变速器传动比
变速器的初步设计(传动比计算)
变速器的初步设计（传动比计算）机械式变速器的初步设计姓名:学号:班级:目录第1章设计要求与设计数据 (2)1.1 设计数据 (2)1.2 设计要求..........................................................................................2 第2章变速器的设计选型 (2)2.1 变速器的选型与换挡方式选择 (2)2.2 变速器各档传递路径...........................................................................3 第3章变速器的齿数分配 (4)3.1 1档的齿数计算 (4)3.2 常啮合齿轮对的齿数计算 (5)3.3 2档的齿数计算 (5)3.4 3档的齿数计算 (5)3.5 4档(直接档)的齿数计算 (6)3.6 5档(超速挡)的齿数计算 (6)3.7 倒档的齿数计算和分度圆计算...............................................................7 第4章变速器各齿轮对的齿轮结构参数 (8)4.1 各齿轮的分度圆直径与总变位系数的统计 (8)4.2 变速器各档速比的相对误差 (8)4.3 变速器齿轮的材质选择........................................................................8 第5章轴的结构与材质 (9)5.1 变速器第1轴的设计 (9)5.2 变速器第2轴的设计 (9)5.3 变速器中间轴的设计 (10)5.4 轴的材质..........................................................................................10 第6章轴承的布置 (11)6.1 第1轴轴上的轴承布置 (11)6.2 第2轴轴上的轴承布置 (11)6.3 中间轴轴上的轴承布置........................................................................12 第7章变速器的换挡机构(选用锁环式同步器)布置..........................................12 第8章变速器操纵机构及换挡位置图 (13)8.1 变速器的操纵机构 (13)8.2 变速器的换挡位置图…………………………………………………………………14 参考资料附录1第1章设计要求与设计数据1.1 设计数据.选择第三组设计参数:三轴式变速器发动机最大功率72kw，最大转矩167Nm表1-1:档位 1 2 3 4 5 R速比 3.592 2.088 1.368 1.000 0.823 3.624 1.2设计要求.1，传动示意图——各档传递路径、齿数分配、换挡方式、轴向定位等; 2，齿轮型式、结构参数、配凑中心距、材质;3，轴的结构、材质;，换挡机构布置; 45，轴承布置;6，变速器操纵机构及换挡位置图。
变速器速比的选择
选择较大的速比，如1档速比较大，以适应越野道 路的行驶需求。
优点
较大的速比可以使车辆在爬坡时更加有力，提高 越野性能。
案例三：赛车的变速器速比选择
赛车道路特点
赛车道路通常是短而陡的下坡路面，需要车辆在短时间内达到较高 速度。
速比选择建议
选择较小的速比，如1档速比小，以提高车辆的加速性能。
舒适性。
高速公路驾驶
在高速公路上行驶，车辆需要更高 的巡航速度，选择速比大的变速器 可以更好地满足这一需求。
越野驾驶
越野驾驶中，车辆需要应对复杂的 路况，选择速比适中的变速器可以 更好地平衡越野性能和公路性能。
根据行驶环境选择
平坦地区
在平坦地区行驶，车辆的负载相对较小，可以选择速 比适中的变速器。
山区
在山区行驶，车辆需要应对较大的负载和坡度，选择 速比更大的变速器可以更好地应对这种工况。
根据发动机性能选择
要点一
高性能发动机
高性能的发动机可以提供更大的动力输出，选择速比更大 的变速器可以更好地发挥发动机的性能。
要点二
低性能发动机
低性能的发动机动力输出有限，选择速比适中的变速器可 以更好地平衡车辆的动力和油耗表现。
便于行驶和加速。
应用：赛车比赛，需要较好的起步、加速和高速行驶稳定性。
03
04 变速器速比对车辆性能的影响
CHAPTER
加速性能
较低的速比
在起步和低速时，较低的速比可以提供更大的牵引力，使车辆加速更快。
较高的速比
在高速行驶时，较高的速比可以降低发动机转速，提高车辆的稳定性和舒适性。
最高车速
较低的速比
03 常见变速器速比的应用场景
CHAPTER
Lepelletier 6速自动变速器传动比计算
Lepelletier 6速自动变速器传动比计算邓名威;詹长书【摘要】以Lepelletier6速自动变速器为研究对象,该变速器通过5个不同换挡执行元件的组合,可以实现六个前进挡和一个倒挡.首先研究了各挡的运动规律和各个工作元件之间的运动关系,然后运用单排行星齿轮机构和单排双行星齿轮机构一般运动规律的特性方程式,列线性方程组求解出了各挡的传动比.为后续自动变速器的设计提供理论依据.【期刊名称】《机械工程师》【年(卷),期】2016(000)012【总页数】3页(P87-89)【关键词】Lepelletier自动变速器;行星齿轮机构;传动比【作者】邓名威;詹长书【作者单位】东北林业大学交通学院,哈尔滨150040;东北林业大学交通学院,哈尔滨150040【正文语种】中文【中图分类】U463.212自动变速器在汽车领域应用日益广泛，自动变速器已从三挡、四挡[3-4]发展到五挡、六挡甚至八挡、九挡。
多排行星齿轮机构在自动变速器中的应用越来越广泛。
与单排行星齿轮机构相比，多排行星齿轮机构可以实现变速器多挡位（包括倒挡），达到传动更顺畅、更省油的目的。
本文对Lepelletier六挡自动变速器（如图1）各挡工作情况和速比进行了分析总结。
Lepelletier六挡自动变速器的行星齿轮装置采用称为"Lepelletier"的齿轮副结构，此行星齿轮机构由一个初级简单行星齿轮组和一个拉维娜（Ravigneaux）行星齿轮组构成。
这种结构的特点是挡位分布合理，且只用五个换挡元件就可以实现六个前进挡和一个倒挡。
对Lepelletier六挡自动变速器的动力传递路线进行了详细分析，并运用单排行星齿轮机构一般运动规律的特性方程式，列线性方程组求解出了其各挡的传动比，从而可以掌握这种自动变速器的传动规律，为后续自动变速器的设计提供理论依据。
Lepelletier六挡自动变速器的行星齿轮装置中，初级行星排和拉维娜行星齿轮机构中的前行星排都是单排单行星齿轮机构，按照图1中标注，其中g1表示初级齿圈齿数与初级太阳轮齿数之比，g2为次级齿圈齿数与大太阳轮齿数比。
变速器传动比名词解释
变速器传动比名词解释
变速器传动比，又称传动比，是指变速器在传动过程中的输出轴转速与输入轴转速之比。
它在评价变速器性能和传动效果方面具有重要作用。
传动比的大小直接影响到变速器的输出性能，包括车辆的加速性能、最高速度和燃油经济性等。
在实际应用中，变速器传动比通常通过齿轮设计、齿轮材料和润滑方式等多种因素来实现。
合理的变速器传动比设计可以提高车辆的行驶性能，降低油耗，延长零部件寿命，从而提高整车的经济效益。
变速器传动比的计算公式为：
传动比=输出轴转速/输入轴转速
在实际使用过程中，驾驶员可通过换挡来实现不同行驶条件下的最优传动比。
一般来说，低速行驶时，选择较大的传动比可以提高车辆的爬坡能力和加速性能；高速行驶时，选择较小的传动比可以提高车辆的最高速度和燃油经济性。
需要注意的是，变速器传动比的选择并非越大越好。
过大的传动比会导致发动机在低速区间工作，使发动机燃烧不充分，产生积碳等问题。
而过小的传动比则会导致车辆加速性能不足，影响驾驶体验。
因此，在设计变速器时，需要根据车辆用途和驾驶条件综合考虑，选择合适的传动比。
总之，变速器传动比是衡量变速器性能的关键指标，合理的传动比设计对提高车辆行驶性能、降低油耗和延长零部件寿命具有重要意
义。
在实际使用过程中，驾驶员需根据不同行驶条件选择合适的传动比，以实现最优的驾驶效果。
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。
汽车设计——《简答题》
1.简述在绘总布置图布置发动机及各总成位置时需注意什么问题或如何布置才合理？答：发动机油底壳至路面的距离应保证满载状态下最小离地间隙。
保证发送机安装简单方便；驱动桥位置由驱动轮决定。
将差速器中心线与汽车中心线重合，使左右半轴可通用。
万向节传动轴两端夹角应相等，满载静止时不大于4度。
最大不大于7度的要求；转向盘保证驾驶员能舒适地进行转向操作，注意转向盘平面与水平面的夹角，不影响仪表的视野，盲区最小；转向器布置在前钢板弹簧跳动中心附近，避免悬架运动与转向机构运动出现不协调现象，悬架保证转向轮转向空间；自动踏板尽量靠近驾驶员。
手脚制动方便可靠，避免车轮跳动自行制动。
2.分析被动悬架的不足之处，并说明主动悬架的工作过程？答：由弹性元件和减振器所构成的被动悬架系统，其弹性特性和阻尼特性是一定的，当受到外界激励时，只能“被动”地做出响应。
在多变环境或性能要求高且影响因素复杂的情况下，难以满足期望的性能要求。
主动悬架主要由执行元件、各种必要的传感器、信号处理器和控制单元等组成。
主动悬架的传感器、信号处理器对行驶路面、汽车的工况和载荷等状况的进行监测，系统控制单元根据检测到的各种信号判断汽车的当前状态，并根据事先设定的控制策略决定执行元件输出力的大小，控制悬架本身的特性及工作状态，对振动进行“主动”干预。
3.什么叫变速器传动比范围？其数值时多少？影响传动比的因素有哪些？答：变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动比的比值。
最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；变速器最高挡是超速挡，传动比为0. 7～0. 8。
影响最低挡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、驱动轮与地面间的附着力、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。
传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件（如要求的汽车爬坡能力）等因素有关。
目前乘用车的传动比范围在3. 0 ～4. 5之间，轻型商用车在5. 0～8. 0 之间，其它商用车则更大。
行星齿轮变速器传动比和力矩计算与功率流图
故行 星排 内矩关系式为 ：
Ｍ ： Ｍ ： 一１ ： １ Ｍ。＝（ 一ａ ） ａ ： （） ９
四、功率流图
若 Ｐ 、Ｐ 分别为 同一行 星排 内太 阳轮 和齿 圈输 出 。 或输入功率 ，由式 （ ）则 ９
Ｐ／ Ｐ ＝Ｍ ‘ 。（ ‘ ＝ 。 ａ ∞／ Ｍ ∞ ） ／
ｒ ＋ａ 叫 ／ ： ｓ＝（ ） Ｊ 叫 ＝－ ｃ １
（） ｃ ４
所有 内力矩了。对 于平衡状 态时的单排行 星机构 ，由其 功率平衡和力矩平衡有 ：
『 Ｍ ‘ ＋Ｍ ‘ ｘ ∞ ｒ ∞ｒ＝０ ｘ
｛ 【
Ｍ ＋ Ｍ ＋ Ｍ ＝０
可以得出 ：Ｍ ＝一Ｍ ・ ｃ ∞ ／ｏ ＝ａ ・ Ｍ
Ｍ。 Ｍ 的 “ 力构件 ” 或 二 ，由该构 件 的力矩平 衡方 程 ， 能够求得该力矩所 受的内力矩 ；然后 ，利用行 星排 内矩
关系式求 出与该构 件所在行 星排 的另外两个 力矩。再 由 构件 的力矩平衡关 系推演到 其他行星排 ，就可 以计算出
叫／ （ ａ ；叫 ＝－ ＝ ＋ ）ａ｝ ｓ １ ｒ ／ ｃ
便 ，机 械 能量 损失 小 ，控 制 系统 简捷 ，配 套 和控 制 集 中，部分辅机合并为一套 ，设 备成本低 ，投 资小 ，比配 套两 台单机模式减少约 ３ ％投 资，回收期缩短 １～ ０ ２年：
过程。这 时应通知高炉慢关减压 阀和煤 气出 口蝶 阀，根 据高炉顶压值 的波动 ，由手 动／ 自动 增减透 平静 叶开度
对整个 行星机构 而言 ，它只受到 、
Ｍ。 Ｍ 和 外力矩的作用。在 Ｍ． 和传动 比 已知的情 况
ｊ
‘ ２
下 ，由外力矩平衡有 ：
传动系挡数与各挡传动比的选择
面条件复杂，it max / it min 大，挡数较多。
2
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
一、各挡传动比的确定
1.各挡传动比的分配
变速器各挡传动比基本按等比级数分配，即
第三章 汽车动力装置参数的选择
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
1
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
挡位数多，对汽车动力性和燃油经济性都有利。
动力性：挡位数多，增加了发动机发挥最大功率 附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。
燃油经济性：挡位数多，增加了发动机在低燃油 消耗率转速区工作的可能性，降低了油耗。
n2 ig2 n1 ig3 ig1 ig2 ig2 ig3
所以
n2 n2 n1 n1
n1 n1
6
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
国产奥迪A6 轿车的各项技术参数 •发动机工况图 •变速器工况图
7
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
ig1/ig2＝1.85；ig2/ig3＝1.432；ig3/ig4＝1.346；
ig1 ig2 q ig2 ig3
ig1 qig2 ig2 qig3
设5挡变速器的ig5=1
ig4 q ig3 q2 ig2 q3 ig1 q4
ig3 qig4
q 4 ig1
ig4 4 ig1
ig3 4 ig12
ig2 4 ig13
3
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
2.等比级数分配传动比的优点
1）发动机工作范围都相同，加速时便于操纵； 2）各挡工作所对应的发动机功率都较大，有利于汽 车动力性； 3）便于和副变速器结合，构成更多挡位的变速器。
变速器的设计计算
变速器的设计计算一 确定变速器的主要参数一、各挡传动比的确定不同类型的变速器，其挡位数也不尽相同，本设计为五挡变速器。
传动比为已知：i 1=6.02，i 2=3.57， i 3=2.14，i 4=1.35，i 5=1.00， i R =5.49. 二、中心距A 的选取初选中心距A 时，可根据下述经验公式初选：A=K 式中，A 为变速器中心距(mm)；A K 为中心距系数，货车：A K =8.6-9.6；emax T 为发动机最大转矩（emax T =165 N ·m ）；1i 为变速器一挡传动比(i 1=6.02)；g η为变速器传动效率，取96%。
本设计中，取A K =9.0。
将数值代入公式，算得A=88.5849mm ，故初取A=89mm 。
三、变速器的轴向尺寸影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。
设计时可根据中心距A 的尺寸参照下列经验关系初选：五挡货车变速器壳体轴向尺寸：(2.7～3.0) A=239.18mm ～265.75mm 。
选用壳体轴向尺寸为260mm 。
四、齿轮参数 （1）齿轮模数变速器齿轮模数：货车最大总质量在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm 。
齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。
当增大尺宽而减小模数时将降低变速器的噪声，增大模数并减小尺宽和中心距将减小变速器的质量。
对于斜齿轮m n =K m 3max e T 式中 m n ——齿轮模数 mmKm ——为模数系数，一般Km=0.28~0.37。
本设计中取Km=0.35。
将数值代入计算得 mn =1.919 mm,取mn=2。
对于直齿轮m=K1m31 T ⋅式中 m——一挡齿轮模数 mmK1m ——一挡齿轮模数系数，一般K1m=0.28~0.37。
本设计中取 K1m=0.30T1——一挡输出转矩，T1=Tm axe*i1i1——一挡传动比当数值代入计算得m=2.993 mm,取m=3参考国标（GB1357-87）规定的第一系列模数：一档和倒挡的模数: m＝3mm；二，三，四，五挡的模数：mn＝2mm;（2）压力角α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；压力角增大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。
自动变速器传动比的计算方法
图 7 4 挡动力传递路线
由上述计算实例可知 ,混合行星齿轮机构的传 动比计算需根据具体情况具体分析 ,但计算方法基 本相同 。即根据固定元件的转速为零 、相互连接的
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2 单排单级行星齿轮机构传动比的计算
最简单的行星齿轮机构由一个太阳轮 (亦称中 心轮) 、一个内齿圈和一个带行星轮的行星架组成 , 称之为单排单级行星排 (如图 1 所示) 。由于单排行 星齿轮机构具有 2 个自由度 ,即需对太阳轮 、齿圈和 行星架三者之一施加制动 (使其转速为零) 或约束 (使其以某一固定的转速旋转) ,以获得某一所需的 传动比 ;如果将三者中的任何两个连接为一体 ,则整 个行星齿轮机构以同一速度旋转 。
为行星架假想齿数 。
下面就汽车自动变速器中单排单级行星齿轮机
构的几种运动状态进行分析 。
1) 太阳轮固定 ( n心 = 0) 、行星架驱动 、内齿圈输 出时 ,将 n心 = 0 代入式 (1) 、(2) ,则其传动比 i = n架 / n圈 = Z圈 / ( Z心 + Z圈 ) , 传动比小于 1 , 即为同向增速
iR = n后心 / n前架 = n后心 / n后圈 = - Z后圈 / Z后心 =
- 98/ 37 = - 2. 648 648 6
件被同时驱动 ,则整个行星齿轮机构以一个整体同 向等速旋转 , 为直接传动挡 , 即后排齿圈/ 前排行星 架同向等速输出 , i3 = 1 。因动力传动过程没有单向 离合器参与 ,故发动机制动 (见图 6) 。
图 6 3 挡动力传递路线
6) 4 挡时 , 3 、4 挡离合器接合 , 驱动后排行星 架/ 前排齿圈 。同时 2 、4 挡制动带工作 ,固定后排太 阳轮 ,则后排齿圈/ 前排行星架同向增速输出 。因动 力传动过程没有单向离合器参与 ,故发动机制动 (见 图 7) ,即 n后心 = 0 ,代入式 (4) ,得 :
传动比对汽车影响
一般汽车的变速箱内有四根轴（倒档齿轮专用一根），发动机的动力经前后三次齿数不同因而公称直径也不同的齿轮的传递，进行转速的变换，就实现了变速。
进入变速箱后的第一根轴假设为轴1，轴1上正在起变速作用的齿轮为轮1，齿数为A1，转速为C1。
跟轴1上的齿轮啮合的齿轮所在的轴为2，轴2上正在起变速作用的齿轮为轮2，齿数为A2，转速为C2。
一般的手动变速器内设置输入轴、中间轴和输出轴，又称三轴式，另外还有倒档轴。三轴式是变速器的主体结构，输入轴的转速也就是发动机的转速，输出轴转速则是中间轴与输出轴之间不同齿轮啮合所产生的转速。不同的齿轮啮合就有不同的传动比，也就有了不同的转速。例如郑州日产ZN6481W2G型SUV车手动变速器，它的传动比分别是：1档3.704:1；2档2.202:1；3档1.414:1；4档1:1；5档（超速档）0.802:1。
，也就是说，功率和齿轮都是必须的。而两者良好的匹配正是我们所希望和需要的，可是最佳的匹配是什么？为什么小的四缸发动机或柴油机运转良好，而一些功率强大的V8发动机却性能不佳呢？问题的答案就在于组件匹配的不同了。发动机将扭矩传送到车辆后部和外面的车轮。扭矩增加则通过变速箱、分动箱和后轴实现。只要有足够的传动装置，即便是你瘦小的腿部也可以移动一座大山，虽然速度可能会慢一些。不过如果动力足够强大，你就可以让那些传动装置中的大部分失去效力。
功率，功率，我们都希望拥有更大的功率。当然，这也是很自然的事情，大部分的人在准备升级他们的四轮驱动汽车时，首先想到的就是发动机，因为汽车的动力来源就是发动机。你是否觉得自己的汽车在攀岩时或者在道路行驶中动作吃力、行动迟缓呢？那么只要安装一个增压器或者往发动机里添加些亚硝酸化合物，就可以让发动机的功率大有起色。不过，这么强劲的功率真的是你驾驶车辆所想要得吗？或者说，大功率真得有那么必要吗？
汽车主减速器传动比优化
汽车主减速器传动比优化某轻型货车，车有关数据如下：发动机的最低转速nmin＝600r/min，最高转速nmax=4000r/min。
总质量3650kg；车轮半径0.367m；传动系机械效率nT＝0.85；滚动阻力系数f＝0.013；空气阻力系数*迎风面积CDA＝2.77m2；飞轮转动惯量If＝0.218kg.m2；二前轮转动惯量Iw1＝1.798kg.m2;轴距L=3.2m;质心至前轴距离（满载）a=1.947m；质心高（满载）hg=0.9m；四后轮转动惯量Iw2＝3.598kg.m2；T=-19.313+295.27*(n/1000)-165.44*(n/1000).^2+40.874*(n/1000).^3-3.844 5*(n/1000).^4;怠速油耗Qid＝0.299mL/s（怠速转速400r/min）。
负荷特性曲线拟合公式为：计算1计算加速时间Matlab程序：n=600:1:4000;m=3650; g=9.8; G=m*g;r=0.367; i0=5.089;nT=0.85; f=0.013;CdA=2.77;Iw1=1.798; Iw2=3.598; Iw=Iw1+Iw2; If=0.218;a=1.947; hg=0.9; L=3.2;Ttq=-19.313+295.27*n/1000-165.44*(n/1000).^2+40.874*(n/1000).^3-3.844 5*(n/1000).^4;%以2挡加速时间计算u(1)=0.377*r*600/i0/4.016;dt=0.01;w=1;t(1)=0;ig=4.016;while(u(w)<99.08)n(w)=u(w)*ig*i0/0.377/r;Ttq(w)=-19.313+295.27*n(w)/1000-165.44*(n(w)/1000)^2+40.874*(n(w) /1000)^3-3.8445*(n(w)/1000)^4;Ft(w)=Ttq(w)*ig*i0*nT/r;Ff=G*f;Fw(w)=CdA*u(w)^2/21.15;q=1+Iw/(m*r^2)+If*ig^2*i0^2*nT/(m*r^2);a(w)=3.6*(Ft(w)-(Ff+Fw(w)))/q/m;u(w+1)=u(w)+a(w)*dt;if(u(w+1)>=0.377*4000*r/4.016/i0)ig=3.09;endif(u(w+1)>=0.377*4000*r/3.09/i0)ig=1.71;endif(u(w+1)>=0.377*4000*r/1.71/i0)ig=1;endt(w+1)=(w+1)*dt;w=w+1;endfigure;plot(t,u);axis([0 80 0 100]);title('2挡原地起步加速时间曲线');xlabel('时间t/s'),ylabel('车速u/(km/h)');[x1,y1]=ginput(1);disp('加速到70km/h的时间');disp(x1);以加速到70公里的时间作为加速时间。
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。
8档自动变速器传动比计算
8档自动变速器传动比计算詹长书;吕文超【摘要】以某款8档自动变速器(8AT)为研究对象,该变速器行星齿轮机构由4个单行星齿轮行星排和5个换挡执行元件构成.首先列写出行星齿轮机构的运动规律方程式.因为4个行星排都是单行星齿轮机构,所以各行星排的运动规律方程式是相同的.根据各档中离合器和制动器的动作顺序,并结合机构联接关系,列写运动规律方程组,求出每一档位的传动比.根据各档传动比公式和实际传动比数值可以计算出各行星排齿圈齿数和太阳轮齿数之比,验证了公式的准确性.为自动变速器动力路线分析、设计及控制奠定了理论基础.【期刊名称】《机械设计与制造》【年(卷),期】2016(000)006【总页数】4页(P241-243,247)【关键词】自动变速器;传动比;行星齿轮;运动方程【作者】詹长书;吕文超【作者单位】东北林业大学交通学院,黑龙江哈尔滨150040;东北林业大学交通学院,黑龙江哈尔滨150040【正文语种】中文【中图分类】TH16在分析行星变速器时，一般采用图解法或解析法。
图解法有角速度线图和转速平面图等方法，也比较直观，能解决和说明一些问题，但用该方法分析多自由度行星变速器存在很多不便和不足。
在20世纪70年代末80年代初，美国提出了杠杆模拟法[11]用于轿车自动变速器的设计开发。
杠杆分析法简明又直观，能直观地表达各构件之间的转速关系，并且能简单快速地算出各个档位的传动比。
解析法是将行星机构用数学方程式来表示，对每个行星排建立一个方程式，然后将所有行星排对应的方程式联立起来，最后解方程组。
由于在理论上的简单，因此采用了解析法求解传动比的计算。
该八档自动变速器采用了全新齿轮系统设计理念，只有4个行星排和5个换挡操纵元件，如图1、图2所示。
每个档位只有两个换挡操纵元件分离。
因此带排功率损失更低和效率更高，能量损失已降到最低。
由于增加了档位，8档自动变速器的齿比更密，能够更好地使发动机的速率与合适的齿轮相匹配，简单的说就是能让车辆在更合适的档位工作，从而减少燃油消耗。
变速器主要参数的选择与主要零件的设计说明
max 0max max max(cos sin )e gI TrT i i mg f mg r ηααψ≥+=主减速比：4.782，最高时速：190km/h ，轮胎型号：205/65R15 发动机型号：SQR481FC ， 最大扭矩：170Nm/4500 最大功率：95kw/5750 最高转速：6000r/min变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1变速器主要参数的选择3.1.1档数和传动比近年来，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。
本设计也采用5个档位。
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。
汽车爬陡坡时[1]车速不高，空气阻力可忽略，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max max 0r ge mg r i T i ψη≥max 2e gI TrT i G r ηϕ≤2max 0r g Ie TG r i T i ϕη≤q =2.551.691.12(1)gII gIII gIV i i i ===修正为则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为（3-1）式中 m ----汽车总质量； g ----重力加速度；ψmax ----道路最大阻力系数； r r ----驱动轮的滚动半径； T emax ----发动机最大转矩； i 0----主减速比；η----汽车传动系的传动效率。
根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I 档传动比[4]为： （3-2）式中 G 2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。
由已知条件：满载质量 1800kg ； r r =337.25mm ； T e max =170Nm ； i 0=4.782； η=0.95。
根据公式（3-2）可得：i gI =3.85。
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。
组合行星轮系自动变速器传动比计算方法
组合行星轮系自动变速器传动比计算方法
刘志刚;谭火南
【期刊名称】《企业技术开发：中旬刊》
【年(卷),期】2013(032)003
【摘要】行星轮系自动变速器传递速比计算是一个比较抽象的过程。
文章从行星轮基本原理出发，通过一款自动变速器传动比演算，介绍了一种行星轮系传动比的计算方法。
【总页数】2页(P46-47)
【作者】刘志刚;谭火南
【作者单位】广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院,广东广州511434
【正文语种】中文
【中图分类】TH132.46
【相关文献】
1.谈自动变速器中行星轮系的传动比计算
2.组合行星轮系自动变速器传动比计算方法
3.自动变速器传动比计算方法的探讨
4.用行星轮系运动特性方程计算自动变速器传动比的方法探讨
5.基于邻接矩阵的行星轮系传动比计算方法
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变速器传动比
我们知道，汽车发动机在一定的转速下能够达到最好的状态，此时发出的功率比较大，燃油经济性也比较好。
因此，我们希望发动机总是在最好的状态下工作。
但是，汽车在使用的时候需要有不同的速度，这样就产生了矛盾。
这个矛盾要通过变速器来解决。
汽车变速器的作用用一句话概括，就叫做变速变扭，即增速减扭或减速增扭。
为什么减速可以增扭，而增速又要减扭呢？设发动机输出的功率不变，功率可以表示为 N = w T，其中w是转动的角速度，T是扭距。
当N固定的时候，w与T是成反比的。
所以增速必减扭，减速必增扭。
汽车变速器齿轮传动就根据变速变扭的原理，分成各个档位对应不同的传动比，以适应不同的运行状况。
一般的手动变速器内设置输入轴、中间轴和输出轴，又称三轴式，另外还有倒档轴。
三轴式是变速器的主体结构，输入轴的转速也就是发动机的转速，输出轴转速则是中间轴与输出轴之间不同齿轮啮合所产生的转速。
不同的齿轮啮合就有不同的传动比，也就有了不同的转速。
例如郑州日产ZN6481W2G型SUV车手动变速器，它的传动比分别是：1档3.704:１；2档2.202:1；3档1.414:1；4档1:1；5档（超速档）0.802:1。
当汽车启动司机选择1档时，拨叉将1/2档同步器向后接合1档齿轮并将它锁定输出轴上，动力经输入轴、中间轴和输出轴上的1档齿轮，1档齿轮带动输出轴，输出轴将动力传递到传动轴上（红色箭头）。
典型1档变速齿轮传动比是3:1,也就是说输入轴转3圈，输出轴转1圈。
当汽车增速司机选择2档时，拨叉将1/2档同步器与1档分离后接合2档齿轮并锁定输出轴上，动力传递路线相似，所不同的是输出轴上的1档齿轮换成2档齿轮带动输出轴。
典型2档变速齿轮传动比是2.2:1，输入轴转2.2圈，输出轴转1圈，比1档转速增加，扭矩降低。
当汽车加油增速司机选择3档时，拨叉使1/2档同步器回到空档位置，又使3/4档同步器移动直至将3档齿轮锁定在输出轴上，使动力可以从轴入轴—中间轴—输出轴上的3档变速齿轮，通过3档变速齿轮带动输出轴。
典型3档传动比是1.7:1，输入轴转1.7圈，输出轴转1圈，是进一步的增速。
当汽车加油增速司机选择4档时，拨叉将3/4档同步器脱离3档齿轮直接与输入轴主动齿轮接合，动力直接从输入轴传递到输出轴，此时传动比1:1，即输出轴与输入轴转速一样。
由于动力不经中间轴，又称直接档，该档传动比的传动效率最高。
汽车多数运行时间都用直接档以达到最好的燃油经济性。
换档时要先进入空档，变速器处于空档时变速齿轮没有锁定在输出轴上，它们不能带动输出轴转动，没有动力输出。
一般汽车手动变速器传动比主要分上述1－4档，通常设计者首先确定最低（1档）与最高（4档）传动比后，中间各档传动比一般按等比级数分配。
另外，还有倒档和超速档，超速档又称为5档。
当汽车要加速超过同向汽车时司机选择5档，典型5档传动比是0.87:1，也就是用大齿轮带动小齿轮，当主动齿轮转0.87圈时，被动齿轮已经转完1圈了。
倒档时输出轴要向相反方向旋转。
如果一对齿轮啮合时大家反向旋转，中间加上一个齿轮就会变成同向旋转。
利用这个原理，倒档就要添加一个齿轮做“媒介”，将轴的转动方向调转，因此就有了一根倒档轴。
倒档轴独立装在变速器壳内，与中间轴平行，当轴上齿轮分别与中间轴齿轮和输出轴齿轮啮合时，输出轴转向会相反。
通常倒档用的同步器也控制5档的接合，所以5档与倒档位置是在同一侧的。
由于有中间齿轮，一般变速器倒档传动比大于1档传动比，增扭大，有些汽车遇到陡坡用前进档上不去就用倒档开上去。
从驾驶平顺性考虑，变速器档位越多越好，档位多相邻档间的传动比的比值变化小，换档容易而且平顺。
但档位多的缺点就是变速器构造复杂，体积大，现在轻型汽车变速器一般是4－5档。
同时，变速器传动比都不是整数，而是都带小数点的，这是因为啮合齿轮的齿数不是整倍数所致，两齿轮齿数是整倍数就会导致两齿轮啮合面磨损不均匀，使得轮齿表面质量产生较大的差异。