汽车最大爬坡能力； 驱动轮与路面间的附着力； 主减速比； 驱动轮的滚动半径； 汽车的最低稳定行驶车速。
传动比范围：
乘用车：3.0~4.5； 轻型商用车：5.0~8.0； 其它商用车辆更大。
第三章 变速器设计 三、中心距A
汽车工程系
是指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间的 距离。它是一个基本参数。 中心距选取的影响因素： 中心距小，则变速器的外形尺寸和质量小； 但中心距越小，轮齿的接触应力越大； 中心距小，布置轴承不方便，壳体强度差； 中心距小，一挡小齿轮齿数可能过少； 中心距过小，为保证强度会使变速器长度增加，影 响轴的刚度和齿轮的啮合状态。 中心距应当在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下， 尽量取小。
第三章 变速器设计 4、变速器轴承
汽车工程系
变速器对轴承的要求： 结构紧凑、尺寸小，否则布置困难； 载荷变化大，工作时间长，要能承受高负荷，而且容量足够大； 有些轴承还要能承受轴向力。
安装位置
第一轴前端 第一轴后端 第二轴前端 第二轴后端
轴承
有密封圈的球轴承 轴承外圈有挡圈的球轴承 无保持架的圆柱滚子轴承 圆柱滚子轴承（内腔尺寸足够） 滚针轴承（空间不足） 轴承外圈有挡圈的球轴承
国外有些乘用车变速器齿轮采用两种压力角：
高挡齿轮采用小压力角以减少噪声； 低挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强度； 齿轮采用小压力角和小模数时，必须采用大的齿高系数和大圆
弧齿根，以提高弯曲强度。
第三章 变速器设计 3. 螺旋角β
汽车工程系
螺旋角选取的影响因素：
影响因素 传动平稳性 工作噪声 轮齿强度 轴向力 要求β 大 大 大 小
乘用车变速器中心距的确定
可以根据发动机排量进行初选（图３－１６） 。 排量越大，中心距越大。
中心距的范围（为了检测方便，中心距A最好取为整数）
乘用车：65~80mm 商用车：80~170mm；总质量小，则中心距也小。
第三章 变速器设计 四、变速器外形尺寸 确定横向尺寸的影响因素：
齿轮直径 壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙 倒档齿轮的布置 换档机构形式和尺寸
第三章 变速器设计 1、两轴式变速器（续）
汽车工程系
图3-1 d图方案有辅助支承，可提高轴的刚度，减少齿轮磨损和噪声。 倒挡传动常用滑动齿轮，f图为常啮合齿轮； 因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器多装在输出轴上，高挡的同步器 可以装在输入轴后端（图d、e）；
第三章 变速器设计
汽车工程系
2、中间轴式变速器 第一轴与第二轴的布置与支承（图3-12）； 使用直接挡时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，传动效率 高，噪声低，磨损少，寿命提高； 中间挡位可以获得较大的传动比； 高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮可以不采用常啮 合齿轮传动； 除一挡以外的其它挡位，换挡机构多采用同步器或啮合套 换挡； 有的一挡也采用同步器或啮合套换挡； 各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上。
第三章 变速器设计
汽车工程系 变速器主要参数的选择
第三节
一、挡数 增加挡数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车
速； 在传动比范围不变的条件下，挡数增加会使相邻挡位之间 的传动比比值减小，使换挡容易；
要求相邻挡位传动比比值在1.8以下，该值越小换挡越容易； 高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区的小。
汽车工程系
直齿滑动齿轮 啮合套换档 同步器换档 简单 短 低 有 有 短 长 差 高（熟练） 复杂 居中 较高 小 小 较短 长 较差 高 最复杂 长 高 没有 没有 长 短 好 低
第三章 变速器设计
汽车工程系
3、防止自动脱挡的结构措施
由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足、振动等原因都 会导致自动脱挡，这是变速器主要故障之一。 使接合齿端部超过被接合齿约1~3mm，挤压磨损形 成凸肩； 将啮合套齿座齿厚切薄，齿后端面被齿座前端面顶 住； 将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角； 将接合齿的齿侧加工成台阶形状，也可以防止自动 脱挡。
螺旋角选取的一般原则：
轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的； 大于300时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮β应小些，以 15°~ 25°为宜； β增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮β应大些； 中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。
第三章 变速器设计 二、零部件结构方案分析
汽车工程系
1、齿轮形式
形式 特点 重合度 工作噪声 接触应力 齿轮寿命 轴向力 应 用 斜 齿 大 小 低 长 有 二档以上各档 直 齿 小 大 高 短 没有 低档、倒档 备 注
影响轴承寿命
第三章 变速器设计 2、换档机构形式
形式 特点 结 构 轴向尺寸 制造成本 换档冲击 换档噪声 齿轮 （啮合套） 寿命 换档时间 汽车加速性 对换档技术要求
第三章 变速器设计 三、中心距A（续）
汽车工程系
中间轴式变速器中心距的确定
根据经验公式初选中心距：
A K A 3 Te max i1g （mm）
KA为中心距系数（乘用车8.9~9.3；商用车8.6~9.6；多挡变速器 =9.5~11.0）； Temax（N· m）；变速器传动效率ηg取96%。
挡数；轴的支承形式；常啮合齿轮对数；换档方式；倒档传动方案；档位布置位置 顺序
第三章 变速器设计 2、中间轴式变速器——四挡 a、c方案： 第二轴为三点支承； 有四对常啮合齿轮； 倒挡用直齿滑动齿轮换挡；
汽车工程系
Ⅱ挡
Ⅰ挡
a方案能提高中间轴和第二轴刚 度。 b方案： 第二轴为两点支承。 高挡用常啮合齿轮传动； 一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡； 倒挡齿轮是双联齿轮。
倒挡
图3-2
第三章 变速器设计 2、中间轴式变速器——五挡
Ⅰ挡
汽车工程系
倒挡
倒挡 Ⅰ挡
Ⅴ 倒 挡 挡
倒挡 Ⅴ挡
图3-3
第三章 变速器设计
汽车工程系
2、中间轴式变速器——六挡
倒挡 Ⅰ挡 倒挡
总结：
图3-4
轴的支承形式不一样； 常啮合齿轮对数不一样，换档方式不一样； 倒档传动方案不一样；
档位布置位置顺序不一样。
5、换档迅速、省力、方便。
6、工作可靠，无跳档、乱档、换档冲击现象。 7、传动效率要高。 8、工作噪声低。 9、尺寸小，质量小，成本低，维修方便。
第三章 变速器设计
汽车工程系
第二节
变速传动机构布置方案
一、传动机构布置方案分析
1、两轴式变速器（图3-9）
与中间轴式变速器相比较： 输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。 轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，容易布置； 中间挡位传动效率高，噪声低； 不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏； 受结构限制，一挡速比不可能设计得很大； 多用于FF布置形式。
是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形 成的锐角。 压力角选取的影响因素：
α 影响因素 齿轮啮合重合度 传动平稳性 工作噪声 轮齿抗弯强度 轮齿表面接触强度
要求α 小 小 小 大 大
第三章 变速器设计 2. 原则： 轿车要加大重合度以降低噪声，因此应选用小压力角； 货车要增大齿轮承载能力，因此应选用大压力角； 直齿轮28°时强度最佳；斜齿轮25°时强度最高。 符合国家标准的要求。 齿轮α=200 ，接合齿α=300 。
第三章 变速器设计
汽车工程系
第三章
第一节 概述
机械式变速器设计
第二节 变速器传动机构布置方案
第三节 变速器主要参数的选择 第四节 变速器的设计与计算 第五节 同步器设计 第六节 变速器操纵机构
第七节 变速器结构元件
第三章 变速器设计
汽车工程系
第一节 概述
一、功用
1、改变转矩、转速 2、中断动力传递 3、使汽车获得倒退行驶能力 4、具有动力输出功能 二、组成 1、传动机构 2、操纵机构
要 求 m(mn) 全部相同 各档不同 减少 m(mn) 增加 m(mn)
备
注
同时增加 b 同时减少 b
第三章 变速器设计
汽车工程系
1. 模数（续） 选取齿轮模数的一般原则 对于轿车，减少噪声有较大意义，因此应选用小模 数； 对于货车，减少质量有较大意义，因此应选用大模 数； 低档齿轮用大模数，而高档选用小模数； 应符合国家标准（GB/T1357—1987）的规定。 接合齿模数选取的原则： 从工艺方面考虑，同一变速器的接合齿模数相同。 选取较小的模数可使齿数增多，有利于换挡。
第三章 变速器设计 三、分类
变 速 器
汽车工程系
三 挡 变 速 器
四 挡 变 速 器
五 挡 变 速 器
多 挡 变 速 器
固 定 轴 式
旋 转 轴 式
两 轴 式
中 间 轴 式
双 中 间 轴 式
多 中 间 轴 式
第三章 变速器设计
汽车工程系
四、设计要求
1、保证汽车有必要的动力性和经济性。 2、设置空档，用来切断动力。 3、设置倒档。 4、设置动力输出装置。
第三章 变速器设计 1. 模数（续）
汽车工程系
模数的选用范围（单位：mm)
模数 车型 轿 微型、普通级 车 中级轿车 货 车 中 重 型 型
齿
轮
啮合套
2.25～2.75 2.75～3.00 3.5～4.5 4.5～6.0
2.0～3.5 3.5～5.0
第三章 变速器设计 2. 压力角α
汽车工程系
第三章 变速器设计
汽车工程系
3、倒挡布置方案
图3-5
倒挡齿轮同时与两个齿轮进入啮合； 齿轮应力状态差。 倒挡双联齿轮同时与两个齿轮进入啮合； 齿轮应力状态得到改善； 能够获得较大的倒挡传动比 ； 但两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。
第三章 变速器设计
汽车工程系
3、倒挡布置方案（续）
图3-5
滑动二轴一档齿轮进行换挡，换档容易； 换档的方向不同。