重庆航天职业技术学院汽车六档变速器毕业设计
专业 xxxxxxxxxx
班级 xxxxxxxxxxxxxx
学号___ xxxxxxxxxx __
姓名___ xxxxxxxxxx_ ___
指导教师 xxxxxxxxxxxx
起止日期 xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx
机电信息工程系
摘要
作为汽车传动系统的重要组成部分，变速器对整车的动力性与经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。虽然传统机械式的手动变速器具有换档冲击大，体积大，操纵麻烦等诸多缺点，但仍以其传动效率高、生产制造工艺成熟以及成本低等特点，广泛应用于现代汽车上。
本文在深入了解和学习变速器开发流程和相关设计理论知识的前提下，首先确定该微型汽车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机的基本参数以及考虑到整车动力性和经济性要求下的传动比，设计计算出变速器主要零件的相关参数，通过对设计参数的分析，找到影响手动变速器性能的因素，完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及同步器同步过程的分析。同时针对各影响因素结合变速器的结构和目标性能进行优化。在提高传动效率，换挡舒适性，整机NVH性能，轻量化等方面进行研究。
关键词：手动变速器传动效率 NVH性能轻量化
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Abstract
As an important part of automobile transmission, gearbox not only has a direct i-mpact on the vehicle’s power and economy, also affects the operation reliability andease, transmission stability and efficiency．Although the traditional mechanical manual transmission has many disadvantages，such as large shift shock, huge volumeand complicated control，it is still widely used in modem cars for its advantages ofhigh transmission efficiency, mature production technique and more importantly lowcost．
This thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro car, basing on the comprehension and study on gearbox development process as well asrelevant theories．The design plan includes the layout of gear and shaft, layout of gearshifting operation mechanism，etc．Secondly based on the essential parameter offurnished engine and the requ ired transmission ratio of the vehicle’s powerperformance，the related parameters on main components of gearbox are worked out．Via analysis to design parameters，finds out the factors which take effects on theperformance of manual gearbox．This thesis completes gear, shaft and bearing main parts and synchronizer synchronous process analysis. Considering all the factors combined with the structure of the performance target and transmission is optimized .In improve the transmission efficiency, the shifting comfort ability, the overall performance of NVH, lightweight, etc,
Key word: manual transmission transmission efficiency NVH performance lightweight
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目录
摘要......................................................................................................................................... I Abstract...................................................................................................................................... I I 一、绪论 .. (1)
(一)选题的背景及意义 (1)
(二)国内外研究状况 (2)
(三)研究的内容 (4)
二、变速器方案的确定 (5)
(一)变速器结构方案的确定 (5)
1.变速器传动机构的结构分析与型式选择 (5)
2.倒挡传动方案 (10)
(二)变速器主要零件结构方案的分析 (12)
1.齿轮型式 (12)
2.换挡机构型式 (12)
三、变速器主要参数的选择 (14)
(一)变速器主要参数的选择 (14)
1.挡数和传动比 (14)
2.中心距 (15)
3.轴向尺寸 (16)
4.齿轮参数 (16)
四、主要零件的选择 (18)
(一)各档传动比机器齿轮齿数的确定 (18)
1.确定各挡齿轮的齿数 (18)
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2.齿轮变位系数的选择 (20)
(二)变速器齿轮的强度计算与材料的选择 (21)
1.齿轮的损坏原因及形式 (21)
2.齿轮的强度计算与校核 (22)
(三)变速器轴的强度计算与校核 (26)
1.变速器轴的结构和尺寸 (26)
2.轴的校核 (28)
(四)轴承的选择与校核 (32)
1.轴承选择 (32)
2.轴承的校核 (33)
(五)变速器同步器的设计 (40)
1.同步器的结构 (40)
2.同步环主要参数的确定 (42)
五、提高整机的NVH性能设计 (44)
(一)摇结构的NVH 优化设计 (45)
(二)齿轮的NVH 优化设计 (45)
结论 (46)
致谢 (46)
参考文献 (47)
附录 (49)
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一、绪论
(一)选题的背景及意义
汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。
从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器、自动变速器、手动/自动变速器、无级变速器。
（1）手动变速器
手动机械式变速器采用齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各挡的变速比是定值，即所谓有级变速器。虽然这种变速器在操作时比较繁琐，驾驶工作强度大，但具有成本低、起速快、传递扭矩大等特点，从目前市场实际需求和适用角度来看，手动变速器还不能被其它新型汽车变速器所完全替代。
（2）自动变速器
自动变速器，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。
（3）手动/自动变速器
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其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷911车型上首先推出，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。此型车在其挡位上设有“+”、“-”选择挡位。在D挡时，可自由变换降挡(-)或加挡(+)，如同手动挡一样。
（4）无级变速器
当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范·多尼斯发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些人将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的挡，一般自动变速器有4～8个挡。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“挡”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。
(二)国内外研究状况
手动变速器的许多最近的发展集中在为降低成本和体积的新制造方法上。传统来说，变速器制造包含大量昂贵的机器，以及为机械加工和装配操作所需留出的空间限制的设计。最新的技术包括，如在最新的Ford／Getra96档变速器中可以看到的激光焊接冲压钢滑动齿轮选择器轴套。为替代前一代变速器的铸铁拨叉，这种精致而坚固的设计方案可以导致更少的对内部的损害。齿轮盘片的激光和摩擦焊接同时保证了所需机器设计空间的降低，这是一种由雷诺公司在5档副轴圆型变速器设计中发明的技术，命名为EMI，曾在2000年展出并因为
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它的简单和轻便仅22公斤却能提供140N·m的转矩而出名。另一方面，设计人员也在其齿轮提供转矩输出的设计上进行了认真的研究，提高了耐久性和低噪声水平。
从变速器的发展现状中我们可以看出，无论是自动变速器还是手动变速器，都存在着优点和某些不足，所以对于一款新设计出的变速器进行适当的优化是必不可少的。传统的汽车变速器设计是采用许多经验公式计算和测绘同类型变速器来初步确定其参数，这样设计出来的变速器盲目性比较大，常过于保守。减小体积和质量，提高传扭能力，是当前汽车变速器优化设计的主要目的，因为减小变速器的体积和质量可减少制造费用，降低齿轮动载荷，提高齿轮寿命，使汽车的总体布置更为方便和灵活。当发动机选定时，就要求设计的变速器在规定的使用年限内保证其性能，而且要求变速器体积最小，节省材料，降低成本。如何达到此要求，如何合理地分配传动比，合理选择各档的模数、齿数、螺旋角、齿轮变位系数等，传统设计方法是根据经验类比、估算或试凑的方式初步确定这些参数，然后再进行刚度与强度等校核，若不合适，就对其中某参数进行修改，再进行重复计算，直到满意为止。这种设计方法在一定程度上伴随着主观性，而通过变速器专业软件的优化功能，可适当的消除这种盲目性和主观性[8]。
目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。
当前对轿车设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。
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大量使用的经验公式已不具备长期生存实用的必要性和可能性。
综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。
采用前置后驱形式的轿车一直被认为是极具驾驶乐趣的车型。目前国内采用这种驱动布置的主要有华晨宝马、丰田锐志、皇冠等少数车型。以宝马为例，除其中某几款四驱车型以外，其余车型均采用前置后驱的形式。在这种布置中，发动机的位置通常较前置前驱车型靠后，甚至直接位于前轴之上，同时发动机采用纵置布置，这就使得变速器要采用三轴形式，变速器距离驾驶员位置较近，从而简化了操纵机构的复杂程度。而前置后驱的布置，使得宝马汽车的前后轴荷可以达到完美的50:50。采用性能优异的手动变速器，更能增加汽车的操控性与驾驶乐趣；而增加变速器的挡数，又能够改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速，因此目前宝马汽车的手动变速器均采用六挡形式。
(三)研究的内容
本文主要参考同类齿轮软件的设计，结合变速箱设计的实际情况，对手动变速器的结构、工作原理及工作过程进行一定的研究。首先确定汽车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机的基本参数以及考虑到整车动力性和经济性要求的传动比，设计计算出变速器主要零件的相关参数。完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及同步器同步过程的分析。
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二、变速器方案的确定
(一)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、挡位数及各挡的传动比，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挡传动比与高挡传动比的比值。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。
通常，有级变速器具有4、5、6个前进挡。
变速器挡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、无声换挡，对于多于6个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为6挡。多于5个前进挡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。
某些轿车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于1（0.7~0.8）的超速挡，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的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。
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
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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2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。
1—第一轴；2—第二轴；3—中间轴
图2-1 轿车中间轴式四挡变速器
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两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他挡均采用常啮合斜齿轮传动；个挡的同步器多装在第二轴上，这是因为一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。
两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值的上限（i gⅠ=4.0~4.5）也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。
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1—第一轴；2—第二轴；3—同步器
图2-2 两轴式变速器
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。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒挡齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。
所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，采用中间轴式变速器。图2-3、图2-4、图2-5分别是几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差别。
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图2-3 中间轴式四挡变速器传动方案
如图2-3中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图1-3a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图1-3c所示传动方案的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。
图2-4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图2-4d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内。
图2-4 中间轴式五挡变速器传动方案
图2-5a 所示方案中的一挡、倒挡和图b所示方案中的倒挡用直齿滑动
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齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。
图2-5 中间轴式六挡变速器传动方案
以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。
发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图2-3a、b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。
变速器用图2-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-4c所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。
2.倒挡传动方案
图2-6为常见的倒挡布置方案。图2-6b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，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2-6c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点
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是换挡程序不合理。图2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-6c所示方案。图2-6e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2-6f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2-6g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2-6f所示的传动方案
图2-6 变速器倒挡传动方案
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。
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(二)变速器主要零件结构方案的分析
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。
1.齿轮型式
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挡和倒挡。
在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。
2.换挡机构型式
换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。
直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，除一挡、倒挡外很少采用。
采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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。
当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除换挡
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冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大，因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。
采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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。同步器的结构如图2-7所示：
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max 0max max max
(cos sin )e gI T r T
i i mg f mg r η
ααψ≥+=max max 0r g e mg r i T i ψη
≥三、变速器主要参数的选择
表3.1 相关参数
(一)变速器主要参数的选择
1.挡数和传动比
近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一
般用4~5个挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。
选择最低挡传动比时，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挡传动比为
（3-1） 式中，m ----汽车总质量(kg)；
g ----重力加速度(m/s 2)；
ψmax ----道路最大阻力系数；
r r ----驱动轮的滚动半径(m)；
T emax ----发动机最大转矩(N ·m)；
i 0----主减速比；
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max 2e gI T r T i G r η?≤2max 0r g I e T G r i T i ?η
≤q = 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 挡传动比为： （3-2）
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 =307mm ；
T e max =200N ·m ；
i 0=3.64；
η=0.95；
根据公式（3-2）可得：i gI =3.91
本设计取六挡传动比为1，
中间挡的传动比理论上按公比为：
（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挡位间的公比
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=1.314。故有：i g2=2.979
i g3=2.267
i g4=1.725
i g5=1.313
i g6=1
2.中心距