1、第1期汽齒科技2008 年第1期汽齒科技2008 年變速箱速比的合理確定摘要：本文闡述了某汽車DCT六檔變速器在與整車匹配中選擇合理的傳動比，使發動機與變速箱動力銜接順暢，換檔快速，體現岀整車動力高效率、操縱性強的優點。關鍵詞：發動機特性、最高檔位、最低檔位、速比優化汽車變速箱承擔著傳遞引擎輸出動力的重要功能。 發展至今，為了提高整車動力性，增強 操作性，手動六檔變速器已是趨勢所在， 多檔位、緊密的齒比變化有著動力銜接順暢、 換檔快 速的優點。合理制定傳動速比是變速箱內部結構設計的關鍵。1設計要求某一整車目標數據如表 1所示。發動機特征曲線圖如圖 1所示。+ torque -nr- Xiwcr

2、Engine speed (rpm)15010()一 UJzjuntuD】eju 一杖u 亠20020000IfiO.OO160.00140.00120.00I0O0OSO.OG60.0040.000.0060007000圖1發動機特征曲線圖表1特性參數車身4/5-door空載1525KG滿載1940kg拖車1200kgCdA 0.7第1期楊立：變速箱速比的合理確定37滾阻系數Cr0.015迎風面積（m2）2.33輪胎尺寸Min215/55 R16輪胎尺寸Max215/50 R17車輛長度（mm）4619軸距（mm）2705車輛寬度（mm）18262最高檔位六檔速比確定2.1牽引力設發動機引擎

3、動力通過變速箱94%效率輸出在輪胎上，那么汽車的發動機牽引力F與車速V、功率P的關系為：F=Pmax*94%/V=117680*94%/ V根據不同的車速，可得到發動機理想牽引力（見表2）及曲線（見圖2）。表2車速（m/s）牽引力（N）10 11061.920 553130 3687.340 2765.550 2212.460 1843.770 1580.3Vehicle Spcd （m/蓉）圖2發動機理想牽引力曲線第1期楊立：變速箱速比的合理確定39這是汽車發動機的理想最大牽引力曲線。 但是要確定汽車的動力性， 必須要了解汽車行駛 的實際情況，掌握沿汽車行駛方向作用于汽車的各種外力，即驅動力

4、與行駛阻力。 根據這些力的平衡關系建立汽車的行駛方程式。2.2汽車的阻力（在水平道路上）汽車的行駛阻力 XF有滾動阻力、空氣阻力、坡度阻力、加速度阻力，其中滾動阻力、空氣阻力是在任何行駛條件下均存在的，坡度阻力、加速度阻力僅在一定行駛條件下存在。在水平道路上等速行駛時就沒有坡度阻力、加速度阻力。計算公式：XF = MgCr +0.5 QdAV2 + M g sin 0式中，M表示汽車重量，Cr表示滾阻系數，p表示空氣密度，Cd表示空氣阻力系數，A表示迎風 面積，0表示路面坡度）。當汽車在水平道路上等速行駛時：寸=1940 *9.81* 0.015+ 0.5*1.23* 0.7V2根據不同的速度

5、V,得出不同的阻力（見表 3）及阻力曲線圖（圖3）。表3車速（m/s）阻力（N）10 328.520 457.730 672.940 974.350 1361.760 1835.370 2394.914OD012OD06th Fotvc & SpcdTrticlivc l ITi)rL-A RcsislLinui.' ibrccIi1OODO<-紹曲1UJ 1 .飛-L140002()00祇平陽.力陽線y010.6? 21.33 32.U0 42.67 53J3 f=8.67 64.00Vehicle Speed 5訕圖3水平阻力曲線圖第1期楊立：變速箱速比的合理確定41

6、2.3汽車的驅動力驅動力是由發動機的轉矩經傳動系統傳至驅動輪上得到的。作用于驅動輪上的轉矩產生對地面的圓周力，而地面對驅動輪的反作用力就是驅動汽車的外力，成為驅動力Ft:Ft =Tiq/R = T*i* 94%/0.32145式中，T表示發動機轉矩， 汽車車速i表示總速比，n表示傳動系的機械效率，R表示作用輪胎半徑。V =2* n*n*R/i =2* n* n*0.32145/i當牽引力F=阻力”F，此時最咼檔六檔達到理論最咼車速Vmax；當驅動力Ft =牽引力F =阻力"F ,汽車的動力性達到最佳狀態。Ft =Ti n/R= "F =1940* 9.81* 0.015+0

7、.5*1.23* 0.7V 22117.68*1000* 94%/V = 1940*9.81*0.015+ 0.5* 1.23* 0.7V最高車速 Vmax=60.10(m/s)=216.4(km/h)牽引力F =阻力"f =驅動力Ft= 1840.53(N)Ft =Ti n / R = T * i * 94%/ 0.32145= 1840.53 (N)(1)V =2* n*n* R/i = 2* n* n*0.32145/i =60.10 (m/s)(2)兩方程式根據n、T發動機特征曲線，用逼近法，推算出6檔速比i6=3.227。根據不同速度，得出最高檔六檔不同的驅動力，表4、圖4

8、為牽引力、阻力、驅動力的關系。表4車速(m/s)牽引力(N)驅動力(N)水平阻力(N) 2%)坡度阻力(N)10.43 10604L.41292.8332.3712.915.65 7069.61603.3 3909771.520.86 5302.21762.7 4728853.526.08 4241.81941.1 5782958.931.29 3534.81960.9 70711087.736.51 3029.82032.6 85931239.941.73 2651.12112.81035.01415.646.94 2356.52089.31234.11614.752.16 2120.920

9、27.01456.61837.254.80 2018.71959.01578.11958.758.60 1887.71925.11763.82144.460.10(max) 1840.51840.11840.52221.262.59 1767.41673.11971.92352.5圖4牽引力、阻力、驅動力的關系圖2.4評價標準(1) 從數據中可以看出，最高檔位在2%坡道的最高車速為54.80 m/s，與水平道路的最高理論車速60.10 m/s的偏差為：(54.80-60.10)/60.10=-8.8%，與理論設計標準 8%相當接近。(2) 最高檔位最低起步速度<色.?_Vi300=2*

10、n n*0.32145/ i= 2* n* 1300 /60*0.32145/ 3.227=13.56(m/s)=48.8(km/h) 與理論設計標準 V1300 =50(km/h)相當接近。2.5結論根據牽引力F、阻力、驅動力Ft三者關系，可定出最高檔位的速比及最高車速。3一檔速比確定一檔是起步檔，要確定速比，必須考慮到起動的可操縱速度、坡道起動、起步打滑。3.1起動的可操縱速度 V1000汽車在一檔以平地較低速度起步時，當發動機轉速稍高于怠速，取1000rpm時，假使操縱速度V1000 =8(km/h)(根據經驗目標參數 7.5-8.5 Km/h ),V1000 = 8 (km/h)=2*

11、 n* n*0.32145/ i= 2* n1000 /60*0.32145/ i得出一檔速比i1 =15.148。3.2坡道起動汽車在一檔起步時，驅動力大，加速性能好，爬坡能力也強。整車PDS要求一檔爬坡能力為30%(滿載狀態)。當一檔速比i1 =15.148時，來驗證爬坡角度：坡道阻力"F =MgCr+Mgsin 9+0.5 pCdAV2=1940*9.81*0.015+ 1940*9.81 sin 9+0.5*1.23*0.7 V2當坡道取30%時，2"F =1940*9.81*0.015+ 1940*9.81 si n(acta n0.3) +0.5*1.23*0.

12、7 V根據不同的車速，可得出一檔在坡道30%時的阻力曲線，它遠遠低于一檔驅動力，驗證了第1期楊立：變速箱速比的合理確定43一檔速比ii的爬坡能力為30%的可靠性。3.3起步打滑力汽車在一檔驅動時，大的驅動力可能引起車輪在路面上急劇加速滑轉而無法啟動。因此，輪胎與路面要有夠大的附著力。地面對輪胎切向反作用的極限值為附著力，當起動驅動力大于附著力Fu時，輪胎打滑。該車為前輪驅動，打滑力Flimf w附著力Fu= u*FG前輪=u *Li/L* M*g*cos 0式中，u表示輪胎與地面的附著系數，Lj表示后輪與車重心距離，L表示軸距，M表示車重，0表示坡道。已知 u=1 , Li=2.705*55%

13、=1.488(m) , M=1940(kg), L=2.705 (m)。平地起步，Fiimf=10287(N) , 0=30。時，Fiimf=9056(N)。表5一檔速比15.148車速車速坡道阻力發動機轉速發動機扭矩牽引力驅動力(km/h)(m/s)(30%)(rpm)(Nm)(N)(N)6.4 1.785755.4800124 62223.55492.88.0 2.225756.21000137 49778.86068.612.0=3.335758.81500169.9 33135.87526.016.0 4.445762.52000186.8 24839.48274.620.0 5.56

14、5767.32500205.7 19911.59111.824.0 6.675773.23000207.8 16592.99204.828.0 7.735780.13500215.4 14222.59541.532.0 8.895788.04000223.9 12444.79918.036.0 10.005797.14500221.411061.99807.340.0 11.115807.25000214.89955.89514.944.0 12.225818.35500200.39050.78872.645.7 12.595823.35710196.88717.88717.648.0 13.

15、335830.66000177.38296.57853.8可驗證汽車在一檔起步時，V1000 =8(km/h)時，驅動力=6068.6(N)附著力，不打滑。圖5第1期楊立：變速箱速比的合理確定453.4結論汽車在考慮到起動的可操縱速度、坡道起動、起步打滑力后得出一檔速比ii =15.148，具有可靠性。4其他檔位速比確定根據經驗，轎車速比一般選用偏置速比i6=3.227, ii=15.148, is=15.148/ 3.227=4.694基礎速比0.5(Z-1)(Z- 2) 1/(Z-1)K = (is /?2)取偏置速比? 2=1.08， 得出K=1.168，i6=3.227， i5= i6

16、*K=3.227 * 1.168=3.769，i4= i5 *K *?2 =3.769 * 1.168 * 1.08=4.753，i3= i4 *K *?22=4.753 * 1.168 * 1.08 2 =6.4753i2= i3 *K *?2 =6.475 * 1.168 * 1.083 =9.528結論：這是根據整車PDS數據及發動機特性值，計算出六檔變速箱理想速比分配。5速比優化5.1原則計算的理論速比為完全偏置速比，但在實際應用中，由于考慮工況、Package大小中心距、主減速齒輪大小限制，齒輪宏觀參數的設計，速比分配在參照理論速比的基礎上，提出了速比優化的原則：平均偏置速比？2為1

17、.07-1.09，公差范圍0.135；與 Benchmarket ? 2 偏差 <0.06;共用主動齒輪的從動齒輪對模數偏差Amn <0.025。5.2結構在參考VW -DCT齒軸整體設計布局的基礎上，該變速箱采用了 3 1/2軸結構(輸入軸2/4/6檔，輸入軸1/3/5/R檔，中間軸1/2/3/4檔，中間軸5/6/R檔，倒檔軸)；3對齒輪副共用主動齒 輪：1/R檔、3/5檔、4/6檔；2主減速齒輪共用1個主減從動大齒輪。如圖6所示。圖6變速箱結構5.3限制條件第1期楊立：變速箱速比的合理確定47中心距的限制：根據PDS要求，輸入/輸出中心距=197 ,主減速落差=80-85 ,在

18、此條件下, 粗定中間軸1/2/3/4檔中心距范圍=100-105，中間軸5/6/R檔中心距范圍=90-95 ;在不考慮變位系數的情況下，中心距a=mn（Z1+Z0/2cos 0通過逼近推算法，在滿足以上設計原則條件下，得出齒輪宏觀參數及速比。表6主動齒數從動齒數速比總速比理論總速比從動齒分度園模數螺旋角中心矩1檔16 553.437514.87815.418 156.75 2.4331.5101.172檔22 472.1363649.2469.528137.81 2.5031.5101.163檔29 421.4482766.2686.475120.68 2431.5102.014檔33 371

19、.1212124.8534.753105.88 24431.5100.165檔29 341.1724143.8463.76997.702.4531.590.5136檔33 310.9393943.0813.22788.712.4431.591.574R檔16 372.312513.17105.45 2.4：331.575.52419331.73684297.882.752277.115主減速118 774.328228.50 2.57 30140.96主減速224 773.28228.50 2.57 30149.86在結合變速箱設計軟件 ROMAX的的建模設計，參數確定，齒、軸、軸承等強度校核

20、安 全的論證下，設計出了該汽車DCT六檔變速箱的實際速比（見表 7）。表7一檔二檔三檔四檔五檔六檔理論速比15.1489.528 6.475i 4.753 3.769 3.227實際速比14.8789.246 6.268! 4.853 3.846 3.081與理論偏差<± 5%-1.78% -2.96%-3.19%2.10%2.04%-4.52%一級比率1.609 14751.2921.2621.248二級比率1.091 1.1V21.0241.011實際平均偏置速比？21.07公差0.118根據表7所示，偏置速比？2=1.07，公差=0.118，完全符合標準數據 ?2為1.07-1.09，公差范圍0.135的要求。6實際速比指導的汽車仿真運行第1期楊立：變速箱速比的合理確定#6.1汽車的各檔驅動力、阻力平衡(1) 一檔起步穩定車速 Viooo=8.145 km