基于整车匹配的汽车变速器总体设计及整车动力性计算

基于整车匹配的汽车变速器总体设计及整车动力性计算Revised as of 23 November 2020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：目录第1章前言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。

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。

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章总述设计题目：基于整车匹配的汽车变速器总体设计及整车动力性计算设计资料汽油发动机外特性拟合公式：T tq=−19.313+295.27(n1000)−165.44(n1000)2+40.874(n1000)3−3.8445(n1000)4（2-1）式中，T tq为发动机转矩，n为发动机转速。

发动机最低转速n min=600r/min, 最高转速n max=4000r/min。

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 车轮半径传动系机械效率ηT=0.85空气阻力系数迎风面积=2.77m2滚动阻力系数 f=飞轮转动惯量I f=0.218kg?m2两前轮的转动惯量Iω1=1.798kg?m2四后轮的转动惯量Iω2=3.598kg?m2主减速器传动比i0=5.83轴距 L=质心至前轴距离（满载）a= 质心高变速器的挡位为五挡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ＶＢ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章变速器的设计变速器结构形式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。

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，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。

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。

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。

变速器基本参数的确定由式T tq=−19.313+295.27(n1000)−165.44(n1000)2+40.874(n1000)3−3.8445(n)4发动机最低转速n min=600/min, 最高转速n max=4000r/min 计算可知在n=2041r/min处Ttq取得最大值，即Ttqmax=-19.313+295.27(20411000)-165.44(20411000)2+40.874(20411000)3-3.8445(20411000)4=174.97N?m（3-1）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T tqmax i g1i0ηTr=Gf cosαmax+G sinαmax（3-2）即一挡传动比i g1≥G(f cosαmax+sinαmax)rT tqmax i0ηT（3-3）一般货车的最大爬坡度约为30%，即α≈16.7°，代入数据，取i1=4.73。