应力
档位 弯曲应力MPa
直接挡 1: 104.37MPa<100～250MPa 2: 95.87MPa<100～250MPa 一档 9: 239.20MPa<100～250MPa 10:189.82MPa<100～250MPa 二档 7: 118.39MPa<100～250MPa 8: 132.19MPa<100～250MPa 三档 5: 117.26MPa<100～250MPa 6: 131.75MPa<100～250MPa 五档 3: 61.56MPa<100～250MPa 4: 64.44MPa<100～250MPa 倒档
11:234.60MPa<400～850MPa 12:282.84MPa<400～850MPa 13:247.98MPa<400～850MPa
2. 轮齿接触应力计算
???? ??+=b z g j bd E
T ρρβασ11cos cos 418
.0 （3-6）
式中：
j
σ-轮齿的接触应力（MPa ）；
Tg —计算载荷（N .m ）；
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（MPa ）； 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,斜齿轮分别为：
αρsin z z r =、αρsin b b r =，()βαρ2cos sin z z r =、()βαρ2cos sin b b r = R z -主、从动齿轮节圆半径(mm)。
弹性模量E=20.6×104 N ·2
mm -，齿宽b=7×4=28mm 。 计算一挡齿轮9，10的接触应力：
T31=634.27N.m ，T2 =319.18N.m
84mm 99==mz d mm mz d 521010==
8.89mm 20sin 252
sin 210sin 1010
==== ααρd z r z
14.36mm
20sin 2
84
sin 2
9sin 9
9==== ααρd
b r b
90.41371.11190020001j MPa M a
P σ=<=～
101236.2019000200j MPa MPa
σ==<～
同理可求得其他齿轮的接触应力，如下表
表3-3 各档齿轮接触应力
挡数 接触应力MPa
一档 9: 1371.11MPa<1900～2000MPa 10:1236.20MPa<1900～2000MPa 二档 7: 1010.97MPa<1300～1400MPa 8: 1037MPa<1300～1400MPa 三档 5: 857.49MPa<1300～1400MPa 6：940.32MPa<1300～1400MPa 四档 1: 1010.14MPa<1300～1400MPa 2: 984.76MPa<1300～1400MPa 五档 3: 916.72MPa<1300～1400MPa 4: 940.32MPa<1300～1400MPa 倒档
11:940.32MPa<1300～1400MPa 12:940.32MPa<1300～1400MPa 13:1187.7MPa<1900～2000MPa
3.计算各个齿轮的受力 一挡齿轮9，10的受力:
N 74.136911065.92634.27
2239319=??==d T F t 32101022319.18
1011130.9557.35t T F N d ?=
=?=
N
31.549695.24/cos n2013691.71ta cos tan 10
9n
99=?==- βαt r F F N
34.44684.952/cos n2011130.95ta cos tan 10
9n
1010=?==
- βαt r F F
N 02.6370tan24.9574.13691tan F 1099t 9a ===-
βF N 63.5178tan24.9595.11130tan F 109t1001a ===- βF
表3-4 各档齿轮受力
齿轮
Ft （N ） Fr(N) Fa(N) 1 6619.4 2657.3 3079.7 2 6291.1 2525.5 2906.9 3 5500.4 2208.0 2559.0 4 5788.0 2323.5 2692.9 5 6876.3 2760.4 3199.2 6 7234.4 2904.1 3365.8 7 8595.1 3450.4 3998.9 8 9043.2 3630.3 4207.3 9 13691.7 5496.3 6370.0 10 11130.95 4468.3 5178.6
11 8399.5 3057.2 12 11399.3 4149.0
3.3变速器轴、轴承等零件的设计计算
3.3.1 轴类设计
1.轴的功用及设计要求
设计汽车速器轴时主要考虑轴的结构形状，直径长度，轴上的花键形式和尺寸，最后对轴的强度和刚度进行校核。
2.初选轴的直径 一轴初选直径：
3max
e T K d = （3-7）
d=22.12～25.43mm 中间轴跟第二轴初选直径: d=(0.45-60)A 变速器中心距A=75mm 中间轴最大直径d=33.75-45mm 第二轴最大直径d=33.75-45mm
轴的支承距离与最大直径的关系： 第一轴和中间轴：
18
.016.0max
1～L d =
第二轴：
21
.018.02max
2～L d =
故第一轴的支承长度为L1=133.33～150.0mm,第二轴的支承受长度为L2=238.10～277.78mm,中间轴的支承长度为L=277.78～312.5mm 。
3.轴的刚度验算
分别算出各轴的垂直面挠度，水平面挠度，转角和全挠度。
42
2r 22r 3a F 643ELd b EIL b a F f c π=
= （3-8）
42
2223a F 643ELd b EIL b a F f t t s π=
= （3-9）
()()43a F 643ELd a b b EIL a b ab F r r πδ-=-=
(3-10）
0.2f mm
=
(3-11)
(1)第一轴常啮合齿轮副可以不用计算，因为其距离支撑点近，负荷又小，所以挠度不大。 (2)二轴受力图：
图3-3 二轴受力图
代入公式计算可得：
表3-5 二轴各挡齿轮饶度
一档齿轮
9 二档齿轮
7
三档齿轮
5
五档齿轮
3
倒档齿轮
11
许用值
fc 0.0084 0.033 0.0064 0.031 0.0159 0.05~0.10 fs 0.021 0.0859 0.016 0.078 0.0437 0.10~0.15
F 0.023 0.092 0.017 0.084 0.046 0.2
Δ0.00021 -0.000022 0.00027 0.00048 0.00044 0.002 (3)中间轴受力图
图3-4 中间轴受力图
代入公式计算可得：
表3-6 中间轴各档齿轮饶度
一档齿轮10
二档
齿轮8
三档
齿轮6
五档
齿轮4
常啮合
齿轮
倒档
齿轮12
许用值
fc 0.031 0.033 0.049 0.0133 0.0034 0.013 0.05~0.10 fs 0.079 0.0859 0.026 0.0335 0.0088 0.035 0.10~0.15 f 0.085 0.92 0.135 0.036 0.0094 0.037 0.2
δ0.00022 -0.000022 0.00027 0.00009 0.0001 0.00045 0.002 4．轴的强度计算
(1)一轴常啮合齿轮副，负荷小，离支点也近，饶度小，可以不要计算。
(2)第二轴的受力分析图如下：
图3-5 二轴受力图
由图可知，因为一档的饶度最大，所以只要校核一档时的强度。 a.求水平面内支反力R HA 、R HB 和弯矩M HC
HA R +HB R =9t F
（3-12）
21L R L R HB HA = （3-13） 由以上两式可得R HA =9338.01N ，R HB =4353.73N ，M HC =-906.88N.m b.求垂直面内支反力R VA 、R VB 和弯矩M VC
VA R +VB R =9
r F （3-14）
L R d F L F VB a r =+
991221
（3-15）
求得：R VA =428.58N ，R VB =5067.73N ，M VC 左边 =81131.28N.mm ，M VC 右=482424N.mm 按照第三强度理论公式：
N.m 54.142166.8296.042.48288.9062222
1322=?++=
++=T M M M V H 右
[]MPa 400MPa 896.115323
31
=≤==
σπσd M
c.中间轴
图3-6中间轴受力图
倒档齿轮跟常啮合齿轮饶度最大，校核其强度。
水平面内：
HA R +HB R +2t F =12
t F （3-16）
()
211212t HB t F L R L F L L +=+ （3-17）
由以上两式可得：
R HA =-4558.33N ，R HB =13692.32N ，
M HC =-131621.78N.mm ，M HD =354288.78N.mm
垂直平面内：
VA R +VB R =2r F +12
r F （3-18）
()L R L L F d F L F VB r a r =+++
2112221221
(3-19）
已知RVA=2206.N,RVB=5896.61N,MVCz=152574.78N.mm 由第三强度理论公式：
505.04C M T N m α=+=
580.34D M T N m
α=+=
[]MPa 400MPa 18.41323
26
=≤==
σπσd M
C
[]MPa 400MPa 66.37323
21
=≤==
σπσd M
D
3.3.2 轴承与平键的选择与计算 1.变速器轴承的形式选择
第一轴的前端用向心球轴承，后端用滚针轴承。第二轴前端选用带止动槽的向心球轴承,后端用向心球轴承，中间轴前后端都选用向心球轴承。 2.变速器轴承的寿命计算
(1)一轴的计算
fp 为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设计原理与设计》，取1.2。
()11 23020.188p r a P f YF N
XF ==+
轴承寿命L h : ε为寿命系数，对球轴承ε=3；对滚子轴承ε=10/3。
10/3
661010325006060120023020.18843630.3330000h h C h L L n h P ε
????
== ? ?
????==?
＞合格
(2)二轴的计算
一档时传递的轴向力最大，按同样方法计算可得：
10/3
661010358006060342.8678131144.9.033003400h H C L n h L h P ε
????== ? ?
?????
==＞合格。
(3)中间轴的计算
初选轴承型号：由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号32007，查《机械设计实践》该轴承的C o =592000N ，C r =432000N ，e=0.44，预期寿命L h =30000h 。· 按同样方法计算可得：
10/3
661010432006060573.91579 43062.4330001.760r h h r h L C L n P h ε
????
== ? ?
???
=??=＞，合格。
3.平键的选择和计算
中间轴上选用花键，公称尺寸12×6(mm)，L=56mm ，d=40mm 。
2121160.620.960.9923/11319.18.T T N m i ηη-???===
dkl T dkl T p 2
22=
=
σ
其中，l 为键的工作长度,A 型，l=L-b （mm ）,k 为键与轮毂的接触高度，平
键k=0.4h （mm ）；
16
.79564.2405.1319180
25.122=????==
dkL T p σ
满足强度要求。
3.4同步器的设计
同步器可以使变速器轻便无冲击地换档，大幅提高延长齿轮传动的寿命，提高汽车动力性和燃油经济性，故广泛的应用在各类汽车的换挡机构中，除倒档和一档齿轮受力情况简单，直接用直齿轮换挡，其他档位都装用同步器换挡。 同步环结构参数及尺寸的确定：
图3-7 同步环的结构
D —分度圆直径 φ—同步环大端直径 α—同步环锥面角 B —同步环锥面宽
由图可推算出：φ=2R 锥+B×tg α；D=φ/0.8～0.85；B=（0.25～0.40）R 锥。
目前应用最多的是锁环式同步器，其基本尺寸选择：
1.摩擦系数μs 推荐采用0.10,故锥面角α一般可取6°～7°30′。对于摩擦力矩较大的多锥面同步器，锥面角可取适当加大，取8°或8°30′。
2.同步环的几个结构尺寸：
(1) R锥和W的取值
受到变速器齿轮中心距和相关结构空间的限制。在许可范围内的情况下，摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W的大小的选择应该越大越好。
(2)B的取值
同步锥环的工作面宽度B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积与其宽度大小有着直接关系。一般在设计时，R锥与B成正比关系所以R锥越大时B也要相应的越大些。具体取值可以参考经验公式：B≈（0.25～0.40）R锥。
(3)同步锥环内锥面上的螺纹线要求
一般推荐螺纹顶宽为0.025～0.10；螺距取0.6～0.75；螺纹角取60°，螺纹深取0.25～0.40。
3.5 箱体的设计
3.5.1 箱体材料与毛坯种类
材料HT200的选箱是根据减速器的工作环境而选择的，因为其铸造箱体的刚性、外形有独特的优点，采用铸造工艺以获得毛坯还易进行切削加工，吸震和除噪。
3.5.2 箱体的主要结构尺寸的计算
箱座壁厚 δ
10,8325.0=≥+δ取a
箱盖壁厚 1δ
108325.0=≥+δ，取a
箱体凸缘厚度
21b b b 、、
25
5.2155.1155.121======δδδb b b 箱底，箱盖箱座
箱座加强筋厚度
m
5.885.0==δm
箱盖加强筋厚度
1m
23.785.011==δm
地脚螺钉直径 f
d
16M 7.1412036.0取=+=a d f
地脚螺钉数目
n
4,250=∴≤n a
轴承旁连接螺
栓直径
1d
M1875.01取f d d =
箱盖、箱座连
接螺栓直径 2d
M ,665.833.175.05.02取=?==f d d 8M 取
轴承该螺钉直
径、数目
n d 、3 ()99483—表，==n d
轴承盖外径
1D 721=D 轴承外径--+D d D f ;)5.55(
观察孔盖螺钉直径
4d M 199.533.173.03.04，取=?==f d d 6M 取
箱盖箱座连接螺栓直径 2d
=2d 8M )6.05.0(取f d -
4 手动变速箱主要零件的三维仿真设计
手动变速箱的零件包括轴，齿轮，同步器，花键，轴承等等，由于轴和齿轮
主减速器设计 3.2 主减速器设计 3.2.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 （1）主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 （2）主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种： 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。 （3）主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。 轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 （4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广
摘要 本文介绍了轿车差速器与主减速器的设计建模过程，论述了轿车差速器与主减速器的结构和工作原理，通过对轿车主要参数的分析与计算对差速器和主减速器进行设计，并使用Pro/E对差速器与主减速器进行3D建模，生成2D工程图。完成装配后，对主减速器、差速器进行运动仿真，以论证差速器的差速器原理。 关键词：建模，差速器，主减速器，分析
Abstract This paper discusses the automobile differential design and modeling process of the final drive, and the structure and the principle of automobile differential and the final drive.the car After the analysis and calculation of final drive and differential,to use Pro/E to complete make 3D model of the final drive and differential, then to produce 2D drawings.There is going to analysis the final drive to prove the principle after finishing the composing. Keywords: Modeling, Differential,Final drive，Analysis
目录 摘要........................................................ I Abstract ................................................... II 目录...................................................... III 1绪论 (1) 1.1课题来源 (1) 1.2课题研究现状 (1) 1.2.1国内外汽车行业CAD研究与应用情况 (1) 1.3主减速器的研究现状 (1) 1.4 差速器的研究现状 (2) 1.5 课题研究的主要内容 (3) 2QY7180概念轿车主减速器与差速器总体设计 (4) 2.1QY7180概念轿车主要参数与主减速器、差速器结构选型 (4) 2.1.1QY7180概念轿车的主要参数 (4) 2.1.2QY7180概念轿车主减速器与差速器结构选型 (4) 2.2主减速器与差速器的结构与工作原理 (5) 2.3QY7180概念轿车主减速器主减速比i0的确定 (6) 3主减速器和差速器主要参数选择与计算 (7) 3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 (7) 3.1.1按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转 矩Tce (7) 3.1.2按驱动车轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩Tcs (7) 3.1.3按日常平均使用转矩来确定从动齿轮的计算转矩 (8) 3.2主减速器齿轮传动设计 (8) 3.2.1按齿面接触强度设计 (8)
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
引言 汽车主减速器总成是汽车传动系的重要部件之一,其功用是降速增矩(将输入的转矩增大并相应降低转速),并可改变发动机转矩的传递方向,以适应汽车的行驶方向。主减速器总成对装配精度的要求很高,其制造和装配质量对驱动桥乃至整车的性能有很大的影响。 由于受到传统制造、装配工艺和测控手段限制,主减速器的装配质量往往满足不了高质量汽车的要求。近年国内许多车桥生产厂家先后使用了成套制造设备和主减速器柔性装配线,使制造和装配质量有了一定的提高,但针对其装配精度的检测,目前尚缺乏自动化测控设备。
汽车主减速器设计与研究 1 基本设计参数1）.发动机最大功率: 55 kw/rpm 2）.发动机最大扭矩: 161.7 Nm/rpm 3）.五档手动变速器: 低速档比: 6.08 4）.主减速比：4.48高档速比:1.00 5）.轮胎型号:185/75R16 （即轮胎半径332.7mm) 6）.汽车总质量: 42000 kg
2 驱动桥简介 汽车驱动桥位于传动系的末端。其作用主要有增扭，降速，改变转矩的传递方向，并合理的将转矩分配给两个驱动车轮；而且，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，半轴和桥壳组成。 目前国内大型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内大型车桥90%以上的市场。 设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。 2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 5)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩； 在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 6)与悬架导向机构运动协调。 7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。
毕业设计说明书 题目：桥车手动变速箱设计（5+1） 专业：机械设计制造及其自动化 学号： 姓名： 指导教师： 完成日期： 2014-05-25
目录 摘要 第一章绪论 (3) 1.1手动变速器的应用与发展 (3) 1.2变速器作用 (3) 1.3变速器的形式 (4) 1.4手动变速器工作原理 (5) 第二章变速器总体方案设计 (6) 2.1变速器的性能要求 (6) 2.2变速器的结构方案 (6) 2.2.1 齿轮型式 (7) 2.2.2 轴承型式 (7) 2.2.3 换档结构型式 (7) 2.3变速器的传动方案 (8) 第三章变速器齿轮参数的选择与主要零件的选择 (9) 3.1 档位数和传动比 (9) 3.2 中心距 (10) 3.3轴向尺寸 (10) 3.4 齿轮模数 (11) 3.5齿轮参数 (11) 3.6各档传动比及其齿轮齿数的确定 (12) 3.6.1 确定一档齿轮的齿数 (12) 3.6.2确定常啮合齿轮副的齿数 (13) 3.6.3确定其他档位的齿数 (13) 3.6.4确定倒档齿轮的齿数 (14) 3.7齿轮的变位系数的选择 (14) 第四章变速器齿轮的强度计算与材料选择 (15) 4.1变速器齿轮的几何计算 (15) 4.2齿轮的强度计算与校核 (17) 4.2.1.齿轮弯曲应力计算 (17) 4.2.2 轮齿接触应力计算 (19) 4.3变速器齿轮的材料及热处理 (21) 第五章变速器轴的设计与校核 (22) 5.1 变速器轴的结构和尺寸 (22) 5.1.1 轴的结构 (22) 5.1.2 轴的尺寸 (23) 5.2.1输入轴的强度与刚度校核 (24)
汽车座椅设计现状及发展方向 前言：现代汽车座椅与汽车安全性、 舒适性紧密相关。设计具有先进水准的座椅 是当今汽车发展中的一个重要课题。 摘要：本文将对现代汽车座椅的设计方式，设计特点，以及未来的设计方向做简 要的论述。主要从座椅材料，调整，设计等方面做基本的分析和说明。 首先对当前汽车座椅的组成及功用等做简要分析说明: 一、 座椅表面材料。主要指织物和真皮等多种材料。选择标准以舒适，手感，透气 性为主。一般座椅的表面材料与整车的内饰相协调。 二、 座椅调节形式。对于汽车座椅必须满足调整便利性和舒适性两大要求，也就是 说驾驶员通过调节操纵， 可以将座椅调整到最佳位置上以获得最好视野。 易于操纵方向盘、 踏板、变速杆等。 调节形式有手动和电动两种。手动调节方式需要成员通过手柄放松座椅的锁止机构， 然后通过改变身体的座姿和位置来带动座椅移动。 电动座椅调节机构由控制器， 可逆性直 流电动机和传动部件组成。直流电动机受控制器控制并分别驱动某个调整方向的传动部件 （如蜗杆轴，蜗轮等）。蜗轮与齿条啮合，蜗轮轮转动将齿条移动使座椅前移或后移。电 动调节的座椅在调节时，座椅是施力方，乘客只需要扳动控制键就可以了。电动座椅的使 用，让驾驶员能轻松的找到最适合自己的驾驶姿势， 提供良好的视野，提高了行车安全性， 并能工巧匠效减轻驾驶疲劳。 三、 前后排座椅调节方向。座椅方向的调节是由座椅调角器、座椅导轨和座椅升降机 构来完成的，在每种调节机构上，座椅都能完成两个或两个以上方向的调节。 座椅调角器用于连接汽车座椅椅座和椅背，对乘员提供安全保护和增强座椅舒适性。 并在椅背内添加了机械装置用于减少追尾事故对颈椎造成的伤害。如下图所示： 学院：工程技术学院 专业：车辆工程 姓名：王 强 学号： 20040707104
主减速器设计 3、2 主减速器设计 3、2、1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式,主要就是根据其齿轮类型、主动齿轮与从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 (1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上,主减速器采用得最广泛的就是螺旋锥齿轮与双曲面齿轮。在双级主减速器中,通常还要加一对圆柱齿轮(多采用斜齿圆柱齿轮),或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车与超重型汽车的主减速器上,有时也采用蜗轮传动。 (2)主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下,主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法,对其支承刚度影响很大,这就是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种: 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度,应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上,同时比齿轮节圆直径的70%还大,并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时,为了减小悬臂长度与增大支承间的距离,应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内,而大端朝外,以缩短跨距,从而增强支承刚度。
(3)主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离与载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度,支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承,安装时应使她们的圆锥滚子的大端相向朝内,小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移,圆锥滚子轴承也应预紧。 轿车与轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好,中型与重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 (4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整,可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便,波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点,广泛用在主减速比i0<7、6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都就是采用一对
淮阴工学院 毕业设计(论文)开题报告 学生姓名：学号： 专业： 设计(论文)题目： 指导教师: 2014 年12 月17 日
1．结合毕业设计（论文）课题情况，根据所查阅的文献资料，每人撰写 2000字左右的文献综述 文献综述 一、课题的研究背景及意义 货车作为一种常用的商用车，已在现代的社会中占有举足轻重的地位。人们的衣食住行的便利，都有货车运输方面的功劳。社会经济的发展，人们生活水平的提高更需要货车的运输，货车已成为一个国家乃至整个世界不可缺少的一样运输工具。 中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2007年中国汽车销售879.15万辆，2008年汽车产销量将突破900万，2010年汽车销售规模将达到1263万辆。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国变速器行业面临着重大机遇。2006年我国汽车变速器市场规模达300亿元人民币，并且以每年超过20%的速度增长，预计2010年有望达到600亿元。依靠科技进步和自主创新，已形成年产销汽车变速器100万台、齿轮5000万只和汽车锻件10万吨的综合生产能力。汽车变速器产品在4档~16档市场领域实现了全方位覆盖，广泛匹配于输入扭矩300—3000牛米、载重量2吨~60吨之间的重型车、大客车、中轻型卡车、工程用车和低速货车等各种车型，被国内50多家主机厂的上千种车型选为定点配套产品。法士特变速器在国内8吨以上重型汽车配套市场占有率78%，15吨以上配套市场占有率超过90%，重型变速器产销量世界第一。 随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。人们在购车时大多只注重的是发动机的性能，而且这似乎已成为了衡量汽车品质优劣的一个标准，因为它是动力的缔造者。但是，却不能忽略掌控速度快慢的变速器。变速器作为汽车传动系统的重要组成部分,其技术的发展,是衡量汽车技术水平的一项重要依据。由于变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。 二、国内外研究现状 来自中国汽车工业协会的统计数据显示，在国产自动挡乘用车中，80%左右搭载的是进口自动变速器，而剩下的20%也主要来自外资控股的合资企业，凭借对中国市场的垄断，跨国公司从中国获取了惊人的超额利润，他们的自动变速器产品在中国的售价是其本国售价的三倍，近几年的进口数字显示，每年仅自动变速器的进口额就高达100亿
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
汽车座椅设计 摘要：运用人机工程学原理，针对汽车驾驶座持，从驾驶员生理特性与作业环境两个方面分析了影响驾驶舒适性及安全性的原因，在此基础上从坐姿舒适性，振动舒适性，操作舒适性，安全性等四个方面论述了人机工程学在汽车座椅设计中的应用，完成了对汽车驾驶座椅从分析到设计的系列开发过程。 关键词：人机工程汽车设计座椅 引言：交通事故统计分析表明，疲劳驾驶是造成交通事故的主要原冈。驾驶座椅是影响驾驶与乘坐舒适程度的重要设施，对于减少驾驶员疲劳程度，降低事故发生率有重要作用，汽车驾驶员座椅设计优劣与否直接关系到驾驶质量与安全。人机工程学是一门综合性较强的新兴交叉学科，它是从人的生理和心理特点出发，研究人、机、环境相互关系和相互作用的规律；其目的是让人在使用机械的过程中，感到“安全、健康、舒适、高效”。汽车设计是否符合人机工程要求，不仅关系到有效利用车内空间及提高乘用舒适性，而且影响整车内外造型和尺寸参数，进而影响整车性能和市场竞争力。 一、舒适驾乘首要在于座椅设计 通过对汽车座椅设计中的人机因素分析,即尺度、形态、功能、色彩四方面的具体分析,寻求汽车座椅设计与人机工程学的关系,从而论证目前汽车座椅设计中人机工程学应用的一些局限性,即学科内涵与目标的矛盾、共性原则与个性需求的矛盾、统计与个案的矛盾以及合理与合情的矛盾,通过对这些应用矛盾的透析,探求出汽车座椅设计中人机工程学应用的原则,从而最终为汽车座椅产品设计中人机工程学的应用探索出一条道路。 而人机工程学在汽车座椅设计中的作用主要体现在以下几方面： 1、为确定汽车空间范围提供依据。 2、为设计汽车座椅提供依据。 3、为确定感觉器官的适应能力提供依据。 二、汽车座椅的人机工程设计 汽车驾驶座椅的人机工程学分析，安全舒适的汽车驾驶座椅的设计必须满足以下要求：意识坐姿舒适性（静态舒适性）；二是振动舒适性（动态舒适性）；三是操作舒适性；四是安全性（包括主动安全性及被动安全性两个方面）。 上述要求具体到驾驶座椅的设计中满足驾驶员坐姿舒适性的座椅尺寸结构设计、满足驾驶员振动舒适性的座椅抗振减振设计、满足操作舒适性的座椅空间位置设计以及满足驾驶员的安全性的汽车驾驶座椅主动安全性及被动安全性的设计。 1、座椅结构设计 驾驶座椅结构设计的研究把注意力集中在人体生理结构特点对驾驶舒适程度的影响上，寻求最佳的座椅结构形式、尺寸、轮廓形状及材料选择。 （1）座椅结构设计 为了保证座垫上合理的体压分布，座垫应坚实平坦。太软的椅子容易令使用者曲起身子，全身肌肉和骨骼受力不均，从而导致腰酸背痛现象的产生。研究表明：过于松软的椅面，使臀部与大腿的肌肉受压面积增大，不仅增加了躯干的不稳定性，而且不易改变坐姿，容易产生疲劳。 依据靠背上体压分布不均匀原则，在座椅靠背设计时应保证有靠背两点支撑，即就是人体背部和腰部的合理支撑。汽车座椅设计时应提供形状和位置适宜的两点支撑，第一支撑部位位于人体第5—6胸椎之间的高度上，作为肩靠；第二支撑设置在腰曲部位，作为腰靠。
摘要 本设计是对载货汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。本文论述了双级主减速器各个零件参数的设计和校核过程。设计主要包括：主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。 关键词：载货汽车；双级主减速器；齿轮；校核；设计
ABSTRACT This design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gear's design, bearing's examination.The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission. Key words: Truck；Two-stage Main Reduction Gear；Gear；Check
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。
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。
工程技术大学 课程设计 题目：中型货车主减速器结构设计 班级：汽车 学号： 姓名： 指导教师： 完成日期： 2011.12.25
一、设计题目 中型货车主减速器结构设计 二、设计参数 驱动形式:4*2后驱最高车速:98km/h 轴距: 4700mm 最大爬坡度:30% 轮距: 1900mm/1900mm 汽车长宽高: 7000mm/2000mm/2300mm 整备质量:3650kg 变速器传动比:5.06 4.016 3.09 1.71 1 4.8 额定载质量:4830kg 轮胎型号: 8.25-16 前后轴负荷: 1900kg/1750kg 3060kg/5420kg 离地间隙:300mm 前后悬架长度:1100mm/1200mm 三、设计要求 （1）总装图1张（2）零件图2张（3）课程设计说明书（5000～8000字）1份 四、进度安排（参考） （1）熟悉相关资料和参考图2天（2）确定基本参数和主要结构尺寸2天（3）设计计算3天（4）绘制总装配草图4天（5）绘制总装配图2天（6）绘制零件图2天（7）编写说明书3天（8）准备及答辩3天 五、指导教师评 成绩： 指导教师 日期
摘要 主减速器是汽车驱动桥的重要组成部分，本设计通过对国内外汽车主减速器结构和特点的分析和根据给定数据的计算，从发动机的最大功率和最大转矩入手，估算主减速器的传动比并选定减速器的类型。设计主减速器齿轮，校核其强度并选定减速器主动锥齿轮、差速器半轴齿轮和行星齿轮等。通过理论的计算和对主减速器实际工作情况的分析，设计了能够满足中型货车使用要求的单级主减速器。 关键词：主减速器；锥齿轮；减速装置；差速器；驱动桥
目录 摘要...........................I Abstract.......................... III 第1章绪论.. (1) 1.1国外主减速器行业现状和发展趋势 (1) 1.2本设计的目的和意义 (2) 1.3本次设计的主要容 (3) 第2章主减速器的设计 (4) 2.1主减速器的结构型式的选择 (4) 2.1.1主减速器的减速型式 (4) 2.1.2主减速器齿轮的类型的选择 (6) 2.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式 (9) 2.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 (10) 2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 (11) 2.2.1主减速比的确定 (11) 2.2.2主减速器计算载荷的确定 (13) 2.2.3主减速器基本参数的选择 (15) 2.2.4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 (20) 2.2.5主减速器双曲面齿轮的强度计算 (29) 2.2.6主减速器齿轮的材料及热处理 (35)
2.3主减速器轴承的选择 (36) 2.3.1计算转矩的确定 (36) 2.3.2齿宽中点处的圆周力 (36) 2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 (37) 2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 (38) 2.4本章小结 (43) 第3章差速器设计 (45) 3.1差速器结构形式的选择 (45) 3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 (47) 3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 (49) 3.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 (49) 3.4.1差速器齿轮的基本参数的选择 (49) 3.4.2差速器齿轮的几何计算 (52) 3.4.3差速器齿轮的强度计算 (54) 3.5本章小结 (55) 第4章驱动半轴的设计 (56) 4.1半轴结构形式的选择 (56) 4.2全浮式半轴计算载荷的确定 (58) 4.3全浮式半轴的杆部直径的初选 (60) 4.4全浮式半轴的强度计算 (60) 4.5半轴花键的计算 (60) 4.5.1花键尺寸参数的计算 (60)
毕业论文（设计） 题目变速器的设计 系部名称 专业 学号 学生姓名 指导教师 学生毕业论文（设计）评定
论文题目：变速器的设计教师评语： 答辩委员会评语： 指导教师签字： 年月日 主任签字： 年月日
内容提要 设计内容：5+1两轴手动变速器设计 目的和意义： 变速器是汽车不可或缺的组成部分，其功用是使汽车在起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况下工作。 通过该设计使学生在设计变速器的过程中进一步掌握变速器的构造、工作特性、动力传动方式、及操纵方式，了解不同形式变速器的优缺点，掌握汽车零部件设计的基本思路，为学生以后的发展打下坚实的基础。通过毕业设计学生应当达到以下基本要求： 1．具有综合应用所学理论知识和实践技能，初步解决本专业范围内的工程技术问题的能力，善于应用新技术、新工艺、新材料。 2．具有查阅科技文献资料、使用各种标准、手册以及独立工作、创新的能力。 3．综合考核学生掌握知识的广度和深度、运用知识处理问题的能力、实验能力、外语应用水平、计算机应用水平、科技写作能力、口头表达能力等。
目录 绪论（或引言） (1) 第1章需求分析 (1) 1.1 本设计的目的和意义 (1) 1.2 变速器的现状和发展 (2) 第2章系统分析 (3) 2.1 变速器设计的基本要求： (3) 2.2 变速器倒档传动与布置方案 (3) 第3章系统设计 (5) 3.1 本设计的数据准备 (5) 3.2 档数和传动比 (5) 3.3 中心距 (7) 3.4 轴向尺寸 (7) 第4章系统实施 (8) 4.1 模数的选用 (8) 4.2 压力角α (9) 4.3 螺旋角β (9) 4.4 齿宽b (9) 4.5 确定一挡齿轮的齿数 (11) 结论 (13) 参考文献 (14) 附录（可选） (15)