四檔變速器汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書

1、<p>　　課 程 設(shè) 計 說 明 書 </p><p>　　題 目： 基于整車匹配的變速器</p><p>　　總體設(shè)計及整車動力性計算</p><p>　　課 程： 汽 車 設(shè) 計</p><p>　　院 （部）： 機(jī)電工程學(xué)院</p><p>　　專 業(yè)

2、： 車輛工程</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　前言3</b></p><p><b>　　第一章 總述4</b></p><p>　　1.1設(shè)計題目：基于整車匹配的變速器總體設(shè)計及整車動力性計算4</p>&

3、lt;p><b>　　1.2設(shè)計材料4</b></p><p><b>　　1.3課題分析4</b></p><p>　　第二章 變速器結(jié)構(gòu)形式的選擇和設(shè)計計算6</p><p>　　2.1變速器結(jié)構(gòu)分析與型式的選擇6</p><p>　　2.1.1變速器傳動機(jī)構(gòu)前進(jìn)擋布置方案的分析

4、6</p><p>　　2.1.2 變速器傳動機(jī)構(gòu)倒擋布置方案的分析7</p><p>　　2.2 變速器基本參數(shù)的確定7</p><p>　　2.2.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比7</p><p>　　2.2.2 中心距A的確定8</p><p>　　2.2.3 外形尺寸的確定9</p>&l

5、t;p>　　2.3 齒輪參數(shù)的確定9</p><p>　　2.3.1 齒輪模數(shù)9</p><p>　　2.3.2 齒形、壓力角與螺旋角10</p><p>　　2.3.3 齒寬10</p><p>　　2.3.4 齒頂高系數(shù)11</p><p>　　2.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配11</p>

6、;<p>　　第三章 采用VB程序語言進(jìn)行整車動力性程序設(shè)計14</p><p>　　3.1 設(shè)計基于整車匹配的動力性計算軟件系統(tǒng)流程圖14</p><p>　　3.2 編制程序軟件，繪制汽車動力性曲線15</p><p>　　3.3 對動力性曲線的分析15</p><p>　　3.3.1 驅(qū)動力--行駛阻力平衡圖15

7、</p><p>　　3.3.2 汽車功率平衡圖16</p><p>　　3.3.3 汽車爬坡度曲線17</p><p>　　3.3.4 汽車加速度曲線17</p><p>　　3.4 編譯VB程序18</p><p>　　第四章 整車動力性計19</p><p>　　4.1汽車的行駛

8、方程式19</p><p>　　4.2動力性評價指標(biāo)的計算20</p><p>　　4.2.1最高車速20</p><p>　　4.2.2最大爬坡度20</p><p>　　4.2.3最大加速度20</p><p>　　第五章 設(shè)計小結(jié)21</p><p><b>　　參

9、考文獻(xiàn)22</b></p><p><b>　　前言</b></p><p>　　本次課程設(shè)計對動力性的計算分別采用行駛特性圖和動力性分析軟件兩種方法進(jìn)行分析。汽車的行駛特性圖來分析汽車的動力性指標(biāo)是一種簡單、直觀、有效的方法。通過對汽車動力性的分析,尋求改善汽車動力性的方法。從而為發(fā)動機(jī)和變速器的設(shè)計、傳動系傳動比的合理選擇以及汽車最佳動力換檔規(guī)律的確

10、定提供了理論上的依據(jù)。</p><p>　　汽車動力性是各種性能中最基本、最重要的性能。它主要由汽車的最高車速、加速時間及最大爬坡度三個指標(biāo)來評價。</p><p>　　本次任務(wù)目的是設(shè)計可以配合整車使用的一個變速器機(jī)構(gòu)，而變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。它的作用是：1.在較大范圍內(nèi)改變汽車行駛速度的大小和汽車驅(qū)動輪上扭矩的大小。由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度和驅(qū)動扭矩能在

11、很大范圍內(nèi)變化。例如在高速路上車速應(yīng)能達(dá)到100km/h，而在市區(qū)內(nèi)，車速常在50km/h左右?？哲囋谄街钡墓飞闲旭倳r，行駛阻力很小，則當(dāng)滿載上坡時，行駛阻力便很大。而汽車發(fā)動機(jī)的特性是轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而轉(zhuǎn)矩變化范圍更不能滿足實際路況需要。2.實現(xiàn)倒車行駛。汽車發(fā)動機(jī)曲軸一般都是只能向一個方向轉(zhuǎn)動的，而汽車有時需要能倒退行駛，因此，往往利用變速箱中設(shè)置的倒檔來實現(xiàn)汽車倒車行駛。3.實現(xiàn)空檔。當(dāng)離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例

12、如可以保證駕駛員在發(fā)動機(jī)不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。變速箱由變速傳動機(jī)構(gòu)和變速操縱機(jī)構(gòu)兩部分組成。變速傳動機(jī)構(gòu)的主要作用是改變轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的數(shù)值和方向；操縱機(jī)構(gòu)的主要作用是控制傳動機(jī)構(gòu)，實現(xiàn)變速器傳動比的變換，即實現(xiàn)換檔，以達(dá)到變速變矩。 機(jī)械式變速箱主要應(yīng)用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副</p><p><b>　　第一章 總述</b><

13、;/p><p>　　1.1設(shè)計題目：基于整車匹配的變速器總體設(shè)計及整車動力性計算</p><p><b>　　1.2設(shè)計材料</b></p><p><b>　　已知數(shù)據(jù)</b></p><p>　　柴油發(fā)動機(jī)外特性擬合公式：</p><p>　　式中，為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩，為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速

14、。</p><p>　　發(fā)動機(jī)最低轉(zhuǎn)速, 最高轉(zhuǎn)速</p><p>　　2．低速貨車的有關(guān)數(shù)據(jù)：</p><p>　　裝載質(zhì)量 2500kg 整車裝備質(zhì)量 2200kg</p><p>　　總質(zhì)量 4700kg 車輪半徑 0.367m</p><p>　　

15、傳動系機(jī)械效率 空氣阻力系數(shù)迎風(fēng)面積=2.77m²</p><p><b>　　滾動阻力系數(shù) </b></p><p>　　飛輪轉(zhuǎn)動慣量 </p><p>　　兩前輪的轉(zhuǎn)動慣量 兩后輪的轉(zhuǎn)動慣量 </p><p>　　主減速器傳動比 軸距 </p&

16、gt;<p>　　質(zhì)心至前軸距離（滿載） 質(zhì)心高 0.9m 汽車最高限速70km/h </p><p><b>　　變速器的檔位為四檔</b></p><p><b>　　1.3課題分析</b></p><p>　　變速器用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各

17、種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。</p><p>　　變速器使汽車能以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機(jī)的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。變速器的得倒檔使汽車可以倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機(jī)、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機(jī)與傳動系分離。</p><p>　　本次課程設(shè)計，通過查閱資料和對課題的分析，要完成四檔農(nóng)用運(yùn)輸車變速器設(shè)計。通過考慮最大爬坡

18、度，地面附著條件確定變速器的最大傳動比。同時，農(nóng)用運(yùn)輸車屬于輕型貨車，需要有較高的動力性能，故需設(shè)置直接檔以傳遞發(fā)動機(jī)的最大動力。由此，確定變速器的傳動比。同時通過變速器的設(shè)計要求，以及車輛本身的特殊使用條件，選用合適的變速器的結(jié)構(gòu)形式。通過，原始數(shù)據(jù)及各種條件的影響，確定變速器中心距，及各檔齒輪傳動比，齒輪變位系數(shù)。再通過ＶＢ編寫程序以實現(xiàn)基于整車匹配性的動力性計算，以驗證設(shè)計是否符合汽車的動力性要求。</p><

19、p>　　第二章 變速器結(jié)構(gòu)形式的選擇和設(shè)計計算</p><p>　　2.1變速器結(jié)構(gòu)分析與型式的選擇</p><p>　　2.1.1變速器傳動機(jī)構(gòu)前進(jìn)擋布置方案的分析</p><p>　　基于本次課題車輛形式的限制，變速器只能選用有級變速器。并且，機(jī)械式變速器結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠，因此，采用機(jī)械式變速器。</p><p

20、>　　機(jī)械式變速器中常用的為固定軸式變速器。而在固定軸式變速器中，兩軸式變速器和中間軸式變速器又是在汽車中廣泛采用的形式。</p><p>　　兩軸式變速器（由于軸和軸承數(shù)少，因此，其結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，其各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。但是，兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，當(dāng)其在高檔工作時齒輪和軸承均承受載荷，不僅工作噪聲大，且易損壞。而且受結(jié)構(gòu)限制，兩軸

21、式變速器的一檔速比不可能設(shè)計得很大。對于前進(jìn)擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。</p><p>　　中間軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的汽車和發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動的客車上。其可設(shè)置直接檔，使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器的第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達(dá)到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的

22、磨損減少，提高了變速器的使用壽命。但是，中間軸式變速器在除直接檔以外的其他檔位工作時，傳動效率略有降低。</p><p>　　通過以上兩種變速器的比較與設(shè)計車輛的種類分析，中間軸式變速器適用于該車。因為，該車的設(shè)計需要承載較大的載荷，需采用發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的布置方案，且需要較高的傳動效率并且制造成本經(jīng)濟(jì)性要好。</p><p>　　圖2-1 中間軸式四檔變速器的傳動方案</p>

23、;<p>　　中間軸式變速器確定后，對比其四擋變速器的傳動方案（圖2-1），其中a）、b）所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換擋；c）所示傳動方案的二、三、四檔用常嚙合齒輪傳動，而一、倒檔用直齒滑動齒輪換擋，第二軸為兩點支撐。三種方案相比較，c）方案結(jié)構(gòu)緊湊，整體尺寸小，容易布置，并且結(jié)構(gòu)簡單，較容易制造，故該設(shè)計方案選用c）方案。</p><p>　　2.1.2 變速器傳動機(jī)構(gòu)倒擋布置

24、方案的分析</p><p>　　與前進(jìn)檔比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故低速貨車中均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。</p><p>　　通過圖2-2中，各倒檔布置方案的比較，g）能充分利用空間，縮短了變速器軸向長度，相比較而言，輕型貨車中也常采用此種布置方式。故本課程設(shè)計采用方案g）。</p><p>　　2.2 變速器基本參數(shù)的確定</

25、p><p>　　2.2.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比</p><p>　　不同類型汽車的變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。增加變速器的檔數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車速。但檔數(shù)的增多，使得變速器的機(jī)構(gòu)復(fù)雜，并使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機(jī)構(gòu)變復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。</p><p>　　考慮到農(nóng)用運(yùn)輸車的特殊性，并不只是增加檔位的問題。

26、故根據(jù)制造成本，與傳動比的限制，本次課程設(shè)計采用四檔變速器。</p><p>　　確定檔位后，根據(jù)汽車最大爬坡度、汽車驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑來確定最低檔傳動比。</p><p>　　根據(jù)柴油發(fā)動機(jī)外特性擬合公式：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p

27、>　　求導(dǎo)確定出當(dāng)轉(zhuǎn)速為n=1500r/min時，發(fā)動機(jī)達(dá)到最大轉(zhuǎn)速通過計算可得汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有</p><p>　　則由最大爬坡度要求的變速器I檔的傳動比為</p><p>　　根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件</p><p>　　求得的變速器I檔的傳動比為ig1=4.5</

28、p><p>　　G2為汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，根據(jù)扭矩方程1.947G=3.2 G2，可求的G2=28024.63N</p><p><b>　　故上式</b></p><p>　　由兩條件確定的變速器I檔傳動比范圍，結(jié)合貨車常用變速器傳動比的范圍，確定該車變速器I檔傳動比為。</p><p>　　變速

29、器I檔傳動比根據(jù)據(jù)上述條件確定好。變速器的最高檔定為直接檔，其余中間檔的傳動比按等比級數(shù)排列，如此便于換擋操作，則等比級數(shù)為：</p><p>　　由此確定中間各檔傳動分別為igⅠ=4.5、igⅡ=2.72、igⅢ=1.65、igⅣ=1</p><p>　　2.2.2 中心距A的確定</p><p>　　初選中心距A時，根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算</p>&

30、lt;p>　　其中，為中心距系數(shù)，貨車取，在該設(shè)計中 為變速器的傳動效率，取96%，代入公式計算可得</p><p>　　2.2.3 外形尺寸的確定</p><p>　　變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置進(jìn)行確定。</p><p>　　貨車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：</p><p&g

31、t;　　四檔 （2.2-2.7）A</p><p>　　五檔 （2.7-3.0）A</p><p>　　六檔 （3.2-3.5）A</p><p>　　該車為四檔貨車，系數(shù)選用2.5，故該車變速器的軸向尺寸L=235mm</p><p>　　2.3 齒輪參數(shù)的確定<

32、/p><p>　　2.3.1 齒輪模數(shù)</p><p>　　齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。而其選用的原則是，在中心距相同的條件下，選用較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)。從貨車的角度出發(fā)，減小質(zhì)量比減小噪聲更為重要，因此，齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)。</p><p>　　變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表2-1。</p><p>　

33、　表2-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn</p><p>　　所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987的規(guī)定，見表2-2.選用時應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。</p><p>　　表2-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（GB/T1357-1987） （mm）</p><p>　　嚙合套和同步器的結(jié)合齒

34、多采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器結(jié)合齒模數(shù)相同。</p><p>　　根據(jù)上述條件，該車變速器的齒輪模數(shù)選為mn=3.00mm</p><p>　　2.3.2 齒形、壓力角與螺旋角</p><p>　　汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角按表2-3選取，但有些輕、中型貨車的高檔齒輪也采用小壓力角。</p><p>　　表2-3

35、汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角</p><p>　　汽車變速器及分動器齒輪都采用漸開線齒廓。為改善嚙合、降低噪聲和提高強(qiáng)度，現(xiàn)代汽車變速器齒輪多采用高齒且修形的齒形。加大齒根圓角半徑和采用齒根全圓角過渡等能顯著提高齒輪的承載能力及疲勞壽命。國家規(guī)定的齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°。故本設(shè)計中變速器齒輪壓力角采用，螺旋角β也應(yīng)選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。因此，從各方面因素考

36、慮該車設(shè)計中變速器常嚙合齒輪1、2螺旋角選用β1-2=30°，嚙合齒輪3、4螺旋角選用β3-4=20°。嚙合套或同步器結(jié)合齒多采用30°壓力角，也有20°和25°的。</p><p><b>　　2.3.3 齒寬</b></p><p>　　齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強(qiáng)度及工作平穩(wěn)性

37、的要求。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b：</p><p>　　其中，，齒寬系數(shù)直齒輪，斜齒輪</p><p>　　故，由上式得該設(shè)計中直齒齒寬</p><p><b>　　斜齒輪齒寬</b></p><p>　　同步器和嚙合套的接合齒的工作寬度初選采用3mm</p><p>　　2.3.4 齒

38、頂高系數(shù)</p><p>　　一般齒輪的齒頂高系數(shù)，為一般汽車變速器車齒輪所采用。故該設(shè)計中，變速器齒輪齒頂高系數(shù)采用。</p><p>　　2.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配</p><p>　　在初選了變速器的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配，進(jìn)行各檔齒數(shù)分配應(yīng)首選，軸徑。第一軸花鍵部分直徑根據(jù)

39、發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩初選：</p><p>　　中間軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d根據(jù)中心距A初選，確定為 </p><p>　?。?）確定Ⅰ檔齒輪的齒數(shù) </p><p>　　已知Ⅰ檔傳動比ig1=4.5，且</p><p>　　為了確定齒數(shù)，先求

40、其齒數(shù)：確定齒輪7、8為直齒輪， 圖2-3 四檔變速器結(jié)構(gòu)件簡圖</p><p>　　根據(jù)齒數(shù)分配原則。以及避免齒輪根切的原則分配根據(jù)第二軸軸徑和貨車Z8的選取范圍，確定</p><p><b>　?。?）修正中心距</b></p><p>　　由于為

41、整數(shù)，故A確定為A=93mm，由此中心距A=93mm則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。</p><p>　?。?）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　1、2常嚙合齒輪選用螺旋角為30°的斜齒輪，得</p><p>　　因常嚙合傳動齒輪副與I檔齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相同，故有</p><p>　　則 ，該對齒輪需要

42、進(jìn)行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強(qiáng)度均衡的原則，得 </p><p>　?。?）確定其他檔位的齒輪齒數(shù)</p><p>　　對Ⅱ檔齒輪副5、6齒輪選用直齒齒輪，且模數(shù)與Ⅰ檔相同，則有</p><p><b>　　兩式聯(lián)立求解，得</b></p><p>　　此時，，與標(biāo)準(zhǔn)中心距相等，故該對齒輪無需進(jìn)行變位。</p>

43、<p>　　?、髾n齒輪副3、4為螺旋角為20°的齒輪，則有</p><p>　　再由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡齒輪7和齒輪8的軸向力，由</p><p>　　聯(lián)立上述兩式，可求得 </p><p>　　則齒輪中心距為，則該對齒輪需要進(jìn)行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強(qiáng)度均衡的原則，得</p><p>　

44、　（5）確定到檔齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　通常Ⅰ檔與倒檔選用同一模數(shù)，且確定倒檔齒輪10（見圖2-5）的齒數(shù)z10=22，計算中間軸與倒檔軸的中心距 ：</p><p>　　為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，則齒輪8、9之間應(yīng)保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑 應(yīng)為</p><p><b>　　兩式聯(lián)立求解，得</b>&l

45、t;/p><p>　　將齒輪9的的齒數(shù)反帶回其齒頂圓直徑計算公式有</p><p>　　將上式代入公式(2-1)后，則該對齒輪需要進(jìn)行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強(qiáng)度均衡的原則，得最后，倒檔軸與第二軸之間的中心距為</p><p>　　至此，變速器的一應(yīng)參數(shù)均已經(jīng)確定完畢。</p><p>　　第三章 采用VB程序語言進(jìn)行整車動力性程序設(shè)計</p&

46、gt;<p>　　3.1 設(shè)計基于整車匹配的動力性計算軟件系統(tǒng)流程圖</p><p>　　編制VB程序：用For循環(huán)嵌套，小循環(huán)用來繪制每一檔驅(qū)動力曲線，大循環(huán)用來控制檔位變換。</p><p>　　圖3-1 VB程序流程圖</p><p>　　3.2 編制程序軟件，繪制汽車動力性曲線（以下為部分曲線截屏）</p><p>　　

47、圖3-2 發(fā)動機(jī)外動力特性曲線 圖3-3 汽車動力特性圖</p><p>　　3.3 對動力性曲線的分析</p><p>　　3.3.1 驅(qū)動力--行駛阻力平衡圖</p><p>　　通常將汽車行駛方程式用圖解的方法來進(jìn)行分析。圖3-3 為一變速器汽車的驅(qū)動力- 行駛阻力平衡圖。圖上既有各檔的驅(qū)動力圖, 又有滾動阻力和空氣

48、阻力疊加后得到的行駛 阻力曲線。從圖中可以清楚地看出不同車速時驅(qū)動力與行</p><p>　　圖3-4驅(qū)動力--行駛阻力平衡圖 駛阻力之間的關(guān)系。當(dāng)坡度為零時, 行駛阻力曲線與驅(qū)動力曲線的交點即為最高車速</p><p>　　uαma

49、x 。這時驅(qū)動力和行駛阻力相等,汽車處于穩(wěn)定的平衡狀態(tài)。當(dāng)車速低于最高車速時,驅(qū)動力大于行駛阻力,此時汽車可利用剩余的驅(qū)動力加速或爬坡。如果要在低于最高車速工作</p><p>　　時,駕駛員可關(guān)小節(jié)氣門開度(圖中虛線) ,此</p><p>　　圖3-5 理論行駛阻力平衡圖 時發(fā)動機(jī)只在部分負(fù)荷特性工作,以使汽車達(dá)到驅(qū)動力和行駛阻力新的平衡。在本課程設(shè)計中，由于低速農(nóng)用貨車主要

50、用于托運(yùn)貨物，故需要大的驅(qū)動力，與理想驅(qū)動力--行駛阻力平衡圖（圖3-5）相比，并未在最高檔驅(qū)動力曲線與阻力曲線的焦點處出現(xiàn)，而此種情況，主要是因為本次設(shè)計車的特殊使用性能。</p><p>　　3.3.2 汽車功率平衡圖</p><p>　　汽車行駛時,發(fā)動機(jī)功率和汽車行駛時的阻力功率也是相互平衡的,即在汽車行駛的每一瞬間,發(fā)動機(jī)發(fā)出的功率始終等于機(jī)械傳動和全部運(yùn)動阻力功率。本課程設(shè)計汽

51、車功率平衡用圖解法表示, 如圖3-7 所示。它可根據(jù)發(fā)動機(jī)外特性將發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速換算成車速,繪出發(fā)動機(jī)功率Pe 和汽車經(jīng)常遇到的阻力功率 圖3-6 汽車?yán)碚摴β势胶鈭D</p><p>　　1/ηt ( Pf + Pw) 與車速的關(guān)系曲線,即為汽車功率平衡圖。如同驅(qū)動力- 行駛阻力平衡圖分析一樣,最高檔行駛阻力功率與發(fā)動機(jī)功率相交點處的車速即是在良好水平路面上汽車行駛的最高車速uαmax 。當(dāng)汽車在良

52、好水平路面上以ua′的車速等速行駛時,汽車的阻力功率為( Pf + Pw)/ ηt = bc,此時,駕駛員部分開啟節(jié)氣門,發(fā)動機(jī)功率曲線如</p><p>　　圖3-7 汽車功率平衡圖 圖中虛線所示,以便維持汽車等速行駛。但是發(fā)動機(jī)在汽車行駛速度為ua′時, 若節(jié)氣門全開能夠發(fā)出的功率為Pe = ac,則　</p><p>　　Pe - ( Pf + Pw)

53、 /ηt = ac- bc= ab可用來加速或爬坡。Pe -( Pf + Pw)/ ηt 為汽車的后備功率。可見,汽車的后備功率越大,其動力性就越好。</p><p>　　3.3.3 汽車爬坡度曲線</p><p>　　利用圖3-4可求出汽車能爬上的坡道角，相應(yīng)的根據(jù)tanα=i可求出坡度值。其中，汽車最大爬坡度imax為I時的最大爬坡度。最高檔最大爬坡度

54、圖3-8 爬坡度曲線</p><p>　　亦應(yīng)引起注意，特別是貨車、牽引車，因為貨車經(jīng)常是以最高檔行駛的，如果最高檔的爬坡度過小，迫使貨車在遇到較小的坡時經(jīng)常換擋，這樣就影響了行駛的平均速度。</p><p>　　3.3.4 汽車加速度曲線</p><p>　　汽車的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時能產(chǎn)生的加速度來評價，但由于加速度的數(shù)值不易測量，實際中常用加

55、速時間來表明汽車的加速能力。譬如用直接當(dāng)行駛時，由最低穩(wěn)定速度加速到一定距離或80%umax所需的時間表明汽車的加速能力?？筛鶕?jù)圖3-4求出 圖3-9 汽車加速度曲線</p><p>　　汽車的加速時間。顯然，利用圖3-4可計算得出各檔節(jié)氣門全開時的加速度曲線，見圖3-9。由圖可以看出，高檔位時加速度要小些，I檔的加速度最大。</p><p>　　根據(jù)加速度

56、曲線可以進(jìn)一步求出由某一車速u1加速至另一最高車速u2所需的時間。</p><p>　　圖3-10 汽車?yán)碚摷铀俣惹€</p><p>　　3.4 編譯VB程序</p><p>　　根據(jù)汽車動力性方程編寫VB程序，畫出汽車整車驅(qū)動力—阻力平衡圖、汽車功率平衡圖和汽車動力性圖。（具體VB程序見附錄）</p><p>　　第四章 整車動力性計&

57、lt;/p><p>　　4.1汽車的行駛方程式</p><p><b>　?。?）驅(qū)動力：</b></p><p><b>　　（2）滾動阻力：</b></p><p><b>　?。?）坡道阻力：</b></p><p>　?。?）空氣阻力：=0.047（

58、4—5）</p><p>　　汽車的空氣阻力與車速的平方成正比，即式中 ——空氣阻力系數(shù)——迎風(fēng)面積</p><p>　?。?）加速阻力：=δ </p><p><b>　　將</b></p><p>　　4.2動力性評價指標(biāo)的計算</p><p>　　4.2.1最高車速 \* MERGEFOR

59、MAT </p><p>　　按汽車最高車速的定義，有α=0，j=0，帶入公式（4—9）可得：</p><p><b>　　最后求的最大速度</b></p><p>　　4.2.2最大爬坡度 \* MERGEFORMAT </p><p>　　按汽車以最低檔穩(wěn)定速度爬坡，有j=0，設(shè)f，由式（4—9）可得 =

60、0 </p><p>　　由此可得，汽車的最大坡度為</p><p>　　4.2.3最大加速度 \* MERGEFORMAT </p><p>　　汽車在某一檔加速過程中的最大加速度可由j=f（υ）得極值點求出，令：</p><p><b>　　得到極值點的車速為</b></p><p>　　

61、將帶入上式得汽車在該擋的最大加速度。</p><p><b>　　第五章 設(shè)計小結(jié)</b></p><p>　　這次《汽車設(shè)計》課程設(shè)計在xx老師的悉心指導(dǎo)下，經(jīng)過三個星期的時間，本次課程設(shè)計的內(nèi)容已經(jīng)全部完成。</p><p>　　這次涉及內(nèi)容，基于整車匹配的變速器總體設(shè)計及整車動力性計算，本次課程設(shè)計內(nèi)容是四檔農(nóng)用運(yùn)輸車變速器的設(shè)計與動力

62、性計算，在設(shè)計過程中，充分利用《汽車設(shè)計》、《汽車?yán)碚摗飞纤鶎W(xué)的知識，結(jié)合該車實際工作中的情況，以動力性原則，從技術(shù)上和經(jīng)濟(jì)上著手，設(shè)計出一個技術(shù)上可行，動力性優(yōu)越的四檔農(nóng)用運(yùn)輸車變速器方案。</p><p>　　在這次設(shè)計過程中，對變速器的工作方式、結(jié)構(gòu)布置和整車動力性有了更進(jìn)一步的理解和認(rèn)識，學(xué)到了很多知識，在以A3圖紙為畫布繪制變速器的結(jié)構(gòu)傳動圖和編譯汽車動力性VB程序的過程中，從許多細(xì)節(jié)問題處得到了很多益

63、處，同時增強(qiáng)了動手能力，使自己又一次很大的鍛煉。</p><p>　　在編制課程設(shè)計說明書、編譯汽車動力性VB程序和繪圖過程中，對《汽車設(shè)計》上所學(xué)知識又梳理了一遍，對汽車變速器和整車動力性方面的許多專業(yè)知識比以前的認(rèn)識更深了，另外也學(xué)到了其他的車輛方面的相關(guān)知識，比如變速器倒檔結(jié)構(gòu)布置、動力性計算方式以及齒輪分配的設(shè)計等。該車變速器傳動結(jié)構(gòu)圖紙為用AutoCAD繪制，在這個過程中，對使用AutoCAD繪制裝配圖

64、形有了新的認(rèn)識，重新溫習(xí)了許多繪圖命令以及了解了最新的制圖標(biāo)準(zhǔn)。同時，在編譯VB程序的過程中，重新復(fù)習(xí)了編程流程圖的書寫方式，以及很多控件的表達(dá)方式及編譯格式。在這些方面的知識，在以后的學(xué)習(xí)和工作中，對我會有很大的幫助。</p><p>　　通過這次課程設(shè)計，經(jīng)歷了一個汽車變速器和整車匹配動力性計算設(shè)計的全過程，這將是以后學(xué)習(xí)和工作的財富，會對以后的學(xué)習(xí)和工作有很大的指導(dǎo)和幫助。</p><p

65、>　　最后，再次感謝指導(dǎo)和幫助完成這次課程設(shè)計的老師和同學(xué)！</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　1、王望予主編.汽車設(shè)計[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003</p><p>　　2、劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001</p><p>　　3、陳家瑞主編.汽車構(gòu)造

66、[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2000</p><p>　　4、余志生主編.汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2000</p><p>　　5、徐達(dá)，蔣崇賢.專用汽車結(jié)構(gòu)與設(shè)計[M].北京北京理工大學(xué)出版社,1999</p><p>　　6、劉朝紅，韓進(jìn)，楊洪余.中輕型載重汽車動力性分析應(yīng)用軟件7、汪超.變速器傳動比對汽車動力性的影響 第1l卷第4期 常德師范學(xué)