np —发动机最大功率转速
r —车轮半径
igmin —变速器最小传动比
i 0 —主减速器传动比
Temax=9550×?Pemax （转矩适应系数?=1.1～1.3，取?=1.3） （4.2）
np综上两式，得： 主减速器比i0=4.49 1、满足最大爬坡度
根据汽车行驶方程式：
Temaxigi0?T?Gf?CDA2duua?Gi??m21.15dt
r汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为：
Temaxigi0?T?Gfcos ??Gsin?
r
ig1? 即：
Gr?fcos??sin?? （4.3） Temaxi0?T式中：G—作用在汽车上的重力，G?mg，m—汽车质量，g—重力加速度， G=mg=16000×9.8=1568000N
Temax—发动机最大转矩，Temax=1000N.m； i0—主减速器传动比，i0=4.49 ?T—传动系效率，?T=85%； r—车轮半径，r=0.508m；
f—滚动阻力系数，对于货车取f=0.02； ?—爬坡度，取?=16.7° 将个参数带入，得：
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ig1?16000?9.8?（0.02?cos16.7??sin16.7?）?0.508?6.391000?4.49?0.85
2、满足附着条件
根据驱动车轮与路面附着条件：
Temaxig1i0?Tr?G2·φ
式中：G2—汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷
G2=m2g=65%mg=101920N
φ—道路附着系数，在沥青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.7 将各参数带入，得：
101920?0.7?0.508?9.49
1000?4.49?0.85ig1?6.39?ig1?9.49
取ig1=9.39
其他各档传动比的确定：
一般汽车各档传动比大致符合如下关系：
ig1ig2ig3ig4ig5ig6??????qig2ig3ig4ig5ig6ig7
式中：q—常数，也就是各档之间的公比，q?6ig1?1.45
ig1?q6，ig2?q5，ig3?q4，ig4?q3，ig5?q2，ig6?q，ig7?1
所以其余各档的传动比为：
ig2?6.41,ig3?4.42,ig4?3.05,ig5?2.10,ig6?1.45,ig7?1
3.5中心距A
初选中心距时，可根据下述经验公式
A?KA3Temaxig1?g （4.4）
式中：A—变速器中心距（mm）；
KA—中心距系数，乘用车：KA?8.9~9.3，商用车：KA?8.6~9.6, 多挡变速器： KA?9.5~11.0，取KA?9.5；
Temax—发动机最大转矩（N.m）；
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ig1—变速器一挡传动比； 则，
A?KA3Temaxig7?g=9.5?31000?9.39?0.96?197.71mm
初选中心距A=198mm。
?g—变速器传动效率，取96%。
3.6齿轮参数
3.6.1 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ma在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量ma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3.2 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）
乘用车的发动机排量V/L 车型 1.0＞V≤1.6 模数mn/mm 2.25～2.75 1.6＜V≤2.5 2.75～3.00 6.0＜ma≤14.0 3.50～4.50 货车的最大总质量ma/t ma＞14.0 4.50～6.00 设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表4.1）并满足强度要求。
表3.3 汽车变速器常用齿轮模数
一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 —
根据表3.2及3.3，齿轮的模数定为5.50mm，啮合套和同步器的模数定为4.00mm。 3.6.2 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°
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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。啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。 3.6.3 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22°。 3.6.4 齿宽b
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮的模数来选定齿宽：
直齿b?kcm，kc为齿宽系数，取为4.5～8.0， 斜齿b?kcmn，kc取为6.0～8.5。
采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。 3.6.5 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1.00。
3.7各挡齿轮齿数的分配
如图3.1所示为主变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。
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图3.1 齿轮传动方案
3.7.1 确定一挡齿轮的齿数
一挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角?13?14?24°： 一挡传动比为ig1?z2z13 （3.1） z1z14为了求z13、z14的齿数，先求其齿数和zh，
2A m2Acos? 斜齿：zh?
mn2Acos?2?198?cos24°??66.77，取整，得：zh?66 zh?mn5.5 直齿：zh?货车中间轴上一挡齿轮的齿数可在12~17之间选用，取z14?17，
z13?zh?z14=66-17=49
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