四档变速器汽车设计课程设计说明书.doc

山东建筑大学课 程 设 计 说 明 书 题 目： 基于整车匹配的变速器总体设计及整车动力性计算课 程： 汽 车 设 计院 （部）： 机电工程学院专 业： 车辆工程班 级： 车辆082班学生姓名： 季鹏森学 号： 2008071068指导教师： 吴亚兰、孔祥安设计期限： 2011/12/192012/01/06目录前言3第一章 总述41.1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41.2设计材料41.3课题分析4第二章 变速器结构形式的选择和设计计算62.1变速器结构分析与型式的选择62.1.1变速器传动机构前进挡布置方案的分析62.1.2 变速器传动机构倒挡布置方案的分析72.2 变速器基本参数的确定72.2.1 变速器的档位数和传动比72.2.2 中心距A的确定82.2.3 外形尺寸的确定92.3 齿轮参数的确定92.3.1 齿轮模数92.3.2 齿形、压力角与螺旋角102.3.3 齿宽102.3.4 齿顶高系数112.3.5 各档齿轮齿数的分配11第三章 采用VB程序语言进行整车动力性程序设计143.1 设计基于整车匹配的动力性计算软件系统流程图143.2 编制程序软件，绘制汽车动力性曲线153.3 对动力性曲线的分析153.3.1 驱动力-行驶阻力平衡图153.3.2 汽车功率平衡图163.3.3 汽车爬坡度曲线173.3.4 汽车加速度曲线173.4 编译VB程序18第四章 整车动力性计194.1汽车的行驶方程式194.2动力性评价指标的计算204.2.1最高车速204.2.2最大爬坡度204.2.3最大加速度20第五章 设计小结21参考文献22前言本次课程设计对动力性的计算分别采用行驶特性图和动力性分析软件两种方法进行分析。汽车的行驶特性图来分析汽车的动力性指标是一种简单、直观、有效的方法。通过对汽车动力性的分析,寻求改善汽车动力性的方法。从而为发动机和变速器的设计、传动系传动比的合理选择以及汽车最佳动力换档规律的确定提供了理论上的依据。 汽车动力性是各种性能中最基本、最重要的性能。它主要由汽车的最高车速、加速时间及最大爬坡度三个指标来评价。 本次任务目的是设计可以配合整车使用的一个变速器机构，而变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。它的作用是：1.在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常在50km/h左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。2.实现倒车行驶。汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。3.实现空档。当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。本次变速器的设计，通过变速器设计的总体要求，设计变速器的整体结构形式以及其总体尺寸，确定变速器档位以及各档传动比各项参数，最后，确定各档位齿轮的齿数、变位系数以及螺旋角等相关参数。并针对整车匹配计算车辆的动力性参数汽车的最高车速uamax、汽车的最大爬坡度imax和汽车的最大加速度ajmax。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设计材料已知数据12柴油发动机外特性拟合公式：式中，为发动机转矩，为发动机转速。发动机最低转速, 最高转速2低速货车的有关数据：装载质量 2500kg 整车装备质量 2200kg总质量 4700kg 车轮半径 0.367m传动系机械效率 空气阻力系数迎风面积=2.77m滚动阻力系数 飞轮转动惯量 两前轮的转动惯量 两后轮的转动惯量 主减速器传动比 轴距 质心至前轴距离（满载） 质心高 0.9m 汽车最高限速70km/h 变速器的档位为四档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的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内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，要完成四档农用运输车变速器设计。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，农用运输车属于轻型货车，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基于本次课题车辆形式的限制，变速器只能选用有级变速器。并且，机械式变速器结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠，因此，采用机械式变速器。机械式变速器中常用的为固定轴式变速器。而在固定轴式变速器中，两轴式变速器和中间轴式变速器又是在汽车中广泛采用的形式。两轴式变速器（由于轴和轴承数少，因此，其结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，其各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声也低。但是，两轴式变速器不能设置直接档，当其在高档工作时齿轮和轴承均承受载荷，不仅工作噪声大，且易损坏。而且受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计得很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。中间轴式变速器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以外的其他档位工作时，传动效率略有降低。通过以上两种变速器的比较与设计车辆的种类分析，中间轴式变速器适用于该车。因为，该车的设计需要承载较大的载荷，需采用发动机前置后轮驱动的布置方案，且需要较高的传动效率并且制造成本经济性要好。图2-1 中间轴式四档变速器的传动方案中间轴式变速器确定后，对比其四挡变速器的传动方案（图2-1），其中a）、b）所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换挡；c）所示传动方案的二、三、四档用常啮合齿轮传动，而一、倒档用直齿滑动齿轮换挡，第二轴为两点支撑。三种方案相比较，c）方案结构紧凑，整体尺寸小，容易布置，并且结构简单，较容易制造，故该设计方案选用c）方案。2.1.2 变速器传动机构倒挡布置方案的分析与前进档比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故低速货车中均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。通过图2-2中，各倒档布置方案的比较，g）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。故本课程设计采用方案g）。2.2 变速器基本参数的确定2.2.1 变速器的档位数和传动比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。考虑到农用运输车的特殊性，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，本次课程设计采用四档变速器。确定档位后，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。根据柴油发动机外特性拟合公式：（2-1）求导确定出当转速为n=1500r/min时，发动机达到最大转速通过计算可得汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可以忽略，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。故有则由最大爬坡度要求的变速器I档的传动比为根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档的传动比为ig1=4.5G2为汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，根据扭矩方程1.947G=3.2 G2，可求的G2=28024.63N故上式由两条件确定的变速器I档传动比范围，结合货车常用变速器传动比的范围，确定该车变速器I档传动比为。变速器I档传动比根据据上述条件确定好。变速器的最高档定为直接档，其余中间档的传动比按等比级数排列，如此便于换挡操作，则等比级数为：由此确定中间各档传动分别为ig=4.5、ig=2.72、ig=1.65、ig=12.2.2 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%，代入公式计算可得2.2.3 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 （2.2-2.7）A五档 （2.7-3.0）A六档 （3.2-3.5）A该车为四档货车，系数选用2.5，故该车变速器的轴向尺寸L=235mm2.3 齿轮参数的确定2.3.1 齿轮模数齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。而其选用的原则是，在中心距相同的条件下，选用较小的模数，就可以增加齿轮的齿数。从货车的角度出发，减小质量比减小噪声更为重要，因此，齿轮应选用大些的模数。变速器用齿轮模数的范围见表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，括号内的模数尽可能不用。表2-2 汽车变速器常用的齿轮模数（GB/T1357-1987） （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-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。根据上述条件，该车变速器的齿轮模数选为mn=3.00mm2.3.2 齿形、压力角与螺旋角汽车变速器齿轮的齿形、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。国家规定的齿轮标准压力角为20。故本设计中变速器齿轮压力角采用，螺旋角也应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。因此，从各方面因素考虑该车设计中变速器常啮合齿轮1、2螺旋角选用1-2=30，啮合齿轮3、4螺旋角选用3-4=20。啮合套或同步器结合齿多采用30压力角，也有20和25的。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。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b：其中，齿宽系数直齿轮，斜齿轮故，由上式得该设计中直齿齿宽斜齿轮齿宽同步器和啮合套的接合齿的工作宽度初选采用3mm2.3.4 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 各档齿轮齿数的分配在初选了变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配，进行各档齿数分配应首选，轴径。第一轴花键部分直径根据发动机最大转矩初选： 中间轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d根据中心距A初选，确定为 （1）确定档齿轮的齿数 已知档传动比ig1=4.5，且为了确定齿数，先求其齿数：确定齿轮7、8为直齿轮， 图2-3 四档变速器结构件简图根据齿数分配原则。以及避免齿轮根切的原则分配根据第二轴轴径和货车Z8的选取范围，确定（2）修正中心距由于为整数，故A确定为A=93mm，由此中心距A=93mm则是各档齿轮齿数分配的依据。（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数1、2常啮合齿轮选用螺旋角为30的斜齿轮，得因常啮合传动齿轮副与I档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故有则，该对齿轮需要进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则，得（4）确定其他档位的齿轮齿数对档齿轮副5、6齿轮选用直齿齿轮，且模数与档相同，则有两式联立求解，得此时，与标准中心距相等，故该对齿轮无需进行变位。取档齿轮副3、4为螺旋角为20的齿轮，则有再由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡齿轮7和齿轮8的轴向力，由联立上述两式，可求得则齿轮中心距为，则该对齿轮需要进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则，得（5）确定到档齿轮副的齿数通常档与倒档选用同一模数，且确定倒档齿轮10（见图2-5）的齿数z10=22，计算中间轴与倒档轴的中心距：为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉，则齿轮8、9之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为两式联立求解，得将齿轮9的的齿数反带回其齿顶圆直径计算公式有将上式代入公式(2-1)后，则该对齿轮需要进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则，得最后，倒档轴与第二轴之间的中心距为至此，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 / (Ig * io) ft = tq * Ig * io * Nt / rtq = -148.995 + 0.65648 * n - 3.362 * 10 (-4) * n 2 + 5.17278 * 10 (-8) * 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 / (Ig * io): Uamin = 0.377 * r * Nmin / (Ig * io) 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 图3-4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度(图中虚线) ,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,绘出发动机功率Pe 和汽车经常遇到的阻力功率 图3-6 汽车理论功率平衡图1/t ( Pf + Pw) 与车速的关系曲线,即为汽车功率平衡图。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( Pf + Pw)/ 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 - ( Pf + Pw) /t = ac- bc= ab可用来加速或爬坡。Pe -( Pf + Pw)/ 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，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：=0.047（45）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：= 将4.2动力性评价指标的计算4.2.1最高车速按汽车最高车速的定义，有=0，j=0，带入公式（49）可得： 最后求的最大速度4.2.2最大爬坡度按汽车以最低档稳定速度爬坡，有j=0，设f，由式（49）可得 =0 由此可得，汽车的最大坡度为4.2.3最大加速度汽车在某一档加速过程中的最大加速度可由j=f（）得极值点求出，令： 得到极值点的车速为将带入上式得汽车在该挡的最大加速度。第五章 设计小结这次汽车设计课程设计在吴老师和孔老师的悉心指导下，经过三个星期的时间，本次课程设计的内容已经全部完成。这次涉及内容，基于整车匹配的变速器总体设计及整车动力性计算