max max 0r
g e mg r i T i ψη
≥§2.1 变速器主要参数的选择
一、档数和传动比
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
则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为
（2-1）
式中 m ----汽车总质量；      g ----重力加速度；
ψmax ----道路最大阻力系数；      r r ----驱动轮的滚动半径；      T emax ----发动机最大转矩；      i 0----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：
（2-2）
式中 G 2----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 ；            r r =337.25mm ；            T e max =170Nm ；            i 0=4.782；            η=0.95。
根据公式（2-2）可得：i gI =3.85。
超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计去五档传动比i g Ⅴ=0.75。
2.551.691.12(1)
gII gIII gIV i i i ===
修正为A K =中间档的传动比理论上按公比为：
（2-3）
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。根据上式可的出：q =1.51。
故有：
二、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局A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
(2-4)
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；对多档
主变速器，K  A =9.5~11；
T I max ----变速器处于一档时的输出扭矩：
T I max =T e max i g I η =628.3N ﹒m
故可得出初始中心距A=77.08mm 。 三、轴向尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A 。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：
四档(2.2~2.7)A  五档(2.7~3.0)A  六档(3.2~3.5)A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K A 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。
本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3⨯77.08mm=231.24mm ，
变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
四、齿轮参数
（1）齿轮模数
建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的
标准值。
第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m n
m=
n
(2-5)
其中
T=170Nm，可得出m n=2.5。
e
max
一档直齿轮的模数m
m=(2-6) 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。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取2~3.5。本设计取2.5。
（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
汽车附着力
汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。
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°；斜齿轮螺旋角β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。
10
912Z Z Z Z i gI
⋅=910
12
Z Z i Z Z gI ⨯=76.11
2
=Z Z 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。
§2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。
1.确定一档齿轮的齿数  一档传动比
（2-7）                                                        为了确定Z 9和Z 10的齿数， 先求其齿数和∑Z :
（2-8）
其中 A =77.08mm 、m =3；故 有4.51=∑Z 。
图2-1 五档变速器示意图
当轿车三轴式的变速器9.3~5.3=gI i 时，则范围内选择可在17~1510Z ，此处取10Z =16，则可得出9Z =35。
上面根据初选的A 及m 计算出的∑Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从∑Z 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∑Z 修正为51，则根据式（2-8）反推出A =76.5mm 。 2.确定常啮合齿轮副的齿数
由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比
（2-9） 由已经得出的数据可确定                              ①
β
cos 2)(21
Z Z m A n +=n
m A Z Z β
cos 221=
+91.3=gI i 8
7
1
2Z Z Z Z i g ⋅=∏425.187=Z Z
n
m A Z β
cos 2=∑12
12131311Z Z Z Z Z Z i gr ⋅⋅=)
(2
1
1312Z Z m n +55
.2=∏g i 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等
（2-10） 由此可得：
(2-11)
而根据已求得的数据可计算出：5321=+Z Z  。          ②
① 与②联立可得：1Z =19、2Z =34。
则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比为：      。
3.确定其他档位的齿数
二档传动比
（2-12）
而          ，故有：                                                  ③ 对于斜齿轮，                                                （2-13）
故有：5387=+Z Z                                    ④
③ 联立④得：223187==Z Z 、。
按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 272665==Z Z 、；四档齿轮
371643==Z Z 、。
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gr
i 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1312=Z 。
而通常情况下，倒档轴齿轮13Z 取21~23，此处取13Z =23。 由
（2-14）
可计算出2711=Z 。
故可得出中间轴与倒档轴的中心距
A
′
=
(2-15)