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 min gi =1 max aU = 0 minii rn g p式中: max aU —最高车速 pn —发动机最大功率转速 r —车轮半径 min gi —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比 max eT =9549 × p en P max ?(转矩适应系数?= ~ ) 所以, pn =9549 ×171 191 ?= 由上述两两式取 pn =2400 r/min 0i = × max min ag pui rn = 双曲面主减速器,当 0i ≤6时,取?=90% 1gi ~ 范围, g?=96% , T?=?× T?=90% ×96%=% 最大传动比 1gi 的选择: ①满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式 dt du m Gi u AC Gf r iiT a D Tg?????? 2 0 emax15 .21 汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶,公式简化为??? sin cos 0 emaxG Gf r iiT Tg??即,?? Te giT f Gr i??? 0 max 1 sin cos ??式中:G—作用在汽车上的重力, mg G?,m —汽车质量,g —重力加速度, max eT —发动机最大转矩, max eT =1025 ; 0i —主减速器传动比, 0i = T?—传动系效率, T?=% ; r —车轮半径, r = ;f —滚动阻力系数,对于货车取 f =0. 02; ?—爬坡度,取?= ° 计算得? 1gi ②满足附着条件。?r iiT Tg? 01 emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面, φ= ~ ,取φ= 即 1gi ≤ ≤ 1gi ≤ ; 传动比取 1gi = 其他各挡传动比的确定: 按等比级数原则, 式中: q —常数,也就是各挡之间的公比;因此,各挡的传动比为: 1n1 ?? giq = 9 45 .7 = 1gi = , 2gi = , 3gi = , 4gi = , 5gi = , 6gi = , 7gi = , 8gi = , 9gi = , 10 gi =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:乘用车和总质量 am ~ ~ ;总质量 am 大于 的货车为 ~ 。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 am /t >V≤ <V≤ <am ≤ am > 模数 nm /mm ~ 2 .75 ~ ~ ~ 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 ,齿轮的模数定为 mm。压力角?理论上对于乘用车,为加大重合度降低噪声应取用 °、15°、16°、 ° 等小些的压力角;对商用车,为提高齿轮承载能力应选用 °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 b 直齿 mkb c?, ck 为齿宽系数,取为 ~ , 斜齿 ncmkb?, ck 取为 ~ 。齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后,包括我国在内,规定齿顶高系数取为