5档手动变速箱设计(可编辑修改word版)

车手动变速箱设计（5+1）
目录
摘要
第一章绪论 (3)
1.1手动变速器的应用与发展 (3)
1.2变速器作用 (3)
1.3变速器的形式 (4)
1.4手动变速器工作原理 (5)
第二章变速器总体方案设计 (6)
2.1变速器的性能要求 (6)
2.2变速器的结构方案 (6)
2.2.1齿轮型式 (7)
2.2.2轴承型式 (7)
2.2.3换档结构型式 (7)
2.3变速器的传动方案 (8)
第三章变速器齿轮参数的选择与主要零件的选择 (9)
3.1档位数和传动比 (9)
3.2中心距 (10)
3.3轴向尺寸 (10)
3.4齿轮模数 (11)
3.5齿轮参数 (11)
3.6各档传动比及其齿轮齿数的确定 (12)
3.6.1确定一档齿轮的齿数 (12)
3.6.2确定常啮合齿轮副的齿数 (13)
3.6.3确定其他档位的齿数 (13)
3.6.4确定倒档齿轮的齿数 (14)
3.7齿轮的变位系数的选择 (14)
第四章变速器齿轮的强度计算与材料选择 (15)
4.1变速器齿轮的几何计算 (15)
4.2齿轮的强度计算与校核 (17)
4.2.1.齿轮弯曲应力计算 (17)
4.2.2 轮齿接触应力计算 (19)
4.3变速器齿轮的材料及热处理 (21)
第五章变速器轴的设计与校核 (22)
5.1变速器轴的结构和尺寸 (22)
5.1.1轴的结构 (22)
5.1.2轴的尺寸 (23)
5.2.1输入轴的强度与刚度校核 (24)
5.2.2输出轴的强度与刚度校核 (25)
第六章同步器及换挡机构的设计 (27)
第七章结论 (28)
参考文献
轿车 5 挡机械式手动变速器设计
摘要
本设计的任务是设计一台用于轿车上的手动变速器。

根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。

再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。

根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。

关键词：变速器；齿轮；同步器；设计
The Design of Car’s Five Blocked Mechanical Manual Gearbox
Abstract
Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance. In conditions that knowing the engine output torque , speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focuson the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design ，Structure by the process performance together, and fit and strong, smooth transmission and low noise, fuel-efficient and low cost。

Key words: transmission ; gear ; synchrotron ; design
第一章绪论
变速器是用于改变发动机的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服
各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的汽车总成。

设置变
速器的目的是在各种行驶工况下，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。

因此它的性能直接影响汽车的动力性和经济性设计的参数源于
本设计侧重于手动变速器的齿轮和轴的计算与校核，关于同步器和挂档机构由 10 级学生朱继军完成。

1.1手动变速器的应用与发展
面对日益增长的乘用车市场，乘用车变速器的市场规模也将越来越大。

2006 年中国
手动档乘用车共销售 354.54 万台。

在中国每个大城市路况越来越拥堵的今天，堵车时
走走停停的状态下，手动挡操作繁琐的劣势更为突出。

因此，目前国内轿车市场上，手
动挡车型的市场正在被各式各样的自动挡车型蚕食，而在汽车工业高度发达的欧洲，手
动挡车型依旧占有很大的市场份额。

这说明，在许多追求纯粹驾驶乐趣的人眼里，那种
离合器、油门以及挡杆之间绵密细腻的配合乐趣是自动挡所无法替代的。

1.2变速器作用
（1）、改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；
（2）、在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；
（3）、利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。

1.3变速器的形式
汽车变速箱大致分为以下类型：
手动变速器（MT）
手动变速箱称手动变速器（ManualTransmission，简称 MT）又称机械式变速器，即
必须用手拨动变速杆（俗称“挡把”）才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，
从而达到变速的目的。

踩下离合时，方可拨得动变速杆。

2）自动变速器（AT）
AT(automatic transmission)代表自动变速器，自动变速器又称自动档。

自动变速器由：液力变扭器、行星齿轮变速器、控制机构组成。

自动变速器具有操作容易、驾驶舒适、能减少驾驶者疲劳的优点，已成为现代轿车配置的一种发展方向。

装有自动变速器的汽车
能根据路面状况自动变速变矩，驾驶者可以全神贯注地注视路面交通而不会被换挡搞得手忙
脚乱。

汽车自动变速器常见的有三种型式：分别是液力自动变速器(AT)、机械无级自动变
速器(CVT)、电控机械自动变速器(AMT)。

目前轿车普遍使用的是 AT，AT 几乎成为自动变
速器的代名词。

AT 是由液力变扭器、行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩。

其中液力变扭器是 AT 最重要的部件，它由泵轮、涡轮和
导轮等构件组成，兼有传递扭矩和离合的作用。

3）电脑控制液力换
挡机械式变速器（AMT）
AMT 变速箱是在干式离合器和齿轮变速器基础上加装微机控制的自动变速系统，能根
据车速、油门、驾驶员命令等参数，确定最佳档位控制原来由驾驶员人工完成的离合器分
离与接合、换档手柄的摘档与挂档以及发动机的油门开度的同步调节等操作过程，最终实
现换档过程的操作自动化。

AMT 变速箱采用的是手动变速箱的齿轮式机械变速模式，相
对于传统自动变速箱的液体传动
4）CVT 无级变速箱/CVT 带挡位的变速箱
无级变速箱有着连续的变速比。

其一直因为价格、尺寸及可靠性的关系而没有大量
装备汽车。

改进的设计使得 CVT 的使用已比较普遍。

国产 AUDI 2.8 CVT 变速箱通过离合
器与发动机相连，这样，变速箱的输入轴就可以和发动机达到同步转速。

5）双离合变速箱（DCT）
双离合变速箱简称 DCT，英文全称为 DualClutchTransmission，中文翻译过来应该
为“双离合变速器”，因为其有两组离合器，所以也有不少人干脆就叫它双离合变速器。

离合器位于发动机与变速器之间，发动是机与变速器动力传递的“开关”，它是一种既能传递动力，又能切断动力的传动机构。

它的作用主要是保证汽车能平稳起步，变速换挡时减轻变速齿轮的冲击载荷并防止传动系过载。

在一般汽车上，汽车换档时通过离合器分离与接合实现，在分离与接合之间就有动力传递暂时中断的现象。

这在普通汽车上没有什么影响，但在争分夺秒的赛车上，如果离合器掌握不好动力跟不上，车速就会变慢，影响成绩。

6）序列变速箱
序列式变速箱(SEQUENTIAL Manual Gearbox ) 全称序列式手动变速箱也称直齿变速箱。

它区别于 H-GEAR 的只是操作方法，加档和减档只需要前后推拉排挡杆就可以完成降
档和加档。

而不是自动换档由于普通波箱的斜齿配锥形同步器的设计虽然便于操作，噪
音小，但是动力流失过多，只适用于民用车型。

因此赛车波箱大都采用了直牙无同步器设计来减少传动系统上的动力流失，增加轮下马力。

但是，直牙波箱的缺点在于，对车手的
驾驶技术要求高，HEEL-TOE 时的补油必须精确到刚好适合下一档的转速，同时 H 档在操作时又很容易产生“错档”，而以上两个失误出现任何一个，都有可能损坏整个波箱。

1.4手动变速器工作原理
手动变速箱是有不同齿比的齿轮组构成的，它工作的基本原理就是通过切换不同的齿轮组，来实现齿比的变换。

作为分配动力的关键环节，变速箱必须有动力输入轴和输出轴这两大件，再加上构成变速箱的齿轮，就是一个手动变速箱最基本的组件。

动力输入轴与离合器相连，从离合器传递来的动力直接通过输入轴传递给齿轮组，齿轮组是由直径不同的齿轮组成的，不同的齿轮比例所达到的动力传输效果是完全不同的，平常驾驶中的换挡也就是指换齿轮比。

输入轴，通过离合器和发动机相连，轴和上面的齿轮是一个硬连接的部件。

输入轴和中间轴的两个齿轮是处于常啮合状态的，因此当输入轴旋转时就会带动中间轴的旋转。

输出轴，它也叫输出轴直接和驱动轴相连（只针对后轮驱动，前驱一般为两轴），再通过差速器来驱动汽车。

当车轮转动时同样会带着花键轴一起转动，此时，轴上的齿轮可以在花键轴上发生
相对自由转动。

因此，在发动机停止，而车轮仍在转动时，齿轮和中间轴处在静止状态，
而花键轴则随车轮转动。

这个原理和自行车后轴的飞轮很相似。

齿轮和花键轴是由套筒
来连接的，套筒随着花键轴转动，但同时也可以在花键轴上左右自由滑动来啮合齿轮。

第二章变速器总体方案设计
2.1变速器的性能要求
变速器的性能要求对变速器的要求，除一般便于制造，使用，维修以及质量轻，尺寸紧凑外主要还有以下几点：
1）保障汽车有必要的动力性和经济性
2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输
3）设置倒档，让汽车能倒退行驶
4）换挡迅速，省力，方便
5）工作可靠，行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生
6）变速器应有高的工作效率
7）变速器工作噪声低
2.2变速器的结构方案
变速传动机构是变速器的主题，按工作轴的数量（不包括倒档轴）可分为两轴式
变速器和三轴式变速器。

两轴式变速器没有中间轴，只有输入和输出两根轴的变速器。

通常用在前驱车上输入轴接受发动机传来的动力输出轴连接主减和差速器传到半轴最后将动力传到车轮三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。

变速器输入轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，输入轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而输出轴的末端经花键与万向节连接。

各传动方案的共同特点是：变速器的输入轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。

绝大多数方案的输出轴前端经轴承支承在输入轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档。

是直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器输入轴和输出轴直接输出，此时变速器传动效率高，可达 90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。

因为直接档的利用率要高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在输入轴、中间轴和输出轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与输出轴之间的距离（中心距）不太大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档外的其它档位换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合齿套换档，还有各档同步器或啮合套多
数情况下装在输出轴上。

本设计选用的汽车车型为五菱宏光，其采用的是发动机前置后轮驱动，采用三轴式变速器较合理。

2.2.1齿轮型式
齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。

有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。

变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。

直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。

因此倒档采用直齿轮传动方案，即除一档和倒档外，均采用斜齿轮传动。

2.2.2轴承型式
变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。

在本设计中，输入轴常啮合齿轮及输出轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。

变速器输入轴、输出轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。

中间轴前、后轴承采用深沟球轴承。

2.2.3换档结构型式
现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。

采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。

其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。

目前，同步器广泛应用于各式变速器中。

在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。

但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。

换档位置结构图 2-1
2.3变速器的传动方案
通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图 2-2 所示。

其传动路线：
一档：一轴→1→2→中间轴→10→9→9、11 间同步器→二轴→输出
二档：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7 间同步器→二轴→输出三
档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7 间同步器→二轴→输出四档：
为直接档，即一轴→1→1、3 间同步器→二轴→输出
五档：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3 间同步器→二轴→输出
倒档：一轴→1→2→中间轴→12→13→11→9、11 间同步器→二轴→输出
传动方案图 2-2
第三章变速器齿轮参数的选择与主要零件的选择
3.1档位数和传动比
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
T
e max i
gI
i
0T
r
r
≥mg( f cos
max
+sin
max
) =mg
max
（3-
1）
则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比
式中m——汽车总质量；1800kg
g ——重力加速度；9.8m / s2
ψmax——道路最大阻力系数；假定取值 0.5
rr ——驱动轮的滚动半径；
依据本设计提供的车型轮胎参数 175/70R14，175 是指轮胎断面宽度
70 是指轮胎扁平比(公制)70mm R14 是轮胎配合轮辋(车轮)直径是 14 英寸。

可知
= 170 ⨯ 70% +14 ⨯ 25.4
= 300.3mm
r 2
Temax ——发动机最大转矩；
依据汽车型号五菱宏观发动机型号 L2B 可知，
排气量：1485ml 最大功率：81KW 最大扭矩：146Nm i0——主减速比；4.75
η ——汽车传动系的传动效率。

95%
根据驱动车轮与路面的附着条件
T
e max i
gI T
r
r
求得的变速器 I 档传动比为：≤G
2
（3-2
i gI ≤
G
2
r
r
T i=
1800 ⨯ 9.8⨯ 300.3⨯ 0.5
= 4.02
146 ⨯ 4.75⨯ 0.95
e max 0 T
r
n-1 i
g max
i
g min
=
gIV
式中 G2——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。

本设计取用的路面附着系数为0.5
由已知条件：满载质量 1800kg；rr=300.3mm；Temax=146Nm；i0=4.75；η=0.95。

根据公式（3-2）可得：i
g I
= 4.02 。

超速档的的传动比一般为 0.7~0.8，本设计取五档传动比i
g v
= 0.75 。

中间档的传动比理论上按公比为：
q =(5-1) 4.02
0.75
= 1.52
（3-3）
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。

根据上式可得出：q = 1.52 。

故有：i
gII
= 2.64
，
i
gIII
= 1.74
，
i
gIV
=1.14。

i 修正为1
3.2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距 A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。

式中K
A
A =K
A
3 T Im ax
——中心距系数，对轿车取K
A
=9.2；
（3-4）
T
Imax
——变速器处于一档时的输出扭矩：
T Imax =T
e max
i
g I
= 146 ⨯ 4.02 ⨯ 0.95 = 557.574
故可得出初始中心距 A=75.72mm。

3.3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 KA 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 3.4⨯ 72mm=244.8mm ， 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
3.4 齿轮模数
齿轮模数选取的一般原则：
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，各挡齿轮应该选用一种模数； 4） 、从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。

对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。

所选模数值应符合国家标准的规定。

建议用下列各式选取齿轮模数，输入轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn
m n =其中T e max =146Nm ，可得出 mn=2.5。

一档和倒档直齿轮的模数 m
m = 0.333 T Imax mm
其中T Imax = 557N 通过计算 m=3。

（3-5）
（3-6）
同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。

变速器中齿轮上的花键和结合套模数取 2.5 或 2。

3.5 齿轮参数
汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3-1 选取。

z
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。

对于轿车为加大重合度已降低噪声而取小些；对于货车为了提高齿轮承载力而取大些。

实际上，因国家规定的标准压力角为 20°，所以变速器普遍采用的压力角为 20 °。

选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。

在齿轮选用较大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。

实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。

不过当螺旋角大于 30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。

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°，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，而输入轴和输出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。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： b = k c m n 直齿 b=(4.5~8.0)m ，mm b=6×3=18
斜齿 b=(6.0~8.5)m ，mm
b=7.0×2.5=17.5 圆整为 18
输入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,具体尺寸根据装配图选定。

3.6 各档传动比及其齿轮齿数的确定
3.6.1 确定一档齿轮的齿数
已知一档传动比i = z 2 ⋅ z 10
（3-
gI
1 9
7）
z = 2 A
为了确定 Z9 和 Z10 的齿数，先求其齿数和Z ∑ ： ∑
m 8）
（3-
z
其中 A =75.72mm 、m =3；故有Z ∑ = 50.48 。

选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的
不均匀磨损。

则取Z ∑ =51。

当轿车三轴式的变速器i gI 间选择，此处取Z 10 =18，则可得出Z 9 =33。

= 3.5 ~ 3.9 时，则Z 可在 15～18 之
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（3-8） 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（3-8）反推出 A=76.5mm 。

3.6.2 确定常啮合齿轮副的齿数
由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比
z 2
= i z 1 9）
⨯ z 10
z 9 （3-
由已知数据可得： z 2 = 4.02 ⨯ 18
= 2.19
z 1 33
而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距
A = m n (z 1 + z 2 ) 2 cos
（3-
10）
z 1 由此可得： 11）
+ z 2
=
2 A c os
m n
（3-
根据已知数据可计算出： Z 1 + Z 2 = 53 。

联立方程式可得： Z 1 =19、Z 2 =34。

则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为：i gI = 3.91 。

3.6.3 确定其他档位的齿数
二档传动比
i = z 2 ⋅ z 7
12）
gII
z 1 z 8
（3-
10 gI
而i gII = 2.64 故有： z 7 / z 8 = 1.475 ，对于斜齿轮：
z ∑
13）
=
2 A c os
m n
（3-
故有： Z 7 + Z 8 = 53
联立方程式得： Z 7 = 31、Z 8 = 22 。

按 同 样 的 方 法 可 分 别 计 算 出 ： 三 档 齿 轮
Z 3 = 17、Z 4 = 36 。

Z 5 = 26、Z 6 = 27 ； 五 档 齿 轮
3.6.4 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i
gr 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Z 12 = 13 。

而通常情况下，倒档轴齿轮Z 13 取 21~23，此处取Z 13 =23。

i = z 11 ⋅ z 13 ⋅ z 2
gr
由
14）
z 13 z 12 z 1
（3-
可计算出Z 11 = 27 。

因本设计倒档齿轮是直齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距
A `= m n (z + z ) = 3
⨯(13 + 23) = 54mm
2 12 1
3 2
而倒档轴与输出轴的中心距
A ``= m n (z + z ) = 3
⨯(27 + 23) = 75mm 取整 72mm
2 11 1
3 2
3.7 齿轮的变位系数的选择
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。

高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。

高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。

高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。

角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。

角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。

z
中线
变位系数的选择原则：
（1）、对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。

（2）、对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。

（3）、总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。

但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。

为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。

一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。

一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。

最小变为系数X
min
=h*(z
min
-z) / z
min
第四章变速器齿轮的强度计算与材料选择
4.1 变速器齿轮的几何计算
汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。

渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等传动的基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及刀齿刀具制造容易等优点。

渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。

如图 4-1 基圆齿形
表 4-1 渐开线圆柱齿轮的基准齿形
基本要素名称代号标准齿短齿增大齿形角
f 齿形角
20 ` 20
25
齿顶高系数 1.0
0.8
1.0
径向间隙系数 c
齿根圆角半径
r
0.25(0.35* )
mm 0.38(0.25* )mm
0.30mm 0.2mm
0.46mm
0.35mm
（1） 直齿圆柱齿轮计算 （见表 4-2）
Ⅰ档直齿圆柱齿轮计算：m=3mm z 10 = 18, z 9 = 33
计算项目 计算
公式 齿轮编号
Z10 Z9 Z12 Z11 Z13 齿宽 b 18 16 21 18.5 18.5 齿数 Z
18 33 12 27 23 分度圆直径 mm d = mz
54
99
36
81
69
齿顶圆直径 mm d = (z + 2h *)m
a
60 105 42 87 75
齿根圆直径 mm d = (z - 2h * - 2c *)m
a
46.5 91.5 28.5 73.5 61.5
基 圆 直 径 mm
d = d cos ∂
50.74 93.03 33.83 76.12 64.84
（2） 斜齿圆柱齿轮计算
名称 符号
二档 三档
五档
常啮
Z8 Z7
Z6 Z5 Z4 Z3 Z2 Z1 齿数 Z 22 31
27 26
36 17 34 19。