变速器的初步设计(传动比计算)

4、 传动比的计算和选择4.1 驱动桥主减速器传动比0i 的选择 在选择驱动桥主减速器传动比0i 时,首先可根据汽车的最高车速、发动机参数、车轮参数来确定,其值可按下式计算: g a v i v rn i max 0377.0= (4.1)式中:ig=1; max a v --汽车的最高车速,已知125km/hv n --最高车速时发动机的转速,一般p v n n )1.19.0(-=,r/min; r--车轮半径,r=0.357m 故max0377.0a v v rn i ==0.377×1252800357.0⨯=3.01 4.2 变速器传动比g i 的选择4.2.1 变速器一档传动比1g i 的选择在确定变速器一档传动比1g i 时,需要考虑驱动条件和附着条件。

为了满足驱动条件,其值应符合下式:()Te a g i T r i ifg m i η0max max max 1sin cos +≥ （4.3） 式中：max i ………最大爬坡度，max i = 7.16 代入相关数据,计算得:()Te a g i T r i ifg m i η0max max max 1sin cos +≥ =()9.001.3431357.07.16sin 7.16cos 016.0104067⨯⨯⨯+⨯⨯⨯ =3.76 同时为了满足附着条件,其值也应符合下式 Ttq g i T Gr i ηφ01≤式中：φ--路面附着系数,为0.7～0.8,这里取0.8 带入相关数据,可得: T tq g i T Gr i ηφ01≤=9.001.34318.0357.0104067⨯⨯⨯⨯⨯=9.95 即是3.76≤1g i ≤ 9.95参考《中国汽车零配件大全》选取1g i =5.684。

设计说明书题目：货车机械变速器学号：姓名：变速器的设计计算1.1 变速器的选择变速器的种类很多，按前进档位的不同可分为三、四、五和多档变速器，根据轴的型式的不同，又有固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。

固定轴式又有两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器。

固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。

旋转轴式主要用于液力机械式变速器。

2-1-1 中间轴式变速器从结构外形看中间轴式变速器有三根轴：一轴和二轴在一条中心线上。

将它们连接即为直接档，此时，齿轮、轴承不承受载荷而只传递转矩，故而传动效率高，而且摩损小，寿命长，噪音也较小。

而在其他档位上，经过两对连续齿轮传动，传动效率稍低。

由于本设计中的汽车为重型货车，且档位多，传动比大，故本设计采用这种型式。

2-1-2 变速器齿轮型式变速器中的齿轮一般只有两种：直尺圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。

直齿圆柱齿轮多用为滑动式，故使用在一档和倒档的较多，它们的结构简单，制造容易。

但是在换档时齿轮端部产生冲击，噪声很大，从而加剧端部磨损，使齿轮的寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员的疲劳。

斜齿圆柱齿轮传动平稳，噪声很小，磨损小，寿命长。

唯一的缺点是工作时有轴向力的产生，而且结构复杂，这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。

通过比较两种型式齿轮的优缺点，本设计中，倒档采用直齿圆柱齿轮，这是考虑到倒档的使用率较低，综合衡量经济性和便利性而定的，其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动，这样充分发挥其传动平稳，噪声小等优点。

2-1-3变速器的换档结构变速器的换档机构形式有以下几种：直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档。

(1) 直齿滑动齿轮换档该结构形式制造容易，结构简单。

但缺点较多：汽车行驶时各档齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换档，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。

这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，造成汽车的行驶安全性降低，同时使驾驶员精神紧张，而换档产生的噪声又会使乘坐舒适应大大的降低。

变速箱选型与计算公式在汽车工程领域中，变速箱是一个非常重要的部件，它能够通过改变车辆的齿轮比来实现动力传递和车速调节。

不同类型的汽车需要不同类型的变速箱，因此变速箱的选型是非常重要的。

本文将探讨变速箱选型的相关知识，并介绍一些常用的计算公式。

1. 变速箱选型。

在选择适合汽车的变速箱时，需要考虑以下几个因素：1）车辆类型，不同类型的汽车需要不同类型的变速箱。

例如，手动变速箱适合运动型车辆，而自动变速箱适合城市驾驶。

2）发动机功率，发动机功率决定了变速箱的承载能力，因此需要根据车辆的发动机功率选择合适的变速箱。

3）车辆用途，不同用途的车辆对变速箱的要求也不同。

比如，越野车需要更耐用的变速箱，而家用轿车则需要更平顺的变速箱。

4）成本和可靠性，变速箱的成本和可靠性也是选择的考虑因素，需要根据实际情况进行权衡。

2. 变速箱计算公式。

在设计和选择变速箱时，需要用到一些计算公式来确定齿轮比、传动比等参数。

以下是一些常用的变速箱计算公式：1）齿轮比计算公式：齿轮比是变速箱中两个齿轮的齿数比值，可以通过以下公式计算：齿轮比 = 驱动轮齿数 / 从动轮齿数。

2）传动比计算公式：传动比是发动机输出轴与车轮之间的转速比，可以通过以下公式计算：传动比 = 发动机转速 / 车轮转速。

3）效率计算公式：变速箱的效率是指输入功率与输出功率之间的比值，可以通过以下公式计算：效率 = 输出功率 / 输入功率。

4）扭矩计算公式：变速箱的扭矩是指输入扭矩与输出扭矩之间的比值，可以通过以下公式计算：扭矩 = 输出扭矩 / 输入扭矩。

以上是一些常用的变速箱计算公式，通过这些公式可以帮助工程师们确定变速箱的参数，从而实现最佳的动力传递效果。

3. 变速箱选型实例。

以一辆家用轿车为例，假设其发动机功率为100马力，需要选择一款合适的自动变速箱。

首先需要根据发动机功率确定变速箱的承载能力，然后根据车辆用途和成本进行选择。

假设最终选择了一款承载能力为150马力的自动变速箱。

第一章 基本数据选择1.1设计初始数据：（方案二）学号：26；最高车速：max a U =110-26=84Km/h ； 发动机功率：max e P =66-26/2=53KW ； 转矩：max e T =210-26×3/2=171Nm ； 总质量：m a =4100-26×2=4048Kg ；转矩转速：n T =2100r/min ； 车轮：R16（选205/55R16） ；r ≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm 。

1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则5g i =1 max a U = 0.377min i i r n g p式中：max a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m i n g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min 取p n =3500r/minmax e T =9549×pe n P maxα （式中α=1.1～1.3，取α=1.2）所以，p n =9549×17153)3.1~1.1(⨯=3255.6～3847.5r/min0i =0.377×max i i rn g p =0.377×841095.31535003-⨯⨯=4.963 双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90%，0i ›6时，η=85%。

轻型商用车1g i 在5.0~8.0范围，g η=96%， T η=η×T η=90%×96%=86.4%最大传动比1g i 的选择：①满足最大爬坡度。

根据汽车行驶方程式dtdumGi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21 （1.1）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += （1.2）即，()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin cos +≥式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，mg G ==4840×9.8=47432N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =171N .m ； 0i —主减速器传动比，0i =4.963；T η—传动系效率，T η=86.4%；r —车轮半径，r =0.316m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.02；α—爬坡度，取α=16.7°%4.86963.4171316.07.16sin 7.16cos 02.08.940481⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.24②满足附着条件。

目录第1章变速器的设计与计算 (1)1方案的选择 (1)2档数 (1)3传动比范围 (1)4变速器各档传动比的定 (2)5中心距的选择 (4)6变速器的外形尺寸 (5)7齿轮参数的选择 (5)8各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 (7)9变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角调整 (11)第2章变速器齿轮强度校核 (16)1齿轮材料的选择原则 (16)2变速器齿轮弯曲强度校核 (16)3轮齿接触应力校核 (19)第3章轴的设计和校核 (21)1轴的结构和尺寸设计 (21)2初选轴的直径 (21)3轴的刚度计算 (22)4轴的强度计算 (29)第4章轴承选择与寿命计算 (35)1输入轴轴承的选择与寿命计算 (35)2输出轴轴承的选择与寿命计算 (37)第5章同步器的选择………………………………………………………………………1 同步器的选择412 同步器的校核参考文献 (40)第1章变速器的设计与计算1 方案的选择最高车速 150 Km/h整车总质量 1200 Kg最大功率 65 Kw最大转矩 145 N·m最大转矩转速 5500 r/min前轮胎规格165/60 R142 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。

目前，乘用车一般用5～6个档位的变速器。

发动机排量大的乘用车变速器多用6个档。

商用车变速器采用4～5个档或多档。

载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。

多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。

档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。

2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。

因此，本次设计的变速器为5档变速器。

3 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。

最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。

影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。

变速器标准值计算公式变速器是汽车传动系统中的重要组成部分，它能够根据车速和发动机转速的变化，使车辆在不同工况下保持合适的转速和扭矩输出，从而保证车辆的动力性能和燃油经济性。

在变速器设计和优化过程中，需要对其性能进行评估和计算，以确定合适的参数和工作范围。

在这个过程中，变速器标准值计算公式是一个重要的工具，它可以帮助工程师们快速准确地计算出变速器的各项性能指标，为变速器的设计和优化提供参考。

变速器的性能指标包括传动效率、传动比、换挡时间等多个方面，其中传动效率是变速器性能的关键指标之一。

传动效率是指变速器在传递动力时的能量损失，它直接影响着车辆的燃油经济性和动力性能。

传动效率的计算公式可以表示为：η = (Pout / Pin) 100%。

其中，η表示传动效率，Pout表示输出功率，Pin表示输入功率。

通过这个公式，可以快速计算出变速器的传动效率，从而评估其性能和优化设计。

除了传动效率，传动比也是变速器设计中的一个重要参数。

传动比是指变速器输入轴和输出轴的转速比，它直接影响着车辆的加速性能和燃油经济性。

传动比的计算公式可以表示为：i = Nout / Nin。

其中，i表示传动比，Nout表示输出轴转速，Nin表示输入轴转速。

通过这个公式，可以快速计算出变速器的传动比，从而评估其对车辆动力性能的影响。

此外，换挡时间也是变速器设计中需要考虑的重要参数。

换挡时间是指变速器在进行换挡操作时所需的时间，它直接影响着车辆的驾驶舒适性和动力输出。

换挡时间的计算公式可以表示为：t = (θ 60) / (2 π N)。

其中，t表示换挡时间，θ表示换挡角度，N表示发动机转速。

通过这个公式，可以快速计算出变速器的换挡时间，从而评估其对车辆驾驶舒适性的影响。

在变速器设计和优化过程中，变速器标准值计算公式是一个重要的工具，它可以帮助工程师们快速准确地评估变速器的性能指标，为变速器的设计和优化提供参考。

通过对传动效率、传动比、换挡时间等多个方面的计算，可以全面了解变速器的性能特点，从而为其优化设计提供有力支持。

目录一、变速器传动机构布置方案的选择 (2)二、确定中心距 (2)三、确定齿轮的基本参数 (3)四、确定各挡齿轮齿数 (3)五、齿轮的变位与齿轮各参数的确定 (7)六、齿轮强度校核 (8)七、初选轴的直径 (14)八、轴的强度校核 (15)九、选择轴承 (18)十、参考文献 (18)设计参数：变速器型号：CAS5-20A 型各挡传动比：1 5.568i = 2 2.832i = 3 1.634i = 4 1.000i = 50.794i =5.011R i =传递的最大转矩：max 196e T N m =一、变速器传动机构布置方案的选择CAS5-20A 型变速器为中间轴式机械变速器，有5个前进挡和1个倒挡。

前进挡均带有滑块式同步器。

壳体采用前、后对开式结构。

具体传动示意图如下：二、确定中心距中间距A 为中间轴与第二轴的间距A= max 31A e g K T i η 其中A K 为中心距系数，对于货车A K =8.6～10.6。

g η为0.96。

试选A K =10.0，则：A= 39.0196 5.5680.96⨯⨯三、确定齿轮的基本参数 1、模数第一轴常啮合斜齿轮法向模数n mn m= 0.470.47 取n m =3.0一挡采用直齿轮，则：m=0.33=0.33 取m=3.5考虑到齿轮的加工方便，不少变速器采用几种模数。

即抵挡齿轮用大模数，高档齿轮采用小模数。

变速器所用模数大致范围：轻型货车为2.5～3.5 所以最终确定：第一挡和倒挡齿轮采用直齿，模数m=3.5； 其余各挡齿轮、常啮合齿轮模数n m =3.0；2、压力角因国家规定的标准压力角为20º，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20º，即α=20º。

3、螺旋角对于货车斜齿轮螺旋角的初选范围为β=18º～26º 初选螺旋角β=20º4、齿宽根据齿轮模数m （n m ）的大小来选定齿宽： 直齿b=c k m ，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0 斜齿b=c n k m ，c k 取为6.0~8.5所以初选：1b =2b =8.03⨯=24mm 7b =8b =8.03⨯=24mm 3b =4b =8.03⨯=24mm 9b =10b =8.0 3.5⨯=28mm 5b =6b =8.03⨯=24mm 倒挡 b=8.0 3.5⨯=28mm四、确定各挡齿轮齿数◆ 1i =29110Z Z Z Z 直齿h Z = 2Amh Z =52.23对于中型货车，初选10Z =139Z =10h Z Z -=39.23 取整9Z =40◆ 修正中心距 A=2h Z m =13.5(4013)2⨯⨯+ =92.75mm 取整A=93mm◆ 常啮合齿轮副齿轮确定21Z Z =1019Z i Z ⨯=135.56840⨯ ………………1 A=12()2cos n m Z Z β+=123.0()2cos 20Z Z ⨯+=93 (2)联立1、2得： 1Z =21 2Z =38 此时，1i =29110Z Z Z Z =5.568 与设计传动比一致 修正螺旋角：cos β=12()2n m Z Z A+=0.9516则：'2β=19º12´48” ◆ 二挡齿轮副齿数确定78Z Z = 122Z i Z ⨯=212.83238⨯ ……………1 A=788()2cos n m Z Z β+=93 (2)28tan tan ββ=27128(1)Z Z Z Z Z ⨯++ (3)联立1、2、3得：8β=15.48º 取整后， 8Z =23 7Z =36 则 2i =2718Z Z Z Z =2.832 与设计传动比一致 修正螺旋角：8cos β= 78()2n m Z Z A+ 则 '8β=17.64º◆ 三挡齿轮副齿数确定56Z Z = 132Z i Z ⨯= 211.63438⨯ ……………1 A=566()2cos n m Z Z β+=93 (2)26tan tan ββ=25126(1)Z Z Z Z Z ⨯++ ……………3 联立1、2、3得：6β=19.85º 取整后， 6Z =31 5Z =28则 3i =2516Z Z Z Z =1.634 与设计传动比一致修正螺旋角：'6cos β=56()2n m Z Z A+则 '6β=17.46º◆ 四档为直接挡◆ 五挡齿轮副齿数确定34Z Z = 152Z i Z ⨯= 210.79438⨯ ……………1 Ａ=344()2cos n m Z Z β+=93 (2)24tan tan ββ= 23124(1)Z Z Z Z Z ⨯++ (3)联立1、2、3得：4β=24.87º 取整后， 4Z =41 3Z =18 则 5i =2314Z Z Z Z =0.794 与设计传动比一致 修正螺旋角： '4cos β=34()2n m Z Z A+则 '4β=25.12º◆ 倒挡齿轮副齿数确定m=3.5 初选 11Z =21 则：A '=10111()2m Z Z +=13.5(1321)2⨯⨯+=59.5mmR i =2111311012Z Z Z Z Z Z ⨯⨯ =5.011则：1312Z Z =1.637 (1)为了保证不发生干涉：min A ''= 9110.522e e D D ++ =**91111(2)(2)0.522a a Z h m Z h m ++++=110.75 A ''=1312min 1()2m Z Z A ''+≥ 可得：1312Z Z +≥63.3mm ……………2 联立1、2得：12Z =24.003 13Z =39.295 取整 12Z =24 13Z =39 则： 'R i =362139191324++ =4.974与设计传动比相差不大最终各挡传动比为：1i =5.568 2i =2.832 3i =1.634 4i =1.000 5i =0.794 R i =4.974 中间轴与第二轴中心距： A=93mm中间轴与倒档轴中心距：A '=10111()2m Z Z +=59.5mm 取整后 A '=60mm倒档轴与第二轴中心距：A ''=13121()2m Z Z +=110.25mm 取整后 A ''=110mm五、齿轮的变位与齿轮各参数的确定中间轴一档小齿轮1Z =13，产生根切，应采用变位 最小变为系数:min χ=11717Z -=0.235 为保证中心距不变和计算方便，取一对相啮合齿轮的总变位系数为0变为系数χ越大，正变位齿轮的强度越大，但相对应的负变位齿轮强度越小，故在保证不根切和齿轮强度的情况下，适当选取变为系数。

第3章 变速器设计方案论证3.1变速器基本参数的确定设计中给定的参数传动比i 1=6.54 i 2=3.781 i 3=2.169 i 4=1.443 i 5 =1max e T ——发动机最大转矩max 1350e T N m =⋅K ——经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.2 中心距的初步确定 初选中心矩可用下式计算式中：A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6-9.6 取9.12A K = max e T ——发动机最大转矩，max 1350e T N m =⋅1i ——变速器一挡传动比，1 6.540i =g η——变速器传动效率，96.0=g η求得185.95A mm =3.1.1轴的直径的初步确定变速器的轴必须有足够的刚度和强度。

工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。

中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d ≈0.45A 轴的最大直径d 个支承间距离L 的比值，对中间轴，d/L ≈0.16-0.18,对第二轴d/L ≈0.18-0.21。

第一轴花键部分直径可按下式初选：3max e T K D =式中：A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6-9.6 取18.9=A Kmax e T ——发动机最大转矩， max 1350e T N m =⋅ ,3max 1e T K D ==101.46mmA A K =3.2齿轮参数的设计（1） 齿轮模数本变速器设计一、倒档为直齿滑动齿轮换挡，其它档均采用锁销式同步器换挡，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。

降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。

从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，轻型货车模数取值范围为3.50-4.50mm 。

汽车自动变速器各档传动比的计算摘要：本文通过用机械基础知识解析汽车自动变速器各档传动比，为读者提供一种学习、钻研汽车专业知识的方法，提高学习汽车专业知识的兴趣及水平。

关键词：汽车自动变速器，行星齿轮机构，传动比汽车自动变速器中的行星齿轮机构，通过液压控制装置，使各制动器、离合器、单向离合器等配合动作，能得到不同的传动比，许多学生觉得传动比的计算较难，不容易掌握。

其实，在“汽车机械基础”这门课程中，学生们学习过“齿轮传动”和“齿轮系”两个内容，他们已经接触过“行星齿轮机构传动比计算”的相关内容，只要教师进一步引导，由浅入深，循序渐进，逐步深化分析，还是能使学生们把这部分内容消化、吸收并融会贯通的。

在“汽车机械基础”、“机械基础”或“机械设计基础”等教科书中，常以汽车差速器作为典型的行星齿轮机构来讲解传动比问题，但是这完全是圆锥齿轮组成的行星轮系，包括两个中心轮，即半轴齿轮，一组行星轮（四个齿轮）都是圆锥齿轮，而全部由圆柱齿轮组成的行星齿轮机构，在汽车上最典型的例子就是自动变速器里的行星齿轮系了。

“汽车机械基础”作为汽车专业基础课程，如结合汽车专业讲解自动变速器中的行星齿轮机构，有利于学生更好地掌握现代汽车技术，同时也能使他们的机械基础、机械原理知识得到拓展和提高，对以后学习汽车专业知识更有帮助。

我看了一些有关“汽车自动变速器”的教科书后，觉得在阐述自动变速器中行星齿轮机构的传动比方面也不够清楚、完整。

现将一种典型的自动变速器行星齿轮机构传动比作一计算分析。

机构简图如下：图中210,,C C C 为离合器，3210,,,B B B B 为制动器，210,,F F F 为单向离合器，共有三排行星齿轮组。

第1排为超速行星齿轮组。

在无超速状态时，离合器0C 工作，使超速行星架与太阳轮连接，此时I I HI n n n 31==，即第1排行星齿轮组的传动比13==IHIn n i ，此时，第2、3排行星齿轮组的工作情况如下：一）1D 档，离合器1C 和单向离合器2F 工作。

变速器的初步设计（传动比计算）机械式变速器的初步设计姓名:学号:班级:目录第1章设计要求与设计数据 (2)1.1 设计数据 (2)1.2 设计要求..........................................................................................2 第2章变速器的设计选型 (2)2.1 变速器的选型与换挡方式选择 (2)2.2 变速器各档传递路径...........................................................................3 第3章变速器的齿数分配 (4)3.1 1档的齿数计算 (4)3.2 常啮合齿轮对的齿数计算 (5)3.3 2档的齿数计算 (5)3.4 3档的齿数计算 (5)3.5 4档(直接档)的齿数计算 (6)3.6 5档(超速挡)的齿数计算 (6)3.7 倒档的齿数计算和分度圆计算...............................................................7 第4章变速器各齿轮对的齿轮结构参数 (8)4.1 各齿轮的分度圆直径与总变位系数的统计 (8)4.2 变速器各档速比的相对误差 (8)4.3 变速器齿轮的材质选择........................................................................8 第5章轴的结构与材质 (9)5.1 变速器第1轴的设计 (9)5.2 变速器第2轴的设计 (9)5.3 变速器中间轴的设计 (10)5.4 轴的材质..........................................................................................10 第6章轴承的布置 (11)6.1 第1轴轴上的轴承布置 (11)6.2 第2轴轴上的轴承布置 (11)6.3 中间轴轴上的轴承布置........................................................................12 第7章变速器的换挡机构(选用锁环式同步器)布置..........................................12 第8章变速器操纵机构及换挡位置图 (13)8.1 变速器的操纵机构 (13)8.2 变速器的换挡位置图…………………………………………………………………14 参考资料附录1第1章设计要求与设计数据1.1 设计数据.选择第三组设计参数:三轴式变速器发动机最大功率72kw，最大转矩167Nm表1-1:档位 1 2 3 4 5 R速比 3.592 2.088 1.368 1.000 0.823 3.624 1.2设计要求.1，传动示意图——各档传递路径、齿数分配、换挡方式、轴向定位等; 2，齿轮型式、结构参数、配凑中心距、材质;3，轴的结构、材质;，换挡机构布置; 45，轴承布置;6，变速器操纵机构及换挡位置图。

黑豹HB1027变速器设计论文摘要变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。

其设计任务是设计一台用于微型商用车上的手动变速器。

采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任然可以获得较大的一档传动比。

设计中根据汽车的外形、轮距、轴距、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合该汽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。

设计中给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动变速器设计，并经过校验和catia有限元优化，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。

关键词汽车工程；变速器；设计；手动；（版权所有，翻版不究）- I -AbstractGearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the Tiny gears, it is the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: firstly, the transmission efficiency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it is allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance in smaller.According to the contour, track, wheel base, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the 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 to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory , machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design.The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical gearbox after rigorous design.The design has passed calibration and Finite element optimization.It has proved to be fit for function and use for reference perfectly.Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual- II -目录摘要 (I)Abstract.......................................................... I I 第1章绪论 . (1)1.1本课题研究的目的和意义 (1)1.2 本课题研究现状和发展 (1)第2章机械式变速器设计 (3)2.1 变速器设计基本方案 (3)2.1.1变速器传动机构布置方案 (3)2.1.2 变速器主要参数选择 (3)2.2齿轮设计计算 (7)2.2.1各挡齿轮齿数的分配 (7)2.2.2齿轮强度校核 (10)2.3 轴设计计算 (19)2.3.1轴的工艺要求 (19)2.3.2 轴的校核计算 (19)2.4 同步器及操纵机构设计 (29)2.4.1同步器的设计 (29)2.4.2变速器的操纵机构 (31)2.5 轴承及平键的校核 (32)2.5.1 轴承选择及校核 (32)2.5.2 平键选择及强度计算 (34)2.6 变速器箱体设计 (34)- III -2.6.1 箱体材料与毛坯种类 (34)2.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算 (35)2.7 本章小结 (35)第3章有限元优化分析 (36)3.1 齿轮catia有限元分析 (36)3.1.1 倒档主动直齿轮catia有限元分析 (36)3.1.2 一档从动齿轮catia有限元分析 (37)3.2 变速器轴catia有限元分析 (37)3.2.1 中间轴catia有限元分析 (37)3.2.2 第二轴catia有限元分析 (38)3.3 本章小结 (38)结论 (39)参考文献 (40)致谢 (41)- IV -哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）第1章绪论1.1本课题研究的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。

自动变速器速比的计算为适应人们日益提高的对汽车安全与舒适度的要求，自动变速器在轿车上逐渐普及。

随着自动变速器的广泛应用，轿车驾驶变得轻松，乘坐变得舒适。

但由于自动变速器的结构相对复杂，自动变速器速比计算在很多教材中暂未涉及，这给汽车维修类专业学习者理解自动变速器的传动性能和档位分析造成了一定的困难。

下面，我们对典型的单排行星齿轮机构的传动比计算原理及方法作出仔细分析。

一、自动变速器动力传递概述自动变速器由液力元件、变速机构、控制系统、主传动部件等几大部分组成。

变速机构可分为固定平行轴式、行星齿轮式和金属带式无级自动变速器（CVT）三种。

在轿车上，自动变速器都采用行星齿轮式变速机构。

行星齿轮机构一般由2个或2个以上行星齿轮组按不同的组合方式构成，其作用是通过对不同构件的驱动或制动，产生不同速比的前进挡、倒挡和空挡。

换挡执行元件是指约束行星齿轮机构的某些构件，其作用包括固定并使其转速为0，或连接某部件使其按某一规定转速旋转。

通过适当选择行星齿轮机构被约束的基本元件和约束方式，就可以得到不同的传动比，形成不同的挡位。

换挡执行元件包括离合器、制动器和单向离合器三种不同的元件。

其中，离合器的作用是连接或驱动，以将变速机构的输入轴（主动部件）与行星齿轮机构的某个部件（被动部件）连接在一起，实现动力传递。

制动器的作用是固定行星齿轮机构中的某基本元件，它工作时将被制动元件与变速器壳体连接在一起，使其固定不能转动。

单向离合器具有单向锁止的功能，当与之相连接元件的旋转趋势使其受力方向与锁止方向相同时，该元件被固定（制动）或连接（驱动）；当受力方向与锁止方向相反时，该元件被释放（脱离连接）。

由此可见，单向离合器在不同的状态下具有与离合器、制动器相同的作用。

二、单排单级行星齿轮机构1、单排单级行星齿轮机构的传动比。

最简单的行星齿轮机构由一个太阳轮、一个内齿圈和一个行星架组成，我们称之为一个单排单级行星排，如图1所示。

由于单排行星齿轮机构具有两个自由度，为了获得固定的传动比，需将太阳轮、齿圈或行星架三者之一制动（转速为0）或约束（以某一固定的转速旋转），以获得我们所需的传动比；如果将三者中的任何两个连接为一体，则整个行星齿轮机构以同一速度旋转。

l挡采用滑动直齿齿轮传动，模数m为3.0，中心距A=141.8mm，计算后得=2A/m=94.53，取为整数95，然后进行大、小齿轮齿数的分配。

中间轴上的1挡齿轮z10。

一般可取为12~17， z10取17，1挡大齿轮齿数为z9=zh- z10= 48(78)。

2)对中心矩A进行修正A==105mm(142.5)3)确定常啮合齿轮副的齿数。

由公式（10-6）求出常啮合传动齿轮的传动比==1.775 (1.199) (10-7)而常啮合传动齿轮中心距和1挡齿轮的中心距相等。

中型、重型货车螺旋角的初选范围是18°~26°，初选螺旋角β2=26°，由式(10-7)、式(4-16)求得z1=38.8，取整为z1=39，z2=46.2取整为z2=47。

验证l挡传动比= = 6.95（5.53）> 7.1（5.5），齿数分配合理，则根据传动比=5.5满足要求。

根据所确定的齿数，按公式（4-16）算出精确出螺旋角值β2为25°。

4）确定其他各挡齿数。

先进行2挡齿轮齿数z7、z8的分配， z7、z8有如下关系==2.41 （2.99）（10-8）由得从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还应尽量满足下列关系式取β8=22°进行试凑tanβ2/tanβ8=1.15相差较多，为尽量缩小差距，取β8=18。

，已是极限值。

将数据代入式( 10-8) ~式(10-13)求得，z8=22.6取整为23，z7=67.8取整为68，验证传动比为=3.56，齿数分配不合适。

进行齿数调整，令z1=23，z2=69，则根据传动比=3.62满足要求。

根据所确定的齿数，按式（10-10）算出精确的螺旋角β8值为20.6°。

同样方法求得β6=19。

，z6=27，z5=51，验证传动比为=2.43，满足要求，精确的螺旋角β2值为20.5°；取β4=20°，z4=36，z3=32，验证传动比为=1.61，满足要求；根据所确定的齿数，按式（4-16）算出精确的螺旋角值β4为21°。

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与中心距将减小变速器的质量。

对于斜齿轮mn =Km3maxeT式中 mn——齿轮模数 mmKm ——为模数系数,一般Km=0、28~0、37。

本设计中取Km=0、35。

将数值代入计算得 mn =1、919 mm,取mn=2。

对于直齿轮m=K1m31 T ⋅式中 m——一挡齿轮模数 mmK1m ——一挡齿轮模数系数,一般K1m=0、28~0、37。

本设计中取 K1m=0、30T1——一挡输出转矩,T1=Tm axe*i1i1——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:一档与倒挡的模数: m＝3mm;二,三,四,五挡的模数:mn＝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与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与表面接触强度。

目录第1章变速器的设计与计算 (1)1方案的选择 (1)2 档数 (1)3传动比范围 (1)4变速器各档传动比的定 (2)5中心距的选择 (4)6 变速器的外形尺寸 (5)7齿轮参数的选择 (5)8 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 (7)9 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角调整 (11)第2章变速器齿轮强度校核 (16)1 齿轮材料的选择原则 (16)2 变速器齿轮弯曲强度校核 (16)3 轮齿接触应力校核 (19)第3章轴的设计和校核 (21)1 轴的结构和尺寸设计 (21)2初选轴的直径 (21)3 轴的刚度计算 (22)4 轴的强度计算 (29)第4章轴承选择与寿命计算 (35)1 输入轴轴承的选择与寿命计算 (35)2 输出轴轴承的选择与寿命计算 (40)第5章同步器的选择………………………………………………………………………1 同步器的选择412 同步器的校核参考文献 (40)第1章变速器的设计与计算1 方案的选择最高车速 150 Km/h整车总质量 1200 Kg最大功率 65 Kw最大转矩 145 N·m最大转矩转速 5500 r/min前轮胎规格165/60 R142 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。

目前，乘用车一般用5～6个档位的变速器。

发动机排量大的乘用车变速器多用6个档。

商用车变速器采用4～5个档或多档。

载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。

多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。

档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。

2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。

因此，本次设计的变速器为5档变速器。

3 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。

最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。

max max 0rg e mg r i T i ψη≥§2.1 变速器主要参数的选择一、档数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。

目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。

本设计也采用5个档位。

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。

汽车爬陡坡时车速不高，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。

故有则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为（2-1）式中 m ----汽车总质量； g ----重力加速度；ψmax ----道路最大阻力系数； r r ----驱动轮的滚动半径； T emax ----发动机最大转矩； i 0----主减速比；η----汽车传动系的传动效率。

根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器I 档传动比为：（2-2）式中 G 2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。

由已知条件：满载质量 1800kg ； r r =337.25mm ； T e max =170Nm ； i 0=4.782； η=0.95。

根据公式（2-2）可得：i gI =3.85。

超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计去五档传动比i g Ⅴ=0.75。

2.551.691.12(1)gII gIII gIV i i i ===修正为A K =中间档的传动比理论上按公比为：（2-3）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。

根据上式可的出：q =1.51。

故有：二、中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。

三轴式变速器的中心局A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：(2-4)式中 K A ----中心距系数。

第一篇变速器结构及主参数设计第一章变速器齿轮传动方案的设计第一节变速器齿轮传动的功能及要求汽车的使用条件，诸如汽车的实际装载质量、道路坡度、路面状况，以及道路宽度和曲率、交通情况所允许的车速等等，都在很大范围内不断变化。

这就要求汽车牵引力和速度也有相当大的变化范围。

另一方面，就活塞式内燃机而言，在其整个转速范围内，转矩的变化不大，而功率及燃油消耗率的变化却很大，因而保证发动机功率较大而燃料消耗率较低的曲轴转速范围，即有利转速范围是很窄的。

为了使发动机能保持在有利转速范围内工作，而汽车牵引力和速度又能在足够大的范围内变化，应当使传动系的传动比能在最大值与最小值之间变化，即传动系应起变速作用。

变速器就是汽车传动系中起变速作用的一个重要零部件，它有以下几点功能。

一、实现传动比的变化。

一般机械式变速器都是有级变速的，即传动比档数是有限的。

轿车和轻、中型货车的传动比有3〜6档，越野汽车和重型货车的传动比可多达8〜16档。

实现有级变速的措施，是靠变速箱中若干对齿轮来实现的。

各挡的传动比各不相同，当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时可挂入变速器的高档齿轮，在不好的路况下或爬坡时应挂入变速器的低档齿轮，为此，根据需要，可选择不同速比的档位。

二、与发动机合理匹配，实现汽车的动力性和经济性。

例如汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行驶即可在高速档行驶，也可在低速挡行驶。

而此时发动机的节气门（油门）和转速大小不同。

发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。

所以根据路况，通过选择齿轮不同的档位，来减小发动机的燃料的消耗。

是变速器齿轮传动的一个重要功能。

三、实现倒退的功能。

汽车不仅要有前进的功能，还要有倒退的功能。

但发动机不能实现反转，此时，可通过齿轮传动来改变输出轴的旋转方向。

从而实现汽车的倒退功能。

四、实现空挡的功能。

为了满足汽车暂时停车、起步和对发动机检查调整的需要，变速器还要有空挡的功能。

五、对机械式变速器齿轮传动还要满足以下几点要求：1）、便于制造、使用和维修。