1.概述
变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。
对变速器的主要要求是：
（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）.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。
（3）.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。
（4）.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。
（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。
2. 变速器传动机构布置方案
基于本次课题车辆形式的限制，变速器只能选择有级变速器，并且机械式变速器结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠，因此采用机械式变速器。机械式变速器中常用的为固定轴使变速器，而在固定轴式变速器中两轴式变速器和中间轴式变速器又是在汽车中广泛采用的形式。
2.1固定轴式变速器两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外各中间挡位因只经一对齿轮出传递动力，故传动效率高同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的传动方向相同。
中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。其可设置直接挡，使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机的转矩经变速器的第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少，提高了变速器的使用寿命。但是，中间轴式变速器在除直接挡以外的其他挡位工作时，传动效率略有降低。通过以上两种变速器的比较与设计车辆的种类分析，中间轴式变速器适用于该车。
图1：中间轴式变速器
中间轴变速器确定后，对比其四挡变速器的传动方案（如下图）其中a、b 所示方案有四对常啮合齿轮，
倒档用直齿滑动齿轮换挡。第二轴为三点支承，前端支承在第一轴的末端孔内，轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。图a所示传动方案又能达到提高中间轴和第二轴刚度的目的；图c所示传动方案的二、三四挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡，第二轴为两点支承。三种方案相比较，c方案结构紧凑，整体尺寸小，容易布置，并且结构简单，较容易制造，故该设计方案选用c方案。
2.2倒档布置方案
与前进挡位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。
通过下图，各倒挡布置方案的比较g能充分利用空间，缩短了变速器轴向长度，相比较而言，乘用车常采用此种布置形式，故本课程设计采用方案g。
3.变速器基本参数的确定
3.1变速器的档位数和传动比
不同类型汽车的变速器，其挡位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小约为3~4，通常变速器的挡数在6挡以下，当变速器超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再进行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。本次课程设计要求变速器的挡数为4挡。
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综和考虑、确定。由最高车速、驱动轮半径、最大功率时对应的转速、变速器最高档传动比可求主减速器的传动比i o    i o=0.377rn/u max i gh=0.377*0.36*5600/190*1=4.0
r---驱动车轮的滚动半径
n---发动机最大功率时对应的转速
umax---汽车最高行驶速度
igh---最高档的传动比
发动机最大转矩Temax=Tb*m=103*1.6=164.8N.m
Ψmax=fmax+I 代入数据得Ψmax=0.37
由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为Ig1≥mgψmax r/ηT Temax i0
=1600*9.8*0.37*0.36/164.8*4.0*0.90=3.52
m---汽车总质量
g---重力加速度
ψmax---道路最大阻力系数
ηT--- 汽车传动系的传动效率（取90%）
Temax---发动机最大转矩
i0--- 主减速比
根据驱动车轮与路面的附着条件求得变速器一挡传动比为Ig1≤G2φr/ηTemax i0 =0.7*1600*0.7*9.8*0.8*0.36/164.8*4.0*0.90=5.33
G2---汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷
φ---道路的附着系数
自动档汽车档位
由上可确定变速器一挡的传动比，取Ig1=3.6
变速器的最高档为直接挡，其余中间挡的传动比按等比级数排列，以便于换挡操作，则等比级数为：q=（3.6）1/3 =1.53
由此确定中间档各传动比为Ig2=2.35 Ig3=1.53 Ig4=1
3.2 中心距A的确定
中心距对变速器的尺寸及质量由直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。中间轴式变速器的中心距A可根据已有变速器的统计而得出的经验公式初选：A=Ka（Temax Ig1ηg）1/3
A---变速器中心距
Ka---中心距系数，乘用车Ka=8.9-9.3
ηg ---变速器传动效率，取95%
可算出A=74.34mm 取A=74mm
3.3变速器的外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置进行确定。
乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.0-3.4）A
该车为四档乘用车，，系数选为3，故该车变速器的轴向尺寸L=3*74=222mm 3.4 齿轮参数的确定
3.4.1齿轮模数
齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。而其选用的原则是，在中心距相同的条件下，选用较小的模数，就可以增加齿轮的齿数。从乘用车车的角度出发，减小噪声比减小质量更为重要，因此，齿轮应选用小些的模数。
变速器齿轮模数选取的一般原则如下：
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，各档齿轮应该选用同一种模数；
4）从强度方面考虑，格挡齿轮应该选用不同模数；
5）对于货车，减少质量比减小噪声更加重要，因此模数应该选得大一些；
6）抵挡齿轮选用大一些的模数，其他档位选用另一种模数。
汽车变速器齿轮的法向模数
汽车变速器常用的齿轮模数
国家标准GB/T 1357—1987 《渐开线圆柱齿轮模数》的规定。优先选用第一系列的模数，尽量不选括号内的模数。遵照以上原则，1挡、倒挡直齿齿轮选用
模数m=3.00mm，其余档位斜齿齿轮选=3.00mm。
同步器与啮合套的结合齿多采用渐开线齿形，出于工艺性考虑，同一变速器中的结合齿模数相同，其取值范围如下表。
选取较小的模数可是齿数增多，有利于换挡，在此取2.0。
3.4.2压力角α
压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。
对乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。实际上，国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。遵照国家规定取齿轮压力角为20°，啮合套或同步器压力角为30°。3.4.3螺旋角β
齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、齿轮强度、轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，可使齿轮啮合的重合度增加，因而平稳工作、噪声降低。从提高抵挡齿轮的抗弯强度出发，以15°~25°为宜，从提高高档齿轮的接触强度和重合度出发，