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y——齿形系数，见图3-1；
?w——轮齿弯曲应力，当Tj?Temax时，直齿齿轮的许用应力
[?w]?400~850MPa。
斜齿轮法向模数
2TKcos? m ? 3 j ? (3.12)
?zKcKey?w
式中 Tj——计算载荷，N·mm；
K?——应力集中系数，斜齿齿轮取1.5； ?——斜齿螺旋角；
Ke——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；
z——齿轮齿数；
Kc——齿宽系数，斜齿齿轮取7.0～8.6；
y——齿形系数，见图3-1；
?w——轮齿弯曲应力，当Tj?Temax时，对乘用车变速器斜齿齿轮的许用应
力[?w]?180~350MPa，商用车变速器斜齿齿轮的许用应力
[?w]?100~250MPa。
从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑，模数应尽量统一,多采用折衷方案。表3.1给出了汽车变速器齿轮模数范围。
表3.1 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）
乘用车的发动机排量V/L 车型 1.0＞V≤1.6 模数mn/mm 2.25～2.75 1.6＜V≤2.5 2.75～3.00 6.0＜ma≤14.0 3.50～4.50 货车的最大总质量ma/t ma＞14.0 4.50～6.00 设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表3.1）并满足强度要求。
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表3.2 汽车变速器常用齿轮模数（mm）
一系列 二系列 1.00 1.75 1.25 2.25 1.5 2.75 2.00 （3.25） 2.50 3.50 3.00 （3.75） 4.00 4.50 5.00 5.50 6.00 —
图3-1 齿形系数y（当载荷作用在齿顶,?=20°,f0=1.0）
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量ma在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量ma大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。
由表3.1和表3.2并且参照同类车型选取模数 3.4.3齿形、压力角及螺旋角
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。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用20°,啮合套或同步器的接合齿压力角用30°。
斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪
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声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，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，应选用较大螺旋角。
斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 两轴式变速器为 ：20°～30° 中间轴式变速器为：22°～34° 货车变速器：18°～34°
汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表3.3选取。
表3.3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角
项目 车型 轿车 一般货车 重型车 齿形 压力角? 螺旋角? 高齿并修形的齿形 GB1356-78规定的标准齿形 GB1356-78规定的标准齿形 14.5?，15?，16?，16.5? 25?～45? 20? 低档、倒档齿轮22.5?，25? 18?～26? 小螺旋角 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少质量，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。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，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 直齿b?kcm，kc为齿宽系数，取为4.5～8.0； 斜齿b?kcmn，kc取为6.0～8.5。
采用啮合套或同步器换档时，其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。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。
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3.4.5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。我国规定，齿顶高系数取为1.00。 3.4.6齿轮的修正
为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种： 1．加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位； 2．改变刀具的原始齿廓参数；
3．改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。
齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。
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。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。
有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。
变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此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。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。
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总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。
根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。
3.5变速器各档齿轮齿数的分配
图3-3变速器传动示意图
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。 3.5.1确定一档齿轮的齿数
一档齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数mn=4mm，初选螺旋角?=22°。中间轴一档齿轮齿数，货车可在12-17之间选用，最小为12-14，取z14=13，一档齿轮为斜齿轮。
一档传动比为: ig1?z2z13 (3.15) z1z14为了求z13，z14的齿数，先求其齿数和zh， 斜齿: zh?2Acos?13?14 (3.16)
mn2?110 cos22?=50.995取整为51
4=
即z13=zh-z14=51-13=38
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