黑龙江工程学院本科生毕业设计
式中：
Temax——发动机最大扭矩（N·
m）；
Pemax——发动机最大功率（Kw）； np——发动机最大功率转速（r/min）
?——转矩适应系数?=1.1～1.3
n p (3.3)
?1.4～2.0nT
式中： nT——发动机最大扭矩转速
已知：最高车速uamax=vamax=95 km/h；最高档为直接档，传动比ig5=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格7.50—16得到r=0.41(m)；发动机最大扭矩转速nT=2000 (r/min)；转矩适应系数?=1.1～1.3；由公式（3.2）和（3.3）得到发动机最大功率转速（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比： np=4000 (r/min)发动机转速n=np=4000
3.1.3 变速器一档传动比的确定
在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑来确定。
汽车行驶方程式
Temaxigi0?TrCDA2duua?Gi??m21.15dti0?0.377nr0.41?4000?0.377??6.508igua95?1?Gf?(3.4)
汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：
Temaxig1i0?Tmax r ? mg ? f cos ? max ? sin ? max ? ? mg ? (3.5)
r
一般货车的最大爬坡度约为30%，即?max=16.7°则由最大爬坡度要求的变速器1
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挡传动比为：
mg(fcos?max?sin?max)rrig1? T i ? (3.6)
emax0T
式中：m——汽车总质量，m?55000Kg；
； g——重力加速度，g?9.8m/s2
f——道路附着系数，f?0.02；
rr——驱动车轮的滚动半径，rr?0.41m；
Temax——发动机最大转矩，Temax?245N·m i0——主减速比，i0?6.508；
?T——汽车传动系的传动效率，?T?0.96。
将各数据代入式(3.6)中得：
ig1?mg(fcos?max?sin?max)rrTemaxi0?T55000?9.8?(0.02?cos16.7??sin16.7?)?0.41?245?6.508?0.96?5.313根据驱动车轮与路面的附着条件：
Temaxig1i0?Trr?G2?(3.7)
可求得变速器一档传动比为：
G2?rr (3.8) ig1? T emaxi0?T式中：G2——汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，因为货车4×2
后轮双胎满载时后轴的轴荷分配范围为60%～68%[4]，所以G2=5500×9.8×65％=35035N
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?——道路的附着系数，计算时取??0.5～0.6；
其他参数同式(3.6)。 将各数据代入式(3.8)得：
ig1??G2?rrTemaxi0?T35035?9.8?0.6?0.41245?6.508?0.96?6.006通过以上计算可得到5.313＜ig1＜6.006，国产汽车中，轿车变速器传动比变化范围是3～4，中、轻型货车约为5～6，其他货车在7以上。所以在本设计中，取ig1?5.625。 3.1.4变速器各档传动比的确定
变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数,故相邻档位传动比比值就是几何级数的公比；但是实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。
此变速器的最高档为直接档，其传动比为1.0，一档传动比初选为5.625中间各档的传动比按理论公式q?n?1ig1ign （其中n为档位数）求得公比。
因为q?n?1
ig1ig5?45.625?1.54，所以： 1ig2?ig1q?5.6251.54?3.653ig3?ig1q2?5.6251.542?2.372ig4?ig1q3?5.6251.543?1.543.2变速器中心距的确定
对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A；对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴线之间的距离称之为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳
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体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。
中间轴式变速器的中心距A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为：
A ? K A 3 T e max i g 1? (3.9) g式中：KA——中心距系数，乘用车：K A ? 8 . ，商用车： A ? 8 . 6～ 9～9 .3K9 .6Temax——发动机的最大转矩(N·m)； ig1——变速器一挡传动比；
?g——变速器的传动效率，取96%；
将各数代入式(3.9)中得
A?KA3Temaxig1?g ? 8 . 6 ~ 9.63245?5.625?0.96?95~105mm
也可以由发动机最大转矩按下式直接求出：
A?KAc3Temax(3.10)
式中：KAc——按发动机最大转矩Temax直接求A时的中心距系数，对乘用车取
14.5～16.0；对商用车取17.0～19.5
将各数代入式(3.10)中得
A?KAc3Temax?17.0~19.53245?106~122mm综上所述，初选中心距A=110mm。
3.3变速器的外形尺寸
变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸，其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参照下列关系式初选。
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商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档 （2.2～2.7）A 五档 （2.7～3.0）A 六档 （3.2～3.5）A
此变速器为五档，故外形尺寸为（2.7～3.0）A=291～330mm。
3.4变速器的齿轮参数的确定
3.4.1齿轮齿数
确定变速器齿轮齿数时，应考虑：
1．尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求；
2．最少齿数不应产生根切。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且齿根圆直径应大于中间轴直径；
3．互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这点； 4．齿数多，可降低齿轮传动的躁声。 3.4.2齿轮模数
齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。
根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m与弯曲应力?w之间有如下关系：
直齿轮模数
2TjK?Kf m?3?zKy? c w (3.11)
式中 Tj——计算载荷，N·mm；
K?——应力集中系数，直齿齿轮取1.65；
Kf——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； z——齿轮齿数；
Kc——齿宽系数，直齿齿轮取4.4～7.0；
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