第1章变速器的基本设计方案 (4)1.1变速器设计的基本要求： (4)第2章变速器主要参数的选择 (5)2.1确定最高、低档传动比及档数： (5)2.2初选中心距： (7)2.3分配各档齿数： (7)2.3.1模数 (7)2.3.2压力角α (7)2.3.3螺旋角β (7)2.3.4齿宽 (7)2.3.5确定一挡齿轮的齿数 (8)2.3.6确定二挡齿轮的齿数 (9)2.3.7确定三挡齿轮的齿数 (11)2.3.8确定四挡齿轮的齿数 (12)2.3.9确定五挡齿轮齿数 (14)2.3.10确定倒档齿数 (16)第3章变速器齿轮的的校核 (18)3.1轮齿弯曲强度计算 (18)3.1.1直齿弯曲应力 (18)3.1.2斜齿轮弯曲应力 (19)3.2轮齿的接触应力 (20)3.2.1一档接触应力 (21)3.2.2二档接触应力 (21)第4章变速器轴的设计计算 (22)第5章变速器轴的校核 (23)5.1轴的工艺要求 (23)5.2计算齿轮的受力，选择一档受力分析，进行轴的刚度和强度校核。

235.2.1一挡齿轮1， 2的圆周力F、2F (23)15.3轴的刚度计算 (24)5.4轴的强度计算 (25)第6章变速器轴承校核 (28)6.1初选轴承型号 (28)6.2计算轴承当量动载荷P (28)6.3计算轴承的基本额定寿命L (29)h参考文献 (30)第1章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。

1.1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。

8）变速器的工作噪声低。

除此之外，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。

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。

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。

两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。

第2章 变速器主要参数的选择主要参数根据老师给的参数我本人的数据如下： 方案一 发动机功率 76kw 最高车速 152km/h 转矩 120N ·m 总质量 1220kg 转矩转速 5950r/min 车轮185/60R14S以下确定两轴五档变速器2.1 确定最高、低档传动比及档数：发动机转速与行驶速度的关系式为：max 0.3775p a g o rn u i i得到 : 0i —主减速器传动比 0i = 5.71 max a u —最高车速，max a u =152km/h r —车轮半径，r= 0.29ｍp n —最大功率转速 ，p n =5950r/min5g i —最高挡变速器传动比 0.7—0.8 初取 5g i =0.75 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Gi Gf ri i T Tg tq +≥η0()Ttq man g i T f Gr i ηαα0max max 1sin 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 ==11956N ； max e tq T T ==120N .m ；T η—传动系效率，T η=0.9； r —车轮半径，r =0.29m ；f —滚动阻力系数，干砂路面f （0.100～0.300）取f =0.20； i —坡度，i =16.7°。

()1119560.290.20cos16.7sin16.7120 5.710.9g i ⨯⨯⨯+≥⨯⨯ =2.693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 119560.750.29120 5.710.9⨯⨯⨯⨯=4.217一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，也就是各挡之间的等比级数； 因此，各挡的传动比为75.05=g i ，4175.0q i g =∴ 1.448q=所以各挡传动比与Ι挡传动比的关系为1 3.3g i = ，2 2.279g i = ，3 1.574g i = ，4 1.087g i =， 75.05=g i校核：用最低稳定车速校核，min min108000.290.3770.377 4.64/10/3.3 5.71e g n r U km h km hi i ⨯===≤⨯ 符合要求2.2 初选中心距：由课本汽车设计知两轴变速器中心距A=60—80mm 之间 所以初选70mm变速箱壳体轴向尺寸L=（3.4—3.4）A =210—238mm2.3 分配各档齿数：2.3.1 模数一二档齿轮及倒档的模数定为2.5mm ，三四五档的模数定为2.25mm,同步器的模数定为2.5mm 。

2.3.2 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° 2.3.3 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。

变速器螺旋角：25° 2.3.4 齿宽直齿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。

1=2.5717.5mm b b =⨯=倒2345b =b =b =ｂ＝2.25mm 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、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。

2.3.5 确定一挡齿轮的齿数取模数m=2.5mm 齿宽系数kc =7122A z z m +=213.31Z g Z i ≡=∴z1=13 z2=4312()(1343) 2.57022z z m A mm ++⨯===由于产生跟切对一挡齿轮进行系数变位： 查表得12+x 0.35x = 10.25x = 20.1x =120.35n y x x ∆=+=分度圆直径 1132.5d mz mm == 22107.5d mz ==节圆直径1232.5581Ad m m u '==+ 21 3.332.558107.441d ud mm''==⨯=齿顶高 *1112()a a n h d h x y m =++-∆ =2.25mm*2222()a a n h d h x y m =++-∆=1.875mm 齿根高**11()f a n h h c x m =+-=2.5mm**22()f a n h h c x m =+-=2.875mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=32.5+2×2.25=37mm da2=d2+2ha2=111.25mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf1=27.5mm df2=d2-2hf2=101.75mm 2.3.6 确定二挡齿轮的齿数取模数n m =3mm 螺旋角β=25° 齿宽系数kc =7nm A z z βcos 221=+ 42 2.2793g u z i z ≡== ∴z3=17 z4=3943()(1739) 2.2569.5132cos 2cos 25n z z m A β++⨯'===⨯mm对二挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 βααc o s /t a n t a n n t =∴21.89ot α= 端面啮合角c o s c o s t t AA αα'='t 20.867α'=当量齿数33322.849c o s n z z β==44352.419c o s n z z β== 变位系数之和 查表得34+x 0.35x =30.28x = 4x 0.07= 69.513700.2162.25n n A A y m '--===-34+x 0.350.2160.566n n y x y ∆=-=+=分度圆直径:3341.965cos n m z d mm β==4496.821c o s n m z d mm β==节圆直径 ()32/1269.513/3.27942.399d A u m m''=+=⨯=43 2.22742.39996.627d ud mm ''==⨯=齿顶高*333()a a n n h d h x y m =++-∆=3.366mm*44()a a n n h h x y m =+-∆=2.894mm 齿根高 **33()f a n n h h c x m =+-=2.183mm**44()f a n n h h c x m =+-=2.655mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=48.697mm da4=d4+2ha4=102.609mm 齿根圆直径 df3=d3-2hf3=37.599mm df4=d4-2hf4=91.511mm2.3.7 确定三挡齿轮的齿数取模数n m =2.25mm 螺旋角β=25° 齿宽系数kc =7562cos nA z z m β+=63 1.5745g z i z ≡= ∴z5=22 z6=3456()(2234) 2.2569.5132cos 2cos 25n z z m A β++⨯'===⨯mm 对三挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角βααcos /tan tan n t =∴21.89ot α= 端面啮合角c o s c o s t t AA αα'='α'=20.867°当量齿数55329.6c o s n z z β==66345.7cos n z z β==变位系数之和 查表得56+x 0.42x =50.25x = 6x 0.17= 69.513700.2162.25n n A A y m '--===-56+x 0.636n n y x y ∆=-=分度圆直径:5554.617m m c o s n m z d β==6684.408c o s n m zd mm β==节圆直径 52/154.012d Au m m''=+= 6585.014d ud mm ''==齿顶高 *55()a a n nh h x y m =+-∆=3.299mm*66(x )a a n n h h y m =+-∆=3.119mm齿根高 **55()f a n nh h c x m =+-=2.25mm**66(x )f a n nh h c m =+-=2.43mm 齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=61.215mm da6=d6+2ha6=90.646 mm 齿根圆直径 df5=d5-2hf5=50.117mm df6=d6-2hf6=79.548mm 2.3.8 确定四挡齿轮的齿数取模数n m =2.25mm 螺旋角β=25° 齿宽系数kc =7782cos nA z z m β+=84 1.0877g z i z ≡= ∴z7=27 z8=2978()(2729) 2.2569.5132cos 2cos 25n z z m A mm β++⨯'===⨯对四挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角βααcos /tan tan n t =∴21.89ot α= 端面啮合角cos cos t t AA αα'='α'=20.867°当量齿数77336.2c o s n z z β==88338.9c o s n z z β==变位系数之和 查表得78=0.42z z +70.25x = 80.17x = 69.513700.2162.25n n A A y m '--===-78+x 0.636n n y x y ∆=-=分度圆直径: 7767.030cos n m z d mm β== 8871.995c o s n m zd β== 节圆直径()72/166.615d A u m m''=+=8772.411d ud mm ''==齿顶高*77()a a n n h h x y m =+-∆=3.299mm*88(x )a a n n h h y m =+-∆=3.119mm 齿根高**77()f a n n h h c x m =+-=2.25mm**88(x )f a n n h h c m =+-=2.43mm 齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=73.628mm da8=d8+2ha8=78.233 mm 齿根圆直径 df7=d7-2hf7=62.53mm df8=d8-2hf8=67.135mm2.3.9 确定五挡齿轮齿数取模数n m =2.25mm 螺旋角β=25° 齿宽系数kc =79102cos nA z z m β+=75.05910≡=g i z z ∴z9=33 z10=23910()(3323) 2.2569.5132cos 2cos 25n z z m A mm β++⨯'===⨯对四挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角βααcos /tan tan n t =∴21.89ot α= 端面啮合角c o s c o s t t AA αα'='α'=20.867°当量齿数99344.3c o s n z z β==1010330.8cos n z z β==变位系数之和 查表得9100.42x x +=90.25x = 100.17x =69.513700.2162.25n n A A y m '--===-9100.636n n y x x y ∆=+-=分度圆直径: 9981.926cos n m z d mm β== 101057.100cos n m z d mm β== 节圆直径 ()92/179.443d A u mm ''=+=10959.582d ud mm ''== 齿顶高 *99()a a n n h h x y m =+-∆ =3.299mm*1010()a a n n h h x y m =+-∆ =3.119mm齿根高**99()f a n n h h c x m =+-=2.25mm**1010()f a n n h h c x m =+-=2.43mm 齿顶圆直径 da=d9+2ha9=88.524 mm da10=d10+2ha10=65.82mm 齿根圆直径 df9=d9-2hf9=77.426mm df10=d10-2hf10=52.24mm 2.3.10确定倒档齿数倒档选直齿 模数为2.5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13Z =2213121211113113.3z z z i i z z z ⨯⨯==≥=倒为了保证齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙11120.57022a a d d A ++≤= ∴11121312,38,22z z z === 1211383.1712z i z ===倒 1113()(1222) 2.542.522z z m a mm ++⨯'===圆整a=43mm 查表得11130.38x x =+ 110.20x = 130.18x =42.5430.22.5n a a y m '--===-11130.40n n y x x y ∆=+-=分度圆直径 111112 2.530d z mmm ==⨯=121238 2.595d z m mm ==⨯= 131322 2.555d z m mm ==⨯=节圆直径()112/130.004d a u mm ''=+= 131154.996d ud mm ''==齿顶高 *1111() 3.7a a n h h x y m mm =+-∆= *1313() 3.25a a n h h x y m mm =+-∆= *12 2.5a a h h m mm ==齿根高 **1111() 2.425f a n h h c x m mm =+-=**1313() 2.875f a n h h c x m mm =+-=**12() 3.125f a n h h c m mm =+=齿顶圆直径 da11=d11+2ha11=37.4mm da12=d12+2ha12=101.25mm da13=d13+2ha13=61.5mm 齿根圆直径 df11=d11-2hf11=25.15mm df13=d13-2hf13=49.25mm第3章 变速器齿轮的的校核变速器齿轮的的校核3.1 轮齿弯曲强度计算3.1.1 直齿弯曲应力btyK K F fw σσ1=式中，w σ为弯曲应力；1F 为圆周力，d T F g /21=；g T 为计算载荷；d 为节圆直径；σK 为应力集中系数，可近似取σK =1.65；f K 为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮f K =1.1，从动齿轮f K =0.9；b 为齿宽；t 为端面齿距，m t π=，m 为模数；y 为齿形系数，如图所示：齿形系数图将d=mz 带入后 得到 312g fw c T K K m zK y σσπ=一档齿轮校核：3max 1331122120 1.65 1.110659.24008503.14 2.51370.148e fw c T K K MPa MPa m z K y σσπ⨯⨯⨯⨯===∈⨯⨯⨯⨯ 3max 2332222120 1.650.910152.743.14 2.54370.158e fw c T K K MPa m z K y σσπ⨯⨯⨯⨯===⨯⨯⨯⨯ 一档齿轮弯曲应力符合要求。