1. Выбираем схему коробки передач и изображаем в виде кинематической схемы (рис. 2.1).
2. Предварительно определяем межосевое расстояние между валами коробки передач 
по эмпирической формуле:
, (2.1)
где 
- коэффициент, для легковых автомобилей = 14,5÷16,0, для грузовых автомобилей = 17,0÷21,5. Принимаем коэффициент = 18.
= 132,85 мм.
3. Определим нормальный модуль, по эмпирической формуле:
, (2.2)
Полученное значение модуля округляем до ближайшего значения по ГОСТ9563-60, таблица 2.1.
Рис. 2.1. Кинематическая схема трех вальной четырехступенчатой коробки передач.
Таблица 2.1- Модуль зубчатого зацепления по ГОСТ9563-60
| ряд | 
| |||||||||||
| 1-й | 1,25 | 2,5 | ||||||||||
| 2-й | 1,375 | 1,75 | 2,25 | 2,75 | 3,5 | 4,5 |
= 0,032·132,8= 4,25 мм. Выбираем модуль зубчатого зацепления = 4.
4. Приближенно определяем ширину зубчатого колеса по формуле:
, (2.3)
где k – коэффициент, k = 5÷8. Принимаем k = 7,44.
b = 7,44 · 4 = 29,76 мм.
Для легковых автомобилей 
= 15÷25 мм, для грузовых автомобилей 
= 20÷35, мм.
5. Определяем угол спирали зубьев 
.
, (2.4)
= 0,45.
b = 28,690.
Для легковых автомобилей 
, для грузовых автомобилей 
.
6. Определяем суммарное число зубьев пары шестерен
(2.5)
= 54,84 » 55.
7. Определяем число зубьев шестерен, исходя из того, что передаточные числа всех передач должны соответствовать значениям передаточных чисел, найденных в тяговом расчёте автомобиля (допустимое отклонение 5÷8 %). Передаточное число пары шестерен привода промежуточного вала 
= 1,8÷2,5.
(2.6)
= 2,182 » 2,2.
8. Число зубьев шестерни первичного вала должно быть z1= 17÷23. Определяем число зубьев шестерни z1:
(2.7)
= 17,19 » 18. Принимаем z1= 18.
Число зубьев шестерни z2:
z2 = zS- z1 (2.8)
z2 = 55 – 18 = 37.
9. Определяем число зубьев всех шестерен. Для обеспечения параллельности валов, необходимо выполнение следующего условия: суммы чисел зубьев каждой пары шестерен должны быть равны (при условии, что у всех шестерен одинаковые модули и углы наклона зубьев), т. е.
, (2.9)
где 
- число зубьев рассматриваемой шестерни.
Определяем передаточное число любой сменной пары:
. (2.10)
= 3,382.
10. Определяем число зубьев шестерен zi:
(2.11)
= 12,551 » 13.
z i +1 = zS- z i (2.12)
z7 = 55 – 13 = 42.
11. Уточняем межосевое расстояние между валами коробки передач :
, (2.13)
= 125,399 мм.
12. Определяем диаметр делительной окружности шестерни (рис. 2.2)
. (2.14)
= 91,199 мм.
По полученным значениям модуля зубьев определяем размеры шестерен.
Рис. 2.2. Расчетная схема зубчатого колеса
13. Определяем высоту головки зуба (рис. 2.2):
, (2.15)
= 4 мм.
14. Определяем высоту ножки зуба (рис. 2.2):
, (2.16)
=1,25×4 = 5 мм.
15. Определяем наружный диаметр шестерни (рис. 2.2):
, (2.17)
= 91,199 + 2×4 = 99,199 мм.
16. Определяем диаметр шестерен по впадинам (рис. 2.2):
, (2.18)
= 91,199 – 2,5×4 = 81,199 мм.
17. Проверяем прочность шестерен по контактным напряжениям:
прямозубых передач
(2.19)
косозубых передач
, (2.20)
где 
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и не равномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца.
, (2.21)
где 
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для прямозубых колес принимают =1; для косозубых колес в зависимости от окружной скорости и степени точности =1,0÷1,15, принимаем = 1,1;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения по ширине венца, = 1,0÷1,45, принимаем = 1,2.
- динамический коэффициент, = 1,0÷1,1. Принимаем = 1.
=1,1·1,2·1,1 = 1,5.
Значения 
не должны превышать:
у прямозубых шестерен 1500÷3000 МПа;
у косозубых шестерен 1000÷2500 МПа.
= 444,577 МПа 
.
18. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
(2.22)
где 
- условное окружное усилие, Н
, (2.23)
= 8835 Н.
- коэффициент нагрузки, учитывающий соответственно распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения по длине контактной линии, динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, = 1,5 ¸ 2,4, принимаем = 1,7;
- коэффициент формы зуба, находят из таблицы 2.1, исходя из приведенного числа зубьев, принимаем = 0,106;
- коэффициент, учитывающий изменения плеча действия нагрузки по линии контакта косозубого колеса.
Таблица 2.1 – Коэффициент формы зуба
| Z | Z  15
| ||||||||
|
| 0,1 | 0,101 | 0,102 | 0,104 | 0,105 | 0,106 | 0.108 | 0,110 | 0,112 |
| Z | |||||||||
|
| 0,117 | 0,120 | 0,123 | 0,128 | 0,131 | 0,143 | 0,145 | 0,146 | 0,147 |
Коэффициент, учитывающий изменения плеча действия нагрузки по линии контакта косозубого колеса
, (2.24)
= 0,8.
» 10699,375 Па .
19. По полученным значениям определяем ориентировочные габаритные размеры коробки передач по высоте и длине (принимая одинаковую ширину всех шестерён, ориентировочные размеры включающих устройств, необходимые зазоры и толщину стенок картера).