汽车变速器优质毕业设计.doc

重庆航天职业技术学院

汽车六档变速器毕业设计

专 业 xxxxxxxxxx
班 级 xxxxxxxxxxxxxx
学 号___ xxxxxxxxxx __
姓 名___ xxxxxxxxxx_ ___
指导老师 xxxxxxxxxxxx
起止日期 xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx

机电信息工程系
摘 要

作为汽车传动系统关键组成部分，变速器对整车动力性和经济性、操纵可靠性和轻便性、传动平稳性和效率全部有着较为直接影响。即使传统机械式手动变速器含有换档冲击大，体积大，操纵麻烦等很多缺点，但仍以其传动效率高、生产制造工艺成熟和成本低等特点，广泛应用于现代汽车上。
本文在深入了解和学习变速器开发步骤和相关设计理论知识前提下，首先确定该微型汽车手动变速器设计方案，包含齿轮和轴总部署形式、换档操纵机构及档位部署形式等；其次依据所配发动机基础参数和考虑到整车动力性和经济性要求下传动比，设计计算出变速器关键零件相关参数，经过对设计参数分析，找到影响手动变速器性能原因，完成齿轮、轴和轴承等关键零件和同时器同时过程分析。同时针对各影响原因结合变速器结构和目标性能进行优化。在提升传动效率，换挡舒适性，整机NVH性能，轻量化等方面进行研究。

关键词：手动变速器 传动效率 NVH性能 轻量化

Abstract

As an important part of automobile transmission, gearbox not only has a direct i-mpact on the vehicle’s power and economy, also affects the operation reliability andease, transmission stability and efficiency．Although the traditional mechanical manual transmission has many disadvantages，such as large shift shock, huge volumeand complicated control，it is still widely used in modem cars for its advantages ofhigh transmission efficiency, mature production technique and more importantly lowcost．
This thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro car, basing on the comprehension and study on gearbox development process as well asrelevant theories．The design plan includes the layout of gear and shaft, layout of gearshifting operation mechanism，etc．Secondly based on the essential parameter offurnished engine and the required transmission ratio of the vehicle’s powerperformance，the related parameters on main components of gearbox are worked out．Via analysis to design parameters，finds out the factors which take effects on theperformance of manual gearbox．This thesis completes gear, shaft and bearing main parts and synchronizer synchronous process analysis. Considering all the factors combined with the structure of the performance target and transmission is optimized .In improve the transmission efficiency, the shifting comfort ability, the overall performance of NVH, lightweight, etc,

Key word: manual transmission transmission efficiency NVH performance lightweight

目 录
摘 要 I
Abstract II
一、绪论 1
(一)选题背景及意义 1
(二)中国外研究情况 2
(三)研究内容 4
二、变速器方案确实定 5
(一)变速器结构方案确实定 5
1.变速器传动机构结构分析和型式选择 5
2.倒挡传动方案 10
(二)变速器关键零件结构方案分析 12
1.齿轮型式 12
2.换挡机构型式 12
三、变速器关键参数选择 14
(一)变速器关键参数选择 14
1.挡数和传动比 14
2.中心距 15
3.轴向尺寸 16
4.齿轮参数 16
四、关键零件选择 18
(一)各档传动比机器齿轮齿数确实定 18
1.确定各挡齿轮齿数 18
2.齿轮变位系数选择 20
(二)变速器齿轮强度计算和材料选择 21
1.齿轮损坏原因及形式 21
2.齿轮强度计算和校核 22
(三)变速器轴强度计算和校核 26
1.变速器轴结构和尺寸 26
2.轴校核 28
(四)轴承选择和校核 32
1.轴承选择 32
2.轴承校核 33
(五)变速器同时器设计 40
1.同时器结构 40
2.同时环关键参数确实定 42
五、提升整机NVH性能设计 44
(一)摇结构NVH 优化设计 45
(二)齿轮NVH 优化设计 45
结 论 46
致 谢 46
参考文件 47
附 录 49

一、绪论
(一)选题背景及意义
汽车在不一样使用场所有不一样要求，采取往复活塞式内燃机为动力汽车，其在实际工况下所要求性能和发动机动力性、经济性之间存在着较大矛盾。比如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通情况等条件影响，汽车所需牵引力和车速需要在较大范围内改变，以适应多种使用要求；另外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转，只有靠变速箱倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向和汽车牵引力、车速、行驶方向等之间矛盾，单靠发动机本身是难以处理，车用变速器应运而生，它和发动机匹配，经过多挡位切换，能够使驱动轮扭矩增大到发动机扭矩若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速几分之一。
从现在市场上不一样车型所配置变速器来看，关键分为：手动变速器、自动变速器、手动/自动变速器、无级变速器。
（1）手动变速器
手动机械式变速器采取齿轮组，每挡齿轮组齿数是固定，所以各挡变速比是定值，即所谓有级变速器。即使这种变速器在操作时比较繁琐，驾驶工作强度大，但含有成本低、起速快、传输扭矩大等特点，从现在市场实际需求和适用角度来看，手动变速器还不能被其它新型汽车变速器所完全替换。
（2）自动变速器
自动变速器，利用行星齿轮机构进行变速，它能依据油门踏板程度和车速改变，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速改变而自动分离或合闭，从而达成自动变速目标。
（3）手动/自动变速器
其实经过对部分车友了解，她们并不期望摒弃传统手动变速器，而且在一些时候也需要自动感觉。这么手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷911车型上首先推出，它可使高性能跑车无须受限于传统自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡乐趣。此型车在其挡位上设有“+”、“-”选择挡位。在D挡时，可自由变换降挡(-)或加挡(+)，如同手动挡一样。
（4）无级变速器
当今汽车产业发展，是很快速，用户对于汽车性能要求是越来越高。汽车变速器发展也并不仅限于此，无级变速器便是大家追求“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范·多尼斯发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比能够随意改变，没有换挡突跳感觉。它能克服一般自动变速器“忽然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些人将自动变速器称为无级变速器，这是错误。即使它们有着共同点，不过自动变速器只有换挡是自动，但它传动比是有级，也就是我们常说挡，通常自动变速器有4～8个挡。而无级变速器能在一定范围内实现速比无级改变，并选定多个常见速比作为常见“挡”。装配该技术发动机可在任何转速下自动取得最适宜传动比。
(二)中国外研究情况
手动变速器很多最近发展集中在为降低成本和体积新制造方法上。传统来说，变速器制造包含大量昂贵机器，和为机械加工和装配操作所需留出空间限制设计。最新技术包含，如在最新Ford／Getra96档变速器中能够看到激光焊接冲压钢滑动齿轮选择器轴套。为替换前一代变速器铸铁拨叉，这种精巧而坚固设计方案能够造成更少对内部损害。齿轮盘片激光和摩擦焊接同时确保了所需机器设计空间降低，这是一个由雷诺企业在5档副轴圆型变速器设计中发明技术，命名为EMI，曾在展出并因为它简单和轻便仅22千克却能提供140N·m转矩而出名。其次，设计人员也在其齿轮提供转矩输出设计上进行了认真研究，提升了耐久性和低噪声水平。
从变速器发展现实状况中我们能够看出，不管是自动变速器还是手动变速器，全部存在着优点和一些不足，所以对于一款新设计出变速器进行合适优化是必不可少。传统汽车变速器设计是采取很多经验公式计算和测绘同类型变速器来初步确定其参数，这么设计出来变速器盲目性比较大，常过于保守。减小体积和质量，提升传扭能力，是目前汽车变速器优化设计关键目标，因为减小变速器体积和质量可降低制造费用，降低齿轮动载荷，提升齿轮寿命，使汽车总体部署更为方便和灵活。当发动机选定时，就要求设计变速器在要求使用年限内确保其性能，而且要求变速器体积最小，节省材料，降低成本。怎样达成此要求，怎样合理地分配传动比，合理选择各档模数、齿数、螺旋角、齿轮变位系数等，传统设计方法是依据经验类比、估算或试凑方法初步确定这些参数，然后再进行刚度和强度等校核，若不适宜，就对其中某参数进行修改，再进行反复计算，直到满意为止。这种设计方法在一定程度上伴伴随主观性，而经过变速器专业软件优化功效，可合适消除这种盲目性和主观性[8]。
现在汽车发达国家汽车开发能力越来越依靠于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力高低已不再用它拥有多少高级开发能力人才和优异设备多少来评价，而是用更关键一个方面就是它是否拥有最优异开发软件和数据库来评价。
目前对轿车设计中动力性和经济性要求日渐提升情况下，对零部件限制条件也越来越多，越来越复杂。传统经验公式已经无法满足新型变速器设计要求。而总结新经验公式又需要丰富设计经验和知识，是一个长久过程。当今科技日新月异，轿车生产手段方法和目标也不停在改变。大量使用经验公式已不含有长久生存实用必需性和可能性。
总而言之，不仅从变速箱本身特点，还是设计手段和方法整个趋势来看，将优异设计方法引入变速箱设计是及其必需。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达成较高水平设计方案，而且因为知识工程和教授系统引入，使得其更含有可扩展性。它能够直接将一个复杂要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统情况下，进行深入设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这么是很困难，因为改变设计系统和过程将是一个复杂工作。
采取前置后驱形式轿车一直被认为是极具驾驶乐趣车型。现在中国采取这种驱动部署关键有华晨宝马、丰田锐志、皇冠等少数车型。以宝马为例，除其中某几款四驱车型以外，其它车型均采取前置后驱形式。在这种部署中，发动机位置通常较前置前驱车型靠后，甚至直接在前轴之上，同时发动机采取纵置部署，这就使得变速器要采取三轴形式，变速器距离驾驶员位置较近，从而简化了操纵机构复杂程度。而前置后驱部署，使得宝马汽车前后轴荷能够达成完美50:50。采取性能优异手动变速器，更能增加汽车操控性和驾驶乐趣；而增加变速器挡数，又能够改善汽车动力性、燃油经济性和平均车速，所以现在宝马汽车手动变速器均采取六挡形式。
(三)研究内容
本文关键参考同类齿轮软件设计，结合变速箱设计实际情况，对手动变速器结构、工作原理及工作过程进行一定研究。首先确定汽车手动变速器设计方案，包含齿轮和轴总部署形式、换档操纵机构及档位部署形式等；其次依据所配发动机基础参数和考虑到整车动力性和经济性要求传动比，设计计算出变速器关键零件相关参数。完成齿轮、轴和轴承等关键零件和同时器同时过程分析。

二、变速器方案确实定
(一)变速器结构方案确实定
变速器由传动机构和操纵机构组成。
1.变速器传动机构结构分析和型式选择
有级变速器和无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，含有高传动效率（η=0.96~0.98），所以在各类汽车上均得到广泛应用。
设计时首先应依据汽车使用条件及要求确定变速器传动比范围、挡位数及各挡传动比，因为它们对汽车动力性和燃料经济性全部相关键直接影响。
传动比范围是变速器低挡传动比和高挡传动比比值。汽车行驶道路情况愈多样，发动机功率和汽车质量之比愈小，则变速器传动比范围应愈大。现在，轿车变速器传动比范围为3.0~4.5。
通常，有级变速器含有4、5、6个前进挡。
变速器挡位数增多可提升发动机功率利用效率、汽车燃料经济性及平均车速，从而可提升汽车运输效率，降低运输成本。但采取手动机械式操纵机构时，要实现快速、无声换挡，对于多于6个前进挡变速器来说是困难。所以，直接操纵式变速器挡位数上限为6挡。多于5个前进挡将使操纵机构复杂化，或需要加装含有独立操纵机构副变速器，后者仅用于一定行驶工况。
一些轿车变速器，采取仅在好路和空载行驶时才使用超速挡。采取传动比小于1（0.7~0.8）超速挡，能够更充足地利用发动机功率，降低单位行驶里程发动机曲轴总转数，所以会降低发动机磨损，降低燃料消耗。但和传动比为1直接挡比较，采取超速挡会降低传动效率。
有级变速器传动效率和所选择传动方案相关，包含传输动力齿轮副数目、转速、传输功率、润滑系统有效性、齿轮及轴和壳体等零件制造精度、刚度等。
三轴式和两轴式变速器得到最广泛应用。
三轴式变速器图2-1所表示，其第一轴常啮合齿轮和第二轴各挡齿轮分别和中间轴对应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传输扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传输转矩。所以，直接挡传输效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器关键优点。其它前进挡需依次经过两对齿轮传输转矩。所以。在齿轮中心距（影响变速器尺寸关键参数）较小情况下仍然能够取得大一挡传动比，这是三轴式变速器另一优点。其缺点是：除直接挡外其它各挡传动效率有所下降。

1— 第一轴；2—第二轴；3—中间轴
图2-1 轿车中间轴式四挡变速器

两轴式变速器图2-2所表示。和三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其它各挡传动效率高、噪声低。轿车多采取前置发动机前轮驱动部署，因为这种部署使汽车动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器则方便于这种部署且传动系结构简单。图所表示，两轴式变速器第二轴（即输出轴）和主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒挡常见滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其它挡均采取常啮合斜齿轮传动；个挡同时器多装在第二轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，装同时器有困难；而高挡同时器也能够装在第一轴后端，图示。
两轴式变速器没有直接挡，所以在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，所以噪声比较大，也增加了磨损，这是它缺点。另外，低挡传动比取值上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到较大限制，但这一缺点可经过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。

1— 第一轴；2—第二轴；3—同时器
图2-2 两轴式变速器

有级变速器结构发展趋势是增多常啮合齿轮副数目，从而可采取斜齿轮。后者比直齿轮有更长寿命、更低噪声，即使其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。所以，在变速器中，除低挡及倒挡外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所替换。不过在本设计中，因为倒挡齿轮采取是常啮式，所以也采取斜齿轮。
所设计汽车是发动机前置，后轮驱动，采取中间轴式变速器。图2-3、图2-4、图2-5分别是多个中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。特点是：变速器第一轴和第二轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承磨损降低因为直接挡利用率高于其它挡位，所以提升了变速器使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传输动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上两对齿轮传输，所以在变速器中间轴和第二轴之间距离（中心距）不大条件下，一挡仍然有较大传动比；挡位高齿轮采取常啮合齿轮传动，挡位低齿轮（一挡）能够采取或不采取常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外其它挡位换挡机构，均采取同时器或啮合套换挡，少数结构一挡也采取同时器或啮合套换挡，还有各挡同时器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外其它挡位工作时，中间轴式变速器传动效率略有降低，这是它缺点。在挡数相同条件下，多种中间轴式变速器关键在常啮合齿轮对数，换挡方法和到挡传动方案上有差异。

图2-3 中间轴式四挡变速器传动方案
图2-3中中间轴式四挡变速器传动方案示例区分：图1-3a、b所表示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图1-3c所表示传动方案二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。
图2-4a所表示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其它各挡为常啮合齿轮传动。图2-4b、c、d所表示方案各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图2-4d所表示方案中倒挡和超速挡安装在在变速器后部副箱体内。

图2-4 中间轴式五挡变速器传动方案
图2-5a 所表示方案中一挡、倒挡和图b所表示方案中倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其它各挡均用常啮合齿轮。

图2-5 中间轴式六挡变速器传动方案
以上多种方案中，凡采取常啮合齿轮传动挡位，其换挡方法能够用同时器或啮合套来实现。同一变速器中，有挡位用同时器换挡，有挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高用同时器换挡，挡位低用啮合套换挡。
发动机前置后轮驱动轿车采取中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，图2-3a、b所表示。伸长后第二轴有时装在三个支承上，其最终一个支承在加长附加壳体上。假如在附加壳体内，部署倒挡传动齿轮和换挡机构，还能降低变速器主体部分外形尺寸。
变速器用图2-4c所表示多支承结构方案，能提升轴刚度。这时，如用在轴平面上可分开壳体，就能很好地处理轴和齿轮等零部件装配困难问题。图2-4c所表示方案高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮部署在变速器壳体中间跨距里，而中间挡同时器部署在中间轴上是这个方案特点。
2.倒挡传动方案
图2-6为常见倒挡部署方案。图2-6b所表示方案优点是换倒挡时利用了中间轴上一挡齿轮，所以缩短了中间轴长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-6c所表示方案能取得较大倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-6d所表示方案针对前者缺点做了修改，所以替换了图2-6c所表示方案。图2-6e所表示方案是将中间轴上一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-6f所表示方案适适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充足利用空间，缩短变速器轴向长度，有货车倒挡传动采取图2-6g所表示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中操纵机构复杂部分。
本设计采取图2-6f所表示传动方案

图2-6 变速器倒挡传动方案
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大力，所以不管是两轴式变速器还是中间轴式变速器低挡和倒挡，全部应该部署在在靠近轴支承处，以降低轴变形，确保齿轮重合度下降不多，然后根据从低挡到高挡次序部署各挡齿轮，这么做既能使轴有足够大刚性，又能确保轻易装配。倒挡传动比即使和一挡传动比靠近，但因为使用倒挡时间很短，从这点出发有些方案将一挡部署在靠近轴支承处。
(二)变速器关键零件结构方案分析
变速器设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等原因。
1.齿轮型式
和直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中常啮合齿轮均采取斜齿圆柱齿轮，尽管这么会使常啮合齿轮数增加，并造成变速器转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。
在本设计中因为倒挡采取是常啮合方案，所以倒挡也采取斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采取斜齿轮传动。
2.换挡机构型式
换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同时器三种。
直齿滑动齿轮换挡特点是结构简单、紧凑，但因为换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、造成齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，采取直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它缺点。所以，除一挡、倒挡外极少采取。
采取同时器换挡可确保齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充足发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提升了汽车加速性、经济性和行驶安全性，另外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同时环使用寿命较短。现在，同时器广泛应用于各式变速器中。
当变速器第二轴上齿轮和中间轴齿轮处于常啮合状态时，能够用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以她们全部不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练操作技术。另外因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分总惯性力矩增大，所以，现在这种换挡方法只在一些要求不高挡位及重型货车变速器上使用。
采取同时器换挡可确保齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充足发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提升了汽车加速性、经济性和行驶安全性，另外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同时环使用寿命较短。现在，同时器广泛应用于各式变速器中。
在本设计中所采取是锁环式同时器，该同时器是依靠摩擦作用实现同时。但它能够从结构上确保结合套和待啮合花键齿圈在达成同时之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同时器结构图2-7所表示：

三、变速器关键参数选择
表3.1 相关参数
主减速比
最高时速
最大扭矩
最大功率
最高转速
3.64
215km/h

200//Nm/3600rpm
115kw/6400rpm
6500r/min
(一)变速器关键参数选择
1.挡数和传动比
多年来，为了降低油耗，变速器挡数有增加趋势。现在，乘用车通常见4~5个挡位变速器。本设计也采取5个挡位。
选择最低挡传动比时，应依据汽车最大爬坡度、驱动轮和路面附着力、汽车最低稳定车速和主减速比和驱动轮滚动半径等来综合考虑、确定。
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎和路面间滚动阻力及爬坡阻力。故有

则由最大爬坡度要求变速器Ⅰ挡传动比为
（3-1）
式中，m----汽车总质量(kg)；
g----重力加速度(m/s)；
ψmax----道路最大阻力系数；
rr----驱动轮滚动半径(m)；
Temax----发动机最大转矩(N·m)；
i0----主减速比；
η----汽车传动系传动效率。
依据驱动车轮和路面附着条件：

求得变速器I挡传动比为： （3-2）

式中，G2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面载荷；
φ----路面附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。
由已知条件：满载质量 1800kg；
rr=307mm；
Te max=200N·m；
i0=3.64；
η=0.95；
依据公式（3-2）可得：igI =3.91
本设计取六挡传动比为1，
中间挡传动比理论上按公比为：

（3-3）
等比数列，实际上和理论上略有出入，因齿数为整数且常见挡位间公比宜小些，另外还要考虑和发动机参数合理匹配。依据上式可出：q=1.314。故有：ig2=2.979
ig3=2.267
ig4=1.725
ig5=1.313
ig6=1
2.中心距
中心距对变速器尺寸及质量有直接影响，所选中心距、应能确保齿轮强度。三轴式变速器中心局A（mm）可依据对已经有变速器统计而得出经验公式初定：
A = η (3-4)
式中， K A----中心距系数。对轿车，K A =8.9~9.3；对货车，K A =8.6~9.6；对多挡变速器:K A =9.5~11；
TI max ----变速器处于一挡时输出扭矩：
TI max=Te max igI η =743.85N﹒m
故可得出初始中心距A=81.55mm。
3.轴向尺寸
变速器横向外形尺寸，可依据齿轮直径和倒挡中间齿轮和换挡机构部署初步确定。
轿车四挡变速器壳体轴向尺寸3.0~3.4A。货车变速器壳体轴向尺寸和挡数相关：
五挡(2.7~3.0)A 六挡(3.2~3.5)A
当变速器选择常啮合齿轮对数和同时器多时，中心距系数KA应取给出系数上限。为检测方便，A取整。
此次设计采取6+1手动挡变速器，其壳体轴向尺寸是3.581.55mm=285.43mm，
变速器壳体最终轴向尺寸应由变速器总图结构尺寸链确定。　
4.齿轮参数
（1）齿轮模数
提议用下列各式选择齿轮模数，所选择模数大小应符合JB111-60要求标准值。
第一轴常啮合斜齿轮法向模数mn
(3-5)
其中=170Nm，可得出mn=2.749，取2.75。
一挡直齿轮模数m
mm (3-6)
经过计算m=2.99，取3。
同时器和啮合套接合大全部采取渐开线齿形。因为制造工艺上原因，同一变速器中结合套模数全部去相同，轿车取2~3.5。本设计取2.5。
（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
汽车变速器齿轮齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选择。
表3-1 汽车变速器齿轮齿形、压力角和螺旋角
项目
车型
齿形
压力角α
螺旋角β
轿车
高齿并修形齿形
14.5°，15°，16°16.5°
25°~45°

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提升轮齿抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°,啮合套或同时器取30°；斜齿轮螺旋角β取30°。
应该注意是选择斜齿轮螺旋角时应努力争取使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
齿轮宽度b大小直接影响着齿轮承载能力，b加大，齿承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，因为载荷分配不均匀，反而使齿轮承载能力降低。所以，在确保齿轮强度条件下，尽可能选择较小齿宽，以有利于减轻变速器重量和缩短其轴向尺寸。
通常依据齿轮模数大小来选定齿宽：
直齿 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm
第一轴常啮合齿轮副齿宽系数值可取大部分，使接触线长度增加，接触应力降低，以提升传动平稳性和齿轮寿命。

四、关键零件选择
(一)各档传动比机器齿轮齿数确实定
在初选了中心距、齿轮模数和螺旋角后，可依据预先确定变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数方法。
1.确定各挡齿轮齿数
一挡传动比
（3-7）
为了确定Z11和Z12齿数，先求其齿数和:
（3-8）
其中A=81.55，m=3，故有=54.367，取54
当轿车三轴式变速器时，则，此处取=17，则可得出=37。
上面依据初选A及m计算出可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了改变，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后中心距作为以后计算依据。
这里修正为54，则依据式（3-8）反推出A=81mm。
确定常啮合齿轮副齿数
由式（3-7）求出常啮合齿轮传动比
（3-9）

由已经得出数据可确定 （3-10）
而常啮合齿轮中心距和一挡齿轮中心距相等
（3-11）
由此可得：
(3-12)而依据已求得数据可计算出： 。 （3-13）
（3-10）和（3-13）子联立可得：=19、=33。
则依据式（3-7）可计算出一挡实际传动比为：。
确定其它挡位齿数
二挡传动比
（3-13）
而 ，故有
（3-14）

对于斜齿轮， （3-15）

故有： （3-16）
（3-14）联立（3-16）得：。
按一样方法可分别计算出：三挡齿轮 ；四挡齿轮
，。
确定倒挡齿轮齿数
通常情况下，倒挡传动比和一挡传动比较为靠近，在本设计中倒挡传动比取3.6。中间轴上倒挡传动齿轮齿数比一挡主动齿轮10略小，取。
而通常情况下，倒挡轴齿轮取21~23，此处取=23。
由
（3-17）
可计算出。
故可得出中间轴和倒挡轴中心距
(3-18)
=58mm
而倒挡轴和第二轴中心:
(3-19)
=81.00mm。
2.齿轮变位系数选择
齿轮变位是齿轮设计中一个很关键步骤。采取变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮啮合噪声。
变位齿轮关键有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副一对啮合齿轮变位系数和为零。高度变位可增加小齿轮齿根强度，使它达成和大齿轮强度想靠近程度。高度变位齿轮副缺点是不能同时增加一对齿轮强度，也极难降低噪声。角度变位齿轮副变位系数之和不等于零。角度变位既含有高度变位优点，有避免了其缺点。
有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并组成变速器，会因确保各挡传动比需要，使各相互啮合齿轮副齿数和不一样。为确保各对齿轮有相同中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多齿轮副采取标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些齿轮副应采取正角度变位。因为角度变位可取得良好啮合性能及传动质量指标，故采取较多。对斜齿轮传动，还可经过选择适宜螺旋角来达成中心距相同要求。
变速器齿轮是在承受循环负荷条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮，其关键损坏形势是齿面疲惫剥落，所以应按确保最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利标准选择变位系数。为提升接触强度，应使总变位系数尽可能取大部分，这么两齿轮齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，因为小齿轮齿根强度较低，加之传输载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂现象。
总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。不过因为轮齿刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。
依据上述理由，为降低噪声，变速