变速器设计步骤Word格式.docx
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与中间轴式变速器比较,两轴式变速器有结构简单,轮廓尺寸小,布置方便,中间挡位传动效率高和噪声低等优点。
因两轴式变速器不能设置直接挡,所以在高档工作时齿轮和轴承均承载,不仅工作噪声增大,且易损坏。
此外,受结构限制,两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。
图3-1示出用在发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。
其特点是:
变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体,发动机纵置时,主减速器采用弧齿锥齿轮或双曲面齿轮,发动机横置时则采用圆柱齿轮;
多数方案的倒档传动常用滑动齿轮,其他挡位均用常啮合齿轮传动。
图3-1F中的倒挡齿轮为常啮合齿轮,并用同步器换挡;
同步器多数装在输出轴上,这是因为一挡主动齿轮尺寸小,同步器装在输入轴上有困难,而高档同步器可以装在输入轴的后端,见图3-1D,E;
图3-1D所示方案的变速器有辅助支承用来提高轴的刚度,减少齿轮磨损和降低工作噪声。
图3-1F所示方案为五挡全同步器式变速器,以此为基础,只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代,即可改变为四挡变速器,从而形成一个系列产品。
a)b)*)e)f3-L两釉或变速圈确两釉或变速圈确图3-2,图3-3,图3-4分别示出了几种中间轴式四,五,六挡变速器传动方案。
它们的共同特点是:
变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上,经啮合套将它们连接得到直接挡。
使用直接挡,变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载,发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出,此时变速器的传动效率高,可达90%以上,噪声低,齿轮和轴承的磨损减少。
因为直接挡的利用率高于其它挡位,因而提高了变速器的使用寿命;
在其它前进挡位工作时,变速器传递的动力需要经过设置在第一轴,中间轴和第二轴上的两对齿轮传递,因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离(中心距)不大的条件下,一挡仍然有较大的传动比;
挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,挡位低的齿轮(一挡)可以采用或不采用常啮合齿轮传动;
多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构,均采用同步器或啮合套换挡,少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡,还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。
再除直接挡以外的其他挡位工作时,中间轴式变速器的传动效率略有降低,这是它的缺点。
在挡换挡方式和到档传动方案上数相同的条件下,各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数,有差别。
b)町町3-2巾(用躺式四丹变速巾(用躺式四丹变速如图3-2中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别:
图3-2A,B所示方案有四对常啮合齿轮,倒挡用直齿滑动齿轮换挡;
图3-2C所示传动方案的二,三,四挡用常啮合齿轮传动,而一,倒挡用直齿滑动齿轮换挡。
图3-3A所示方案,除一,倒挡用直齿滑动齿轮换挡外,其余各挡为常啮合齿轮传动。
图3-3B,C,D所示方案的各前进挡,均用常啮合齿轮传动;
图3-3D所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内,这样布置除可以提高轴的刚度,减少齿轮磨损和降低工作噪声外,还可以在不需要超速挡的条件下,很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。
图3-4A所示方案中的一挡,倒挡和图3-4B所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡,其余各挡均用常啮合齿轮。
图3-3中间轴丈五把变透器传功方案a)馬馬3-4中间轴式六拦变速器传动方案中间轴式六拦变速器传动方案以上各种方案中,凡采用常啮合齿轮传动的挡位,其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。
同一变速器中,有的挡位用同步器换挡,有的挡位用啮合套换挡,那么一定是挡位高的用同步器换挡,挡位低的用啮合套换挡。
发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器,为缩短传动轴长度,可将变速器后端加长,如图3-2A,B所示。
伸长后的第二轴有时装在三个支承上,其最后一个支承位于加长的附加壳体上。
如果在附加壳体内,布置倒挡传动齿轮和换挡机构,还能减少变速器主体部分的外形尺寸。
变速器用图3-3C所示的多支承结构方案,能提高轴的刚度。
这时,如用在轴平面上可分开的壳体,就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。
图3-3C所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态,同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里,而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。
与前进挡位比较,倒挡使用率不高,而且都是在停车状态下实现换倒挡,故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。
为实现倒挡传动,有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中,加入一个中间传动齿轮的方案,见图3-1A,B,C和图3-2A,B等;
也有利用两个联体齿轮方案的,见图3-2C和图3-3A,B等。
前者虽然结构简单,但是中间传动齿轮的轮齿,是在最不利的正,负交替对称变化的弯曲应力状态下工作,而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作,并使倒挡传动比略有增加。
aj1d)X用用3图3-5为常见的倒挡布置方案。
图3-5B所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮,因而缩短了中间轴的长度。
但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难。
图3-5C所示方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。
图3-5D所示方案针对前者的缺点做了修改,因而取代了图3-5C所示方案。
图3-5E所示方案是将中间轴上的一,倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。
图3-5F所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮,换挡更为轻便。
为了充分利用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车倒挡传动采用图3-5G所示方案。
其缺点是一,倒挡须各用一根变速器拨叉轴,致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力,所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡,都应当布置在在靠近轴的支承处,以减少轴的变形,保证齿轮重合度下降不多,然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮,这样做既能使轴有足够大的刚性,又能保证容易装配。
倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近,但因为使用倒挡的时间非常短,从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处,如图3-2B,图3-3B,图3-4A等所示,然后再布置倒挡。
此时在倒挡工作时,齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加,与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。
倒挡设置在变速器的左侧或右侧在结构上均能实现,不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。
为防止意外挂入倒挡,一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力,用来提醒驾驶员注意。
从这一点来考虑,图3-6A,B的换挡方案比图3-6C更合理。
图3-6C所示方案在挂一挡时也需克服用来防止误挂倒挡所产生的力,这对换挡技术不熟练的驾驶员是不利的。
除此以外,倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响,见图3-7。
经常使用的挡位,其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。
将高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理,在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小,齿轮保持较好的啮合状态,偏载减少能提高齿轮寿命。
某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。
使用传动比小于1(为0.70.8)的超速挡,能够充分地利用发动机功率,使汽车行驶1KM所需发动机曲轴的总转速降低,因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。
但是与直接挡比较,使用超速挡会使传动效率降低,噪声增大。
机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关,包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数,每分钟转速,传递的功率,润滑系统的有效性,齿轮和壳体等零件的制造精度等。
图3-8为发动机纵置时两轴式变速器结构图。
其特点是高挡同步器布置在输入轴上,而低档同步器北部制在输出轴上。
为提高轴的刚度,增加了中间支承。
图图3R发动机纵宣时克发动机纵宣时克图5-5为发动机横置时两轴式四挡变速器的结构图。
图中输入轴上的全部齿轮与轴制成一体。
因主减速器齿轮为斜齿圆柱齿轮,变速器壳体与主减速器壳体连为一体并相通,可用同一种润滑油来润滑齿轮。
2.零,部件结构方案分析1.齿轮形式与直齿圆柱齿轮比较,斜齿圆柱齿轮有使用寿命长,工作时噪声低等优点;
缺点是制造时稍复杂,工作时有轴向力。
变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮,尽管这样会使常啮合齿轮数增加,并导致变速器的转动惯量增大。
直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。
2.换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮,啮合套和同步器换挡三种形式。
汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度,因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡,会在轮齿端面产生冲击,并伴随有噪声。
这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏,同时使驾驶员精神紧张,而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。
只有驾驶员用熟练的操作技术(如两脚离合器),时齿轮换挡时无冲击,才能克服上述缺点。
但是该瞬间驾驶员注意力被分散,会影响行驶安全性。
因此,尽管这种换挡方式结构简单,但除一挡,倒挡外已很少使用。
由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态,所以可用移动啮合套换挡。
这时,因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。
而轮齿又不参与换挡,它们都不会过早损坏,但不能消除换挡冲击,所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。
此外,因增设了啮合套和常啮合齿轮,使变速器旋转部分的总惯性矩增大。
因此,目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。
这是因为重型货车挡位间的公比较小,则换挡机构连件之间的角速度差也小,因此采用啮合套换挡,并且还能降低制造成本及减小变速器长度。
使用同步器或啮合套换挡,其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。
在滑动齿轮特别宽的情况下,这种差别就更为明显。
为了操纵方便,换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。
自动脱档是变速器的主要故障之一。
为解决这个问题,除工艺上采取措施外,目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种:
1)将两接合齿的啮合位置错开,见图3-9。
这样在啮合时,使接合齿端部超过被接合齿约13MM。
使用中接触部分挤压和磨损,因而在接合齿端部形成凸肩,用来阻止接合齿自动脱档。
2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下0.30.6mm),这样,换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住,从而减少自动脱档,见图3-10。
3)将接合齿的工作面加工成斜面,形成倒锥角(一般倾斜23),使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力,见图3-11。
这种方案比较有效,应用较多。
3变速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承,球轴承,滚针轴承,圆锥滚子轴承,滑动轴套等。
至于何处应当采用何种轴承,是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。
汽车变速器结构紧凑,尺寸小,采用尺寸大些的轴承结构受限制,常在布置上有困难。
如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中,内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承,若空间不足则采用滚针轴承。
变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里,因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。
作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力,经第一轴后部轴承传给变速器壳体,此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。
第二轴后端常采用球轴承,以轴向力和径向力。
中间轴上齿轮工作时产生的轴向力,原则上由前或后轴承来承受都可以;
但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候,必须由后端轴承承受轴向力,前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。
变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小,宽度较宽因而容量大,可承受高负荷等优点,但也有需要调整预紧,装配麻烦,磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点,所以不适用于线膨胀系数较大的铝合金壳体。
变速器第一轴,第二轴的后部轴承以及中间轴前,后轴承,按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。
轴承的直径根据变速器中心距确定,并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm,下限适用于轻型车和轿车。
滚针轴承,滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接,并要求两者有相对运动的地方。
滚针轴承有滚动摩擦损失小,传动效率高,径向配合间隙小,定位及运转精度高,有利于齿轮啮合等优点。
滑动轴套的径向配合间隙大,易磨损,间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。
滑动轴套的优点是制造容易,成本低。
第三节变速器主要参数的选择档数增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。
档数越多,变速器的结构越复杂,并且是尺寸轮廓和质量加大。
同时操纵机构复杂,而且在使用时换档频率也增高。
在最低档传动比不变的条件下,增加变速器的当属会是变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小,是换档工作容易进行。
要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换档工作越容易进行。
要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。
近年来为了降低油耗,变速器的档数有增加的趋势。
目前轿车一般用45个档位,级别高的轿车变速器多用5个档,货车变速器采用45个档位或多档。
装载质量在23.5T的货车采用5档变速器,装载质量在48T的货车采用6档变速器。
多档变速器多用于重型货车和越野车。
转动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。
转动比范围的确定与选定的发动机参数,汽车的最高车速和使用条件等因素有关。
目前轿车的传动比范围在34之间,轻型货车在56之间,其他货车则更大。
3.中心距A对中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距其大小不仅对变速器的外形尺寸,体积和质量大小,而且对轮齿的接触强度有影响。
中心距越小,齿轮的接触应力大,齿轮寿命短。
最小允许中心距当有保证齿轮有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方便和不影响壳体的强度考虑,要求中心距取大些。
此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制,要求中心距也要大些。
emaxi1ng式中,A为中心距(MM);
Ka为中心距系数,轿车:
Ka=8.99.3,货车:
8.69.6,多档变速器:
9.511.0;
Temax为发动机最大转矩(N.M);
11为变速器一档传动比;
ng为变速器传动效率0.96。
轿车变速器的中心距在6580mm变化范围,货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。
原则上总质量小的汽车中心距小。
4.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档机构的布置初步确轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。
货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关:
四档2.22.7A五档2.73.0A六档3.23.5A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时,中心距系数K应取给出系数的上限。
为检测方便,A取整。
5.轴的直径变速器工作时轴除传递转矩外,还承受来自齿轮作用的径向力,如果是斜齿轮还有轴向力。
在这些力的作用下,变速器的轴必须有足够的刚度和强度。
轴的刚度不足会产生弯曲变形,破坏齿轮的正确啮合,对齿轮的强度和耐磨性产生影响,增加工作噪声。
中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A,轴的最大直径D和支撑间距离L的比值,对中间轴,D/L=0.160.18,对第二轴,D/L=0.180.21。
第一轴花健部分直径D(MM)可按下式初选d=K3Temax式中K为经验系数,K=4.04.6,Temax为发动机最大转矩(Mm)6.齿轮参数1.模数的选取遵循的一般原则:
为了减少噪声应合理减少模数,增加尺宽;
为使质量小,增加数,同时减少尺宽;
从工艺方面考虑,各档齿轮应选用同一种模数,而从强度方面考虑,各档齿数应有不同的模数。
减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义,因此齿轮的模数应选小;
对货车,减小质量比噪声更重要,故齿轮应选大些的模数。
低档齿轮应选大些的模数,其他档位选另一种模数。
少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。
由于工艺上的原应,同一变速器的接合齿模数相同。
选取较小的模数值可使齿数增多,有利换档。
2.压力角压力角较小时,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。
3.螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。
选斜齿轮的螺旋角,要注意他对齿轮工作噪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。
斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用到轴承上。
设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡,以减少轴承负荷,提高轴承寿命。
因此,中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。
为使工艺简便,在中间轴轴向力不大时,可将螺旋角设计成一样的,或者仅取为两种螺旋角。
中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋,则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。
轴向力经轴承盖作用到壳体上。
一挡和倒挡设计为直齿时,在这些挡位上工作,中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些挡位使用得少,所以也是允许的),而此时第二轴则没有轴向力作用。
根据图312可知,欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡,须满足下述条件Fai*nitanFa2=Fn2tan:
2由于T=FniA=Fn22,为使两轴向力平衡,必须满足tan_r1tan:
2r2式中,Fai,Fa2为轴向力,Fm,F.2为圆周力1,2为节圆半径;
T为中间轴传递的转矩。
K312中罔軸榊向力朗平痢最后可用调整螺旋角的方法,使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。
斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用:
轿车变速器:
两轴式变速器为2030中间轴式变速器为2234货车变速器:
18344.齿宽b应注意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均有影响。
考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸,应该选用较小的齿宽。
减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱,还会使工作应力增加。
使用宽些的齿宽,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并在齿宽方向磨损不均匀。
通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。
直齿:
b=Kcm,Kc为齿宽系数,取为4.58.0斜齿:
b=Kcmn,Kc取6.08.5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。
5.变位系数的选择原则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,有避免了其缺点。
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剂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。
总变位系数越小,一对齿轮齿更总厚度越薄,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。
更据上述理由,为降低噪声,对于变速器中除去一,二档和倒档以外的其他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。
7.各档齿轮齿数的分配在初选中心距,齿轮模数和螺旋角以后,可更据变速器的档数,传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。
四档变速器为例,说明分配齿数的方法。
尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数。
W3-23叫咼宓產器传别方塞叫咼宓產器传别方塞1.确定一档齿轮的齿数一档传动比i1=(z2z7)/(z1z8)如果z7z8齿数确定了,则z2与z1的传动比可求出。
为了求z7z8的齿数,先求其齿数和Zh直齿Zh=2A/m斜齿Zh=2Acosb/Mn计算后取整,然后进行大小齿轮齿数的分配。
中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取小些,以便使z7/z8的传动比大些,在i1已定的情况下,z2/z1的传动比可分配小些,使第一轴常啮合齿轮的齿数多些,以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。
考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性,该齿轮齿数又不宜取多。
中间轴上小齿轮的最少齿数,还受中间轴轴经尺寸的限制,即受刚度的限制。
在选定时,对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。
轿车中间轴式变速器一档传动比i1=3.53.8时,中间轴上一档齿轮数可在1517间取,货车灾217间取。
2对中心距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zh和齿轮变位系数新计算中心距,在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。
3确定常啮合传动齿轮副的齿数求出传动比z2/z1=i1z8/z7而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等,即A=mn(z1+z2)/2cosb解方程式(3-3)和式(3-4)求z1与z2,求出的z1,z2都应取整数;
然后核算一档传动比与原传动比相差多少,如相差较大,只要调整一下齿数即可;
最后根据所确定的齿数,按式(3-4)算出精确的螺旋角值。
确定其他各档的齿数若二
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