A100变速器设计--毕业设计论文.docx

汽车工业学院毕业设计（论文）
摘要
由变速器发展历史可以知道，变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，其技术发展是衡量汽车技术水平的重要依据之一。材料技术、制造工艺、信息与控制技术等的发展以及能源与环境的平衡推动了变速器的发展。如果说发动机是汽车的心脏，那么变速器就是汽车的主动脉。
本设计课题为A100变速器设计的子课题，进行变速器输入轴、中间轴和倒挡轴及其齿轮的设计。要求是根据首先根据发动机和整车参数，完成变速器的动力匹配、机械设计、强度校核、机构设计以及工程图绘制。
序言部分是本次设计的任务以及具体要求的详细介绍。
设计部分为本次说明书重点，主要包括结构分析、方案论证以及校核计算。结构分析是对所选结构中各个主要零部件进行设计计算，包括齿轮参数，传动比设计计算，以及输出轴中间轴和倒挡轴的设计。校核计算是对设计的各个主要零部件进行校核，在设计计算之后给出。
关键词：变速器; 分析; 计算; 校核

Abstract
From the developement history of the transmission, we can know that as an important part in the automobile transmission system, its technical developement is one of the most important basis for measuering the level of automobile technology. The development of material technology, manufacturing technology, the imformation and control technology as well as the balance between energy and environment has promoted the developement of the transmission. If the engine is the heart of the car, the transmission is the aorta .
This essay is the subtopic of the A100 transmission, which is designed for transmission input shaft, the middle shaft, the reverse shaft and the gear. It requires that we can complete the power matching, mechanical desin, strength check, mechanism design and the engineering drawing of the transmission according to the engine and vehicle parameters.
The introduction includes the task of the design and the detailed introduction of its specific requirements.
The design part is the main point of the specification, and it includes structural analysis, program verification and check calculation. The structural analysis designs and calculates each of the main parts in the structure that is chosen, which includes the parameters of the gear, the design calculation of the transmission ratio as well as the design for output shaft, intermediate shaft and reverse gear shaft. Check calculation checks each of the main parts that is designed, which is given after the design calculation.
key words: transmission; analysis; calculation; checking

目 录
摘要 1
ABSTRACT 2
第一章 绪论 1
1.1前言 1
1.2 汽车变速器的功用和要求 1
1.3 国内外现状 2
第二章 变速器的方案论证 4
2.1变速器的类型选择以及传动方案设计 4
2.2 变速器传动机构的分析 5
2.3倒档的形式及布置方案 5
2.4动力传动路线 6
2.5具体零部件方案确定 7
2.5.1 轴承形式 7
2.5.2 轴的结构设计 7
2.6发动机和变速器已知相关参数 7
第三章 变速器参数选择与设计计算 9
3.1轴的直径 9
3.1.1第一轴的设计 9
3.2传动比的验证 10
3.3中心矩A 10
3.4齿轮参数选择 10
3.4.1模数的选择 10
3.4.2压力角α的选择 11
3.4.3变位系数的选择 11
3.4.4螺旋角β 12
3.4.5各档模数mn和螺旋角β 12
3.4.6齿宽b 15
3.4.7齿轮精度的选择 15
3.4.8 螺旋方向 16
3.4.9材料选择 16
3.5齿轮的强度校核 16
3.5.1齿轮损坏形式 16
3.5.2齿轮校核 17
3.6轴的结构形状 22
3.7轴的受力分析 23
3.7.1第一轴的强度与刚度校核 24
3.7.2中间轴的校核 24
3.8轴承的选用及校核 26
第四章 CAD模型建立 28
4.1齿轮建模 28
4.2 一轴建模 30
4.3 中间轴建模 32
4.3.1中间轴一档齿轮轴 32
4.3.2中间轴二档三档齿轮连齿 33
4.3.3中间轴四挡齿轮 35
4.3.4中间轴常啮合齿轮 36
4.3.4中间轴装配 36
4.4 倒挡轴建模 37
4.5工程图 38
结 论 39
致 谢 40
参考文献 41

第一章 绪论
1.1前言
汽车变速器市场在高速发展，空间广阔，但是竞争也越来越激烈。在这种激烈竞争的市场条件下，需要更加的了解行业资讯，才能设计出经济的，且工作可靠和性能优良的变速器，并且赢得足够的市场份额。这对变速器设计人员有了更高的要求，设计出结构紧凑、承载能力强、使用寿命长、总质量更轻的变速器成为变速器行业提升市场竞争力的关键因素。
1.2 汽车变速器的功用和要求
变速器功用：
1根据不同的行驶条件改变传动比，使减速增距的变化范围扩大，让发动机始终处于合适的工况；
2在不改变发动机的情况下，能通过变速器完成输出方向改变；
3能够中断动力动力传递，使发动机能够完成换挡这些工况并输出动力。
所以变速器在前进档之外还有倒档存在，使发动机在不改变工作转向的情况下，能够输出动力使汽车倒退行驶。而设置空档则可使发动机在滑行和停车时保证动力分离，而变速器能保持动力输出。
变速器除了般便于制造和使用，以及维修方便还有质量轻、尺寸紧凑等特点外，还会有以下几个特点：
1动力性和经济性良好；
2具有较高的传动效率；
3操纵轻便，工作可靠，噪声小；
4具有空挡和倒挡。
1.3 国内外现状
自世界上首辆汽车研制成功以来， 手动变速器（MT）一直被广泛应用，并由于其具有技术成熟、构造简单、成本较低、动力传动效率高等优点，在市场中占据主导地位。但是其操作不便，所以对驾驶员要求较高，而且容易使驾驶员产生疲劳和烦躁感，使驾驶的风险增大。能让人充分享受驾驶乐趣，但是舒适性表现一般，所以装备在高端汽车上较少，大部分装备在中低端汽车上。
1940年通用汽车开发液力自动变速器（AT）并装配生产。其能够自动变局，降低传动系统动载荷，是汽车能够平顺起步，防止发动机过载熄火，同时换挡流畅，使车辆具有较好的通过性。但是其结构相对复杂，制造精度和成本较高，传动效率相比MT却较低，且油耗量较高。
机械式自动变速器（AMT）在普通机械变速器的基础上开发，通过对传统干式离合器和齿轮变速器加上电子操纵系统，使其具有手动控制模式和自动控制模式。在让驾驶员体验到驾驶乐趣的同时，也能使汽车运行平稳，同时兼顾了省油和较高的传动效率，以及更低的生产维护成本。但是其为非动力换挡，所以在汽车起步和换挡时冲击较大，降低了驾驶舒适性。
无级变速器（CVT）是一种能不间断的改变输入输出传动比的的变速器。目前来看，在汽车上使用最广泛的有带式、链式和摩擦式三种无级变速器，而其中又以金属带式无级变速器最为常见。无级变速器通过不断改变传动比，使车辆发动机根据外界环境条件不断处于最好工况，因此燃油经济性、整车动力性以及排放性能都得到了较好的提升。因为无级变速器在汽车换挡的过程中不会出现动力中断的情况，所以其在加速性能和乘坐舒适性方面表现良好。但是无级变速器技术复杂，可靠性不高，且大多靠摩擦力传递动力。扭矩过大则易打滑，所以较少应用于大排量汽车，同时，较高的技术含量也导致了其较高的成本。
双离合变速器（DCT）在1940年就已出现，只是因为时代局限性而不能规模生产，直到20世纪末才能大规模生产。使用两个离合器制动，同时在手动控制基础上增加了电子控制和液压驱动系统。将平行轴式手动变速器档位拆分，并分别于两个离合器配置。DCT不仅有手动变速器的效率高、成本低、质量轻和结构紧凑等优点，还有自动变速器的良好动力性、燃油经济性和乘坐舒适性等优点，同时兼顾了换挡过程动力不间断输出的特点。但是也由于这些特点，只能奇偶换挡，而不能跳档换挡。双离合变速器还在不断发展，在最近表现较为活跃。
从近十年看，MT与AT变速器二分天下，产量也逐年增加，随着CVT和AMT技术完善，跟随其后，市场份额不断提高。但从总体看，自动变速器占据了轻型车大半市场，并有进一步扩大的趋势。而在不同地域，情况也有所不同，例如美国因为自动变速器起步较早，消费者更偏向汽车驾驶舒适性，而对油耗没那么敏感，所以AT变速器占据主导地位。在欧洲更注重体验和油耗，所以自动变速器发展空间受限，有节能和运动特性的AMT和DCT成为生力军。在日本，汽车工业发达，虽然CVT还有许多不足，但是其技术发展快，且国内消费者偏爱这种能使发动机与工况达到最佳匹配的技术，所以日本的CVT使用率很高。在中国，手动变速器占据最高份额，但是自动变速器份额逐年增加，反映了中国市场的未来趋势。其中DCT多为美系和德系合资车所采用，中国大部分自主中高级轿车采用了AT变速器，CVT多用在日系中小排量车型上，AMT则多用在经济型轿车上。

第二章 变速器的方案论证
2.1变速器的类型选择以及传动方案设计
变速器从控制的形式上看有手动挡变速器、自动挡变速器两种类型。根据传动布局的形式上看有纵置变速器、橫置变速器两种类型。由传动比的改变形式又可以有有级变速器、无级变速器和综合变速器三种类型。根据前进档的档数划分，大体可以分为三档变速器、四档变速器、五档变速器和多档变速器四种类型。由中心轴线的放置位置，则有固定轴线式、螺旋轴线式和综合式三种方案。三种中以固定轴式的变速器应用最多，而根据轴的数量有两轴式，三轴式和多轴式等变速器方案。
三轴式变速器在现代汽车里面应用较多，因为两轴式变速器受限于空间布局，所以只适用于发动机前置前轮驱动或者发动机后置后轮驱动的轿车上。应该采用哪种形式的变速器，除了考虑汽车的总布置的要求外，还应该考虑以下几个方面：
1 变速器的径向尺寸
两轴式变速器的前进档由一对齿轮传递动力，三轴式变速器由两对齿轮传递动力，则在等传动比时，三轴式变速器的中心距及变速器壳的相关尺寸相对较小。
2 变速器的寿命
两轴式变速器的低档齿轮大小悬殊，小齿轮工作循环次数相对大齿轮高很多，所以其寿命相比大齿轮的也更短。三轴式变速器因为各个前进档都是常啮合的斜齿轮传动，而且各个齿轮间的径向差较小，所以工作循环次数和齿轮寿命也较为接近。
3变速器的效率
两轴式变速器传动比虽然可以等于1，但是因为传递动力需要经过齿轮，因此还是存在功率损耗。而三轴式变速器，因为可以把输入轴和输出轴直接相连来获得直接档，所以可以做到动力传递功率损耗极小，且工作噪声也会较小。
因为可将两轴式变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的空间，便于汽车总体布置，所以在轿车，尤其是微型汽车上使用较多。三轴式变速器在中型载货汽车和重型载货汽车上使用较多。
由上可以分析得知，因为本次设计为轻型货车的变速器，故选择三轴式变速器方案。
2.2 变速器传动机构的分析
根据前面分析，因为选择的中间轴式变速器，所以在变速器档数相同的情况下，差别主要体现在常啮合的齿轮对数以及换挡方案和倒挡传动方案这几个方面。但是本次设计中不涉及二轴，故不考虑换档方案。
2.3倒档的形式及布置方案
倒档使用率不高，但是其结构及其轴的位置应与变速器的整体结构方案同时考虑。在结构布置上，应在不挂入倒挡时，不能与第二轴有啮合情况，而在要换倒档的时候可以顺利换入，并且不干涉其他齿轮运动。
图2-1 常见的倒档结构方案
常见的倒档结构方案如图：
方案2-1 a），传动路线中另外加入一个传动齿轮，结构相对简单，但是齿轮会一直受到对称弯曲应力的作用。
方案2-1 b）,利用中间轴前面一档的齿轮而使中间轴长度缩短，但因为有两对齿轮在换挡时啮合，所以会导致换挡不顺。
方案2-1 c）,倒档传动比较大，但是换挡过程设计不合理。
方案2-1 d）,针对方案2-1 c）的缺点做了修改。
方案2-1 e）,中间轴的一档和倒档做成一体，齿宽较大，长度缩短。
方案2-1 f）,全部齿轮副都是常啮合齿轮。
方案2-1 g）,将变速器轴长缩短，空间利用率提高，但是一档和倒档需要各使用一根拨叉轴，是操纵机构变得更为复杂。
综合考虑，采用方案2-1 f），使换挡更为方便，啮合也更好更平稳。
2.4动力传动路线

图2-2 动力传递路线
一档：一轴→1→2→中间轴→10→9→9、11齿轮间的同步器→输出轴
二档：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7齿轮间的同步器→输出轴
三档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7齿轮间的同步器→输出轴
四档：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3齿轮间的同步器→输出轴
五档：一轴→1→2→1、3齿轮间的同步器→二轴→输出轴
倒档：一轴→1→2→中间轴→12→13→11→9、11齿轮间的同步器→输出轴
2.5具体零部件方案确定
就轴承选择以及档位设置分别进行讨论
2.5.1 轴承形式
根据结构选定轴承，并计算其使用寿命。
第一轴轴承采用短圆柱滚子轴承，因为第一轴上存在径向载荷和轴向负荷需要其承受。轴承盖在壳体前端布置较困难，且中间轴的跨度、直径以及质量都比较大，轴向力也相当大。中间轴的轴向力一部分相互抵消，一部分则由后轴承承受。前端承受径向力，所以选择圆柱滚子轴承，后端承受轴向力，所以选择外圈带有挡圈的圆柱滚子轴承。倒档使用率和转速都较低，所以倒挡轴可以直接套上，而不需要另外考虑轴承结构。
2.5.2 轴的结构设计
因为变速器的轴在工作时会承受较大的扭矩和弯矩，需要其具备足够的强度和刚度。如果轴的刚度不足，则在负荷作用下，会因此产生变形，从而影响齿轮的正常啮合，并且会产生过大的噪声，导致齿轮使用寿命降低。而轴的形状结构除了保证其强度和刚度以外，齿轮以及轴承等的安装也应考虑，并根据加工工艺确定其固定位置。
一轴长度决定了离合器总成的轴向尺寸，其花键尺寸与离合器从动盘毂内的花键尺寸对应，而一轴的齿轮与轴做成一体。本次设计花键使用矩形花键。
中间轴的轴选择阶梯式，方便各个齿轮的安装。各截面尺寸则应保持相近，避免过大的应力集中而使轴因此折断。
2.6发动机和变速器已知相关参数
相关参数如表2-1和表2-2。

表2-1 发动机相关参数
参数项目
数值
最大功率(kW)
103
最大扭矩(N.m)
295
缸径/冲程(mm)
102 /120
排量(ml)
1990

表2-2 A100变速器相关参数

齿数
总传动比i
常啮合
19/40
2.105
一档
42/13
6.802
二挡
34/19
3.767
三档
28/26
2.186
四挡
23/34
1.424
倒档
38/13
6.15
第三章 变速器参数选择与设计计算
3.1轴的直径
变速器的轴在设计时主要根据轴的结构形状、直径、长度以及轴的强度和刚度、轴上花键的型式和尺寸等因素考虑。
轴的结构主要由变速器结构布置决定，然后根据加工工艺以及装配工艺，把轴的结构确定下来。变速器轴长由变速器结构方案初步确定。轴的刚度受到轴长的影响较大，为了保证达到刚度要求，轴长和轴径应保持一定的比例。轴径d与轴长度L之间的比例关系大致可以根据下面的式子确定：
第一轴及中间轴：
d L=0.16~0.18 （3.1）
第二轴：
dL=0.18~0.21 （3.2）
轴径与轴上所受扭矩相关，因而与变速器中心距也有一定关系，可以按照下式初选轴径：
d=（0.45~0.6）A（mm） （3.3）
式中： A——变速器中心距，mm。
3.1.1第一轴的设计
第一轴的花键部分的直径d可按下式初选：
d=（4.0~4.6）Mg max （3.4）
式中：Mg max——发动机最大转矩，N•m。
取d=40mm；
轴径还与齿轮、花键以及轴承都有一定关系，应该根据实际情况来修正尺寸。
3.1.2中间轴的设计
根据《汽车设计》中的相关公式，则中间轴中部的直径公式为：
d=(0.45~0.6)A （3.5）
可得：
d=45~60mm,取d=60mm。
于中间轴d/L=0.16~0.18 则经计算得L=333~375mm 初选L=364mm。
3.2传动比的验证
换档时，在空档的一瞬间，车速会因为空气阻力下降，车速越高速度下降更多。所以为了保证发动机的各档都能在相同的转速范围内工作，则靠近高档的邻档公比应比靠近低档的小。此时应有
设计要求传动比：
ig1ig2≥ig2ig3≥ig3ig4≥ig4ig5 （3.6）
=6.8023.767≥3.7672.186≥2.1861.424≥1.4241
=1.801≥1.723≥1.535≥1.424
所以给出的传动比数据满足要求。
3.3中心矩A
中间轴式变速器的中心距，是中间轴与输出轴之间的距距离。中心距的初选可根据经验公式：
A=（14~17）3Tg max （3.7）
式中：
Tg max —— 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；
∴A=（14~17）3300=93.72~113.80mm；
取A=100mm.。
3.4齿轮参数选择
3.4.1模数的选择
模数主要由载荷大小所确定，但也需要考虑其他的一些因素。从齿轮载荷不同考虑，高档齿轮和低档齿轮的模数应该保持不同。但是从加工工艺难度以及维修难易情况考虑，同一变速器中齿轮模数不应该太多。从减小噪声方面考虑，选择较小模数较好；从减轻变速器质量方面考虑，选择较大模数并减小齿宽更适合一些；而对货车来说，减轻质量要比减小噪声更重要，所以应选择较大点的模数。
本次设计初选模数时，需要根据已有齿数来选模数，所以模数选取可能会不一样。
3.4.2压力角α的选择
20°压力角使用最多，此外也有采用其他压力角的。压力角增大可使弯曲强度和接触疲劳强度提高，但是会导致齿面载荷增大，重合度减小，同时刚度增大，噪声增大。一般轿车为了降低噪声，采用小压力角，载货汽车因载荷大，要求轮齿强度高，采用较大压力角。本次设计中，选择使用国家规定的标准压力角，即齿轮压力角都为20°。
3.4.3变位系数的选择
变位主要分为两类：高度变位和角度变位。高度变位的一对相啮合的齿轮的变位系数和为零。高度变位可以提高小齿轮齿根强度，但是其缺点也较为明显——不能同时增加一对齿轮的强度，降噪难度大。角度变位的变位系数之和不等于零，其具有高度变位的优点，但是其仅适用于压力角不等于20°的齿轮。因为本次设计选择压力角为20°，而压力角为20°时最小不发生根切的齿数是17，由本次设计可知，存在齿数为13的齿轮，为了消除根切现象，故采用正变位方法消除根切，同时为了保证中心距，采用高度变位。可消除根切的变位系数由下式确定：
Χ≥h*-Z2sin2α （3.8）
式中：h*——齿顶高系数；
Z ——齿轮齿数；
α ——齿形角。
Χ≥1-132sin220°
Χ≥0.2396
取 X=0.3；
则相啮合的另一个齿轮 X= -0.3。
3.4.4螺旋角β
变速器螺旋角范围一般为10°~35°。如果螺旋角太小，则斜齿轮的优越性发挥不出来，如果螺旋角过大，则会产生过大的轴向力和轴承载荷。货车的变速器齿轮转速相对较小，但是会有较大载荷，故选择较小的螺旋角来减小轴向力和轴承载荷。从减少中间轴轴向力考虑，各档齿轮应选择不同的螺旋角，并尽量保证第一轴与中间轴间的常啮合齿轮与各档齿轮的轴向力相互抵消。螺旋角的选择应尽量满足轴向力平衡公式：

tanβr=tanβiri （3.9）
式中：β—一轴和中间轴的常啮合齿轮的螺旋角；
r——一轴与中间轴的常啮合齿轮的节圆半径；
βi——下标i表示对应的中间轴档位的齿轮螺旋角；
ri——中间轴各档齿轮节圆半径。
货车变速器的斜齿轮螺旋角β有个大致的选择范围，约为：18°~26°。则初选β1,2=25°，β3,4=β5,6=β7,8=β9,10=20°。
3.4.5各档模数mn和螺旋角β
由于齿数已知，中心距大致确定在螺旋角偏差不大的情况下，对模数的影响很小。故可根据公式：
A＝mn×(Z1+Z2)/（2×cosβ1,2） （3.10）
先把常啮合齿轮模数确定下来，再确定精确的螺旋角。
1 确定常啮合齿轮的螺旋角以及其模数
选取 β1,2=25°，
100=mn×(40+19)/(2×cos25°)
mn=3.072，根据标准圆整取mn=3。
修正β：
由
A＝mn×(Z1+Z2)/（2×cosβ1,2）=100
得β1,2=27.7485°。
2 确定一档齿轮的螺旋角以及其模数
选取 β3,4=20°，
mn×(42+13)/(2×cos20°)=100
mn=3.417，根据标准圆整取mn=3.5。
修正β：
由
A＝mn×(Z3+Z4)/（2×cosβ3,4）=100
得 β3,4=15.7406°。
3 确定二档齿轮的螺旋角以及其模数
选取 β5,6=20°，
mn×(35+19)/(2×cos20°)=100
mn=3.417，根据标准圆整取mn=3.5。
修正β：
由
A＝mn×(Z5+Z6)/（2×cosβ5,6）=100
得 β5,6=19.0911°。
考虑到中间轴轴向力应该减少甚至抵消，则螺旋角选择还应尽量符合下列公式：

tgβ1,2/tgβ5,6= Z2/(Z1+Z2)×(1+Z5/Z6) （3.11）
tgβ1,2/tgβ5,6=1.5200
Z2/(Z1+Z2)×(1+Z5/Z6)=1.9269
|1.9269 -1.5200|=0.4068<0.5
由此可认为两者间轴向力近似平衡。
4 确定三档齿轮的螺旋角以及其模数
选取 β7,8=20°，
mn×(26+27)/(2×cos20°)=100
mn=3.417，根据标准圆整取mn=3.5。
修正β：
由
A＝mn×(Z7+Z8)/（2×cosβ7,8）=100
得 β7,8=19.0911°。
考虑到中间轴轴向力应该减少甚至抵消，则螺旋角选择还应尽量符合下列公式：
tgβ1,2/tgβ7,8= Z2/(Z1+Z2)×(1+Z7/Z8)
tgβ1,2/tgβ7,8=1.5200
Z2/(Z1+Z2)×(1+Z7/Z8)=1.4081
|1.4081 -1.5200|=0.1119<0.5
由此可认为两者间轴向力近似平衡。
5 确定四档齿轮的螺旋角以及其模数
选取 β9,10=20°，
mn×(23+34)/(2×cos20°)=100
mn=3.417，根据标准圆整取mn=3.5。
修正β：
由
A＝mn×(Z9+Z10)/（2×cosβ9,10）=100
得 β9,10=19.0911°。
考虑到中间轴轴向力应该减少甚至抵消，则螺旋角选择还应尽量符合下列公式：
tgβ1,2/tgβ9.10= Z2/(Z1+Z2)×(1+Z9/Z10)
tgβ1,2/tgβ9.10=1.2929
Z2/(Z1+Z2)×(1+Z9/Z10)=1.1366
|1.1366 -1.2929|=0.1563<0.5
由此可认为两者间轴向力近似平衡。
5 确定倒档齿轮的螺旋角以及其模数
中间轴上的倒档齿轮齿数和一档齿轮的齿数相同，简化工艺，将一档齿轮和倒档齿轮做成一个长齿轮。则倒档齿轮有
mn=3.5，β11,12=15.7405°，Z11=13，Z12=38。
倒档轴上面的倒档齿轮齿数一般是21~23；
初选Z13=25。
为了保证倒档齿轮间不会产生相互间的运动干涉，齿轮Z11的齿顶圆和Z12的齿顶圆间应最少保持0.5mm以上的间隙。
计算中间轴与倒挡之间的中心距A1：
A1=mn× (Z11+Z12)/(2×cosβ)
=3.5× (13+25)/(2×cos15.7405)
=69.09
计算二轴与倒挡轴间的中心距A2：
A2=mn× (Z13+Z12)/(2×cosβ)
=3.5× (38+25)/(2×cos15.7405)
=114.55
A1+A2=183.64>100
齿轮Z11和Z12的齿顶圆间的间隙：
=100-3.5×（38+25）/2/cos15.7405-2×1×3.5
=0.6952>0.5
所以倒档齿轮间能啮合且不会产生相互间的运动干涉。
3.4.6齿宽b
齿轮宽度如果太大，则由于齿向误差以及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向的受力会不均匀，齿轮宽度如果太小，则会导致承载能力较低。齿宽可根据下式初选：
直齿轮
b=(4.5~8.0)m （3.12）
斜齿轮
b=(6.0~8.5)mn （3.13）
一轴中：b=(6.0~8.5)×3=18~25.5mm
取b=24mm。
中间轴中：b=(6.0~8.5)×3.5=21~29.75mm
b=(6.0~8.5)×3.25=19.5~27.625mm
本次设计中，中间轴齿轮预定采用一样的齿宽，则：
b1=21mm。
3.4.7齿轮精度的选择
根据推荐，为了保证较好的齿轮性能，选择采用6级精度。
3.4.8 螺旋方向
斜齿轮传递扭矩时会产生一定的轴向力，所以在设计的时候应该注意保证中间轴轴向力的大体平衡。螺旋角选择方向时，第一轴齿轮选择左旋，让第一轴所受的轴向力直接通过轴承盖作用到变速器壳体上。中间轴上的齿轮选择右旋，使同时啮合的两对齿轮的轴向力方向相反，以抵消一部分轴向力。
3.4.9材料选择
现代汽车的变速器齿轮大多使用渗碳合金钢材料，因为其具有较高的表面硬度和较好的心部韧性，使齿轮具有较好的综合性能。本次设计的齿轮材料采用20CrMnTi。
3.5齿轮的强度校核
3.5.1齿轮损坏形式
1 齿轮折断
齿轮在啮合时，载荷大多集中在轮齿表面，因此可以将轮齿看作是悬臂梁来进行受力分析。此时轮齿根部会有较大的弯曲应力。而应力集中的情况又一般存在于过渡圆角处。故断裂很容易发生在齿根处。有两种情况会导致轮齿折断——一种是突然受到足够大的载荷冲击而导致轮齿断裂，这种破坏断面一般是粗颗粒状。另一种是齿根受到拉力影响，受拉的那一面应力最大区因此出现了疲劳裂缝。当裂缝逐渐扩大到一定深度时，轮齿就会突然折断。这种破换断面部分，在疲劳断裂的表面部分是光滑的，突然断裂的表面部分是粗颗粒状的。
为避免齿轮轮齿折断。需要提高轮齿的弯曲强度。采取以下几种方法，可以提高齿轮的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大齿轮过度圆角半径；选择较长的齿轮传动，使重合度得到提高；齿面和齿根的过度圆角尽量光滑；采用优质材料，提高需用应力。
2 齿面点蚀
齿面点蚀导致闭式齿轮传动损坏的一种常见形式。在润滑油中工作的传动齿轮，由于齿面长期受到脉动接触应力的作用，会逐渐产生小裂缝 。裂缝中的润滑油，在工作时因为齿面的相互挤压而使油压升高，裂缝扩展，最后导致齿面表层脱落，并出现大量小麻点。这种损坏叫点蚀。
提高接触强度的措施：一是为了降低接触应力，选择合理的齿轮参数；二是提高齿面的硬度。
3 齿面胶合
高速重载齿轮传动、螺旋齿轮传动和双曲面齿轮传动的轴线不平行。齿面间的润滑油膜由于齿面较大的滑动速度以及较大的接触压力而遭到破坏，导致两齿面间的金属材料能够直接接触，从而造成局部的温度过高，两齿面相互熔焊粘接，并且沿着滑动方向出现撕伤的痕迹。这就是齿面胶合现象。
防止胶合的措施：一是选择粘度大的或者添加了耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，以此避免齿面局部温度升高的现象。二是选择不同的材料，以提高齿面硬度。
3.5.2齿轮校核
不同用途的汽车变速器齿轮的使用环境条件和材料工艺相似。因此，可以用比计算通用齿轮更简化的公式来获得一个较为准确的结果。这里选择的齿轮材料为20CrMnTi。
1 各轴转矩计算
已知发动机最大扭矩为295N.m,齿轮传动的效率为99%，离合器传动效率为99%，轴承传动效率为96%。
一轴 T1=Tgmaxη离η承=280.37N.m
中间轴 T2=T1η承η齿i1,2=560.97N.m
二轴 T3,1=T2η承η齿i3,4=1722.48N.m
T3,2=T2η承η齿i5,6=1507.17 N.m
T3,3=T2η承η齿i7,8=574.16 N.m
T3,4=T2η承η齿i7,8=360.66 N.m
2 弯曲应力计算

σω=FtKσbPtnyKε （3.14）
式中，Ft为圆周力 （N）Ft=2Tgd 为计算载荷；
d为节圆直径；
b为尺宽（mm）；
t为法面齿距（mm），t=πmn；
y为齿形系数，可由下图3-1查得；
Kσ为应力集中系数， Kσ可近似取 =1.5；
Kε为重合度影响系数，Kε=2。

3-1 齿形系数图
3齿轮接触应力计算
齿轮的接触应力按下式计算：
σj=0.418FbnEb（1ρ1+1ρ2） （3.15）
式中：Fbn ——法面内基圆周切向力，Fbn =Ftcosαcosβ ；
Ft ——端面内分度圆切向力，Ft = 2Td；
T——计算转矩，N•mm；
d ——节圆直径；
α ——节圆压力角；
β ——螺旋角；
E ——轮齿材料的弹性模量；
b ——齿轮接触的实际宽度；
ρ1 、ρ2 ——主、被动齿轮在节圆处的齿廓的曲率半径；
ρ1=r1sinαcos2β ，ρ2=r2sinαcos2β；
r1 、r2——主、被动齿轮节圆半径；
计算转矩 T= 12Tgmax 时的许用应力为；
这里Tgmax是发动机最大转矩。
表 3-1 变速器齿轮的许用接触应力
齿轮
渗碳齿轮σj / MPa
液体碳氮共渗齿轮σj / MPa
一档和倒档
1900~2000
950~1000
常啮合和高档
1300~1400
650~700

4 常啮合齿轮
a 弯曲应力校核
d1=64.4068mm,d2=135.5932mm,T1=280.37N.m，T2 =560.97N.m ，Ft=2Tgd ， Kσ= 1.5 ，Kε=2， y1 = 0.126，Z1=19， b1=24mm，y2 = 0.150，Z2=40， b2=21mm。
代入公式：
σω=FtKσbPtnyKε
σ1=229.1053MPa<900MPa，σ2=209.0320MPa<900MPa。
所以该对齿轮满足强度的要求。
b 接触强度校核
已知d1=64.4068mm,d2=135.5932mm,Tg=28