文档介绍：基于GPS与加速计测量车速系统设计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=***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×==2400r/min=×=,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=≤≤≤;传动比取=: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/>V≤<V≤<≤>~~~~ —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,=~=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、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400~850MPa,货车可取下限,承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮弯曲应力式中:—计算载荷(N·mm);—法向模数(mm);—齿数;—斜齿轮螺旋角(°);—应力集中系数,=;—齿形系数,可按当量齿数在图中查得;—齿宽系数=—重合度影响系数,=。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时,对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮,许用应力在180~350MPa范围,对货车为100~250MPa。计算常啮合齿轮1,2的弯曲应力=24,=32,=