1、- 1 -目 录第一章 基本数据选择011.1 设计初始数据011.1.1 变速器各挡传动比的确定021.1.2 中心距031.2 齿轮参数041.3 各挡齿轮齿数的分配05第二章 齿轮校核172.1 齿轮材料的选择原则172.2 计算各轴的转矩182.3 齿轮强度计算182.3.1 齿轮弯曲强度计算182.3.2 齿轮接触应力222.4 计算各挡齿轮的受力26第三章 轴及轴上支撑件的校- 2 -核293.2 轴的强度计算293.2.1 初选轴的直径293.2.2 轴的强度校核303.3 轴承及轴承校核393.3.1 一轴轴承校核393.3.2 中间轴轴承校核42第一章 数据计算1.1 设计初
2、始数据：（方案二）学号：30最高车速： =110-30/2=95Km/hmaxU发动机功率： =66-30/2=51KWeP转矩： =210-30/2=195NmmaxeT总质量：ma=4100-30=4070Kg转矩转速：nT=2100r/min车轮：R16（选 205/55R16） rR=162.5410/2+0.55205=315.95mm1.1.1变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则 =15gi= 0.377 maxU0maxirngp- 3 -式中： 最高车速maxU发动机最大功率转速pn车轮半径r变速器最大传动比maxgi主减速器传动比0/ =1.4 2.0 即 =
3、（1.42.0）2100=29404200r/min pnTpn=9549 （式中 =1.11.3，取 =1.2）maxepePmax所以， =9549 =3255.63847.5r/minpn1753).(柴油机的转速在 32004000 r/min 取 =3200r/minpn主减速器传动比 =0.377 =0.377 =4.0120i0maxirngp9510.3203双曲面主减速器，当 6 时，取 =90%， 6 时， =85%。0i0i轻型商用车 在 5.08.0 范围，1gi=96%， = =90%96%=86.4%gTT最大传动比 的选择：1i满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式（
4、1.1） dtumGiuACfriTaDTg 20emax15.汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为（1.2） sin co0emaxGfriTg即， Ttqgifri01sc式中：G作用在汽车上的重力， ， 汽车质量， 重力加速mg- 4 -度， =48409.8=47432N；mgG发动机最大转矩， =171N.m；axeTaxeT主减速器传动比， =4.963；0i 0i传动系效率， =86.4%；TT车轮半径， =0.316m；rr滚动阻力系数，对于货车取 =0.02；f f爬坡度，取 =16.7=5.72%4.86012.953159.07sinco.84071 ）（gi满足附
5、着条件。riTTg01emaxz2F在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取 =0.75即 =8.391gi %4.86012.95315907476.由得 5.72 8.39；1gi又因为轻型商用车 =5.08.0；所以，取 =5.8 1gi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： qiigg54321式中： 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q， ， ，41qig32ig2igqig4= =1.552n8.5所以其他各挡传动比为：- 5 -= =3.738， = =2.409， = =1.5522gi3q3gi2q4giq1.1.2中心距 A
6、初选中心距时，可根据下述经验公式（1.3） 31maxgeAiTK式中： 变速器中心距（mm） ；中心距系数，商用车： =8.69.6，取 9.0 ；A AK发动机最大转矩（N .m） ；maxeT变速器一挡传动比， =5.6 ；1i 1gi变速器传动效率，取 96% ；g发动机最大转矩， =195N.m 。 maxeTaxeT则， 31maxgeAiK= %968.5)6.98( =88.3998.669 （mm）初选中心距 =94mm。1.2齿 轮 参 数1、模数 齿轮的模数定为 4.0mm。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
7、变速器螺旋角：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 234、齿宽 b直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；mkcc斜齿 ， 取为 6.08.5，取 7.0。n- 6 -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24mm，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。 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 1217 之间选用，最小为 1214，取=13，一挡齿轮为斜齿轮。10Z一挡传动比为 （1.4）1092gZi为了求 ， 的齿数，
8、先求其齿数和 ， 9Z10 h斜齿 （1.5）nhmAcos2= =43.26 取整为 44439 即 = - =44-13=319Zh102、对中心距 进行修正A因为计算齿数和 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ和齿轮变位系数重新计算中心距 ，再以修正后的中心距 作为各挡齿轮齿hZAA- 7 -数分配的依据。= =95.54mm 取整为 A=96mm。109n0cos2mAhZcos2314）（对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan =tan /costtn10=21.57t啮合角 ： cos = =0.925,t,ttoAcs=22.54,t变位系数之和 nt,t
9、109na2iviz=0.72538.2109zU47.0125.047.5.09计算 精确值：A= 10ncosmhZ56.23109一挡齿轮参数：分度圆直径 =431/cos23.56=135.22mm109n9cos/zd=413/cos23.56=56.71mm1010齿顶高 =2.46mmn9an9yhm=3.44mm1010式中： =（96-95.54）/4=0.115nn/Ay）（=0.725-0.115=0.61齿根高 =4.1mmn9an9hmcf =3.12mm1010f齿全高 =4.63mm9fa- 8 -齿顶圆直径 =140.14mm9a92ahd=63.59mm101
10、0齿根圆直径 =127.02mm99ff=50.47mm10102ffhd当量齿数 =38.89939vcos/z=16.861010节圆直径 mzAd27.3521099r64.9zd3.521098mr8.7103、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（1.6）910g12Zi= =2.4338.5常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，初选 = ，即210（1.7）21cosZmAnn2121= 40cos96=45.105由式（1.6） 、 （1.7）得 =12.79， =32.31 取整为 =12， =32，则：1Z21Z2- 9 -= =5.87
11、 =5.81092gZi31gi对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 = =95.79mm21cosmAn0cos324端面压力角 tan =tan /costn=21.18t端面啮合角 =totAcscs,18.2cos947.503.1,t变位系数之和 nttiviza2,n= 0t18.253.13ii=0.29查变位系数线图得： 46.2132zU4.011.04.290计算 精确值：A= 2ncosmhZ36.201分度圆直径 =55.47mm211cosnmzd=136.53mm212n齿顶高 =4.65mmn1an1yhm=2.61mm20式中： =（96-95.79）/4=0.
12、0525n0n/Ay）（ =0.29-0.0525= 0.2375- 10 -齿根高 =3.4mmn1na1hmcf =5.44mm22f齿全高 =8.05mm1fa齿顶圆直径 =64.77mmahd=141.75mm22a齿根圆直径 =48.67mm11ff=125.65mm22ffhd当量齿数 =15.78131vcos/z=38.8322节圆直径 mzAd47.5211r3.1zd5.16221 mr7.824、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 =2087（1.8）8172Zi= =1.52287i3.（1.9）87ncosZmA= =45.11n872
13、42cos9- 11 -由式（1.8） 、 （1.9）得 =27.20， =17.91 取整为 =27， =187Z87Z8则， = =3.69 =3.7388172i32gi对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =95.78mm87cos2ZmAn端面压力角 tan =tan /costn=21.21t端面啮合角 =totAcscs,21.cos9678.5.21,t变位系数之和 nt,t87na2iviz=0.315=0.2 =0.1155.1827zU87求 的精确值： =20.36887cos2ZmAn8二挡齿轮参数：分度圆直径 =115.20mm877cosnmzd=76.80mm87
14、8n齿顶高 =3.42mmn7an7yhm=3.76mm88式中： =0.055n0n/Ay）（ =0.26- 12 -齿根高 =4.54mmn7na7hmcf =4.2mm82f齿全高 =7.96mm7fa齿顶圆直径 =122.04mm2ahd=84.32mm88a齿根圆直径 =106.12mm77ff=68.4mm882ffhd当量齿数 =32.7737vcos/z=21.8488节圆直径 mzAd2.152877r6.7zd8.72788mr4.318（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选 =21621365Zi（1.10）= 321409.=0.97965cos2ZmAn（3.11）- 13 -
15、由式（3.10） 、 （3.11）得 =22.64， =22.175Z6取整 =22， =23 61523Zi= =2.355 =2.4093i对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =96.36mm65cos2ZmAn端面压力角 tan =tan /cos =0.3897tn=21.29t端面啮合角 = =0.935totAcscs,29.1cos63.97.20,t变位系数之和 nt,t65na2iviz=-0.54=-0.25 =-0.45-（-0.25）=-045.12356zU560.29求 的精确值： =20.36665cos2ZmAn65三挡齿轮参数：分度圆直径 =93.87mm65
16、5cosnmzd=9813mm66n- 14 -齿顶高 =4.8mmn5an5yhm=4.64mm66式中： =-0.09n0n/Ay）（=-0.45齿根高 =6mmn5na5hmcf=6.16mm66f齿全高 =10.8mm5fa齿顶圆直径 =103.47mm2ahd=107.41mm66a齿根圆直径 =81.87mm55ff=85.81mm662ffhd当量齿数 =26.69935vcos/z=27.9166节圆直径 mzAd87.932655r.415zd13.982656mr07.416（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角 =222143Zi（1.12）= 3215.- 15 -=0.6
17、3165cos2ZmAn（1.13）由（1.12） 、 （1.13）得 =17.205， =27.295，3Z4取整 =17， =27则： 41324Zi= 7=1.550 =1.5654i对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =94.93mm43cos2ZmAn端面压力角 tan =tan /cos =0.393tn=21.45t端面啮合角 = =0.920totAcscs,45.21cos963.0.,t变位系数之和 nt,t43na2iviz=1.59=0.68 =1.59-0.68=0.9159.17234zU34求螺旋角 的精确值： =23.56443cos2ZmAn4四挡齿轮参数：-
18、 16 -分度圆直径 =74.15mm433cosnmzd=117.78mm434n齿顶高 =2.23mmn3an3yhm=3.15mm44式中： =0.2675n0n/Ay）（ =1.1225齿根高 =2.28mmn3na3hmcf=1.36mm44f 齿全高 =4.51mm3fa齿顶圆直径 =76.16mm2ahd=124.08mm44a齿根圆直径 =69.59mm33ff=115.06mm442ffhd当量齿数 =220.533vcos/z=35.0244节圆直径 mzAd18.72433r09.13zd81.72434mr9.5145、确定倒挡齿轮齿数- 17 -倒挡齿轮选用的模数与一
19、挡相同，倒挡齿轮 的齿数一般在 2123 之间，13Z初选 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 。初选 =23， =14，则：12Z A1312Z132Zm = 4=74mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径 应为1eDADee25.011211ee=2964(14+2)1=127mm21nmDZe= 247=29.75 取 =291Z计算倒挡轴和第二轴的中心距 A213,zm= 94=102mm计算倒挡传动比 1321zi倒= 493- 18 -=5.099=0.24 =-0.2464.1213
20、zU1213=0.24 .913 1节圆直径 mzAd78.13211r9.561zd21321mr81212zAd23.901313r.45213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 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。- 19 -3、考虑加工工艺及热
21、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 0.81.25.3法m时渗碳层深度 0.91.3法时渗碳层深度 1.01.3法表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度 HRC4853 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%。 轴 = =19599%9
22、6%=185.34N.m1T承离 axe中间轴 = =185.3496%99%32/12=433.59N.m212i齿承轴 一挡 =433.590.960.9931/13=982.66N.m0931齿承二挡 =433.590.960.9927/18=618.13N.m872iT齿承 三挡 =433.590.960.9922/23=394.17N.m653齿承四挡 =433.590.960.9917/27=259.46N.m4324i齿承五挡 =394.990.960.99=375.40N.m齿承 35T倒挡 =394.99 32/13=811.26N.m122i）（ 齿承倒 29.06）（ 2
23、.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- 20 -图 2.1 齿形系数图（2.1）yzKmTcfgw32式中： 弯曲应力（MP a） ；w计算载荷（N .mm） ；gT应力集中系数，可近似取 =1.65；KK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，f对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮 =1.1，从动齿轮 =0.9；f f齿宽（mm ） ；b模数；m齿形系数，如图 2.1。y当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，一、倒挡直齿gT maxeT轮许用弯曲应力在 400850MP a，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许
24、用应力应取下限。计算倒挡齿轮 11，12，13 的弯曲应力 ， ，1w123w=29， =13， =14， =0.139， =0.143， =0.149， =811.261z1213z1y2y4y倒TN.m， =433.59N.mT- 21 -1312yKzmTcfw倒3309.7465.8=424.91MPa400850MPa123212yKzmTcfw= 3304.74659.=558.87MPa400850MPa1332113/yKzmZTcfw）（= 33 049.074.65/59.2）（= 438.83MPa400850MPa2、斜齿轮弯曲应力 w（2.2）KyzmTcng3os2
25、式中： 计算载荷（Nmm） ；gT法向模数（mm） ；nm齿数；z斜齿轮螺旋角（） ；应力集中系数， =1.50；KK齿形系数，可按当量齿数 在图中查得；y 3coszn齿宽系数 =7.0cc重合度影响系数， =2.0。KK当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，对乘用车常啮gT maxeT合齿轮和高挡齿轮，对货车为 100250MP a。- 22 -（1）计算一挡齿轮 9，10 的弯曲应力 ，9w10KymzTcnw931019os2= 3310.276.458=189.296MPa100250MP aKymzTcnw1039210os= 3310.27.4565=184.251M
26、Pa100250MP a（2）计算二挡齿轮 7，8 的弯曲应力 KymzTcnw7382os= 3310.2156.04。=146.7MPa100250MP aKymzTcnw83728os= 3310.214.05659。=163.81MPa100250MP a（3）计算三挡齿轮 5，6 的弯曲应力 KymzTcnw536os2= 3310.271.04259。=142.15MPa100250MP aKymzTcnw63526os- 23 -= 3310.2718.04256cos59。=159.71MPa100250MP a（4）计算四挡齿轮 3，4 的弯曲应力 KymzTcnw34os2
27、= 3310.2719.07565。=77.73MPa100250MP aKymzTcnw4324os= 3310.2719.07565。=81.36MPa100250MP a（5）计算常啮合齿轮 1，2 的弯曲应力 KymzTcnw132os= 3310.659.0482。=104.58MPa100250MP aKymzTcnw232os= 3310.2614.0559。=112.07MPa100250MP a2.3.2轮齿接触应力 j（4.3）bzgjdbET1cos418.0式中： 轮齿的接触应力（MP a） ；j- 24 -计算载荷（N .mm） ；gT节圆直径(mm)；d节点处压力角
28、（） ， 齿轮螺旋角（） ；齿轮材料的弹性模量（MP a） ；E齿轮接触的实际宽度(mm)；b、 主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮 、z sinzr，斜齿轮 、 ；sinbr2cosinzr2cosinbr、 主、从动齿轮节圆半径(mm)。z将作用在变速器第一轴上的载荷 作为计算载荷时，变速器齿轮的许2/maxeT用接触应力 见表 4.1。j弹性模量 =20.6104 Nmm-2，齿宽 =74=28mmEnccKb表 2.1 变速器齿轮的许用接触应力 MPaj齿轮渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 650700（
29、1）计算一挡齿轮 9，10 的接触应力=11.05mm56.23cos/in210dz=27.25mm29b 9109319 56.cos418.0 bzjdET= 34 1025.72027356 =1173.896MPa19002000MP a- 25 - 91010210 56.3cos48. bzjdbET= 34 1025.736529 =1230.07MPa19002000MP a（2）计算二挡齿轮 7，8 的接触应力=14.94mm36.20cos/in2dz=22.41mm27b 787327 1.cos418.0 bzjdET= 34 041.29160325 =934.19
30、MPa13001400MP a 78828 1.3cos41.0bzjdbET= 34 104.29560762593 =958.25MPa13001400MP a（3）计算三挡齿轮 5，6 的接触应力=19.09mm36.20cos/in2dz=18.26mm527b 56535 10.cos418.0 bzjdET= 34 02.1892793216 =811.28MPa13001400MP a- 26 -56626 10.3cos418.0 bzjdbET= 34 02.18939215 =832.21MPa13001400MP a（4）计算四挡齿轮 3，4 的接触应力=21.97mm5
31、6.23cos/in2dz=13.83mm23b 34343 181.cos418.0 bzjdET= 34 08.972562072659 =783.88MPa13001400MP a 34424 18.3cos18.0bzjdbET= 34 108.972156072593 =804.09MPa13001400MP a （5）常啮合齿轮 1，2 的接触应力=10.79mm36.20cos/in1dz=26.56mm22b 2111 36.0cos48.0bzjdET= 34 1056.9727523 =806.999MPa13001400MP a- 27 -2122 36.0cos418.
32、0bzjdbET= 34 1056.9753619 =839.41MPa13001400MP a（6）计算倒挡齿轮 11，12，13 的接触应力=9.576mm20sin12dz=15.431mmi13b13z=19.456mm20sin1db1311cos48.0bzj ET倒= 34 10456.95207326 =1064.599MPa19002000MP a1321212cos48.0bzj dbET= 34 104.576905693 =1336.91MPa19002000MP a 112132213cos）z/（48.0bzjdbET= 34 041.576920cos3.9286
33、）/（541.0 =1349.96MPa19002000MP a- 28 -2.4 计 算 各 挡 齿 轮 的 受 力（1）一挡齿轮 9，10 的受力 N 8.14692076.13822393 dTFtN55943102t29.836.2/cosn062.8ta cosan1099 trF N615541109n10tr 9.40tan23.6869aFt9a N7851540n10910 （2）二挡齿轮 7，8 的受力 42.732.1536273 dTFt N190894382tN65.4.2/costan2.17cosan877 trF 083094 87n8tr N6.91tan2.
34、361073aFta 48049n88 （3）三挡齿轮 5，6 的受力 N21.8391087.934253 dTFt- 29 -N05.83713.985426 dTFt 426cos20tan cosan655tr N13387565n6 trF 745620tan19a5 ta N.887n66 F（4）四挡齿轮 3，4 的受力 2569105.742933dTt N71.8342 Ft 932cos2.5609tan cosan433tr N6.37143n4 trF2430512tan5.698a3 ta N.671n434 F（5）五挡齿轮 1，2 的受力 381047.5831dTt N57.6369232 Ft 1429cos20.81tan cosan211tr N03.6365721n2 trF- 30 -NFta 7.24836.0tan681n211 355732 （6）倒挡齿轮 11，12 的受力mm， mm1694mz11d 614mz1212d=811.26N.m, =433.59N.m倒TTN2417016853231倒 dFt 6.589.4312 Tt N07tan271 anFt1 r 6.53548.362
