变速器齿轮的设计计算

变速器齿轮的设计计算：

校核Z 1 Z 2齿面接触疲劳强:

计算公式： []2312121t d kT u E H d u d

H Z Z Z kT u u εψψσ+≥??+ ? ???：

确定计算参数： 6

519.5510 1.3410p T n =?=?

按齿数: Z 1= 19 Z 1= 78

查图6—15（机械设计）得εa1=0.475 εa2=0.78 则εa=εa1+εa2=0.475+0.78=1.225 因为是直齿轮βε=0 故r ε=αε=1.255

查表6—7（机械设计）KA Ft/b>100N/mm 则 Ka=1.1 据表6—6 （机械设计）因为中等冲击单缸内燃机K A=2 据表6—9（机械设计）不对称布置 取齿宽系数d ?=0.8 据图6—11（机械设计）查得

βk =1.12 选k vt=1.1

由式K=K A K V KaK B =2.0×1×1.12×1.1=2.464 据表6—8（机械设计）查得Z E =189.8mpa 据表6—10(机械设计）查得齿轮接触疲劳强度HLim σ=1500 计算应力循环次数：

N 1=60N 1 r t h =60*2000×1×10×260×8=24×108 N 2=N 1/U=24×108/4.10=6.08×108

查图6—24（机械设计）得Z N1=0.96 Z N2=1 取安全系数S H =1 查图6—24（机械设计）得 工作硬化系数：Z W =1 许用接触应力：

[σ]H1= σ

HLim Z N1 Z W1 / S H =1500 × 0.96=1440 [σ]H2= σHLim Z N2 Z W 2/ S H =1500 ×

1=1500

取最小值[σ]H1 代入 查图6—16（机械设计）得 εZ =0.96

计算： []2

312121t d kT u E H d u d

H Z Z Z kT u u εψψσ+≥??+ ? ???

=

235)144096.0*5.2*8.189(10.4*8.010.5*10*34.1*464.2*2

=46.83mm 校核齿根弯曲疲劳强度：计算公式：σF =m bd KT 112 Y Fa *Y Sa *εY ≤[σ]F 查图6—20（机械设计）得Y Fa1=2.7 Y Fa2=2.25 查图6—21（机械设计）得Y Sa1=1.55 Y Sa2=1.74 据表6—10（机lim F σ=920 取S F =1.25 Y X =1 查图6—25(机械设计）得 Y N1=0.9 Y N2=0.93

变速器设计课程设计说明书

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。

齿轮传动强度计算例题01

同济大学《机械设计》 JXSJ 51 直齿圆柱齿轮传动例题： 如图设计带式输送机减速器的高速级齿轮传动。已知输入功率P 1=40KW ，小齿轮转速n 1=960r/min,齿数比u=3.2,由电动机驱动，工作寿命15年(每年 工作300天)，两班制，带式运输机工作平稳，转向不变。 解： 1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1) 选用直齿轮。 2) 材料：考虑到功率较大，大小齿轮均用硬齿面. 3) 材料为40Cr ；调质后表面淬火，齿面硬度为48~55HRC. 4) 选取精度等级：初取7级精度 5) 齿数：Z1=24；Z2=uZ1=77 2. 按齿面接触疲劳强度设计 1)设计公式： 2)确定各参数值 （1） 初取K t =1.3 （2） 转矩 T 1=95.5×105P/n 1=95.5×105×40/960=3.98×105N·m （3） 选取齿宽系数. ψd =0.9 （4） 弹性影响系数. ZE=189.8Mpa1/2 （5） 许用应力 a) 接触疲劳强度极限 σHlim = σHlim1= σHlim2=1170Mpa b)应力循环次数： N 1=60n 1γL h =60?960?1?(2?8?300?15)=4.147?109 N 2=N 1/u=4.147?109/3.2=1.296?109 c)寿命系数：K N1=0.88 K N2=0.90 d)许用安全系数 [s]=1 e)许用应力： [σHlim1]= K N1σHlim1/s=0.88?1170/1=1030Mpa [σHlim2]= K N2σHlim1/s=0.9?1170/1=1053Mpa [σHlim ]= [σHlim1]=1030Mpa （6） 初算直径 3)修正计算 （1） 速度： v=πd 1n 1/60?1000=3.14?68.39?960/60?1000=3.44(m/s) （2） 齿宽 b=ψd d 1t =0.9?68.39=61.55mm （3） 计算齿宽与齿高之比 模数：m t =d 1t/Z 1=68.39/24=2.85 齿高：h=2.25m t =2.25?2.85=6.413 b/h=61.55/6.413=9.6 （4） 计算载荷系数 a)动载系数 K v =1.12 b)使用系数 K A =1 b) 齿间载荷分配系数 设K A F t /b ≥100N/mm 则：K H α=K F α=1.1 c) 齿向载荷分布系数：K H β=1.43，K F β=1.37 载荷系数： K H =K A K V K H β K F β=1?1.12?1.1?1.43=1.72 K F = K A K V K H β K F β=1?1.12?1.1?1.37=1.69 （5） 修正分度圆： （6） 计算模数m m=d 1/Z 1=75.08/24=3.128mm 2.按齿面弯曲疲劳强度设计 1) 计算公式 2) 确定公式内的各参数值 (1) K F =1.69；T 1=3.98?105；ψd =0.9；Z 1=24 (2) 许用应力 a) 极限应力： σF1=σF2=680Mpa b) 寿命系数： K FN1=0.88；K FN2=0.90 c) 安全系数：S=1.4 d) 许用应力： [σF1]=K FN1σF1/S=0.88?680/1.4=427.4Mpa [σF2]=K FN2σF2/S=0.90?680/1.4=437.14Mpa (3) 齿形系数：Y Fa1=2.65；Y Fa2=2.226 (4) 应力校正系数：Y Sa1=1.58；Y Sa2=1.764 (5) 计算Y Fa Y Sa/[σF ] Y Fa1Y Sa1/[σF1]=2.65?1.58/427.4=0.0098 Y Fa2Y Sa2/[σF2]=2.226?1.764/437.14=0.00898 Y Fa Y Sa /[σF ]=0.0098 3) 计算 3. 几何计算 1) 分度圆直径： d 1=75mm ；d 2=mZ 2=3?80=240 2) 模数：由接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算，取m=3mm 3) 齿数：Z 1=d 1/m=75/3=25 Z 2=uZ 1=3.2?25=80 4) 齿轮宽度：b=ψd d 1=0.9?75=67.5mm 取B 1=73mm ；B 2=68mm 5) 验算： F t =2T 1/d 1=2?3.98?105=10613.33N K A F t /b=1?10613.33/68=156.08N/mm>100N/mm 合适 4. 结构设计（略） 1 2 3 4 5 6 7 []3 2 1112 32.2??? ? ??±≥H E d Z u u KT d σψ[])(39.6810308.1892.312.39.0103983.12 32.212 32.2325 3 2 11mm Z u u T K d H E d t t =? ?? ??±???=??? ? ??±≥σψ) (08.753.1/72.139.683311mm K K d d t t =?==[] 32 11 2sa Fa F d Y Y z KT m σψ≥mm m 94.20098.0249.01098.369.1232 5 =?????≥

变速器设计说明书 正文

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 ==

(完整版)齿轮齿条传动设计计算.docx

1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1）选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2）速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS ，齿条 材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS 。 4）选小齿轮齿数 Z 1 =24，大齿轮齿数 Z 2 = ∞。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 3 K t T 1 u + 1 Z E d 1t ≥ 2.32 √ ?( ) 2 φd u [ σ ] H (1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 K t =1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。 （预设齿轮模数 m=8mm,直径 d=160mm ） T 1 = 95.5 ×105 P 1 = 95.5 ×105 ×0.2424 n 1 7.96 = 2.908 ×105 N ?mm 3) 由表 10-7 选齿宽系数 φ = 0.5。 d 1 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 2 。 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ = 600MPa;齿 Hlim1 条的接触疲劳强度极限 σ = 550MPa 。 Hlim2 6）由式 10-13 计算应力循环次数。 N 1 = 60n 1 jL h = 60 × ( 2× 0.08× 200 × ) = × 4 7.96 ×1 × 4 6.113 10 7)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN1 = 1.7。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 [ σH ] 1 = K HN1 σHlim1 ×600MPa = 1020MPa = 1.7 S (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d ,代入 [σ ] 。 t1 H 1

直齿锥齿轮传动计算例题

例题10-3试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。已知输入功率P=10kw，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。 [解]1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。 （2）齿轮精度和材料与例题10-1同。 （3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.224=76.8，取z2=77。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 1) =1.3 计算小齿轮传递的转矩。 9.948 选取齿宽系数=0.3。 查得区域系数 查得材料的弹性影响系数。 [] 由图 由式（ ， 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

2）试算小齿轮分度圆直径 (2) 1 3.630m/s ②当量齿轮的齿宽系数 0.342.832mm 2) ①由表查得使用系数 ②根据级精度（降低了一级精度） ④由表 由此，得到实际载荷系数 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 及相应的齿轮模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-27）试算模数，即

1）确定公式中的各参数值。 ①试选 ②计算 由分锥角 由图 由图 由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图取弯曲疲劳寿命系数 ，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 2)试算模数。 =1.840mm

汽车设计变速器设计说明书

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 ；

汽车变速器设计

汽车变速器设计 机械式手动变速器对比于自动变速器，其结构简单，体积小，造价成本低，方便装配和维修，传动效率高等优点，在今天依旧很受青睐。变速器的设计对汽车动力性，燃料经济性，换挡操纵的可靠和轻便性，传输的平稳与效率等有着直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是加大其传输功率与重量比，并有着更加良好的性能和更小的装配空间。本设计是以一汽大众捷达变速器的数据为基础，在已有的发动机输出转矩，转速及最高车速，最大爬坡度等条件下，主要对变速器的齿轮结构参数以及轴的结构尺寸等进行设计计算，并对其传动方案和结构形式进行设计，同时对操纵机构和同步器进行设计，提高汽车的整体性能和燃油经济性。 1 绪论 1.1 选题的目的和意义 变速机构是除了发动机以外在汽车上的第二个重要机构，它的好坏会直接影响到车子的动力性和燃油经济性，其次，对于驾驶员来说，乘坐的舒适性也与汽车在换挡时的冲击量有关。车载人员的舒服与适应度和操作稳定度，很大一部分取决于变速器是否优良。 手动变速器在质量和参数上的改进会使汽车在燃油经济性和换挡平顺性方面有进一步的提高。 在轿车或货车部件的运行状态中，变速器主要有以下三个任务： 1.使其传动比率发生改变，包括传动时的转速和转矩，这样可以让汽车在耗油率较低的状态下运行。 2.在发动机输出转动力矩状态不发生变化情况中，让其可以倒退运行； 3.挂入空挡的状态下，汽车在不行驶的条件下保持发动机运转，且不进行动力传输，也可以挂入不同的档位，进行不同传动比的动力传输。 变换档位必须用手拨动拨叉完成，动力传递的比值发生变化，从而达到变速的目的。通俗来说，就是在驾驶过程中，我们踏下离合踏板时，才可拨得动变速杆。

机械设计基础习题

《机械设计基础》习题 机械设计部分 目录 8 机械零件设计概论 9 联接 10 齿轮传动 11 蜗杆传动 12 带传动 13 链传动 14 轴 15滑动轴承 16 滚动轴承 17 联轴器、离合器及制动器 18 弹簧 19机械传动系统设计 8机械零件设计概论 思考题 8-1 机械零件设计的基本要求是什么？ 8-2 什么叫失效？机械零件的主要失效形式有几种？各举一例说明。 8-3 什么是设计准则？设计准则的通式是什么？ 8-4 复习材料及热处理问题。复习公差与配合问题。 8-5 什么是零件的工艺性问题？主要包含哪几方面的问题？ 8-6 什么是变应力的循环特性？对称循环应力和脉动循环应力的循环特性为多少？8-7 什么是疲劳强度问题？如何确定疲劳极限和安全系数？ 8-8 主要的摩擦状态有哪四种？ 8-9 磨损过程分几个阶段？常见的磨损有哪几种？ 8-10 常见的润滑油加入方法有哪种？

9 联 接 思 考 题 9-1 螺纹的主要参数有哪些？螺距与导程有何不同？螺纹升角与哪些参数有关？ 9-2 为什么三角形螺纹多用于联接，而矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹多用于传动？为 什么多线螺纹主要用于传动？ 9-3 螺纹副的自锁条件是什么？理由是什么？ 9-4 试说明螺纹联接的主要类型和特点。 9-5 螺纹联接为什么要预紧？预紧力如何控制？ 9-6 螺纹联接为什么要防松？常见的防松方法有哪些？ 9-7 在紧螺栓联接强度计算中，为何要把螺栓所受的载荷增加30%？ 9-8 试分析比较普通螺栓联接和铰制孔螺栓联接的特点、失效形式和设计准则。 9-9 简述受轴向工作载荷紧螺栓联接的预紧力和残余预紧力的区别，并说明螺栓工作时所 受的总拉力为什么不等于预紧力和工作载荷之和。 9-10 简述滑动螺旋传动的主要特点及其应用。 9-11 平键联接有哪些失效形式？普通平键的截面尺寸和长度如何确定？ 9-12 为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔180°的位置，采用两个楔键时，相 隔90°～120°，而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？ 9-13 试比较平键和花键的相同点和不同点。 9-14 简述销联接、焊接、粘接、过盈联接、弹性环联接和成形联接的主要特点和应用场合。 习 题 9-1 试证明具有自锁性螺旋传动的效率恒小于50%。 9-2 试计算M24、M24×1.5螺纹的升角，并指出哪种螺纹的自锁性好。 9-3 图示为一升降机构，承受载荷F =150 kN ，采用梯形螺纹，d = 60 mm ，d 2 = 56 mm ，P = 8 mm ，线数n = 3。支撑面采用推力球轴承，升降台的上下移动处采用导向滚轮，它们的摩擦阻力近似为零。试计算： (1)工作台稳定上升时的效率（螺纹副当量摩擦系数为0.10）。 (2)稳定上升时加于螺杆上的力矩。 (3)若工作台以720 mm/min 的速度上升，试按稳定运转条件求螺杆所需转速和功率。 (4)欲使工作台在载荷F 作用下等速下降，是否需要制动装置？加于螺杆上的制动力矩是多少？ 题9-3图 题9-4图 题9-5图 9-4 图示起重吊 钩最大起重 量F = 50 kN ，吊钩材 料为35钢。牵曳力F R F F 导向滚轮 齿轮 制动轮 推力球轴承

汽车变速器设计说明书 毕业设计

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

变速器的设计计算

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和中心距将减小变速器的质量。 对于斜齿轮 m n =K m 3max e T 式中 m n ——齿轮模数 mm

K m ——为模数系数，一般K m =0.28~0.37。本设计中取K m =0.35。 将数值代入计算得 m n =1.919 mm,取m n =2。 对于直齿轮 m=K 1 m 3 1 T ? 式中 m——一挡齿轮模数 mm K 1 m ——一挡齿轮模数系数，一般K 1 m =0.28~0.37。本设计中取 K 1 m =0.30 T 1——一挡输出转矩，T 1 =T max e *i 1 i 1 ——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： 一档和倒挡的模数: m＝3mm； 二，三，四，五挡的模数：m n ＝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和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和表面接触强度。本设计中采用标准压力角α=20°。 （3）螺旋角β 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，齿轮的强度也相应提高。因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，β不宜过大，以15°~25°为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。 螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消，以减少轴荷，提高寿命。为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。

手动变速器毕业设计说明书

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。

三轴五档变速器设计说明书

.. . … 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)

齿轮传动强度设计计算

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 1.齿轮箱外形尺寸不变，n2=3600r/min， m2=4mm，求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P2=120*4/3KW 接触 体积不变，转速变化3600/3000，P2=120KW；
弯曲变化机理：齿形变大 接触变化机理：P=T*n/9550
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 2.齿轮箱齿数不变，n2=3600r/min， m2=4mm，求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW 接触 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW
2 2 2 2
弯曲变化机理：力臂和曲率半径增大 接触变化机理：单位齿宽负载和直径增大
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式： 弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联） 条件变化： 3.齿轮箱尺寸放大4/3倍，n2=3600r/min， 求P2？ 弯曲 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW 接触 模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW
2 2 3 3
弯曲变化机理：齿宽b，模数m增大 接触变化机理：齿宽b，模数m增大
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

汽车变速器设计报告

汽车变速器设计报告 姓名： 学号：

目录 一、1轴总成的创建 （1）1轴轴体 （2）1轴轴承 （3）同步锁环 （4）1轴总成 二、中间轴总成 （1）中间轴主体部分 （2）常啮合齿轮 （3）五档齿轮 （4）中间轴轴承 （5）中间轴总成 三、2轴总成 （1）2轴轴体 （2）5档齿轮、5档齿轮接合齿圈、2轴同步齿轮、接合套（3）螺母 （4）2轴总成 四、箱体箱盖总成及其二维工程图 五、变速箱装配总成及爆炸图。

通过对车辆数字化技术课程的学习，我们对数字化设计技术及汽车行业相关软件有了一些了解，这对我们的专业素养有很大的提升。在本次作业中，对一款完整的五档汽车变速箱的结构组成及工作原理进行了充分学习，使用Creo软件对此款变速箱的主体及五档部分结构进行了简略三维模型的创建。 本人主要分1轴总成、中间轴总成、2轴总成、箱体箱盖总成等几个部分对该变速器进行三维模型的创建。 一、 1 轴总成的创建 1轴总成大致有以下几个部分构成：1轴轴体、1轴轴承、同步锁环。 （1）1轴轴体 首先，选定平面草绘出该平面，进行旋转操作，即可得到1轴主体部分。然后合并已绘制好的1轴齿轮、1轴接合齿圈 （2）1轴轴承 草绘如图，旋转得到轴承内圈。 同理绘制轴承外圈，滚珠，并将三部分合并，得到1轴球轴承模型。 （3）同步锁环

（4）建立装配文件，将以上三个部分按位置装配，得到1轴总成。 二、中间轴总成 中间轴总成大致分为以下几部分：中间轴主体、常啮合齿轮、五档齿轮、中间轴轴承等。（1）中间轴主体 首先草绘此截面，进行扫描操作，然后进行倒角处理，得到中间轴主体部分。 （2）常啮合齿轮。针对齿轮，以此齿轮为例，详细记录一下建模过程如下。 ①设置齿轮参数。新建文件后进入三维实体建模的环境。然后选择菜单栏中“工具/参数” 选项，将齿轮的各参数依次添加到参数例表对话框中，如图1所示 ②创建基本草绘曲线。选取FRONT为草绘平面，单击“草绘”按钮进入二维草绘模式。 然后绘制4个任意尺寸的同心圆。分别为181.50mm，183.50mm，196mm，206mm

变速器设计说明书

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.

齿轮传动设计计算例题详解精选.

齿轮传动设计计算的步骤 （1）根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。 （2）分析失效形式，根据设计准则，设计m或d1； （3）选择齿轮的主要参数； （4）计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9-10或表9-11； （5）根据设计准则校核接触强度或弯曲强度； （6）校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等；（7）绘制齿轮零件工作图。

以下为设计齿轮传动的例题： 例题 试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW ，小齿轮转速n 1=950r/min ，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 解：（1）选择材料与精度等级 小轮选用45钢，调质，硬度为229~286HBS （表9-4）大轮选用45钢，正火，硬度为169~217HBS(表9-4)。因为是普通减速器，由表9-13选IT8级精度。因硬度小于350HBS ，属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。 （2）按接触疲劳强度设计 ①计算小轮传递的转矩为 T 1 =9.55×106 n1 P =9.55×106×95510 =105N ·mm ②载荷系数K 查表9-5取 K=1.1 ③齿数Z 和齿宽系数ψ d 取z 1=25，则 100254iz1z2=?== 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表9-12选取ψ d =1。 ④许用接触应力【 σ H 】 由图9-19（c ）查得 MPa H 5701 lim =σ MPa H 5302lim =σ 由9-7表查得S H =1 9h 11101.19=）8×5×52×10（×955×60=j 60=L n ?N ()8 9 1 2 10 34 1019.1i =N N ?=?= 查图9-18得 11 =Z N ， 1.082=Z N 由式（9-13）可得 []MPa H S Z H H N 5701570 11 lim 1 1=?= ?= σσ []MPa H S Z H H N 4.5721 530 08.12 lim 2 2 =?= ?=σσ 查表9-6得 MPa Z E 8.189=,故由式（9-14）得