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专业课程设计货车变速器z

设 计 说 明 书

题目：货车机械变速器

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变速器的设计计算

1.1 变速器的选择
变速器的种类很多，按前进档位的不同可分为三、四、五和多档变速器，根据轴的型式的不同，又有固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又有两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。
2-1-1 中间轴式变速器
从结构外形看中间轴式变速器有三根轴：一轴和二轴在一条中心线上。将它们连接即为直接档，此时，齿轮、轴承不承受载荷而只传递转矩，故而传动效率高，而且摩损小，寿命长，噪音也较小。而在其他档位上，经过两对连续齿轮传动，传动效率稍低。由于本设计中的汽车为重型货车，且档位多，传动比大，故本设计采用这种型式。
2-1-2 变速器齿轮型式
变速器中的齿轮一般只有两种：直尺圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮多用为滑动式，故使用在一档和倒档的较多，它们的结构简单，制造容易。但是在换档时齿轮端部产生冲击，噪声很大，从而加剧端部磨损，使齿轮的寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员的疲劳。斜齿圆柱齿轮传动平稳，噪声很小，磨损小，寿命长。唯一的缺点是工作时有轴向力的产生，而且结构复杂，这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。
通过比较两种型式齿轮的优缺点，本设计中，倒档采用直齿圆柱齿轮，这是考虑到倒档的使用率较低，综合衡量经济性和便利性而定的，其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动，这样充分发挥其传动平稳，噪声小等优点。
2-1-3变速器的换档结构
变速器的换档机构形式有以下几种：直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档。
(1) 直齿滑动齿轮换档 该结构形式制造容易，结构简单。但缺点较多：汽车行驶时各档齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换档，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，造成汽车的行驶安全性降低，同时使驾驶员精神紧张，而换档产生的噪声又会使乘坐舒适应大大的降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），使齿轮换档时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换档方式结构简单，但除一、倒档外已很少使用。
(2) 啮合套换档 由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换档。这时，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，它们都不会过早损坏，但不能消除换档冲击，对汽车的行驶安全性和乘坐舒适性仍有影响，同时，仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。因此，目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型车变速器上应用。这是因为重型车档位间的公比较小，则换档机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换档，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。
(3) 同步器换档 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高汽车的加速性、经济性和行驶安全性等一系列性能，故现代汽车大多数采用这种换档形式，同上述两种换档方式相比较，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。同时，利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。在换动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同档位的变速杆行程要求尽可能一样。
综合比较以上三种换档方式，在本设计中所有档位全部采用锁销式惯性同步器换档。
1.2 倒档的选择
与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮方案的，前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的弯曲状态下工作，并使倒档传动比略有增加。
至此，我们可以参考《汽车设计》中的相关内容进行讨论。《汽车设计》中的图3-5主要介绍了七种不同的倒档布置方案。其中图b所示方案的优点是换档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图d所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图c所示方案。图e所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮作成一体，将其齿宽加长。图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图g所示方案。其缺点是一、倒档需各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。
在本设计中，由于整个变速器是由主，副两个变速器组成的（5+1）*2变速器，所以采用一档和倒档共用同步器的设计。即《汽车设计》倒档布置方案中的f）方案。

1.3 支承方案选择
因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档的顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚度，又能保证装配方便。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发，有些方案将一档布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒档。此时在倒档工作时，轮齿磨损与噪声在短时间略有增加，与此同时在一档工作的轮齿的磨损与噪声有所减少。
倒档设置在变速器的左侧或右侧在结构上均能实现，不同之处是挂倒档是驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。
经常使用的档位，其齿轮因接触应力过高而造成表面点蚀损坏。将高档布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。

1.4 具体零部件方案确定
下面就同步器的具体形式、轴承的选择、变速器壳体的形式及档位的设置问题分别讨论：
2-5-1 同步器的选择
同步器是在接合套换档机构基础上发展起来的，其中除有前面已述及的接合套、花键毂、对应齿轮上的接合齿圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度迅速达到并保持一致的机构，以及阻止二者在达到同步之前接合以防止冲击的结构。
同步器一般有常压式、惯性式、和自行增力式几种，其中惯性式同步器较为常用。
1.常压式同步器
应用常压式同步器换档与用接合套换档相比较，在工作过程上的区别，主要在于前者的摩擦作用能使需接合的两花键齿圈迅速达到并保持同步，并且由于带弹簧的定位销对接合套的阻力，使两齿圈在达到同步之前暂不接合。但是，在这种同步器，对接合套的轴向阻力是由弹簧压力造成的，故其大小有限。如果驾驶员用力过猛，则可能在未达到同步前，接合套便克服弹簧压力，压下定位销而与齿轮的接合齿圈接触，此时齿间仍将产生冲击。因此，常压式同步器工作不可靠，目前较少采用。
2.惯性式同步器
惯性式同步器与常压式同步器一样，都是依靠摩擦作用实现同步的。但是它可以从结构上保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以避免齿间冲击和发生噪声。
惯性式同步器又分为：锁销式、锁环式、滑块式、多片式、多锥式等几种：
(1) 滑块式同步器 其本质上是锁环式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制转矩容量不大。而且锁止面在同步锥环的接合齿上。齿面磨损大，易失效。它主要用于轿车和轻型的变速器上，故而从汽车安全性方面本设计中考虑不宜采用。
(2) 锁环式同步器 这种同步器的锁止面在同步锥环和啮合套的倒锥面上，省去了同步锥环的接合齿。这样可使轴向尺寸变小。目前这种形式的同步器达到了广泛的应用。考虑到结构布置上的合理性、紧凑性及锥面产生的摩擦力矩的大小等因素，锁环式同步器多用于轿车和轻、中型货车中广泛使用，而在本设计中不采用。
(3) 锁销式同步器 此种形式的同步器优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径大，转矩容量得到提高，缩短了同步时间，缺点是轴向尺寸较长，多用于中、重型汽车的变速器中，所以本次设计中即采用这种结构形式的同步器。如下图：

2-5-2 轴承形式
变速器要求增长传递功率与质量之比，而且要求工作轴承的可靠性高，容量大，性能好、寿命长，故轴承的选择比较重要。
一轴和二轴由于转速较高，承受载荷中等，且多为径向载荷，只有很小的轴向载荷，但要求在较高转速下正常工作，故从以上方面考虑，选用角接触球轴承，二轴前端通过滚针轴承支撑在一轴后段内腔中。中间轴由于跨度大，直径大，质量大，而且有相当大的轴向力，故选用一对角接触球轴承，二轴齿轮通过滚针轴承空套在二轴上，倒档齿轮由于利用率低，且转速也不高，可直接套在倒档轴上。
2-5-3 轴的结构设计
变速器中的轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声、降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装，固定它与加工工艺也有密切关系。
第一轴通常与齿轮作成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，本次设计采用渐开线花键,压力角为。如图：

渐开线花键
第二轴制成阶梯式，以便于各齿轮的安装，从受力及合理利用材料来看也是必须的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴的断裂。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心更为合理。因为渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。渐开线花键可以用制造齿轮的方法加工，工艺性较好，制造精度也较高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，当传递的转矩较大且轴径也大时，宜采用渐开线花键联结。渐开线花键的定心方式为齿形定心。当齿受载时，齿上的径向力能起到自动定心作用，有利于各齿均匀承载。
中间轴一、倒档采用齿轮轴形式，其它档位采用渐开线花键联结齿轮。中间轴采用阶梯形式，以便于各齿轮的安装，从受力及合理利用材料来看也是必须的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴的断裂。中间轴安装齿轮采用渐开线花键且以大径定心更为合理。因为渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。渐开线花键可以用制造齿轮的方法加工，工艺性较好，制造精度也较高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，当传递的转矩较大且轴径也大时，宜采用渐开线花键联结。渐开线花键的定心方式为齿形定心。当齿受载时，齿上的径向力能起到自动定心作用，有利于各齿均匀承载。

第四章 变速器的设计计算
4.1确定变速器的主要参数
4.1.1各挡传动比的确定
不同类型的变速器，其挡位数也不尽相同，本设计为四挡变速器。传动比为已知：i1=6.40，i2=3.09， i3=1.69，i4=1.00，iR=7.82.
4.1.2中心距A的选取
初选中心距A时，可根据下述经验公式初选：

式中，A为变速器中心距(mm)；为中心距系数，货车：=8.6-9.6；为发动机最大转矩；为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96%。本设计中，取=9.1。
将数值代入公式，算得A=99.940mm，故初取A=100mm.
4.1.3 变速器的轴向尺寸
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。设计时可根据中心距A的尺寸参照下列经验关系初选：
四挡货车变速器壳体轴向尺寸：(2.2～2.7) A
4.1.4 齿轮参数
（1）齿轮模数
选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其它挡位选用另一种模数。
一挡模数：3mm 二挡模数：2.5mm 三挡模数：2.5mm 四挡模数：2.5mm倒挡模数：3mm
在本次设计的货车中，倒挡和一挡齿轮采用直齿，其余前进挡采用斜齿。
（2）压力角
齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角增大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。本设计中采用标准压力角=20°。
（3）螺旋角
选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，齿轮的强度也相应提高。因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，不宜过大，以15°~25°为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。
螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消，以减少轴荷，提高寿命。为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。
二、三、四挡齿轮螺旋角22°；
常啮合齿轮螺旋角25.28°。
（4）齿轮变位系数的选择原则
采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。
4.1.5 各挡齿轮齿数的分配
1.确定一挡齿轮齿数
已知 A=100mm ，m=3mm

2.修正中心距
A==99mm
3.确定常啮合传动齿轮副的齿数
已知 =6.38 =2.5mm =25.28°
+==78.343
=78
=22， =56
4.确定其它挡位齿轮齿数
（1）确定二挡齿轮齿数
已知 =3.09 =2.5mm =22°

联立求解 取，
（2）确定三挡齿轮齿数
已知=1.69，mm， =25°

联立求解
（3）确定四挡齿轮齿数
已知 =1.00， =2.5mm ，=22°

联立求解 取
（5）确定倒挡齿轮齿数
倒挡采用直齿轮，mm。
已知选
由，
得
mm
mm
4.1.6 变速器齿轮几何参数设计计算
1.一挡齿轮几何参数
=3mm，=16，=35，=20 °，=0°，=99mm，
(1) =0.37，=-0.37
(2) 啮合角 ==23.22°
(3) 理论中心距 A==99mm
(4) 中心距变动系数 ==0
(5) 变位系数之和 ==0.98
(6) 齿顶降低系数 =0.98
(7) 分度圆直径 =m=66mm，m=168mm
(8) 齿顶高 =2.10mm，=1.35mm
(9) 齿根高 =4.86mm，=2.64mm
(10)齿全高 =6.75mm
(11)齿顶圆直径 =69.78mm，=176.22mm
(12)齿根圆直径 =56.28mm，=162.72mm
(13)周节 p=m=7.85mm
(14)基节 =7.376mm

2.常啮合齿轮几何参数
=2.5mm，=22，=56， =20°，=25°，=99mm
(1) 端面模数 ==2.76mm
(2) =0.37，=-0.37
(3)端面压力角 =21.925°
(4)端面啮合角 ==22.086°
(5)分度圆直径 =60.69mm，=145.79mm
(6)齿顶高 ha1=mn(f0+ξ1)=3.075mm ha2=mn(f0+ξ2)=1.925mm
(7)齿根高 hf1=(f0+c-ξ1)=2.55mm hf2=(f0+c-ξ2)=3.7mm
(8)齿全高 5.625mm
(9)齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=66.84mm da2=d2+2ha2=149.64mm
(10)齿根圆直径 df1=d1-2hf1=55.59mm df2=d2-2hf2=138.39mm
(11)中心距 A===91.08mm
(12)法向基节 =8.85mm
(13)基圆直径 db1=d1cosat=56.30mm db2=d2cosat=135.24mm
(14)法面分度圆弧齿厚 =4.71mm
3.二挡齿轮几何参数
=2.5mm，=40，=33， =20°，=22°，=99mm
(1)变位系数 =0.25，=0.43
(2)端面模数 ==2.696mm
(3)端面压力角 =21.409°
(4)端面啮合角 ==22.96°
(5)理论中心距 A==98.40mm
(6)中心距变动系数 ==0.24
(7) 变位系数之和 =0.97
(8) 齿顶降低系数 =0.73
(9)分度圆直径 =107.87mm，=89.00mm
(10)齿顶高 ha1=mn(f0+ξ1-σn)=0.42mm ha2=mn(f0+ξ2-σn)=0.04mm
(11)齿根高 hf1=mn(f0+c-ξ1)=2.5mm hf2=mn(f0+c-ξ2)=2.05mm
(12)齿全高 2.835mm
(13)齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=108.71mm da2=d2+2ha2=89.08mm
(14)齿根圆直径 df1=d1-2hf1=102.87mm df2=d2-2hf2=84.9mm
(15)法向基节 =7.376mm
(16)基圆直径 db1=d1cosat=100.43mm db2=d2cosat=82.86mm
4.三挡齿轮几何参数
=2.5mm，=31，=47， =20°，=22°，=99mm
(1)变位系数 =0.31，=0.37
(2)端面模数 ==2.696mm
(3)端面压力角 =21.409°
(4)端面啮合角 ==22.96°
(5)理论中心距 A==105.14mm
(6)中心距变动系数 ==2.28
(7) 变位系数之和 =1.04
(8) 齿顶降低系数 =1.24
(9)分度圆直径 =83.60mm，=126.75mm
(10)齿顶高 ha1=mn(f0+ξ1-σn)=1.54mm ha2=mn(f0+ξ2-σn)=1.40mm

(11)齿根高 hf1=mn(f0+c-ξ1)=2.35mm hf2=mn(f0+c-ξ2)=2.2mm
(12)齿全高 2.735mm
(13)齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=86.68mm da2=d2+2ha2=129.55mm
(14)齿根圆直径 df1=d1+2hf1=78.90mm df1=d1+2hf1=122.35mm
(15)法向基节 =7.376mm
(16)基圆直径 db1=d1cosat=70.29mm db2=d2cosat=92.88mm
5.四挡齿轮几何参数
=2.5mm，=23，=50， =20°，=22°，=99mm
(1)端面模数 ==2.696mm
(2)端面压力角 =22.227°
(3)端面啮合角 ==22.96°
(4)理论中心距 A==98.40mm
(5)分度圆直径 =62.03mm，=134.84mm
(6)齿顶高 ha1=mn(f0+ξ1-σn)=3.26mm ha2=mn(f0+ξ2-σn)=3.11mm

(7)齿根高 hf1=mn(f0+c-ξ1)=2.2mm hf2=mn(f0+c-ξ2)=2.35mm
(8)齿全高 5.46mm
(9)齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=68.55mm da2=d2+2ha2=141.06mm
(10)齿根圆直径 da1=d1+2ha1==57.63mm da2=d2+2ha2=130.14mm
(11)法向基节 =7.376mm
(12)基圆直径 db1=d1cosat=57.42mm db2=d2cosat=124.76mm
6.倒挡齿轮几何参数
a.一级齿轮副几何尺寸
=3mm，=56，=28，=20°，=0°
(1) =0.1，=-0.1
(2) A=126mm
(2) =128.1mm
(4) 中心距变动系数 ==0.7
(5) 变位系数之和 ==0.74
(6) 齿顶降低系数 =0.04
(7) 分度圆直径 =Z9*m=168mm，Z10*m=84mm
(8) 齿顶高 =2.7mm，=3.3mm
(9) 齿根高 =4.05mm，=3.45mm
(10)齿全高 =6.75mm
(11)齿顶圆直径 =173.4mm，=90.6mm
(12)齿根圆直径 =159.9mm，=77.1mm
(13)周节 p=m=9.42mm
(14)基节 =8.85mm
b.倒挡轴大齿轮
=3mm，Z11=23 =20 °
(1) =0.37
(7) 分度圆直径 = Z11*m=69mm
(8) 齿顶高 =4.11mm
(9) 齿根高 =2.64mm
(10)齿全高 =6.75mm
(11)齿顶圆直径 =77.11mm
(12)齿根圆直径 =63.72mm
(13)周节 p=m=9.42mm
(14)基节 =8.85mm
4.1.7 变速器轴与轴承
轴材料选为20CrMnTi。
对第二轴和中间轴中部直径 d=0.45A=44.55mm，
第一轴花键部分直径 =54.56mm，
结构设计如零件图。

4.2 变速器传动件的刚度、强度计算及校核
4.2.1 齿轮的强度校核
变速器齿轮的损坏形式有三种：轮齿折断、齿面点蚀和移动换挡时齿轮端部破坏。
1 齿轮接触应力计算
齿轮的接触应力按下式计算：

式中， F为齿面上的法向力（N），；为圆周力（N），；为计算载荷（）；d为节圆直径（mm）；为节点处压力角（°）；为齿轮螺旋角（°）；E为齿轮材料的弹性模量（N/mm），本设计中E=20.6Mpa；b为齿轮接触的实际宽度（mm）；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，，斜齿轮，，、为主、从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷/2作为计算载荷时，一挡和倒挡齿轮的许用接触应力为1900~2000 N/mm，常啮合齿轮和高挡齿轮的许用接触应力为1300~1400 N/mm。将有关参数带入可得
。

变速器齿轮的许用接触应力（/MP）
齿轮
渗碳齿轮
氰化齿轮
一挡及倒挡
1900-2000
950-1000
常啮合及高挡
1300-1400
650-700

1
2
2848

743.88
3
4
3525

821.87
5
6
4445

888.75
7
8
5679

1045.97
9
10
2248

607.73
11
12
7656

1432.69
12
13
7656

811.95
由以上两表可知，变速器所有齿轮的齿面接触强度均满足要求。

2.齿轮弯曲强度计算
(1) 直齿轮弯曲应力
式中，为弯曲应力（MPa）；为圆周力（N），；为计算载荷（）；d为节圆直径 （mm）；为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为尺宽（mm）；t为端面齿距（mm），t=，m为模数；y为齿形系数，可由《汽车设计》中图3-19查得。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400~850 MPa，货车可取下限850MPa。
由于d=mZ,所以有。
(2) 斜齿轮弯曲应力
式中，为圆周力（N），；为计算载荷（）；d为节圆直径（mm），,为法面模数；为斜齿轮螺旋角（°）；z为齿数;为应力集中系数，可近似取=1.5；b为齿面宽（mm）;t为法面齿距（mm），t=；y为齿形系数，可按在《汽车设计》中图3-14上查得;为重合度影响系数，=2；当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，各挡斜齿轮许用弯曲应力在100～250 MPa。整理后可得
。
计算结果如下表所示：

直齿的弯曲强度：

b
m
y

9
1.65
0.9
18
3
0.147
147.32
10
1.65
1.1
20
3
0.138
174.37
11
1.65
0.9
12
3
0.115
641.36
12
1.65
1.1
30
3
0.143
557.49
13
1.65
0.9
18
3
0.123
299.8

斜齿轮的弯曲应力如下表：

Z

b
y

1
1.5
2
20
2.5

18
0.147
105.77
2
1.5
2
45
2.5

20
0.14
111.06
3
1.5
2
22
2.5

18
0.172
111.89
4
1.5
2
45
2.5

20
0.167
115.24
5
1.5
2
28
2.5

20
0.166
146.19
6
1.5
2
37
2.5

20
0.165
147.09
7
1.5
2
39
2.5

18
0.163
190.21
8
1.5
2
28
2.5

20
0.166
186.77
由上两表可知，变速器的所有齿轮的弯曲强度都满足要求。

4.2.2 轴的强度校核
由轴的布置而确定的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险截面进行校核。严格来说，挡位不同，不仅圆周力、径向力及轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，应该对每个挡位都进行验算，但是一挡受力比其他挡位大的多，故对二轴和中间轴一挡工作时进行强度校核。
二轴和中间轴的受力分析如下图所示：

图4-4 受力分析
本计算过程由程序进行。经程序校核，二轴和中间轴在一挡工作时强度合格。
4.2.3 轴的刚度校核
变速器的轴在工作时，轴承要受转矩和弯矩。刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。故需要校核轴的刚度。因二轴比较重要，刚度校核很复杂，故本设计只针对二轴做刚度校核。
本计算由程序计算，经程序校核，二轴在一挡工作时刚度合格。
4.2.4 轴承的寿命的计算
轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S计算：；
汽车平均速度：＝0.6＝0.6×92＝55.2，S取大修前行驶的里程数：15万公里，即1.5×Km：
＝150000/55.2＝2717h；
发动机转速取最大扭矩时转速1800的60﹪即1080；
速比取最常用的i＝0.6时计算，于是：＝1500；＝2500
根据机械设计手册和计算，得下表相关参数：

轴承代号
（KN）
（KN）
e
X
Y
6209AC
28.2
22.5
0.68
1
0
6212AC
42.8
35.5
0.68
1
0
6212AC
42.8
35.5
0.68
1
0
6213AC
51.2
43.2
0.68
1
0
根据前面所计算的支反力和轴向力，通过公式对每个轴承进行校核：（球轴承x取3，滚子轴承x取）；载荷系数取1.2。
1．对于轴承1
＝=4891.8N
＝3242.2h
2．对于轴承2
＝＝5504.2N
＝7957h
3．对于轴承3
＝＝4352.6N
＝7837.2h
4．对于轴承4
＝＝5446.7N
＝8306.3h
故主变速器的4个深沟球轴承寿命均满足要求。
滚针轴承的强度校核
滚针轴承的接触应力按下式计算：

式中 Q—每一个滚针的负荷（N），；—滚针直径，mm；P—作用在一个滚针轴承上的力，；Z—每个滚针轴承的滚针数；K—系数，表示轴承特性，此种结构取1；L—滚针工作长度，。按上式计算出的应力应小于[]=。
滚针数目Z可有下式求得；当滚针轴承沿圆周无间隙分布时，滚针中心的最大分布直径为：

当滚针间的距离为时，滚针中心分布直径由增加到
最小值 最大值
本设计取 Z取当的数值。
(1)二轴倒挡齿轮处：K35×40×20，，Z=36
；
；
.
其他滚针相同计算方法。
以上各个齿轮处滚针轴承的均小于许用的[] 即各滚针轴承均满足要求。
4.2.5 键的强度校核
1.二轴上的花键校核
二轴上同步器处的花键均为渐开线花键，压力角均为，模数为2
齿面的挤压应力为
式中 T——传递转矩（）；——各齿间不均匀系数，一般取； Z——花键的齿数;l——齿的工作长度（mm）；h——键齿工作高度（mm），h=m,m为模数；——平均直径（mm）.
只需校核一、倒挡同步器处花键。

经校核强度满足要求。