汽车设计变速器设计说明书
电动汽车变速器设计---课程设计说明书
电动汽车变速器设计---课程设计说明书电动汽车变速器设计---课程设计说明书一、引言电动汽车变速器是电动汽车传动系统的核心组成部分之一，其设计关系到车辆的动力性能、能源利用率等重要指标。
本课程设计旨在通过对电动汽车变速器的设计过程进行详细阐述，使学生能够深入了解电动汽车变速器的工作原理、设计模式和优化方法，从而提升其设计能力。
二、需求分析2.1 汽车动力需求分析2.1.1 车辆类型和用途2.1.2 加速性能要求2.1.3 最大速度要求2.2 电机特性分析2.2.1 随转速变化的扭矩曲线2.2.2 额定转速和额定功率2.2.3 转速范围2.3 变速器设计要求分析2.3.1 换挡过程要求2.3.2 转速匹配要求2.3.3 效率和能耗要求三、变速器基本原理3.1 变速器工作原理概述3.2 常见的变速器类型3.2.1 手动变速器3.2.2 自动变速器3.2.3 CVT变速器四、电动汽车变速器设计过程4.1 变速器档位设计4.1.1 档位数量确定4.1.2 档位比确定4.1.3 齿轮参数计算4.2 变速器传动比设计4.2.1 传动比范围确定4.2.2 传动比选择4.2.3 变速器档位和传动比的匹配优化五、电动汽车变速器优化方法5.1 效率优化5.1.1 齿轮副传动效率优化5.1.2 摩擦材料的选择5.1.3 润滑和冷却系统设计5.2 换挡过程优化5.2.1 换挡时间缩短方法5.2.2 换挡舒适性优化六、法律名词及注释6.1 汽车动力系统法律规定6.2 电动汽车相关法规七、附件7.1 电动汽车变速器设计参数表7.2 变速器结构图纸7.3 齿轮参数计算表7.4 变速器装配过程示意图：本文档涉及的附件请参考附件部分，法律名词及注释请参考章节六，全文结束。
车辆工程毕业设计190四轮驱动汽车变速器设计说明书
摘要汽车作为人类的代步工具，在生活中起着越来越重要的作用。
变速器是传动系中的主要部件。
它用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速。
目的是在各种工作状况下，使汽车获得不同的牵引力和速度。
从而使汽车拥有良好的动力性和燃油经济性。
本次设计以东风悦达起亚 2.0L手动档四驱狮跑车汽车的一些整车参数和发动机参数为设计依据，进行手动档变速器的设计。
设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定，变速器主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择，齿轮、轴的设计校核，同步器、操纵机构及箱体的设计。
在设计的过程中，本文根据轿车变速器的设计要求和车辆动力传动系统自身的特点，参考多篇文献资料，以及变速器设计图册，设计出中间轴式变速器。
关键词：变速器；齿轮；轴；设计；计算机辅助设计ABSTRACTAutomobile as a means of transport of human life plays an increasingly important role. Transmission is the main power train components. It is used to change the engine's torque spread and wheel speed. Aim is to work in a variety of conditions，different vehicle traction and speed，so that the car has good power and fuel economy。
The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Dongfeng Yuedaqiya 2.0L Shipao automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, gear parameters and the numble of each gear, the design and verification of gears and shafts, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts, a kind of three-shafted transmission is designed.Key words: Transmission；Gear；Shaft；Design；Computer Aided Design目录摘要 (Ⅰ)Abstract (Ⅱ)第1章绪论 (1)1.1 课题研究的现状 (1)1.2 课题研究的目的和意义 (2)1.3设计完成的主要内容 (3)1.4车型基本参数 (3)第2章变速器传动机构布置方案 (5)2.1 传动机构布置方案分析 (5)2.1.1两轴式和中间轴式变速器 (5)2.1.2倒档的形式和布置方案 (5)2.2 零、部件布置方案分析 (7)2.2.1齿轮形式 (7)2.2.2换档的结构形式 (7)2.2.3变速器轴承 (7)2.3本章小结 (8)第 3 章变速器主要参数的选择及设计计算 (9)3.1变速器的档位数，传动比和中心距的确定 (9)3.1.1档数 (9)3.1.2传动比范围 (9)3.1.3确定最低档传动比 (9)3.1.4初步确定其他各档传动比 (11)3.1.5初选中心矩 (11)3.2齿轮参数的确定 (12)3.2.1齿轮的模数 (12)3.2.2压力角α (13)3.2.3螺旋角β (14)3.2.4齿宽 (14)3.2.5 齿轮的变位系数的选择原则 (15)3.2.6齿顶高系数 (16)3.2.7 各档传动比及其齿轮齿数的确定 (16)3.2.8变速器齿轮的几何尺寸计算 (21)3.3本章小结 (29)第4章变速器主要结构元件的设计与计算 (30)4.1 齿轮损坏的原因及形式 (30)4.2 轮齿强度计算 (31)4.2.1轮齿弯曲强度计算 (31)4.2.2轮齿接触应力计算 (35)4.3 变速器齿轮材料的选择及热处理 (39)4.4轴的设计计算 (40)4.4.1初选轴的直径 (40)4.4.2轴的刚度验算 (41)4.4.3轴的强度计算 (48)4.5本章小结 (53)第5章同步器的选择 (54)5.1 惯性式同步器 (54)5.1.1锁环式同步器的结构 (54)5.1.2锁环式同步器的工作原理 (55)5.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定 (55)5.2主要参数的确定 (56)5.2.1摩擦因数f (56)5.2.2同步环主要尺寸的确定 (57)5.2.3锁止角β (58)5.2.4同步时间 (58)5.2.5转动惯量的计算 (58)5.3本章小结 (59)第6章变速器操纵机构的选择和箱体设计原则 (60)6.1变速器操纵机构的选择 (60)6.2变速器箱体设计原则 (60)6.3本章小结 (61)第7章变速器齿轮和轴的建模 (62)7.1齿轮建模 (62)7.2轴的建模 (64)7.3本章小结 (65)结论 (66)参考文献 (67)致谢 (68)附录 (69)附录A 英语科技文献 (69)附录B 文献翻译 (73)第1章绪论1.1课题研究的现状汽车变速器是汽车的重要部件之一，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行使工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。
机械式变速器设计电子说明书
一、课程设计任务书1题目商用车总体设计及各总成选型设计——变速器的设计。
2要求为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构形式，计算确定各总成部件的主要参数，详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。
其具体参数如下额定装载质量3000kg最大总质最6750kg最大车速75km/h比功率10kw/t比转矩33N . m/t3设计计算要求(1)根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式，注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。
(2)确定汽车主要参数。
1)主要尺寸，可从参考资料中获取。
2)进行汽车轴荷分配。
3)百公里油耗。
4)最小转弯直径。
5)通过性几何参数。
6)制动性参数。
(3)选定发动机功率、转速、扭矩，可参考已有车型。
(4)离合器的结构形式选择、主要参数计算。
(5)确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。
(6)确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
(7)机械式变速器形式选择，主要参数计算，设置合理的挡位数，计算出各挡的速比(8)驱动桥结构形式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。
(9)悬架导向机构结构形式。
(10)转向器结构形式选择、主要参数计算。
(11)前后轴制动器形式选择、制动管路系统形式、主要参数计算。
4完成内容(l)总成装配图1张（1号图）。
(2)零件图l张（3号图）。
(3)零件图l张（3号图）。
(4设计计算说明书1份二、汽车主要参数确定1根据已知数据，确定轴数、驱动形式，布置形式(1)确定轴数。
由单轴最大允许轴载质最为10t，双轴汽车结构简单，制造成本低，故采用双轴方案(2)驱动形式。
采用4x2形式，后轮双胎驱动。
(3)布置形式。
驾驶室采用平头形式，发动机前置，直列四缸柴油发动机。
2汽车主要尺寸(1)外廓尺寸。
总长：6050mm总宽2076mm总高：2190mm驾驶室后围至车箱尾部尺寸：4354mm(2)轴距和轮距。
变速器说明书
本次课业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计， 发动机最大功率 81kw 车轮型号 185/60R14S发动机最大转矩 110N ·m 总质量 1722kg最大转矩时转速 3200r/min 最高车速 175km/h一 变速器主要参数的选择1.1档数的确定近年来，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。
发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。
商用车变速器采用4～5个档或多档。
载质量在2.0～3.5t 的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t 的货车采用六档变速器。
多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。
档数选择的要求： 1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。
2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。
因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。
1.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。
最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。
影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。
目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。
本设计最高档传动比为0.81。
1.3变速器各档传动比的确定（1）、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]：377.0i i rn u g a （3.1） 式中： a u ——汽车行驶速度（km/h ）；n ——发动机转速（r/min ）；r ——车轮滚动半径（m ）； g i ——变速器传动比；0i ——主减速器传动比。
已知：最高车速max a u =max a v =175 km/h ；最高档为超速档，传动比g i =0.81；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14S 得到r =290(mm)；发动机转速n =p n =7734（r/min ）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：4.4616975.010*********.0377.020=⨯⨯⨯⨯==-a g u i nr i （2）、最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角max α坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[13]。
5+1变速器设计说明书
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“5+1 档机械设变速器”设计说明书
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。图 1-6c 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 1-6d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 1-6c 所示方案。图 1-6e 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 1-6f 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 1-6g 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。 本设计采用图 1-6f 所示的传动方案。
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“5+1 档机械设变速器”设计说明书
5. 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。
§1.2 变速器结构方案的确定
变速器由传动机构与操纵机构组成。 1．变速器传动机构的结构分析与型式选择 有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率 （η=0.96~0.98） ，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及 各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。 传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈 多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前， 轿车变速器的传动比范围为 3.0~4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为 5.0~8.0； 越野车与牵引车为 10.0~20.0。 通常，有级变速器具有 3、4、5 个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采 用多档变速器，其前进档位数多达 6~16 个甚至 20 个。 变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均 车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构 时，要实现迅速、无声换档，对于多于 5 个前进档的变速器来说是困难的。因此， 直接操纵式变速器档位数的上限为 5 档。多于 5 个前进档将使操纵机构复杂化，或 者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用 传动比小于 1（0.7~0.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶 里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比 为 1 的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数 目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、 刚度等。 三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。 三轴式变速器如图 1-1 所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别
毕业设计 变速器设计计算说明书
毕业设计变速器设计计算说明书1.绪论1.1 课题背景及目的本课题是取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，皮卡车在载货或在雨、雪路面上行驶时，动力性好，越野性能出色。
为了满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，所以对变速器的性能要求也更高。
因此，本课题主要是对机械式变速器的设计。
本课题目的根据给定皮卡车的车型参数，来设计皮卡车变速器系统，使汽车在各种工况获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。
通过对皮卡汽车变速器的课题的深入分析和研究，强化我们的开发和设计能力。
运用所学习的知识和技能去分析和解决实际问题，树立严谨的科学态度和工作作风，培养不断思考和学习的能力。
1.2 国内外研究状况汽车变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。
现在的汽车上广泛采用活塞式内燃机，其转矩和变速范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，为了解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器，以满足复杂条件的使用要求。
随着科技的高速发展，人们对汽车的性能要求越来越来高，使用寿命，能源消耗，振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。
1894年变速器由法国人路易斯·雷纳·本哈特和埃米尔·拉瓦索推广在汽车上使用，从此变速器在汽车上就得到广泛的运用。
经过100多年的发展，汽车变速器的技术达到了一个空前的高度，尤其在近几十年，汽车工业在各个国家的高速发展，更加带动了变速器的进步。
随着各个领域的科学技术的发展，在未来变速器主要发展方向：1）节能与环境保护：研究高效率的传动副，来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行，2）应用新型材料：各种新材料的使用推动汽车技术的发展和性能的提高。
3）高性能，低成本，微型化：对变速器进行机构创新的研究，探索变速器的新类型；对传动副的材料和机理进行研究，提高寿命，减小质量；进行变速器的动力学特性和振动研究，以求提高特性，降低噪声；采用先进的制造技术提高变速器的性能和降低成本。
两轴式变速器的设计
汽车设计课程设计说明书设计题目：两轴式变速器的设计院系：专业班级：姓名：指导教师：日期：目录一概述 (1)二变速器传动机构布置方案 (2)2.1传动机构布置方案分析 (2)2.1.1固定轴式变速器 (2)2.1.2倒挡布置方案 (2)2.1.3其他问题 (2)2.2零部件结构方案分析 (3)2.2.1齿轮形式 (3)2.2.2换挡机构形式 (3)三变速器主要参数的选择 (3)3.1档数 (3)3.2传动比范围 (3)3.3中心距 (4)3.4外形尺寸 (5)3.5齿轮参数 (5)3.6各档齿轮齿数的分配 (8)3.6.1确定一挡齿轮的齿数 (8)3.6.2对中心距A进行修正 (9)3.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数 (9)3.6.4确定其他各挡的齿数 (9)四变速器的设计与计算 (11)4.1齿轮的损坏形式 (11)4.2齿轮强度计算 (11)4.2.1齿轮弯曲强度的计算 (11)4.2.2轴的强度计算 (12)五同步器的设计 (13)5.1惯性式同步器 (13)5.2主要参数的确定 (13)5.2.1摩擦因数f (13)六变速器结构元件 (14)6.1变速器齿轮 (14)6.2变速器轴 (14)6.3变速器壳体 (15)七、总结 (15)一概述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转速和扭矩，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使得汽车获得不同的牵引力和车速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。
变速器需要设置有空档，可在启动发动机、汽车滑行或者停车时中断发动机对驱动轮的动力传输。
同时，变速器也需要设置倒挡，能够使汽车获得倒退行驶的能力。
对变速器的基本要求：(1)保证汽车有良好的动力性和经济性。
(2)设置空档，使汽车有切断动力传输的能力。
(3)设置倒挡，使汽车有倒退行驶的能力。
(4)设置动力传输装置，需要时能进行功率输出。
(5)换挡迅速、省力、方便。
(6)工作可靠。
汽车在行驶过程中不得有跳档、乱档、以及换挡冲击的情形出现。
三轴五档变速器设计说明书
三轴五档变速器设计说明书高级轿车三轴五档手动机械式变速器目录一、设计任务书 (4)二、机械式变速器的概述及总体方案论证 (4)2.1 变速器的功用、要求、发动机布置形式分析 (4)2.2 变速器传动机构布置方案 (5)2.2.1 传动机构布置方案分析 (5)2.2.2 倒挡布置方案 (7)2.3 变速器零部件结构方案分析 (8)三、变速器主要参数的选择与主要零件的设计 (11)3.1 变速器主要参数选择 (11)3.1.1 档数与传动比 (13)3.1.2 中心距 (14)3.1.3 外形尺寸 (14)3.1.4 齿轮参数 (15)3.2 各档齿轮齿数的分配 (15)3.2.1 确定一档齿轮的齿数 (15)3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数 (16)3.2.3 确定其它档位的齿数 (18)3.2.4 确定倒挡齿轮的齿数 (18)3.3 齿轮变位系数的选择 (19)四、变速器齿轮的强度计算与材料的选择 (22)4.1 齿轮的损坏原因及形式 (22)4.2齿轮的强度计算与校核 (22)4.2.1齿轮弯曲强度计算 (23)4.2.2齿轮接触应力 (24)五、变速器轴的强度计算与校核 (26)5.1变速器轴的结构和尺寸 (26)5.1.1 轴的结构 (26)5.1.2 确定轴的尺寸 (26)5.2轴的校核 (27)5.2.1 第一轴的强度与刚度校核 (28)5.2.2 第二轴的校核计算 (29)六、变速器同步器的设计及操纵机构 (30)6.1 同步器的结构 (31)6.2 同步环主要参数的确定 (33)6.3 变速器的操纵机构 (35)参考文献 (36)一、设计任务书某款四座高级轿车整备质量1458kg，拟设计最高车速203km •h-1，最大功率124kW，对应转速6000r/min；最大转矩226N•m，对应转速4000r/min，前后轮胎尺寸均为205/60 R16。
第四组（1）画出手动机械式变速器的总装配图（0号图纸）；（2）画出所有手动机械式变速器内零部件图纸（需要标注装配尺寸、配合公差与明细栏，撰写装配技术要求等）；（0/1/2/3号图纸）（3）选取、设计和确定手动机械式变速器内各零部件结构、尺寸等，能实现所设计零部件的相关功能要求；（4）校核手动机械式变速器内的关键零部件；（5）设计说明书一份（5000字左右）二、机械式变速器的概述及总体方案论证2.1 变速器的功用、要求、发动机布置形式分析变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。
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第一章基本数据选择1.1设计初始数据：（方案二）学号：12；最高车速：m ax a U =110-12=98km/h ； 发动机功率：m ax e P =66-12/2=60kW ； 转矩：max e T =210-12×3/2=192Nm ； 总质量：m a =4100-12×2=4076kg ；转矩转速：n T =2100r/min ； 车轮：R16（选205/55R16） ；r ≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm 。
2.1.1 变速器各挡传动比的确定1.初选传动比：设五挡为直接挡，则5g i =1 m ax a U = 0.377min i i r n g p式中：m ax a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m in g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比max e T =9549×pe n P maxα （式中α=1.1～1.3）所以，p n =9549×19260)3.1~1.1(⨯=3282.47～3879.28r/min取p n =3500r/minp n / T n =3500/2100=1.67在1.4～2.0范围内，符合要求0i =0.377×0max i i rn g p =0.377×981095.31535003-⨯⨯=4.25双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90%，0i ›6时，η=85%。
轻型商用车1g i 在5.0~8.0范围，g η=96%， T η=η×g η=90%×96%=86.4% ①最大传动比1g i 的选择： 满足最大爬坡度： 根据汽车行驶方程式dtdum Gi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21 （1.1）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += （1.2）即，()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin 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 ==4076×9.8=39944.8N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m ；0i —主减速器传动比，0i =4.25；T η—传动系效率，T η=86.4%；r —车轮半径，r =0.316m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.02；α—爬坡度，取α=16.7° %4.8625.4192316.0)7.16sin 7.16cos 02.0(8.940761⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.49②最小传动比1g i 的选择 满足附着条件：≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即1g i ≤%4.8625.4192316.075.0%608.94076⨯⨯⨯⨯⨯⨯=8.055由①②得5.49≤1g i ≤8.055； 又因为轻型商用车1g i =5.0~8.0； 所以，取1g i =6.0 。
其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，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 ====54433221式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：41q i g =，32q i g =，23q i g =，q i g =41n 1-=g i q =40.6=1.56所以其他各挡传动比为：2g i =3q =3.85，3g i =2q =2.47，4g i =q =1.562.1.2 中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式31max g e A i T K A η= （1.3）式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，乘用车：A K =8.9～9.3，商用车：A K =8.6～9.6，取9.0 ；max e T —发动机最大转矩（N .m ）；1i —变速器一挡传动比，1g i =6.0 ；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m 。
则，31max g e A i T K A η==3%960.6192)6.96.8(⨯⨯～ =88.94～99.27（mm ）初选中心距A =96mm 。
1.2 齿轮参数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m在1.8～14.0t的货车中的接合齿模数相同。
其取值范围是：乘用车和总质量am大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。
选取较小的模数值为2.0～3.5mm；总质量a可使齿数增多，有利于换挡。
表1.2.1 汽车变速器齿轮法向模数表1.2.2 汽车变速器常用齿轮模数根据表1.2.1及1.2.2，齿轮的模数定为4.0mm。
2、压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。
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。
货车变速器螺旋角：18°～26°初选一、三、四挡斜齿轮齿轮螺旋角为22°，其余挡斜齿轮螺旋角20°。
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。
mm m k b n c 2847=⨯== 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm ，取4mm 。
5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。
1.3 各挡齿轮齿数的分配图1.3.1变速器传动示意图如图1.3.1所示为变速器的传动示意图。
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。
应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。
1、确定一挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12—17之间选用，最小为12—14，取10Z =14，一挡齿轮为斜齿轮。
一挡传动比为101921g Z Z Z Z i =（1.4） 为了求9Z ，10Z 的齿数，先求其齿数和h Z ，斜齿nh m A Z βcos 2=（1.5） =422cos 962︒⨯ =44.5取整为45即9Z =h Z -10Z =45-14=31 2、对中心距A 进行修正因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。
βcos 2mAnhZ ==︒+⨯cos22231144）（=97.6mm 取整为A=98mm 。
对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 t α： tan t α=tan n α/cos 10-9β=0.3925 t α∴=21.43° 啮合角 ,t α： cos ,t α=t oAA αcos =0.491 ,t α∴=19.75° 变位系数之和 ()()nt ,t 109n tan 2αααξinv inv z z -+=∑=0.25641.010=ξ 154.041.0256.09-=-=ξ计算β精确值：A=10ncos 2mβhZ ︒=∴-31.23109β一挡齿轮参数：分度圆直径 1099n 9cos /m -=βz d =4×31/cos23.81°=135.02mm 10910n 10cos /m -=βz d =4×14/cos23.81°=60.98mm 齿顶高 ()n n 9an 9y h m h a ∆-+=*ξ=3.3mm ()n n 10an 10y h m h a ∆-+=*ξ=5.556mm式中：n 0n /m A A y ）（-==（98-97.06）/4=0.235 n n n y y -=∆∑ξ=0.256-0.235=0.021齿根高 ()n 9an 9h m c h f ξ-+=**=5.616mm ()n 10an10h m c h f ξ-+=**=3.36mm 齿全高 9f a9h h +=h =8.916mm齿顶圆直径 99a92a h d d +==141.62mm 10a 10102h d d a +==72.09mm齿根圆直径 9992f f h d d -==616.5202.135⨯-=123.778mm 1010102f f h d d -==36.3298.60⨯-=54.26mm 当量齿数 109399v cos /z z -=β=40.00 10931010v cos /z z -=β=18.06节圆直径 mm z z z A d 022.135143131982210999=+⨯⨯=+='mm d r 511.672199='=' mm z z z A d 978.6014311498221091010=+⨯⨯=+='mm d r 489.30211010='=' 3、确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比9101g 12Z Z i Z Z = （1.6） =31140.6⨯=2.709 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即()2121cos 2-+=βZ Z m A n （1.7）nm A Z Z 2121cos 2-=+β=420cos 942︒⨯=46.044由式（1.6）、（1.7）得1Z =12.241，2Z =33.63取整为1Z =12，2Z =33，则：101921gZ Z Z Z i ='=14123133⨯⨯=6.089≈1g i =6.0 对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()2121cos 2-+=βZ Z m A n o =()︒+⨯20cos 233124=95.78mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos 21-β=0.387 t α=21.18° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==93.043.21cos 9706.97=︒ ︒=51.21,t α 变位系数之和 ()()nt t inv inv z z αααξtan 2,21n -+=∑=()()︒︒-︒+20tan 218.2151.213312inv inv=0.054查变位系数线图得： 35.01=ξ 269.035.0054.02-=-=ξ 计算β精确值：A=21ncos 2m-βhZ ︒=∴-31.2321β常啮合齿轮数：分度圆直径 2111cos -=βnm z d =52.26mm2122cos -=βnm z d =143.73mm齿顶高 ()n n 1an 1y h m h a ∆-+=*ξ=（1+0.35-n y ∆）×4=7.404mm ()n n 2an 10y h m h a ∆-+=*ξ=（1-0.296-n y ∆）×4=4.82mm 式中：n 0n /m A A y ）（-==（98-95.78）/4=0.555 n n n y y -=∆∑ξ=-0.054-0.555= -0.501齿根高 ()n 1n an 1h m c h f ξ-+=**=（1+0.25-0.35）×4=3.6mm ()n2nan2hm c h f ξ-+=**=（1+0.25+0.296）×4=6.184mm 齿全高 1f a1h h +=h =11.004mm 齿顶圆直径 11a12a h d d +==67.068mm 2a 222h d d a +==153.37mm 齿根圆直径 1112f f h d d -==45.06mm 2222f f h d d -==131.362mm 当量齿数 21311v cos /z z -=β=15.49 21322v cos /z z -=β=42.61 节圆直径 mm z z z A d 26.5233121298222111=+⨯⨯=+=' mm d r 13.262111='=' mm z z z A d 73.14333123398222122=+⨯⨯=+='mm d r 87.712122='='4、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选87-β=20°81722Z Z Z Z i =（1.8） 21287Z Z i Z Z ==331285.3⨯=1.4()8787n cos 2-+=βZ Z m A （1.9）n 8787cos 2m A Z Z -=+β=420cos 962︒⨯=45.11 由式（1.8）、（1.9）得7Z =26.31，8Z =18.79取整为7Z =26，8Z =19则，81722Z Z Z Z i ='=19122633⨯⨯=3.76≈2g i =3.85 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()8787cos 2-+=βZ Z m A n o =95.78mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos 87-β=0.388 t α=21.17° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒17.21cos 9878.95=0.911 ︒=3.24,t α变位系数之和 ()nt ,t 87n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=0.5948ξ=0.38 7ξ=0.214 求8β的精确值：()8787cos 2-+=βZ Z m A n 87-β=23.31°二挡齿轮参数：分度圆直径 8777cos -=βnm z d =113.24mm8788cos -=βnm z d =82.75mm齿顶高 ()n n 7an 7y h m h a ∆-+=*ξ=4.7mm ()n n 8an 8y h m h a ∆-+=*ξ=5.364mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.555 n n n y y -=∆∑ξ=0.039齿根高 ()n 7n an 7h m c h f ξ-+=**=4.144mm ()n8nan8hm c h f ξ-+=**=3.48mm齿全高 7f a7h h +=h =11.844mm 齿顶圆直径 77a72a h d d +==122.64mm 8a 882h d d a +==93.478mm 齿根圆直径 7772f f h d d -==104.952mm 8882f f h d d -==75.79mm 当量齿数 87377v cos /z z -=β=20.14 87388v cos /z z -=β=14.72节圆直径 mm z z z A d 25.11319262698228777=+⨯⨯=+='mm d r 62.562177='=' mm z z z A d 76.8219261998228788=+⨯⨯=+='mm d r 38.412188='='（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选65-β=22°21365Z Zi Z Z = （1.10）=331247.2⨯ =0.898()6565cos 2-+=βZ Z m A n （1.11）由式（3.10）、（3.11）得5Z =21.49，6Z =23.93 取整5Z =21，6Z =2461523Z Z Z Z i =' =24122133⨯⨯=2.406≈3i =2.47 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 ()6565cos 2-+=βZ Z m A n o =97.06mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos 65-β=0.393 t α=21.43° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒45.21cos 9806.97=0.922 ︒=79.21,t α变位系数之和 ()nt ,t 65n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=0.245ξ=0.18 6ξ=0.24-0.18=0.06 求6β的精确值：()6565cos 2-+=βZ Z m A n 65-β=23.31°三挡齿轮参数：分度圆直径 6555cos -=βnm z d =91.47mm6566cos -=βnm z d =104.53mm齿顶高 ()n n 5an 5y h m h a ∆-+=*ξ=4.7mm ()n n 6an 6y h m h a ∆-+=*ξ=4.22mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.235 n n n y y -=∆∑ξ=0.005齿根高 ()n 5n an 5h m c h f ξ-+=**=4.28mm ()n6nan6hm c h f ξ-+=**=4.76mm齿全高 5f a5h h +=h =8.98mm 齿顶圆直径 55a52a h d d +==100.87mm 6a 662h d d a +==112.97mm 齿根圆直径 5552f f h d d -==82.91mm 6662f f h d d -==95.01mm 当量齿数 65355v cos /z z -=β=27.11 65366v cos /z z -=β=30.98节圆直径 mm z z z A d 47.9124212198226555=+⨯⨯=+='mm d r 73.452155='=' mm z z z A d 53.10424212498226566=+⨯⨯=+='mm d r 27.522166='='（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角43-β=22°21443Z Zi Z Z =（1.12） =311456.1⨯=0.704()4343cos 2-+=βZ Z m A n （1.13）由（1.12）、（1.13）得3Z =18.78，4Z =26.64， 取整3Z =19，4Z =27则： 41324Z Z Z Z i =' =27121933⨯⨯=1.93≈4i =1.56 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()4343cos 2-+=βZ Z m A n o =99.23mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos 43-β=0.393 t α=21.43° 端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒43.21cos 9823.99=0.939 ︒=15.20,t α变位系数之和 ()nt ,t 43n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=-0.3023ξ=0.01 4ξ=-0.302-0.01=-0.312求螺旋角4β的精确值：()4343cos 2-+=βZ Z m A n 43-β=20.15°四挡齿轮参数：分度圆直径 4333cos -=βnm z d =80.95mm4344cos -=βnm z d =115.04mm齿顶高 ()n n 3an 3y h m h a ∆-+=*ξ=6.556mm ()n n 4an 4y h m h a ∆-+=*ξ=5.268mm式中：n 0n /m A A y ）（-==-0.307 n n n y y -=∆∑ξ=-0.629 齿根高 ()n 3n an 3h m c h f ξ-+=**=4.96mm ()n4nan4hm c h f ξ-+=**=6.248mm齿全高 3f a3h h +=h =11.51mm 齿顶圆直径 33a32a h d d +==94.062mm 4a 442h d d a +==127.536mm 齿根圆直径 3332f f h d d -==71.03mm 4442f f h d d -==102.54mm 当量齿数 43333v cos /z z -=β=22.97 43344v cos /z z -=β=32.65节圆直径 mm z z z A d 96.8027191998224333=+⨯⨯=+='mm d r 48.402133='=' mm z z z A d 04.11527192798224344=+⨯⨯=+='mm d r 52.572144='='5、确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮13Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距，A 。