基于整車匹配的汽車變速器總體設(shè)計及整車動力性計算

1、汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書本科課程設(shè)計說明書題 目：基于整車匹配的汽車變速器 總體設(shè)計及整車動力性計算院 （部）： 機電工程學院專 業(yè)： 車輛工程班 級： 姓 名：學 號： 指導(dǎo)教師： 設(shè)計期限： 2016.06.20-2016.07.06目 錄第1章 前 言11.1本次設(shè)計的目的和意義11.2基于整車匹配的變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展1第2章 總 述32.1設(shè)計題目：基于整車匹配的汽車變速器總體設(shè)計及整車動力性計算32.2設(shè)計資料32.2.1 汽油發(fā)動機外特性擬合公式：32.2.2輕型貨車的有關(guān)數(shù)據(jù)：32.2.3課題分析3第3章 變速器的設(shè)計53.1變速器結(jié)構(gòu)形式的分析與選擇53.1.1變速器傳動機構(gòu)前進

2、擋布置方案的分析與選擇53.1.2變速器傳動機構(gòu)倒擋布置方案的分析與選擇63.1.3換擋機構(gòu)形式的選擇73.1.4變速器軸承73.2變速器基本參數(shù)的確定73.2.1計算發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩73.2.2計算最大傳動比83.2.3計算最高車速和最小傳動比83.2.4計算其他擋位傳動比93.2.5中心距A的確定93.2.6 外形尺寸的確定93.3齒輪參數(shù)的確定103.3.1齒輪模數(shù)103.3.2 齒形、壓力角與螺旋角113.3.3 齒寬123.3.4 齒頂高系數(shù)133.3.5各擋位齒輪齒數(shù)的確定133.4變速器總結(jié)構(gòu)形式圖及傳動路線17第4章 采用VB語言進行整車動力性程序設(shè)計184.1設(shè)計基于整車匹配的

3、動力性計算軟件系統(tǒng)流程圖184.2 編制程序軟件，繪制汽車動力性曲線并分析204.2.1編譯VB程序204.2.2發(fā)動機外特性曲線及分析204.2.3驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖及分析214.2.4汽車功率平衡圖及分析234.2.5功率因數(shù)平衡圖及分析244.2.6加速度倒數(shù)曲線及分析254.2.7汽車爬坡度曲線及分析25第5章 整車的動力性計算275.1計算最高車速275.2計算最大爬坡度275.3計算最大加速度28第6章 設(shè)計小結(jié)29參考文獻31附 錄3259第1章 前 言1.1本次設(shè)計的目的和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展,車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的

4、環(huán)節(jié)之一。盡管近年來，自動變速器和無級變速器技術(shù)迅猛發(fā)展，對長期以來主導(dǎo)市場地位的手動變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動變速器已應(yīng)用了很長一個時期,經(jīng)過反復(fù)改進,制造技術(shù)趨于成熟化，與其它種類變速器相比較，具有以下優(yōu)點：1. 手動變速器技術(shù)已經(jīng)發(fā)展了幾十年，制造技術(shù)更加成熟，長期處于主導(dǎo)變速器市場的地位，各方面技術(shù)經(jīng)過長期市場考驗，通過逐步積累，技術(shù)已經(jīng)相當成熟。2. 手動變速器傳動效率較高，理論上比自動變速器更省油。3. 手動變速器結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝成熟，市場需求大，能夠產(chǎn)生生產(chǎn)規(guī)模效益，生產(chǎn)成本低廉。4. 維修方便，維修成本便宜。5. 可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。  

5、; 在市場經(jīng)濟形勢下.特別是當前國家對汽車變速器產(chǎn)品還拿不出完整規(guī)劃的情況下.尋求引進更先進的汽車變速器,改進現(xiàn)有的變速器,從市場廣度開發(fā)轉(zhuǎn)變?yōu)樯疃乳_發(fā),使產(chǎn)品系列化,通用化,標準化.組織好精益生產(chǎn),降低成本,提高產(chǎn)品質(zhì)量,才能逐步縮短同世界先進技術(shù)水平的差距。 1.2基于整車匹配的變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展各種車輛的用途不同，對變速器的要求也各異，所謂變速器與車輛匹配，即是為滿足一定需要和使用性能的車輛配置一臺水平相當、技術(shù)性合理、與車輛的動力性和經(jīng)濟性相適應(yīng)的、安裝和使用既方便又經(jīng)濟合算的變速器。變速器的高擋和低速擋比、擋位數(shù)和各擋速比是變速器與車輛匹配的主要內(nèi)容。從現(xiàn)代汽車變

6、速器的市場狀況和發(fā)展來看,全世界的各大廠商都對提高AT的性能及研制無級變速器CVT表現(xiàn)積極,汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。然而,因無級變速器技術(shù)難度很大,發(fā)展相對較慢,從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器、電控液力自動變速器、金屬帶鏈式無級變速器、電控機械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數(shù)種, 并具有各自優(yōu)勢,但其中金屬帶式無級變速器前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油在高速運動中,由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會產(chǎn)生油液

7、溫度升高造成功率損失,存在傳動效率低油耗較大的不足,另外還存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點。同時變速器與整車的匹配由于人才技術(shù)的問題，很多小廠商無法做到，生產(chǎn)出的變速器在使用時無法做到很好的與汽車動力性相匹配，使汽車整體性能降低。只有一些有資金和實力的大廠商才能設(shè)計出基于整車匹配的變速器。在這方面還需要我們好好努力才行?？傊?變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一,伴隨著汽車技術(shù)更新?lián)Q代和市場需求，在向?qū)崿F(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應(yīng)對市場要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展,基于整車匹配的汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長。第2

8、章 總 述2.1設(shè)計題目：基于整車匹配的汽車變速器總體設(shè)計及整車動力性計算2.2設(shè)計資料 2.2.1 汽油發(fā)動機外特性擬合公式：Ttq=-19.313+295.27n1000-165.44n10002+40.874n10003-3.8445n10004 （2-1）式中，Ttq為發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速。發(fā)動機最低轉(zhuǎn)速nmin=600r/min, 最高轉(zhuǎn)速nmax=4000r/min。2.2.2輕型貨車的有關(guān)數(shù)據(jù)： 裝載質(zhì)量 2000kg 整車裝備質(zhì)量 1800kg 總質(zhì)量 3800kg 車輪半徑 0.367m 傳動系機械效率 T=0.85 空氣阻力系數(shù)´迎風面積=2.77m2 滾動

9、阻力系數(shù) f=0.013 飛輪轉(zhuǎn)動慣量 If=0.218kgm2兩前輪的轉(zhuǎn)動慣量 I1=1.798kgm2四后輪的轉(zhuǎn)動慣量 I2=3.598kgm2 主減速器傳動比 i0=5.83 軸距 L=3.2m 質(zhì)心至前軸距離（滿載）a=1.947m 質(zhì)心高 0.9m 變速器的擋位為五擋2.2.3課題分析 汽車變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵總成，其主要的功能是改變發(fā)動機曲軸的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙時對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同需要。變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、經(jīng)濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響，為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提

10、出如下設(shè)計要求：1.保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2.設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。 3.設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。 4.設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5.換擋迅速、省力、方便。 6.工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7.變速器應(yīng)當有高的工作效率。 8.變速器的工作噪聲低。本次變速器的設(shè)計，通過變速器設(shè)計的總體要求，設(shè)計變速器的整體結(jié)構(gòu)形式以及其總體尺寸，確定變速器擋位以及各擋傳動比各項參數(shù)，最后，確定各擋位齒輪的齒數(shù)、變位系數(shù)以及螺旋角等相關(guān)參數(shù)。并針對整車匹配計算車輛的動力性參數(shù)汽車的最高車速、汽車的最大爬坡度和汽車的最大

11、加速度。通過考慮最大爬坡度、地面附著條件確定變速器的最大傳動比。同時，輕型貨車需要有較高的動力性能，故需設(shè)置直接擋以傳遞發(fā)動機的最大動力。由此，確定變速器的傳動比。再通過編寫程序仿真以實現(xiàn)基于整車匹配性的動力性計算，以驗證設(shè)計是否符合汽車的動力性要求。同時通過變速器的設(shè)計要求，以及車輛本身的特殊使用條件，選用合適的變速器的結(jié)構(gòu)形式。第3章 變速器的設(shè)計3.1變速器結(jié)構(gòu)形式的分析與選擇3.1.1變速器傳動機構(gòu)前進擋布置方案的分析與選擇基于本次課題車輛形式的限制，變速器只能選用有級變速器。由于機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，所以采用機械式變速器。機械式變速器中常用

12、的為固定軸式變速器，而在固定軸式變速器中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上，旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。兩軸式變速器：由于軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。但是，兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。而且受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。 中間軸式變速器：其可設(shè)

13、置直接擋，使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器的第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少，提高了變速器的使用壽命。但是，中間軸式變速器在除直接擋以外的其他擋位工作時，傳動效率略有降低。 因為該車為輕型貨車，需要承載較大的載荷，需采用發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的布置方案且需要較高的傳動效率并且經(jīng)濟性要好，所以通過以上兩種變速器的比較與設(shè)計車輛的種類分析，中間軸式變速器適用于該車。 本次設(shè)計的驅(qū)動形式是：發(fā)動機前置后輪驅(qū)動。 發(fā)動機的位置是：前置、橫置。變速器傳動機構(gòu)前進擋結(jié)構(gòu)形式：中間軸式變速器。3.1.2變速器傳動機

14、構(gòu)倒擋布置方案的分析與選擇圖3-1 倒擋布置方案圖3-1為常見的倒擋布置方案圖。圖3-1b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖3-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖3-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖3-1c所示方案。圖3-1e所示方案是將中間軸上的一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖3-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖3-1g所示方案；其缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變

15、速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。與前進擋比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，通過圖3-1中各倒擋布置方案的比較及考慮本設(shè)計全部采用斜齒輪，而3-1f方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便，能夠避免斜齒輪滑動換擋打齒的現(xiàn)象，故本課程設(shè)計采用此方案。因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低擋與倒擋，都應(yīng)當布置在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方

16、案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。3.1.3換擋機構(gòu)形式的選擇變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲，除一擋、倒擋外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸。利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。綜合優(yōu)缺點，本設(shè)計中選用同步器或嚙合套換擋。

17、3.1.4變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 從而選擇圓柱滾子軸承。3.2變速器基本參數(shù)的確定3.2.1計算發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩由式Ttq=-19

18、.313+295.27n1000-165.44n10002+40.874n10003-3.8445n10004 發(fā)動機最低轉(zhuǎn)速nmin=600/min, 最高轉(zhuǎn)速nmax=4000r/min 計算可知在n=2041r/min處Ttq取得最大值，即Ttqmax=-19.313+295.27(20411000)-165.44204110002+40.874204110003-3.8445(20411000)4=174.97Nm（3-1）3.2.2計算最大傳動比汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力和加速阻力，所以汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為Ttqmaxig1i0Tr=Gfcosmax+Gsinmax（3-2

19、）即一擋傳動比ig1Gfcosmax+sinmaxrTtqmaxi0T（3-3）一般貨車的最大爬坡度約為30%，即16.7，代入數(shù)據(jù)，取i1=4.73。3.2.3計算最高車速和最小傳動比汽車行駛的阻力主要由四部分組成即滾動阻力、空氣阻力、坡度阻力、加速阻力，則有如下方程式來描述汽車在行駛中遇到的阻力：F=Gf+Gi+CDA21.15ua2+mdudt（3-4）假設(shè)汽車在水平路面并以最高車速行駛則可以忽略坡度阻力與加速阻力，公式變?yōu)?F=Gf+CDA21.15ua2（3-5） 即 Ttqigi0Tr=Gf+CDA21.15ua2又知ua=0.377rnigi0（3-6）所以帶入數(shù)據(jù)可解得i5=0

20、.93 uamax=102.05km/h3.2.4計算其他擋位傳動比變速器I擋傳動比根據(jù)據(jù)上述條件已確定好。考慮到此次設(shè)計擋位數(shù)為五擋，因此設(shè)五擋為超速擋，設(shè)定變速器的四擋為直接擋，其余中間擋的傳動比大致按等比級數(shù)排列，然后根據(jù)各擋的使用頻率調(diào)節(jié)傳動比，如此便于換擋操作，則等比級數(shù)為：q=3i1i4=34.731=1.68（3-7）由此確定中間各擋傳動分別為i1=4.73 i2=2.82 i3=1.68 i4=1 i5=0.93 3.2.5中心距A的確定初選中心距A時，根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算A=KA3Ttqmaxig1g（3-8）其中A-變速器中心距KA-中心距系數(shù)，貨車取KA=8.69.6Tt

21、qmax-發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩ig1-變速器一擋傳動比 g-變速器傳動效率在該設(shè)計中g(shù)為變速器的傳動效率，取96%，KA取9，代入公式計算可得：A=83.36mm。圓整為：A=84mm。3.2.6 外形尺寸的確定變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間（過 渡）齒輪和換擋機構(gòu)的布置進行確定。貨車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋 （2.2-2.7）A五擋 （2.7-3.0）A六擋 （3.2-3.5）A該車為五擋貨車，系數(shù)選用3，故該車變速器的軸向尺寸L=3×A=3×84=252mm3.3齒輪參數(shù)的確定3.3.1齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：（1）為了減少噪聲應(yīng)

22、合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；（2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；（4）從強度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標準的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表3-1。表3-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量ma/t模數(shù) mn/mm2.25-2.752.75-3.003.50-4.504.50-6.00所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定，見表3-2.選用

23、時應(yīng)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。表3-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（GB/T1357-1987）（mm） 第一系列1.01.251.5-2.0-2.5-3.0-4.0-5.0-6.0第二系列-1.75-2.25-2.75-(3.25)3.5(3.75)-4.5-5.5-嚙合套和同步器的結(jié)合齒多采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器結(jié)合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量ma在1.814.0t的貨車為2.03.5mm;總質(zhì)量ma大于14.0t的貨車為3.55.0mm。對貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，而選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。所以考慮到兩者

24、的影響折中一下從磨損均勻與傳動平穩(wěn)以及降低噪聲的角度初步取變速器一軸與倒擋軸斜齒輪的法向模數(shù)mn=3.5mm；為減輕齒輪質(zhì)量，二擋、三擋、變速器一軸與中間軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn=3mm；為提高傳動平穩(wěn)性，降低高速時的噪聲五擋斜齒輪的法向模數(shù)mn=2.5mm。3.3.2 齒形、壓力角與螺旋角汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角按表3-3選取，但有些輕、中型貨車的高擋齒輪也采用小壓力角。表3-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角 項目 車 型齒 形壓力角螺旋角轎車高持并修行的齒形14.5°，15°，16°，16.5°25°-45°

25、;一般貨車GB1356-78規(guī)定的標準齒形20°20°-30°重型車同 上低擋、倒擋齒輪22.5°、25°小螺旋角汽車變速器及分動器齒輪都采用漸開線齒廓。為改善嚙合、降低噪聲和提高強度，現(xiàn)代汽車變速器齒輪多采用高齒且修形的齒形。加大齒根圓角半徑和采用齒根全圓角過渡等能顯著提高齒輪的承載能力及疲勞壽命。 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為28時強度最高，超過28強度增加不多；對于斜齒輪，壓

26、力角為25時強度最高。故取=25。 斜齒輪螺旋角的選取與齒輪的噪聲、輪齒的強度及軸向力有關(guān)。隨螺旋角的增大，齒輪嚙合的重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。輪齒的強度增大，但當螺旋角大于30時，彎曲強度驟然下降，接觸強度繼續(xù)上升。并且在傳遞扭矩時，對軸承產(chǎn)生很大的軸向力。設(shè)計時應(yīng)使中間軸上的軸向力相互平衡，減小軸承負荷，提高軸承壽命，斜齒輪螺旋角可在下列提供的范圍選用：乘用車變速器： 兩軸式變速器 2025 中間軸式變速器 2234貨車變速器 1826從而在該設(shè)計中初選一擋常嚙合齒輪的螺旋角為=20。3.3.3 齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求

27、。通常根據(jù)齒輪模數(shù) m 的大小來選定齒寬：直齒b=kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0；斜齒b=kcm ，kc取為6.08.5。 其中，第一軸常嚙合齒輪齒寬系數(shù)kc可略大，取kc=8，中間軸長嚙合齒輪齒寬系數(shù)kc=7，一擋中間軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為kc=7，一擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)kc=6.5；二擋中間軸斜齒輪齒寬系數(shù)的kc=7，二擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為kc=6.5；三擋中間軸斜齒輪齒寬系數(shù)kc=7，三擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為kc=6.5；五擋中間軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為kc=6.5，五擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)kc=7；倒擋中間軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為kc=7，倒擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)kc=6.5，

28、倒擋軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為kc=7。聯(lián)合以上已確定的各齒輪副模數(shù)一并代入公式得到各齒輪的寬度如表3-4表3-4 各擋齒輪齒寬擋位位置齒寬(mm)一擋第二軸22.75中間軸24.5二擋第二軸21中間軸19.5三擋第二軸21中間軸19.5常嚙合齒輪第一軸24中間軸21五擋第二軸17.5中間軸16.25倒擋第二軸22.75中間軸24.5倒擋軸24.5 3.3.4 齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)fc=1.0，為一般汽車變速器車齒輪所采用。故該設(shè)計中，變速器齒輪齒頂高系數(shù)采用fc=1.0。3.3.5各擋位齒輪齒數(shù)的確定在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)簡圖后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動

29、方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。首先應(yīng)確定變速器的軸徑。第一軸花鍵部分直徑根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩初選：d1=5×3175=27.97中間軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d根據(jù)中心距A初選，確定為：d2=0.45A=0.45×84=37.8mm(1) 確定一擋齒輪的齒數(shù) 貨車中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在1217之間選取，大齒輪齒數(shù)用z9=zh-z10計算求得。根據(jù)齒數(shù)分配原則,以及避免齒輪根切、第二軸的軸徑和貨車中間軸上一擋齒輪齒數(shù)的選取范圍，取一擋小齒輪齒數(shù)z10=14，初選10=20。zh=2Acosmn=2×84×cos203.5=45.1取整得zh=45，

30、z9=zh-z10=45-14=31。修正中心距A'=mn(z9+z10)2cos10=83.8由于zh為整數(shù)，故 A 確定為 A=84mm，由此中心距 A=84 mm 則是各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。對齒輪進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則=A-A'2mcos10=0.027（3-9）所以9=0.02，10=0.007（2）確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 初選2=20，由i1=z2z1z9z10 A=mn(z1+z2)2cos2代入數(shù)據(jù)可得常嚙合齒輪齒數(shù)z1=16.8 z2=35.9 ,取整得z1=17 z2=36回代可得2=18.8。i1=z2z1z9z10=4.689（3）確定二擋

31、齒輪的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角8與常嚙合齒輪的不同，由i2=z2z1z7z8A=mn(z7+z8)2cos8tan2tan8=z2z1+z2(1+z7z8)(3-10)聯(lián)立帶入數(shù)據(jù)，采用試湊法可先選定螺旋角8=12，將其代入可得z7=31 z8=23對齒輪進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則=A-A'2mcos8=0.194所以7=0.15，8=0.044。i2=z2z1z7z8=2.85（4）確定三擋齒輪的齒數(shù)三擋齒輪是斜齒輪，螺旋角6與常嚙合齒輪的不同，由i3=z2z1z5z6A=mn(z5+z6)2cos6tan2tan6=z2z1+z2(1+z5z6)聯(lián)立帶入數(shù)據(jù)，采用試

32、湊法可先選定螺旋角6=15.5，將其代入可得z5=24 z6=30對齒輪進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則=A-A'2mcos6=-0.009所以5=-0.01，10=0.001。i3=z2z1z5z6=1.69（5）確定五擋齒輪的齒數(shù)五擋齒輪是斜齒輪，螺旋角4與常嚙合齒輪的不同，由i5=z2z1z3z4A=mn(z3+z4)2cos4tan2tan4=z2z1+z2(1+z3z4)聯(lián)立帶入數(shù)據(jù)，采用試湊法可先選定螺旋角4=19.3，將其代入可得z3=19 z4=44對齒輪進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則=A-A'2mcos4=0.106所以3=0.006，4=0.1

33、。i5=z2z1z3z4=0.914（6）確定倒擋齒輪的齒數(shù)倒擋齒輪采用斜齒輪，初選螺旋角為20，選用的模數(shù)同一擋齒輪，為3.5mm，傳動比與一擋傳動比接近，取為4.689，為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和齒輪12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙。由i倒=z2z1z13z12z11z13De112+De122+0.5=A(3-11)代入數(shù)據(jù)得z11=28.29 z12=12.78取整得z11=28 z12=12。倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，本設(shè)計選用z13=21。 計算中間軸與倒擋軸的中心距A'=mn(z12+z13)2cos13代入數(shù)據(jù)得A'=6

34、1.46mm，取整得A=61mm。對齒輪進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則=A-A'2mcos13=-0.062所以12=0.008，13=-0.07。計算第二軸與倒擋軸的中心距A'=mn(z11+z13)2cos13代入數(shù)據(jù)得A'=91.25mm，取整得A=91mm。對齒輪進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則=A-A'2mcos13=-0.034所以11=-0.04，13=0.006。i倒=z2z1z13z12z11z13=4.94（7）各擋齒輪齒數(shù)傳動比列表如下：表3-5 各擋齒輪齒數(shù)、傳動比擋數(shù)所在位置齒數(shù)傳動比一擋第二軸314.689中間軸14二擋

35、第二軸312.85中間軸23三擋第二軸241.69中間軸30常嚙合齒輪第一軸171中間軸36五擋第二軸190.914中間軸44倒擋第二軸284.94中間軸12倒擋軸213.4變速器總結(jié)構(gòu)形式圖及傳動路線圖3-2 變速器總結(jié)構(gòu)形式圖第4章 采用VB語言進行整車動力性程序設(shè)計4.1設(shè)計基于整車匹配的動力性計算軟件系統(tǒng)流程圖確定圖幅范圍，繪制各坐標軸設(shè)定擋位循環(huán)，擋數(shù)依次增大，五擋變速器設(shè)定畫線步長，step0.01利用公式：ua=0.377rnigi0Pe=Ttqn9550Ttq=-19.313+295.27n1000-165.44n10002+40.874n10003-3.8445n10004T

36、tqigi0Tr=Gf+Gi+CDA21.15ua2+mdudtPe=1TGfua3600+CDAua376140D=Ft-FwGGsin=Ttqigi0Tr-Gcosf+CDAua221.15i=tan在此處鍵入公式。通過PSet畫出曲線利用For循環(huán)算出最值，畫線標出4.2 編制程序軟件，繪制汽車動力性曲線并分析4.2.1編譯VB程序根據(jù)汽車動力性方程編寫VB程序，通過編寫的程序畫出汽車發(fā)動機外特性曲線、汽車驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖、汽車功率平衡圖、功率因數(shù)平衡圖、加速度倒數(shù)曲線、汽車爬坡度曲線。（具體VB程序見附錄）發(fā)動機外特性曲線利用公式經(jīng)VB程序編譯生成，各公式中汽車總質(zhì)量、車輪半徑、

37、傳動系機械效率、空氣阻力系數(shù)、迎風面積、主減速器傳動比等參數(shù)均為任務(wù)書中已給的固定參數(shù)，故在界面中沒有顯示，而傳動比為多次計算并在程序編譯過程中多次檢驗后所得出的較為合適的傳動比，為了能夠比較直觀的表示出來，故在界面中以標簽的形式顯示。4.2.2發(fā)動機外特性曲線及分析 圖4-1 發(fā)動機外特性曲線發(fā)動機外特性曲線圖的橫坐標為發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，縱坐標為發(fā)動機的功率和轉(zhuǎn)矩。圖中曲線為發(fā)動機在不同轉(zhuǎn)速下功率和轉(zhuǎn)矩數(shù)值變化的軌跡。該圖由公式Pe=Ttqn9550(4-1)Ttq=-19.313+295.27n1000-165.44n10002+40.874n10003-3.8445n10004(4-2)經(jīng)V

38、B編譯程序得到。功率曲線比較陡峭這表示發(fā)動機功率隨著轉(zhuǎn)速的提高而急劇上升，其峰頂對應(yīng)的功率數(shù)值即為發(fā)動機技術(shù)參數(shù)中標注的“最大功率”。最大功率越大汽車可能達到的最高車速也越高，由圖可知，該汽車在轉(zhuǎn)速為3862r/min時有最大功率為61.73kw。轉(zhuǎn)矩曲線的兩端比較低中間突起并比較平緩。實際上，中間突起部分越高越平緩表示發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩特性越好，這種發(fā)動機的操縱性越好汽車越好駕馭。如果在低速時便擁有較大的轉(zhuǎn)矩表明汽車的起步性能要好；如果在中高速時才擁有較大轉(zhuǎn)矩，那它可能是一臺高速性能的發(fā)動機，在高速行駛時特性較佳。由圖可知該發(fā)動機中間突起較高，兩端較低，所以轉(zhuǎn)矩特性較好，該車操縱性較好，在轉(zhuǎn)速為2

39、041r/min時達到最大轉(zhuǎn)矩174.97nm。4.2.3驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖及分析圖4-2 驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖只要汽車行駛，汽車行駛阻力中的滾動阻力Ff和空氣阻力Fw就存在。在良好典型路面上，汽車驅(qū)動力與這兩個阻力之差可用于克服坡道阻力Fi或是克服加速阻力Fj。為了形象地說明汽車行駛時驅(qū)動力和行駛阻力的關(guān)系，通常將汽車驅(qū)動力Ft以及始終存在的兩個行駛阻力Ff 和Fw 繪制成力和車速的關(guān)系曲線圖，稱為汽車驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖，如圖4-2。該圖由公式Ft=Ttqigi0Tr(4-3)Fz=Gf+CDA21.15ua2(4-4)經(jīng)VB程序編譯得出，清楚地描述了不同擋位、

40、不同車速條件下驅(qū)動力和常見行駛阻力的關(guān)系。利用該圖可以方便地確定汽車的最高車速，即圖中五擋驅(qū)動力曲線和阻力曲線交點對應(yīng)的車速，由圖可知，最高車速為102.05km/h。當車速低于最高車速時，驅(qū)動力Ft大于常見行駛阻力，它們之差即剩余動力可以用于爬坡或加速。如果此時仍希望汽車等速行駛，則駕駛員必須減小加速踏板踏下的行程，讓發(fā)動機在部分負荷特性工況下工作，這樣使汽車驅(qū)動力和常見行駛阻力仍處于平衡狀態(tài)。考慮到需要為發(fā)動機預(yù)留一定的后備功率，所以設(shè)定最高車速要小于該最高車速。4.2.4汽車功率平衡圖及分析圖4-3 汽車功率平衡圖汽車在行駛時，不但驅(qū)動力與行駛阻力平衡，而且發(fā)動機輸出功率也與行駛阻力功率

41、相平衡。該圖由公式Pe=Ttqn9550(4-5)Pe=1TGfua3600+CDAua376140(4-6)經(jīng)VB程序編譯得到。則由圖可知，不同擋位時，功率發(fā)動機功率不變，但是各擋功率曲線對應(yīng)的速度范圍不同。低擋時速度低且變化范圍小；高擋時速度高且變化范圍大。低速行駛時，Pf近似為斜線，高速行駛時由于滾動阻力系數(shù)是速度的線性方程甚至二次方程，所以滾動阻力功率是車速的二次或三次函數(shù)，滾動阻力隨車速提高而增加很快。Pw是車速的三次函數(shù)。所以，常見阻力功率曲線是斜率隨車速急劇增加的曲線，而且速度越高越明顯。實際上，汽車速度超過100km/h 時，滾動阻力功率遠小于空氣阻力（Pf<&

42、lt;Pw ），可以忽略前者的作用。而在低速時，則相反。利用功率平衡圖可求汽車良好平直路面上的最高車速 ，由圖可知最高車速為102.05km/h。也可知最大功率為61.73kw。在最高車速點，發(fā)動機輸出功率與常見阻力功率相等，發(fā)動機處于100負荷率狀態(tài)。另外，通過功率平衡圖也可容易地分析在不同擋位和不同車速條件下汽車發(fā)動機功率的利用情況。假設(shè)汽車在良好平直的路面上等速行駛，此時發(fā)動機功率克服常見阻力功率后的剩余功率為后備功率。如果駕駛員仍將加速踏板踩到最大行程，則后備功率就被用于加速或者克服坡道阻力。為了保持汽車仍以原來速度行駛，必需減少加速踏板行程在部分負荷下工作。汽車后

43、備功率越大，汽車的動力性越好。4.2.5功率因數(shù)平衡圖及分析圖4-4 功率因數(shù)平衡圖汽車在各擋下的動力因數(shù)與車速的關(guān)系曲線稱為動力特性圖，又叫功率因數(shù)平衡圖。該圖由公式D=Ft-FwG（4-7）經(jīng)VB程序編譯得出。由于任務(wù)書書中給出了滾動阻力系數(shù)，為常數(shù)0.013，故在圖中f曲線為一條直線，該直線與五擋動力特性線交點對應(yīng)的車速即為最高車速。并且在求最大爬坡度時，D=f+i,因此D曲線與f線間的距離就表示汽車的上坡能力。由圖可知，汽車在低擋時動力特性較好，爬坡能力較好，高擋時動力特性相對較差，爬坡能力較弱，在一擋曲線最高點處有最大動力因數(shù)，這也是為什么汽車在爬坡時使用低擋爬坡的原因。4.2.6加

44、速度倒數(shù)曲線及分析圖4-5 加速度倒數(shù)曲線汽車的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時能產(chǎn)生的加速度來評價，但加速度值不易測量，故實際中常用加速時間即加速度倒數(shù)曲線來表明汽車的加速能力。圖示曲線由dudt=1mFt-Ff+Fw（4-8）經(jīng)VB程序編譯得出。由圖可知高擋時的加速度要小一些，一擋時的加速度最大。并且加速過程中的換擋時刻可以由該圖來確定，在相鄰兩擋曲線的交點處換擋可以獲得最短的加速時間，通過該曲線我們可以合理的選擇傳動系的方案和發(fā)動機排量，由圖可知該車在低速擋時的加速能力較強，可是在最高擋和次高擋時的動力性有些不足，所以可以通過增大發(fā)動機功率來提高汽車的動力性能。4.2.7汽車爬坡度曲

45、線及分析圖4-6 汽車爬坡度曲線爬坡度曲線可以很好的表示汽車的爬坡能力，該曲線由Gsin=Ttqigi0Tr-Gcosf+CDAua221.15（4-9）i=tan（4-10）經(jīng)VB編譯程序得到。由該圖可知汽車在低擋時爬坡能力較好，高擋時爬坡能力較差，汽車的最大爬坡度為一擋時的最大爬坡度，在一擋時有最大爬坡度imax=0.29。因為該車為輕型貨車，經(jīng)常以最高擋行駛，所以最高擋的最大爬坡度不能太小，否則遇到較小的坡度時經(jīng)常換擋影響行駛的平均車速，由圖可知，該車在最高擋時的最大爬坡度還可以，能保證其行駛的平均車速。第5章 整車的動力性計算5.1計算最高車速汽車行駛的阻力主要由四部分組成即滾動阻力、

46、空氣阻力、坡度阻力、加速阻力，則有如下方程式來描述汽車在行駛中遇到的阻力：F=Gf+Gi+CDA21.15ua2+mdudt(5-1)假設(shè)汽車在水平路面并以最高車速行駛則可以忽略坡度阻力與加速阻力，公式變?yōu)椋篎=Gf+CDA21.15ua2(5-2)， 即 Ttqigi0Tr=Gf+CDA21.15ua2(5-3)又知ua=0.377rnigi0(5-4)所以帶入數(shù)據(jù)可解得 uamax=102.05km/h。考慮到需要為發(fā)動機預(yù)留一定的后備功率，所以設(shè)定最高車速要小于該最高車速。5.2計算最大爬坡度汽車最大爬坡度imax為擋時的最大爬坡度，但最高擋最大爬坡度亦應(yīng)引起注意，特別是貨車、牽引車，因

47、為貨車經(jīng)常是以最高擋行駛的，如果最高擋的最大爬坡度過小，迫使貨車在遇到較小的坡度時經(jīng)常換擋，這樣就影響了行駛的平均車速。此處計算擋時的最大爬坡度,可略去加速阻力和空氣阻力，所以由Gsin=Ttqigi0Tr-Gcosf(5-5)i=tan(5-6)代入數(shù)據(jù)可得imax=0.295.3計算最大加速度 在計算汽車最大加速度時，可以忽略坡度阻力。由汽車行駛方程式Ttqigi0Tr=Gf+CDA21.15ua2+mdudt(5-7)可得a=dudt=1m（Ttqigi0Tr-Gf-CDA21.15ua2）(5-8)代入數(shù)據(jù)可得amax=2.78m/s2。第6章 設(shè)計小結(jié)本次的課程設(shè)計我完成了輕型貨車變

48、速器的設(shè)計，在本次設(shè)計中我首先選定該變速器的方案，方案如下：設(shè)計的驅(qū)動形式是：發(fā)動機前置后輪驅(qū)動 發(fā)動機的位置是：前置、橫置變速器傳動機構(gòu)前進擋結(jié)構(gòu)形式：中間軸式變速器變速器傳動機構(gòu)后退擋結(jié)構(gòu)形式：倒擋軸齒輪與中間軸齒輪常嚙合。然后設(shè)計各項參數(shù)，主要設(shè)計結(jié)果為變速器外形的各項參數(shù)、變速器內(nèi)各擋齒輪的參數(shù)及各擋傳動比，確定變速器軸向尺寸為84mm，齒輪參數(shù)如下表表6-1 各擋齒輪齒數(shù)、傳動比擋數(shù)所在位置齒數(shù)傳動比一擋第二軸314.689中間軸14二擋第二軸312.85中間軸23三擋第二軸241.69中間軸30常嚙合齒輪第一軸171中間軸36五擋第二軸190.914中間軸44倒擋第二軸284.94

49、中間軸12倒擋軸21在確定各項參數(shù)時，很好的復(fù)習了機械設(shè)計和機械原理，為考研專業(yè)課的考試已提前進行了一輪復(fù)習。在將各項參數(shù)設(shè)計計算得出后進行VB編程，畫出各動力性曲線并分析，具體見第四章。分析時幾乎重新學習了汽車理論和發(fā)動機原理這兩本書，考試時都沒有吃透的一些知識現(xiàn)在都弄得清清楚楚，深深的感受到課程設(shè)計所能激發(fā)出的學習能力是巨大的。通過動力性曲線也很好的驗證了所設(shè)計的傳動比是合理的，然后使用CAD繪制出了變速器傳動方案的布置圖，最后使用word進行了設(shè)計說明書的編寫。本次設(shè)計的綜合性比較強，不僅要用到汽車設(shè)計、汽車理論、發(fā)動機原理、機械設(shè)計、機械原理等專業(yè)學科的知識，還要能夠掌握VB、CAD、

50、word等軟件的使用。在本次設(shè)計中遇到過很多的問題，比如最初不知該從哪兒開始著手設(shè)計，VB程序不會編譯，各種參數(shù)確定過程中所需要用到的知識、圖像分析過程中所需要用到的知識都沒有很好的掌握等等，不過有問題就一定有解決的辦法，在老師的指導(dǎo)下有了設(shè)計思路，在上一屆師哥的講解下重新學會了VB編程，通過查閱課本、資料、和同學們一起討論很好的掌握了設(shè)計中所需要的知識，非常感謝老師、師哥和同學們在本次設(shè)計中給予我的所有幫助。通過本次設(shè)計。我感受到了各學科之間的聯(lián)系，對所學知識有了更好的掌握，在大學，就應(yīng)該多有一些像這種需要自己思考、自己設(shè)計、能夠綜合運用各種知識的課程設(shè)計。這次課程設(shè)計，學到了很多，也有很多

51、不足之處，還請老師批評指正。參考文獻1、王望予主編汽車設(shè)計M.北京：機械工業(yè)出版社，20032、劉惟信汽車設(shè)計M.北京：清華大學出版社，20013、陳家瑞主編汽車構(gòu)造M.北京：機械工業(yè)出版社，20004、余志生主編汽車理論M.北京：機械工業(yè)出版社，20005、徐達，蔣崇賢專用汽車結(jié)構(gòu)與設(shè)計M.北京理工大學出版社，19996、劉朝紅，韓進，楊洪余中輕型載重汽車動力性分析應(yīng)用軟件7、汪超，變速器傳動比對汽車動力性的影響第Il卷第4期.常德師范學院學報（自然科學版）8、丁能根，連小珉，張耿，顧守豐，蔣孝煜.考慮汽車擋位使用率的傳動比優(yōu)化設(shè)計.1997年（第19卷）第3期汽車工程9、董炳武.汽車變速器

52、的優(yōu)化設(shè)計.第25卷第5期.福州大學學報（自然科學版）附 錄VB程序1、發(fā)動機外特性曲線Private Sub Command1_Click()Picture1.ClsPicture1.ForeColor = RGB(0, 0, 0) '坐標軸顏色Picture1.DrawWidth = 1 '坐標軸線寬Picture1.Scale (-500, 84)-(5500, -12) '定圖幅范圍Picture1.Line (0, 0)-(5000, 0)Picture1.Line (0, 0)-(0, 75) '坐標軸畫線Picture1.Line (5000, 0

53、)-(5000, 75)Picture1.CurrentX = 2400Picture1.CurrentY = -7Picture1.Print "n/（r/min)"Picture1.CurrentX = -150Picture1.CurrentY = 78Picture1.Print "Pe/kW" '標坐標軸含義Picture1.CurrentX = 4800Picture1.CurrentY = 78Picture1.Print "Ttq/(N·m)"For i = 0 To 5000 Step 500If

54、i <> 0 ThenPicture1.CurrentX = iPicture1.CurrentY = 1 '畫坐標軸的刻度線Picture1.Line (i, 1)-(i, 0)End IfNextFor j = 0 To 5000 Step 500If j <> 0 ThenPicture1.CurrentX = j - 150Picture1.CurrentY = -2Picture1.Print jElsePicture1.CurrentX = -100 '標坐標軸的刻度Picture1.CurrentY = -2Picture1.Print 0