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 (26)第三章轴及轴上支撑件的校核 (29)3.2轴的强度计算……………………………………………………………………………29 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…………………………………………………………………………39 3.3.1一轴轴承校核…………………………………………………………………………39 3.3.2中间轴轴承校核 (42)第一章 数据计算1.1设计初始数据：（方案二）学号：30最高车速：m ax a U =110-30/2=95Km/h 发动机功率：max e P =66-30/2=51KW 转矩：max e T =210-30/2=195Nm 总质量：m a =4100-30=4070Kg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 m ax a U = 0.377max i i r n g p式中：m ax a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m ax 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）×2100=2940～4200r/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/min柴油机的转速在3200～4000 r/min 取p n =3200r/min主减速器传动比0i =0.377×0max i i rn g p =0.377×951095.31532003-⨯⨯=4.012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，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°%4.86012.419531595.07.16sin 7.16cos 02.08.940701⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.72②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即1g i ≤%4.86012.419531595.075.0%608.940706.0⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=8.39由①②得5.72≤1g i ≤8.39； 又因为轻型商用车1g i =5.0~8.0； 所以，取1g i =5.8 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 =4 1n 1-=g i q =48.5=1.552所以其他各挡传动比为：2g i =3q =3.738，3g i =2q =2.409，4g i =q =1.5521.1.2 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 =5.6 ；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max e T =195N .m 。

则，31max g e A i T K A η==3%968.5195)6.96.8(⨯⨯～ =88.39～98.669（mm ）初选中心距A =94mm 。

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。

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4mm 。

5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在，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nh m A Z βcos 2=（1.5） =423cos 942︒⨯　=43.26 取整为44即9Z =h Z -10Z =44-13=31 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=︒+⨯cos23231134）（=95.54mm 取整为A=96mm 。

对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 t α： tan t α=tan n α/cos 10β t α∴=21.57° 啮合角 ,t α： cos ,t α=t oAA αcos =0.925 ,t α∴=22.54° 变位系数之和 ()()nt ,t 109n tan 2αααξinv inv z z -+=∑=0.72538.21331109===z z U 47.010=ξ 225.047.00275.09=-=ξ 计算β精确值：A=10ncos 2mβhZ ︒=∴-56.23109β一挡齿轮参数：分度圆直径 1099n 9cos /m -=βz d =4×31/cos23.56°=135.22mm 10910n 10cos /m -=βz d =4×13/cos23.56°=56.71mm 齿顶高 ()n n 9an 9y h m h a ∆-+=*ξ=2.46mm ()n n 10an 10y h m h a ∆-+=*ξ=3.44mm式中：n 0n /m A A y ）（-==（96-95.54）/4=0.115 n n n y y -=∆∑ξ=0.725-0.115=0.61齿根高 ()n 9an 9h m c h f ξ-+=**=4.1mm ()n 10an 10h m c h f ξ-+=**=3.12mm齿全高 9f a9h h +=h =4.63mm 齿顶圆直径 99a92a h d d +==140.14mm 10a 10102h d d a +==63.59mm 齿根圆直径 9992f f h d d -==127.02mm 1010102f f h d d -==50.47mm 当量齿数 109399v cos /z z -=β=38.89 10931010v cos /z z -=β=16.86 节圆直径 mm z z z Ad 27.13521099'9=+=mm d r 64.6721'9'9==mm z z z Ad 36.54210910'8=+=mm d r 18.2721'10'10==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） =31138.5⨯=2.43 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 962︒⨯=45.105由式（1.6）、（1.7）得1Z =12.79，2Z =32.31取整为1Z =12，2Z =32，则：101921gZ Z Z Z i ='=13133132⨯⨯=5.87≈1g i =5.8 对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()2121cos 2-+=βZ Z m A n o =()︒+⨯20cos 232134=95.79mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 21-β t α=21.18° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒18.21cos 9479.95 ︒=503.21,t α 变位系数之和 ()()nt t inv inv z z αααξtan 2,21n -+=∑=()()︒︒-︒+20tan 218.21503.213213inv inv=0.29 查变位系数线图得： 46.2133212===z z U 4.01=ξ 11.04.029.02-=-=ξ 计算β精确值：A=2ncos 2mβhZ ︒=∴-36.2021β分度圆直径 2111cos -=βnm z d =55.47mm2122cos -=βnm z d =136.53mm齿顶高 ()n n 1an 1y h m h a ∆-+=*ξ=4.65mm ()n n 2an 10y h m h a ∆-+=*ξ==2.61mm式中：n 0n /m A A y ）（-==（96-95.79）/4=0.0525 n n n y y -=∆∑ξ=0.29-0.0525= 0.2375齿根高 ()n 1n an 1h m c h f ξ-+=**=3.4mm ()n2nan2hm c h f ξ-+=**=5.44mm齿全高 1f a1h h +=h =8.05mm 齿顶圆直径 11a12a h d d +==64.77mm 2a 222h d d a +==141.75mm 齿根圆直径 1112f f h d d -==48.67mm 2222f f h d d -==125.65mm 当量齿数 21311v cos /z z -=β=15.78 21322v cos /z z -=β=38.83节圆直径 mm z z z A d 47.552211'1=+= mm d r 73.2721'1'1==mm z z z A d 53.1362212'2=+= mm d r 27.6821'2'2==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 ==3213738.3⨯=1.52 ()887n cos 2βZ Z m A +=（1.9）n 887cos 2m A Z Z β=+=424cos 942︒⨯=45.11由式（1.8）、（1.9）得7Z =27.20，8Z =17.91取整为7Z =27，8Z =18则，81722Z Z Z Z i ='=18132732⨯⨯=3.69≈2g i =3.738 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()8787cos 2-+=βZ Z m A n o =95.78mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 8β t α=21.21° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒21.21cos 9678.95 ︒=55.21,t α变位系数之和 ()nt ,t 87n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=0.3155.1182787===z z U 8ξ=0.2 7ξ=0.115 求8β的精确值：()887cos 2βZ Z m A n += 8β=20.36°二挡齿轮参数：分度圆直径 8777cos -=βnm z d =115.20mm8788cos -=βnm z d =76.80mm齿顶高 ()n n 7an 7y h m h a ∆-+=*ξ=3.42mm ()n n 8an 8y h m h a ∆-+=*ξ=3.76mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0. n n n y y -=∆∑ξ=0.26齿根高 ()n 7n an 7h m c h f ξ-+=**=4.54mm ()n8nan2hm c h f ξ-+=**=4.2mm齿全高 7f a7h h +=h =7.96mm 齿顶圆直径 77a72a h d d +==122.04mm 8a 882h d d a +==84.32mm 齿根圆直径 7772f f h d d -==106.12mm 8882f f h d d -==68.4mm 当量齿数 8377v cos /z z β==32.77 8388v cos /z z β==21.84节圆直径 mm z z z A d 2.1152877'7=+=mm d r 6.5721'7'7==mm z z z Ad 8.762878'8=+= mm d r 4.3821'8'8==（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选6β=21°21365Z Zi Z Z = （1.10） =3213409.2⨯ =0.979()6565cos 2-+=βZ Z m A n （3.11）由式（3.10）、（3.11）得5Z =22.64，6Z =22.17取整5Z =22，6Z =2361523Z Z Z Z i =' =23132232⨯⨯=2.355≈3i =2.409 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 ()6565cos 2-+=βZ Z m A n o =96.36mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 65-β=0.3897 t α=21.29° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒29.21cos 9636.96=0.935 ︒=73.20,t α变位系数之和 ()nt ,t 65n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=-0.54 045.1222356===z z U 5ξ=-0.25 6ξ=-0.45-（-0.25）=-0.29 求6β的精确值：()6565cos 2-+=βZ Z m A n 65-β=20.36° 三挡齿轮参数：分度圆直径 6555cos -=βnm z d =93.87mm666cos βnm z d ==98..13mm 齿顶高 ()n n 5an 5y h m h a ∆-+=*ξ=4.8mm ()n n 6an 6y h m h a ∆-+=*ξ=4.64mm式中：n 0n /m A A y ）（-==-0.09 n n n y y -=∆∑ξ=-0.45 齿根高 ()n 5n an 5h m c h f ξ-+=**=6mm ()n6nan6hm c h f ξ-+=**=6.16mm齿全高 5f a5h h +=h =10.8mm 齿顶圆直径 55a52a h d d +==103.47mm 6a 662h d d a +==107.41mm 齿根圆直径 5552f f h d d -==81.87mm 6662f f h d d -==85.81mm 当量齿数 6355v cos /z z β==26.699 6366v cos /z z β==27.91节圆直径 mm z z z Ad 87.932655'5=+= mm d r 93.4621'5'5==mm z z z A d 13.982656'6=+= mm d r 07.4921'6'6==（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角4β=22°21443Z Zi Z Z = （1.12） =3213552.1⨯=0.631()665cos 2βZ Z m A n +=（1.13）由（1.12）、（1.13）得3Z =17.205，4Z =27.295， 取整3Z =17，4Z =27则： 41324Z Z Z Z i =' =27131732⨯⨯=1.550≈4i =1.565 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()4343cos 2-+=βZ Z m A n o =94.93mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 43-β=0.393 t α=21.45° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒45.21cos 9693.94=0.920 ︒=02.23,t α变位系数之和 ()nt ,t 43n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=1.59 59.1172734===z z U 3ξ=0.68 4ξ=1.59-0.68=0.91 求螺旋角4β的精确值：()4343cos 2-+=βZ Z m A n 4β=23.56° 四挡齿轮参数：分度圆直径 4333cos -=βnm z d =74.15mm4344cos -=βnm z d =117.78mm齿顶高 ()n n 3an 3y h m h a ∆-+=*ξ=2.23mm()n n 4an 4y h m h a ∆-+=*ξ=3.15mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.2675 n n n y y -=∆∑ξ=1.1225 齿根高 ()n 3n an 3h m c h f ξ-+=**=2.28mm ()n4nan4hm c h f ξ-+=**=1.36mm齿全高 3f a3h h +=h =4.51mm 齿顶圆直径 33a32a h d d +==76.16mm 4a 442h d d a +==124.08mm 齿根圆直径 3332f f h d d -==69.59mm 4442f f h d d -==115.06mm 当量齿数 4333v cos /z z β==220.5 4344v cos /z z β==35.02节圆直径 mm z z z A d 18.742433'3=+= mm d r 09.3721'3'3==mm z z z A d 81.1172434'4=+= mm d r 91.5821'4'4==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 。