1.6升轿车变速器设计外文翻译资料

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第四章 动力转化：选择传动比

第3章讨论了发动机可用功率和由驱动阻力引起的功率需求之间的关系。内燃机转矩/速度文件不适合在机动车辆中使用(参见第2.3.2节“为什么车辆需要齿轮箱”）。当P_max =常数时，在整个发动机速度范围内，输出转换器需要最终输出尽可能接近理想发动机特性。离合器用于适应发动机速度，变速器用于适应速度和扭矩。转换比由理论和实际工程约束决定，这在许多情况下取决于实际应用。

传输的基本设计包括首先确定最大和最小比率，即变速器的“总传动比”，然后选择中间比率。第4章和第5章讨论这些主要特征的选择。它们是计算，工程和设计组件的基础。（图4.1）。

图4.1 所选择的比率是变速器的关键特征，形成后续开发工作的基础

4.1 动力总成

在内燃机汽车上，发动机和驱动轮之间的输出转化是通过动力总成组件的组合动作完成的。图4.2展示了从总传动比开始，动力总成中不同速比的分级构成。动力总成的速比由移动元件的速比、变速器的速比和主减速器速比确定。

（4.1）

动力总成某部分输出转速与输入转速之比被定义为转速转化率

（4.2）

转矩转化率代表了动力总成某部分输出转矩T₂与输入转矩T₁之比

（4.3）

图4.2 使用具有标准驱动器即具有前置后驱的商用车辆的

动力系比的分层结构

ine;1.0的比率应该仅在速度和扭矩两者转换时出现。这种情况下，

,如果 （4.4）

主离合器只转换转速，即 = 1.0。液力变矩器转换转速和转矩，即ge;1.0。扭矩转换器 在10.4节中讨论。下面的讨论基于干式离合器作为标准移动元件。

齿轮箱速比一步步不断适应可用牵引力从发动机到P _max =常数的牵引力双曲线。范围单元适用于输入（）或输出（）方面来增加车辆需要广泛的速度总体变速比，如商用车和越野车。 性能和燃油消耗之间的平衡通过调整主减速器速比来实现，这对商用车尤为重要。

4.2 总比例和总传动比

动力总成必须提供发动机转速和车轮转速之间的比率使车辆能够

bull;在困难的条件下移动，

bull;达到所需的最大速度

bull;在发动机性能图的燃油效率范围内运行

所需的最大传动比由第一个条件确定。第二个条件确定了最大道路速比()。动力总成的最小速比由第三个条件确定。图4.3显示了速度随发动机转速变化的范围。发动机转速范围（初级侧）通过变速器“扩展”到次级侧的转速范围。工作范围在速比边界之间扩张。

速度限制和交通密集度的增加正在降低乘用车最大速度的重要性。同样，加速性能愈发重要。对于具有强大的发动机和低阻力系数的重型乘用车[4.1]而言，宽的整体传动比尤为重要。他们需要：

bull;高失速扭矩比，用于移动和加速

bull;低最小传动比，用于低速发动机在高行驶速度时降低燃油消耗。

图4.3 速度/发动机转速图，总传动比

4.2.1 总传动比

变速器的总传动比介于最大传动比和最小传动比之间，通常被称为传动比范围。

,齿数n=1~z （4.5）

总传动比取决于：

bull;汽车比功率（，kW/t）

bull;发动机速度传播

bull;预期用途

具有较低比功率输出的车辆，如商用车辆，需要一个较大的整体传动比。 同样适用于有小的发动机转速传播的柴油发动机车辆。 各种车辆的整体变速比参考值如图4.4所示。

尤其是乘用车，必须考虑一下几点：

bull;无论总传动比多大，变速器工作点只能在需求功率曲线上移动

bull;燃油效率最高的范围不能被有强大的发动机以适中的速度运行的乘用车所利用，因为没有足够的动力需求，

bull;发动机和所有动力总成部件必须配合在一起：动力总成匹配，见第5章

图4.4 不同类型车辆总传动比参考值，在汽车变速器中，

必须考虑变矩器的转化率（）

4.2.2 选择最大传动比

必须知道最大的牵引力要求，以确定齿轮与最大转矩倍数的比值。 摩擦力极限是物理极限即在轮胎和道路之间传递的最大力，当建立牵引力方程时必须考虑

表3.2给出了某些操作条件下的静摩擦系数。在最低档期望的速度下，可以忽略空气阻力。 在驱动轮上，必须在加速度，坡度，路面，有效载荷和拖车载荷的最大要求之间达到平衡：

最大可用牵引力=最大需求牵引力

(4.6)

通常称为失速转矩比的最大比率，主要取决于车辆的比功率（kW / t）。 两个极端条件如下：

bull; 在加速度a=0时最大爬坡度。爬坡表现，5.2.2节

bull; 最大加速性能。加速表现，5.2.3节

从式4.6推出，考虑最大爬坡度的乘用车和商用车的失速转矩比为

(4.7)

常见驱动轮半径见表3.3。乘用车参考值大约是0.3，商用车参考值大约是0.5。滚动摩擦阻力参考值见表3.1。爬坡性能通常比空载的乘用车要求高50%。这可以确保拖车可以被拖曳，并且陡峭的坡道易于克服。加速性能不仅取决于失速 转矩比，而且在很大程度上取决于齿轮接近于牵引力曲线的程度。

所需的加速性能在很大程度上取决于车辆的品牌形象。

商用车的最大传动比常取决于车辆用途。例如，建筑工地用车和道路清洁车有用于极度缓慢移动的齿轮（）。用运动学关系：

(4.8)

商用车的履带装置由下式给出

（4.9）

式中单位为1/min，单位为m, 单位为 km/h。这些高传动比的齿轮被称为履带式齿轮。

4.2.3选择最小总传动比

假设从车轮到道路的动力传递中没有滑移，并且在最大发动机转速下达到（期望的）最大速度，则最小动力系比由下式给出

（4.10）

式中单位为1/min，单位为m, 单位为 km/h。

商用车：

合法速度限制和柴油机切断速度的限制因素意味着开发商用车辆动力传动系统时，最大速度往往是设计参数。欧洲商用车辆的最大允许速度的设计范围如图4.5所示。

乘用车：

在选择最小传动比时有许多因素需要考虑。一个因素是在最高档次下占用工作时间的高比例，乘用车可能超过80％。对于不同设计类型，区别产生在一下几个方面：

1. -最佳设计：

2. 过度设计

3. 欠缺设计

1. -最佳设计

为了使安装在车辆上的最大发动机功率转化为最佳的性能，需求功率曲线必须穿过发动机可用功率最大点(=)[4.3]。这被称为设计点A，图4.6。它代表了最大理论可用速度（=0%；无风）。高档位的加速储备和燃油消耗也是乘用车变速箱的重要因素。可用的过量功率是加速储备的一个衡量标准，发动机转速是燃油消耗的标准。

图4.5 决定商用车动力总成的的设计速度。最大速度数据与德国有关。

2. 过度设计

如图4.6所示，可用功率和需求功率在功率供应曲线下降部分相交于点B。在过度设计中能在此点达到的最大速度比小。传动比比大。这可以通过增加最高档或者主减速器传动比实现。因为对于给定的道路速度，发动机速度然后较

高，所以操作点移动到发动机工作曲线图上较高燃料消耗的范围内。

1. 欠缺设计

可用功率和需求功率在功率供应曲线上升部分相交于点C。

图 4.6 乘用车最高档传动比选择。多余功率和相关的发动机转速

以170公里/小时的速度突出显示。1.速度为 2.过

度设计3.欠缺设计。

在这种情况下，传动比比大。发动机转速的降低是本设计的重要特征。 工作点移动到改善燃油消耗的区域。 减少设计中动力传动比的方法有以下几种：

bull;以相同数量的速度提高总传动比（图4.7b），

bull;减少主减速器传动比（“长轴设计” - 图4.7c）

bull;增加总传动比通过增加齿轮数 – 超速（图4.7d）。

图4.7以4速变速箱的乘用车动力总成为例示范了这些方法。 基本设计是为优化的动力总成（图4.7a）。

以相同数量的齿轮增加总传动比的效果是在功率输出中产生相对较大的间隙，从而降低车辆的加速性能。 以相同的总传动比提高主减速器传动比（“长轴设计”）会导致较小的失速扭矩比，从而降低爬升性能，并提高离合器应力。 因此，制造商现在将传统的4速手动变速器增加了第5档和第6档（超速，经济型齿轮）。 与4速设计相比，大多数最高档位设计将发动机转速降低了10-20％。

图4.7 选择改变传动比来提高燃油经济性。起始点：图4.7a

乘用车手动变速箱的第五和第六速度可以设计为超速档以降低发动机转速。 或者，它们可以提供紧密地运动的运动齿轮箱，其中增加的齿轮数目用于更接近于牵引力曲线并因此增强性能。

4.2.4主减速器传动比

所选择的主减速器传动比将操作特性和燃料消耗量调整到预期功能，并且对于商用车辆尤其重要。例如，主要在平坦地形下运行的卡车和公共汽车配有比在丘陵地区运行的更长的轴设计。

较长的轴设计()在正常行驶速度下降低了发动机转速，而且在所有齿轮中都减少了过度的牵引力。

在单一阶段可达到的主减速器传动比是2le;le;7。在主减速器中具有额外的比例级来实现更大的比率。

第6.8节中系统列出了设计主减速器传动比的各种方法。 第12.3节描述了目前使用的主减速器的一些示例。

4.3选择中间档位

两个相邻齿轮的比率之间的关系，齿轮级phi;由下式给出

(4.11)

传动步进应足够大，以便在档位n中达到最大发动机转矩时能够使下一个低档位（n-1）接合，而不超过发动机最大允许转速（图4.8）。 选择齿轮比时应考虑以下几个方面：

bull;档位越多，发动机效率越高即越贴近牵引力曲线。 但随着档位数量的增加，变速器的频率以及变速器的重量和尺寸也会增加。

bull;较低档位的行驶距离比例较低，特别是在乘用车情况下

bull; 每个档位行驶距离的比例取决于具体的功率输出，路线图，交通状况和驾驶员行为。

bull;该速比级差phi;越小，越进行容易和舒适的换档动作。

bull;同步器环上的热负荷与档位级数的平方成比例。

鉴于这些部分矛盾的方面，在设计变速箱时必须妥协。 在实践中已经证明了两种用于计算齿轮档位的正式方法：

bull;几何档位段

bull;渐进档位段

4.3.1速度/发动机转速图

速度/发动机速度图给出了传动比的适当配置的良好概述。 它通常被称为齿轮平面图或锯齿轮廓图，并且有每个档位（从n = 1到z）下发动机转速对应的道路速度。

图4.8 具有变矩单元的8速变速器的巴士的速度/发动机转速图。

柴油机的最大道路速度控制范围。

图4.8显示了具有范围变换单元的8速变速器速度/发动机速度图。 变速箱是几何级的（见第4.3.2节）。

在柴油发动机“管制范围”的最大速度达到第8档（参见图5.6）。 锯轮廓图显示了最早的升档可能，而不会使发动机停转，并且可以在不超过最大发动机转速的情况下进行最早的降档。

4.3.2 几何档位段

在几何设计中每个档位之间的级数有一样的理论值

(4.12)

各档的传动比从n=1到z由下式给出

(4.13)

实际上档位级数将与有略微不同。各档对有效牵引力曲线的接近程度相同（图4.9a）。因此，各档之间的最大速度差随之而升高到较高档位。

商用车齿轮箱中最常见的是几何档位; 较低的比功率输出意味着所有的档位级数具有相同的意义。 多范围变速箱（图4.8）必须在几何级上进行步进，以使所有比例步距相同，防止各个档位重叠（另见第6.7.1节第2节/“多档变速箱”）。

4.3.3渐进档位段

渐进档位段用于乘用车。档位越高，档位步进越小。在图4.9b的牵引力图和速度/发动机转速图中展示了渐进档位变速器升档过程。这清楚地显示了齿轮最大速度之间的差异在渐进式齿轮级时如何保持大致恒定。 在牵引图中，有效牵引双曲线与可用牵引力之间的间隙在最高档位中减小。

在与乘用车相关的速度范围内，上述改变反映在改善的换挡舒适度（较小的）和改进的加速性能。 在乘用车的较低速度范围内可用的高档位的过剩功率意味着牵引可用性的较大差距是可以接受的。

给出总传动比和选定的进程因子，可计算出基比改变

(4.14)lt;

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