1、 第1章 變速器主要參數的計算與校核學號：15最高車速：=113Km/h 發動機功率：=65.5KW 轉矩：=206.5Nm 總質量：ma=4123Kg轉矩轉速：nT=2200r/min車輪：R16（選6.00R16LT） 1.1設計的初始數據表1.1已知基本數據最高車速（Km/h）發動機率（Kw）額定轉矩總質量（Kg）轉矩轉速（r/min）主減速器傳動比車輪半徑（mm）11365.5206.5412322004.36337車輪：R16（選6.00R16LT ）查GB/T2977-2008 r=337mm1.2變速器傳動比的確定確定檔傳動比： 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用

2、于克服輪胎與路面間的滾動阻力與爬坡阻力。故有：= （1.1）式中：-作用在汽車上的重力，；-汽車質量；-重力加速度，；發動機最大轉矩，；主減速器傳動比，；傳動系效率，；車輪半徑，；滾動阻力系數，對于貨車取；爬坡度，30%換算為。則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為：= （1.2）驅動輪與路面的附著條件： （1.3）-汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷；取綜上可知： 取其他各檔傳動比的確定：按等比級數分配原則： （1.4）式中：常數，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：，=高檔使用率比較高，低檔使用率比較低，所以可使高檔傳動比較小，所以取其他各擋傳動比分別為：=；1.3中心距A

3、1.3.1初選中心距可根據下述經驗公式 （1.5）式中：變速器中心距（mm）；中心距系數，商用車：；發動機最大轉矩（N.m）；變速器一擋傳動比，；變速器傳動效率，取96% ；發動機最大轉矩，。 則，初選中心距。1.3.2變速器的軸向尺寸貨車變速器殼體的軸向尺寸:mm。1.4齒輪參數與齒輪材料的選擇1.4.1齒輪模數同步器與嚙合套的接合齒多采用漸開線齒形。出于工藝性考慮，同一變速器的接合齒采用同一模數。輕中型貨車為2.0-3.5，選取較小的模數并增多齒數有利于換擋。變速器一檔與倒檔模數為3.5mm，其他檔位為3.0。1.4.2齒形、壓力角與螺旋角根據維信的汽車設計表6-3汽車變速器齒輪的齒形，壓

4、力角與螺旋角分別為：表1.2齒形壓力角螺旋角GB1356 78規定的標準齒形選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一，第二軸上的斜齒輪一律取左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。1.4.3齒寬通常是根據齒輪模數來確定齒寬b直齒，為齒寬系數，取為4.48.0，小齒輪取8 .0 大齒輪取7.0；斜齒，取為7.08.6，小齒輪取8.0 大齒輪取7.0。一檔與倒檔小齒輪齒寬mm 大齒輪齒寬;其他檔位小齒輪齒寬mm 大齒輪齒寬。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數可取大些，以提高傳動的平穩性和齒輪的壽命。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為

5、24mm，取2.5mm。1.4.4齒頂高系數一般規定齒頂高系數取為1.00。 1.4.5齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對 如對硬度350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝與熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：時滲碳層深度0.81.2時滲碳層深度0.91.3時滲碳層深度1.01.

6、3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC485312。對于大模數的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒13。1.5一檔齒輪參數的計算、齒輪校核、受力計算圖3.1 中間軸式五檔變速器簡圖1.5.1一擋齒輪參數的計算 中間軸一擋齒輪齒數，貨車可在1217之間選用，最小為12-14，取，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動比為 （1.6）為了求，的齒數，先求其齒數和， （1.7）=51.25 取 51即=-=51-12=39對中心距進

7、行修正因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。理論中心距：=95.59mm （1.8）對一擋齒輪進行角度變位：端面壓力角： tan=tan/cos （1.9）=21.29°端面嚙合角： cos= （1.10）=21.9°由表14-1-21查得：齒輪齒數之比變位系數之和 （1.11） =0.117查圖14-1-4選擇變位系數線圖（，），可知，則 計算精確值：A=（1.12） 當量齒數 根據齒形系數圖可知一擋齒輪參數：分度圓直徑 =3.5×39/cos21.61°

8、;=146.39mm=3.5×12/cos21.61°=45.17mm中心距變動系數 =（96-95.59）/3.5=0.117齒頂變動系數 =0.117-0.1171=-0.0001齒頂高 =2.835mm=4.57mm齒根高 =5.04mm=3.3mm齒高 =7.875mm齒頂圓直徑 =152.06mm=54.31mm齒根圓直徑 =136.31mm=38.57mm1.5.2一擋齒輪強度的計算 1. 齒輪彎曲應力的計算2.圖3.2 齒形系數圖斜齒輪彎曲應力 （1.13）式中： 計算載荷（N·mm）；法向模數（mm）；齒數；斜齒輪螺旋角；應力集中系數，；齒形系數，

9、可按當量齒數在圖2.1中查得；齒寬系數；重合度影響系數，。（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ，。2.齒輪接觸應力的計算 （1.14）式中：輪齒的接觸應力（MPa）；計算載荷（N.mm）；節圓直徑(mm)；節點處壓力角（°），齒輪螺旋角（°）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的實際寬度(mm)；、主、從動齒輪節點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、主、從動齒輪節圓半徑(mm)。彈性模量=2.06×105 N·mm-2，大齒輪齒寬=7×3.5=24.5mm 小齒輪齒寬21mm。表1.3變速器齒輪的許用接觸應力齒輪齒輪類型一擋和倒擋

10、常嚙合齒輪和高擋滲碳齒輪1900200013001400液體碳氮共滲齒輪9501000650700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力mmmm = =1.5.3一擋齒輪受力的計算 N1.6常嚙合齒輪參數的計算、齒輪校核、受力計算1.6.1常嚙合齒輪參數的計算 求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （1.15）=因常嚙合傳動齒輪副的中心距與一擋齒輪副以與其他各檔齒輪副的中心距相等，初選=，即 （1.16） （1.17） =由式（1.15）、（1.17）得，則：=表1.4對常嚙合齒輪進行角度變位理論中心距（mm）端面壓力角（）端面嚙合角（）變位系數精確值（）當量齒數齒形系數97.321.118.90.188

11、-0.61819.3826470.1520.118表1.5 常嚙合齒輪參數（mm）分度圓直徑中心距變動系數齒頂高變動系數齒頂高齒根高69.96124.02-0.4560.0283.472.064.1865.6全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑6.6676.9128.1461.59122.811.6.2常嚙合齒輪強度的計算 表1.6 常嚙合齒輪的接觸應力與彎曲應力彎曲應力（）接觸應力（）（）（）（mm）（mm）（）（）122.44149.8913.4423.83743.14724.461.6.3常嚙合齒輪受力的計算 表1.7 常嚙合齒輪的受力圓周力（N）徑向力（N）軸向力（N）5210.635332.2

12、2164.762057.331917.611875.671.7二檔齒輪參數的計算、齒輪校核、受力計算1.7.1二檔齒輪參數的計算 二擋齒輪為斜齒輪，模數與一擋齒輪一樣，初選 （1.18）= （1.19）=由式（1.18）、（1.19）得，則，=表1.8 對二檔齒輪進行角度變位理論中心距（mm）端面壓力角（）端面嚙合角（）變位系數精確值（）當量齒數齒形系數95.4521.4322.250.35-0.18321.9951240.150.17表1.9二檔齒輪參數（mm）分度圓直徑中心距變動系數齒頂高變動系數齒頂高齒根高129.461.470.183-0.01593.052.52.74.3全齒高齒頂圓

13、直徑齒根圓直徑5.748135.51666.47124.0252.8741.7.2二擋齒輪強度的計算 表1.10 二檔齒輪的接觸應力與彎曲應力彎曲應力（）接觸應力（）（）（）（mm）（mm）（）（）198.3423625.7312.221030.771057.371.7.3二擋齒輪受力的計算 表1.11 二檔齒輪的受力圓周力（N）徑向力（N）軸向力（N）10223.7610758.094013.074222.84128.594344.361.8三檔齒輪參數的計算、齒輪校核、受力計算1.8.1三檔齒輪參數的計算 （1）三擋齒輪為斜齒輪，模數與一擋齒輪一樣，初選 （1.20） （1.21）=由式（

14、1.20）、（1.21）得，則，=表1.12 對三檔齒輪進行角度變位理論中心距（mm）端面壓力角（）端面嚙合角（）變位系數精確值（）當量齒數齒形系數96.1421.5721.35-0.2920.21122.9944320.1250.162表1.13三檔齒輪參數（mm）分度圓直徑中心距變動系數齒頂高變動系數齒頂高齒根高110.8081.47-0.047-0.03443.742.233.1174.626全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑6.85118.3285.92104.5772.221.8.2三檔齒輪強度的計算 表1.14三檔齒輪的接觸應力與彎曲應力彎曲應力（）接觸應力（）（）（）（mm）（mm）（）

15、（）15721522.3616.44898.7861.461.8.3三擋齒輪受力的計算 表1.15 三檔齒輪的受力圓周力（N）徑向力（N）軸向力（N）7714.448117.093050.083209.2832733443.821.9四檔齒輪參數的計算、齒輪校核、受力計算1.9.1四檔齒輪參數的計算 （1）四擋齒輪為斜齒輪，模數與一擋齒輪一樣，初選 （1-22） = （1-23）=由（1-22）和（1-23）得，則： 表1.16 對四檔齒輪進行角度變位理論中心距（mm）端面壓力角（）端面嚙合角（）變位系數精確值（）當量齒數齒形系數96.8721.7220.370.35-0.7324.68424

16、30.1760.144表1.17四檔齒輪參數（mm）分度圓直徑中心距變動系數齒頂高變動系數齒頂高齒根高91.94101.79-0.29-0.0934.332.684.85.95全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑9.13100.56107.1582.3489.891.9.2四檔齒輪強度的計算 表1.18四檔齒輪的接觸應力與彎曲應力彎曲應力（）接觸應力（）（）（）（mm）（mm）（）（）122.69195.9218.8420.85754.17773.611.9.3四擋齒輪受力的計算 表3.19 四檔齒輪的受力圓周力（N）徑向力（N）軸向力（N）6174.246496.72459.712588.182747

17、.652891.151.10倒檔齒輪參數的計算、齒輪校核、受力計算1.10.1倒檔齒輪參數的計算 倒擋齒輪選用的模數與一擋一樣，倒擋齒輪的齒數一般在21-23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=23，=14，則：=mm （1-24）倒擋齒輪參數：分度圓直徑 =3.5×14=49mm齒頂高 mm齒根高 =4.375mm齒高 =7.875mm齒頂圓直徑 =56mm齒根圓直徑 =40.25mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙：間隙取5mm。0 =133mm=36計算倒擋軸和第二軸的中心距 =103.25mm表1.2

18、0 倒檔齒輪參數（mm）分度圓直徑齒頂高齒根高12680.53.53.54.3754.375全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑7.87513387.5117.2571.751.10.2倒檔齒輪強度的計算 1彎曲應力2接觸應力mm =表1.22 倒檔齒輪的接觸應力與彎曲應力彎曲應力（）接觸應力（）（）（）（mm）（mm）（）（）405.7409.6122.1413.761401.811742.681.10.3倒擋齒輪受力的計算 表1.23 倒檔齒輪的受力圓周力（N）徑向力（N）12190.33115.52第二章 軸與軸上支承的計算與其校核2.1軸承的選擇與壽命驗算2.1.1滾針軸承的選擇與壽命驗算1.輸

19、出軸五檔齒輪滾針軸承的選擇對貨車軸承壽命要25萬km，由維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hh由 r/minKN根據式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根據式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）選擇滾針軸承：表2.1五檔滾針軸承參數基本尺寸基本額定載荷極限轉速質量軸承代號安裝尺寸脂油K型40483045.286.86300900030.142.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。根據速比極差計算各檔轉速：=即r/min r/min r/min r/min2.輸出軸四檔齒輪滾針軸承的選擇由維信汽車設計表6-9變

20、速器各檔的相對工作時間或使用率可知hKN根據式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根據式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）選擇滾針軸承：表2.2四檔滾針軸承參數基本尺寸基本額定載荷極限轉速質量軸承代號安裝尺寸脂油/gK型35423037.872.57000100006230.142.3軸承壽命驗算：由故所選軸承合格。3.輸出軸三檔齒輪滾針軸承的選擇由維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hKN根據式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根據式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）

21、KN查表（7-2-85）選擇滾針軸承：表2.3三檔滾針軸承參數基本尺寸基本額定載荷極限轉速質量軸承代號安裝尺寸脂油K型3846304482.567009500-30.142.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。4.輸出軸二檔齒輪滾針軸承的選擇由維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hKN根據式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根據式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）選擇滾針軸承：表2.4二檔滾針軸承參數基本尺寸基本額定載荷極限轉速質量軸承代號安裝尺寸脂油K型50583049.8105500070009530.1

22、42.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。5.輸出軸一檔齒輪滾針軸承的選擇由維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hKN根據式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根據式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）選擇滾針軸承：表2.5一檔滾針軸承參數基本尺寸基本額定載荷極限轉速質量軸承代號安裝尺寸脂油K型50583050.8108500070009530.142.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。6.倒檔齒輪滾針軸承的選擇hKN根據式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知根據式（7-2-6）查表（7-2-29）

23、KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）選擇滾針軸承：表2.6倒檔滾針軸承參數基本尺寸基本額定載荷極限轉速質量軸承代號安裝尺寸脂油K型30352726.855.88000120003327.141.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。倒檔軸齒輪11，,12表2.7倒檔齒輪滾針軸承參數基本尺寸基本額定載荷極限轉速質量軸承代號安裝尺寸脂油K型40483045.286.863009000-30.142.72.1.2圓錐滾子軸承的選擇與壽命驗算1.第二軸兩端軸承的選擇初選軸承型號 32206 和32308因為掛I檔時齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個圓錐滾子軸承在掛I檔時所受力最大。

24、N N根據力的徑向平衡條件有：NN軸承的轉速為352r/min計算兩軸承壽命：附加軸向力：NN因為,軸系有向右移動的趨勢，由于軸承1被軸承蓋頂住而壓緊，所以軸承I被“壓緊”，軸承II被“放松”。所以被“壓緊”的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即軸承I：NKN軸承II：NKN軸承的名義壽命L（以轉為單位）由h故所選軸承合格。中間軸兩端圓錐滾子軸承的選擇：初選軸承型號 32308 和32306因為掛I檔時齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個圓錐滾子軸承在掛I檔時所受力最大。 N N根據力的徑向平衡條件有： N N軸承的轉速為1137r/min計算兩軸承壽命：附加軸向力： N N因為所以

25、軸承I被“壓緊”，軸承II被“放松”。所以被“壓緊”的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即軸承I： NKN軸承II： NN軸承的名義壽命L（以轉為單位）由h故所選軸承合格。故所選軸承合格。2.2軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理14。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC5863，表面光潔度不低于815。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于7，并規定其端面擺差

26、。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度16。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少17。2.3軸的校核計算2.3.1初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距=96mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對中間軸，=0.160.18；對第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （2.1）式中：經驗系數，=4.04.6；發動機最大轉矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=23.6427.19mm取25mm；第二軸最大直徑=43.257.6mm取50mm；中間軸最大直徑=43.257

27、.6mm取=50mm第二軸：；第一軸與中間軸：第二軸支承之間的長度=238287.77mm；中間軸支承之間的長度=287.77325.5mm，第一軸支承之間的長度=138.88156.25mmd35d34d33d32d24d25d23d22d21d31圖2.3 軸的尺寸圖2.3.2軸的剛度校核若軸在垂直面撓度為，在水平面撓度為和轉角為，可分別用式（2.2）、（2.3）、（2.4）計算 （2.2） （2.3） （2.4）式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm）

28、，花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面撓度的允許值為mm，mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。圖2.4第二軸受力分析（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。（2）二軸的剛度一檔時N，Nmm，mm，mm mm （2.5）mm mm （2.6）mmmmmmmm （2.7）radrad (2.8) 二檔時N，Nmm，mm mmmm mm0.=0.0745mmmmmmradrad三檔時N，Nmm，mm mm mm mmmmmmmmmmradrad四檔時N，Nmm，m

29、m mmmm mmmmmmmmmmradrad倒檔時N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad（3）中間軸剛度圖2.5中間軸受力分析 一檔時N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad二檔時N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad三檔時N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad四檔時N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad2.3.3軸的強度校核（1）第二軸的強度校核圖2.6第二軸剪力圖與彎矩圖一檔時撓度最大，最危險，因此校核。水平面：1）求水平面支反力、由平衡方程得A與B端得支反力分別為：N （2.9）N （2.10）2）建立剪力與彎矩方程由于在截面C處作用有集中載荷，故應以該截面為分界面，將梁劃