目录
第一部分：变速器的基本设计方案
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第二部分：变速器主要参数的选择
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第三部分：变速器各档齿轮的设计计算
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第四部分：变速器轴的设计计算
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第五部分：变速器齿轮的校核
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第六部分：变速器轴的的校核 -------------------------------- ----------18
第七部分：滚动轴承的选择和计算
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第八部分：参考文献---------------------------------------------------------
第一部分变速器的基本设计方案
变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。
采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。
降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。
变速器设计的基本要求：
1）保证汽车有必要的动力性和经济性。
2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。
3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。
4）设置动力输出装置。
5）换挡迅速、省力、方便。
6）工作可靠。
变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。
7）变速器应有高的工作效率。
8）变速器的工作噪声低。
除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。
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。
两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。
两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。
图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。
其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮的传动
倒挡布置方案
图2为常见的倒挡布置方案。
图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，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。
图2-c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。
图-2d方案对2-c的缺点做了修改。
图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。
图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。
为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-g所示方案。
缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。
第二部分：变速器主要参数的选择
主要参数 方案一
发动机功率 74kw 最高车速 167km/h 转矩 167N ·m 总质量 1705kg 转矩转速 3200r/min 车轮
185/60R14S
o g aman i i rn
u 5377
.0
aman u —最高车速，aman u =167km/h
r —车轮半径，r= 0.29 n —功率转速 ，n=5000r/min
0i —主减速器传动比
5g i —最高挡传动比
p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/min
max e T =9549×
p
e n P max
α
所以，p n =4654～5500r/min
柴油机的转速在3000～7000r/min 取p n =5000r/min 由经济性出发使最高档最高车速时功率略低于发动机最高功率，即o g i i 5略小于3.0
初取 5g i =0.75 0i =4.36 根据汽车行驶方程式
汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为
Gi Gf r
i i T T
g tq +≥η0
()T
tq man g i T f Gr i ηαα0max max 1sin cos +≥
式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，
mg G ==16709N ； max e tq T T ==167N .
m ；
T η—传动系效率，T η=0.88；
r —车轮半径，r =0.29m ；
f —滚动阻力系数，干砂路面f （0.100～0.300）取f =0.150；
i —坡度，i =16.7°。
()
88
.036.41677.16sin 7.16cos *150.029.0167091⨯⨯+⨯⨯≥
g i =2.28
满足附着条件。
≤r
i i T T
g η01emax z2F ·φ
在沥青混凝土干路面，φ=0.5~0.6，取φ=0.6
88
.036.416729
.06.08.9%601705⨯⨯⨯⨯⨯⨯=4.54
一般汽车各挡传动比大致符合如下关系
q i i i i i i i i g g g g g g g g ====5
44
33
22
1
式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为
75.05=g i ，4175.0q i g =
∴437.1=q
所以各挡传动比与Ι挡传动比的关系为
2.31=g i ，227.22=g i ，550.13=g i ，
079.14=g i ，
75.05=g i
5
4
433221g g g g g g g g i i i i i i i i ≥≥≥ （实际） 初选中心距时，可根据下述经验公式
31max g e A i T K A η=
式中：A —变速器中心距（mm ）；
A K —中心距系数，商用车：A K =8.9～93； max e T —发动机最大转矩（N .
m ）；
1i —变速器一挡传动比，1g i =3.2 ；
g η—变速器传动效率，取96% ；
max e T —发动机最大转矩，max e T =167N .
m 。
则，31max g e A i T K A η=
=396.02.3167)3.99.8(⨯⨯～ =71.247～74.450（mm ）
初选中心距A =74mm 。
第三部分 变速器各档齿轮的计算设计
1、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；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。
由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。
其取值范围是：乘用车和总质量a m 在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm ；总质量a m 大于14.0t 的货车为3.5～5.0mm 。
选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。
表2 汽车变速器齿轮法向模数
表3 汽车变速器常用齿轮模数
根据表2及3，一二档齿轮的模数定为3mm，三四五档及倒档的模数定为2.75mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。
2、压力角α
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β
实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。
在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。
斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。
设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。
因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。
为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。
变速器螺旋角：23° 4、齿宽b
直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.0。
各挡齿轮齿数的分配
1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮 5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮
图3变速器传动示意图。