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重型卡车变速器设计与计算过程案例综述
1.1变速器主要参数的选择
本次设计的重型汽车（J6L）的技术参数如下表所示：
表1.1一汽解放J6L重型汽车参数
发动机功率上限
139（kw）
功率时转速上限
2300（r/min）
发动机转矩上限
720（N·m）
主减速器速比
4.875
总质量
15.685t
最高车速
96（km/h）
1.1.1传动比范围
变速器传动比定义是最高值与最低值两者的比。最高传动比一般指直接档位，即动力由输入轴通过齿数相同的齿轮直接传递到输出轴，此时传动比为1。相对于最高传动比的固定，最低传动比的设计较为复杂，要综合考虑各方面，如汽车设计之初要求所具有的爬坡能力、车轮与地面间的摩擦力、发动机的最大转矩等因素。
1.1.2变速器各挡传动比的确定
（1）主减速比的确定
发动机输出转速与汽车车轮实际转速的关系如公式（3·1）所示：
=（3·1）
——汽车速度（km/h）；
——传动比；
——车轮滚动半径（m）；
——发动机转速（r/min）；
——主减速器传动比。
其中车速上限值==96km/h；最高挡为直接挡，即传动比为1；汽车滚动半径的大小取决于车轮，本次车轮滚动半径=0.53m；发动机转速==2300（r/min）；带入公式（1.1）得主减速器传动比，如公式（3·2）：
==（3·2）
（2）最低挡传动比的确定
如前面1.1.1所述，最低档传动比的确定需要考虑多种因素，本文最低档传动比的设计，选取最大爬坡度作为计算标准，即让汽车通过所要求的最大坡度角αmax时，汽车产生的驱动力大于阻力之和，此时阻力仅包括滚动和上坡时的阻力。具体计算如公式（3·3）所示：
（3·3）
——发动机扭矩的上限值(N·m)；
G——车辆总重量(N)；
f——路况阻力系数
——主减速器传动比；
R ——车轮滚动半径；
——变速器传动比；
——为传动效率（0.85~0.9）；
——最大爬坡角度（一般汽车大约）。
由公式（3·3）得：
（3·4）
已知：m=15.685t；0.015；16.7o；r=0.53m；=720N·m；4.875；g=9.8m/s2；0.85，把以上数据代入公式（3·4）：
≥(39285×9.8×0.015×cos16.7°+39285×9.8×sin16.7°)720×4.875×0.85=11.5（3·5）
满足不产生滑转条件。即汽车爬坡所产生的的驱动力大于所受阻力之和。公式如下：
（3·6）
（3·7）
——车轮法向反力，；
——驱动轮与地面间的附着系数；（沥青路面取0.6~0.8之间）
已知：前轮轴荷23570kg；取0.6，把数据代入（3·7）式：
（3·8）
综上所述，设计汽车变速器的爬行档传动比范围如下：
初选爬行挡传动比为12.5。
1.1.3变速器各挡传动比分配
生活中见到的汽车各种各样，工作环境千差万别，导致汽车具有不同的传动比。传动比的设计与将汽车的动力性能、燃油经济性能息息相关。
汽车档位数量越多，则汽车在低燃油情况下工作的机会越大，油耗相对降低；同时汽车发挥最大功率的机会增加，档位数的增加对于改善汽车的动力性能和降低油耗起到积极的作用。
汽车变速箱内挡与档之间传动比比值按照等级分配如下所示：
（3·9）
（3·10）
（3·18）（3·17
（3·18）
（3·17）
（3·16）
（3·15）
（3·14）
（3·13）
（3·12）
（3·11）
1.1.4中心距A的确定
中心距作为变速器箱内的基本参数，中心距越大，变速器外形尺寸越大，变速器质量相应增大，变速器中齿轮所受疲劳强度较小，故齿轮寿命较强；反之，中心轴长度越小，变速器外形尺寸越小，变速器质量减小，，变速器中齿轮所受疲劳强度较