变速器课程设计说明书
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电动汽车变速器设计---课程设计说明书
电动汽车变速器设计---课程设计说明书电动汽车变速器设计---课程设计说明书一、引言电动汽车变速器是电动汽车传动系统的核心组成部分之一，其设计关系到车辆的动力性能、能源利用率等重要指标。
本课程设计旨在通过对电动汽车变速器的设计过程进行详细阐述，使学生能够深入了解电动汽车变速器的工作原理、设计模式和优化方法，从而提升其设计能力。
二、需求分析2.1 汽车动力需求分析2.1.1 车辆类型和用途2.1.2 加速性能要求2.1.3 最大速度要求2.2 电机特性分析2.2.1 随转速变化的扭矩曲线2.2.2 额定转速和额定功率2.2.3 转速范围2.3 变速器设计要求分析2.3.1 换挡过程要求2.3.2 转速匹配要求2.3.3 效率和能耗要求三、变速器基本原理3.1 变速器工作原理概述3.2 常见的变速器类型3.2.1 手动变速器3.2.2 自动变速器3.2.3 CVT变速器四、电动汽车变速器设计过程4.1 变速器档位设计4.1.1 档位数量确定4.1.2 档位比确定4.1.3 齿轮参数计算4.2 变速器传动比设计4.2.1 传动比范围确定4.2.2 传动比选择4.2.3 变速器档位和传动比的匹配优化五、电动汽车变速器优化方法5.1 效率优化5.1.1 齿轮副传动效率优化5.1.2 摩擦材料的选择5.1.3 润滑和冷却系统设计5.2 换挡过程优化5.2.1 换挡时间缩短方法5.2.2 换挡舒适性优化六、法律名词及注释6.1 汽车动力系统法律规定6.2 电动汽车相关法规七、附件7.1 电动汽车变速器设计参数表7.2 变速器结构图纸7.3 齿轮参数计算表7.4 变速器装配过程示意图：本文档涉及的附件请参考附件部分，法律名词及注释请参考章节六，全文结束。
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/min2.电动机恒转矩区转矩: 200 Nm3.车辆主减速比：1.04.电动机额定转速时车辆速度：60 km/h5.车轮规格：205/55 R162.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.目录摘要Abstract第一章：绪论----------------------------------------------41、本课题研究的目的和意义-------------------------------------42、本课题研究现状和发展---------------------------------------43、电动汽车传动装置的特点-------------------------------------54、电动汽车变速器的功用和要求---------------------------------5 第二章：变速器的基本设计方案 ------------------------------71、变速器设计的基本要求---------------------------------------72、变速器各方案的分析与对比-----------------------------------9 第三章：变速器主要参数的选择 -----------------------------111、档数的选择-------------------------------------------------112、传动比的确定-----------------------------------------------113、传动比校核-------------------------------------------------124、中心距的计算-----------------------------------------------135、外型尺寸的确定---------------------------------------------13 第四章：变速器各档齿轮的设计计算-----------------—-------141、齿轮参数选择----------------------------------------------142、前进挡齿轮齿数确定----------------------------------------153、倒挡齿数确定----------------------------------------------164、降低齿轮啮合噪声处理--------------------------------------16 第五章：变速器轴的设计计算--------------------------------181、变速器轴的工艺要求----------------------------------------182、轴的直径计算----------------------------------------------18 第六章：变速器齿轮的校核----------------------------------201、齿轮的破坏形式--------------------------------------------202、各轴的转矩计算--------------------------------------------213、齿轮强度计算-----------------------------------------------21 第七章：变速器轴的的校核 ---------------------------------241、轴的刚度校核计算-------------------------------------------242、轴的强度校核计算-------------------------------------------25 第八章：变速器轴承的选择和校核----------------------------261、输入轴轴承选择与校核--------------------------------------262、输出轴轴承选择与校核--------------------------------------26 第九章：变速器同步器及操纵机构的选择----------------------27 第十章：变速器壳体的设计----------------------------------28 第十一章：参考文献 ---------------------------------------29摘要汽车变速器是汽车传动系统的主要组成部分，主要作用是将发动机的转矩经过改变后传递给主减速器，改变传动比扩大驱动轮转矩和转速范围，来试用不同的行驶条件。
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: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。
机械设计课程设计-两轴变速器设计说明书.docx
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。
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：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。
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 (3)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 (4)2.3.1确定第一档齿轮传动比 (4)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 (7)2.3.7确定第五档 (8)2.3.8确定倒挡 (8)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。
变速器课程设计说明书
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.......................................... 错误!未定义书签。
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)东北林业大学1第1章变速器的设计与计算1 方案的选择最高车速 120 Km/h整车总质量 4800 Kg最大功率 55 Kw最大转矩 201 N·m最大转矩转速 2250 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6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。
单级变速器课程设计
单级变速器课程设计一、教学目标本课程的教学目标是使学生掌握单级变速器的基本原理、结构特点和设计方法，培养学生具备分析和解决实际工程问题的能力。
具体目标如下：1.知识目标：（1）了解单级变速器的类型、工作原理和应用领域；（2）掌握单级变速器的结构组成及其功能；（3）熟悉单级变速器的设计步骤和计算方法。
2.技能目标：（1）能够分析单级变速器的工作过程；（2）具备单级变速器结构设计的能力；（3）掌握单级变速器参数计算的方法。
3.情感态度价值观目标：（1）培养学生对机械工程的兴趣和热情；（2）增强学生的创新意识和团队合作精神；（3）培养学生关注社会、关注环保的责任感。
二、教学内容本课程的教学内容主要包括以下几个方面：1.单级变速器的基本原理：介绍单级变速器的工作原理及其在不同领域的应用；2.单级变速器的结构组成：讲解单级变速器的各个组成部分，如齿轮、轴、轴承等，并分析其功能；3.单级变速器的设计方法：阐述单级变速器的设计步骤，包括齿轮参数计算、强度计算等；4.单级变速器的设计实例：分析实际工程中的单级变速器设计案例，让学生学会运用所学知识解决实际问题。
三、教学方法为了提高教学效果，本课程将采用多种教学方法相结合的方式进行教学：1.讲授法：通过讲解单级变速器的原理、结构和设计方法，使学生掌握基本知识；2.案例分析法：分析实际工程案例，让学生学会将理论知识应用于实际问题；3.实验法：学生进行单级变速器实验，增强学生对理论知识的理解和掌握；4.讨论法：学生进行分组讨论，培养学生的团队合作精神和沟通能力。
四、教学资源为了支持本课程的教学，我们将准备以下教学资源：1.教材：选用国内知名出版社出版的《单级变速器设计》教材；2.参考书：提供相关领域的参考书籍，供学生自主学习；3.多媒体资料：制作课件、视频等多媒体资料，丰富教学手段；4.实验设备：准备单级变速器实验设备，让学生亲自动手操作，提高实践能力。
五、教学评估本课程的教学评估将采用多元化的评估方式，以全面、客观地评价学生的学习成果。
6挡变速器课程设计说明书
目录传动方案的初步确定 (1)齿轮的形式 (1)换挡机构形式 (1)变速器轴承 (2)变速器传动结构布置 (2)变速器结构简图 (2)齿轮主要参数的确定 (3)齿轮齿数的确定 (4)倒挡齿轮齿数的确定 (11)齿轮刚度、强度及可靠性的计算 (12)轴尺寸的确定 (16)传动方案初步确定（1）变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经滚针轴承支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。
档位搞的齿轮采用常啮合齿轮传动，1挡采用滑动直齿轮传动。
（2）倒档利用率不高，而且都是在停车后在挂入倒档，因此可以采用支持滑动齿轮作为换挡方式。
倒挡齿轮采用联体齿轮，避免中间齿轮在最不利的正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，提高寿命，并使倒挡传动比有所增加，装在靠近支承出的中间轴1挡齿轮处。
齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。
两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造工艺复杂，工作时有轴向力。
变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。
直齿圆柱齿轮仅用于抵挡和倒挡。
换挡机构形式此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、移动啮合套换挡和同步器换挡三种形式。
采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴有噪声，不宜用于高档位。
为简化机构，降低成本，此变速器1挡、倒挡采用此种方式。
常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。
因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。
目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。
因此不适合用于本设计中的变速器，不采用啮合套换挡。
使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。
虽然结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，但为了降低驾驶员工作强度，降低操作难度，2挡以上都采用同步器换挡。
变速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。
单级变速器课程设计
单级变速器课程设计一、课程目标知识目标：1. 学生能理解单级变速器的基本结构、工作原理及功能；2. 学生能掌握单级变速器中齿轮传动比的计算方法；3. 学生能了解单级变速器在工程实际中的应用。
技能目标：1. 学生能运用所学知识，分析并解决单级变速器相关的问题；2. 学生能通过实际操作，熟练进行单级变速器的拆装、调试及维护；3. 学生能运用图表、数据等工具，对单级变速器的性能进行评价。
情感态度价值观目标：1. 培养学生对机械设备的兴趣和热爱，增强工程意识；2. 培养学生团队协作、沟通表达的能力，提高解决问题的自信心；3. 增强学生环保意识，认识到机械设备的节能、减排重要性。
课程性质：本课程为机械设计与制造专业课程，以理论与实践相结合的方式进行教学。
学生特点：学生为高二年级，具有一定的机械基础知识和动手能力。
教学要求：结合学生特点，注重实践操作，提高学生解决实际问题的能力。
将课程目标分解为具体的学习成果，便于教学设计和评估。
二、教学内容1. 单级变速器的基本结构：介绍单级变速器的组成部分，包括齿轮、轴、轴承、箱体等，并分析各部分的功能和相互关系。
教材章节：第二章第二节2. 单级变速器的工作原理：讲解齿轮传动比的计算方法，分析单级变速器如何实现速度和扭矩的调节。
教材章节：第二章第三节3. 单级变速器的拆装与调试：讲解拆装工具的使用方法，演示拆装过程，并指导学生进行实际操作。
教材章节：第三章第一节4. 单级变速器的维护与保养：介绍日常维护和保养方法，提高学生设备维护意识。
教材章节：第三章第二节5. 单级变速器在工程实际中的应用：分析单级变速器在各类机械设备中的应用案例，加深学生对知识的理解。
教材章节：第四章6. 性能评价与优化：教授学生如何运用图表、数据等工具对单级变速器的性能进行评价，并提出优化方案。
教材章节：第五章教学进度安排：本课程共计10课时，分配如下：1. 基本结构（1课时）2. 工作原理（2课时）3. 拆装与调试（3课时）4. 维护与保养（2课时）5. 应用案例分析（1课时）6. 性能评价与优化（1课时）教学内容确保科学性和系统性，结合实践操作，使学生更好地掌握单级变速器的相关知识。
最新变速器课程设计说明书
变速器课程设计说明书目录目录 0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确定 (2)5 中心距的选择 (4)6变速器的外形尺寸 (4)变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。
. 4货车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： (4)⨯==AL mm (4)5.3=5.3.625653737齿轮参数的选择 (4)8各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 (6)第2章变速器齿轮强度校核 (11)1齿轮材料的选择原则 (11)2变速器齿轮弯曲强度校核 (11)第3章轴的设计和校核 (17)1轴的结构和尺寸设计 (17)2初选轴的直径 (17)3轴的刚度计算 (17)4轴的强度计算 (20)第4章轴承的选择和校核 (30)1 中间轴轴承的选择与寿命计算 (30)2 输出轴轴承的选择与寿命计算 (31)参考文献 (33)第1章变速器的设计与计算1 方案的选择最高车速 120 Km/h整车总质量 4800 Kg最大功率 55 Kw最大转矩 201 N·m最大转矩转速 2250 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6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。
变速器课程设计说明书word文档
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。
变速器课程设计doc
变速器课程设计 doc一、课程目标知识目标：1. 让学生掌握变速器的基本原理，理解其工作方式和构造。
2. 使学生了解变速器在机械设备中的应用，明白不同变速器类型的特点和使用场合。
3. 引导学生掌握与变速器相关的物理概念，如速度、扭矩、传动比等。
技能目标：1. 培养学生运用变速器进行速度调整的能力，学会简单机械设备的速度匹配。
2. 提高学生实际操作变速器的能力，包括拆装、调试和维护。
3. 培养学生分析并解决变速器相关问题的能力。
情感态度价值观目标：1. 培养学生对变速器及其在工程领域重要性的认识，提高学生的学习兴趣。
2. 培养学生的团队合作精神，学会在小组合作中分享观点，共同解决问题。
3. 强化学生的安全意识，让他们在操作变速器过程中养成良好的安全习惯。
分析课程性质、学生特点和教学要求，本课程旨在让学生掌握变速器的基本知识和操作技能，培养他们在实际应用中解决问题的能力。
课程目标分解为具体学习成果，以便后续教学设计和评估。
通过本课程的学习，使学生能够理论联系实际，为未来从事机械设备相关领域工作打下坚实基础。
二、教学内容1. 变速器基本原理：介绍变速器的工作原理，包括齿轮传动、带传动、链传动等；分析变速器在机械设备中的作用。
教材章节：第二章“变速器的结构与原理”2. 变速器类型及特点：讲解不同类型的变速器，如定轴齿轮变速器、行星齿轮变速器、无级变速器等，及其各自的特点和应用场合。
教材章节：第三章“变速器的类型与选用”3. 变速器相关物理概念：阐述速度、扭矩、传动比等物理概念，及其在变速器中的应用。
教材章节：第一章“机械基础”4. 变速器操作与维护：介绍变速器的拆装、调试、维护方法，以及操作过程中的安全注意事项。
教材章节：第四章“变速器的操作与维护”5. 变速器应用案例分析：分析实际机械设备中变速器的应用案例，让学生了解变速器在实际工作中的重要性。
教材章节：第五章“变速器应用案例”教学内容按照教学大纲安排和进度进行，保证科学性和系统性。
变速器设计说明书 - 课程设计毕业设计使用
变速器设计说明书 - 课程设计、毕业设计使用目录前言 ..........................................................................1 1 总体方案设计 (3)1.1 汽车参数的选择 ............................................ 3 1.2 变速器设计应满足的基本要求 .. (3)2 变速器传动机构布置方案 (4)2.1 传动机构布置方案分析 ...................................... 4 2.1.1 固定轴式变速器 ....................................... 4 2.1.2 倒挡布置方案 ......................................... 5 2.1.3 其他问题 (7)3 零部件结构方案分析 (8)3.1 齿轮形式 .................................................. 8 3.2 换挡机构形式 .............................................. 8 3.3 变速器轴承 (10)4变速器设计和计算 (11)4.1 挡数 ..................................................... 11 4.2 传动比范围 ............................................... 11 4.3 中心距A ................................................. 11 4.4 外形尺寸 ................................................. 12 4.5 轴的直径 ................................................. 12 4.6 齿轮参数 (12)Ⅰ4.6.1 模数的选取 .......................................... 12 4.6.2 压力角? ............................................ 13 4.6.3 螺旋角? ............................................ 13 4.6.4 齿宽b .............................................. 14 4.6.5 变位系数的选择原则 .................................. 15 4.7 各挡齿轮齿数的分配 ....................................... 16 4.7.1 确定一挡齿轮的齿数 .................................. 16 4.7.2 对中心距进行修正 .................................... 17 4.7.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数 .......................... 17 4.7.4 确定其他各挡的齿数 .................................. 17 4.7.5 确定倒挡齿轮齿数 (18)5 变速器的校核 (19)5.1 齿轮的损坏形式 ........................................... 19 5.2 齿轮强度计算 ............................................. 19 5.2.1 齿轮弯曲强度计算 .................................... 19 5.2.2 轮齿接触应力计算 .................................... 21 5.2.3 轴的强度计算 (23)6 同步器的选型 (26)6.1 锁销式同步器 ............................................. 26 6.1.1 锁销式同步器结构 .................................... 26 6.1.2 锁销式同步器工作原理 ................................ 27 6.2 锁环式同步器 (27)Ⅱ6.2.1 锁环式同步器结构 .................................... 27 6.2.2 锁环式同步器工作原理 ................................ 28 6.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 .. (29)7 变速器操纵机构 (32)7.1 直接操纵手动换挡变速器 ................................... 32 7.2 远距离操纵手动换挡变速器 (32)参考文献 (33)Ⅰ前言现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。
两轴式变速器课程设计说明书
摘要汽车传动系是汽车的核心组成部分。
其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。
变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。
变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡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。
随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。
本设计以现有企业正在生产的车型CA7220变速器为基础，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算；并对变速器的传动方案和结构形式进行设计；同时对操纵机构和同步器的结构进行设计；从而提高汽车的整体性能。
关键词：变速器；齿轮；同步器；设计；结构目录第1章绪论 (3)1.1概述 (3)1.1.1 .................................... 汽车变速器的设计要求 31.1.2国内外汽车变速器的发展现状 (2)1.2设计的内容及方法 (2)第2章变速器传动机构与操纵机构 (5)2.1变速器传动机构布置方案 (5)2.1.1 ................................ 变速器传动方案分析与选择 52.1.2 ............................................ 倒档布置方案 52.1.3 ...................................... 零部件结构方案分析 62.2变速器操纵机构布置方案 (5)2.2.1 .................................................... 概述 52.3本章小结 (6)第3章变速器的设计与计算 (7)3.1变速器主要参数的选择 (9)3.1.1 .................................................... 档数 73.1.2 .............................................. 传动比范围 73.1.3 .................................. 变速器各档传动比的确定 73.1.4 ............................................ 中心距的选择 103.1.5 ........................................ 变速器的外形尺寸 103.1.6 .......................................... 齿轮参数的选择 123.1.7 ........................ 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 113.1.8 ...................... 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 183.19总结各档齿轮参数 (18)3.2变速器齿轮强度校核 (19)3.2.1 ...................................... 齿轮材料的选择原则 193.2.2 .................................. 变速器齿轮弯曲强度校核 183.2.3 ........................................ 轮齿接触应力校核 243.2.4 .......................................... 倒档齿轮的校核 283.3轴的结构和尺寸设计 (27)3.3.1 ............................................ 初选轴的直径 273.4轴的强度验算 (28)3.4.1 ............................................ 轴的刚度计算 283.4.2 ............................................ 轴的强度计算 363.5轴承选择与寿命计算 (39)3.5.1 .............................. 输入轴轴承的选择与寿命计算 433.5.2 .............................. 输出轴轴承的选择与寿命计算 443.6本章小结 (45)第4章变速器同步器及结构元件设计 (44)4.1同步器设计 (44)4.1.1 ...................................... 同步器的功用及分类 444.1.2 ............................................ 惯性式同步器 444.1.3 .............................. 锁环式同步器主要尺寸的确定 454.1.4 .......................................... 主要参数的确定 464.2变速器壳体 (48)4.3本章小结 (48)结论 (49)参考文献 (50)致谢 (53)第1章绪论1.1 概述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。
变速器说明书
5+1变速器说明书(总22页)--本页仅作为文档封面，使用时请直接删除即可----内页可以根据需求调整合适字体及大小--车辆与交通工程学院课程设计说明书设计类型专业课程设计设计题目 5+1档变速器设计（有超速档）姓名院系车辆与交通工程学院完成日期指导教师目录第一章机械式变速器方案的确定................................ 错误!未定义书签。
§变速器传动机构布置方案的确定......................... 错误!未定义书签。
§变速器主要参数的选择.................................. 错误!未定义书签。
第二章变速器的设计与计算.................................... 错误!未定义书签。
§轮齿强度计算......................................... 错误!未定义书签。
§轴的计算.............................................. 错误!未定义书签。
§轴上花键的计算....................................... 错误!未定义书签。
第三章变速器同步器的设计.................................... 错误!未定义书签。
§同步器的结构......................................... 错误!未定义书签。
§同步环主要参数的确定................................. 错误!未定义书签。
第四章变速器的操纵机构...................................... 错误!未定义书签。
第五章润滑与密封............................................ 错误!未定义书签。
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课程设计说明书题目：机械变速器传动机构设计学生姓名：潘东学号： 20080711系部名称：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程B08-1班指导教师：李涵武王永梅职称：教授讲师二○一一年十二月二十六日目录第一章基本数据选择 (01)1.1设计初始数据 (01)1.1.1变速器各挡传动比的确定 (02)1.1.2中心距 (03)1.2齿轮参数 (04)1.3各挡齿轮齿数的分配 (05)第二章齿轮校核 (17)2.1齿轮材料的选择原则 (17)2.2计算各轴的转矩 (18)2.3齿轮强度计算 (18)2.3.1齿轮弯曲强度计算 (18)2.3.2齿轮接触应力 (22)2.4计算各挡齿轮的受力 (23)第三章轴及轴上支撑件的校核 (24)3.2轴的强度计算 (26)3.2.1初选轴的直径 (29)3.2.2轴的强度校核 (30)3.3轴承及轴承校核 (32)3.3.1一轴轴承校核 (36)3.3.2中间轴轴承校核 (38)第一章 数据计算1.1设计初始数据：（方案二）学号：24最高车速：max a U =94+2×(24-25)=92Km/h 发动机功率：max e P =124+(24-25)=123KW 转矩：max e T =560+5×(24-25)=555Nm 总质量：m a =9410+50×(24-25)=9360Kg转矩转速：n T=1400+50×(24-20)=1200r/min 车轮：9.00-20r ≈R=(9×2+20)/2=19×25.4=482.6mm 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 = 0.377max 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 a x g i —变速器最大传动比 0i —主减速器传动比p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×1200=1680～2400r/min max e T =9549×pe n P maxα （式中α=1.1～1.3，取α=1.2）所以，p n =9549×(1.1~1.3) ×123/555=2327.89~2751.14r/min 取p n =2500r/min主减速器传动比0i =0.377×maxmax Ua i r n g p =0.377×9248.02500⨯=5单极主减速器，取η=95%， 轻型商用车1g i 在5.0~8.0范围，g η=96%， T η=η×T η=90%×96%=91%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dtdum Gi 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；max e T —发动机最大转矩，max e T =555N .m ；0i —主减速器传动比，0i =5；T η—传动系效率，T η=91%； r —车轮半径，r =0.48m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.02；α—爬坡度，取α=16.7°%9161.519841.07.16sin 7.16cos 02.08.940761⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =7.237②满足附着条件。
≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 由①②得7.237≤1g i ≤8.49；所以，取1g i =8 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 ====54433221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 =41n 1-=g i q =48=1.682所以其他各挡传动比为：2g i =3q =4.759，3g i =2q =2.829 4g i =q =1.6821.1.2 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= （1.3）式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，商用车：A K =8.6～9.6，取9.0 ；max e T —发动机最大转矩（N .m ）； 1i —变速器一挡传动比，1g i =8.0；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max e T =555N .m 。
则，31max g e A i T K A η==139.44~155.65（mm ）初选中心距A =150mm 。
1.2 齿轮参数1、模数 齿轮的模数定为4.0mm 。
2、压力角α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货车变速器螺旋角：18°～26° 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为23° 4、齿宽b直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.0。
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1.00。
1.3 各挡齿轮齿数的分配图1.3.1变速器传动示意图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 =13，一挡齿轮为斜齿轮。
一挡传动比为101921g Z Z Z Z i =（1.4） 为了求9Z ，10Z 的齿数，先求其齿数和h Z ，斜齿n h m A Z βcos 2=（1.5） =423cos 1502︒⨯ =69.03 取整为70即9Z =h Z -10Z =70-13=57 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。
109n0cos 2m A -=βhZ=152.09mm 取整为A=154mm 。
计算β精确值：A=10ncos 2mβhZ ︒=∴-26.24109β对一档齿轮进行变位：端面压力角 t α： tan t α=tan n α/cos 10β t α∴=21.82° 啮合角 ,t α： cos ,t α=t oAA αcos =0.939 ,t α∴=23.53° 变位系数之和 ()()nt ,t 109n tan 2αααξinv inv z z -+=∑=0.488385.41357109===z z U 55.010=ξ 062.0-55.0488.09=-=ξ一挡齿轮参数： 式子：n0n /m A A y ）（-==0.478n n n y y -=∆∑ξ=0.488-0.478=0.01分度圆直径 1099n 9cos /m -=βz d =251mm 10910n 10cos /m -=βz d =57mm 齿顶高 ()n n 9an 9y h m h a ∆-+=*ξ=4.0mm ()n n 10an 10y h m h a ∆-+=*ξ=6.0mm齿根高 ()n 9an 9h m c h f ξ-+=**=5.0mm ()n 10an 10h m c h f ξ-+=**=3.0mm齿全高 9f a9h h +=h =9mm 齿顶圆直径 99a92a h d d +==259mm 10a 10102h d d a +==69mm 齿根圆直径 9992f f h d d -==241mm 1010102f f h d d -==51mm 当量齿数109399v cos /z z -=β=75.910931010v cos /z z -=β=17.31节圆直径 mm z z z Ad 8.25021099'9=+=mm d r 4.12521'9'9==mm z z z Ad 2.57210910'10=+=mm d r 6.2821'10'10==3、确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比9101g 12Z Z i Z Z = （1.6） =57138⨯=1.825 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，初选21-β=︒20，即 ()2121cos 2-+=βZ Z m A n （1.7） nm A Z Z 2121cos 2-=+β=420cos 1542︒⨯=72由式（1.6）、（1.7）得1Z =25.48，2Z =46.52取整为1Z =25，2Z =47，则：101921gZ Z Z Z i ='=25134757⨯⨯=8.24≈1g i =8 对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()2121c o s 2-+=βZ Z m A n o =153.24mm 取整A=154mm计算β精确值：A=2ncos 2m βhZ ︒=∴-76.2021β端面压力角 tan t α=tan n α/cos 21-β t α=21.27°端面啮合角 t ot AA ααc o s c o s ,= ︒=98.21,t α变位系数之和 ()()nt t i n v i n v z z αααξt a n 2,21n -+=∑=0.195查变位系数线图得： 88.1254712===z z U 28.01=ξ 085.028.0195.02-=-=ξ式中：n 0n /m A A y ）（-==0.19 n n n y y -=∆∑ξ=0.195-0.19= 0.005 常啮合齿轮参数：分度圆直径 2111c o s -=βnm z d =107mm2122c o s -=βnm z d =201mm齿顶高 ()n n 1an 1y h m h a ∆-+=*ξ=5.1mm ()n n 2an 10y h m h a ∆-+=*ξ==3.6mm 齿根高 ()n 1n an 1h m c h f ξ-+=**=3.9mm ()n2nan2hm c h f ξ-+=**=5.4mm齿全高 1f a1h h +=h =9.0mm 齿顶圆直径 11a12a h d d +==117.2mm 2a 222h d d a +==208.2mm 齿根圆直径 1112f f h d d -==99.2mm 2222f f h d d -==190.2mm 当量齿数：21311v cos /z z -=β=30.5821322v c o s /z z -=β=57.5节圆直径 mm z z z Ad 9.1062211'1=+=mm d r 45.5321'1'1==mm z z z Ad 06.2012212'2=+= mm d r 53.10021'2'2==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°81722Z Z Z Z i =（1.8） 21287Z Z i Z Z ==4725759.4⨯=2.53()887n cos 2βZ Z m A +=（1.9）n887cos 2m A Z Z β=+=72 由式（1.8）、（1.9）得7Z =51.6，8Z =20.4取整为7Z =53，8Z =19则，81722Z Z Z Z i ='=19255347⨯⨯=5.24≈2g i =4.259 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()8787c o s 2-+=βZ Z m A n o =153.24mm 取整A=154mm 求8β的精确值：()887cos 2βZ Z m A n +=8β=20.76°端面压力角 tan t α=tan n α/cos 8β t α=20.76°端面啮合角 t ot AA ααc o s c o s ,= ︒=98.21,t α变位系数之和 ()nt ,t 87n t a n 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑i n v i n v z z=0.1957.2195387===z z U 8ξ=0.36 7ξ=0.195-0.36=-0.165 二挡齿轮参数：式中：n 0n /m A A y ）（-==0.19 n n n y y -=∆∑ξ=0.05 分度圆直径 8777cos -=βnm z d =226.7mm8788c o s -=βnm z d =81.3mm齿顶高 ()n n 7an 7y h m h a ∆-+=*ξ=3.3mm ()n n 8an 8y h m h a ∆-+=*ξ=5.4mm齿根高 ()n 7n an 7h m c h f ξ-+=**=5.7mm ()n8nan2hm c h f ξ-+=**=3.6mm齿全高 7f a7h h +=h =9mm齿顶圆直径 77a72a h d d +==233.3mm 8a 882h d d a +==92.1mm 齿根圆直径 7772f f h d d -==215.3mm 8882f f h d d -==74.1mm 当量齿数：8377v cos /z z β==64.848388v cos /z z β==23.24节圆直径 mm z z z Ad 7.2262877'7=+= mm d r 35.11321'7'7==mm z z z A d 3.812878'8=+= mm d r 65.4021'8'8==（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选6β=20°21365Z Zi Z Z = （1.10）=4725829.2⨯ =1.5()6565cos 2-+=βZ Z m A n （3.11）由式（3.10）、（3.11）得5Z =43.2，6Z =28.8 取整5Z =43，6Z =2961523Z Z Z Z i =' =29254347⨯⨯=2.788≈3i =2.829 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 ()6565c o s 2-+=βZ Z m A n o =153.24mm 取整A=154mm求6β的精确值：()6565cos 2-+=βZ Z m A n 65-β=20.76°端面压力角 tan t α=tan n α/cos 65-β t α=21.27°端面啮合角 t ot AA ααc o s c o s ,= ︒=98.21,t α变位系数之和 ()nt ,t 65n t a n 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑i n v i n v z z=0.19548.1294365===z z U 6ξ=0.15 5ξ=0.045 三挡齿轮参数：式中：n 0n /m A A y ）（-==0.19 n n n y y -=∆∑ξ=0.005分度圆直径 6555c o s -=βnm z d =184mm666c o s βnm z d ==124mm 齿顶高 ()n n 5an 5y h m h a ∆-+=*ξ=4.2mm ()n n 6an 6y h m h a ∆-+=*ξ=4.6mm齿根高 ()n 5n an 5h m c h f ξ-+=**=4.8mm ()n6nan6hm c h f ξ-+=**=4.4mm齿全高 5f a5h h +=h =9mm齿顶圆直径 55a52a h d d +==192.4mm 6a 662h d d a +==133.2mm 齿根圆直径 5552f f h d d -==174.4mm 6662f f h d d -==115.2mm 当量齿数 6355v c o s /z z β==52.6 6366v c o s /z z β==35.48节圆直径 mm z z z Ad 9.1832655'5=+= mm d r 95.9121'5'5==mm z z z Ad 06.1242656'6=+= mm d r 03.6221'6'6==（3）四挡齿轮为斜齿轮，21443Z Zi Z Z = （1.12）=4725682.1⨯=0.89()665cos 2βZ Z m A n +=（1.13）由（1.12）、（1.13）得3Z =33.91，4Z =38.09， 取整3Z =35，4Z =37则： 41324Z Z Z Z i =' =37253547⨯⨯=1.78≈4i =1.682对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()4343c o s 2-+=βZ Z m A n o =153.24mm 取整A=154mm求螺旋角4β的精确值：()4343cos 2-+=βZ Z m A n 4β=20.76°端面压力角 tan t α=tan n α/cos 43-β t α=21.27°端面啮合角 t ot AA ααc o s c o s ,= ︒=98.21,t α变位系数之和 ()nt ,t 43n t a n 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑i n v i n v z z=0.19506.1353734===z z U 3ξ=0.12 4ξ=0.075 四挡齿轮参数：式中：n 0n /m A A y ）（-==0.19 n n n y y -=∆∑ξ=0.005分度圆直径 4333c o s -=βnm z d =150mm4344c o s -=βnm z d =158mm齿顶高 ()n n 3an 3y h m h a ∆-+=*ξ=4.5mm ()n n 4an 4y h m h a ∆-+=*ξ=4.3mm 齿根高 ()n 3n an 3h m c h f ξ-+=**=4.5mm()n 4n an 4h m c h f ξ-+=**=4.3mm 齿全高 3f a3h h +=h =9.0mm 齿顶圆直径 33a32a h d d +==159mm 4a 442h d d a +==166.6mm 齿根圆直径 3332f f h d d -==141mm 4442f f h d d -==148.6mm 当量齿数 4333v c o s /z z β==42.82 4344v c o s /z z β==42.27节圆直径 mm z z z Ad 7.1492433'3=+= mm d r 85.7421'3'3==mm z z z Ad 3.1582434'4=+= mm d r 15.7921'4'4==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 。