3.3外型尺寸的确定
变速器的横向外型尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过度）齿轮和换档机构的布置初步确定。
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为(3.0~3.4)A。 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档——(2.2 五档——(2.7 六档——(3.2~2.7)A~3.0)A~3.5)A
当变速器选用的档数和同步器时，上述中心距应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好为正数。 轴向尺寸处取 3.4齿轮参数 3.4.1模数
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。
应该指出的，选取齿轮模数时一般遵守的原则是：
在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；变速器 低档齿轮应选用大些的模数，其它档位选用另一种模数。结合本设计的具体情况查文献[2，3-3]可知：一档齿轮初选m=2.75mm;其它档位初选mn?2.52.6A?2.6?81?211mm
mm。
3.4.2压力角
齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。因此，理论上对于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；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。
实际上，因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用压力角为 20°。本设计从实际出发，为满足各项技术要求和工艺性要求查文献[2，3-3]可知：压力角??20?。
3.4.3螺旋角
斜齿轮在变速器中得到广泛用。选取斜齿轮的螺旋角，因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。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，以15°~25°宜；结合本设计技术要求初选螺旋角??25?。
r1Fn1FR12β1Fa1Fa1β2TFR11Fn2图3.1 中间轴轴向力平衡
r2
斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力要求使中间轴上同时作用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，中间轴上不同档位齿轮的螺旋角因该是不一样的。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。
根据图3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件
Fa1?Fn1tan?1Fa1?Fn2tan?2
由于T?Fn1r1?Fn2r2，为使两轴向力平衡，查文献[2，3-3]可知必须满足：
tan?1tan?2
?r1r2 （3.7）
式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间齿轮1、2上的圆周力；r1、r2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。
斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 乘用车变速器：
两轴式变速器为20°~25°； 中间轴式变速器为22°~34°； 由公式3.7可得
tan?1?tan?2?r2
r1?1?arctantan?2?r2r1
?tan25??96..6109.17?22.4218??22?25?18??
3.4.4齿宽
在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳、齿轮强
度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。
考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小时斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。
通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽： 直齿b?kcm，kc为齿宽系数，取为4.5~8.0，kc=6.0
b?6.5?2.75?18mm
斜齿b?kcmn，kc取为6.0~8.5，kc=8.0
b?8.0?2.5?20mm
3.5各档齿轮齿数的分配
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。图3.2为本设计传动方案结构简图。
75138642910A`A
图3.2 四档变速器传动方案简图
