3.1.4 中心距的选择
初选中心距可根据经验公式计算：
A?KA3Temaxi1?g （3.6）
式中：
A ——变速器中心距（mm）；
KA ——中心距系数，乘用车KA=8.9~9.3；
Temax——发动机最大输出转距为155（N·m）；
i1 ——变速器一档传动比为3.56；
?g ——变速器传动效率，取96%。
A?（8.9~9.3）?3155?3.56?0.96=（8.9-9.3）?8=70.83~74.01mm 轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=74mm。 3.1.5 变速器的外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可以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。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。
乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： L?(3.4~4.0)A?(3.4~4.0)?74?251.6~296mm 初选长度为260mm。 3.1.6 齿轮参数的选择
1、模数
选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：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，同时减少齿宽；从工艺方面
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考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档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。
轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取模数范围为2.25~2.75，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。
表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数
车 型 模数mn/mm 乘用车的发动机排量V/L 1.0
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，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。
对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。
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。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。
3、螺旋角?
齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。
试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于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，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计中螺旋角大小根据实际情况选择。
4、齿宽b
齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、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，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加
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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。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。
通常根据齿轮模数m?mn?的大小来选定齿宽：
斜齿b?kcmn，kc取为6.0～8.5，取6.0
b?kcmn?6??2.25~2.75??13.5~17.5mm为了不使齿宽过小，本设计中齿宽全部采用16.5mm。
5、齿顶高系数
齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。
在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。
本设计取为1.00。 3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算
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。
1、一档齿数及传动比的确定 一档传动比为：
当选定中心距A，模数mn和螺旋角后，可以根据Zh?轴间相啮合齿轮副的总齿数。
2AcosB算出两mn
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由Zh1?Z2AcosB?Z1?Z2，ig1?2得出 mnZ12AcosB2?74?cos26?Z1???10.604，Z2?ig1?Z1?10.604?3.56?38.114
mn?1?ig1?2.75?1?3.56?'取整后Z1'?11，Z2?39
'Z239实际传动比i?'??3.546
Z111'g1'mnz1'?z22.75??11?39?实际中心距A???74.962 ?2cos?2?cos26'??取整后A'?75
'mnz1'?z22.75??11?38???arccos?26.06精确螺旋角??arccos '2?752A??Acos?74.962?cos20??arccos?20.08? 变位后啮合角??arccos'75A2、对中心距A进行修正
A?''mnz1'?z22.75??11?39?A???74.962 ?2cos?2?cos26??mnzh
2cos?取整得A0?75mm，A0为标准中心矩。 3、二档齿数及传动比的确定 由Zh2?2A0cosBZ?Z3?Z4，ig2?4得出 mnZ32AcosB2?75?cos22?Z3???13.87，Z4?ig2?Z3?18.737?1.969?36.893
mn?1?ig2?2.75?1?2.59?''取整后Z3?37 ?14，Z4
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