因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。
1、变速器的主要参数选择·····················4
2、齿轮参数·································5
3、各档传动比及其齿轮齿数的确定·············6
4、轮的受力和强度校核·······················8
轴和轴承的设计与校核······················12
1、机械式变速器的概述及其方案的确定···········2
1、变速器的功用和要求·······················2
2、变速器传动方案及简图·····················2
3、倒档的布置方案···························3
二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计·······4
中间轴式五档变速器传动方案
（三）、倒档的布置方案
下图为常见的倒挡布置方案。下图b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难下图c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。下图d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了下图c所示方案。图下图e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。下图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用下图g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。
（2）、接触应力
直齿轮的接触应力：
式中F为齿面上的法向力， ； 为圆周力； ； 为计算载荷；d为节圆直径； 为节点处压力角；E为齿轮材料的弹性模量；b为齿轮接触的实际宽度； 为主、从动轮的节点处的曲率半径； 、 ； 、 为主、从动轮节圆半径。
此处 、 、 、 、 、 、 、
代入 解得
对于渗碳的变速器齿轮一档齿轮其许用接触应力在1900—2000MPa，本设计中一档齿轮最大应力小于此范围，故接触强度适合。
的上限。
为方便A取整，得壳体的轴向尺寸是 变速器壳体的最终轴向
尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
（二）、齿轮参数
（1）齿轮模数
根据最大质量在~14t的货车变速器齿轮的法向模数为~选取
压力角α、螺旋角β和齿宽b
压力角选取国家规定的标准压力角
螺旋角根据货车变速器的可选范围为 选取
齿轮的 根据斜齿轮的 取 则
，
轴的最大直径 和支承距离 的比值：
对中间轴， =～；对第二轴， ～。
第一轴花键部分直径 （mm）可按下式初选
（）
式中： —经验系数， =～；
—发动机最大转矩（）。
第一轴花键部分直径 取 25mm；第二轴直径 取 ；中间轴直径 取 =50mm
第二轴： ；第一轴及中间轴：
第二轴支承之间的长度 取 ；中间轴支承之间的长度 取 ，第一轴支承之间的长度 取
一档：
二档：
三档：
四档：
五档：
倒档：
（四）、齿轮的受力和强度校核
1、各档齿轮受力：
(1)对于直齿轮： 对于斜齿轮：
式中T为转矩，d为分度圆直径， 为压力角， 为螺旋角
故对于一档主动齿轮：
一档从动齿轮：
二档主动齿轮：
二档从动齿轮：
三档主动齿轮：
三档从动齿轮：
四档主动齿轮：
四档从动齿轮：
五档主动齿轮：
五档从动齿轮：
重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。
传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。
噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。
1、轴的工艺要求····························12
2、轴的设计································12
3、轴的校核································13
4、轴承的选择和校核························17
轴的尺寸图
（三）轴的校核
取中间轴来校核
1. 轴的刚度验算
若轴在垂直面内挠度为 ，在水平面内挠度为 和转角为δ，可分别用下式 ①、
②、③计算
①
②
③
式中： —齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；
—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；
—弹性模量（MPa）， =×105MPa；
—惯性矩（mm4），对于实心轴， ； —轴的直径（mm），花键处
变速器传动方案及简图
下图a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。下图b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；下图d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。
一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 取
。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取 。
而通常情况下，倒档轴齿轮 取21~23，此处取 =23。
由
可计算出 。
故可得出中间轴与倒档轴的中心距
而倒档轴与第二轴的中心距:
5、齿轮变位
为计算方便一档、二档和倒档的主从动齿轮变位系数统一选和，其他档位统一选和
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]。
轴的设计
已知中间轴式变速器中心距 ，第二轴和中间轴中部直径
最大转矩： =380
发动机的转速 3800
最高档一般为直接档 =1，取车轮半径选用 =509mm
取主减速器的传动比为： =9
变速器的各挡传动比为：
1
2
3
4
5
6
倒档
1ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
二、中心距
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的
强度。根据经验公式初定：
式中 K A----中心距系数。对轿车，K A =~；对货车，K A =~；
一.机械式变速器的概述及其方案的确定
（一） 变速器的功用和要求
变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭
矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。
为发动机最大转矩； 为变速器一档传动比 为变速器传动效率，
取96%
取 代入数据求得：
三、轴向尺寸
变速器的横向外形尺寸，可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。
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸~。货车变速器壳体的轴向尺寸与
档数有关：
四档~A
五档~A
六档~A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数
倒档时：
将以上数据分别代入①、②、③式算得：
所以轴的刚度适合要求。
轴的强度计算
因为一档的挠度高大，所以校核一档时的强度
1、求水平面内支反力 、 和弯矩 、
由以上两式可得:
2、求垂直面内支反力 、 和弯矩 、
+ = +
由以上两式可得：
按第三强度理论得：
故轴的强度也符合要求
（四）轴承的选择与校核
1、第一轴选圆锥滚子轴承31305，第二轴和中间轴选用圆锥滚子轴承33010
六、各档齿轮的参数设计（下列各式中： 齿形角为 、 齿顶高系数为、c径向间隙系数为、r齿顶圆半径为、 为变位系数、d分度圆直径、 齿顶高、 齿根高、 齿全高、 齿顶圆直径、 齿根圆直径、 基圆直径，其中右上角标有如“ ”“ ”分别表示主动轮和从动轮）
由公式： 、 、 、 、 、 分别代入数据可以求得各档齿轮主、从动齿轮参数如下（单位mm)：
查机械设计课程设计指导书得：
故
则当量动载荷为：
预期寿命：
故轴承寿命符合要求。
参考资料：
汽车设计
机械设计基础
机械设计基础课程设计指导书
（三）、各档传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、
传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结
合本设计来说明分配各档齿数的方法。
1.确定一档齿轮的齿数
一档传动比
（2-1）
为了确定Z9和Z10的齿数，
先求其齿数和 :
（2-2）
其中A=、 ；故五档变速器示意图
代入数据得：
而常啮合齿轮传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即：
（2-4）
解方程（2-3）和（2-4）并取整得
3、确定其他挡位齿轮的齿数
二挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：
（2-5）