变速器设计指南

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:U amax =110-12=98km/h ； 发动机功率：P emax =66-12/2=60kW ； 转矩：T emax =210-12 X 3/2=192Nm; 总质量:m a =4100-12X 2=4076kg; 转矩转速:n T =2100r/mi n; 车轮:R16（选 205/55R16）; r~ R=16X 2、54X 10/2+0、55X 205=315.95mm2.1.1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i g5=1T emax =9549X 上輕（式中=1、1 〜1、3）（1 1 〜1 3） 60所以，n p =9549X （.〜.丿——=3282、47〜3879、28r/min 192取 n p =3500r/mi n式中:U amax —最咼车速—发动机最大功率转速r—车轮半径 1 gmi n—变速器最小传动比 i o—主减速器传动比U 0、a maxn p rigminI 。

377n p/叶=3500/2100=1、67在1、4〜2、0范围内，符合要求双曲面主减速器，当i0詬时，取=90%,i0?6时，=85%轻型商用车i g!在5、0~& 0范围,g=96%, T = X g =90% X 96%=86、4%①最大传动比i g!的选择:满足最大爬坡度：根据汽车行驶方程式汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为T emax i g i 0 TGfcosr度,G mg =4076X 9、8=39944、8N;T emax —发动机最大转矩,T e max =192N、m;i°—主减速器传动比，i°=4、25;T—传动系效率,T=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;—爬坡度,取=16、7°4076 9.8 (0.02 cos16.7 sin16.7 )) 0.316 i g1g192 4.25 86.4%Gr fcos sin式中：G —作用在汽车上的重力,G mg , m —汽车质量,g —重力加速i o =0、377 Xn p ri g max i 0=0、377X3500 315.95 10 =4、2598T emax i g i。

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。

第一章 基本数据选择设计初始数据：（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=2100r/min ； 车轮：R16（选205/55R16） ；r ≈R=16××10/2+×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 =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×pe n P maxα （式中α=～）所以，p n =9549×19260)3.1~1.1(⨯=～min取p n =3500r/minp n / T n =3500/2100=在～范围内，符合要求0i =×0max i i rn g p =×981095.31535003-⨯⨯=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~范围，g η=96%， T η=η×g η=90%×96%=% 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dtdum Gi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21 （）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 += （）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 ==4076×=；max e T —发动机最大转矩，max e T =； 0i —主减速器传动比，0i =；T η—传动系效率，T η=%；r —车轮半径，r =0.316m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =；α—爬坡度，取α=°%4.8625.4192316.0)7.16sin 7.16cos 02.0(8.940761⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =②最小传动比1g i 的选择 满足附着条件：≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面，φ=~，取φ=即1g i ≤%4.8625.4192316.075.0%608.94076⨯⨯⨯⨯⨯⨯=由①②得≤1g i ≤； 又因为轻型商用车1g i =~； 所以，取1g i = 。

毕业设计变速器设计计算说明书1.绪论1.1 课题背景及目的本课题是取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，皮卡车在载货或在雨、雪路面上行驶时，动力性好，越野性能出色。

为了满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，所以对变速器的性能要求也更高。

因此，本课题主要是对机械式变速器的设计。

本课题目的根据给定皮卡车的车型参数，来设计皮卡车变速器系统，使汽车在各种工况获得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。

通过对皮卡汽车变速器的课题的深入分析和研究，强化我们的开发和设计能力。

运用所学习的知识和技能去分析和解决实际问题，树立严谨的科学态度和工作作风，培养不断思考和学习的能力。

1.2 国内外研究状况汽车变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。

现在的汽车上广泛采用活塞式内燃机，其转矩和变速范围较小，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，为了解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器，以满足复杂条件的使用要求。

随着科技的高速发展，人们对汽车的性能要求越来越来高，使用寿命，能源消耗，振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。

1894年变速器由法国人路易斯·雷纳·本哈特和埃米尔·拉瓦索推广在汽车上使用，从此变速器在汽车上就得到广泛的运用。

经过100多年的发展，汽车变速器的技术达到了一个空前的高度，尤其在近几十年，汽车工业在各个国家的高速发展，更加带动了变速器的进步。

随着各个领域的科学技术的发展，在未来变速器主要发展方向：1）节能与环境保护：研究高效率的传动副，来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行，2）应用新型材料：各种新材料的使用推动汽车技术的发展和性能的提高。

3）高性能，低成本，微型化：对变速器进行机构创新的研究，探索变速器的新类型；对传动副的材料和机理进行研究，提高寿命，减小质量；进行变速器的动力学特性和振动研究，以求提高特性，降低噪声；采用先进的制造技术提高变速器的性能和降低成本。

第1章变速器主要参数的选择与计算 (2)1.1 档数 (2)1.2 传动比确定 (3)1.3 中心距A的确定 (4)1.4 齿轮参数选择 (5)1.4.1 模数 (5)1.4.2 压力角α (5)1.4.3 螺旋角β (6)1.4.4 齿宽b (7)1.5 各档齿轮齿数的分配 (7)1.6 变速器齿轮的变位 (11)第2章齿轮与轴的设计计算 (15)2.1齿轮设计与计算 (15)2.1.1 齿轮材料的选择原则 (15)2.1.2 各轴的转矩 (16)2.1.3 轮齿强度计算 (16)2.2 轴的设计计算 (26)2.2.1 轴的工艺要求 (26)2.2.2 初选轴的直径 (27)2.2.3 轴最小直径的确定 (28)2.2.4 轴的强度计算 (28)2.3 轴承选择与校核 (43)2.3.1 一轴轴承 (43)2.3.2 二轴轴承 (45)2.3.3 中间轴轴承 (46)第1章变速器主要参数的选择与计算本次课程设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的整车主要技术参数如表1.1所示：377.0i i rn u g a = 式中：a u ——汽车行驶速度（km/h ）； n ——发动机转速（r/min ）； r ——车轮滚动半径（mm ）； g i ——变速器传动比；0i ——主减速器传动比。

已知：最高车速max a u =max a v =91.5 km/h ；最高档为超速档，传动比g i =1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格R16得到r =335(mm)；发动机转速n =p n =3000（r/min ）；由公式得到主减速器传动比计算公式： 1408.45.913000335377.0377.00=⨯⨯==a g u i nr i表1.1 CA1041整车主要技术参数1.1 档数增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。

档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。

第三章变速器设计第一节概述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，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机再最有利工况范围内工作。

变速器设有空挡和倒挡。

需要时变速器还有动力输出功能。

变速器由变速传动机构和操纵机构组成。

对变速器如下基本要求.1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。

3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。

4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

5）换挡迅速，省力，方便。

6）工作可靠。

汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。

7）变速器应当有高的工作效率。

8）变速器的工作噪声低。

除此以外，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。

满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。

汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。

在原变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。

近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。

第二节变速器传动机构布置方案机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。

一.传动机构布置方案分析变速器传动机构有两种分类方法。

根据前进挡数的不同，有三，四，五和多挡变速器。

根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。

固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。

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。

与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。

因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。

变速器设计标准1.按照QC/T 29063-1992, Q/FT A025—2001规定1.1变速器扭矩储备系数: QC/T 29063-1992规定轻型货车:K ≥2.5；中、重型货车K ≥3.01.2变速器各接合面、前后盖及螺纹连接处和油封均应密封良好，不得有渗、漏油现象。

1.3变速器应按照经规定程序批准的图样及技术文件制造，并应符合本标准要求。

1.4变速器换档、选档应灵活可靠，档位应手感清楚无冲击，不允许有挂不上档、脱不开档、跳档及乱档等现象。

1.5超速档摘档力的最低限值不应小于100 N ，其它档位摘档力的最低限值不应小于50 N 。

1.6 静扭强度（Q/FT A025—2001规定）变速器静扭强度后备系数K 应符合下表的规定。

变速器的静扭强度后备系数K1.7油温变速器在使用过程中，齿轮油的最高温度应不大于95 ℃。

1.8变速器外表面应清洁、无锈蚀、毛刺、裂纹及其它影响产品性能及使用寿命的缺陷。

1.9变速器应按照经规定程序批准的图样及技术文件制造，并应符合本标准要求。

1.10油封刃口、轴承、摩擦副应按设计规定涂润滑脂或润滑液。

与总成内腔相通的螺栓、叉轴孔塞片装配时应涂螺纹密封胶。

1.11变速器各紧固螺栓、螺母应按设计要求的紧固力矩拧紧，不得有松动、滑扣及漏装现象。

变速器的放气螺塞和放油螺塞的位置应合理，工作可靠。

1.12变速器外露非加工面应涂以均匀完整的防护漆（铝合金表面除外），外露加工表面应涂防锈油。

2设计计算2.1．不带副箱和带后副箱的变速器2.1.1.变速器强度：e Tn TT e ：发动机最大输出扭矩为，N.mi ：后桥主减速比T ：变速器主箱最大允许输入扭矩，N.m设计要求n ≥1.1～1.32.1.2变速器负荷eT T φ=结论:φ≤12.2、带前副箱的变速器2.2.1.变速器强度：变速器主箱最大输入扭矩为与发动机最大输出扭矩比值为：'1e g Tn T i =⨯'1g i ：变速器I 挡副箱速比 设计要求n ≥1.1～1.32.2.2.变速器主箱负荷:eT T φ=结论:φ≤13.变速器副箱速比的选择：（带副箱且副箱速比有可选时）10100e g T i i i T ηε⨯⨯⨯⨯=⨯后％η：为传动效率，取0.9T 后：后桥最大扭矩，N.m1g i ：变速器一档速比i 0：变速器副箱速比设计要求ε≤130％时，变速器副箱速比可选择i 0值。

变速器设计引言变速器是一种用于改变机械系统的输出速度和扭矩的装置。

它在各种机械和交通工具中起着至关重要的作用，例如汽车、船只、飞机等。

本文将介绍变速器的设计原理和常见的设计方法。

设计概述•变速器的主要功能是通过改变输入和输出的齿轮组合来改变传动比，从而实现不同的输出速度和扭矩。

•变速器通常由输入轴、输出轴和一组齿轮组成。

不同的齿轮组合会导致不同的传动比。

•变速器的设计需要考虑多个因素，包括传动比的范围、传动效率、噪音和可靠性等。

设计流程1.确定设计要求：根据应用需求确定变速器的传动比范围、承载能力、工作环境等。

2.选取合适的齿轮类型：常见的齿轮类型包括直齿轮、斜齿轮和行星齿轮等，根据需求选取合适的齿轮类型。

3.计算传动比：根据设计要求和齿轮类型计算出不同齿轮组合的传动比。

4.进行齿轮设计：根据计算得到的传动比，进行齿轮的几何和强度设计。

5.进行模拟和分析：使用计算机辅助设计（CAD）工具进行齿轮的模拟和分析，检查设计的合理性和可靠性。

6.制造和装配：根据最终的设计结果进行齿轮的制造和装配，确保变速器的性能和质量。

齿轮设计齿轮是变速器中最关键的组件之一，它们决定了传动比、噪音和传动效率等性能。

齿轮设计的关键要点如下：•齿轮的模数选择：齿轮的模数确定了齿轮尺寸的比例，并且对变速器的传动比和承载能力有重要影响。

•齿轮的齿数计算：根据传动比和齿轮模数计算出齿轮的齿数，确保齿轮的尺寸匹配和传动比准确。

•齿轮的强度设计：根据扭矩和转速等参数进行齿轮的强度设计，确保齿轮在工作时不会发生破裂或变形等失效。

模拟和分析通过使用计算机辅助设计（CAD）工具进行齿轮的模拟和分析，可以有效地评估设计的合理性和可靠性。

常见的模拟和分析方法包括：•齿轮接触分析：通过对齿轮的接触区域进行分析，评估齿轮的接触应力和接触疲劳寿命等参数。

•齿轮动力学分析：通过考虑齿轮的动力学特性，评估齿轮的振动、噪音和传动效率等性能。

•齿轮热力学分析：通过考虑齿轮的热传导和热膨胀等因素，评估齿轮的温升和热失效等情况。