基于整车匹配的变速器总体设计与整车动力性计算.doc

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1、目 录前 言1符号说明3第一章 总述61.1设计题目61.2设计资料61.3课题分析7第二章 变速器结构形式的选择和设计计算82.1变速器结构分析与型式的选择82.2基本参数确定122.3齿轮参数的确定132.3.1 齿轮模数132.3.2齿形,压力角和螺旋角确定142.3.3齿宽152.3.4齿顶高系数16 2.3.5变速器总布置图172.3.6修正螺旋角及各档齿轮齿数的分配182.3.7变位系数选择20第三章采用VB程序语言进行整车动力性程序设计233.1 设计基于整车匹配的动力性计算软件系统流程图233.2 编制程序软件,绘制汽车动力性曲线以下为部分曲线截屏243.3 对动力性曲线的分析

2、243.3.1 驱动力-行驶阻力平衡图243.3.2 汽车功率平衡图253.3.3 汽车爬坡度曲线253.3.4 汽车加速度曲线263.4 编译VB程序26第四章整车动力性计算274.1汽车的行驶方程式274.2动力性评价指标的计算274.2.1最高车速274.2.2最大爬坡度284.2.3最大加速度28第五章设计总结30参考文献31前 言 在机动车成逐渐为人们日常生活中必不可少的交通工具的现在,变速器作为各种机动车重要的速度控制机构,也在时刻进行着不同程度上的变革,以更好地为人类创造出极大的便利。变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种形式工况下,使汽

3、车获得不同的牵引力和速度,同时使发动机在最有利的工况围工作。本课程设计是在完成基础课和大部分专业课学习后的一个集中实践教学环节,是培养学生应用已学到的理论知识来解决实际工程问题的一次训练。本次课题研究的主要容是：1、变速器结构形式的选择和设计计算 a、变变速器基本参数的确定 b、速器结构分析与型式的选择 c、齿轮参数的确定2、采用VB程序语言进行整车动力性程序设计3、整车动力性计对变速器提出如下基本要求；1保证汽车有必要的动力性经济设置空档,用来切断发动机动力向驱动轮的运输同时汽车能倒退行驶；设置动力输出装置,需要时能进行功率输出；换挡迅速、省力、方便工作可靠,汽车行驶过程中变速器不得有跳挡、

4、乱挡及换挡冲击等现象发生；变速器的工作噪声低；此外,还要满足汽车必要的动力性和经济性指标,这与变速器的挡数、传动比围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小,变速器的传动比围越大。课程设计的主要目：1. 培养学生具有汽车初步设计能力。设计能力是通过设计人员的设计思想、设计原则和设计方法体现出来的。学生通过较典型的具有代表性的基于整车匹配的汽车变速器总体方案设计,了解和掌握汽车的设计方法,使学生在校学习期间即能掌握设计要领,又具有一定的设计能力。 2. 通过设计使学生们对汽车构造、汽车理论、汽车设计以及所学过的相关课程进行必要的复习,并在实践中检验学生综合掌握,灵活运用的程度和效果

5、。3. 通过设计培养学生熟练运用手册和参考资料的能力。符 号 说 明l 汽车总质量 kgl 重力加速度 N/kgl r 驱动轮的滚动半径 ml Ttq 发动机的扭矩 Nml 发动机最大扭矩 Nml 主减速比l T 汽车传动系的传动效率l in n档传动比l G 汽车满载载荷 Nl 路面附着系数l 第一轴与中间轴的中心距 mml 中间轴与倒档轴的中心距 mml 中心距系数l 直齿轮模数l 斜齿轮法向模数l 齿轮压力角 l 斜齿轮螺旋角 l 齿轮宽度 mml 齿轮齿数l 齿轮变位系数第一章 总 述1.1设计题目：基于整车匹配的变速器总体设计及整车动力性计算1.2设计资料 1.汽油发动机外特性拟合公

6、式：式中,为发动机转矩,为发动机转速。发动机最大功率275kW,发动机最大功率时的转速2100r/min发动机最大转矩1570Nm,发动机最大转矩时的转速1400r/min 2.冷藏半挂车的有关数据： 汽车总质量质量 42000kg 车轮半径 0.536m滚动阻力系数 0.013 主减速器传动比 4.77 轴距 3.2m 质心高度满载 0.9m质心至前轴距离满载迎风面积 汽车传动系的总传动比 4.77变速器的档位为八档1.3课题分析变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速,以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。变速器使汽车能以非常低

7、的稳定车速行驶,而这种低的车速只靠燃机的最低稳定转速是难以达到的。变速器的得倒档使汽车可以倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。本次课程设计,通过查阅资料和对课题的分析,要完成八挡冷藏半挂车变速器设计。通过考虑最大爬坡度,地面附着条件确定变速器的最大传动比。同时,冷藏半挂车属于重型货车,需要有较高的动力性能,故需设置直接档以传递发动机的最大动力。由此,确定变速器的传动比。同时通过变速器的设计要求,以及车辆本身的特殊使用条件,选用合适的变速器的结构形式。通过,原始数据及各种条件的影响,确定变速器中心距,及各档齿轮传动比,齿轮变位系数。再通过编写程序以实现基

8、于整车匹配性的动力性计算,以验证设计是否符合汽车的动力性要求。第二章 变速器结构形式的选择和设计计算2.1变速器结构分析与型式的选择2.1.1变速器传动机构前进挡布置方案的分析有级变速器与无级变速器相比结构简单,价格低廉,并在各类车上得到广泛应用。因此,采用有级机械式变速器。变速器形式的选择有多种,其中以三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。两轴变速器特点：无中间轴,输入轴和输出轴平行；没有直接挡,因此高速挡的效率比三轴变速器低；在传动线路中只有一对齿轮啮合,机械效率高,噪音小。输入轴和输出轴旋转方向相反；结构简单,紧凑、容易布置；在FF或RR布置的汽车上广泛采用,一般将主减速器和差速器也集

9、成在变速箱。中间轴式变速器的传动方案特点：变速箱第一轴和第二轴在同一直线上；直接档：直接档时齿轮与中间轴均不承载,效率高,噪声低。发动机转矩经第一轴输入,第二 轴直接输出；传动比大两级齿轮变速；高档采用常啮合齿轮；同步器多数放在第二轴上。相同挡位时,主要差别在于常啮合齿轮的对数,换挡方式及倒挡传动方案。多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。其可设置直接档,使用直接档,变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载,发动机的转矩经变速器的第一轴和第二轴直接输出,此时变速器的传动效率高,可达到90%以上,噪声低、齿轮和轴承的磨损减少,提高了变速器的使用寿命。但是,中间轴式变速器在除直接档

10、以外的其他档位工作时,传动效率略有降低。前置副变速器用于分割主变速器相邻档位之间的间隔,并获得两倍于主变速器挡位数的档位。组合后的多档变速器也只有两对齿轮同时进入啮合,因此传动效率不变。利用已有的基本型变速器与前置副变速器组合的多档变速器。基本优点是通用化程度高,通常用于需要提高车速时例如对柴油机汽车或用于需要不人地提高车轮的牵引力时在主变速器可以承受的围。副变速器有两个挡,即直接挡和非直接挡。后者根据需要可设为超速档传动比为1/s和低速档。其缺点是,当前置副变速器采用具有较大传动比的降速挡时,要求主变速器有相对较大中心距,以便承受较大的低档输出转矩。后置副变速器组合方案用于需要显著显著提高驱

11、动力时。有两种结构方案。其中,固定轴线式后置变速器相当于一个两档变速器,即又第一轴,中间轴,第二轴及两对常啮合齿轮组成。第一,二轴连接后构成直接挡,否则,经两对常啮合齿轮传动则为降速挡或称低速档。与行星齿轮式后置副变速器相比,固定轴线式结构简单但质量较大：行星齿轮式结构复杂但尺寸紧凑,质量小切能获得较大的低档传动比。也具有直接挡和低速档这两个档位。后置副变速器低速挡传动比根据与主变速器组合时传动比的搭配方式确定。 多档变速器传动比搭配方式：（1） 插入式 当主变速器传动比间隔较大时,副变速器传动比可均匀插入其间,共同组成一个连续的传动比序列,使两者交替换挡。（2） 分段式 当主变速器传动比公比

12、较小时,具有较大低档传动比的后置副变速器的高低挡与主变速器各档搭配成高低传动比两段围。 （3） 综合式 是插入式和分段式的总和,式传动比围进一步扩大。 由于本次设计是重型货车,所以选用副变速器前置,多变速传动比选分段式搭配方式。其中主变速器选中间轴式,副变速器选两轴式。倒档布置方案： 图2-1倒档布置方案图2-1为常见的倒挡布置方案。图2-1b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮,因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难。图2-1c所示方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。图2-1d所示方案针对前者的缺点做了修改,因而取代了图2-1c所示方案。

13、图2-1e所示方案是将中间轴上的倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。图2-1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮,换挡更为轻便。为了充分利用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车倒挡传动采用图2-1g所示方案。其缺点是一,倒挡须各用一根变速器拨叉轴,致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。通过图2-1中,各倒档布置方案的比较,2-1b能充分利用空间,缩短了变速器轴向长度,相比较而言,轻型货车中也常采用此种布置方式。故本课程设计采用此方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力,所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡,都应当布置在在靠近轴的支承处,以减少轴的变形,保证齿轮重合度下降不多,然

14、后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮,这样做既能使轴有足够大的刚性,又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近,但因为使用倒挡的时间非常短,从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。 2.1.2各档齿轮的选择齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮两者相比较,斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂,工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。从而在本次设计中我们选择斜齿圆柱齿轮作为各挡的齿轮形式。 2.1.3换挡机构形式变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换挡,会在轮齿端面产生

15、冲击,齿轮端部磨损加剧并过早损坏,并伴随着噪声。除一挡、倒挡外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多,啮合套不会过早被损坏,但不能消除换挡冲击。目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声,得到广泛应用。但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大。 利用同步器或啮合套换挡,其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。从而本设计中选用同步器或啮合套换挡。 2.1.4变速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。第一轴常啮合齿轮的腔尺寸足够时,可布置圆柱滚子轴承,若空间不足则采用滚针轴承。变速

16、器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承,按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接,并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点,但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 从而选择圆柱滚子轴承。2.1.4绘制汽车驱动力与行驶阻力平衡图,汽车功率平衡图汽车行驶的阻力主要有四部分组成即滚动阻力、空气阻力、坡度阻力、加速阻力,则有如下方程式来描述汽车在行驶中遇到的阻力： 假设汽车在水平路面并以某稳定车速行驶行驶则可以忽略坡度阻力与加速阻力,公式变为

17、： 则阻力的功率为： 代入已知数据得到：并且已知该冷藏半挂车的传动效率=0.85令求得=95.67km/h,因为行驶阻力随车速增加不断增大,这就要在通过提高车速来增加发动机负荷率以提高经济性的同时考虑汽车自身阻力大小所消耗的能量,若是仅仅提高发动机转速,而使外部汽车阻力过分增大反而会使汽车燃油经济性降低,得不偿失,所以要充分利用发动机转速又不能使车速过高,这一点能为变速器传动比的设计起到一定指导意义,比如最高挡的传动比不宜设置过低。2.2 变速器基本参数的确定 2.2.1 计算最高车速通过初步计算得知该冷藏半挂车在发动机最大功率下最大行驶速度为=95.67km/h,然而考虑到需要为发动机预留一

18、定的后备功率设定最高车速=90km/h。2.2.2 变速器的档位数和传动比通过最大车速来反求变速器的最小传动比,由公式代入数据。主变速器传动比=0.89,则最小传动比=0.894.77=4.25不同类型汽车的变速器,其档位数也不尽相同。增加变速器的档数,能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。但档数的增多,使得变速器的机构复杂,并使轮廓尺寸和质量加大,同时操纵机构变复杂,而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。考虑到重型货车的特殊性,并不只是增加档位的问题。故根据制造成本,与传动比的限制,本次课程设计采用主副变速器结合的布置方式,其中主变速器为四档,副变速器两档,且副变速器前置。确定档

19、位后,根据汽车最大爬坡度、汽车驱动车轮与路面的附着力、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来确定最低档传动比。 汽车爬大坡时车速很低,可忽略空气阻力,汽车的最大驱动力应为或,即一挡传动比,一般货车的最大爬坡度约为30%,即16.7,代入数据,取下面来确定冷藏半挂车的挡位,根据要求该冷藏半挂车的变速器要求设置八个挡位,首先按照理论按照等比级数来设置各个挡位,这样能够充分利用发动机提供的功率,可以在汽车需要大功率时,较好的利用发动机特性曲线提高汽车动力性并利于提高行驶平顺性,而后根据实际需求往往是各个挡位的使用频率,对初步设置的挡位做一些调整,但是各挡位之间的传动比比值不宜大于1.7

20、1.8,这样易造成换挡困难。本次设计的变速器为八挡变速器但是并不是一体的而是通过一个主变速器与一副变速组合而成,主变速器采用四挡,副变速器为二挡变速器,设计思路如下：首先确定设主变速器传动比比值为q,则四个挡的挡位传动比为,；而副变速器的两个传动比的比值为1,；那么下面即可把二者组合形成一个八挡的变速器如下：,；并设置最高挡即一挡为直接挡,即,求得。则按等比级数确定的各档传动比为：,。即主变速器的一挡传动比为,副变速器低速档传动比为。2.2.3中心距A的确定初选中心距A时,根据下述经验公式计算,其中,为中心距系数,货车取,在该设计中为变速器的传动效率,取96%,取10,代入公式计算可得,取整为

21、160mm。2.2.4 外形尺寸的确定变速器的横向外形尺寸,可根据齿轮直径以及倒档中间过渡齿轮和换挡机构的布置进行确定。货车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四档 2.2-2.7A五档 2.7-3.0A六档 3.2-3.5A该车为八挡货车,主变速器为四挡,副变速器为两挡。故该车主变速器的轴向尺寸,副变速器轴向尺寸为2.3 齿轮参数的确定2.3.1 齿轮模数齿轮模数选取的一般原则：1为了减少噪声应合理减小模数,同时增加齿宽；2为使质量小些,应该增加模数,同时减少齿宽；3从工艺方面考虑,各档齿轮应该选用一种模数；4从强度方面考虑,各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车,减少工作噪声较为重要,因此

22、模数应选得小些。对于货车,减小质量比减小噪声更重要,因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数围大致表2-1：表2-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t模数 mn/mm2.25-2.752.75-3.003.50-4.504.50-6.00所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定,见表2-2.选用时应优先选用第一系列,括号的模数尽可能不用。表2-2 汽车变速器常用的齿轮模数GB/T1357-1987mm第一系列1.01.251.5-2.0-2.5-3.0-4.0-5.0-6.0第二系列-1.75-2.2

23、5-2.75-3.5-4.5-5.5-啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。由于工艺上的原因,同一变速器结合齿模数相同。对货车,减小质量比噪声更重要,故齿轮应选大些的模数而选取较小的模数值可使齿数增多,有利换挡。所以考虑到两者的影响折中一下从磨损均与传动平稳以及降低噪声的角度初步取主变速器一轴与中间轴常啮合斜齿轮的法向模数=5mm；为减轻齿轮质量,二挡斜齿轮的法向模数=5.5mm；为提高传动平稳性,降低高速时的噪声三挡斜齿轮的法向模数=4.5mm；为磨损均匀,降低噪声副变速器常啮合斜齿轮法向模数=4；一挡斜齿轮取6mm倒挡齿轮模数=6mm。2.3.2 齿形、压力角与螺旋角汽车变速器齿轮的齿形

24、、压力角及螺旋角按表2-3选取,但有些轻、中型货车的高档齿轮也采用小压力角。表2-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角及螺旋角 项 目 车 型齿 形压力角螺旋角轿车高持并修行的齿形14.5,15,16,16.525-45一般货车GB1356-78规定的标准齿形2020-30重型车同 上低档、倒档齿轮22.5、25小螺旋角汽车变速器及分动器齿轮都采用渐开线齿廓。为改善啮合、降低噪声和提高强度,现代汽车变速器齿轮多采用高齿且修形的齿形。加大齿根圆角半径和采用齿根全圆角过渡等能显著提高齿轮的承载能力及疲劳寿命。齿轮压力角较小时,重合度较大并降低了轮齿刚度,为此能减少进入啮合和退出啮合肘的动载荷,使传动平

25、稳,有利于降低噪声；压力角较大时,可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮,压力角为时强度最高,超过强度增加不多；对于斜齿轮,压力角为时强度最高。故取。斜齿轮螺旋角的选取与齿轮的噪声、轮齿的强度及轴向力有关。随螺旋角的增大,齿轮啮合的重合度增加,工作平稳,噪声降低。轮齿的强度增大,但当螺旋角大于时,弯曲强度骤然下降,接触强度继续上升。并且在传递扭矩时,对轴承产生很大的轴向力。设计时应使中间轴上的轴向力相互平衡,减小轴承负荷,提高轴承寿命,斜齿轮螺旋角可在下列提供的围选用：乘用车变速器：两轴是变速器为中间轴式变速器为22-34货车变速器：18-26,从而在该设计中初选一档,常啮合

26、齿轮的螺旋角为。2.3.3 齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小,轴向尺寸紧凑,又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮模数 m 的大小来选定齿宽：直齿 ,为齿宽系数,取为4.58.0 斜齿 ,取为6.08.5 其中,第一轴常啮合齿轮齿宽系数可略大,取,中间轴长啮合齿轮,一挡中间轴斜齿轮的齿宽系数为,一挡中间轴斜齿轮的；二挡中间轴斜齿轮齿宽系数的,二挡二轴斜齿轮的齿宽系数为；三挡中间轴斜齿轮的,三挡二轴斜齿轮的齿宽系数为；副变速器一轴常啮合齿轮的齿宽系数,中间轴长啮合齿轮的齿宽系数；倒档直齿的齿宽系数。联合以上已确定的各齿轮副模数一并代入公式得到各齿轮的宽度如表挡位位置齿宽bmm副变

27、速器低速档副变速器一轴32副变速器中间轴30主变速器常啮合齿轮一轴40中间轴35主变速器一挡一挡中间轴42一挡二轴39主变速器二挡二挡中间轴38.5二挡二轴35.8主变速器三挡三挡中间轴31.5三挡二轴29.3倒挡倒挡轴42无2.3.4 齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数,为一般汽车变速器车齿轮所采用。故该设计中,变速器齿轮齿顶高系数采用2.3.5冷藏半挂车八挡变速器总布置图图2.21-副变速一轴器常啮合齿轮,2-副变速器中间轴常啮合齿轮,3-主变速器中间轴常啮合齿轮4-主变速器一轴常啮合齿轮,5-三挡二轴齿轮,6-三挡中间轴齿轮,7-二挡二轴齿轮,8-二挡中间轴齿轮9-一挡二轴齿轮,10-一挡中

28、间轴齿轮,11-倒挡二轴齿轮,12-倒挡中间轴齿轮13-倒挡一轴齿轮 如图2.2所示为冷藏半挂车八挡变速器总体布置方案,挡位传递路线以及变速器工作状态如下：变速器的工作状态1：副变速器接入低速挡,主变速器切入一挡,对应路线一挡：副变速器一轴12109主变速器二轴变速器的工作状态2：副变速器接入低速档挡,主变速器切入二挡,对应路线二挡：副变速器一轴1287主变速器二轴变速器的工作状态3：副变速器接入低速挡,主变速器切入三挡,对应路线三挡：副变速器一轴1265主变速器二轴变速器的工作状态4：副变速器接入低速挡,主变速器切入四挡,对应路线四挡：副变速器一轴1234主变速器二轴变速器的工作状态5：副变

29、速器接入直接挡,主变速器切入一挡,对应路线五挡：副变速器一轴主变速器一轴109主变速器二轴变速器的工作状态6：副变速器接入直接挡,主变速器切入二挡,对应路线六挡：副变速器一轴主变速器一轴87主变速器二轴变速器的工作状态7：副变速器接入直接挡,主变速器切入三挡,对应路线七挡：副变速器一轴1265主变速器二轴变速器的工作状态8：副变速器接入直接挡,主变速器切入直接挡,对应路线八挡：副变速器一轴主变速器一轴主变速器二轴变速器工作状态:9：副变速器接入低速挡,主变速器切入倒挡,对应路线低速倒挡：副变速器一轴12121311主变速器二轴变速器工作状态:10：副变速器接入高速挡,主变速器切入倒挡,对应路线

30、高速倒挡：副变速器一轴主变速器一轴43121311主变速器二轴2.3.6修正螺旋角及各档齿轮齿数的分配1已知V档传动比,且,为了确定齿数,先求其齿数和：确定齿轮9、10为螺旋角度为20度的斜齿轮,首先计算 ,的围：乘用车商用车计算Z9 =Zh-Z10 取=15求得： ,由得：由得：,则可知 取整后得： 回代可得2已知VI档传动比,且,因为已知,则由得：由得： 且 取整后得： 回代可得最终螺3已知VII档传动比,且,因为已知,则由得：由得： 且 取整后得： 回代可得最终螺4已知II档传动比,且,因为已知,则由得：由得： 且 取整后得： 回代可得最终螺5已知I档传动比,且,因为已知,则由得：由得：

31、 且 取整后得： 回代可得最终螺 6倒档齿轮齿数一般情况下,倒档传动比与一档模数较为接近,图2-2所示的倒挡齿轮的齿数,一般在21-23之间,初选.计算中间轴与倒档轴的中心距A ： 将数代入得A=111mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生干涉运动,齿轮10和11齿顶圆保持0.5mm的间隙,则齿轮11的齿顶圆直径应为因为,所以则倒档轴与第二轴中心距 2.3.7齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮的原因：1配凑中心距；2提高齿轮的强度和使用寿命；3降低齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可

32、增加小齿轮的齿根强度,使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标,故采用得较多。变位系数的选择原则：1对于高档齿轮,应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数；2对于低档齿轮,为提高小齿轮的齿根强度,应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数；3总变位系数越小,齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动,噪声要小一些。为了降低噪声,对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下,随着档位的降低,总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮,应该选用较大的值。本设计采用角度

33、变位来调整中心距。 主变速器一档齿轮的变位已知A=159.98mm,A=155mm,由计算公式,代入得到：查机械设计手册齿轮变位系数表得到： 主变速器二档齿轮的变位已知条件：A=161.83mm, A=155mm,由计算公式代入得到查机械设计手册齿轮变位系数表得到： 三档齿轮的变位已知条件：A=160.02mm,A=155mm,由计算公式代入得到：查机械设计手册齿轮变位系数表得到： 常啮合齿轮的变位已知条件：A=160.04mm,A=155mm,由计算公式代入得到：查机械设计手册齿轮变位系数表得到： 倒档齿轮的变位已知：A=111mm,A=110mm,由计算公式代入得到： 6副变速器低速档齿轮

34、的变位已知：A=159.94mm,A=155mm,由计算公式代入得到：至此,变速器的一应参数均已经确定完毕。第三章采用VB程序语言进行整车动力性程序设计3.1 设计基于整车匹配的动力性计算软件系统流程图输入设计参数编制VB程序：用For循环嵌套,小循环用来绘制每一档驱动力曲线,大循环用来控制档位变换。设定档位循环,档位依次增大四档变速器两个小循环 档位与画线设定画线步长,小循环100步利用公式：Uamax = 0.377 * r * N / ft = tq * Ig * io * Nt / rtq = -148.995 + 0.65648 * n - 3.362 * 10 * n 2 + 5.

35、17278 * 10 * n 3Fw = CDA * Ua 2 / 21.15,Ff = M3 * 9.8 * f + CDA * Ua * Ua / 21.15求出各档驱动力、阻力关系前转速下坐标值后转速下坐标值画线可得到曲线For i = 1 To 4 If i = 1 Then Ig = 4.5: Uamax = 0.377 * r * Nmax / : Uamin = 0.377 * r * Nmin / For Ua = Uamin To Uamax Step 0.01输出曲线和结果 图3-1 VB程序流程图3.2 编制程序软件,绘制汽车动力性曲线以下为部分曲线截屏图3-2 发动机外

36、动力特性曲线 图3-3 汽车动力特性图3.3 对动力性曲线的分析3.3.1 驱动力-行驶阻力平衡图通常将汽车行驶方程式用图解的方法来进行分析。图3-3 为一变速器汽车的驱动力- 行驶阻力平衡图。图上既有各档的驱动力图, 又有滚动阻力和空气阻力叠加后得到的行驶 阻力曲线。从图中可以清楚地看出不同车速时驱动力与行驱动力-行驶阻力平衡图 驶阻力之间的关系。当坡度为零时, 行驶阻力曲线与驱动力曲线的交点即为最高车速umax 。这时驱动力和行驶阻力相等,汽车处于稳定的平衡状态。当车速低于最高车速时,驱动力大于行驶阻力,此时汽车可利用剩余的驱动力加速或爬坡。如果要在低于最高车速工作时,驾驶员可关小节气门开

37、度 ,此图3-5 理论行驶阻力平衡图 时发动机只在部分负荷特性工作,以使汽车达到驱动力和行驶阻力新的平衡。在本课程设计中,由于低速农用货车主要用于托运货物,故需要大的驱动力,与理想驱动力-行驶阻力平衡图图3-5相比,并未在最高档驱动力曲线与阻力曲线的焦点处出现,而此种情况,主要是因为本次设计车的特殊使用性能。3.3.2 汽车功率平衡图汽车行驶时,发动机功率和汽车行驶时的阻力功率也是相互平衡的,即在汽车行驶的每一瞬间,发动机发出的功率始终等于机械传动和全部运动阻力功率。本课程设计汽车功率平衡用图解法表示, 如图3-7 所示。它可根据发动机外特性将发动机转速换算成车速,1/t 与车速的关系曲线,即

38、为汽车功率平衡图。如同驱动力- 行驶阻力平衡图分析一样,最高档行驶阻力功率与发动机功率相交点处的车速即是在良好水平路面上汽车行驶的最高车速umax 。当汽车在良好水平路面上以ua的车速等速行驶时,汽车的阻力功率为/ t= bc,此时,驾驶员部分开启节气门,发动机功率曲线如图3-7 汽车功率平衡图 图中虚线所示,以便维持汽车等速行驶。但是发动机在汽车行驶速度为ua时, 若节气门全开能够发出的功率为Pe = ac,则Pe - /t = ac- bc= ab可用来加速或爬坡。Pe -/ t 为汽车的后备功率。可见,汽车的后备功率越大,其动力性就越好。3.3.3 汽车爬坡度曲线利用图3-4可求出汽车能

39、爬上的坡道角,相应的根据tan=i可求出坡度值。其中,汽车最大爬坡度imax为I时的最大爬坡度。最高档最大爬坡度 图3-8 爬坡度曲线亦应引起注意,特别是货车、牵引车,因为货车经常是以最高档行驶的,如果最高档的爬坡度过小,迫使货车在遇到较小的坡时经常换挡,这样就影响了行驶的平均速度。3.3.4 汽车加速度曲线汽车的加速能力可用它在水平良好路面上行驶时能产生的加速度来评价,但由于加速度的数值不易测量,实际中常用加速时间来表明汽车的加速能力。譬如用直接当行驶时,由最低稳定速度加速到一定距离或80%umax所需的时间表明汽车的加速能力。可根据图3-4求出 图3-9 汽车加速度曲线汽车的加速时间。显然

40、,利用图3-4可计算得出各档节气门全开时的加速度曲线,见图3-9。由图可以看出,高档位时加速度要小些,I档的加速度最大。根据加速度曲线可以进一步求出由某一车速u1加速至另一最高车速u2所需的时间。图3-10 汽车理论加速度曲线3.4 编译VB程序根据汽车动力性方程编写VB程序,画出汽车整车驱动力阻力平衡图、汽车功率平衡图和汽车动力性图。具体VB程序见附录第四章 整车动力性计算4.1汽车的行驶方程式 1驱动力：2滚动阻力：3坡道阻力：4空气阻力： 4-5汽车的空气阻力与车速的平方成正比,即式中 空气阻力系数迎风面积5加速阻力：其中4.2动力性评价指标的计算4.2.1最高车速根据汽车行驶方程式,

41、假设汽车在水平路面并以某稳定车速行驶行驶则可以忽略坡度阻力与加速阻力,公式变为：则阻力的功率为：代入已知数据得到：并且已知该冷藏半挂车的传动效率=0.85令,求得然而考虑到需要为发动机预留一定的后备功率设定最高车速=90km/h,4.2.2最大爬坡度根据汽车结构计算理论等效爬坡度,冷藏半挂车采用后轮驱动,并且已知汽车的各种参数,由等效坡度公式：,并代入已知数据L=3.2m,=1.947m,取=0.75,=0.9m,求得=0.5783,那么实际角度但是要考虑发动机的实际最大转矩与变速器最大传动比,在爬坡时略去最大加速阻力与空气阻力得：,而汽车所能发出的驱动力为：, 令=,即有=,进一步推知：,

42、,代入以上已知数据推出：；当=0.5783时,有最大传动比20.5。此时的最大传动比只是初步计算的理论值,还要考虑冷藏半挂车的实际运行路况,冷藏半挂车常需要坐长途运输行驶的路况较为良好,按照次级公路要求最大坡度也不得大于18%换算成角度为,但也需要考虑一些特殊情况,比如深入一些偏远农村常会遇到一些大坡度特殊路况不利于汽车行驶,但是设置的传动比过高无疑会使汽车换挡困难,噪音增大,不利于驾驶,所以设定坡度值为即46.88%,比较折中的处理。当坡度为46.88%时反求冷藏半挂车的传动比由式,并代入求得此时的最大传动比=16.7。4.2.3最大加速度根据发动机外特性拟合曲线 ,并联立公式和得到汽车驱动力方程