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×
p
e n P max
α （式中α=～）
所以，p n =9549×192
60
)3.1~1.1(?=～min
取p n =3500r/min
p n / T n =3500/2100=在～范围内，符合要求
0i =×0
max i i r
n 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
dt
du
m Gi u A C Gf r
i i T a D T
g 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 r
i i T T
g += （）
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×=；
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=°
%
4.862
5.4192316
.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：
≤r
i i T T
g η01emax z2F ·φ
在沥青混凝土干路面，φ=~，取φ=
即1g i ≤%
4.862
5.4192316
.075.0%608.94076??????=
由①②得≤1g i ≤； 又因为轻型商用车1g i =~； 所以，取1g i = 。 其他各挡传动比的确定：
按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：
q i i i i i i i i g g g g g g g g ==
=
=
5
44
33
22
1
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 =40.6=
所以其他各挡传动比为：
2g i =3q =，3g i =2q =，4g i =q =
2.1.2 中心距A
初选中心距时，可根据下述经验公式
31max g e A i T K A η= （）
式中：A —变速器中心距（mm ）；
A K —中心距系数，乘用车：A K =～，商用车：A K =～，取 ； max e T —发动机最大转矩（）；
1i —变速器一挡传动比，1g i = ；
g η—变速器传动效率，取96% ；
max e T —发动机最大转矩，max e T = 。
则，31max g e A i T K A η=
=3%960.6192)6.96.8(??～ =～（mm ）
初选中心距A =96mm 。
1.2 齿轮参数
1、模数
对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量a m 在～的货车为～；总质量a m 大于的货车为～。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。
表1.2.1 汽车变速器齿轮法向模数
表1.2.2 汽车变速器常用齿轮模数
根据表1.2.1及，齿轮的模数定为。
2、压力角α
理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用°、15°、16°、°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用°或25°等大些的压力角。
国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。3、螺旋角β
实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。
货车变速器螺旋角：18°～26°
初选一、三、四挡斜齿轮齿轮螺旋角为22°，其余挡斜齿轮螺旋角20°。 4、齿宽b
直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为～，取；
斜齿n c m k b =，c k 取为～，取。mm m k b n c 2847=?==
采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm ，取4mm 。 5、齿顶高系数
在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为。
1.3 各挡齿轮齿数的分配
图1.3.1变速器传动示意图
如图1.3.1所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。
1、确定一挡齿轮的齿数
中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12—17之间选用，最小为12—14，取10Z =14，一挡齿轮为斜齿轮。
一挡传动比为10
19
21g Z Z Z Z i =
（） 为了求9Z ，10Z 的齿数，先求其齿数和h Z ，
斜齿n
h m A Z β
cos 2=
（） =
4
22cos 962?
? =取整为45
即9Z =h Z -10Z =45-14=31 2、对中心距A 进行修正
因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的
h Z 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿
数分配的依据。
β
cos 2m
A n
0h
Z =
=
?
+?cos22231144）
（=97.6mm 取整为A=98mm 。
对一挡齿轮进行角度变位：
端面啮合角 t α： tan t α=tan n α/cos 10-9β= t α∴=° 啮合角 ,t α： cos ,t α=
t o
A
A αcos = ,t α∴=° 变位系数之和 ()()
n
t ,t 109n tan 2αααξinv inv z z -+=∑
=
41.010=ξ 154.041.0256.09-=-=ξ
计算β精确值：A=10
n
cos 2m
βh
Z ?=∴-31.23109β
一挡齿轮参数：
分度圆直径 1099n 9cos /m -=βz d =4×31/°=
10910n 10cos /m -=βz d =4×14/°=60.98mm 齿顶高 ()n n 9an 9y h m h a ?-+=*ξ= ()n n 10an 10y h m h a ?-+=*ξ=5.556mm
式中：n 0n /m A A y ）（-=
=（）/4= n
n n y y -=?∑ξ=齿根高
()n 9an 9h m c h f ξ-+=*
*=
()
n 10an 10h m c h f ξ-+=*
*=3.36mm
齿全高 9f a9h h +=h = 齿顶圆直径 99a92a h d d +==
10a 10102h d d a +==72.09mm 齿根圆直径 9992f f h d d -==616.5202.135?-= 1010102f f h d d -==36.3298.60?-=54.26mm 当量齿数 109399v cos /z z -=β= 10931010v cos /z z -=β=
节圆直径 mm z z z A d 022.13514
3131
982210999
=+??=+='
mm d r 511.672
1
99='=
' mm z z z A d 978.6014
3114
98221091010
=+??=+='
mm d r 489.302
1
1010
='=' 3、确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式（）求出常啮合传动齿轮的传动比
9101g 12
Z Z i Z Z = （） =31
14
0.6?
= 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即
()
2
121cos 2-+=
βZ Z m A n （）
n
m A Z Z 2
121cos 2-=
+β
=
4
20cos 942?
?
=
由式（）、（）得1Z =，2Z =取整为1Z =12，2Z =33，则：
101921g
Z Z Z Z i ='=14
1231
33??=≈1g i = 对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()2121cos 2-+=
βZ Z m A n o =()
?
+?20cos 233124=
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 21-β= t α=° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,=
=93.043.21cos 97
06
.97=? ?=51.21,t α 变位系数之和 ()()
n
t t inv inv z z αααξtan 2,21n -+=∑
=
()()?
?-?+20tan 218.2151.213312inv inv
=
查变位系数线图得： 35.01=ξ 269.035.0054.02-=-=ξ 计算β精确值：A=2
1n
cos 2m
-βh
Z ?=∴-31.2321β
常啮合齿轮数：
分度圆直径 2
111cos -=
βn
m z d =
2
122cos -=
βn
m z d =143.73mm
齿顶高 ()n n 1an 1y h m h a ?-+=*ξ=（1+n y ?）×4= ()n n 2an 10y h m h a ?-+=*ξ=（n y ?）×4=4.82mm
式中：n 0n /m A A y ）（-=
=（）/4= n n n y y -=?∑ξ=
齿根高 ()
n 1n an 1h m c h f ξ-+=*
*=（1+）×4= ()n
2
n
an
2
h
m c h f ξ-+=*
*
=（1++）×4=6.184mm
齿全高 1f a1h h +=h = 齿顶圆直径 11a12a h d d +==
2a 222h d d a +==153.37mm 齿根圆直径 1112f f h d d -==
2222f f h d d -==131.362mm 当量齿数 21311v cos /z z -=β= 21322v cos /z z -=β= 节圆直径 mm z z z A d 26.5233
1212
98222111=+??=+=' mm d r 13.262
1
11='=
'
mm z z z A d 73.14333
1233
98222122
=+??=+='
mm d r 87.712
1
22='=
'
4、确定其他各挡的齿数
（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选87-β=20°
8
17
22Z Z Z Z i =
（） 2
1287Z Z i Z Z ==331285.3?=
()
8
787n cos 2-+=
βZ Z m A （）
n 8787cos 2m A Z Z -=
+β=4
20cos 962?
?= 由式（）、（）得7Z =，8Z =取整为7Z =26，8Z =19
则，8
1722
Z Z Z Z i ='=191226
33??=≈2g i = 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()
8
787cos 2-+=
βZ Z m A n o =
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 87-β= t α=° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,=
=?17.21cos 98
78.95= ?=3.24,t α
变位系数之和 ()n
t ,t 87n tan 2αααξ?
??? ?
?-+=
∑inv inv z z
= 8ξ= 7ξ= 求8β的精确值：()
8
787cos 2-+=βZ Z m A n 87-β=°
二挡齿轮参数：
分度圆直径 8
777cos -=
βn
m z d =
8
788cos -=
βn
m z d =82.75mm
齿顶高 ()n n 7an 7y h m h a ?-+=*ξ= ()n n 8an 8y h m h a ?-+=*ξ=5.364mm
式中：n 0n /m A A y ）（-=
= n n n y y -=?∑ξ= 齿根高 ()
n 7n an 7h m c h f ξ-+=*
*= ()n
8
n
an
8
h
m c h f ξ-+=*
*
=3.48mm
齿全高 7f a7h h +=h = 齿顶圆直径 77a72a h d d +== 8a 882h d d a +==93.478mm 齿根圆直径 7772f f h d d -== 8882f f h d d -==75.79mm 当量齿数 87377v cos /z z -=β= 87388v cos /z z -=β=
节圆直径 mm z z z A d 25.11319
2626
98228777
=+??=+='
mm d r 62.562
1
77='=
'
mm z z z A d 76.8219
2619
98228788
=+??=+='
mm d r 38.412
1
88='='
（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选65-β=22°
21365Z Z
i Z Z = （） =33
1247.2? =
()
6
565cos 2-+=
βZ Z m A n （）
由式（）、（）得5Z =，6Z =
取整5Z =21，6Z =24
6
15
23
Z Z Z Z i =' =
24
1221
33??
=≈3i = 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 ()
6
565cos 2-+=
βZ Z m A n o =
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 65-β= t α=° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,=
=?45.21cos 98
06.97= ?=79.21,t α
变位系数之和 ()n
t ,
t 65n tan 2αααξ?
??? ?
?-+=∑inv inv z z
=
5ξ= 6ξ=求6β的精确值：()
6
565cos 2-+=
βZ Z m A n
65-β=° 三挡齿轮参数：
分度圆直径 6
555cos -=
βn
m z d =
6
566cos -=
βn
m z d =104.53mm
齿顶高 ()n n 5an 5y h m h a ?-+=*ξ= ()n n 6an 6y h m h a ?-+=*ξ=4.22mm
式中：n 0n /m A A y ）（-=
= n n n y y -=?∑ξ= 齿根高 ()
n 5n an 5h m c h f ξ-+=*
*= ()n
6
n
an
6
h
m c h f ξ-+=*
*
=4.76mm
齿全高 5f a5h h +=h = 齿顶圆直径 55a52a h d d +==
6a 662h d d a +==112.97mm 齿根圆直径 5552f f h d d -== 6662f f h d d -==95.01mm 当量齿数 65355v cos /z z -=β= 65366v cos /z z -=β=
节圆直径 mm z z z A d 47.9124
2121
98226555
=+??=+='
mm d r 73.452
1
55='=
' mm z z z A d 53.10424
2124
98226566
=+??=+='
mm d r 27.522
1
66='=
'
（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角43-β=22°
21443Z Z
i Z Z = （） =31
14
56.1?
=
()
4
343cos 2-+=
βZ Z m A n （）
由（）、（）得3Z =，4Z =，
取整3Z =19，4Z =27
则： 4
13
24Z Z Z Z i =' =
27
1219
33??
=≈4i = 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()
4
343cos 2-+=
βZ Z m A n o =
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 43-β= t α=° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,=
=?43.21cos 98
23.99=
?=15.20,t α
变位系数之和 ()n
t ,
t 43n tan 2αααξ?
??? ?
?-+=∑inv inv z z
=
3ξ= 4ξ=求螺旋角4β的精确值：()
4
343cos 2-+=
βZ Z m A n
43-β=° 四挡齿轮参数：
分度圆直径 4
333cos -=
βn
m z d =
4
344cos -=
βn
m z d =115.04mm
齿顶高 ()n n 3an 3y h m h a ?-+=*ξ= ()n n 4an 4y h m h a ?-+=*ξ=5.268mm
式中：n 0n /m A A y ）（-=
= n n n y y -=?∑ξ= 齿根高 ()
n 3n an 3h m c h f ξ-+=*
*= ()n
4
n
an
4
h
m c h f ξ-+=*
*
=6.248mm
齿全高 3f a3h h +=h = 齿顶圆直径 33a32a h d d +==
4a 442h d d a +==127.536mm 齿根圆直径 3332f f h d d -==
4442f f h d d -==102.54mm 当量齿数 43333v cos /z z -=β=
43344v cos /z z -=β=
节圆直径 mm z z z A d 96.8027
1919
98224333
=+??=+='
mm d r 48.402
1
33='=
' mm z z z A d 04.11527
1927
98224344
=+??=+='
mm d r 52.572
1
44='='
5、确定倒挡齿轮齿数
倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮13Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距，A 。初选13Z =23，12Z =14，则：
()131221
Z Z m A ，+=
=()2314421
+?? =74mm
为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径11e D 应为
A D
D e e =++2
5.021112 121211--=e e D A D =2×98－4×(14+2)－1
=131mm
211
11-=m
D Z e =
4131
－2 =
为了保证齿轮10和11的齿顶圆之间应保持有以上的间隙，取11Z =30
计算倒挡轴和第二轴的中心距A ''
()
2
1113,,z z m A +=
=
()2
30234+?
=106mm
计算倒挡传动比
13
11
121312z z z z z z i ?
?=倒 =
23141430
2331????
=
倒挡齿轮参数：
24.024.0,64.1131212
13
1312-====
-ξξ，查表得z z u
24.024.0,30.1111313
11
1113=-===
-ξξ，查表得z z u 分度圆直径 m z d 1111==30×4=120 mm ==m z d 121214×4=56 mm ==m z d 131323×4=92 mm
齿顶高 ()=+=m h a 11*a 11h ξ mm ()m h a 12*a 12h ξ+== 4.96 mm ()m h a 13*a 13h ξ+= =3.04 mm
齿根高 ()
m c h f 11a 11h ξ-+=**= mm ()
m c h f 12a 12h ξ-+=**=4.04 mm
()m c h f 13a 13h ξ-+=*
*=5.96 mm
齿全高 11f a11h h +=h =9 mm 齿顶圆直径 1111a112a h d d +== 12a 12122h d d a +==65.92mm
13a 13132h d d a +==98.08mm
齿根圆直径 1111112f f h d d -= = mm 1212122f f f h d d -==47.92 mm 1313132f f f h d d -==80.08 mm
节圆直径 mm z z z A d 12023
3030
1062213111111
=+??=+''='
mm d r 602
1
1111
='=' mm z z z A d 5623
1414
742213121212
=+??=+'='
mm d r 282
1
1212
='=' mm z z z A d 9223
3023
1062213111313
=+??=+''='
mm d r 462
1
1313='='
1.4 本章小结
本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。
第二章齿轮校核
齿轮材料的选择原则
1、满足工作条件的要求
不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。
2、合理选择材料配对
如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。
3、考虑加工工艺及热处理工艺
变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：
5.3
≤
法
m时渗碳层深度～
5.3
≥
法
m时渗碳层深度～
5
≥
法
m时渗碳层深度～
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于；表面硬度HRC48～53[12]。
对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnM
O ，20CrNiM
O
，12Cr3A
等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒[13]。
计算各轴的转矩
发动机最大扭矩为，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。
Ι轴 1T =承离ηηmax e T =192×98%×96%=中间轴
2T =121-i T 齿承ηη=×96%×99%×33/12=轴 一挡109231-=i T T 齿承ηη=×××31/14= 二挡87232-=i T T 齿承ηη=×××26/19=三挡65233-=i T T 齿承ηη=×××21/24=四挡
43234-=i T T 齿承ηη=×××19/27=五挡齿承ηη235T T ==××=倒挡
121122-=i T T ）（齿承倒ηη=×
2
99.096.0）（?×30/14=轮齿强度计算 2.3.1轮齿弯曲强度计算 1、倒档直齿轮弯曲应力w σ
图 齿形系数图
y
zK m K K T c f
g w 3
2πσσ=
（）
式中：w σ—弯曲应力（MP a ）；
g T —计算载荷（）；
σK —应力集中系数，可近似取σK =；
f K —摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，
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。
中北大学 课程设计说明书 学生姓名：学号： 学院（系）：机械工程系 专业：车辆工程 题目：一汽大众宝来乘用车总体设计及各总成选型综合成绩： 指导教师：职称: 教授 2013年 12 月 30 日
中北大学 课程设计任务书 2013/2014 学年第 1 学期 学院（系）：机械工程 专业：车辆工程 学生姓名：学号： 课程设计题目：一汽大众宝来乘用车整体设计及各总成选型起迄日期：12 月20 日～ 1 月 3 日 课程设计地点： 指导教师 系主任： 下达任务书日期: 2013 年12月20日
课程设计任务书 1．课程设计教学目的： （1）培养学生专业思想。使学生了解以前所学理论知识和参加过得金工实习、工艺实习及专业生产实习等环节，都是为今后的专业设计、生产做准备，每一个环节都是为了培养一名合格的车辆工程专业人才而设置，车辆工程专业需要有扎实的专业基础知识和实践能力。 （2）提高结构设计能力。通过课程设计，使学生学习和掌握汽车驱动桥的主减速器设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计的能力。 （3）在课程设计实践中学会查找、翻阅和使用标准、规范、手册、图册和相关技术资料等。 2．课程设计的内容和要求： 1、内容：一汽大众宝来乘用车整体设计及各总成选型 2、具体参数： 车型7 长宽高 /mm 前悬/后悬 /mm 前轮距/后轮 距 / mm 轴距 /mm 总质 量/kg 整备质 量/kg 一汽大众宝来4376 1735 1446 873/990 1513/1494 2513 1830 1280 额定 承 载人数发动机 型号 排量 /mL 发动机功率 /kW 轴数 最高车速 /(km/h) 轮胎规格 5 BJH 1595 74 2 182 195/65R15 3、要求： 为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数，详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总布置草图和乘员舱布置草图。（1）驱动形式及主要参数的选择：驱动形式，布置形式，汽车主要参数的选择（2）发动机的选择 （3）外形设计及总体布置：整车布置的基准线（面）—零线的确定，各部件的布置3．课程设计成果形式及要求： 完成内容： （1）总布置草图1张（1号图） （2）驾驶舱布置草图1张（3号图） （3）零件图1张（3号图） （4）设计计算说明书1份
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
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
海南大学 《汽车理论》 课程设计说明书 题目：汽车动力性计算 学号：20140507310069 姓名：郭东东 年级：2014级 学院：机电工程学院 系别：汽车系 专业：车辆工程 指导教师：张建珍 完成日期：2017年6月1日
目录 1. 题目要求 (1) 1.1. 题目要求 (3) 1.2. 车型参数 (4) 2. 计算步骤 (5) 2.1. 绘制功率外特性和转矩外特性曲线 (5) 2.2. 绘制驱动力——行驶阻力平衡图 (7) 2.3. 绘制动力特性图 (11) 2.4. 绘制加速度曲线和加速度倒数曲线 (14) 2.5. 绘制加速时间曲线 (21) 2.5.1. 二挡原地起步连续换挡加速时间曲线 (22) 2.5.2. 最高档和次高档超车加速时间 (26) 3. 结论分析 (32) 3.1. 汽车的最高车速u amax (32) 3.2. 汽车的加速时间t (32) 3.3. 汽车能爬上的最大坡度i max (33) 4. 心得体会 (33) 参考资料34
1.题目要求 1.1.题目要求 （1）根据书上所给的发动机使用外特性曲线拟合公式，绘制功率外特性和转矩外特性曲线； （2）绘制驱动力---行驶阻力平衡图； （3）绘制动力特性图； （4）绘制加速度时间曲线和加速度倒数曲线； （5）绘制加速时间曲线，包括原地起步连续换挡加速时间和最高档和次高档加速时间、加速区间（初速度和末速度）按照国家标准 GB/T12543-2009规定选取，并在说明书中具体说明选取； （6）对动力性进行总体评价。
1.2.车型参数 汽车发动机使用外特性-n曲线的拟合公式为 式中，T q为发动机转矩（N·m）；n为发动机转速（r/min）。 发动机的最低转速n min=600r/min，最高转速n max=4000r/min 装载质量2000kg 整车装备质量1800kg 总质量3880kg 车轮半径0.367m 传动系机械效率ηT=0.84 滚动阻力系数f=0.016 空气阻力系数×迎风面积C D A=2.77m2 主减速器传动比i0=5.97 飞轮转动惯量I f=0.218kg·m2 二前轮转动惯量I W1=1.798kg·m2
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 ==
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。
山东农业大学 机械与电子工程学院 汽车制造工艺学课程设计 课程名称：汽车制造工艺学设计课题：活塞零件的机械加工工艺规程的编制 指导老师：吕钊钦 专业：车辆工程班级： 3班姓名：高超学号： 20120667 2014年 12月 11日 序言 本次设计内容涉及了机械制造工艺及机床夹具设计、金属切削机床、公差配合与测量等多方面的知识。 活塞加工工艺规程及其夹具设计是包括零件加工的工艺设计、工序设计以及专用夹具的设计三部分。在工艺设计中要首先对零件进行分析，了解零件的工艺再设计出毛坯的结构，并选择好零件的加工基准，设计出零件的工艺路线；接着对零件各个工步的工序进行尺寸计算，关键是决定出各个工序的工艺装备及切削用量；然后进行专用夹具的设计，选择设计出夹具的各个组成部件，如定位元件、夹紧元件、引导元件、夹具体与机床的连接部件以及其它部件；计算出夹具定位时产生的定位误差，分析夹具结构的合理性与不足之处，并在以后设计中注意改进。 关键词：工艺、工序、切削用量、夹紧、定位、误差。 目录 序言 (3) 一. 零件分析 (4)
1.1 零件作用 (4) 1.2零件的工艺分析 (5) 二. 工艺规程设计 (6) 2.1确定毛坯的制造形式 (6) 2.2基面的选择 (7) 2.3制定工艺路线 (10) 2.4机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 (11) 2.5确定切削用量及基本工时 (13) 三夹具设计 (16) 3.1问题的提出 (16) 3.2定位基准的选择 (17) 3.3定位误差分析 (19) 3.4夹具设计及操作简要说明....................................20 总结 (21) 参考文献…………………………………………………………22 （附）机械加工工艺过程卡片 *1套 机械加工工序卡片 *1套 绪论 我国的汽车行业正在飞速发展，汽车的动力部分也在不断改进，内燃机作为一种可移动的动力源已广泛应用于生产和生活的各个领域。活塞是内燃机的关键零
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 ；
本科学生毕业设计 东风1254汽车变速器设计 系部名称：汽车与交通工程学院 专业班级： 学生姓名： 职称：副教授 工程学院
二○一○年六月 摘要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。 本文设计研究了中间轴式十二挡手动变速器，其目的是基于机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等五项内容。同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识对中间轴式十二档变速器进行设计。首先，本文将概述变速器的现状和发展趋势，介绍变速器领域的最新发展状况。其次，对工作原理做了阐述，对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。再次，对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件—同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。 关键词：变速器；传动比；参数；设计计算；校核
ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. This design study of the three-axis 12-speed manual transmission, the purpose is based on mechanical principles, mechanical design, AutoCAD and other knowledge and mastery of the use of skilled and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different
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
目录 目录 ................................................................ I 摘要 .............................................................. I II 第1章、汽车形式的选择 . (1) 1.1汽车质量参数的确定 (1) 1.1.1汽车载客量和装载质量 ................................... 1 1.1.2质量系数ηmo ............................................ 1 1.1.3整车整备质量m o ......................................... 1 1.1.4汽车总质量m a ........................................... 1 1.2汽车轮胎的选择 ............................................... 2 1.3驱动形式的选择 ............................................... 2 1.4轴数的选择 ................................................... 3 1.5货车布置形式 ................................................. 3 第2章.汽车发动机的选择 (4) 2.1发动机最大功率 max e P (4) 2.2选择发动机 ................................................... 4 第3章、汽车主要参数选择 .. (7) 3.1汽车主要尺寸的确定 (7) 3.1.1外廓尺寸 ............................................... 7 3.1.2轴距L .................................................. 7 3.1.3前轮距B 1和后轮距B 2 ..................................... 7 3.1.4前悬L F 和后悬L R ......................................... 8 3.1.5货车车头长度 ........................................... 8 3.1.6货车车箱尺寸 ........................................... 8 3.2轴荷分配及质心位置的计算 ..................................... 8 第4章.传动比的计算和选 .. (13) 4.1驱动桥主减速器传动比0i 的选择 (13) 4.2变速器传动比 g i 的选择 (14) 4.2.1变速器头档传动比 1 g i 的选择 (14) 4.2.2变速器的选择 .......................................... 14 第5章.动力性能计算 (15) 5.1驱动平衡计算 (15) 5.1.1驱动力计算 ............................................ 15 5.1.2行驶阻力计算 .......................................... 15 5.1.3力的平衡方程 .......................................... 17 5.2动力特性计算 (17) 5.2.1动力因数D 的计算 (17)
电动汽车变速器课程 设计 说 明 书 学院名称：机电工程学院 专业班级：机械XXXX班 学号： 0806XXXXXX 学生姓名： XXXXXX 指导老师：陈敏
电动汽车变速器设计---课程设计任务书 电动汽车变速器是有效改善牵引电动机扭矩范围的重要传动部件，通过加设变速器，可实现高转速电机和减速器的有机结合，使电动机保持在高效率工作范围类，减轻电动机和动力电池组的负荷，实现电动汽车的轻量化设计。电动汽车机械变速机构类型有多种，如轮毂电机减速器，驱动桥变速差速器等。本课程设计的变速器要求是一单级变速器，并具有空挡和倒档机制。要求通过学习掌握电动汽车变速器的原理，结构和设计知识，用所给的基本设计参数确定变速器的传动比，并进行电动汽车变速器的结构设计，绘制主要的零部件图纸，写出内容详细的设计说明书。 设计时间: 2010年秋季学期的19-20周。 1.基本设计参数： 1.电动机额定转速:2500r/min 2.电动机恒转矩区转矩: 200 Nm 3.车辆主减速比：1.0 4.电动机额定转速时车辆速度：60 km/h 5.车轮规格：205/55 R16 2.设计计算要求： 1.根据基本设计参数进行电动汽车变速器主要参数的选择与计算; 2.进行电动汽车变速器的结构设计与计算。 3.完成内容： 1.装配图１张; 2.零件图2张; 3.设计计算说明书１份。 1) 封面； 2) 课程设计任务书； 3) 目录； 4) 中英文摘要; 5) 正文； 6 ) 参考文献。 4.主要参考文献： [1]陈家瑞.汽车构造（第三版下）[M].北京：机械工业出版社,2009,6. [2]刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社,2001,7. [3]康龙云.新能源汽车与电力电子技术[M].北京：机械工业出版社，2010,10.
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
汽车转向桥设计说明书 任务书要求： （1）了解汽车转向桥的结构，功能 （2）进行汽车转向桥的受力分析 （3）总体方案设计 （4）画出转向节的零件图 （5）画出转向桥的总装图 一、概述 转向桥是利用转向节使车轮偏转一定的角度以实现汽车的转向，同时还承受和传递汽车与车架及车架之间的垂直载荷、纵向力和侧向力以及这些力形成的力矩。转向桥通常位于汽车的前部，因此也常称为前桥。 各类汽车的转向桥结构基本相同，主要有前轴（梁）、转向节、主销和轮毂 (1)前轴：由中碳钢锻造，采用抗弯性较好的工字形断面。为了提高抗扭强度，接近两端略呈方形。前轴中部下凹使发动机的位置得以降低，进而降低汽车质心，扩展驾驶员视野，减小传动轴与变速器输出轴之间的夹角。下凹部分的两端制有带通孔的加宽平面，用以安装钢板弹簧。前轴两端向上翘起，各有一个呈拳形的加粗部分，并制有通孔。 (2)主销：即插入前轴的主销孔内。为防止主销在孔内转动，用带有螺纹的楔形销将其固定。 (3)转向节：转向节上的两耳制有销孔，销孔套装在主销伸出的两端头，使转向节连同前轮可以绕主销偏转，实现汽车转向。为了限制前轮最大偏转角，在前轴两端还制有最大转向角限位凸块(或安装限位螺钉)。 转向节的两个销孔，要求有较高的同心度，以保证主销的安装精度和转向灵活。为了减少磨损，在销孔内压入青铜或尼龙衬套。衬套上开有润滑油槽，由安装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑。为使转向灵活轻便，还在转向节下耳的上方与前轴之间装有推力轴承11；在转向节上耳与前轴之间，装有调整垫片8，用以调整轴向间隙。
左转向节的上耳装有与转向节臂9制成一体的凸缘，在下耳上装有与转向节下臂制成一体的凸缘。两凸缘上均制有一矩形键与左转向节上、下耳处的键槽相配合，转向节即通过矩形键及带有键形套的双头螺栓与转向节上下臂连接。 (4)轮毂：轮毂通过内外两个滚锥轴承套装在转向节轴颈上。轴承的松紧度可以由调整螺母调整，调好后的轮毂应能正、反方向自由转动而无明显的摆动。然后用锁紧垫圈锁紧。在锁紧垫圈外端还装有止推垫圈和锁紧螺母，拧紧后应把止推垫圈弯曲包住锁紧螺母或用开口销锁住，以防自行松动。 轮毂外端装有冲压的金属端盖，防止泥水或尘土浸入。轮毂内侧装有油封(有的油封装在转向节轴颈的根部)，有的还装有挡油盘。一旦油封失效，则外面的挡油盘仍可防止润滑脂进入制动器内。 本文设计的是JY1061A型采用前置后轮驱动的载货汽车转向桥，因此该转向桥为从动桥。从动桥的功用：从动桥也称非驱动桥，又称从动车轴。它通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两端安装从动车轮，用以承受和传递车轮与车架之间的力（垂直力、纵向力、横向力）和力矩。并保证转向轮作正确的转向运动 1、设计要求： （1）保证有足够的强度：以保证可靠的承受车轮与车架之间的作用力。 （2）保证有足够的刚度：以使车轮定位参数不变。 （3）保证转向轮有正确的定位角度：以使转向轮运动稳定，操纵轻便并减轻轮胎的磨损。 （4）转向桥的质量应尽可能小：以减少非簧上质量，提高汽车行驶平顺性。 通过对CJ1061A型前桥的设计，可以加深我们的设计思想，即： （1）处理好设计的先进性和生产的可能性之间的关系； （2）协调好产品的继承性和产品的“三化”之间的关系。 2、结构参数选择 JY1061A型汽车总布置整车参数见表1：