变速箱速比的合理确定

1、第1期汽齿科技2008 年第1期汽齿科技2008 年变速箱速比的合理确定摘要：本文阐述了某汽车DCT六档变速器在与整车匹配中选择合理的传动比，使发动机与变速箱动力衔接顺畅，换档快速，体现岀整车动力高效率、操纵性强的优点。关键词：发动机特性、最高档位、最低档位、速比优化汽车变速箱承担着传递引擎输出动力的重要功能。 发展至今，为了提高整车动力性，增强 操作性，手动六档变速器已是趋势所在， 多档位、紧密的齿比变化有着动力衔接顺畅、 换档快 速的优点。合理制定传动速比是变速箱内部结构设计的关键。1设计要求某一整车目标数据如表 1所示。发动机特征曲线图如图 1所示。+ torque -nr- Xiwcr

2、Engine speed (rpm)15010()一 UJzjuntuD】eju 一杖u 亠20020000IfiO.OO160.00140.00120.00I0O0OSO.OG60.0040.000.0060007000图1发动机特征曲线图表1特性参数车身4/5-door空载1525KG满载1940kg拖车1200kgCdA 0.7第1期杨立：变速箱速比的合理确定37滚阻系数Cr0.015迎风面积（m2）2.33轮胎尺寸Min215/55 R16轮胎尺寸Max215/50 R17车辆长度（mm）4619轴距（mm）2705车辆宽度（mm）18262最高档位六档速比确定2.1牵引力设发动机引擎

3、动力通过变速箱94%效率输出在轮胎上，那么汽车的发动机牵引力F与车速V、功率P的关系为：F=Pmax*94%/V=117680*94%/ V根据不同的车速，可得到发动机理想牵引力（见表2）及曲线（见图2）。表2车速（m/s）牵引力（N）10 11061.920 553130 3687.340 2765.550 2212.460 1843.770 1580.3Vehicle Spcd （m/蓉）图2发动机理想牵引力曲线第1期杨立：变速箱速比的合理确定39这是汽车发动机的理想最大牵引力曲线。 但是要确定汽车的动力性， 必须要了解汽车行驶 的实际情况，掌握沿汽车行驶方向作用于汽车的各种外力，即驱动力

4、与行驶阻力。 根据这些力的平衡关系建立汽车的行驶方程式。2.2汽车的阻力（在水平道路上）汽车的行驶阻力 XF有滚动阻力、空气阻力、坡度阻力、加速度阻力，其中滚动阻力、空气阻力是在任何行驶条件下均存在的，坡度阻力、加速度阻力仅在一定行驶条件下存在。在水平道路上等速行驶时就没有坡度阻力、加速度阻力。计算公式：XF = MgCr +0.5 QdAV2 + M g sin 0式中，M表示汽车重量，Cr表示滚阻系数，p表示空气密度，Cd表示空气阻力系数，A表示迎风 面积，0表示路面坡度）。当汽车在水平道路上等速行驶时：寸=1940 *9.81* 0.015+ 0.5*1.23* 0.7V2根据不同的速度

5、V,得出不同的阻力（见表 3）及阻力曲线图（图3）。表3车速（m/s）阻力（N）10 328.520 457.730 672.940 974.350 1361.760 1835.370 2394.914OD012OD06th Fotvc & SpcdTrticlivc l ITi)rL-A RcsislLinui.' ibrccIi1OODO<-紹曲1UJ 1 .飞-L140002()00祇平阳.力阳线y010.6? 21.33 32.U0 42.67 53J3 f=8.67 64.00Vehicle Speed 5讪图3水平阻力曲线图第1期杨立：变速箱速比的合理确定41

6、2.3汽车的驱动力驱动力是由发动机的转矩经传动系统传至驱动轮上得到的。作用于驱动轮上的转矩产生对地面的圆周力，而地面对驱动轮的反作用力就是驱动汽车的外力，成为驱动力Ft:Ft =Tiq/R = T*i* 94%/0.32145式中，T表示发动机转矩， 汽车车速i表示总速比，n表示传动系的机械效率，R表示作用轮胎半径。V =2* n*n*R/i =2* n* n*0.32145/i当牵引力F=阻力”F，此时最咼档六档达到理论最咼车速Vmax；当驱动力Ft =牵引力F =阻力"F ,汽车的动力性达到最佳状态。Ft =Ti n/R= "F =1940* 9.81* 0.015+0

7、.5*1.23* 0.7V 22117.68*1000* 94%/V = 1940*9.81*0.015+ 0.5* 1.23* 0.7V最高车速 Vmax=60.10(m/s)=216.4(km/h)牵引力F =阻力"f =驱动力Ft= 1840.53(N)Ft =Ti n / R = T * i * 94%/ 0.32145= 1840.53 (N)(1)V =2* n*n* R/i = 2* n* n*0.32145/i =60.10 (m/s)(2)两方程式根据n、T发动机特征曲线，用逼近法，推算出6档速比i6=3.227。根据不同速度，得出最高档六档不同的驱动力，表4、图4

8、为牵引力、阻力、驱动力的关系。表4车速(m/s)牵引力(N)驱动力(N)水平阻力(N) 2%)坡度阻力(N)10.43 10604L.41292.8332.3712.915.65 7069.61603.3 3909771.520.86 5302.21762.7 4728853.526.08 4241.81941.1 5782958.931.29 3534.81960.9 70711087.736.51 3029.82032.6 85931239.941.73 2651.12112.81035.01415.646.94 2356.52089.31234.11614.752.16 2120.920

9、27.01456.61837.254.80 2018.71959.01578.11958.758.60 1887.71925.11763.82144.460.10(max) 1840.51840.11840.52221.262.59 1767.41673.11971.92352.5图4牵引力、阻力、驱动力的关系图2.4评价标准(1) 从数据中可以看出，最高档位在2%坡道的最高车速为54.80 m/s，与水平道路的最高理论车速60.10 m/s的偏差为：(54.80-60.10)/60.10=-8.8%，与理论设计标准 8%相当接近。(2) 最高档位最低起步速度<色.?_Vi300=2*

10、n n*0.32145/ i= 2* n* 1300 /60*0.32145/ 3.227=13.56(m/s)=48.8(km/h) 与理论设计标准 V1300 =50(km/h)相当接近。2.5结论根据牵引力F、阻力、驱动力Ft三者关系，可定出最高档位的速比及最高车速。3一档速比确定一档是起步档，要确定速比，必须考虑到起动的可操纵速度、坡道起动、起步打滑。3.1起动的可操纵速度 V1000汽车在一档以平地较低速度起步时，当发动机转速稍高于怠速，取1000rpm时，假使操纵速度V1000 =8(km/h)(根据经验目标参数 7.5-8.5 Km/h ),V1000 = 8 (km/h)=2*

11、 n* n*0.32145/ i= 2* n1000 /60*0.32145/ i得出一档速比i1 =15.148。3.2坡道起动汽车在一档起步时，驱动力大，加速性能好，爬坡能力也强。整车PDS要求一档爬坡能力为30%(满载状态)。当一档速比i1 =15.148时，来验证爬坡角度：坡道阻力"F =MgCr+Mgsin 9+0.5 pCdAV2=1940*9.81*0.015+ 1940*9.81 sin 9+0.5*1.23*0.7 V2当坡道取30%时，2"F =1940*9.81*0.015+ 1940*9.81 si n(acta n0.3) +0.5*1.23*0.

12、7 V根据不同的车速，可得出一档在坡道30%时的阻力曲线，它远远低于一档驱动力，验证了第1期杨立：变速箱速比的合理确定43一档速比ii的爬坡能力为30%的可靠性。3.3起步打滑力汽车在一档驱动时，大的驱动力可能引起车轮在路面上急剧加速滑转而无法启动。因此，轮胎与路面要有够大的附着力。地面对轮胎切向反作用的极限值为附着力，当起动驱动力大于附着力Fu时，轮胎打滑。该车为前轮驱动，打滑力Flimf w附着力Fu= u*FG前轮=u *Li/L* M*g*cos 0式中，u表示轮胎与地面的附着系数，Lj表示后轮与车重心距离，L表示轴距，M表示车重，0表示坡道。已知 u=1 , Li=2.705*55%

13、=1.488(m) , M=1940(kg), L=2.705 (m)。平地起步，Fiimf=10287(N) , 0=30。时，Fiimf=9056(N)。表5一档速比15.148车速车速坡道阻力发动机转速发动机扭矩牵引力驱动力(km/h)(m/s)(30%)(rpm)(Nm)(N)(N)6.4 1.785755.4800124 62223.55492.88.0 2.225756.21000137 49778.86068.612.0=3.335758.81500169.9 33135.87526.016.0 4.445762.52000186.8 24839.48274.620.0 5.56

14、5767.32500205.7 19911.59111.824.0 6.675773.23000207.8 16592.99204.828.0 7.735780.13500215.4 14222.59541.532.0 8.895788.04000223.9 12444.79918.036.0 10.005797.14500221.411061.99807.340.0 11.115807.25000214.89955.89514.944.0 12.225818.35500200.39050.78872.645.7 12.595823.35710196.88717.88717.648.0 13.

15、335830.66000177.38296.57853.8可验证汽车在一档起步时，V1000 =8(km/h)时，驱动力=6068.6(N)附着力，不打滑。图5第1期杨立：变速箱速比的合理确定453.4结论汽车在考虑到起动的可操纵速度、坡道起动、起步打滑力后得出一档速比ii =15.148，具有可靠性。4其他档位速比确定根据经验，轿车速比一般选用偏置速比i6=3.227, ii=15.148, is=15.148/ 3.227=4.694基础速比0.5(Z-1)(Z- 2) 1/(Z-1)K = (is /?2)取偏置速比? 2=1.08， 得出K=1.168，i6=3.227， i5= i6

16、*K=3.227 * 1.168=3.769，i4= i5 *K *?2 =3.769 * 1.168 * 1.08=4.753，i3= i4 *K *?22=4.753 * 1.168 * 1.08 2 =6.4753i2= i3 *K *?2 =6.475 * 1.168 * 1.083 =9.528结论：这是根据整车PDS数据及发动机特性值，计算出六档变速箱理想速比分配。5速比优化5.1原则计算的理论速比为完全偏置速比，但在实际应用中，由于考虑工况、Package大小中心距、主减速齿轮大小限制，齿轮宏观参数的设计，速比分配在参照理论速比的基础上，提出了速比优化的原则：平均偏置速比？2为1

17、.07-1.09，公差范围0.135；与 Benchmarket ? 2 偏差 <0.06;共用主动齿轮的从动齿轮对模数偏差Amn <0.025。5.2结构在参考VW -DCT齿轴整体设计布局的基础上，该变速箱采用了 3 1/2轴结构(输入轴2/4/6档，输入轴1/3/5/R档，中间轴1/2/3/4档，中间轴5/6/R档，倒档轴)；3对齿轮副共用主动齿 轮：1/R档、3/5档、4/6档；2主减速齿轮共用1个主减从动大齿轮。如图6所示。图6变速箱结构5.3限制条件第1期杨立：变速箱速比的合理确定47中心距的限制：根据PDS要求，输入/输出中心距=197 ,主减速落差=80-85 ,在

18、此条件下, 粗定中间轴1/2/3/4档中心距范围=100-105，中间轴5/6/R档中心距范围=90-95 ;在不考虑变位系数的情况下，中心距a=mn（Z1+Z0/2cos 0通过逼近推算法，在满足以上设计原则条件下，得出齿轮宏观参数及速比。表6主动齿数从动齿数速比总速比理论总速比从动齿分度园模数螺旋角中心矩1档16 553.437514.87815.418 156.75 2.4331.5101.172档22 472.1363649.2469.528137.81 2.5031.5101.163档29 421.4482766.2686.475120.68 2431.5102.014档33 371

19、.1212124.8534.753105.88 24431.5100.165档29 341.1724143.8463.76997.702.4531.590.5136档33 310.9393943.0813.22788.712.4431.591.574R档16 372.312513.17105.45 2.4：331.575.52419331.73684297.882.752277.115主减速118 774.328228.50 2.57 30140.96主减速224 773.28228.50 2.57 30149.86在结合变速箱设计软件 ROMAX的的建模设计，参数确定，齿、轴、轴承等强度校核

20、安 全的论证下，设计出了该汽车DCT六档变速箱的实际速比（见表 7）。表7一档二档三档四档五档六档理论速比15.1489.528 6.475i 4.753 3.769 3.227实际速比14.8789.246 6.268! 4.853 3.846 3.081与理论偏差<± 5%-1.78% -2.96%-3.19%2.10%2.04%-4.52%一级比率1.609 14751.2921.2621.248二级比率1.091 1.1V21.0241.011实际平均偏置速比？21.07公差0.118根据表7所示，偏置速比？2=1.07，公差=0.118，完全符合标准数据 ?2为1.07-1.09，公差范围0.135的要求。6实际速比指导的汽车仿真运行第1期杨立：变速箱速比的合理确定#6.1汽车的各档驱动力、阻力平衡(1) 一档起步稳定车速 Viooo=8.145 km