绪论
1．内容提要
本文详细介绍了机械式五挡三轴式变速器的具体过程。阐述了机械式变速器的功用、要求，介绍了变速器各种结构方案，说明了变速器主要参数的确定方法，齿轮的几何计算、强度计算等计算方法。涉及到了同步器的设计，概括同步器工作原理和工作过程，设计计算和轴承寿命的计算方法。
变速器一般安装于发动机和驱动桥之间，其主要的功用是：
1．变速与变矩通过改变变速器的传动比，可以使汽车在不同的使用条件下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。
2．设置倒档和空档在不改变发动机旋转方向的情况下便汽车能倒退行驶，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。
3．变速器一般还应设置动力输出窗口。
合理的设计和布置变速器使得发动机功率得到最合理的利用，而提高汽车动力性和经济性。
本设计主导思想即在于设计以提高汽车的动力性和经济性指标，具备较高的传动效率，操纵轻便，工作可靠，噪声小为目的的机械式变速器。
由于水平有限，难免有很多不足之处，欢迎大家批评指正。
Summary
This text detail has been introduced the concrete course to design one medium-sized mechanical type transmission .Has expounded the function of mechanical type transmission and the requirement , and has introduced the various structure schemes of gearbox , and explaind that the major parameter of transmission decides the method surely , the geometry computational methods such as calculation and intensity calculation etc of gear wheel .Involve the computational method of the design of synchronizer , brief synchronizer work principle and work course , design calculation and bearing life span.
Involving the medium-sized freight train transmission design in this design possesses the controllability ability of better motive force , economy and good owing to the machinery transmission , and just easily equips the merits such as unassuming maintenances etc , and gets the extensive application in the society of modern times The transmission generally loads between engine and drive bridge , and major act on being the speed change becomes the carpenter's square , and sets up to reverse gear and the neutral position , with the power output needs of satisfied automobile under the difference operating modes .Reasonable design and fixing up that the transmission makes that the engine merit rate gets the most reasonable utilization , and automobile motive force and economy are raised.
Namely the leading thought of this design depends on motive force and economy quota in order to raise the automobile of design , and having the higher transmission efficiency , and operates lightly , work is reliable , the small mechanical type transmission that serve as the purpose of noise .
Owing to the fact that the standard is limited , haring to avoid to have a lot of shortcomings , everybody criticizes and makes a comment the welcome.
2．关键词
机械式五档变速器锁销式同步器
变速器设计说明书正文
一、变速器的结构分析与型式选择
变速器是由传动机构与操纵机构组成的。目前，汽车上采用的变速器是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定。尽管如此，一般变速器的机构型式，仍具有很多的共同点。
1、变速器的型式
有级变速器与无级相比，起结构简单、造价低廉，具有高的传动效率，因此在各种类型的汽车上得到广泛的应用。设计时首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。
2、两轴式和三轴式变速器
现代汽车大多数都采用三轴式变速器。两轴式变速器只用与发动机的前置、前轮驱动或者发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪一种形式，除了汽车的总布置的要求外，主要考虑以下三个方面：
2.1变速器的径向尺寸
两轴式变速器，它的前进档均由一对齿轮传递动力，当需要大的传动比时，需将主动齿轮做的小些，而将从动轮做的很大，因此两种的中心距和变速器壳的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力，在同样的传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做的小些，因此中心距及变速器的相关尺寸均可减小。
2.2变速器的寿命
两轴式的变速器的低档齿轮副，大小悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高的多。因此小齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用直接档工作时，因第一轴与第二轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮寿命。
2.3变速器的效率
两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。而三轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档。这种动力传递方式，几乎无功率损失，且噪声较小。
轿车、尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多。这样可将变速器的主动传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到教大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用的比较多。
综上所述，参考设计题目为重型货车变速器，所以采用三轴五档式变速器。
3、齿轮安排
各档齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置很大的影响。各档位置安排应考虑以下四个方面的要求：
3.1整车的总布置
根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。
3.2驾驶员的使用习惯
有人认为人们习惯与按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，但也有人认为应该将常用档放在中间位置，而将不常用的低档放在两边。
值得注意的是倒档，虽然它是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒档与一档放在一起教好。在五档变速器中，倒档与序列结合不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆。本题中采用此种布置方式，见图1-1。
3.3提高平均传动效率
为提高平均传动效率，在三轴式变速器中采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。
3.4改善齿轮受载状况
各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安排在离轴较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是应接触力过高而造成表面电蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起的齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。
4、换档结构形式
目前汽车上的机械式变速器采用的换档形式有三种：
4.1滑动齿轮换档
采用滑动斜齿轮换档，虽工作平稳，承载能力大、噪音小的优点。但它的换档仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少见。
4.2啮合套换档
用啮合套换档，这种结构既有斜齿轮传动的优点，同时啮合套和结合齿的齿轮所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。
4.3同步器换档
现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行驶的安全性。缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。
本设计中采用同步器换档方案。
二、变速器主要参数的选择
设计参考东风EQ1141八吨的平头重型货车。
参数： 1、发动机最大功率为118KW/2600rpm
2、最大转矩为583Nm/1400rpm（6BT5.9型发动机）
3、各档速比：i 1=6.540,i 2=3.780,i 3=2.168,i 4=1.442,i 5=1,i 6=6.533 选用五档机械式变速器
．1．1从最大爬坡度考虑：
汽车在最大坡道上行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面问滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时：
m ax m ax i t t F F F +≥ <3-1>
式中max t F －最大驱动力；
t F －滚动阻力； max i F －最大坡道阻力；
又r
i i T F g e t η
??=
01m ax m ax <3-2>
m ax cos αg fm F a f = <3-3> m ax m ax sin αg m F a i = <3-4> 将式<3-2><3-3><3-4>带入式<3-1>中得：
ψααη
g m f g m r
i i T a a g e =+≥??)sin cos (m ax m ax 01m ax
η
ψ??≥
0max 1i T r
g m i e a g
max e T －发动机最大输出转矩； 1g i －变速器一档传动比；
0i －主减速比；
η－汽车传动系总传动效率；
a m －汽车总质量；
g －重力加速度；
ψ－道路最大阻力系数； r －驱动轮滚动半径；
f －滚动阻力系数；
max α－道路最大上坡角。
其中%)30(7.16m ax o
=α
020.0~018.0=f 此处取20.0=f 为滚动阻力系数。
3．1．2从附着条件考虑： 汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力小于或等于驱动轮与路面间的附着力，即：
?η
N r i i T g e ≤01max
η
?0max 1i T r
N i e g ≤
式中
?－道路附着系数，计算时取?=0．5～0．6； N －驱动轮垂直反力 解得：
7.696
.0286.519650
.031.098.043801=?????≤
g i
根据最低稳定车速确定一档传动比 i i V rn i a g '
=
0min min
max 377.0
式中：
r －车轮滚动半径； m in n －发动机最低转速；
i '－分动器低档传动比（此处取1） 则7286.53600
6000
550
31.0377.0max =??=
g i
7.645.41<<∴g i
设计参考东风EQ1141八吨的平头重型货车。 选取1g i =6.540 ，i 5=1
3．2传动系档数与各档传动比的选择
传动系档数增加可以改善汽车的动力性和燃油经济性。但过多又影响换档操作，造成换档困难考虑到轻型载货汽车车速一般都不高，参考同类车型，本设计设置4个前进档，1个倒档。则又上述已知， 1g i =6.540，
传动系变速器各档传动比按等比级数分配，器优点在于： <1>换档过程中，发动机总在同一速度范围内工作； <2>可以充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性
<3>按等比级数分配传动比的变速器，还便于和副变速器结合构成更多档位的变速器。
传动系变速器各档之间的公比q 为
1.87q =
== 因为齿数为整数，故实际传动比与计算出的理论值略有出入。另外，在换档过程中，由于空气和道路阻力，空档的一瞬间车速下降，且车速高时速度下降更多。为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的小。取
1 6.54q i =，
2 3.78q i =，4 1.442q i =， 5 1.0q i =
此时邻档传动比比值：
12
q q i i =1.73
23
q q i i =1.73
34
q q i i =1.5
45
q q i i =1.442
3．初选中心距
变速器齿轮的中心距对变速器的整体尺寸、体积及质量有直接影响，所选中心距应能满足保证齿轮强度。通常根据经验公式初选中心距A 。 A=K
式中KA ——中心距系数， 其中货车取8.6~9.6. Memax ——发动机最大转矩 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求去 A=Ae
K Ae K 对货车取17.0~19.0 取KA=17.0，所以中心距
A=17
4．齿轮参数的选择 4.1齿轮模数
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。选择模数应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。载货汽车应重视减小其质量。 4.2齿形、压力角及螺旋角
选择GB1356-78规定的标准齿形，压力角α=20°,螺旋角β=20°～30°。 4.3齿宽
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮模数来确定齿宽b ：
b=K C m n
式中K C ———— 齿宽系数，直齿轮取K C =4.4～7.0;斜齿轮取K C =7.0～8.6。 m c ———— 法面模数
本设计中选取直齿轮K C 取6，斜齿轮取8。 4.4齿顶高系数
本设计中选取齿顶高系数f 0=1.0。 下图中为变速器布置的总体形式：
4.5各档齿轮齿速的分配 4.
5.1确定一档齿轮齿数
已知I 档齿轮的传动比i g1，且i g1=29110
Z Z Z Z ??，为了确定 Z 9和Z 10齿数，先其齿
数和Zh 。
直齿 Z h =2A m
斜齿2cos n
A m β
一档采用直齿轮，故Z h =
2142.02
5
? =56.88。m n =5。 Z h 取整数Z h =57。Z h 分配给Z9、Z10为使Z 9/Z 10尽量大一些，应将Z 10尽量取得小一些，在i g1一定的条件下，Z2/Z1的传动比可分配下些。于是第一轴常啮合齿轮可分配更多齿数，以便在其内腔设置第二轴轴承。货车中间轴I 档直齿轮的最小齿数为12～4之间选取。
本设计中选择Z 10=12，则Z 9=57－12=45。 4.5.2修正中心距
A=109()2
Z
Z m +
=(1245)5
2
+? =142.5mm 4.5.3确定常啮合传动齿轮副的齿轮 由
2
11g Z i Z =109Z Z 可得A=12()2cos n m Z Z β
+ 取m n =4,Z 1=24
所以
2112
6.5445Z Z =? A=1212
4()142.52cos Z Z β-?+= 由以上可得Z 2=41.865≈42. 则精确 β
1-2
=22.354=22°31′24″
4.5.4确定其他各档齿轮齿数
二档齿轮副：其中m n =4.5, Z 8=19 由7
2218g Z Z i Z Z =
?
A=7878
()2cos n m Z Z β-+ 所以Z7=39.8≈40 β
7-8
=22°53′30″
三档齿轮副：m n =4.5, Z 6=27 由ig3=2.168=
5
64224Z Z ? A=142.5=
5656
4.75()2cos Z Z β-?+ 由以上可得Z 5=31.97≈32 β
5-6
=21.825=21°49′37″
四档齿轮副：m n =4， Z 4=36 由3
44421.44224g Z i Z ==
? A=142.53434
4()2cos Z Z β-?+= 由上可得Z 3=29。66≈30 β3-4=22°49′48″
4.5.5确定倒档齿轮齿数
通常I 档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮的齿数一般在21~23之间，初选Z 11后，可计算出中间轴与倒档的中心距A ′。即选取Z 11=23，则中心距A ′
A ′101111()5(1223)87.52
2
m Z Z mm =+=??+=
为了使倒档齿轮的啮合和避免产生干涉。齿轮11和10之间应保持0.5以上的间隙，则齿轮12的齿顶圆直径D e12应为： D e10/2+0.5+De12=A′ De11=2A′-D e10-1 所以De12=2×87.5-（5×12+2×1×5）-1=104mm
选择齿数Z12=19，再求出道档轴与第二轴的中心距A ″ A ″=1/2×5×（19+45）=160mm
4.6变速器齿轮的几何尺寸的计算。 直齿论圆柱齿轮参数计算所用公式：
分度圆直径 d=zm 变位系数 x 1=-x 2
齿顶高 ha=(f+x)m 齿根高 hf=(f+c-x)m 齿全高 h=(2f+c)m 齿顶圆直径 da=d+2ha
齿根圆直径 df=d-2hf 中心距 a=a 0=(z 1+z 2)m/2 分度圆弧齿厚 S=πm/2+2χm tan α 基圆直径b d = cos d α
周节P=
πm 基节b p =πm cos α
斜齿圆柱齿轮参数的计算
端面模数 m t =m n /cos β 分度圆直径 d=zm t
齿顶高 ha=f 0mn 齿全高 h=(2f 0+c)mn
齿顶高直径 da=d+2ha 中心距 a=a 0=（z1+z2）m t /2 齿根圆直径 df=d-2hf 齿根高 hf=(f+c-x)m 分度圆弧齿厚 S=πm/2+2χm tan α 基圆直径b d = cos d α
周节P=
πm 基节b p =πm cos α
续表：
3．齿轮的校核
3.1变速器齿轮的损坏有以下几种：
3.1.1齿轮折断
齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故齿轮根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。这
种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。
为了避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿弯曲应力，即提高轮齿弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿弯曲强度；增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动，提高重合度，使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料许用应力，如采用优质钢材等。 3.1.2齿面点蚀
齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面相互挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把轮齿分为根部及顶部两段，则靠近节圆的根部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重，两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。
提高接触强度的措施，一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。 3.1.3齿面胶合
高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。
防止胶合的措施有：一方面采用粘度大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升，另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。 3.2齿轮的校核计算 齿轮强度计算 接触强度：
用以下公式计算接触应力
H σ=（N/mm 2）
式中 F bn ——法面内基圆切向力，F bn =Ft/cos αcos β
M ——计算扭矩，N.m d ——节圆直径 α——节圆压力角 β——螺旋角
b ——齿轮接触实际宽度 E ——齿轮材料弹性模量 12,ρρ——主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径 112sin cos γαρβ=
22
2sin cos γα
ρβ
= 12,γγ为主动及被动节圆半径 计算扭矩M=1
2
Memax 时，许用应力为
[σH]接 =1300～1400N/mm 2 常啮合及高档 =1900～2000N/mm 2 一档及倒档
其中Memax 为发动机最大转矩。 弯曲强度：
直齿轮用以下公式计算弯曲应力：
t f F t F K K bP y
σσ=
（N/mm 2）
斜齿轮用以下公式计算： t F tn F K bP yK σ
ε
σ=
式中：Ft ——圆周力， m a x
2e t M F d
=
N ； F t ——应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5； K f ——摩擦力影响系数；主动齿轮取1.1；斜齿轮取0.9； P t ——端面周节，Pt=πm; P tn ——法面周节，P tn =πm n
K ε——重合度影响系数，K ε=2 许用应力为400～850N/mm 2（直齿轮）；100～250N/mm 2（货车斜齿轮）。 3.2.1一档齿轮校核
因为 F bn （主）max 9.7167
10.3406cos cos cos cos cos 20t e F M KN d αβ
αβ?
=
=
==主主
F bn （从）max 2.5911
2.7574cos cos cos cos cos 20
t e F M KN d αβαβ?
=
=== 112
sin 60sin 20300.3420210.26062cos γαρβ
?===?= 即11
0.0975ρ= 222sin 225sin 2038.47732cos γαρβ
?
=
== 即210.0259ρ=
取b=K c m c =6×5=30mm
20.4181237.2952000/H N mm σ=<
所以合格。 弯曲强度：
F t (主)=19。4333KN F t (从)=5。1822KN
F σ（主）=3219.433310 1.65 1.1
624.052/30 3.1450.153
N mm ???=???
F σ（从）=325.182210 1.650.9
114.417/28 3.1450.153
N mm ???=???
所以合格。 3.2.2二档齿轮校核 接触强度： F bn (主) = 6.4978
7.68310.93970.9
KN =?
F bn (从)=
2.9855
3.530.93970.9
KN =?
1122
sin 89.723sin 2018.94262cos cos 25.841γαρβ?==?= 即1
1
0.0528ρ=
2222cos cos 25.841
β2 取b=K c m n =8×4.75=38
2
0.418726.121400/H N mm σ=< 所以合格。
弯曲强度：
F t (主)=12.9956KN F t (从)=5.971KN
F σ（主）=3212.995610 1.5
143.308/38 3.14 4.740.122
N mm ??=????
F σ（从）=325.97110 1.5
56.353/36 3.14 4.750.1482
N mm ??=????
所以合格。 3.2.3三档齿轮校核 接触强度： F bn (主)=
4.5821
5.22460.93970.9333
KN =?
F bn (从)=
3.6953
4.21350.93970.9333
KN =?
1122sin 127.233sin 2024.97922cos cos 21.039γαρβ?==?= 即11
0.04ρ=
2222
sin 157.768sin 2030.97412cos cos 21.039γαρβ?==?= 即2
1
0.0323ρ= 取b=K c m n =8×4.75=38
20.418579.841400/H N mm σ==<
所以合格。 弯曲强度：
F t (主)=9.1642KN F t (从)=7.3906KN
F σ（主）=329.164210 1.5
89.829/38 3.14 4.750.1352N mm ??=????
F σ（从）=327.390610 1.5
73.214/36 3.14 4.750.1412
N mm ??=????
所以合格。 3.2.4四档齿轮校核 接触强度： F bn (主)= 3.7034
4.27630.93970.9216
KN =?
F bn (从)= 4.4438
5.13130.93970.9216
KN =?
1222
sin 157.423sin 2031.6962cos cos 22.8388γαρβ?==?= 即1
10.0315ρ=
2222cos cos 22.8388
β2ρ取b=38mm
20.418562.9971400/H N mm σ==<
所以合格。 弯曲强度：
σF (主)=327.406810 1.5
79.720/38 3.1440.1462N mm ??=????
σF (从)=328.887610 1.5
94.769/40 3.1440.142
N mm ??=????
3.2.5常啮合齿轮 接触强度： F bn (主)=
5.6254
6.43270.93970.9263
KN =?
F bn (从)=
3.2145
3.6930.93970.9263
KN =?
1122sin 103.637sin 2020.65532cos cos 22.132γαρβ?==?= 即1
1
0.0484ρ=
2222sin 181.364sin 2036.14682cos cos 22.132
γαρβ?==?= 即21
0.0277ρ=
取
b=38
20.418661.6251400/H N mm σ=<
所以合格。 弯曲强度：
σF (主)=3211.25810 1.5
131.937/38 3.1440.1342
N mm ??=????
σF (从)=326.42910 1.5
70.157/36 3.1440.1522
N mm ??=????
所以合格。
3.2.6倒档2齿轮校核 接触强度：
F bn (主)=9.7167
10.3403cos 20KN ?
= F bn (从)=
5.0696
5.3949cos 20KN ?
= 112sin 10.2606cos γαρβ== 22
2sin 19.666cos γα
ρβ
== 即 1
1
0.0975ρ=
2
1
0.05085ρ=
取
b=30mm
20.4181356.622000/H N mm σ==<
所以合格。 弯曲强度：
σF (主)=3219.433310 1.65 1.1
624.052/30 3.1450.12N mm ???=???
σF (从)=3210.139210 1.650.9
261.458/28 3.1450.131
N mm ???=???
所以合格。
3.2.7倒档2齿轮校核 接触强度：
F bn (主)=6.1368
6.5306cos 20KN ?
= F bn (从)=
2.5911
2.7574cos 20KN ?
= 112
sin 95
sin 2016.2462
cos γαρ?==
= 即110.0616ρ= 222
sin 225sin 2038.47732cos γαρβ
=
=?= 即21
0.0259ρ= 取
b=30mm
20.418827.992000/H N mm σ==<
所以合格。 弯曲强度：
σF (主)=3212.2736101.65 1.1
381.422/30 3.1450.124N mm ??=???
σF (从)=325.182210 1.650.9
114.417/28 3.1450.153
N mm ???=???
所以合格。
三．变速器轴的参数选择
1.轴的尺寸
变速器轴在工作时承受转矩和弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。
在变速器的结构方案确定以后，轴的长度可以初步选定。轴的长度对刚度影响很大，为满足刚度要求，轴径d 与支撑跨度之间的关系可按下式选取：
中间轴：d/l=0.16～0.18 第二轴：d/l=0.18～0.21
轴的直径与轴传递的转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，轴径可按下式初选：
第二轴和中间轴的最大直径(mm)：d=（0.4～0.5）A 第一轴花键部分直径d(mm)：d=（4.0～4.6
轴的具体参数见零件图。 2．轴的强度和刚度校核
2.1轴的受力分析
计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支撑反力。这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。求支撑力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。轴的受力分析见下图：
以下为各档齿轮Ft,Fr,Fa的计算
2.1.1常啮合档齿轮
Ft=
2max 21020.25
11.251181.364
Te i KN d ?== Fr=11.2520 4.42cos cos 22.132
Fttg tg KN αβ?
==
Fa= 4.575Fttg β=
2.1.2一档齿轮
Ft=
2max 23812.82
33.89225
Te i KN d ?== Fr=33.892012.336cos cos0Fttg tg KN
αβ?
==?
Fa=0Fttg β=
2.1.3二档齿轮
Ft=
2max 22203.74
22.570195.279
Te i KN d ?== Fr=22.570209.1275cos cos 25.842
Fttg tg KN
αβ?
==
Fa=22.57025.84210.93Fttg tg KN β==
2.1.4三档齿轮
Ft=
2max 21263.994
16.023157.768
Te i KN d ?== Fr=16.02320 6.253cos cos 21.142
Fttg tg KN αβ?
==
Fa=16.02321.142 6.196Fttg tg KN β==
2.1.5四档齿轮
Ft=
2max 2840.686
12.816131.193
Te i KN d ?== Fr=12.81620 5.06cos cos 22.842
Fttg tg KN
αβ?
==
Fa=12.81622.842 5.3984Fttg tg KN β==
2.1.6倒档齿轮
Ft=
2max 21955.48
34.01115
Te i KN d ?== Fr=34.012011.05cos 1
Fttg tg KN
αβ?
==
Fa=34.01tg0=0
2.2轴的强度校核
以下为轴的受力分析：
2.2.1计算中间轴：
2.2.1.1当挂上第一档时，轴的计算：
N1×373=12.336×116+4.42×(373-32) ?N1=7.877KN
N2=4.42+12.336-7.877=8.879KN
M1max=7.877×32=252.06Nm
M2max=8.878×116=1029.964=1030Nm
弯矩Ma×373=414.87?Ma=1.112KN
PA=414.87-1.112×32=379.3KN
PB=1.112×116=129KN
QA×373+11.25×(373-32)-33.89×116=0 QA=0.225KN
QB=33.89-11.25-0.255=22.385KN
M1=22.385×116=2596.66Nm
=3985.52Nm
由d可知46.65
=mm 轴承支撑左边的合力
N左总⊥ 6.7698KN
N左总∥=0
轴承支撑右边的合力
N右总⊥24.513KN
N右总∥=4.575KN
2.2.1.2.当挂上二档时，轴的计算
N1×373=165×9.13+4.42×341
?N1=8.08KN
N2=9.13+4.42-8.08=5.47KN
M1max=8.08×32=258.56Nm
M2max=5.47×165=902.6Nm
弯矩Ma×373+414.87=490.336?Ma=0.202KN PA=0.202×32+414.87=421.334KN
PB=490.336-0.202×165=456.95KN
QA×373+11.25×341-22.570×165=0
QA=-0.3
QB=22.57+0.3-11.25=11.62KN
M1=11.32×165=1917.3Nm
M总
=Nm
2631.577
d40.62mm
≥
轴承左端所受力
N左总⊥8.287KN
N右总∥=10.93-4.575=6.355KN
轴承右端所受力
N右总⊥12.758KN
N右总∥=0
2.2.1.3当挂上三档时，轴的计算
N1×373=6.25×235+4.42×341
?N1=7.98KN
N2=6.253+4.42-7.98=2.7KN
M1max=7.98×32=255.4Nm
M2max=632.8Nm
弯矩Ma×373+414.87=39.42?Ma=-0.055Nm Mb=0.055Nm
所以PB=0.055×235+394.2KN
QA×373+11.25×341=16.023×235
QB=-0.19KN
QB=16.023+0.19-11.25=4.963KN
M1=4.963×235=1166.305Nm
M总
=1581.5353Nm
d34.28mm
≥=
轴承左端受力
N左总⊥7.927KN
N左总∥=6.196-4.575=1.621KN
轴承右端受力
N右总⊥KN
N右总∥=0
2.2.1.4当挂四档时，轴的计算
N1×373=4.42×341+276×5.06
?N1=7.78KN
N2=4.42+5.06-7.78=1.7KN
M1max=7.78×32=248.96Nm
M2max=1.7×276=467.8Nm
弯矩Ma×373+414.87=425
?Ma=0.0273Nm
Mb=-0.0273Nm
所以PB=425-0.0273×2.76=417.4
QA×373+11.25×341=276×12.816
QA=-0.80KN
QB=0.80KN
M1=0.8×276=221.27Nm
M总
= 889.3Nm
d28.3mm
=
轴承左端受力
N左总⊥7.848KN
N左总∥=5.4-4.575=0.825KN
轴承右端受力
N右总⊥ 1.854KN
N右总∥=0
2.2.2第二轴的计算
2.2.2.1当挂一档时，轴的计算
N1×323=12.336×80
?N1=3.52KN
N2=8.81KN
M1max=8.81×80=704.9Nm
QA×323=33.89×80
QA=8.390KN
QB=25.5KN
M1=25.5×80=2039.7Nm
M总
=4381.2Nm
=
48.14mm
2.2.2.4挂上二档时，轴的计算：
N1×323=105×9.13
?N1=2.96KN
N2=6.16KN
MA=105×6.16=646.8Nm
M1×280+1067.2
M1=-3.30
M2=3.30
MA=1067.2-3.30×105=720.3
QA×1600Nm
QB=15.233
M总
=3047.2Nm
=
42.66mm
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。
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 ==
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
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
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。
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。
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 ；
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。
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
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)
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
.. . … 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 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
毕业设计任务书课题： FZ1030轻型载货货车变速器设计 专业机械设计制造及其自动化 学生姓名徐卫洋 班级 B机制065 学号 0610110504 指导教师刘绍娜 专业系主任吕红明 发放日期 2018年3月1日
一、设计内容 结合国内实际，依据相关技术规范和标准，利用所学知识进行相关的设计和计算。 主要内容有： 1.变速器结构型式分析和主要参数的确定； 2.进行相应的设计计算； 3.用AUTOCAD完成变速器装配图及主要零件图； 4.编制设计说明书。 二、设计依据 1．课题来源：生产实际 2．产品名称：FZ1030轻型载货货车变速器 3．生产纲领：大批大量 4．GB7258-2004 《机动车运行安全技术条件》 5．其它有关产品技术规范和标准 6．参数：轴距：3320，前轮距：1470，后轮距：1380，总质量：3150， 整备质量：1420，接近离去角：35/25，前悬后悬：850/1380，最高车速：85，长：5550，宽：1760，高：1810 ，0-100Km/h加速时间(s>：85， 最大功率[Kw(Ps>/rpm]：66
三、设计要求 1．规范合理的型式和尺寸选择； 2．结构和布置合理； 3．工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整； 4．尽量使用通用件，以便降低制造成本； 5．设计图样总量：折合成A0幅面在3张以上；过程要求：装配图需提供手工草图；6．毕业设计说明书按照学校规定的格式规范统一编排、打印，字数不少于1万字；7．查阅文献资料10篇以上，并有不少于3000汉字的外文资料翻译； 8．到相关单位进行毕业实习，撰写不少于3000字实习报告； 9．撰写开题报告。 四、毕业设计物化成果的具体内容及要求 1、设计成果要求： 按教务处毕业设计<论文）格式规范统一编排、打印，字数不少于1万字。 1）毕业设计说明书 1 份 2）变速器装配图 1 张 3）零件图不少于7张 2、外文资料翻译<英译中）要求 1）外文翻译材料中文字不少于3000字。 2）内容必须与毕业设计课题相关； 3）所选外文资料应是近10年的文章，并标明文章出处。
目录 第一部分：变速器的基本设计方案-------------------------------------2 第二部分：变速器主要参数的选择-------------------------------------4 第三部分：变速器各档齿轮的设计计算--------------------------------5 第四部分：变速器轴的设计计算------------------------------------------6 第五部分：变速器齿轮的校核--------------------------------------------14 第六部分：变速器轴的的校核-------------------------------- ----------18 第七部分：滚动轴承的选择和计算--------------------------------------20 第八部分：参考文献---------------------------------------------------------
第一部分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。 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。
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。