基于整车匹配的汽车变速器总体设计及整车动力性计算

1、汽车设计课程设计说明书本科课程设计说明书题 目：基于整车匹配的汽车变速器 总体设计及整车动力性计算院 （部）： 机电工程学院专 业： 车辆工程班 级： 姓 名：学 号： 指导教师： 设计期限： 2016.06.20-2016.07.06目 录第1章 前 言11.1本次设计的目的和意义11.2基于整车匹配的变速器的现状和发展1第2章 总 述32.1设计题目：基于整车匹配的汽车变速器总体设计及整车动力性计算32.2设计资料32.2.1 汽油发动机外特性拟合公式：32.2.2轻型货车的有关数据：32.2.3课题分析3第3章 变速器的设计53.1变速器结构形式的分析与选择53.1.1变速器传动机构前进

2、挡布置方案的分析与选择53.1.2变速器传动机构倒挡布置方案的分析与选择63.1.3换挡机构形式的选择73.1.4变速器轴承73.2变速器基本参数的确定73.2.1计算发动机最大转矩73.2.2计算最大传动比83.2.3计算最高车速和最小传动比83.2.4计算其他挡位传动比93.2.5中心距A的确定93.2.6 外形尺寸的确定93.3齿轮参数的确定103.3.1齿轮模数103.3.2 齿形、压力角与螺旋角113.3.3 齿宽123.3.4 齿顶高系数133.3.5各挡位齿轮齿数的确定133.4变速器总结构形式图及传动路线17第4章 采用VB语言进行整车动力性程序设计184.1设计基于整车匹配的

3、动力性计算软件系统流程图184.2 编制程序软件，绘制汽车动力性曲线并分析204.2.1编译VB程序204.2.2发动机外特性曲线及分析204.2.3驱动力与行驶阻力平衡图及分析214.2.4汽车功率平衡图及分析234.2.5功率因数平衡图及分析244.2.6加速度倒数曲线及分析254.2.7汽车爬坡度曲线及分析25第5章 整车的动力性计算275.1计算最高车速275.2计算最大爬坡度275.3计算最大加速度28第6章 设计小结29参考文献31附 录3259第1章 前 言1.1本次设计的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的

4、环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：1. 手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。2. 手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。3. 手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。4. 维修方便，维修成本便宜。5. 可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。  

5、; 在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。 1.2基于整车匹配的变速器的现状和发展各种车辆的用途不同，对变速器的要求也各异，所谓变速器与车辆匹配，即是为满足一定需要和使用性能的车辆配置一台水平相当、技术性合理、与车辆的动力性和经济性相适应的、安装和使用既方便又经济合算的变速器。变速器的高挡和低速挡比、挡位数和各挡速比是变速器与车辆匹配的主要内容。从现代汽车变

6、速器的市场状况和发展来看,全世界的各大厂商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极,汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而,因无级变速器技术难度很大,发展相对较慢,从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 并具有各自优势,但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中,由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液

7、温度升高造成功率损失,存在传动效率低油耗较大的不足,另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。同时变速器与整车的匹配由于人才技术的问题，很多小厂商无法做到，生产出的变速器在使用时无法做到很好的与汽车动力性相匹配，使汽车整体性能降低。只有一些有资金和实力的大厂商才能设计出基于整车匹配的变速器。在这方面还需要我们好好努力才行。总之,变速器是汽车除发动机外的主要装置之一,伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展,基于整车匹配的汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。第2

8、章 总 述2.1设计题目：基于整车匹配的汽车变速器总体设计及整车动力性计算2.2设计资料 2.2.1 汽油发动机外特性拟合公式：Ttq=-19.313+295.27n1000-165.44n10002+40.874n10003-3.8445n10004 （2-1）式中，Ttq为发动机转矩，n为发动机转速。发动机最低转速nmin=600r/min, 最高转速nmax=4000r/min。2.2.2轻型货车的有关数据： 装载质量 2000kg 整车装备质量 1800kg 总质量 3800kg 车轮半径 0.367m 传动系机械效率 T=0.85 空气阻力系数´迎风面积=2.77m2 滚动

9、阻力系数 f=0.013 飞轮转动惯量 If=0.218kgm2两前轮的转动惯量 I1=1.798kgm2四后轮的转动惯量 I2=3.598kgm2 主减速器传动比 i0=5.83 轴距 L=3.2m 质心至前轴距离（满载）a=1.947m 质心高 0.9m 变速器的挡位为五挡2.2.3课题分析 汽车变速器作为汽车传动系统的关键总成，其主要的功能是改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时对驱动车轮牵引力及车速的不同需要。变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接的影响，为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提

10、出如下设计要求：1.保证汽车有必要的动力性和经济性。2.设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3.设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4.设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5.换挡迅速、省力、方便。 6.工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7.变速器应当有高的工作效率。 8.变速器的工作噪声低。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，确定变速器挡位以及各挡传动比各项参数，最后，确定各挡位齿轮的齿数、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、汽车的最大爬坡度和汽车的最大

11、加速度。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，轻型货车需要有较高的动力性能，故需设置直接挡以传递发动机的最大动力。由此，确定变速器的传动比。再通过编写程序仿真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。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。第3章 变速器的设计3.1变速器结构形式的分析与选择3.1.1变速器传动机构前进挡布置方案的分析与选择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。由于机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，所以采用机械式变速器。机械式变速器中常用

12、的为固定轴式变速器，而在固定轴式变速器中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上，旋转轴式主要用于液力机械式变速器。两轴式变速器：由于轴和轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡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挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。而且受结构限制，两轴式变速器的一挡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：其可设

13、置直接挡，使用直接挡，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挡以外的其他挡位工作时，传动效率略有降低。 因为该车为轻型货车，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经济性要好，所以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。 本次设计的驱动形式是：发动机前置后轮驱动。 发动机的位置是：前置、横置。变速器传动机构前进挡结构形式：中间轴式变速器。3.1.2变速器传动机

14、构倒挡布置方案的分析与选择图3-1 倒挡布置方案图3-1为常见的倒挡布置方案图。图3-1b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3-1c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3-1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图3-1c所示方案。图3-1e所示方案是将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图3-1f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3-1g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

15、速器上盖中的操纵机构复杂一些。与前进挡比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，通过图3-1中各倒挡布置方案的比较及考虑本设计全部采用斜齿轮，而3-1f方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便，能够避免斜齿轮滑动换挡打齿的现象，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挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡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

16、案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。3.1.3换挡机构形式的选择变速器换挡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。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。综合优缺点，本设计中选用同步器或啮合套换挡。

17、3.1.4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内腔尺寸足够时，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。3.2变速器基本参数的确定3.2.1计算发动机最大转矩由式Ttq=-19

18、.313+295.27n1000-165.44n10002+40.874n10003-3.8445n10004 发动机最低转速nmin=600/min, 最高转速nmax=4000r/min 计算可知在n=2041r/min处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计算最大传动比汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力和加速阻力，所以汽车的最大驱动力应为Ttqmaxig1i0Tr=Gfcosmax+Gsinmax（3-2

19、）即一挡传动比ig1Gfcosmax+sinmaxrTtqmaxi0T（3-3）一般货车的最大爬坡度约为30%，即16.7，代入数据，取i1=4.73。3.2.3计算最高车速和最小传动比汽车行驶的阻力主要由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：F=Gf+Gi+CDA21.15ua2+mdudt（3-4）假设汽车在水平路面并以最高车速行驶则可以忽略坡度阻力与加速阻力，公式变为:F=Gf+CDA21.15ua2（3-5） 即 Ttqigi0Tr=Gf+CDA21.15ua2又知ua=0.377rnigi0（3-6）所以带入数据可解得i5=0

20、.93 uamax=102.05km/h3.2.4计算其他挡位传动比变速器I挡传动比根据据上述条件已确定好。考虑到此次设计挡位数为五挡，因此设五挡为超速挡，设定变速器的四挡为直接挡，其余中间挡的传动比大致按等比级数排列，然后根据各挡的使用频率调节传动比，如此便于换挡操作，则等比级数为：q=3i1i4=34.731=1.68（3-7）由此确定中间各挡传动分别为i1=4.73 i2=2.82 i3=1.68 i4=1 i5=0.93 3.2.5中心距A的确定初选中心距A时，根据下述经验公式计算A=KA3Ttqmaxig1g（3-8）其中A-变速器中心距KA-中心距系数，货车取KA=8.69.6Tt

21、qmax-发动机最大转矩ig1-变速器一挡传动比 g-变速器传动效率在该设计中g为变速器的传动效率，取96%，KA取9，代入公式计算可得：A=83.36mm。圆整为：A=84mm。3.2.6 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挡中间（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：四挡 （2.2-2.7）A五挡 （2.7-3.0）A六挡 （3.2-3.5）A该车为五挡货车，系数选用3，故该车变速器的轴向尺寸L=3×A=3×84=252mm3.3齿轮参数的确定3.3.1齿轮模数齿轮模数选取的一般原则：（1）为了减少噪声应

22、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，各挡齿轮应该选用一种模数；（4）从强度方面考虑，各挡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。 变速器齿轮模数范围大致表3-1。表3-1 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3-2.选用

23、时应先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表3-2 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。其取用范围是：乘用车和总质量ma在1.814.0t的货车为2.03.5mm;总质量ma大于14.0t的货车为3.55.0mm。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

24、的影响折中一下从磨损均匀与传动平稳以及降低噪声的角度初步取变速器一轴与倒挡轴斜齿轮的法向模数mn=3.5mm；为减轻齿轮质量，二挡、三挡、变速器一轴与中间轴常啮合斜齿轮的法向模数mn=3mm；为提高传动平稳性，降低高速时的噪声五挡斜齿轮的法向模数mn=2.5mm。3.3.2 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3-3选取，但有些轻、中型货车的高挡齿轮也采用小压力角。表3-3 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°，16.5°25°-45°

25、;一般货车GB1356-78规定的标准齿形20°20°-30°重型车同 上低挡、倒挡齿轮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时的动载荷，使传动平稳，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28时强度最高，超过28强度增加不多；对于斜齿轮，压

26、力角为25时强度最高。故取=25。 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30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范围选用：乘用车变速器： 两轴式变速器 2025 中间轴式变速器 2234货车变速器 1826从而在该设计中初选一挡常啮合齿轮的螺旋角为=20。3.3.3 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

27、。通常根据齿轮模数 m 的大小来选定齿宽：直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.58.0；斜齿b=kcm ，kc取为6.08.5。 其中，第一轴常啮合齿轮齿宽系数kc可略大，取kc=8，中间轴长啮合齿轮齿宽系数kc=7，一挡中间轴斜齿轮的齿宽系数为kc=7，一挡二轴斜齿轮的齿宽系数kc=6.5；二挡中间轴斜齿轮齿宽系数的kc=7，二挡二轴斜齿轮的齿宽系数为kc=6.5；三挡中间轴斜齿轮齿宽系数kc=7，三挡二轴斜齿轮的齿宽系数为kc=6.5；五挡中间轴斜齿轮的齿宽系数为kc=6.5，五挡二轴斜齿轮的齿宽系数kc=7；倒挡中间轴斜齿轮的齿宽系数为kc=7，倒挡二轴斜齿轮的齿宽系数kc=6.5，

28、倒挡轴斜齿轮的齿宽系数为kc=7。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3-4表3-4 各挡齿轮齿宽挡位位置齿宽(mm)一挡第二轴22.75中间轴24.5二挡第二轴21中间轴19.5三挡第二轴21中间轴19.5常啮合齿轮第一轴24中间轴21五挡第二轴17.5中间轴16.25倒挡第二轴22.75中间轴24.5倒挡轴24.5 3.3.4 齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数fc=1.0，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fc=1.0。3.3.5各挡位齿轮齿数的确定在初选中心距、齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构简图后，可根据变速器的挡数、传动比和传动

29、方案来分配各挡齿轮的齿数。首先应确定变速器的轴径。第一轴花键部分直径根据发动机最大转矩初选：d1=5×3175=27.97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：d2=0.45A=0.45×84=37.8mm(1) 确定一挡齿轮的齿数 货车中间轴上一挡齿轮的齿数可在1217之间选取，大齿轮齿数用z9=zh-z10计算求得。根据齿数分配原则,以及避免齿轮根切、第二轴的轴径和货车中间轴上一挡齿轮齿数的选取范围，取一挡小齿轮齿数z10=14，初选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为整数，故 A 确定为 A=84mm，由此中心距 A=84 mm 则是各挡齿轮齿数分配的依据。对齿轮进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则=A-A'2mcos10=0.027（3-9）所以9=0.02，10=0.007（2）确定常啮合齿轮的齿数 初选2=20，由i1=z2z1z9z10 A=mn(z1+z2)2cos2代入数据可得常啮合齿轮齿数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）确定二挡

31、齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角8与常啮合齿轮的不同，由i2=z2z1z7z8A=mn(z7+z8)2cos8tan2tan8=z2z1+z2(1+z7z8)(3-10)联立带入数据，采用试凑法可先选定螺旋角8=12，将其代入可得z7=31 z8=23对齿轮进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则=A-A'2mcos8=0.194所以7=0.15，8=0.044。i2=z2z1z7z8=2.85（4）确定三挡齿轮的齿数三挡齿轮是斜齿轮，螺旋角6与常啮合齿轮的不同，由i3=z2z1z5z6A=mn(z5+z6)2cos6tan2tan6=z2z1+z2(1+z5z6)联立带入数据，采用试

32、凑法可先选定螺旋角6=15.5，将其代入可得z5=24 z6=30对齿轮进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则=A-A'2mcos6=-0.009所以5=-0.01，10=0.001。i3=z2z1z5z6=1.69（5）确定五挡齿轮的齿数五挡齿轮是斜齿轮，螺旋角4与常啮合齿轮的不同，由i5=z2z1z3z4A=mn(z3+z4)2cos4tan2tan4=z2z1+z2(1+z3z4)联立带入数据，采用试凑法可先选定螺旋角4=19.3，将其代入可得z3=19 z4=44对齿轮进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则=A-A'2mcos4=0.106所以3=0.006，4=0.1

33、。i5=z2z1z3z4=0.914（6）确定倒挡齿轮的齿数倒挡齿轮采用斜齿轮，初选螺旋角为20，选用的模数同一挡齿轮，为3.5mm，传动比与一挡传动比接近，取为4.689，为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。由i倒=z2z1z13z12z11z13De112+De122+0.5=A(3-11)代入数据得z11=28.29 z12=12.78取整得z11=28 z12=12。倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，本设计选用z13=21。 计算中间轴与倒挡轴的中心距A'=mn(z12+z13)2cos13代入数据得A'=6

34、1.46mm，取整得A=61mm。对齿轮进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则=A-A'2mcos13=-0.062所以12=0.008，13=-0.07。计算第二轴与倒挡轴的中心距A'=mn(z11+z13)2cos13代入数据得A'=91.25mm，取整得A=91mm。对齿轮进行变位，根据相啮合齿轮强度均衡的原则=A-A'2mcos13=-0.034所以11=-0.04，13=0.006。i倒=z2z1z13z12z11z13=4.94（7）各挡齿轮齿数传动比列表如下：表3-5 各挡齿轮齿数、传动比挡数所在位置齿数传动比一挡第二轴314.689中间轴14二挡

35、第二轴312.85中间轴23三挡第二轴241.69中间轴30常啮合齿轮第一轴171中间轴36五挡第二轴190.914中间轴44倒挡第二轴284.94中间轴12倒挡轴213.4变速器总结构形式图及传动路线图3-2 变速器总结构形式图第4章 采用VB语言进行整车动力性程序设计4.1设计基于整车匹配的动力性计算软件系统流程图确定图幅范围，绘制各坐标轴设定挡位循环，挡数依次增大，五挡变速器设定画线步长，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在此处键入公式。通过PSet画出曲线利用For循环算出最值，画线标出4.2 编制程序软件，绘制汽车动力性曲线并分析4.2.1编译VB程序根据汽车动力性方程编写VB程序，通过编写的程序画出汽车发动机外特性曲线、汽车驱动力与行驶阻力平衡图、汽车功率平衡图、功率因数平衡图、加速度倒数曲线、汽车爬坡度曲线。（具体VB程序见附录）发动机外特性曲线利用公式经VB程序编译生成，各公式中汽车总质量、车轮半径、

37、传动系机械效率、空气阻力系数、迎风面积、主减速器传动比等参数均为任务书中已给的固定参数，故在界面中没有显示，而传动比为多次计算并在程序编译过程中多次检验后所得出的较为合适的传动比，为了能够比较直观的表示出来，故在界面中以标签的形式显示。4.2.2发动机外特性曲线及分析 图4-1 发动机外特性曲线发动机外特性曲线图的横坐标为发动机的转速，纵坐标为发动机的功率和转矩。图中曲线为发动机在不同转速下功率和转矩数值变化的轨迹。该图由公式Pe=Ttqn9550(4-1)Ttq=-19.313+295.27n1000-165.44n10002+40.874n10003-3.8445n10004(4-2)经V

38、B编译程序得到。功率曲线比较陡峭这表示发动机功率随着转速的提高而急剧上升，其峰顶对应的功率数值即为发动机技术参数中标注的“最大功率”。最大功率越大汽车可能达到的最高车速也越高，由图可知，该汽车在转速为3862r/min时有最大功率为61.73kw。转矩曲线的两端比较低中间突起并比较平缓。实际上，中间突起部分越高越平缓表示发动机的转矩特性越好，这种发动机的操纵性越好汽车越好驾驭。如果在低速时便拥有较大的转矩表明汽车的起步性能要好；如果在中高速时才拥有较大转矩，那它可能是一台高速性能的发动机，在高速行驶时特性较佳。由图可知该发动机中间突起较高，两端较低，所以转矩特性较好，该车操纵性较好，在转速为2

39、041r/min时达到最大转矩174.97nm。4.2.3驱动力与行驶阻力平衡图及分析图4-2 驱动力与行驶阻力平衡图只要汽车行驶，汽车行驶阻力中的滚动阻力Ff和空气阻力Fw就存在。在良好典型路面上，汽车驱动力与这两个阻力之差可用于克服坡道阻力Fi或是克服加速阻力Fj。为了形象地说明汽车行驶时驱动力和行驶阻力的关系，通常将汽车驱动力Ft以及始终存在的两个行驶阻力Ff 和Fw 绘制成力和车速的关系曲线图，称为汽车驱动力-行驶阻力平衡图，如图4-2。该图由公式Ft=Ttqigi0Tr(4-3)Fz=Gf+CDA21.15ua2(4-4)经VB程序编译得出，清楚地描述了不同挡位、

40、不同车速条件下驱动力和常见行驶阻力的关系。利用该图可以方便地确定汽车的最高车速，即图中五挡驱动力曲线和阻力曲线交点对应的车速，由图可知，最高车速为102.05km/h。当车速低于最高车速时，驱动力Ft大于常见行驶阻力，它们之差即剩余动力可以用于爬坡或加速。如果此时仍希望汽车等速行驶，则驾驶员必须减小加速踏板踏下的行程，让发动机在部分负荷特性工况下工作，这样使汽车驱动力和常见行驶阻力仍处于平衡状态。考虑到需要为发动机预留一定的后备功率，所以设定最高车速要小于该最高车速。4.2.4汽车功率平衡图及分析图4-3 汽车功率平衡图汽车在行驶时，不但驱动力与行驶阻力平衡，而且发动机输出功率也与行驶阻力功率

41、相平衡。该图由公式Pe=Ttqn9550(4-5)Pe=1TGfua3600+CDAua376140(4-6)经VB程序编译得到。则由图可知，不同挡位时，功率发动机功率不变，但是各挡功率曲线对应的速度范围不同。低挡时速度低且变化范围小；高挡时速度高且变化范围大。低速行驶时，Pf近似为斜线，高速行驶时由于滚动阻力系数是速度的线性方程甚至二次方程，所以滚动阻力功率是车速的二次或三次函数，滚动阻力随车速提高而增加很快。Pw是车速的三次函数。所以，常见阻力功率曲线是斜率随车速急剧增加的曲线，而且速度越高越明显。实际上，汽车速度超过100km/h 时，滚动阻力功率远小于空气阻力（Pf<&

42、lt;Pw ），可以忽略前者的作用。而在低速时，则相反。利用功率平衡图可求汽车良好平直路面上的最高车速 ，由图可知最高车速为102.05km/h。也可知最大功率为61.73kw。在最高车速点，发动机输出功率与常见阻力功率相等，发动机处于100负荷率状态。另外，通过功率平衡图也可容易地分析在不同挡位和不同车速条件下汽车发动机功率的利用情况。假设汽车在良好平直的路面上等速行驶，此时发动机功率克服常见阻力功率后的剩余功率为后备功率。如果驾驶员仍将加速踏板踩到最大行程，则后备功率就被用于加速或者克服坡道阻力。为了保持汽车仍以原来速度行驶，必需减少加速踏板行程在部分负荷下工作。汽车后

43、备功率越大，汽车的动力性越好。4.2.5功率因数平衡图及分析图4-4 功率因数平衡图汽车在各挡下的动力因数与车速的关系曲线称为动力特性图，又叫功率因数平衡图。该图由公式D=Ft-FwG（4-7）经VB程序编译得出。由于任务书书中给出了滚动阻力系数，为常数0.013，故在图中f曲线为一条直线，该直线与五挡动力特性线交点对应的车速即为最高车速。并且在求最大爬坡度时，D=f+i,因此D曲线与f线间的距离就表示汽车的上坡能力。由图可知，汽车在低挡时动力特性较好，爬坡能力较好，高挡时动力特性相对较差，爬坡能力较弱，在一挡曲线最高点处有最大动力因数，这也是为什么汽车在爬坡时使用低挡爬坡的原因。4.2.6加

44、速度倒数曲线及分析图4-5 加速度倒数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，但加速度值不易测量，故实际中常用加速时间即加速度倒数曲线来表明汽车的加速能力。图示曲线由dudt=1mFt-Ff+Fw（4-8）经VB程序编译得出。由图可知高挡时的加速度要小一些，一挡时的加速度最大。并且加速过程中的换挡时刻可以由该图来确定，在相邻两挡曲线的交点处换挡可以获得最短的加速时间，通过该曲线我们可以合理的选择传动系的方案和发动机排量，由图可知该车在低速挡时的加速能力较强，可是在最高挡和次高挡时的动力性有些不足，所以可以通过增大发动机功率来提高汽车的动力性能。4.2.7汽车爬坡度曲

45、线及分析图4-6 汽车爬坡度曲线爬坡度曲线可以很好的表示汽车的爬坡能力，该曲线由Gsin=Ttqigi0Tr-Gcosf+CDAua221.15（4-9）i=tan（4-10）经VB编译程序得到。由该图可知汽车在低挡时爬坡能力较好，高挡时爬坡能力较差，汽车的最大爬坡度为一挡时的最大爬坡度，在一挡时有最大爬坡度imax=0.29。因为该车为轻型货车，经常以最高挡行驶，所以最高挡的最大爬坡度不能太小，否则遇到较小的坡度时经常换挡影响行驶的平均车速，由图可知，该车在最高挡时的最大爬坡度还可以，能保证其行驶的平均车速。第5章 整车的动力性计算5.1计算最高车速汽车行驶的阻力主要由四部分组成即滚动阻力、

46、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：F=Gf+Gi+CDA21.15ua2+mdudt(5-1)假设汽车在水平路面并以最高车速行驶则可以忽略坡度阻力与加速阻力，公式变为：F=Gf+CDA21.15ua2(5-2)， 即 Ttqigi0Tr=Gf+CDA21.15ua2(5-3)又知ua=0.377rnigi0(5-4)所以带入数据可解得 uamax=102.05km/h。考虑到需要为发动机预留一定的后备功率，所以设定最高车速要小于该最高车速。5.2计算最大爬坡度汽车最大爬坡度imax为挡时的最大爬坡度，但最高挡最大爬坡度亦应引起注意，特别是货车、牵引车，因

47、为货车经常是以最高挡行驶的，如果最高挡的最大爬坡度过小，迫使货车在遇到较小的坡度时经常换挡，这样就影响了行驶的平均车速。此处计算挡时的最大爬坡度,可略去加速阻力和空气阻力，所以由Gsin=Ttqigi0Tr-Gcosf(5-5)i=tan(5-6)代入数据可得imax=0.295.3计算最大加速度 在计算汽车最大加速度时，可以忽略坡度阻力。由汽车行驶方程式Ttqigi0Tr=Gf+CDA21.15ua2+mdudt(5-7)可得a=dudt=1m（Ttqigi0Tr-Gf-CDA21.15ua2）(5-8)代入数据可得amax=2.78m/s2。第6章 设计小结本次的课程设计我完成了轻型货车变

48、速器的设计，在本次设计中我首先选定该变速器的方案，方案如下：设计的驱动形式是：发动机前置后轮驱动 发动机的位置是：前置、横置变速器传动机构前进挡结构形式：中间轴式变速器变速器传动机构后退挡结构形式：倒挡轴齿轮与中间轴齿轮常啮合。然后设计各项参数，主要设计结果为变速器外形的各项参数、变速器内各挡齿轮的参数及各挡传动比，确定变速器轴向尺寸为84mm，齿轮参数如下表表6-1 各挡齿轮齿数、传动比挡数所在位置齿数传动比一挡第二轴314.689中间轴14二挡第二轴312.85中间轴23三挡第二轴241.69中间轴30常啮合齿轮第一轴171中间轴36五挡第二轴190.914中间轴44倒挡第二轴284.94

49、中间轴12倒挡轴21在确定各项参数时，很好的复习了机械设计和机械原理，为考研专业课的考试已提前进行了一轮复习。在将各项参数设计计算得出后进行VB编程，画出各动力性曲线并分析，具体见第四章。分析时几乎重新学习了汽车理论和发动机原理这两本书，考试时都没有吃透的一些知识现在都弄得清清楚楚，深深的感受到课程设计所能激发出的学习能力是巨大的。通过动力性曲线也很好的验证了所设计的传动比是合理的，然后使用CAD绘制出了变速器传动方案的布置图，最后使用word进行了设计说明书的编写。本次设计的综合性比较强，不仅要用到汽车设计、汽车理论、发动机原理、机械设计、机械原理等专业学科的知识，还要能够掌握VB、CAD、

50、word等软件的使用。在本次设计中遇到过很多的问题，比如最初不知该从哪儿开始着手设计，VB程序不会编译，各种参数确定过程中所需要用到的知识、图像分析过程中所需要用到的知识都没有很好的掌握等等，不过有问题就一定有解决的办法，在老师的指导下有了设计思路，在上一届师哥的讲解下重新学会了VB编程，通过查阅课本、资料、和同学们一起讨论很好的掌握了设计中所需要的知识，非常感谢老师、师哥和同学们在本次设计中给予我的所有帮助。通过本次设计。我感受到了各学科之间的联系，对所学知识有了更好的掌握，在大学，就应该多有一些像这种需要自己思考、自己设计、能够综合运用各种知识的课程设计。这次课程设计，学到了很多，也有很多

51、不足之处，还请老师批评指正。参考文献1、王望予主编汽车设计M.北京：机械工业出版社，20032、刘惟信汽车设计M.北京：清华大学出版社，20013、陈家瑞主编汽车构造M.北京：机械工业出版社，20004、余志生主编汽车理论M.北京：机械工业出版社，20005、徐达，蒋崇贤专用汽车结构与设计M.北京理工大学出版社，19996、刘朝红，韩进，杨洪余中轻型载重汽车动力性分析应用软件7、汪超，变速器传动比对汽车动力性的影响第Il卷第4期.常德师范学院学报（自然科学版）8、丁能根，连小珉，张耿，顾守丰，蒋孝煜.考虑汽车挡位使用率的传动比优化设计.1997年（第19卷）第3期汽车工程9、董炳武.汽车变速器

52、的优化设计.第25卷第5期.福州大学学报（自然科学版）附 录VB程序1、发动机外特性曲线Private Sub Command1_Click()Picture1.ClsPicture1.ForeColor = RGB(0, 0, 0) '坐标轴颜色Picture1.DrawWidth = 1 '坐标轴线宽Picture1.Scale (-500, 84)-(5500, -12) '定图幅范围Picture1.Line (0, 0)-(5000, 0)Picture1.Line (0, 0)-(0, 75) '坐标轴画线Picture1.Line (5000, 0

53、)-(5000, 75)Picture1.CurrentX = 2400Picture1.CurrentY = -7Picture1.Print "n/（r/min)"Picture1.CurrentX = -150Picture1.CurrentY = 78Picture1.Print "Pe/kW" '标坐标轴含义Picture1.CurrentX = 4800Picture1.CurrentY = 78Picture1.Print "Ttq/(N·m)"For i = 0 To 5000 Step 500If

54、i <> 0 ThenPicture1.CurrentX = iPicture1.CurrentY = 1 '画坐标轴的刻度线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 '标坐标轴的刻度Picture1.CurrentY = -2Picture1.Print 0