基于整车匹配的变速器总体设计及整车动力性计算(附VB程序).doc

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1、山东建筑大学汽车设计课程设计说明书 目 录1前 言1课题的前景1设计背景1课题意义2设计内容2设计方法21变速器的总体设计31.1汽车参数的选择31.2变速器设计应满足的基本要求31.3变速器传动机构布置方案41.3.1主变速器布置方案41.3.2副变速器的布置方案51.3.3倒挡布置方案61.3.4其他问题62冷藏半挂车零部件结构方案分析72.1齿轮形式72.2换挡结构形式72.3变速器轴承83冷藏半挂车变速器设计和计算93.1挡数93.2传动比范围93.3中心距A113.4外形尺寸113.5齿轮参数计算123.5.1模数的选取123.5.2压力角123.5.3螺旋角123.5.4齿宽b13

2、3.5.5齿轮变位系数的选择143.6各挡齿轮齿数计算143.6.1确定一挡齿轮的齿数153.6.2对中心距A进行修正163.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数163.6.4确定其他各挡的齿数163.6.5确定倒挡齿轮数184冷藏半挂车整车动力性计算194.1计算最高车速194.2计算最大爬坡度194.3最大加速度195冷藏半挂车车动力性计算软件设计215.1 软件设计流程215.2 驱动力一行驶阻力平衡图225.3 加速度倒数曲线235.4 功率平衡图246结 论26参考文献27II1前 言课题的前景变速器是汽车传动系统中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。变速器的速

3、比设计虽然有许多理论可以参考，但大多数只是经验公式，对于具体传动比的分配还没有一种较为实用的计算方法。传统理论一般是根据经验或参照同类车型来确定变速器传动比，这显然有它的不足之处：主观因素较大，而且没有一种有效的评价指标来确定性能的好坏。 现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速器或无级变速器方向发展。世界各大汽车制造商也正竞相开发无级变速器。预计不久将来中国各大汽车制造商也将生产自己的无级变速器，并广泛应用于国产轿车。设计背景变速器一般是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速器有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，又分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间

4、轴式和多中间轴式变速器。它主要用于转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等不同条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。变速器在汽车中起着重要的作用，它能使汽车以非常低且稳定的车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式发动机。它虽具有相当多的优点，但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代汽车极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与汽车牵引力

5、、车速要求之间的矛盾，单靠现代汽车内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。课题意义变速器是汽车传动系统中关键的零部件，它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。由于变速器在汽车的运行中扮演着非常重要的角色。所以很多汽车常见的故障也来源于此。而技术先进的变速箱不仅能够降低汽车的故障而且还能够降低动力损失，减少燃油消耗。正因为如此，现在不少的客车用户在选择车辆的时候，

6、变速箱都是一项重要的指标。 设计内容本次设计选择了对手动变速器作总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算以及对同步器和一些标准件做了选型设计，同时还对整车做了动力性计算以此体现变速器设计的是否匹配汽车。 设计方法变速器设计是一个重要的课题，因此充分利用现有参考文献，资料进行认识，不断地分析增进对变速器的了解。在对变速器有了较深刻的理解后开始对变速器的各个部分进行分布设计本设计通过对汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计、工程软件开发应用等课程知识的综合运用完成设计，达到综合训练的效果，并且为以后的相关工作和学习积累宝贵的经验。1变速器的总体设计1.1 汽车参数

7、的选择根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表表1.1设计基本参数表相关项目参数值汽车总重量（m）42000Kg车轮半径（r）0.536m发动机最大功率 ( )275kw(2100r/min)发动机最大转矩 ( )1570Nm（1400r/min）滚动阻力系数 (f)0.013主减速器传动比 ( )4.77轴距 (L)3.2m质心高度（满载） ( )0.9质心至前轴距离（满载） (a)0.9迎风面积与风阻系数乘积 A7.96汽车传动系传动效率 ( )0.85汽车变速器传动效率 （）0.9变速器挡数八挡1.2 变速器设计应满足的基本要求 变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速以适应汽车在起步、加速

8、、行驶以及克服各种路障等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。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）变速器的挡位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；（2）设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离;设置倒挡使汽车可以倒退行驶；（3）操纵简单、方便、迅速、省力、传动效率高，工作平稳、无噪声；（4）体积小、质量轻、承戟能力强，工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生；（5）制造容易、成本低廉；维修方便、使用寿命长；（6）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守

9、有关标准规定；设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。1.3变速器传动机构布置方案 鉴于本设计是针对冷藏半挂车使用的变速器，而且要求前进挡数为八挡，固在整体设计中选择主变速器加副变速器的方案。原因有二:一是现如今没有使用超过六个挡位的单变速器;而是如果单个变速器挡位在八挡的话，传动轴会很长，在保证强度的情况下轴的直径会很大，不符合汽车整体轻量化的要求。这样一来副变速器设置两挡，则只需要搭配一个四挡主变速器即可满足要求。本设计就是采用一个前置副变速器加四

10、挡主变速器的整体布置方案。 变速器根据轴的不同类型，可以分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速器。1.3.1主变速器布置方案图1.1 中间轴式四挡变速器传动方案本次设计是用在42t的冷藏半挂车上，需要较大驱动力，这就要求需要较大传动比，所以两轴式变速器显然不太适合，为了提高中间轴和第二轴刚度的目的，因此在本设计中采用中间轴式变速器。由于设计任务是设计一台具有八挡的变速器，根据设计经验，先确定一个四挡主变速器然后再匹配一个二挡副变速器，组合之后便可组成八挡变速器。由于本次设计的冷藏半挂车常在重载下工作且一挡传动比较大故需要较大的支撑刚度，图1.1方案一挡布置在

11、支撑端附近、二挡布置在附加箱体内部这能够大大提高轴的支撑刚度，并且采用四对常啮合齿轮传动减小了摩擦，增加齿轮寿命。综上所述所以设计中主变速器传动方案采用了图1.1的布置形式。1.3.2副变速器的布置方案副变速器用于空、满载的质量变化大、使用条件复杂、加之柴油机转矩变化平缓、适应性差而需要扩大传动比范围、增多挡位数以适应在各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。本设计为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化，所以采用四挡变速器与两挡副变速器组合，装在变速器之前。前置副变速器用于分割主变速器相邻挡位之间的间隔，并获得两倍于主变速器挡位数的挡位。组合后的多挡变速器也只有两对齿轮进入啮合，因此传动比

12、不变。由于已有的基本型变速器与前置副变速器组合的多挡变速器通用化程度高，能够用于提高车速时或用于不大地提高车轮的牵引力时，因此采用此种形式。在本设计中鉴于所需的副变速器传动比较小于主变速器传动比，相邻挡位之间的比值以获得较好的挡位分配尽可能的发挥出柴油机转速，来提高中高挡车速。所以设计所采用的副变速器为前置式副变速器如图1.2所示： 图1.2副变速器传动方案图1.2所示为前置式副变速器，有一直接挡跟一传动比不是很大的降速挡组成，副变速器第二轴接主变速器第一轴，副变速器中间轴接主变速器中间轴，当主、副变速器均处于直接挡时传动比为1，是该组合式变速器最高挡八挡。副变速器一轴与二轴通过结合套连在一起

13、时为高速挡输出，不啮合时，通过一对常啮合齿轮副由副变速器中间轴输入到主变速器中间轴，对外输出。1.3.3倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故本次设计方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，本方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案综合考虑，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒挡换挡方式。其优点是：结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。但换挡时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。图1.3 倒挡换挡方式1.3.4其他问题经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面点蚀损坏。因此本次设计将高挡布置在靠近轴的支承中部

14、区域，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。2 冷藏半挂车零部件结构方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。2.1齿轮形式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮使用寿命长，工作噪声低，承受负荷大等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。因此本设计变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱

15、齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。2.2换挡结构形式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，在本设计中除一挡、倒挡采用外，其余挡均不使用。啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，因此不能在轻型货车上使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击， 图2.1 防止自动脱挡的结构措施1使齿轮强度得以充分发挥，同时

16、操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。由于同步器具有诸多优点，综合考虑选用同步器换挡。自动脱挡是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，本设计采用将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。图2.2防止自动脱挡的结构措施22.3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。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小

17、，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。 变速器第一轴，第二轴的后轴承以及中间轴前，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。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于20mm。滚针轴承、滑动轴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。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。然而滑动轴套的优点是制造容易，成本低。在本次设计中主

18、要选用了圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承。3冷藏半挂车变速器设计和计算3.1挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1. 8以下，该比值越小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。考虑到这些因素，此款冷藏半挂车选用多挡变速器，而且设计要求也是八挡变速器。3.2传动比范围变速器的传动比范围是指变

19、速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。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等因素有关。1. 根据最大爬坡度确定一挡传动比汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时有： （3-1）其中： 为最大驱动力； 为滚动阻力； （3-2）为最大上坡阻力。 （3-3） （3-4）带入式（3-1），得 其中： 为发动机最大扭矩；为变速器一挡传动比；为主减速器传动比；为汽车传动系总效率；为汽车总质量；为重力加速度；为道路最大阻力系数；为驱动轮滚动半径；为滚动阻力系数； 为道路最大上坡角。2. 根据驱动轮与

20、路面的附着力确定一挡传动比汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，此条件可用下列不等式表示： （3-5）其中： 为道路附着系数，计算时取； 为驱动轮垂直反力，用下列公式计算： （3-6）其中： 、为后轮驱动时，； 前轮驱动时，； 后轮驱动时，；为路面坡度角；、分别为汽车重心矩前后轴的距离，汽车在水平位置量度；为汽车轴距；为汽车满载时重心高度。3. 根据最低稳定车速确定一挡传动比为了避免汽车在松软里面上行驶时，由于土壤受冲击剪切破坏而损失地面附着力，应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。设最低稳定车速为，则有： （3-7）其中： 为汽车滚动半径；为发动机最低转速

21、；为分动器低挡传动比。根据上述三个条件确定的一挡传动比范围为： 在此范围内选择了一挡传动比为10.5，而最高挡传动比设计为1。3.3中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。据有关统计经验公式：A为变速器中心距（）；为中心距系数，此处选取10；为发动机最大转

22、矩（）；为变速器一挡传动比;为变速器传动效率，取。计算得A=。3.4外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。根据设计经验，货车八挡变速器壳体的轴向尺寸(3.6-4.0 ) A。当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。因此本设计八挡变速器轴向尺寸初定为640mm3.5齿轮参数计算3.5.1模数的选取根据模数选择的基本原则及工艺需求，初选齿轮模数为:直齿轮，斜齿轮。3.5.2压力角根据压力角选择的基本原则及其承载能力，本设计中的变速器齿轮除倒挡外选用斜齿轮压力角取。3.5.3螺旋角根据螺旋角对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向

23、力的影响，选斜齿轮的螺旋角。综合考虑以上因素，因此采用大压力角、小螺旋角以提高齿轮的承载能力，减小轴向力。如图3.1所示受力分析：图3.1轴向力受力图根据图 3.1 可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件： (3-8) (3-9)由于，为使两轴向力平衡，必须满足 (3-10)式中， 为作用在中间轴齿轮 1、2上的轴向力， 为作用在中间轴齿轮 1、2 上的圆周力；， 为齿轮 1、2 的节圆半径；T 为中间轴传递的转矩。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。根据货车可采用大压力角、小螺旋角以提高齿轮的承载能力，减小轴向力的

24、要求，若副变速器以直接挡工作，而主变速器以非直接挡工作，则主变速器一、二、三挡应分别与主变速器常啮合齿轮组进行轴向力平衡，若副变速器以低速挡工作且主变速器以非直接挡工作，则主变速器一二三挡分别应与副变速器常啮合齿轮组进行轴向力平衡；若副变速器以低速挡工作且主变速器以直接挡工作则主变速器常啮合齿轮副应与副变速器常啮合齿轮副进行轴向力平衡。需要等进一步确定齿轮齿数在求出值。为方便起见，初选螺旋角 。3.5.4齿宽b考虑到齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，所以选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优

25、点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽。 直齿:，为齿宽系数，取为4. 58. 0取 斜齿:，取取=6 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 本设计中，直齿： 斜齿： 3.5.5齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。有几对齿轮安装

26、在中间轴和第二轴上组合构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基

27、圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。3.6各挡齿轮齿数计算在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数，方案布置图如图3-2图3-2 变速器传动方案3.6.1确定一挡齿轮的齿数在前面我就确定了传动比范围为10

28、.5，即一挡传动比为10.5最高挡(八挡)传动比为1，这样我们就可以确定中间各挡的传动比了。 实际上，汽车传动系各挡的传动比大体上是按等比级数分配的。这样可以充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性。还可以保证汽车换挡平顺运行平稳。， ，令公比为。(常数)，则各挡传动比为：，所以，即得：为实现这样的插入式传动比则需要副变速器的低挡传动比为 主变速器一挡传动比为： （3-11）由于 ，若要确定 和 的齿数，只要求得齿数和 即可。 （3-12）得 ，=45，=163.6.2对中心距A进行修正计算齿数和后，经过取整数使中心距发生变化，所以应根据取定的和齿轮变化系数重新计算中心距A，再以修正后的中心

29、距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。 求得实际中心距为: 所以中心距变动系数为: 根据中心距变动系数合理分配到一对啮合齿轮,即齿轮变位系数,大齿轮用负变位,小齿轮用正变位.根据已求得的数据修正 3.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数已知常啮合齿轮传动比为1,所以 ,而常啮合传动齿轮的中心距与一挡中心距相等,即 求得,取整后得.经核算,一挡传动比与原传动比相差不大.所以不需要调整齿轮的齿数.修正 3.6.4确定其他各挡的齿数二挡齿轮为斜齿轮其螺旋角 与常啮合齿轮螺旋角 不同时， 所以 取整得校正 : 从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，应满足: 而以上计算显示，相差过大。因此需要调节 。重复以上过程，直

30、至符合设计要求为止。 其他各挡齿轮用同一种方法确定。表3.1各齿轮参数表参数齿数模数m齿数z压力角 螺旋角 齿宽b1531 14.36 253114.36 353914.4 452314.4 5540145 6521145 754517.61 851617.61 952118 1052217.8 1151310.14 1255010.14 3.6.5确定倒挡齿轮数倒挡齿轮选用模数与一挡相同， 选取 ，计算出中间轴与倒挡轴的中心距 。 （3-13） （3-14） （3-15）根据（3-13）、（3-14）、（3-15）得 副变速器： （3-16） （3-17）根据（3-16）、（3-17）取整后

31、得 倒挡轴与第二轴的中心距： 中心距变动系数: 修正螺旋角： 4冷藏半挂车整车动力性计算4.1计算最高车速已知 （4-1） （4-2） （4-3）根据（4-1），（4-2），（4-3），代入已知数据得 4.2计算最大爬坡度已知汽车在爬坡时不进行加速,所以可以忽略加速阻力。因此有 （4-4） （4-5）根据已知条件与（4-4）、（4-5）可得当 时， 所以得到该车的最大爬坡度为: 理论上汽车最大爬坡度为0.2928。在实际中还要根据路况等诸多因素来确定。4.3最大加速度根据发动机外特性拟合曲线, 并联立公式 得到汽车驱动力方程（关于的表达式比较复杂，可以借助编程实现），根据函数式知水平路面稳定车

32、速下的行驶阻力如下： 则汽车驱动力与行驶阻力之差与汽车总质量的比值便是用于加速的加速度下面进行编程求最大加速度 并绘制汽车行驶加速度曲线在设置两组传动比后，并分别运行程序分别得到最大加速度，对应的车速为9.85km/h。5冷藏半挂车车动力性计算软件设计5.1软件设计流程为了清晰而形象地表明汽车行驶时的受力情况及其平衡关系，我在这里将汽车行驶方程式用图解法来进行分析，以此了解汽车的动力性。具体设计流程如图5.1。程序设计语言为VB，之所以要做软件是为了直观地了解汽车动力性。在设计软件中为了直观显示传动比，所以将采用了八个文本框用来显示传动比。在软件设计之前进行了相关计算，得出了程序设计中会用到的

33、相关公式。具体的程序设计代码将作为附录在后面的章节给出。图5.1 设计流程图5.2驱动力一行驶阻力平衡图图5.2驱动力一行驶阻力平衡图 （5-1） （5-2） （5-3） （5-4）根据公式（5-1）、（5-2）、（5-3）、（5-4）建立数学模型，图5-2为此八挡变速器对应汽车的驱动力与行驶阻力平衡图,即有各挡的驱动力，又有滚动阻力以及滚动阻力和空气阻力叠加后得到的行驶阻力曲线。可以清楚地看到不同车速时驱动力和行驶阻力之间的关系。5.3加速度倒数曲线图5.3加速度倒数曲线 (5-5) (5-6) (5-7) (5-8) (5-9) (5-10) (5-11)根据以上公式建立数学模型，图5.3

34、为加速度倒数曲线。在进行一般动力性分析而计算原地起步加速时间时，可以忽略原地起步时的离合器打滑过程。这样在加速过程中的换挡时刻可根据各挡的 曲线来确定。5. 4功率平衡图图5.4功率平衡图 （5-12） （5-13） （5-14） （5-15） （5-16）根据以上公式建立数学模型，图5.4为功率平衡图汽车行驶时，不仅驱动力和行驶阻力互相平衡，发动机功率和汽车行驶的阻力功率也总是平衡的。就是说，在汽车行驶的每一瞬间，发动机发出的功率始终等于机械传动损失功率与全部运动阻力所消耗的功率。6 结论本次课程设计是设计一款冷藏半挂车的变速器部分。变速器作为汽车不可或缺的一部分，其种类己发展出了许多各种各

35、样的自动变速器和手动变速器。其中机械式变速器设计发展到今天，其技术己经十分成熟，但作为尚未踏入工作岗位的我们来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。此次课程设计用时三周，期间我查阅了各种专业书籍，同时复习巩固了以前学过的知识，对以前的知识有了深一步的认识。以前认为某些知识点并不重要也不深入理解，而当现在使用时才感到了解的太少，以后还需认真学习。同时，本次设计中还有很多不足，例如在方案考虑及传动布置上不能做到综合诸多因素，做出合理的布置。而在VB编程中，我采用的是将传动比固化于程序之中，这样我主要考虑传动比太多输入太过麻烦，而这样的不足就是不能让任何人都能使用的开放程序，这一点需要我去

36、改正。这次设计还让我认识到word、CAD、VB等程序的重要性，对于辅助工具的学习也很重要。深刻体会到“兵欲善其事，必先利其器”的道理。当我在使用word时，崩溃过好几次。而且需要我时时保存自己的成果。课程设计将要结束，在此感谢吴亚兰老师和孔祥安老师的帮助。他们及时答疑帮我解决了很多问题使课程设计顺利结束。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.北京北京理工大学

37、出版社,19996、 葛志祺.简明机械零件设计手册.北京：冶金工业出版社，19857、濮良贵，纪名刚.机械设计.第七版.北京：高等教育出版社，20058、 王昆，何小柏，汪信远.课程设计手册.北京：高等教育出版社，19959、（美）J.厄尔贾维克.汽车手动变速器和变速驱动桥.北京：机械工业出版社10、孙恒、陈作模、葛文杰主编.机械原理 第7版.北京：高等教育出版社，200611、高维山 主编.汽车设计丛书变速器.北京：人民交通出版社.2001附 录1、驱动力及阻力曲线Dim Ttq, ne, Ua, Ft, X(1 To 8) As SingleDim g As Integer, i As S

38、ingle, Ff, Fw, Umax, Uamax As SingleForm1.Caption = 驱动力及阻力曲线r = 0.536i0 = 4.77T = 0.85m = 42000f = 0.013Picture1.DrawWidth = 1Picture1.ClsPicture1.Scale (-20, 150000)-(140, -10000)Picture1.Line (0, 0)-(115, 0): Picture1.Line (0, 0)-(0, 145000)Picture1.CurrentX = 115: Picture1.CurrentY = -20: Picture

39、1.Print Ua/(Km/h)Picture1.CurrentX = -8: Picture1.CurrentY = 145000: Picture1.Print Ft/KNFor i = 0 To 115 Step 10 If i = 0 Then Picture1.CurrentX = i: Picture1.CurrentY = 1000: Picture1.Line -(i, 0) Picture1.CurrentX = i - 2: Picture1.CurrentY = -3: Picture1.Print i Else Picture1.CurrentX = 2: Pictu

40、re1.CurrentY = 5: Picture1.Print 0 End IfNext iFor i = 3000 To 145000 Step 6000Picture1.Line (0, i)-(1.5, i)Picture1.CurrentX = -12: Picture1.CurrentY = i + 200: Picture1.Print iNext iPicture1.DrawWidth = 1For ne = 200 To 2220Ttq = -0.578 * 10 (-3) * ne 2 + 0.1567 * 10 * ne + 0.5089 * 10 3For g = 1

41、To 8 X(1) = 10.56: X(2) = 7.53: X(3) = 5.38: X(4) = 3.84: X(5) = 2.744: X(6) = 1.96: X(7) = 1.4: X(8) = 1 Ft = Ttq * i0 * T * X(g) / rFf = f * 9.8 * mUa = 0.377 * r * ne / (i0 * X(g)Fw = 7.96 * (Ua / 3.6) 2 / 21.15Picture1.PSet (Ua, Ft), vbBluePicture1.PSet (Ua, (Ff + Fw), vbRedIf Ft = Fw + Ff ThenUmax = UaElseUmax = UmaxEnd IfNext gNext neUamax = CInt(Umax *