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第一章 基本数据选择 1.1设计初始数据：（方案二） 学号：26； 最高车速：=110-26=84Km/h； 发动机功率：=66-26/2=53KW； 转矩：=210-26×3/2=171Nm； 总质量：ma=4100-26×2=4048Kg； 转矩转速：nT=2100r/min； 车轮：R16（选205/55R16） ； r≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm。 变速器各挡传动比的确定 初选传动比： 设五挡为直接挡，则=1 = 0.377 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 / =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min 取=3500r/min =9549× （式中=1.1～1.3，取=1.2） 所以，=9549×=3255.6～3847.5r/min =0.377×=0.377×=4.963 双曲面主减速器，当≤6时，取=90%，?6时，=85%。 轻型商用车在5.0~8.0范围=96%， =×=90%×96%=86.4% 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 （1.1） 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （1.2） 即， 式中：G—作用在汽车上的重力，，—汽车质量，—重力加速度，=4840×9.8=47432N； —发动机最大转矩，=171N.m； —主减速器传动比，=4.963； —传动系效率，=86.4%； —车轮半径，=0.316m； —滚动阻力系数，对于货车取=0.02； —爬坡度，取=16.7° =5.24 ②满足附着条件。 ·φ 在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即≤=7.692 由①②得5.24≤≤7.692； 又因为轻型商用车=5.0~8.0； 所以，取=6.0 。 其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： 式中：—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： ，，， ==1.565 所以其他各挡传动比为： ==3.833，==2.449，==1.565 中心距A 初选中心距时，可根据下述经验公式 （1.3） 式中：—变速器中心距（mm）； —中心距系数，乘用车：=8.9～9.3，商用车：=8.6～9.6，取9.0 ； —发动机最大转矩（N.m）； —变速器一挡传动比，=6.0 ； —变速器传动效率，取96% ； —发动机最大转矩，=171N.m 。 则， = =85.567～95.516（mm） 初选中心距=90mm。 齿轮参数 1、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：乘用车和总质量在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 表1.2.1　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 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 /mm 2.25～2.75 .75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 mm。 2、压力角 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°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°。3、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°，其余挡斜齿轮螺旋角24°。 4、齿宽 直齿，为齿宽系数，取为4