文档介绍：变速器各挡传动比的确定
初选传动比:
设10挡为直接挡,则
=1
=
式中: —最高车速
—发动机最大功率转速
—车轮半径
—变速器最小传动比
—主减速器传动比
=9549× (转矩适应系数=~)
所以,=9549×=
由上述两两式取=2400 r/min
=×=
双曲面主减速器,当≤6时,取=90%
~,
=96%, =×=90%×96%=%
最大传动比的选择:
①满足最大爬坡度。
根据汽车行驶方程式
汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶,公式简化为
即,
式中:G—作用在汽车上的重力,,—汽车质量,—重力加速度,
—发动机最大转矩,=;
—主减速器传动比,=
—传动系效率,=%;
—车轮半径,=;
—滚动阻力系数,对于货车取=;
—爬坡度,取=°
②满足附着条件。
·φ
在沥青混凝土干路面,φ=~,取φ=
即≤
≤≤;
传动比取=
其他各挡传动比的确定:
按等比级数原则,
式中:—常数,也就是各挡之间的公比;因此,各挡的传动比为:
= =
=,= , =,=,=, = ,=,=,=,=1
齿轮参数
模数
对货车,减小质量比减小噪声更重要,故齿轮应该选用大些的模数;从工艺方面考虑,各挡齿轮应该选用一种模数。
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:~~;~。选取较小的模数值可使齿数增多,有利于换挡。
表1汽车变速器齿轮法向模数
车型
乘用车的发动机排量V/L
货车的最大总质量/t
>V≤
<V≤
<≤
>
模数/mm
~
~
~
~
表2 汽车变速器常用齿轮模数
一系列
二系列
—
根据表1及2,。
压力角
理论上对于乘用车,°、15°、16°、°等小些的压力角;对商用车,°或25°等大些的压力角。
国家规定的标准压力角为20°,所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。
螺旋角
实验证明:随着螺旋角的增大,齿的强度也相应提高。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。斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用到轴承上。设计时,应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡,以减小轴承负荷,提高轴承寿命。因此,中间轴上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。
货车变速器螺旋角:18°~26°
初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24°
齿宽
直齿,为齿宽系数,~,
斜齿,~。
齿顶高系数
在齿轮加工精度提高以后,包括我国在内,。
中心距A
初选中心距时,可根据下述经验公式
因为该变速器为主副箱变速器,需根据主变速器来确定中确定。则:
式中:—变速器中心距(mm);
—中心距系数,多档变速器:=~;
—发动机最大转矩();
—变速器一挡传动比, =;
—变速器传动效率,取96% ;
—发动机最大转矩,= 。
则,
=~
初选中心距=153mm。
轮齿强度计算
轮齿弯曲强度计算
图3 齿形系数图
式中:—弯曲应力(MPa);
—计算载荷();
—应力集中系数,可近似取=;
—摩擦力影响系数,主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同,对弯曲应力的影响也不同;主动齿轮=,从动齿轮=;
—齿宽(mm);
—模数;
—齿形系数,如上图3
当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时,一、