对于中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。
中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。
初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算
A?KA3Temaxig1?g (4-12)
式中，KA为中心距系数，轿车：KA=8.9～9.3，货车：KA=8.6～9.6，多档变速器：
KA=9.5～11.0。Temax为发动机最大转矩(N·m)；ig1为变速器一档传动比；?g为变速器传
动效率，取96％。
轿车变速器的中心距在65～80mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80～170mm范围内变化。
对于本例微型货车，可取KA＝8.8，其余取值按照已有参数计算式（4-12）可得
A＝88.7mm
4.2.2.5 外形尺寸
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.0～3.4）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关，可参考下列数据选用：
四档 （2.2～2.7）A 五档 （2.7～3.0）A 六档 （3.2～3.5）A
当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。 对于本例微型货车，5档变速器壳体的轴向尺寸取2.8A，则L＝248mm。 4.2.2.6齿轮参数
1 模数的选取
齿轮模数选取的一般原则：
? 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。 ? 低档齿轮选用大一些的模数，其它档位选用另一种模数。
表4－x 汽车变速器齿轮法向模数范围(mm) 微型、普通级轿车 中级轿车 1.0＜V≤1.6 2.25～2.75 2.75～3.00 微型货车 3.00～3.5 中型货车 6.0＜ma≤14 3.5～4.5 重型货车 14＜ma 4.5～6.0 1.6＜V≤2.5 6.0＜ma 所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定。优先选用第一系列模数，尽量不选括号内的模数。
表4－x 汽车变速器常用的齿轮模数(mm) 第一系列 第二系列 第一系列 1.00 — — 1.25 — — 3.5 1.5 — — (3.75) — 1.75 4.00 — 2.00 — — 4.5 — 22.25 5.00 — 2.5 — — 5.50 — 2.75 6.00 — 3.00 — 第二系列 (3.25) 遵照以上原则，本例一档直齿齿轮选用模数m=3.00，其余档位斜齿轮选mn=3.00 啮合套和同步器的结合齿多数采用渐开线齿形，由于工艺上的原因，同一变速器中的结合齿模数相同。其取用范围是：
乘用车 2.0～3.5 中型货车 1.8＜ma≤14 2.0～3.5 重型货车 14＜ma 3.5～5.0 选取较小的模数可使齿数增多，有利于换档。在此取2.0。 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。遵照国家规定取齿轮压力角为20°，啮合套或同步器的压力角为30°。
3 螺旋角β
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。从提高低档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，应当选用大一些的螺旋角。
斜齿轮螺旋角选用范围：货车变速器：18°～26°。 4 齿宽b
齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加；选用较大的齿宽，工作时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b： 直齿：b=Kc·m，Kc为齿宽系数，取为4.5～8.0。 斜齿：b=Kc·mn，Kc取为6.0～8.5。
啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。
第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。
因此，在此一档第一轴常啮合直齿齿轮宽度取b1=7.0×3.5=24.5，第二轴常啮合直齿齿轮宽度取b2=6.0×3.5=21, 其余档位斜齿齿轮宽度取bn=7.0×3.0=21。
5.5齿轮变位系数的选择原则
采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。
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之和等于零。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接近的程度。角度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。
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。
6齿顶高系数
齿顶高系数取值为1.0 7各档齿轮齿数的分配
在初选中心距A、齿轮模数
mn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。下面以图所示四档变速器为例，说明分配齿数的方法。
1)确定一档齿轮的齿数 一档传动比
z2z9（4-13）
z1z10zzzz如果9和10的齿数确定了，则z1与z2的传动比可求出。为了求9和10的齿数，先求
ig1?其齿数和
zh。
2A?m??2Acos???斜齿zh??mn?直齿zh?（4-14）
本例中，一档采用滑动直齿齿轮传动，模数为3.0，中心距A＝88.7mm，代入式（4-14）计算后得齿轮
zh＝59.13，取zh为整数59，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档
的传动比大些。因此
z10齿数尽量少些，以便使 QUOTE
齿轮齿数为 QUOTE
z10取12，一档大
z9?zh?z10?47
2)对中心距A进行修正 因为计算齿数和
zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的zh和齿轮变位
系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各档齿轮齿数分配的依据。本例中根据
新的齿数计算中心距为：
A??mzh?88.5mm2
通过选用正角度变位系数，可以凑出新的中心距为A＝88.5mm。
3)确定常啮合传动齿轮副的齿数
由式（4-13）求出常啮合传动齿轮的传动比
QUOTE
z2z?ig110?1.53zz9 1 （4-15）
常啮合传动齿轮z1、z2中心距和一档齿轮的中心距相等，即
A?mn(z1?z2)2cos?2 （4-16）
其中，常啮合齿轮z1、z2采用斜齿圆柱齿轮，模数mn=3.0，初选螺旋角β=26°，代入解方程式（4-15）和式（4-16）求得：
z1?20.96 取整为21，则z2?32.07取整为32
核算传动比，如相差较大，只要调整一下齿数即可。
ig1?对于本例：
z2z9?5.97?6.0z1z10齿数分配合适。
根据所确定的齿数，按式（4-16）算出精确的螺旋角?2值为26°。 4)确定其他各档齿轮的齿数 ①二档齿轮齿数
若二档齿轮是直齿轮，模数与一档齿轮相同时，则得
ig2?z2z7z1z8 (4-17)
A?m(z7?z8)2 (4-18)
解两方程式求出
z7、z8。用取整数后的z7、z8计算中心距，若与中心距A有偏差，通
过齿轮变位来调整。
若二档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同时，由式（4-17）得：
z7z?ig21z8z2 (4-19) A?mn(z7?z8)2cos?8 (4-20)
此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
z1?ig2?z2tan?2z2z7?(1?)?tan?8z1?z2z8z1?z2 (4-21)
联解上述三个方程式，可求出
z7、z8和?8三个参数。但解此方程组比较麻烦，可采用
比较方便的试凑法。先选定螺旋角?8,计算式（4-21）等号左端与右端的值，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。如果相差太大，则要调整螺旋角重新试凑，直至满足要求。
对于本例，其中
ig2?q3?3.8，先选定螺旋角?8=22°， 计算式（4-21）左右两端得：
z1?ig2?z2z1?z2?1.57tan?2?1.21tan?8
尽量缩小差距，取?8=18°，已是极限值，代入计算，得：
tan?2?1.5?1.57tan?8 相差不大，满足基本要求。
将?8代入式（4-19）、（4-20）求得：
z8?16.06，z7?40.05，分别取整为z8?16，z7?40
根据所确定的齿数，核算传动比：
ig2?3.81接近于3.8，满足设计要求。
按式（4-16）算出精确的螺旋角?8值为18.3°。
②三档齿轮齿数
三档常啮合齿轮通常是斜齿圆柱齿轮，计算过程与二档相似。对于本例，有公式
z5z?ig31z6z2 (4-22) A?mn(z5?z6)2cos?6 (4-23)
此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
tan?2z1?ig3?z2?tan?6z1?z2 (4-24)
2i?q?2.43?g3对于本例，先选定螺旋角6=18°，，计算式（4-24）左右两端得：