目录第一章 数据计算1.1 设计初始数据……………………………………………21.2 齿轮参数………………………………………………… 51.3 各档齿轮齿数的分配…………………………………… 6第二章 齿轮校核2.1 齿轮材料的选择原则……………………………………142.2 计算各轴的转矩…………………………………………152.3 轮齿强度计算……………………………………………15第三章 轴及轴上支承的校核3.1 轴的工艺要求……………………………………………173.2 轴的强度计算……………………………………………17第一章 数据计算1.1设计初始数据：（方案一）学号：17最高车速：U =169+17=186Km/hamax发动机功率： P =75+17=92KWe max转矩：T =170-17 X1=153Nme max总质量：ma=1710+17X2=1744Kg转矩转速：n=3200r/min车轮：185/60R14Sr~R=14X2.54X 10/2+0.6X 185=298.88mm1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则i =0.8 （取值范围在0.7〜0.8）g5nrU = 0.377 p—a max i ig max 0式中： U —最高车速amaxn —发动机最大功率转速pr —车轮半径i —变速器最大传动比g maxi —主减速器传动比06400r/minn / n =1.4〜2.0 即 n = （1.4〜2.0）X3200=4480^p T pa PT =9549 X 卄 （式中 a =1.1 〜1.3,取 a =1.2）e max n乘用车最高车速高， n 值躲在 4000r/min 以上(汽车设计 P29)p取 n =6000r/minpnr主减速器传动比 i =0.377 X — =0.377 X 6000 X 0.29/0.8 X 186=4.4080 i ig max 0最大传动比 i 的选择：g1①满足最大爬坡度。
根据汽车行驶方程式T i i nemax g 0 T=f兀驚+Gi+碍t1.1)汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为T i inemax g 0 T = Gfcosa + Gsina (1.2)r即，. Gr ( fcosa + sina)i >g1 T i ntq 0 T式中：G—作用在汽车上的重力,G = mg ， m —汽车质量， g —重力加速度, G = mg =1744X9.8=17091N；T —发动机最大转矩, T =153N.m；e max e maxi —主减速器传动比, i =4.408； 00n —传动系效率, n =86%(取值在 85%~90%)； TTr —车轮半径, r =0.29m；f —滚动阻力系数,对于货车取 f =0.01；a —爬坡度，取a =16.7°i 21744X9.8X0.29X (0.001X0.958+0.287)/153 X 4.408 X 86% 0i ±2.5340②满足附着条件rri • •T i i耳emax g 1 0 Tr z2在沥青混凝土干路面，申=0.7〜0.8,取9=0.75即 i <0.29 X 1744 X 9.8 X 0.958 X 0.75/153 X 4.408 X 86%=6.14g1由①②得2.53W i <6.14；g1又因为乘用车i =3.0〜4.5；g1所以，取 i =3.6g1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： iiii吐=丄=g3 = g4 = q iiiig 2 g3 g 4 g5式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为:由 i 二q4Xi 得出：q=1.456 g1 g5所以其他各挡传动比为：一档二档三挡四档五档3.62.4691.6961.1650.81.1.2 中心距 A 初选中心距时，可根据下述经验公式A = K &__(1.3)A e max 1 g式中：A 一变速器中心距(mm)；K —中心距系数，(乘用车：K =8.9〜9.3)； AAT —发动机最大转矩( T =153N.m)；e max e maxi —变速器一挡传动比， i =3.6 ；1 g1耳一变速器传动效率，取96% ；g贝V， A = K 3：T i 耳A F e max 1 g= (8.9-9.3)V153x3. &<96^=71.97〜75.20 (mm)初选中心距A =72mm。
1. 2齿轮参数1、 模数齿轮的模数定为3.0mm2、 压力角a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0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b二km , k为齿宽系数，取为4.5〜8.0,取7.0；c c斜齿b二km , k取为6.0〜8.5，取7.0c n c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 4mm5、 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 o以下齿轮变位系数均查下表得出: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Z一挡传动比为i = a ( 1.4)gi Zi为了求Z , Z的齿数，先求其齿数和Z ,1 2 h斜齿Z 二 2Acos0 (1.5)h mn2-72cus23'-:= 2 =44.18 取整为 45Z+Z =Z1 2 hZ=10 Z =45-10=351 22、对中心距A进行修正因为计算齿数和Z后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ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h数分配的依据。
m zA =——n_h =73.33mm 取整为 A=74mm0 2cos0对一挡齿轮进行角度变位:端面啮合角 a : tan a =tan a /cos 0t t n 10:.a =21.57°tcos a, = o cos a =0.921t A t.a ,=22.96°t变位系数根据下图查出：g 二 0.7137 二 3.3611g = 0.51 g = 0.71 - 0.51 = 0.201 2.•.0 二 24.30hem Z计算0精确值：A二2cos010一挡齿轮参数:分度圆直径d = m z /cosp =3X 10/cos24.60° =32.00mm1 n 1d = m z /cosp =3X37/cos24.60° =112.00mm22齿顶高ha1* + g — Ayan 1=3.34mmnnha2* +g — Ayan 2m =2.25mmnn式中：y =(A — A ) /m = (74-73.33) /3=0.22 n0Ay — y =0.72-0.22=0.50n n工 n齿根高hf1hf2=H * + C * —g an兀m =2.22mm1n* + c * —g anm =3.12mm2n齿顶圆直径d = d + 2h =38.60mm a1 1a1:=da 2 = d + 2h =116.26mm齿根圆直径2 a2d = d — 2h =27.56mmf 1 1 f 1d = d — 2h =105.76mm f 2 2 f23、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 P =21 °7—8Z—~4Z31.8)1.9)2A cos P2Ac°邛& =44.81 取整为 45由式(1.8)、(1.9)得乙=12.972,取整为Z =13, Z =45-13=323 7 4Z则，i '二亠=32/13=2.4622Z3对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距A m(Z + Z)A = n——3 4 =72.302mmo 2 cos P端面压力角tana =tana /cos P tna =21.30°t端面啮合角Acos a, = o cos at A t二 22.90。
a ,t=2.49变位系数之和z—74z334142.429g =0.463g =0.254求 P 的精确值：8P =22.62°8m 6 + Z)—n 3 4-2 cos P8二挡齿轮参数：分度圆直径zm―37 亠=42.16mmcos P齿顶高ha3式中：齿根高齿顶圆直径ha4d=4 n=103.78mm4cos P7 - 8\+g- A y m=3.24mm3nn、+g- A y m=2.61mm3=0.23*annn*an 4y =(A — A )/mn 0 nnnh二 h *+c*-gm =2.37mmf3ann3nh二 h *+c*-gm =3.00mmf4ann4nd 二d+2h=48.64mma33a3d 二d+2h=109.06mma44a4Ay = g - y =0.38齿根圆直径d = d - 2h =37.42mmf 3 3 f 3d = d - 2h =97.78mmf 4 4 f 4(2)三挡齿轮为斜齿轮，初选0 =23°6Z1.10)6 = iZ 35Z6=1.696Z565二 2A cos 0 =44.18 取整为 453.11)由式(3.10)、(3.11)得Z =16.69,5取整Z =17,5Z =286对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距端面压力角端面啮合角i'3ZZ6 =28/17=1.6275+ J=73.32mm2 cos 0取整 A=74tan a =tan a /cos 0 =0.395 tna =21.57°tA 79cos a, = o cos a = cos 21. 57° =0.92 tt 78.21a,t二 22. 97。
二 0.72变位系数之和U =红= =1. 667z 185g =0.415g =0.72-0.41=0.316求 0 的精确值： A6m G + Z)—n 5 6—2 cos 00 =24.30°三挡齿轮参数：分度圆直径zm―5 齐=54.40mmcos 0zm—6 齐=89.60mmcos 0齿顶高ha5- Ay m =2.76mmnnha6+ g -Ay 尿=2.46mm6 n n式中：y =(A -A ) /m =0.23n 0 n齿根高齿顶圆直径齿根圆直径Ay = g - y =0.49n n工 n(* + c * -g h =2.52mm an n 5 n(* + c * - g =2.82mman n 6 nhf5hf6d = d + 2h =59.92mm a5a5da6=d + 2h =94.52mm6 a6df5=d 一 2h =49.36mm5 f 5df6=d - 2h =83.96mm6 f 63）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角04=24°Z1.12)8 = iZ 47Z8=1.165Z72A cos 0 (1.13)mnZh=44由( 1.12)、(1.13)得乙=20.32,7取整Z =21, Z =44-21=2378对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距叫^7 + Z」=72.25mm 取整 A=73mm2 cos p端面压力角tan a =tan a /cos P =0.39tna =21.72°t端面啮合角A 77.17cos a, = o cos a = cos 21.72° =0.919 A78a,t23. 20。
二 0.74变位系数之和z-^7z8I 二1-136g =0.387g =0.74-0.38=0.368求螺旋角 P 的精确值：4m Z + —n 7 2 cos P=25.33°四挡齿轮参数：分度圆直径z——7cos=69.68mmzm8 齐=76.33mmcos P齿顶高ha7* + gan 3一 Ay 血=2.76mmnn式中：齿根高ha8* + gan 4一 Ay m =2.70mmnny =(A -A ) /m =0.25n 0 nAy = g - y =0.49n n工 n* + c * - g m =2.61mm an n 7 nhf7h = h *8 an+ c * n一 g 88m =2.67mmn齿顶圆直径d=d +2h=75.03mma77a7d=d +2h=81.55mma88a8齿根圆直径d=d 一2h=64.47mmf77f7df8= d 一82hf8=70.99mm(4)五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角0 =22°Z1.13）1.12）io = iZ 59Z10=0.8Z92A cos 0mnZh=45由（ 1.12）、（1.13）得乙=25,9Z =45-25=208对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 Ao召 9 102 cos 0）=72.80mm取整 A=73mm端面压力角 tan a =tan a /cos 0 =0.39tna =21.43tA 77.65端面啮合角 cos a, = o cos a = cos 21. 43° =0.92t A t 78at, = 22°变位系数之和g = 0.32n Xz21U = 10= =0. 78z927g =0.24 g =0.32-0.24=0.089 10G Z)求螺旋角0的精确值：A = _7 8 =0.923 0 =22.61°4 2 cos 0四挡齿轮参数：分度圆直径zmd 二 9 n =81.08mm9 cos 0d10zm—10 n cos 0=64.86mm齿顶高ha9ha10C* + - Ay h =2.97mman 3 n nC * + - Ay h =2.47mman 4 n n式中：y =(A-A )/m =0.07n 0 n齿根高齿顶圆直径齿根圆直径Ay = g - y =0.25n R工 nh 二 h* + c * - g m =2.03f 9 an n 97 nh 二 h* + c * - g 召=3.51mm10 an n 10 nd 二 d + 2h =87.02a9 9 a9d 二 d + 2h =69.8010 10 a10d 二 d — 2h =75.02f 9 9 f 9d 二 d — 2h =57.84f10 10 f 104、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Z的齿数一般在21〜23之间,13初选Z后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。
初选Z =23，Z =13，则:12 13 12A, = m(Z + Z )2 12 13=54mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和1 1的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径D 应为e11e12 + 0.5 +2D 二 2 A - D -1e11 e12=2x77 —3 X （14+2） —1=105mm7 _D 2Z — eH — 2nm取 Z11=30=105 —2 3=30计算倒挡轴和第二轴的中心距A4 m（z + z ）A” — 1324 x（22 + 33）=110mm计算倒挡传动比zz—-^3 X 卜zz12 13=23 x 30=14 x 23z 23U — ^3 — — 1.64z 1412z 33U —红— —1.43z 2313=2.35g =0.24 g =-0.2412 13g =0.2411第二章 齿轮校核2.1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S350HBS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：m < 3.5时渗碳层深度0.8〜1.2法m > 3.5时渗碳层深度0.9〜1.3法m > 5时渗碳层深度 1.0〜1.3法表面硬度HRC58〜63 ；心部硬度HRC33〜48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；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 25CrMnMO， 20CrNiMO， 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］2.2 计 算 各轴的转矩发动机最大扭矩为171N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴 承传动效率 96%I 轴 T = T 耳」=153 X 99% X 96%=145.411 Nm1 e max 离 承II轴 一挡 T 二 Tn n i =145.411x0.96x0.99x35/10=483.695 N.m1 承 齿 12.3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bw图2.1齿形系数图(1) 一挡斜齿圆柱齿轮：m = 3mm，0 = 23°nFKb = i b w btyK£K ——应力集中系数，可近似取1.5bK——重合度影响系数，取2.0£b 齿宽(mm),取19t 端面齿距(mm),兀my ——齿形系数，取0.141当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩 T 时，许用应力在e max180〜350MPa,所以弯曲强度满足要求。
1轮齿接触应力bjfe . 1 rb = 0.418 ( + )j b p pz b式中：b —为轮齿的接触应力，N/mm2 ；jF — 为齿面上的法向力， N ；« —为节点处压力角，；E —为齿轮材料的弹性模量， N/mm2；b一为齿轮接触的实际宽度，mm ；p、P —为主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm zb（1）I挡直齿轮接触应力bj=0.418,■10082.2 x 2.1 x 10521（丄 + 丄）=1960MPa5.8 19.2p = r sin a、p = r sin a其中 z z b b将作用在变速器第一轴上的载荷 T / 2 作为计算载荷时，对于渗碳齿e m ax轮，一挡和倒挡的许用接触应力为1900〜2000MPa，所以强度满足要求第三章 轴及轴上支承的校核3.1 轴 的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴变速器第二轴视结构不同，可采 用渗碳、高频、氰化等热处理方法对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰 化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理 ［14］第二轴 上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在 HRC58〜63，表面光洁度不低于▽ 8［15］。
对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于▽ 7, 并规定其端面摆差一根轴上的同心直径应可控制其不同心度［16］对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少［17］3.2 轴 的强度计算3.2.1 初选轴的直径1、初选轴的直径变速器轴的长度可以初步确定轴的长度对轴的刚度影响很大，满足刚 度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系第一轴花键部分直径d的初选：d二K壬T —二4.0 x 3142二20.8mm e max第二轴，d / L 二 0.18 ~ 0.21取第一轴的最细处轴径为 d=25mm.3.2.2 轴的强度验算1、轴的刚度验算根据传动方案的布置，倒挡齿轮处于轴径最小处，且倒挡时轴所承受的载荷 最大，所以选择倒挡进行轴的强度验算1）一挡轴处轴的刚度验算F a 2b 2轴在垂直面内的挠度为： fc 3eilF a 2b 2f 二 轴在水平面内的挠度为： s 3EILF ab(b - a)5 = 1 转角为： —3EIL—式中：/ —为轴在垂直面内的挠度，mm；c/ —为轴在水平面内的挠度，mm；需要图纸联系1537693694 sF —为齿轮齿宽中间平面上的圆周力， N；1F —为齿轮齿宽中间平面上的径向力， N；2d —为轴的直径， mm；E —为弹性模量， MPa；I —为惯性矩， mm 4 ；a、b -为齿轮上作用力距支座A、B的距离，mm；L -为支座间距离， mm。
a = 9mm, b = 167 25mm可求出f = 0.0037 < [ f ] = 0.05 〜0.10mmccf = 0.0091 < [f ] = 0.10 〜0.15mmss5 = 3111119-5 X 282(282 -叽 0.00034 495.26 x 1010全挠度2 + f 2 = 0.009s< 0.2 mm所以刚度满足要求二挡轴齿轮f = 0. 045cf = 0. 112sf = 0.128 = 0. 0015符合三挡齿轮f = 0.051mmcf = 0.128mmsf = 0.138mm8 = 0.00016rad符合四档齿轮f = 0.002 mmcf = 0.005 mmsf = 0.0054 mm8 = 0.00018 rad 符合（2）轴的强度计算轴在水平方向的弯矩图轴在竖直方向的弯矩图M = .''M 2 + M 2 + T 2 = .$1422 + II82 + 732 = 1.98 x 105c s nM 32 M◎二—= = 129.5MPa < Q] = 400MPaW所以强度满足要求3、花键的挤压强度验算To = ・p 丫 hlkZm根据传动方案的布置，五挡主动齿轮与输入轴之间采用花键连接，根据轴 径尺寸为25mm，可选出花键的齿数Z=8， d=21mm， b=5mm， c=0.2 D=25Y +Y D + d “Y = 内 夕卜= = 23mmm 2 4h = D d - 2C = 1.6mml = 16.5, k = 0.&Z = 8142 x 103 …o 二p= =36.5MPa23 x 1.6 x 16.5 x 0.8 x 8当齿面未经热处理时，花键静连接的许用挤压应力最小为35〜55MPa,当齿面经热处理时，花键静连接的许用挤压应力最小为40〜70MPa，所以n挤压 强度满足要求。
六、滚动轴承的选择和计算 1、滚动轴承的型号选择和寿命验算（1）、初选轴承型号根据输入轴径尺寸为20mm，输出轴径为20mm以及其他已知条件，初选其输入轴轴承型号为7205AC，= 25由手册查得,C = 22.0 X103 N, C = 23 x 103 Nr 0 r（2）、计算当量动载荷：Fa = 2353.5N, Fr = 2568・6N根据查表得e = 0・68，Fa2353・5因为~pr^=2568.6 二 〉"，所以 X = 0・41，Y = 0.87P = XFr + YFa = 3199 ・7 N3）、轴承的寿命计算由表查得f = 1, f = 1pt根据寿命计算公式L =2863h10hL10h106 (fC)(t_ ) £ 丽fpp根据经验，可判断出轴承的寿命满足设计要求。