主减速器传动比确定
主减速器设计说明书
摘要汽车主减速器是汽车传动中的最重要的部件之一。
它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。
本次设计的是有关十米高一级客车后桥主减速器设计总成。
并要使其具有通过性。
本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化与改进。
齿轮与齿轮轴的设计与校核，以及轴承的选用与校核。
并且在设计过程中，描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。
方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。
而对轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核，轴承的选用力求结构简单且满足要求。
主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。
关键词：主减速器；差速器；转速；行星齿轮；传动比AbstractAutomobil reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .The problem of this design is ten meters passager car reduction final unit ,it’ s properlyin common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action .The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear , according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings .Key words : Reduction final , Differential , Rotational speed ,Plantet gear , Drive ratio目录摘要 (I)Abstract (II)目录 (III)第1章绪论 (1)第2章主减速器的结构形式 (2)2.1主减速器的齿轮类型 (2)2.2主减速器的减速形式 (2)2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 (2)2.3.1主动锥齿轮的支承 (2)2.3.2从动锥齿轮的支承 (3)2.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 (4)第3章主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 (5)3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 (5)3.1.1按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce .. 5T (5)3.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs3.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T (6)Cf3.2锥齿轮主要参数的选择 (6)3.2.1主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2 (6)3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m s (7)3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 (7)3.2.4双曲面齿轮副偏移距E (8)3.2.5中点螺旋角 (8)3.2.6螺旋方向 (9)3.2.7法向压力角α (10)第4章主减速器锥齿轮的几何尺寸计算 (11)4.1锥齿轮轮齿形状的选择 (11)4.2锥齿轮的几何尺寸计算 (11)第5章主减速器锥齿轮的强度计算 (14)5.1单位齿长圆周力 (14)5.2轮齿弯曲强度 (14)5.3轮齿接触强度 (16)第6章主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 (18)6.1锥齿轮齿面上的作用力 (18)6.1.1齿宽中点处的圆周力 (18)6.1.2锥齿轮的轴向力和径向力 (18)6.2锥齿轮轴承的载荷计算 (19)6.3锥齿轮轴承的寿命计算 (20)6.3.1 A轴承的寿命计算 (20)6.3.2 B轴承的寿命计算 (20)6.3.3 C、D轴承的寿命计算 (21)第7章齿轮材料 (22)第8章对称式圆锥行星齿轮差速器设计 (23)8.1差速器齿轮主要参数选择 (23)8.1.1行星齿轮数n (23)8.1.2行星齿轮球面半径R b (23)8.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1和Z2 (23)8.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 (24)8.1.5压力角α (24)8.1.6行星齿轮轴直径d及支承长度L (24)8.2差速器轮齿的几何计算 (25)8.3差速器齿轮强度计算 (26)第9章驱动桥半轴设计 (26)9.1全浮式半轴计算 (27)9.2半轴的结构设计 (27)9.2.1全浮式半轴杆部直径设计 (27)9.2.2半轴杆部设计其他要求 (27)9.3半轴的强度校核 (28)9.3.1半轴的扭转应力 (28)9.3.2半轴花键的剪切应力 (28)9.3.3半轴花键的挤压应力 (29)结论 (30)致谢 (31)参考文献 (32)第1章绪论驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。
传动比的设计
4、 传动比的计算和选择4.1 驱动桥主减速器传动比0i 的选择 在选择驱动桥主减速器传动比0i 时,首先可根据汽车的最高车速、发动机参数、车轮参数来确定,其值可按下式计算: g a v i v rn i max 0377.0= (4.1)式中:ig=1; max a v --汽车的最高车速,已知125km/hv n --最高车速时发动机的转速,一般p v n n )1.19.0(-=,r/min; r--车轮半径,r=0.357m 故max0377.0a v v rn i ==0.377×1252800357.0⨯=3.01 4.2 变速器传动比g i 的选择4.2.1 变速器一档传动比1g i 的选择在确定变速器一档传动比1g i 时,需要考虑驱动条件和附着条件。
为了满足驱动条件,其值应符合下式:()Te a g i T r i ifg m i η0max max max 1sin cos +≥ （4.3） 式中：max i ………最大爬坡度，max i = 7.16 代入相关数据,计算得:()Te a g i T r i ifg m i η0max max max 1sin cos +≥ =()9.001.3431357.07.16sin 7.16cos 016.0104067⨯⨯⨯+⨯⨯⨯ =3.76 同时为了满足附着条件,其值也应符合下式 Ttq g i T Gr i ηφ01≤式中：φ--路面附着系数,为0.7～0.8,这里取0.8 带入相关数据,可得: T tq g i T Gr i ηφ01≤=9.001.34318.0357.0104067⨯⨯⨯⨯⨯=9.95 即是3.76≤1g i ≤ 9.95参考《中国汽车零配件大全》选取1g i =5.684。
长大老师汽车理论试题专业解答答案
1.C 曲线的作用？如何通过C 曲线确定变速器与主减速器速比？答：1）通常以循环工况油耗Q （km L 100/）代表燃油经济性，以原地起步加速时间代表动力性，作出不同参数匹配下的燃油经济性-加速时间曲线，即C 曲线。
根据C 曲线可以确定动力装置参数。
可在动力装置其他参数不变的条件下，选定最佳的主减速器传动比。
可在不改变发动机的条件下，利用C 曲线从数种变速器中选一合适的变速器和一合适主减速器传动比。
可进行考虑不同排量发动机、不同变速器与不同主减速器传动比的动力装置参数的确定。
2）在不改变发动机的条件下，从数种变速器中选一合适的变速器和一合适主减速器传动比。
针对不同挡位的变速器，可以根据变速器的C 曲线对比确定动力性和燃油经济性好的变速器。
针对三种不同传动比档位相同的变速器，做出三种变速器的C 曲线，然后做出三种不同传动比的燃油经济性加速时间曲线的包络线，称为“最佳燃油经济性—动力性曲线”。
采用“最佳燃油经济性—动力性曲线”确定在一定加速时间的要求下燃油经济性的极限值，从而可以选择燃油经济性最好的变速器。
2. 简要说明震动模型的简化过程，不同自由度模型的研究应用范围？答：（1）振动模型的简化过程为：1）首先把汽车简化为把汽车车身质量看做为刚体的立体模型，在讨论平顺性时，该立体模型车车身质量主要考虑垂直、俯仰、侧倾3个自由度，4个车轮质量有4个垂直自由度，整车共7个自由度。
2）然后，把汽车简化为四个自由度的平面模型，当汽车对称与其纵轴线且左、右车辙的不平度函数()()I y I x = ，此时车身只有垂直振动和俯仰振动两个自由度对平顺性影响最大，并忽略轮胎阻尼后，汽车立体模型可简化为平面模型。
同时，把车身按动力学等效的条件分解到前轴上、后轴上及质心上的三个集中质量f 2m 、r 2m 和c 2m 。
⎪⎪⎪⎭⎪⎪⎪⎬⎫⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-===ab m m bL m m aL m m y y y222c 222r 222f 1ρρρ3）悬挂质量分配系数12==ab y ρε时，可得到双轴汽车等效振动系统图，可以分别讨论f 2m 和前轮轴以及r 2m 和后轮轴所构成的两个双质量系统的振动。
变速器设计说明书
第一章 基本数据选择1.1设计初始数据：（方案二）学号：26；最高车速：max a U =110-26=84Km/h ； 发动机功率：max e P =66-26/2=53KW ； 转矩：max e T =210-26×3/2=171Nm ； 总质量：m a =4100-26×2=4048Kg ；转矩转速：n T =2100r/min ； 车轮：R16（选205/55R16） ；r ≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm 。
1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则5g i =1 max a U = 0.377min i i r n g p式中：max a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m i n g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min 取p n =3500r/minmax e T =9549×pe n P maxα （式中α=1.1～1.3，取α=1.2）所以，p n =9549×17153)3.1~1.1(⨯=3255.6～3847.5r/min0i =0.377×max i i rn g p =0.377×841095.31535003-⨯⨯=4.963 双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90%，0i ›6时，η=85%。
轻型商用车1g i 在5.0~8.0范围，g η=96%， T η=η×T η=90%×96%=86.4%最大传动比1g i 的选择：①满足最大爬坡度。
根据汽车行驶方程式dtdumGi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21 （1.1）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += （1.2）即，()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin cos +≥式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，mg G ==4840×9.8=47432N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =171N .m ； 0i —主减速器传动比，0i =4.963；T η—传动系效率，T η=86.4%；r —车轮半径，r =0.316m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.02；α—爬坡度，取α=16.7°%4.86963.4171316.07.16sin 7.16cos 02.08.940481⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.24②满足附着条件。
设计规范-车桥1
i——传动效率,机械传动通常取为0.92X0.98X0.96
Tφmax≤（1+0.08）T
□OK
□NO
(2）按日常行驶情况计算：（主要用于评价后桥的疲劳寿命，不反应极限工况）：
MG=Garr（fa+fj+f）/imηd=
Ga——设计任务书规定使用列车总质量，t
□OK□NO
⒊按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
——汽车满载总重（N）
——ห้องสมุดไป่ตู้牵引的挂车满载总重（N），但仅用于牵引车
——道路滚动阻力系数，计算时轿车取0.010-0.015，载货汽车取0.015-0.020，越野汽车取0.020-0.035
——汽车正常使用式的平均爬坡能力系数，轿车取0.08，载货汽车和城市公共汽车取0.05-0.09，长途公共汽车取0.06-0.10，越野汽车取0.09-0.30。
——作用在齿轮上的圆周力(N);
——从动齿轮面宽（mm）
□OK□NO
①按发动机最大转矩计算时
——从动齿轮面宽（mm）
——主动锥齿轮中点分度圆直径（mm）
□OK□NO
②按驱动轮打滑转矩计算时
单位齿长圆周力许用值[ ]
参数汽车类别
按发动机最大转矩计算时的[ ]
（N/mm）
按驱动轮打滑转矩计算时的[ ]（N/mm）
rr——轮胎滚动半径，mm
im=1（单级减速取1）
ηd=90%（双曲面齿轮传动效率）
fa=0.09（公路坡度系数）
轮胎与地面的附着系数
货车
最低档
直接档
1429
0.85
1429
汽车动力装置参数选定
4. 受驾驶性能的限制：即包括驾驶平稳性在内的加 速性，如动力装置的转向响应、噪声与振动。 e.g. i0 过小加速性能不好，发动机重负荷下工作出现 噪声与振动； i0 过大燃料经济性差，发动机高速运转噪声大。
汽车理论讲义（第1版） 赵又群编著 19
第二节 最小传动比的选择
根据每千克(磅)车质 量的发动机排量毫升值， 查出允许的最小n/ua值。 这对选择轿车最小传动 比是有参考价值的。
CA7220:
汽车理论讲义（第1版）
赵又群编著
30
第四节 传动系档数与各档传动比的选择
3.按等比级数分配的优点：
（1）换档平顺，操作方便。
I 挡升n2 II挡回n1 离合器无 冲击结合 故
汽车理论讲义（第1版） 赵又群编著 31
第四节 传动系档数与各档传动比的选择
若在 II 挡时，发动机转速升 到 n2 换 III 挡，则应把发动机转 速降到 n1’才能无冲击地接合
汽车理论讲义（第1版） 赵又群编著 28
第四节 传动系档数与各档传动比的选择
三、各档传动比的选择
在变速器中，挡位数超过五个（指前进挡）会使结构 大为复杂，同时操纵机构也相应复杂。为此，常在变速器后 接上一个 2 挡或 3 挡位的副变速器。越野汽车因要求多轴驱 动，故采用分动器。 在选定汽车的最小传动比 itmin、最大传动比 itmax及传动 系的挡位数后，再确定中间各挡的传动比。
汽车减速器毕业设计
摘要随着工业和国防现代化的发展，无论对公路运输还是非公路运输的车辆都提出更高的要求。
主减速器是汽车传动部分的重要部件之一，是汽车传动系最主的部件之一。
主要作用是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮降速增矩，对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
为满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不一样的。
本文设计的是轻型卡车主减速器的设计，设计主要包括：主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的设计与校核，轴的设计与校核等。
主减速器对提高汽车形式平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。
关键词：主减速器齿轮轴承设计校核AbstractWith the development of industry and national defense modernization "regardless of the highway transportation or non - road transport vehicles are put forward higher requirements. Automobile main reducer is automotive drive axle of the main assembly structure is one of the main transmission components, automotive transmission system.Automobile main reducer in the transmission lines use to vehicle speed,increased the torque ,it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevelgear.Purchase of the longitudinal engine automobiles,the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission. Automobile main reduce has different strcture to fit different requirement.The design mainly includes:main gear box structures choice.host、driven bevel gear’s design,bearing’s design and check,axis’s design and check.Automobile main reducer to reducer the car driving and differential stability and its though sex has a unique function,is one of the focal points of automotive design. Key word: Automobile main reduce Gear Bearing Design Check.第一章绪论1.1.1主减速器概述主减速器功用是在传动系中降低转速，增大转矩并改变转矩旋转方向（90°）.另外它布置在动力向驱动轮分流之前的位置。
汽车主减速器设计讲解
本设计是对载货汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。
此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。
与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。
本文论述了双级主减速器各个零件参数的设计和校核过程。
设计主要包括：主减速器结构的选择、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。
主减速器是汽车传动主、系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
关键词：载货汽车；双级主减速器；齿轮；校核；设计ABSTRACTThis desig n is desig ns a structure to the truck to be reas on able, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reducti ons. Compares with the sin gle stage main gear box, when the guara ntee ground cleara nee is the same may obtai n the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the no ise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage mai n gear box each comp onents parameter computati on and the selectio n process, and through computati on exam in atio n. The desig n mainly in cludes: Main gear box structure choice, host, drive n bevel gear's desig n, beari ng's exam in ati on .The main reducer in the tran smissi on lines used to reduce vehicle speed, in creased the torque , it is less depe ndent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the Ion gitud inal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the directi on of tran smissi on.Key words: Truck ；Two-stage Mai n Reduct ion Gea; Gear；Check摘要 (I)Abstract (II)第1章绪论 (1)1.1概述 (1)1.1.1 主减速器的概述 (1)1.1.2主减速器设计的要求 (1)1.2主减速器的结构方案分析 (2)1.2.1主减速器的减速形式 (2)1.2.2主减速器的齿轮类型 (2)1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 (3)1.3主要涉及内容及方案 (4)第2章主减速器的结构设计与校核 (5)2.1主减速器传动比的计算 (5)2.1.1轮胎外直径的确定 (5)2.1.2主减速比的确定 (6)2.1.3双级主减速器传动比分配 (7)2.2主减速齿轮计算载荷的确定 (8)2.3主减速器齿轮参数的选择 (10)2.4主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 (12)2.4.1主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 (12)2.4.2主减速器螺旋锥齿轮的强度校核 (13)2.5第二级齿轮模数的确定 (17)2.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 (18)2.7齿轮的校核 (19)2.8主减速器齿轮的材料及热处理 (20)2.9本章小结 (21)第3章轴承的选择和校核 (22)3.1主减速器锥齿轮上作用力的计算 (22)3.2轴和轴承的设计计算 (24)3.3主减速器齿轮轴承的校核 (26)3.4本章小结 (29)第4章轴的设计 (30)4.1 一级主动齿轮轴的机构设计 (30)4.2中间轴的结构设计 (31)4.3本章小结 (32)第5章轴的校核 (33)5.1主动锥齿轮轴的校核 (33)5.2中间轴的校核 (35)5.3本章小结 (37)结论 (38)参考文献 (39)附录40第1章绪论1.1概述1.1.1主减速器的概述主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
专业课程设计载货汽车主要技术参数的确定
专业课程设计载货汽车主要技术参数的确定® "MH机电工程学院汽车设计课程设计任务书题目: ______________________________学生姓名：张宗华_________________学号： _____________________________专业班级：车辆1103 ______________指导教师: ___________________________汽车设计课程设计任务书1. 本设计应达到的目的：(1) 培养学生理论联系实际，综合应用“汽车构造”、“汽车理论”、“汽车设计” 等专业知识的能力，为毕业设计和生产实际奠定基础；(2) 提高学生结构设计能力，掌握汽车总体设计的程序和方法，培养独立、全面、科学的工程设计能力和分析问题、解决问题的能力；(3) 掌握查阅和应用国家标准、规范、手册、图册和相关技术资料的方法；(4) 掌握设计说明书的撰写方法。
2. 本设计任务的内容和要求(包括原始数据、技术要求、工作要求等)原始数据：设计内容和要求：(1) 确定总体设计的结构形式；(2) 确定总体设计的主要参数；(3) 设计、计算总体设计的相关尺寸和参数；(4) 绘制总体设计总布置图；(5) 完成设计说明书的撰写；(6) 完成课程设计的文档整理。
3. 对课程设计成果的要求〔包括课程设计、图表、实物样品等〕：（1）课程设计图纸一套（机绘），总量不少丁1张零号图纸的总体设计图; （2）设计计算说明书一份（手写），不少丁8000字；（3）课程设计光盘一张（含全部设计成果）。
指导教师签名:1、载货汽车主要技术参数的确定1.1 汽车质量参数的确定汽车载客量和装载质量汽车载客量：2人汽车的装载质量：m=1750kg汽车整车整备质量预估质量系数mo是指汽车装载质量与整车整备质量的比值:mo = m e/m o (1-1)1-1 各类货车的质量系数根据表，对丁轻型柴油载货汽车，，取可m0整车整备质量是指车上带有全部装备(包括随车工具、备胎等) ，加满燃料、水，但没有装货和载人的整车质量。
变速器说明书范文
变速器说明书范文本次课业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，发动机最大功率车轮型号81kw185/60R14S发动机最大转矩110N·m总质量1722kg最大转矩时转速最高车速3200r/min175km/h一变速器主要参数的选择1.1档数的确定近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。
目前，乘用车一般用4～5个档位的变速器。
发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。
商用车变速器采用4～5个档或多档。
载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。
多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。
档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。
2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。
因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。
1.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。
最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。
影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。
目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。
本设计最高档传动比为0.81。
1.3变速器各档传动比的确定（1）、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]：ua0.377rnigi0（3.1）式中：ua——汽车行驶速度（km/h）；n——发动机转速（r/min）；rig——车轮滚动半径（m）；——变速器传动比；i0——主减速器传动比。
已知：最高车速uama某=vama某=175km/h；最高档为超速档，传动比ig=0.81；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14S得到r=290(mm)；发动机转速n=np=7734（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：i00.377nrigua0.377773429100.7516926.44（2）、最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角ma某坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[13]。
大学_汽车理论第四版(余志生著)课后答案下载
汽车理论第四版(余志生著)课后答案下载汽车理论第四版(余志生著)课后答案下载本书为全国高等学校机电类专业教学指导委员会汽车与拖拉机专业小组制订的规划教材，并于“九五”期间被教育部立项为“普通高等教育九五部级重点教材”和“面向21世纪课程教材”，于“十五”期间被教育部立项为“普通高等教育十五国家级规划教材”。
本书根据作用于汽车上的外力特性，分析了与汽车动力学有关的汽车各主要使用性能：动力性、燃油经济性、制动性、操纵稳定性、行驶平顺性及通过性。
各章分别介绍了各使用性能的评价指标与评价方法，建立了有关的动力学方程，分析了汽车及其部件的结构形式与结构参数对各使用性能的影响，阐述了进行性能预测的基本计算方法。
各章还对性能试验方法作了简要介绍。
另外，还介绍了近年来高效节能汽车技术方面的新发展。
本书为学生提供了进行汽车设计、试验及使用所必需的专业基础知识。
汽车理论第四版(余志生著)：推荐理由点击此处下载汽车理论第四版(余志生著)课后答案汽车理论第四版(余志生著)：书籍目录第4版前言第3版前言第2版前言第1版前言常用符号表第一章汽车的动力性第一节汽车的动力性指标。
第二节汽车的驱动力与行驶阻力一、汽车的驱动力二、汽车的行驶阻力三、汽车行驶方程式第三节汽车的驱动力，行驶阻力平衡图与动力特性图一、驱动力一行驶阻力平衡图二、动力特性图第四节汽车行驶的附着条件与汽车的附着率一、汽车行驶的附着条件二、汽车的附着力与地面法向反作用力三、作用在驱动轮上的地面切向反作用力四、附着率第五节汽车的功率平衡第六节装有液力变矩器汽车的动力性参考文献第二章汽车的燃油经济性第一节汽车燃油经济性的评价指标第二节汽车燃油经济性的计算第三节影响汽车燃油经济性的因素一、使用方面二、汽车结构方面第四节装有液力变矩器汽车的燃油经济性计算第五节电动汽车的研究一、混合动力电动汽车的特点二、混合动力电动汽车的结构三、混合动力电动汽车的节油原理四、能量管理策略五、实例分析一一丰田混合动力电动汽车Prius六、电动汽车的动力性计算第六节汽车动力性、燃油经济性试验一、路上试验二、室内试验参考文献第三章汽车动力装置参数的选定第一节发动机功率的选择第二节最小传动比的选择第三节最大传动比的选择第四节传动系挡数与各挡传动比的选择第五节利用燃油经济性-加速时间曲线确定动力装置参数一、主减速器传动比的确定二、变速器与主减速器传动比的确定三、发动机、变速器与主减速器传动比的确定参考文献第四章汽车的制动性第一节制动性的评价指标第二节制动时车轮的受力一、地面制动力二、制动器制动力三、地面制动力、制动器制动力与附着力之间的关系四、硬路面上的附着系数第三节汽车的制动效能及其恒定性一、制动距离与制动减速度二、制动距离的分析三、制动效能的恒定性第四节制动时汽车的方向稳定性一、汽车的制动跑偏二、制动时后轴侧滑与前轴转向能力的丧失第五节前、后制动器制动力的比例关系一、地面对前、后车轮的法向反作用力二、理想的前、后制动器制动力分配曲线三、具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数四、前、后制动器制动力具有固定比值的汽车在各种路面上制动过程的分析五、利用附着系数与制动效率六、对前、后制动器制动力分配的要求七、辅助制动器和发动机制动对制动力分配和制动效能的影响八、制动防抱装置第六节汽车制动性的试验参考文献第五章汽车的操纵稳定性第一节概述一、汽车操纵稳定性包含的内容二、车辆坐标系与转向盘角阶跃输入下的时域响应三、人一汽车闭路系统四、汽车试验的两种评价方法第二节轮胎的侧偏特性一、轮胎的坐标系二、轮胎的侧偏现象和侧偏力-侧偏角曲线三、轮胎的结构、工作条件对侧偏特性的影响四、回正力矩一一绕OZ轴的力矩五、有外倾角肘轮胎的滚动第三节线性二自由度汽车模型对前轮角输入的响应一、线性二自由度汽车模型的运动微分方程二、前轮角阶跃输入下进入的汽车稳态响应一一等速圆周行驶三、前轮角阶跃输入下的瞬态响应四、横摆角速度频率响应特性第四节汽车操纵稳定性与悬架的关系一、汽车的侧倾二、侧倾时垂直载荷在左、右侧车轮上的'重新分配及其对稳态响应的影响三、侧倾外倾一一侧倾时车轮外倾角的变化四、侧倾转向五、变形转向一一悬架导向装置变形引起的车轮转向角六、变形外倾一一悬架导向装置变形引起的外倾角的变化第五节汽车操纵稳定性与转向系的关系一、转向系的功能与转向盘力特性二、不同工况下对操纵稳定性的要求三、评价高速公路行驶操纵稳定性的试验一一转向盘中间位置操纵稳定性试验四、转向系与汽车横摆角速度稳态响应的关系第六节汽车操纵稳定性与传动系的关系一、地面切向反作用力与“不足-过多转向特性”的关系二、地面切向反作用力控制转向特性的基本概念简介第七节提高操纵稳定性的电子控制系统一、极限工况下前轴侧滑与后轴侧滑的特点二、横摆力偶矩及制动力的控制效果三、各个车轮制动力控制的效果四、四个车轮主动制动的控制效果五、VSC系统的构成六、装有VSC系统汽车的试验结果第八节汽车的侧翻一、刚性汽车的准静态侧翻二、带悬架汽车的准静态侧翻三、汽车的瞬态侧翻第九节汽车操纵稳定性的路上试验一、低速行驶转向轻便性试验二、稳态转向特性试验三、瞬态横摆响应试验四、汽车回正能力试验五、转向盘角脉冲试验六、转向盘中间位置操纵稳定性试验参考文献第六章汽车的平顺性第一节人体对振动的反应和平顺性的评价一、人体对振动的反应二、平顺性的评价方法第二节路面不平度的统计特性一、路面不平度的功率谱密度二、空间频率功率谱密度C。
汽车理论-汽车最大传动比的选择
三、满足附着条件
轮胎与地面之间的作用力，其本质是一种摩擦力， 受到两者之间最大摩擦能力的限制。轮胎和地面之
间能相互作用的最大切向力称为附着力，符号Fφ。
附着条件，可以表达为：最大驱动力不能超过附着力。
驱动力 Ft
Ttqigi 0 T
r
；
附着力Fφ =G2φ；
G2为驱动轴的轴荷；φ为附着系数，通常取0.7左右。
5
第三节 最大传动比的选择
二、满足最低稳定车速uamin的要求
已知
ua
0.377
nr ig i 0
则显然有
it max
0.377 nmin r ua min
nmin，发动机最 低稳定转速
当汽车在松软地面越野行驶时，为避免轮胎花纹过 分冲击破坏土壤，要求车速足够低。也就是说最大
传动比itmax要足够大。
du 1
dt
m
Ft
(Ff
Fw )
1
1 m
Iw r2
1 m
If ig2i02T
r2
9
如图所示，一般而言，增大 传动比可以提高加速度。
但变速器Ⅰ挡传动比过大， 可能使加速度反而下降。比 如某些越野车辆，其Ⅰ挡起 步加速能力比Ⅱ挡还弱。
把Ⅰ挡传动比设置得如此大 的目的是提高爬坡和克服艰 难地带的能力。
r
Gfcosmax
Gsin max
ig1 G
fcosmax sin max Ttqmax i0T
r
3
第三节 最大传动比的选择
ig1 G
fcosmax sin max Ttqmax i0T
r
➢以奔驰ML320越野汽车为例，计算满足最大爬 坡度要求前提下的传动系最大传动比。
CSU1060A设计计算说明书
CSU1060A货车总体设计及驱动桥设计绪论驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。
驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。
对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等。
随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。
驱动桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。
应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。
驱动桥设计应当满足如下基本要求：1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。
2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。
3）当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。
4）能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。
5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。
6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。
7）齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声。
8）驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。
9）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。
10）结构简单，维修方便，机件工艺性好，容易制造。
动力传动系统参数匹配(教案)
1.3.5 动力传动系统参数匹配 初步选择参数之后,可拟定这些参数数值的范围,进一步具体分析、计算不同参数匹配下汽车的燃料经济性与动力性,然后综合考虑各方面因素,最终确定动力传动系统的参数。
通常以循环行驶工况油耗Q（L/l00km)代表燃料经济性,以原地起步加速时间代表动力性,做出不同参数下的燃料经济性一加速时间曲线,并确定动力装置参数。
一、主减速器传动比的确定在动力传动系统他参数不变的条件下,若选定减速器的最佳传动比,可根据燃料经济性、动力性的计算,绘制如图3-8所示的不同的燃料经济性一加速时间曲线,图3-8中的纵坐标是O~96.6km/h(0~60pmh)时的加速时间(s),横坐标为EPA循环工况的燃料经济性(km/L或mpg)。
算出不同i0时的加速时间与每升燃料行驶里程后,即可作出图示曲线。
曲线表明, i0较大时,加速时间较短但燃料经济性下降。
i0较小时,加速时间较长但燃料经济性提高。
若选择i0=2.6时,增兼顾加速时间和燃料经济性。
若以动力性为设定目标，则可选较大i0；若以燃料经济性设定目标，则可选较小i0。
燃料经济性一加速时问曲线通常大体L呈C形,所以有称之为c曲线的。
图3-8燃料经济件一加速时间曲线 二、变速器与主减速器传动比的确定 在不改变发动机的条件下,可利用C曲线从几种变速器中选取合适的变速器和主减速器传动比。
图3-9是一实例。
图上绘制了几种变速器的C曲线。
图3-9a是3挡变速器与4挡变速器的C曲线,图3—9b是4挡变速器与5挡变速器的C曲线。
3挡变速器与4挡变速器均具有直接挡,由于4挡变速器的变速范围广,所以汽车动力性有所提高,5挡变速器具有超速挡,汽车燃料经济性与动力性均有显著提高。
图3-9C是装有三种不同传动比的5挡变速器图3-9装用不同变速器时的燃油经济性一加速时间曲线A、H、C时汽车的C曲线。
可以根据设计目标选用其中的一个,并根据其C曲线确定主传动比。
图3—9C上还画山了三条C曲线的包络线,称为“最佳燃油经济性一动力性曲线”。
三轴六档变速器结构设计
第1章绪论1.1课题的目的和意义变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽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范围内工作。
中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。
变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。
因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。
为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱轿车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为 2.0升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。
设计方案力求实现：（1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需；（2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠；（3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡；（4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。
1.2课题研究的现状目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性。
但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。
机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。
在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。
目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。
同时，6档变速器的装车率也在日益上升。
变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。
汽车变速器是汽车的重要部件之一，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行使工况下，使汽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范围内工作。
变速器设有空档，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。
传动比与车速以及扭矩关系
传动比与车速以及扭矩的关系首先，要尝试辨析这个话题，必须要对传动比、功率、扭矩、车速、转速有个概念才行（下面阐述的理论和推导过程均隐含了忽略阻力和机械效率为1这个理想状态条件，所用单位为国际单位）。
传动比定义为主动轮转速与从动轮转速之比。
在汽车上，总传动比等于发动机转速/驱动轮转速，也等于驱动轮扭矩/发动机扭矩，更等于变速箱传动比*主减速器传动比（俗称终传比）。
功率，单位时间的做功值。
汽车发动机功率等于发动机扭矩*发动机转速/9550，根据上述传动比的变换，亦可以等于驱动轮扭矩*驱动轮的转速。
扭矩，物理学解说为力矩，等于力*力臂（由于力与加速度成正比，所以扭矩与角加速度成正比），是一个衡量物体转动角加速度大小的参数。
车速，即是汽车的行驶速度。
转速分两种，一为发动机转速，二为驱动轮转速。
两者之商为总传动比，前提是驱动轮在附着良好的路面上行驶，无打滑或抱死现象。
驱动轮转速与车速的换算关系为：车速=驱动轮转速*60*2π*驱动轮半径/1000。
相信不少读者都会被那些烦躁的公式搞到头晕，不用急，理解的过程又怎能缺少例子呢？下面小编就编个例子让大家试着了解。
话说有A、B两辆车，除了发动机参数不同之外，其余都一样，其中驱动轮半径均为0.5m。
两车的扭矩曲线如下:图：A车的扭矩曲线，6000转断油，峰值扭矩与峰值功率均在3000转处出现。
峰值扭矩值为300牛米，峰值功率为90Kw图:B车的扭矩曲线，6000转断油，峰值扭矩覆盖整个转速范围，为150牛米；峰值功率在6000转处出现，为90Kw图：两车变速箱和终传比参数由上图可以看出两车各挡位的总传动比分别为20、15、10、5、2.5（in*i终），车速方面在绝对理想的情况下，以一挡为例：根据公式车速=驱动轮转速*60*2π*驱动轮半径/1000，再代入驱动轮转速=发动机转速/总传动比，可以得到车速=（6000/30）*60*2π*0.5/1000，约为56Km/h。
传动比及车速以及扭矩关系
传动比与车速以及扭矩的关系首先，要尝试辨析这个话题，必须要对传动比、功率、扭矩、车速、转速有个概念才行〔下面阐述的理论和推导过程均隐含了忽略阻力和机械效率为1这个理想状态条件，所用单位为国际单位〕。
传动比定义为主动轮转速与从动轮转速之比。
在汽车上，总传动比等于发动机转速/驱动轮转速，也等于驱动轮扭矩/发动机扭矩，更等于变速箱传动比*主减速器传动比〔俗称终传比〕。
功率，单位时间的做功值。
汽车发动机功率等于发动机扭矩*发动机转速/9550，根据上述传动比的变换，亦可以等于驱动轮扭矩*驱动轮的转速。
扭矩，物理学讲解为力矩，等于力*力臂〔由于力与加速度成正比，所以扭矩与角加速度成正比〕，是一个衡量物体转动角加速度大小的参数。
车速，即是汽车的行驶速度。
转速分两种，一为发动机转速，二为驱动轮转速。
两者之商为总传动比，前提是驱动轮在附着良好的路面上行驶，无打滑或抱死现象。
驱动轮转速与车速的换算关系为：车速=驱动轮转速*60*2π*驱动轮半径/1000。
相信不少读者都会被那些烦躁的公式搞到头晕，不用急，理解的过程又怎能缺少例子呢？下面小编就编个例子让大家试着了解。
话说有A、B两辆车，除了发动机参数不同之外，其余都一样，其中驱动轮半径均为0.5m。
两车的扭矩曲线如下:图：A车的扭矩曲线，6000转断油，峰值扭矩与峰值功率均在3000转处出现。
峰值扭矩值为300牛米，峰值功率为90Kw图:B车的扭矩曲线，6000转断油，峰值扭矩覆盖整个转速围，为150牛米；峰值功率在6000转处出现，为90Kw图：两车变速箱和终传比参数由上图可以看出两车各挡位的总传动比分别为20、15、10、5、2.5〔in*i终〕，车速方面在绝对理想的情况下，以一挡为例：根据公式车速=驱动轮转速*60*2π*驱动轮半径/1000，再代入驱动轮转速=发动机转速/总传动比，可以得到车速=〔6000/30〕*60*2π*0.5/1000，约为56Km/h。
最小传动比的选择
最⼩传动⽐的选择最⼩传动⽐的选择1最⼩传动⽐的定义传动系的总传动⽐是传动系中各部件传动⽐的乘积，即i t=i g i0i c式中i g——变速器的传动⽐；i0——主减速器的传动⽐；i c——分动器或副变速器的传动⽐。
普通汽车没有分动器或副变速器，则变速器的最⼩传动⽐为直接档或超速档。
当变速器的最⼩传动⽐为直接档时，传动系的最⼩传动⽐就是主减速器的传动⽐；当变速器的最⼩传动⽐为超速档时，则传动系的最⼩传动⽐应为变速器最⾼挡传动⽐与主减速器的传动⽐的乘积。
2 最⼩传动⽐的确定⽅法设计原则:汽车最⼩传动⽐确定的原则是最⼤输出功率点对应车速V。
正好等于汽车的最⾼设计车速Vmax，即：Vp=Vmax由可求出传动⽐i min为式中，n p——发动机最⾼功率点P emax对应的转速np(单位：r／min)r——车轮半径(单位：m)Vmax——最⾼车速(单位：m／h)所以可求出3最⼩传动⽐选择的要素3.1 最⾼车速如图3-1所⽰，主减速器的传动⽐i0不同，则汽车功率平衡图上发动机功率曲线的位置不同，与⽔平路⾯⾏驶阻⼒功率曲线的交点所确定的最⾼车速不同。
当阻⼒功率曲线正好与发动机功率曲线交在其最⼤功率点上，此时所得的最⾼车速最⼤， u amax=u p，u p为发动机最⼤功率时的车速。
因此，主减速器的传动⽐i0应选择到汽车的最⾼车速相当于发动机最⼤功率时的车速，这时最⾼车速最⼤。
3.2 汽车的后备功率主减速器的传动⽐i0不同，汽车的后备功率也不同i0增⼤，发动机功率曲线左移，汽车的后备功率增⼤，动⼒性加强，但燃油经济性较差。
i0减⼩，发动机功率曲线右移，汽车的后备功率较⼩，但发动机功率利⽤率⾼，燃油经济性较好。
3.3 驾驶性能最⼩传动⽐还受到驾驶性能的限制。
驾驶性能是包括平稳性在内的加速性、系指动⼒装置的转矩响应、噪声与振动。
它只能由驾驶员通过主观评价来确定，⽽影响驾驶性能的因素主要有以下⼏个⽅⾯。
3.3.1最⼩传动⽐最⼩传动⽐（或最⾼挡时发动机转速与⾏驶车速的⽐值）对转矩影响较⼤：最⼩传动⽐过⼩，发动机在重负荷下⼯作，加速性不好，出现噪声和震动；最⼩传动⽐过⼤，燃油经济性差，发动机⾼速运转噪声⼤。
最大传动比的选择
3.3 最大传动比的选择
I挡
主减速器
分动器和轮边减速器只要确定传动比
汽车最小稳定车速制约因素
3.3 最大传动比的选择
最大传动比
最大爬坡度
附着条件最低稳定速度
变速器I挡传动比i
g1
主减速器传动比i
0汽车最大驱动力
低速
i g1×i
最低发动机转速
r f mg i mg mgf r
αααmax max max )sin cos (cos +≥
+=6
.0~5.001max max ＝保守起见，ϕηϕ
F r
i i T F T
g tq t ≤
=
低速稳定爬坡
最大爬坡度
2
t F 3
t F 4
t F w
f F F +f
F ⎭⎬
⎫⎩
⎨⎧⎥⎦⎤⎢⎣⎡+−=mg F F F i w f t )(arcsin tan max
应满足αmax 附着条件越野汽车还要考虑最低稳定车速
min
min max
377
.0a r
t u r n i =轿车传动比较高，最大传动比根据加速能力确定
F ϕ
松软路面
土壤易受冲击破坏
i t max
u a min。