又因为乘用车igi=3.0~4.5;
所以，取ig1=3.6
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:
ig1ig2ig3ig4
:
:
:
:
q
Ig2ig3ig4ig5
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ig1=q4Xig5得出：
q=1.456
所以其他各挡传动比为：
一档
二档
三挡
四档
五档
3.6
2.469
1.696
1.165
0.8
1.1.2中心距A
（1.3）
初选中心距时，可根据下述经验公式
KAlTemaxh
式中：
A—变速器中心距（mm）;
Ka—中心距系数，（乘用车：
Ka=8.9〜9.3）
Temax—发动机最大转矩（T°max=1532m）；
i1—变速器一挡传动比，ig1=3.6;
g—变速器传动效率，取96%;
只供学习与交流
则，A
（&9〜9.3冯153©&汇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3.0mm。
2、压力角
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
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bkcm,kc为齿宽系数，取为4.5〜8.0,取7.0;
斜齿bkcmn,kc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，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。
以下齿轮变位系数均查下表得出:
:
:
:
■■昵ST一
4-
1.3各挡齿轮齿数的分配
—
LI
■■
■■
■■
JJ_
4T1L工
1
11--
[t4i
1
本
■■
图1.3.1变速器传动示意图
1、确定一挡齿轮的齿数
一挡传动比为ig1玉（1.4）
g乙
为了求乙，Z2的齿数，先求其齿数和Zh，
斜齿Zh2AC0d（1.5）
mn
=3=44.18取整为45
乙+Z?
=Zi
乙=10Z2=45-10=35
2、对中心距A进行修正
因为计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的
Zh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。
A0mnZh=73.33mm取整为A=74mm。
A02cos
t=tann/cos10
t=21.57°
t,=cost=0.921
A
t=22.96°
对一挡齿轮进行角度变位:
端面啮合角
啮合角
tan
cos
变位系数根据下图查出:
he0.71
U丝373.36
z111
计算精确值：
A=mnZh
2cos10
10.5120.710.510.20
24.30
一挡齿轮参数：
只供学习与交流
分度圆直径
di
mnz1/cos
=3X10/cos24.60°=32.00mm
d2
mz2
/cos
=3x37/cos24.60°=112.00mm
齿顶高
ha1
han
ynmn=3.34mm
ha2
han
ynmn=2.25mm
齿根高
齿顶圆直径
齿根圆直径
式中：
yn
（A
A。
）
/mn=（74-73.33）/3=0.22
yn
hfi
yn=0.72-0.22=0.50
f2
han
c2mn=3.12mm
da1
d1
2ha1=38.60mm
da2
d2
2ha2=116.26mm
df1
d1
2hf1=27.56mm
df2
d2
2hf2=105.76mm
han
c1mn=2.22mm
3、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78=21
Zh
2Acos
叶
（1.9）
Z3
2Acos8
J-=44.81取整为
45
（1.8）
由式（1.8）、（1.9）得Z3=12.972,取整为Z7=13,Z4=45-13=32
Z4
则，i2——=32/13=2.462
2Z3
对二挡齿轮进行角度变位：
理论中心距
端面压力角
八miZ3Z4
A---=72.302mm
2cos
tant=tann/cos
t=21.30°
端面啮合角
cos
Ao
cost
A
22.90
变位系数之和
2.49
U包
Z3
34
14
2.429
3=0.46
4=0.25
求8的精确值:
mnZ3乙
2cos
8=22.62°
二挡齿轮参数:
分度圆直径
d3
Z37mn=42.16mmcos
齿顶高
ha3
han
式中:
ha4
han
yn
d4
（AA。
）
=103.78mm
cos78
ynmn=3.24mm
ynmn=2.61mm
/mn=0.23
yn
yn=0.38
齿根高
hf3
han
Cn
3mn=2.37mm
齿顶圆直径
hf4
han
Cn
4mn=3.00mm
da3
d3
2ha3=48.64mm
齿根圆直径
df3d32hf3=37.42mm
df4d42hf4=97.78mm
（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选6=23
Z6
Z5
（1.10）
Z6=1.696Z5
Zh2AC0S=44.18取整为45mn
（3.11）
由式（3.10）、（3.11）得Z5=16.69，取整Z5=17，Z6=28
i3三=28/17=1.627
3Z5
对三挡齿轮进行角度变为：
理论中心距A匹?
5—乙=73.32mm
2cos
取整A=74
端面压力角tant=tann/cos=0.395
t=21.57°
端面啮合角
cost
△cost=^^cos21.57=0.92
At78.21
22.97
变位系数之和
0.72
Z6
Z5
30
18
1.667
5=0.416=0.72-0.4仁0.31
叫Z5Z6
=24.30°
求6的精确值：
A
2cos
三挡齿轮参数：
分度圆直径
齿顶高ha5
ha6
式中：
yn
d5
Z5g
cos
=54.40mm
d6
Z6g
cos
=89.60mm
han
5
ynmn
=2.76mm
han
6
ynmn
=2.46mm
（A
A0）
/mn=0.23
yn
齿根高hf5
hf6
齿顶圆直径
齿根圆直径
nyn=0.49
hanCn5=2.52mm
hancn6mn=2.82mm
da5d52ha5=59.92mmda6d62ha6=94.52mmdf5d52hf5=49.36mmdf6d62hf6=83.96mm
（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角4=24
Zs
Z7
（1.12）
Zs=1.165Z7
2Acos
叶
（1.13）
Zh=44
取整乙=21，
Z8=44-21=23
对四挡齿轮进行角度变位:
理论中心距
2cos
―=72.25mm取整A=73mm
端面压力角
tan
t=tann/cos
=0.39
端面啮合角
cos
变位系数之和
7=0.38
8=0.74-0.38=0.36
求螺旋角4的精确值:
四挡齿轮参数:
分度圆直径
齿顶高
ha7
ha8
式中:
yn
yn
齿根高
hf7
t=21.72°
AocosA
77.17
cos21.72=0.919
78
0.74
Z7
Z8
23.20
25
1.136
22
2cos
han
han
d7
Z8
d8
Z7g
cos
Z8g
（AA。
）
=25.33°
=69.68mm
=76.33mmcos
ynmn=2.76mm
ynmn=2.70mm
/mn=0.25
nyn=0.49
hanCn7g=2.61mm
hanCn8mn=2.67mm
齿顶圆直径
da7d72ha7=75.03mm
da82ha8=81.55mm
齿根圆直径
df7d72hf7=64.47mm
df8d82hf8=70.99mm
（4）五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=22
Zio
Z9
i5
（1.12）
乙o=O.8Z9
2Acos
Zh（1.13）
叶
Zh=45
由（1.12）、（1.13）得Z9=25，Z8=45-25=20
对四挡齿轮进行角度变位：
理论中心距A—生=72.80mm取整A=73mm
2cos
端面压力角tant=tann/cos=0.39
端面啮合角
变位系数之和
Ao
costcost
A
77.65
cos21.43=0.92
=78
1
t
22
n0.32
Z10
21
U10
—
0.78
Z9
27
t=21.43°
求螺旋角4的精确值：
A巴^7—=0.923=22.61°
2cos
四挡齿轮参数：
分度圆直径d9Z9"=81.08mm
cos
d10Zl°m=64.86mm
cos
齿顶高
ha9han3丫.0=2.97口口
haiohan4Yng=2.47mm
式中：
yn（AA0）/mn=0.07
齿根高
齿顶圆直径
齿根圆直径
ynnyn=0.25
97g=2.03
10mn=3.51mm
hf9
han
c
A。
han
Cn
da9
d9
d10
d10
df9
d9
df10
d10
2ha9=87.02
2ha10=69.80
2hf9=75.02
2hf10=57.84
4、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Z13的齿数一般在21〜23之间,
初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。
初选乙3=23,Z12=13，则:
1
AmZ12Z13
2
1
=—31323
2
=54mm
为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保只供学习与交流
持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径
De11应为
De12
2
De11
0.5空
2
De11
2ADe12
=2X77—3X（14+2）—1
=105mm
De11
m
105Q
=—2
取乙1=30
3
=30
计算倒挡轴和第二轴的中心距A
A”mZ13Z11
2
=42233
=2
=110mm
计算倒挡传动比
Z13Z11
i倒
Z12Z13
=2330
=1423
=2.35
Z13
23
U
1.64
12=0.24
13=-0.24
Z12
14
Z11
33
U
—
1.43
11=0.24
Z13
23
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w350HBS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法3.5时渗碳层深度0.8〜1.2
m法3.5时渗碳层深度0.9〜1.3
m法5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［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T1=Temax离承=153X99%X96%=145.411Nm
U轴一挡TT1承齿i1=145.411X.96X.99X5/10=483.695Nm
2.3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w
图2.1齿形系数图
（1）
一挡斜齿圆柱齿轮：
mn3mm,23
btyK
应力集中系数，可近似取1.5重合度影响系数，取2.0齿宽（mm），取19端面齿距（mm），m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Temax时，许用应力在
180〜350MPa,所以弯曲强度满足要求。
1轮齿接触应力j
FE11、
j0叽匚二）
式中：
j—为轮齿的接触应力,N/mm；
F—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/mrfi；
b—为齿轮接触的实际宽度，mm；
z、b—为主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm
（1）I挡直齿轮接触应力
0.418
10082.22.1105
V21
（518
1960MPa
其中zEsin、b%sin
将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，对于渗碳齿轮，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：
dK3Temax4.0314220.8mm。
第二轴，d/L0.18~0.21
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
轴在垂直面内的挠度为：
F1a2b2
c
3EIL
轴在水平面内的挠度为:
F1a2b2
3EIL
转角为:
F1ab（ba）
3EIL
mm；
需要图纸联系QQ1537693694
式中：
fc—为轴在垂直面内的挠度，
fs—为轴在水平面内的挠度，mm；
Fi—为齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N；
F2—为齿轮齿宽中间平面上的径向力，N；
d—为轴的直径，mm；
E—为弹性模量，MPa；
I—为惯性矩，mn4；
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。
a9mm,b167.25mm
可求出
fc0.0037[fc]0.05~0.10mm
fs0.0091[fs]0.10-0.15mm
311119.5282（28219.5）
亦0.00034
495.261010
全挠度
fVfc2fs20.0090.2mm
所以刚度满足要求
只供学习与交流
二挡轴齿轮
0.045
0.112
0.12
0.0015
符合
三挡齿轮
fc0.051mm
fs0.128mmf0.138mm0.00016rad
符合
四档齿轮
fc0.002mm
fs0.005mm
f0.0054mm
0.00018rad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,Mc2Ms2Tn2142211827321.98105
M32M
W它
129.5MPa
[]400MPa
所以强度满足要求
3、花键的挤压强度验算
T
mhlkZ
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=0.2D=25
23mm
2C1.6mm
16.5,k0.8,Z8
142103
36.5MPa
231.616.50.88
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7205AC25，由手册查得,
Cr22.0103N,C0r23103N
（2）、计算当量动载荷：
Fa2353.5N,Fr2568.6N
Fa
因为C
根据查表得e0.68，
2353.50.916e，所以X0.41,Y0.87
2568.6
PXFr
（3）、轴承的寿命计算
YFa3199・7N
由表查得
p1,ft
根据寿命计算公式：
J"
106（ftC
10nfpP
L10h2863h
根据经验，可判断出轴承的寿命满足设计要求。
升级会员 