目录1、机械式变速器的概述及其方案的确定 (2)2、变速器主要参数的选择与主要零件的设计 (3)2.1、传动比的确定 (3)2.1.1、驱动桥主减速器传动比0i的选择 (3)2.1.2、变速器头档传动比1g i的选择 (4)2.2、中心距 (4)2.3、轴向尺寸 (4)2.4、齿轮参数 (4)2.4.1、齿轮模数 (4)2.4.2、各档传动比及其齿轮齿数的确定 (4)2.5、齿轮材料的选择 (4)2.5.1、满足工作条件的要求 (4)2.5.2、合理选择材料配对 (4)2.5.3、考虑加工工艺及热处理工艺 (4)3、校核轴和齿轮 (4)3.1、计算各轴的转矩 (4)3.2、齿轮强度计算 (4)3.3、轴及轴上支撑校核 (4)3.3.1轴的工艺要求 (4)3.3.2轴的强度计算 (4)3.3.3轴的刚度计算 (4)4、轴承的选择和校核 (4)5、建模 (4)6、总结 (4)参考文献 (4)1、机械式变速器的概述及其方案的确定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。
对变速器的主要要求是：应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。
在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。
工作可靠，操纵轻便。
汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。
为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。
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。
2、变速器主要参数的选择与主要零件的设计表2-1 发动机参数表考虑到车的最高车速只有80km/h,所以本变速器选择4档设计。
设计要求的数据有：载货量：0.75t 最大总质量：1.68t 最高车速：80km/h比功率：16kw ·t-1 比转矩：30N ·m ·t-1 2.1、传动比的确定2.1.1、驱动桥主减速器传动比0i的选择在选择驱动桥主减速器传动比0i 时，首先可根据汽车的最高车速、发动机参数、车轮参数来确定，其值可按下式计算：5max 0377.0g a vi v rn i（3-1）式中：max a v ——汽车最高车速，km/h ；v n ——最高车速时发动机的转速，一般v n =（0.9～1.1）p n ，其中pn 为发动机最大功率时对应的转速，r/min ；这里取v n 为1，则 v n =1×p n =1×2800=2800r ——车轮半径，m 。
取5g i =1；根据公式（3-1）可得：5max 0377.0g a v i v rn i =89.211202800329.0377.0=⨯⨯⨯=2.1.2、变速器头档传动比1g i 的选择（1）在确定变速器头档传动比1g i 时，需考虑驱动条件和附着条件。
为了满足驱动条件，其值应符合下式要求：34.29.089.23928.9329.0)7.16sin 7.16cos 016.0(2445)sin cos (0max max max 1=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯=+≥︒ Te g i T rgf G i ηαα 式中：m ax α——汽车的最大爬坡度，初选为16.7o 。
为了满足附着条件，其大小应符合下式规定：33.49.089.2392329.08.08.95.17110max 1=⨯⨯⨯⨯⨯=≤Te z g i T rg F i ηϕϕ式中：ϕz F ——驱动车轮所承受的质量，kg ；由于第一章中后轴轴荷分配暂定为70%，故ϕz F =2445×70%=1711.5kgϕ——附着系数。
0.7-0.8之间，取ϕ=0.8。
（2）各挡传动比确定：由于1g i 在2.35～4.33取1g i =3.7，且4g i =1按等比数级分配各挡传动比,21g g i i =32g g i i =43g g i i则q=31g i =1.54,1g i =3.7，2g i =q 2=2.39，3g i =q 3=1.54，4g i =1参考《中国汽车零配件大全》，选取变速箱，型号为MSGSE ，确定各档传动比如下表2-2 变速器档位参数参数2.2、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：31max g e A i T K A η=式中 K A ----中心距系数。
对轿车，K A =8.9~9.3；对货车，K A =8.6~9.6；max e T 为发动机最大转矩；1i 为变速器一档传动比g η 为变速器传动效率，取96%取0.9=A K 代入数据求得：A=56.42mm2.3、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3.0~3.4A 。
货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.2~2.7)A 五档(2.7~3.0)A 六档(3.2~3.5)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K A 应取给出系数的上限。
为方便A 取整，得壳体的轴向尺寸是mm 180603=⨯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。
2.4、齿轮参数 2.4.1、齿轮模数 选取0.3=n m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020=α螺旋角根据货车变速器的可选范围为0026~18选取020=β 齿轮的n c m k b = 根据斜齿轮的5.8~0.6=c k 取0.7=c k 则mm b 2137=⨯=2.4.2、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i g1=Z2Z7 / Z1Z8先求其齿数和Z h：Z h = 2A / m n其中A=56.42、m n=3；故有Z h=37.61。
中间轴上一档的齿轮的齿数可在12~17之间选用，现选用Z8= 14则Z7=24上面根据初选的A及m计算出的h Z不是整数，将其调整为整数后，这时应n从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。
这里h Z 修正为38 反推得A=57mm 。
（2）确定常啮合齿轮副的齿数 求出常啮合齿轮的传动比78112z z i z z ⋅= 代入数据得：75.112=z z 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：βcos 2)(21z z m A n +=解方程并取整得131=z 232=z （3）确定其他挡位齿轮的齿二挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：56212z zi z z ⋅= βcos 2)(65z z m A n +=由式（2-5）和式（2-6）代入数据解方程并取整得：21、1656==z z 三挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：34312z zi z z ⋅= βcos 2)(43z z m A n +=由式（2-5）和式（2-6）代入数据解方程并取整得：17、1934==z z （4）确定倒档齿轮的齿数一般情况下，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ri 取3.2而通常情况下，倒档轴齿轮10Z 取21~23，此处取10Z =23。
计算中间轴与倒档轴的中心距A’=计算得A’=55.5mm为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和齿轮9的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径D e9应为D e9=2A’-D e8-1 计算得D e9=62mm则重新计算A’’=55.5mm表2-3 齿轮参数表2.5、齿轮材料的选择2.5.1、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。
2.5.2、合理选择材料配对如对硬度≤350HBS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。
2.5.3、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：时渗碳层深度0.8～1.2时渗碳层深度0.9～1.3时渗碳层深度1.0～1.3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。
3、校核轴和齿轮3.1、计算各轴的转矩发动机最大转矩为74 N ·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 1=T emax n 离n 承=74x0.99x0.96=70.33N ·m中间轴 T 2=T 1n 齿n 承i 2-1=70.33x0.96x0.99x23/13=118.26N ·m II 轴 一挡 T 31=T 2n 齿n 承i 7-8=118.26x0.99x0.96x24/14=192.67N ·m二挡 T 32=T 2n 齿n 承i 5-6=118.26x0.99x0.96x21/16=147.52N ·m三挡 T 33= T 2n 齿n 承i 3-4=118.26x0.99x0.96x17/20=95.53N ·m 四挡 T 34= T 1n 齿n 承 =70.33x0.99x0.96 =66.84N ·m 倒挡 T倒= T 2（n齿n承）2 i 10-8=118.26x （0.99x0.96）2x23/14=175.49N ·m3.2、齿轮强度计算（1）倒档直齿轮弯曲应力w σyzK m K K T c fg w 32πσσ=式中：w σ—弯曲应力（MP a ）；g T —计算载荷（N .mm ）；σK —应力集中系数，可近似取σK =1.65；f K —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 —齿宽（mm ）； m —模数；y —齿形系数。