轿车五档手动变速器设计.doc

摘要
本设计的任务是设计一台用于轿车上的五档手动变速器。合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。
设计部分叙述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了方案论证，选用了三轴式变速器。说明了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表，齿轮的强度计算、强度校核，轴的设计及强度校核。
该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。
关键词：变速器 齿轮 轴

毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明

原创性声明
本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。
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本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。
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学位论文原创性声明
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作者签名： 日期： 年 月 日

学位论文版权使用授权书
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作者签名： 日期： 年 月 日
导师签名： 日期： 年 月 日

指导教师评阅书

指导教师评价：
一、撰写（设计）过程
1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
二、论文（设计）质量
1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
三、论文（设计）水平
1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、论文（设计说明书）所体现的整体水平
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
建议成绩：□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
（在所选等级前的□内画“√”）
指导教师： （签名） 单位： （盖章）
年 月 日

评阅教师评阅书

评阅教师评价：
一、论文（设计）质量
1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
二、论文（设计）水平
1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、论文（设计说明书）所体现的整体水平
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
建议成绩：□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
（在所选等级前的□内画“√”）
评阅教师： （签名） 单位： （盖章）
年 月 日

教研室（或答辩小组）及教学系意见

教研室（或答辩小组）评价：
一、答辩过程
1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、对答辩问题的反应、理解、表达情况
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、学生答辩过程中的精神状态
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
二、论文（设计）质量
1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
三、论文（设计）水平
1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
3、论文（设计说明书）所体现的整体水平
□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
评定成绩：□ 优 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格
（在所选等级前的□内画“√”）
教研室主任（或答辩小组组长）： （签名）
年 月 日
教学系意见：

系主任： （签名）
年 月 日

目 录
第一章 绪 论 4
1.1本次设计的目的及意义 4
1.2变速器的发展现状 4
1.3变速器设计面临的主要问题 5
第二章 变速器的总体方案设计 6
2.1毕业设计任务及要求 6
2.2变速器的功用及设计要求 6
2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析 7
2.3.1三轴式变速器与两轴式变速器 7
2.3.2变速器主传动方案的比较 9
2.3.3倒档的布置方案 10
2.4变速器主要零件的结构方案分析 11
2.4.1齿轮型式 11
2.4.2换档结构型式 11
2.4.3轴承型式 12
2.5传动方案的最终设计 12
第三章 变速器主要参数的选择与齿轮设计 - 12 -
3.1变速器主要参数的选择 - 13 -
3.1.1档位数和传动比 - 13 -
3.1.2中心距 - 14 -
3.1.3齿轮模数 - 14 -
3.1.4齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b - 15 -
3.1.5齿轮的变位系数 - 15 -
3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 - 16 -
3.2.1确定一档齿轮的齿数 - 16 -
3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数 - 16 -
3.2.3确定其他档位的齿数 - 17 -
3.2.4确定倒档齿轮的齿数 - 17 -
3.3齿轮主要参数表 错误！未定义书签。
第四章 变速器齿轮的强度计算与材料选择 20
4.1齿轮的损坏原因及形式 20
4.2齿轮的强度计算及材料接触应力 20
4.2.1齿轮弯曲强度计算 20
4.2.2齿轮材料接触应力 22
第五章 变速器轴的设计与校核 - 23 -
5.1变速器轴的结构和尺寸 - 23 -
5.1.1轴的结构 - 23 -
5.1.2轴的尺寸 - 23 -
5.2轴的校核 - 24 -
5.2.1第一轴的强度与刚度校核 - 24 -
5.2.2第二轴的强度与刚度校核 - 25 -
第六章 变速器同步器与操纵机构的设计 - 27 -
6.1同步器设计 - 27 -
6.1.1同步器的工作原理 - 28 -
6.1.2同步环主要参数的确定 30
6.2变速器的操纵机构 32
第七章 结 论 - 32 -
参考文献 - 33 -
致 谢 - 34 -

第一章 绪 论
1.1本次设计的目的及意义
随着经济和科学技术的不断的发展，汽车工业[1]也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国加入WTO，人民生活水平的不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。
在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临的是机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有的机遇同时，不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还一定的差距，所以我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。
经过这几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委和学校的要求，进行了对轿车五档变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际运用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。
1.2变速器的发展现状
在汽车变速箱[2]100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器[3]为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）、双离合变速器（DCT）五种型式。
它们各有优缺点：MT的节能效果最好、经济性娱乐性强，但对驾驶技术要求高；AT的节能效果差一些，但是操作简单、舒适性好、元器件可靠性高；AMT具备前两者的优点，但在换挡时会有短暂的中断，舒适性差一些；CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳，但它的传动带容易损坏，无法承受较大的载荷；DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。
在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。从2002到2007年间自动档变速器市场占有率从9%增长到26%，Global Insight公司预计到2012年自动档变速器将占据33%的份额，而乘用车市场自动档所占的比例可能达到44%。从2002-2006年间，女性用户从20.3%增长到30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。
针对中国变速器市场发展趋势，Global Insight的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了几点自己的见解：
一、在短期内，手动档变速器仍然占据主要份额，而自动档变速器将有更大的增长空间。
二、鉴于中国市场情况的复杂性，长期来看变速器不是单一式的发展趋势，没有哪一种形式变速器会成为最后的赢家。
三、在中国市场，从技术支持、目前的市场份额以及设备提供这几个方面来看AMT与LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合动力以及DCT和柴油都具有相似性。
四、从长远来看，中国本土的企业应该更加关注DCT这个产品，因为它将有非常好的前景。
1.3变速器设计面临的主要问题
在汽车工业高速发展的今天，随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下：
1．如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。
2．自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了驾车的乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也是变速器设计时要考虑的一个重要问题。
3．如何设计出结构更简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。

第二章 变速器的总体方案设计
2.1毕业设计任务及要求
本次毕业设计的任务是设计一台用于轿车上的五档变速器，其主要指标参考捷达手动变速器。因此本设计所选用的变速器型式为FR式手动五档变速器，是基于新捷达CIF舒适型MT而开展的，设计中所采用的相关参数详见第三章。
要求完成变速器的选型、设计计算并绘制相关图纸。
2.2变速器的功用及设计要求
变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。
为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求[4]。
1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。
2. 设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。
3. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。
4. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。
5. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。
6. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。
7. 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。
8. 需要时应设计动力输出装置。
2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析
变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器[4]按根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。
2.3.1三轴式变速器与两轴式变速器
现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。
三轴式变速器如图2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。

图2-1 轿车三轴式四档变速器
1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴
两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-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布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与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。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。
两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。

图2-2 两轴式变速器
1.第一轴；2.第二轴；3.同步器
由于本设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用三轴式变速器。
2.3.2变速器主传动方案的比较
图2-3是三轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的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，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，三轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种三轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和倒档传动方案上有差别。
图2-3a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2-3b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-3d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，形成一个只有四个前进档的变速器.

以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。
变速器用图2-3c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-3c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。
2.3.3倒档的布置方案
常见的倒档结构方案有以下几种：
图2-4a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。
图2-4b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。
图2-4c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。
图2-4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。
图2-4e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。
图2-4f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。
为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-4g所示方案。其缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。
综合考虑，本次设计采用图2-4f所示方案的倒档换档方式。

2.4变速器主要零件的结构方案分析
变速器的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、换档结构型式、轴承型式等因素。
2.4.1齿轮型式
齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。
有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。与直齿圆柱齿轮比较，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。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。
直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。
2.4.2换档结构型式
现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，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，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。其结构及工作原理将在第六章重点讲解。
2.4.3轴承型式
变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。
在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。
2.5传动方案的最终设计
通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图2-5所示。其传动路线：
1档：一轴→1→2→中间轴→10→9→9、11间同步器→二轴→输出
2档：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7间同步器→二轴→输出
3档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7间同步器→二轴→输出
4档：为直接档，即一轴→1→1、3间同步器→二轴→输出
5档：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3间同步器→二轴→输出
倒档：一轴→1→2→中间轴→12→13→11→9、11间同步器→二轴→输出

图2-5 五档变速器结构简图
第三章 变速器主要参数的选择与齿轮设计
本设计是根据新捷达CIF舒适型MT而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：
主减速比：4.782
最高时速：150km/h
轮胎型号：205/65R15
发动机型号：SQR481FC
最大扭矩：170Nm/4500rpm
最大功率：95kw/5750rpm
最高转速：6000r/min
图3-1新捷达CIF舒适型MT
3.1变速器主要参数的选择
3.1.1档位数和传动比
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。
选择最低档传动比[5]时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的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与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有
[6]
则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比 （3-1）
式中 m——汽车总质量；
g ——重力加速度；
ψmax ——道路最大阻力系数；
rr ——驱动轮的滚动半径；
Temax ——发动机最大转矩；
i0——主减速比；
η ——汽车传动系的传动效率。
根据驱动车轮与路面的附着条件
求得的变速器I档传动比为：
（3-2）
式中 G2——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；
φ ——路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。
由已知条件：满载质量 1800kg；rr=337.25mm；Te max=170Nm；i0=4.782；η=0.95。
根据公式（3-2）可得：igI =3.85。
超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计取五档传动比igⅤ=0.75。
中间档的传动比理论上按公比为：
（3-3）
的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出：=1.51。
故有：、、（修正为1）。
3.1.2中心距
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。
（3-4）
式中K A ——中心距系数，对轿车取K A =8.9~9.3；
TI max ——变速器处于一档时的输出扭矩：
TI max=Te max igI η =628.3N﹒m
故可得出初始中心距A=77.08mm。
3.1.3齿轮模数
齿轮模数选取的一般原则：
1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；
2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；
3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；
4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。
对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。
所选模数值应符合国家标准的规定。
建议用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn
（3-5）
其中=170Nm，可得出mn=2.5。
一档直齿轮的模数m
mm （3-6）
通过计算m=3。
同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。变速器中齿轮上的花键和结合套模数取2.5或2。
3.1.4齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角[7]按表3-1选取。
表3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

齿形
压力角α
螺旋角β
轿车
高齿并修形的齿形
14.5°、15°、16°、16.5°
25°~45°
一般货车
GB/T1356-2001规定的标准齿形
20°
20°~30°
重型车
GB/T1356-2001规定的标准齿形
低档、倒档齿轮22.5°、25°
小螺旋角
压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的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；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°,啮合套或同步器取30°。
应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承
载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件[8]下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。
通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
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的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。
3.1.5齿轮的变位系数
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。
变位系数的选择原则 ：
1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。
2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。
3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。
为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。
3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定
3.2.1确定一档齿轮的齿数
已知一档传动比 （3-7）
为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和： （3-8）
其中 A =77.08mm、m =3；故有。选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。则取=51。当轿车三轴式的变速器时，则，此处取=16，则可得出=35。
上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。
这里修正为51，则根据式（3-8）反推出A=76.5mm。
3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数
由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比
（3-9）
由已知数据可得：
而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距
（3-10）
由此可得： （3-11）
根据已知数据可计算出：。
联立方程式可得：=19、=34。
则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为： 。
3.2.3确定其他档位的齿数
二档传动比
（3-12）
而故有：，对于斜齿轮：
（3-13）
故有：
联立方程式得：。
按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ；五档齿轮 。
3.2.4确定倒档齿轮的齿数
一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮取21~23，此处取=23。
由 （3-14）
可计算出。
因本设计倒档齿轮也是斜齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距

而倒档轴与第二轴的中心距

3.3齿轮主要参数表
齿轮主要参数归纳如下表3-2。
表3-2齿轮主要参数
主要
参数
齿
数
模数
(mm)
螺旋角
变位系数
分度圆
直径(mm)
齿根圆
直径(mm)
齿顶圆
直径(mm)

1
档

16

3

0°
0.8
48
40.5
54

35
-0.8
105
97.5
111

2档

22

2.5

30°
-0.4
63.5
57.25
68.5

31
0.4
89.5
83.25
94.5

3档

27

2.5

30°
0
78
71.75
83

26
0
75
68.75
80

5档

37

2.5

30°
-0.2
107
100.75
112

16
0.2
46
39.75
51

常啮

34

2.5

30°
-0.2
98
91.75
103

19
0.2
55
48.75
60

倒
档

13

2.5

30°
-0.8
37.5
31.25
42.5

23
0.132
66.5
60.25
71.5

27
0.8
78.5
72.25
83.5
齿轮上的花键形式和尺寸根据轴的结构和尺寸确定，具体参数见下表3-3。
表3-3花键主要参数
序号
名称
压