i
T1T×ivη1η255×28×096×09914636Nm
T2T1×1
2ZZη3η414636×2×098×09727826Nm
fT3T2×910ZZη4η327826×939×097×098114623NmⅡ档
378660711106π7897rmi
23910
ZZ34220rmi
1
2×3457018302034256ZZrmi
T1T×ivη1η214636NmT2T1×56ZZ24393NmT3T2×9
10ZZη4η3121490NmⅢ档
378660106635π24028rmi
2
3910
ZZ104121rmi
12110413117278
ZZ57099rmi
T1T×ivη1η214636NmT2T1×78ZZ8026NmT3T2×9
10ZZη4η333062Nm倒档
37866010694π3307rmi
23910
ZZ14332rmi
f
r
2
×

16
20
30
143
1
4
Z
Z
17915rmi
T1T×i
v
η
1
η
2
14636Nm
TrT
1
×
4
1
Z
Z
11709Nm
T2T
r
×
1
4
Z
Z
η
4
η
3
13913Nm
T3T
2
×
9
10
Z
Z
60290Nm
221齿轮参数的确定
2211模数m的确定
决定齿轮模数的因素很多其中最重要的是齿轮的强度、传动噪声和质量。减少模数增加齿宽会使噪声降低反之则能减轻变速器的质量。降低噪声对轿车有很大的意义减轻质量对货车比较重要农用三轮车的设计要综合考虑噪声。直齿轮模数m与弯曲应力бw之间有如下关系
m3
2
w
s
c
f
g
Y
K
K
K
K
T
σ
π
σ
21
斜齿轮法面模数m与弯曲应力бw之间有如下关系
m3
Y
K
ZK
cos
2
w
s
cб
π
β
g
T
22
式中Tg计算载荷Tg为Nm
Kf摩擦力的影响系数主动齿轮和被动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同对弯曲应力影响也不同主动齿轮Kf11被动齿轮Kf09
K
б应力集中系数直齿轮K
б
165斜齿轮K
б
15
Z齿轮齿数y齿形系数
б
w弯曲应力б
w
单位为Nmm当Tg取作发动机最大转矩时一档、倒档直齿轮б
w
400850Nmm货车可取下限对货车长啮合齿轮和高档齿轮其值为100250Nmm对轿车为180350Nmm
β斜齿轮螺旋角K
c齿宽系数K
s
重合度系数Ks2。
f现代汽车变速器一般是高档齿轮用一种模数一档及倒档齿轮用另一种模数其它各档齿轮在二者之间。由上述公试初取一档、倒档齿轮的模数m4初取值后要查表优先取标准值。
2212压力角
变速器齿轮普遍采用的压力角为20°对同一变速器往往低档齿轮用大压力角高档齿轮用小压力角。
2213齿轮螺旋角β
为减少工作噪声和提高强度汽车变速器齿轮多数用斜齿轮只有倒档和货车的一档齿轮才用直齿齿轮。此处行星轮中用到斜齿齿轮β17°斜齿轮β围为10°35°例外选取β时应力中间轴上的轴向力平衡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造成的中心距不等现象得以消除。
2214齿宽
齿宽应满足既能减轻变速器质量同时又能保证齿轮工作平稳的要求。通r