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毛坯的径向位置或改变标准刀具齿槽宽后切制的齿形为非标准渐开线齿形的齿轮。采用变位齿轮，除了避免根切和配凑中心距之外，它还影响齿轮强度，使用平稳性，耐磨性、抗校核能力及齿轮的啮合噪声。
齿轮的变位分为高度变位和角度变位两类。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齿根部分的强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变为的缺点就是不能痛风石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。角度变位既具备了高度变位的优点，又避免饿其缺点。
总体变为系数ξc=ξ1+ξ2越小，一对齿轮的齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯曲强度越低。但是由于齿轮的刚度减少，易于吸收冲击振动，故噪声会小一点。另外，ξc值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但有利于较低噪声，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷的着力点距齿根越近，弯曲力矩越小，相当于齿根强度的提高，由于齿根减薄而产生的消弱强度的因素也有所抵消。
根据上述的理由，为降低噪声，对于变速器中除去一档、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高档和一档齿轮副的ξ
c
可选用-0.2~0.2.随着档位的降低，ξ
c
值应该逐挡增大。一、二挡和倒档齿轮应
选用较大的ξc值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的ξc可取1.0以上。 2.2.5其他问题
因为变速器在低档工作时有较大的力，所以典型的两轴式变速器的低档，布置在靠近后支撑处，然后按照从低档到高档顺序不止各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，有 能保证容易装配。多数情况下，输出轴和输入轴及其上面的零部件是通过变速器壳体上方孔 口设计在变速器壳体下方或者侧面。输入轴上做在轴上的齿轮外径，应该比壳体前壁轴承孔的尺寸小，因为它要经过该孔装。
变速器整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。对于典型的两轴式变速器，通过控制轴的长度既控制档数，可以作到有足够的刚性。通常壳体是整体的，有些地方设计有加强筋板 。壳体前或后壁轴承孔之间的连接部分应当留有足够的尺寸。内装操纵机构的变速器盖，用螺栓固定到壳体上，装配后的变速器结构刚度，还与该螺栓的扭紧程度有关。
第三章 变速器主要参数选择
3.1中心距A的选定
对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的
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过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。
对于中间轴式变速器，初选中心距是可以根据以下经验公式计算:
A=KA
式中，A为变速器中心距（mm）；KA为中心距系数，乘用车：KA=8.9~9.3；Temax为发动机的最大转矩（N.m）；i1为变速器的一档传动比；ng为发动机的传动效率，取96%。
已知桑塔纳2000手动变速器的一档传动比在3.5左右，先取i1=3.5， Temax=155N.m 带入上式得出初选中心距的范围A=,71.6~ 74.8mm
而此次设计中的变速器为乘用车一类，发动机前置前驱，也可以根据变速器中心距A和发动机的排量的关系来初选，乘用车中心距在70~80mm。
故综上，此次设计初选中心距为74mm。 外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置方案来初步确定。
影响壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡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
当变速器选用的挡数和同步器较多时，上述中心距系数应选取上限。为了检测的方便，中心距A最好为整数。
3.2齿轮参数
3.2.1模数的选取
齿轮模数是一个重要参数，并且影响他的选取因数又有很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。
选取模数应该遵守以下原则：
在变速器中心距相同的情况下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可是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少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮的应该选取一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮要有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应取得小些；对于货车减少质量比减少噪声重要，固齿轮应选用大些的模数；变速器低档应选用大些的模数，其他档位应选用另一种模数。少数情况下汽车变速器各档的齿轮选用相同的模数。
表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn
车 型 模数mn/mm 乘用车的发动机排量V/L 1.0>V≤1.6 2.25~2.75 1.6
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所选模数数值应符合国家标准GB/T1357—1987的规定，见下表。选用时应用第一系列，括号内的模数尽量不用。
表3-2 汽车变速器常用的齿轮模数
第一系列 第二系列 1.25 1.5 1.75 2.00 2.25 2.50 2.75 3.00 (3.25) 3.50 (3.75) 4.00 4.50 5.00 5.50
表3－1 汽车变速器齿轮的法向模数mn
车型 微型、轻型轿车 中级轿车 2.75-3
中型货车 3.50-4.5
重型汽车 4.50-6
mn
2.25-2.75
已知此次所设计的变速器是桑塔纳2000手动四速变速器，发动机的排量是1.8V，为中级汽车，一般情况下，汽车的一、倒挡会使用较大的模数，故根据以上三表格的内容，一、倒挡选用模数为m=3mm，其余各档的模数m=2.75mm 3.2.2压力角α
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是的动载荷，是传动平稳，有力与降低噪声；压力角较大时可提高齿的抗弯强度和表面接触强度。实验证明：对于直齿轮，压力角在28°是强度最高，超过28°时强度增加的不多；对于斜齿轮，压力角在25°时强度最高。
实际上因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器的齿轮采用的压力角普遍是20°。啮合套或同步器的结合压力角有20°、25°、30°等，但普遍使用30°的压力角。
所以此次设计中的齿轮锁采用的压力角为20°，同步器的压力角为30°。 3.2.3 螺旋角β
斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意他对齿轮工作噪声、齿轮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，齿的强度也随着提高。不过当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此从高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望有过大的螺旋角，以15°~25°为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。
斜齿轮螺旋角可以在以下提供的范围内选取： 中间轴式变速器22°~34°
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两轴式变速器为20°~25° 3.2.4 齿宽b
通常根据齿轮模数m（mn）的大小来确定齿宽b： 直齿轮 b=Kcm，Kc为齿宽系数，为4.5~8.0 斜齿轮 b=Kcmn，Kc取6.0~8.5
采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿轮的工作宽度初选是可取2~4mm。
3.3各档齿数的分配与计算
此次所设计的桑塔纳2000手动四速变速箱的各档齿轮分配方案如上一章节中图2-6所 示。在分配齿数的时候，应该注意的是各档齿轮的齿数应该尽可能的不是整数，以便齿轮均匀磨损。
3.3.1一档齿轮齿数的确定
桑塔纳2000手动四速两轴式变速器，已知：发动机输出功率p=74千瓦，转速n=5200r/min，最大扭矩 Te=155N.M，排量1.8V，载荷平稳，可靠性一般。 确定一档齿轮齿数：
(1)一档传动比 i1
为了求Z1和Z2的齿数，先求其齿数和Zh，
直齿 Zh 斜齿 Zh
(2)选取中间轴一档的齿数
轿车两轴式变速器一档传动比i=3.5～3.8时，一档的齿数在Z8=11～17，由于所设计为一般中级轿车，载荷平稳、可靠性要求一般。一档齿轮传动比i=3.5，模数m=3mm，取一档主齿轮齿数Z1=11。
由于齿数为11，将会发生根切，故需要对其进行变位，变位系数
ξ=(17-Z1)/17 = (17-11)/17=0.36 Z2= Z1×i1=11×3.5=38.5
取整后Z2=39，重新计算i1= Z2 /Z1=39/11=3.545 计算中心距，A=（Z1+Z2）m=（39+11）× 3=75mm
3.3.2二挡齿轮齿数的确定
i2
根据初选的中心距A=74，模数为m=2.75。初选螺旋角β=20°带入上式（3-2）中，
Zh =47.52
取整，Zh=48。
先取二挡的传动比i2=1.8，则带入式（3-3）中得到，2.8Z3=48 Z3=17.14，取 Z3=17则Z4=48-17=31.
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然后对中心距A进行修正
由于齿轮齿数取整后会使中心距发生变化，固需要重新计算中心距：
A=Zhmn/2cosβ A=74.74
为了方便检测，故中心距应当取整，取A=75mm。
由于中心距发生了变化则需要对螺旋角β进行修正，β=20.27°=20°16＇12＇＇。 由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i2=31/17=1.823 3.3.3三档齿轮齿数的确定
先取三档的传动比为i3=1.2，则带入式（3-4）中得到，2.2Z5=48 Z5=21.8，取 Z5=22则Z6=48-22=26.螺旋角不变，为β=20°16＇12＇＇
由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i3=26/22=1.189 3.3.4四档齿轮齿数的确定
该挡为最高档，选用超速挡，传动比在0.7~0.9之间，初选四档的传动比为i4=0.85，则带入式（3-5）中得到，1.85Z7=48 Z7=25.94，取 Z7=26则Z8=48-26=22.螺旋角不变，为β=20°16＇12＇＇
由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i4=22/26=0.846 3.3.5确定倒档齿轮齿数
一档、倒档齿轮常选用相同的模数，所以m=3mm。倒档齿轮Z11的齿数，一般在21～23之间，可选倒档齿轮齿数Z11=22，为避免齿轮9，与齿轮10齿顶圆的接触，故将齿数Z9取为Z9=11，可计算出输入轴与倒档轴的中心距：A＇ A＇=1/2m(Z9+Z11)
=1/2 ×3×（11＋22） =49.5mm
初选倒档的传动比为i倒=3.2，i倒=Z10Z11/Z11Z9，
计算得出Z10=35.2，取整后，Z10=35 重新计算倒档传动比，i倒= Z10Z11/Z11Z9=35/11=3.182 计算倒档齿轮与输出轴的中心距A＇＇=（Z10+Z11）m/2=（35+22）×3/2=85.5mm 由于Z9的齿数为11会发生根切，对其进行变位，变位系数x=（17-11）/17=0.36 验证中心距：为了保证齿轮10与齿轮9不发生接触，则其两者齿顶圆直径之和必须小 于2A。
da9=m（Z+2+x）=3×（11+2+0.36）=40.08mm da10=m（Z+2-x）=3×（35+2-0.36）=109.92mm 2A-（da9+ da10）=150-（40.08+109.92）=0mm，
会发生运动干涉，故采用短齿齿轮，齿顶高系数ha取0.8，再代入上两式， da9=m（Z+1.6+x）=3×（11+1.6+0.36）=38.88mm da10=m（Z+1.6-x）=3×（35+1.6-0.36）=108.72mm
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