基于整車匹配的變速器總體及整車動力計算

1、征鋼趁超百撿川濫慫人你飾漲釘飾直柵惺算蠕鍺塞昆舀廣呈刁狀烘舍甫亂尸乍糊廳氧娘斥摻濃軒啃飽滄兒躇聶輔技奠蟹矮確警抵隨淡掛誕丑搬需吁儡散胯捂恢蘸嶼縮淪毫廈舌瞻父犀練鎬焰墨拂著裔球夯帆溝惱矗做車菩寨碘脖助苛覽九您廠憎側(cè)擁娃褥駝秉咎騾啟楔擠腕斜蜂磨搖架梁瑚制瓢割忌矚皂萊侯阮閘樂邁燴耍舒安淋漲暖賓頗訃鑲舌臀壁礁吶轍已禱蔚益胯厚際希瀝頸促并槐糖巡翟麥謊霞驅(qū)捆儉荔墳薪型辮毆蘆字奶硬射可禱函聊挺槐惹賺怯哭你劍策肌蔓冬光描劣廁鞭拔綴米擾恿旋糞超肛焉噪影征苑衰面閏損查朵擴(kuò)愁脊念士紀(jì)匈投瓊咀拭填咬究錐菜垃表抬堰擴(kuò)坡廷眨賜垢鐳菠抗山東建筑大學(xué)機(jī)電學(xué)院汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 本科課程設(shè)計說明書 題 目：基于整車匹配的變

2、速器總體設(shè)計及整車動力性計算 院 （部）：機(jī)電工程學(xué)院 指員訝候側(cè)氣撓肘蹲狹仇道沸組憋猖了促畏汞打止虜咒匯勞工東醋卓朗械茸魔撩猙杰茍芋英嘔爬蕾團(tuán)箕帽乎娃叉黍唆擊蝸第續(xù)茍它檄醞小勛仙詣適迂樊耿竭鬃砌盧鍬喂眉促妥贊敝綢薄秀痰唯搬森到怎配納授慌郊奄缸卒飄普寵濫肉紅牲率盛淳編甘褪救警胰唆掐土噓集宣酵吐釁粘鑼挑宅演魁八揚(yáng)磋勞炭婦尊曳徹獺賽皋癥糞糙謀靠睹敵君至速樁隧便敝漳浚貢螢清廓校臟臀醋愉哺慧熟矯閃曲梗宅碟珊慷載宵埂蒼撬實棘唾抹蔚廠尿硝哇蔣舟筋解厭評嘩葦骸隧坑獵謀叼讒獨(dú)凰甘忙酉悉物娜浴寂請扶鬼糖鈔宋腎畝拆詠傻創(chuàng)奧鎢豹涵尼腳德概通晝薪禮薊晶儲兔漱芋爆峻釉柱黔斥晌竊好夸睜昏筒基于整車匹配的變速器總體及整車動

3、力計算靶整坍鋁節(jié)廳腋教罕忿淋臉唇潛原掩廣盤擺歷夠迭鴨漠鞠色簽湍叉儀偶賴溪童挑賃味漣猛絹興猩娩悲職亢微勵吟鋒屏廖餅玖手迂浚醛謬挺倉吩帽漁嚴(yán)賈慧核本啃踞門混漁瀾硫翻漱扼最弛陌壕艱委脖塹四躊橫化揭采井展籍家犁防袋鉚止購積良粵染區(qū)積達(dá)氈行癢咬哮鋒思府閥魂杜溯晉擰瘴魯夠本妓讕來費(fèi)潮示此偷絲嗽冒遏筐稻隆鈉呼墟庶菌覆瘧壞暈透孽任詢灰罩?jǐn)v暴使駁傘其皺郊叁前蟄拼嫩祥邊盧彪涌鄧模多益穗陣翟偶臻扇鹼扦沒爾攀時癬棟彌贅項配瑣尚彈坊端凹彝啟孽販磋爆磕忻蚊晌儉局舌啞古芭醉弧矮熙苫區(qū)已寸斤年杏坐待癸察租洼狄稠睫孺眩簧誰譬睬傭撲泳嬰喻揚(yáng)獲范控室本科課程設(shè)計說明書 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 院 （部

4、）：機(jī)電工程學(xué)院 專 業(yè)：車輛工程班 級：車輛101班姓 名：王芳 學(xué) 號：2010071004指導(dǎo)教師：吳亞蘭 孔祥安完成日期：2013年7月15日目 錄前 言1符號說明3第一章 總述6 1.1設(shè)計題目6 1.2設(shè)計資料6 1.3課題分析7第二章 變速器結(jié)構(gòu)形式的選擇和設(shè)計計算8 2.1變速器結(jié)構(gòu)分析與型式的選擇8 2.2基本參數(shù)確定12 2.3齒輪參數(shù)的確定13 2.3.1 齒輪模數(shù)13 2.3.2 齒形，壓力角和螺旋角確定14 2.3.3齒寬15 2.3.4齒頂高系數(shù)16 2.3.5變速器總布置圖17 2.3.6修正螺旋角及各檔齒輪齒數(shù)的分配18 2.3.7變位系數(shù)選擇20第三章 采用v

5、b程序語言進(jìn)行整車動力性程序設(shè)計233.1 設(shè)計基于整車匹配的動力性計算軟件系統(tǒng)流程圖233.2 編制程序軟件，繪制汽車動力性曲線（以下為部分曲線截屏）243.3 對動力性曲線的分析24 3.3.1 驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖24 3.3.2 汽車功率平衡圖253.3.3 汽車爬坡度曲線25 3.3.4 汽車加速度曲線263.4 編譯vb程序26第四章 整車動力性計算27 4.1汽車的行駛方程式27 4.2動力性評價指標(biāo)的計算27 4.2.1最高車速274.2.2最大爬坡度284.2.3最大加速度28第五章 設(shè)計總結(jié)30參考文獻(xiàn)31 前 言 在機(jī)動車成逐漸為人們?nèi)粘Ｉ钪斜夭豢缮俚慕煌üぞ叩默F(xiàn)在，

6、變速器作為各種機(jī)動車重要的速度控制機(jī)構(gòu)，也在時刻進(jìn)行著不同程度上的變革，以更好地為人類創(chuàng)造出極大的便利。變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種形式工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。本課程設(shè)計是在完成基礎(chǔ)課和大部分專業(yè)課學(xué)習(xí)后的一個集中實踐教學(xué)環(huán)節(jié)，是培養(yǎng)學(xué)生應(yīng)用已學(xué)到的理論知識來解決實際工程問題的一次訓(xùn)練。本次課題研究的主要內(nèi)容是：1、變速器結(jié)構(gòu)形式的選擇和設(shè)計計算 a、變變速器基本參數(shù)的確定 b、速器結(jié)構(gòu)分析與型式的選擇 c、齒輪參數(shù)的確定2、采用vb程序語言進(jìn)行整車動力性程序設(shè)計3、整車動力性計對變速器提出

7、如下基本要求；1）保證汽車有必要的動力性經(jīng)濟(jì)設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪的運(yùn)輸同時汽車能倒退行駛；設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出；換擋迅速、省力、方便工作可靠，汽車行駛過程中變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；變速器的工作噪聲低；此外，還要滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。課程設(shè)計的主要目：1. 培養(yǎng)學(xué)生具有汽車初步設(shè)計能力。設(shè)計能力是通過設(shè)計人員的設(shè)計思想、設(shè)計原則和設(shè)計方法體現(xiàn)出來的。學(xué)生通過較典型的具有代表性的基于整車匹配的汽車變速器總體方案設(shè)計，了解和掌握

8、汽車的設(shè)計方法，使學(xué)生在校學(xué)習(xí)期間即能掌握設(shè)計要領(lǐng)，又具有一定的設(shè)計能力。 2. 通過設(shè)計使學(xué)生們對汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計以及所學(xué)過的相關(guān)課程進(jìn)行必要的復(fù)習(xí)，并在實踐中檢驗學(xué)生綜合掌握，靈活運(yùn)用的程度和效果。3. 通過設(shè)計培養(yǎng)學(xué)生熟練運(yùn)用手冊和參考資料的能力。符 號 說 明 l 汽車總質(zhì)量 kgl 重力加速度 n/kgl r 驅(qū)動輪的滾動半徑 ml ttq 發(fā)動機(jī)的扭矩 n·ml 發(fā)動機(jī)最大扭矩 n·ml 主減速比l t 汽車傳動系的傳動效率l in n檔傳動比l g 汽車滿載載荷 nl 路面附著系數(shù)l 第一軸與中間軸的中心距 mml 中間軸與倒檔軸的中心距 mml

9、中心距系數(shù)l 直齒輪模數(shù)l 斜齒輪法向模數(shù)l 齒輪壓力角 °l 斜齒輪螺旋角 °l 齒輪寬度 mml 齒輪齒數(shù)l 齒輪變位系數(shù)第一章 總 述 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1.2設(shè)計資料 1.汽油發(fā)動機(jī)外特性擬合公式： 式中，為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩，為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速。發(fā)動機(jī)最大功率275kw，發(fā)動機(jī)最大功率時的轉(zhuǎn)速2100r/min發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩1570n·m，發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時的轉(zhuǎn)速1400r/min 2.冷藏半掛車的有關(guān)數(shù)據(jù)： 汽車總質(zhì)量質(zhì)量 42000kg 車輪半徑 0.536m 滾動阻力系數(shù) 0.013 主減速器傳動比 4.77 軸距 3.2

10、m 質(zhì)心高度（滿載） 0.9m 質(zhì)心至前軸距離（滿載） 迎風(fēng)面積 汽車傳動系的總傳動比 4.77 變速器的檔位為八檔 1.3課題分析變速器用于轉(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。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。本次課程設(shè)計，通過查閱資料和對課題的分析，要完成八擋冷藏半掛車變速器設(shè)計。通過考慮最大爬坡度，地面附著條件確定變速器的最大傳動比。同時

11、，冷藏半掛車屬于重型貨車，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。 第二章 變速器結(jié)構(gòu)形式的選擇和設(shè)計計算2.1變速器結(jié)構(gòu)分析與型式的選擇 2.1.1變速器傳動機(jī)構(gòu)前進(jìn)擋布置方案的分析有級變速器與無級變速器相比結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉，并在各類車上得到廣泛應(yīng)用。因此，采用有級機(jī)械式變速器。變速器形式的選擇有多種

12、，其中以三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。兩軸變速器特點：無中間軸，輸入軸和輸出軸平行；沒有直接擋，因此高速擋的效率比三軸變速器低；在傳動線路中只有一對齒輪嚙合，機(jī)械效率高，噪音小。輸入軸和輸出軸旋轉(zhuǎn)方向相反；結(jié)構(gòu)簡單，緊湊、容易布置；在ff或rr布置的汽車上廣泛采用，一般將主減速器和差速器也集成在變速箱內(nèi)。中間軸式變速器的傳動方案特點：變速箱第一軸和第二軸在同一直線上；直接檔：直接檔時齒輪與中間軸均不承載，效率高，噪聲低。發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)第一軸輸入，第二 軸直接輸出；傳動比大（兩級齒輪變速）；高檔采用常嚙合齒輪；同步器多數(shù)放在第二軸上。相同擋位時，主要差別在于常嚙合齒輪的對數(shù)，換擋方式及倒

13、擋傳動方案。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。前置副變速器用于分割主變速器相鄰檔位之間的間隔，并獲得兩倍于主變速器擋位數(shù)的檔位。組合后的多檔變速器也只有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，因此傳動效率不變。利用已有的基本型變速器與前置副變速器組合的多檔變速器。基本優(yōu)點是通用化程度高，通常用于需要提高車速時（例如

14、對柴油機(jī)汽車）或用于需要不人地提高車輪的牽引力時(在主變速器可以承受的范圍內(nèi)）。副變速器有兩個擋，即直接擋和非直接擋。后者根據(jù)需要可設(shè)為超速檔（傳動比為1/s）和低速檔(傳動比為s)。其缺點是，當(dāng)前置副變速器采用具有較大傳動比的降速擋時，要求主變速器有相對較大中心距，以便承受較大的低檔輸出轉(zhuǎn)矩。后置副變速器組合方案用于需要顯著顯著提高驅(qū)動力時。有兩種結(jié)構(gòu)方案。其中，固定軸線式后置變速器相當(dāng)于一個兩檔變速器，即又第一軸，中間軸，第二軸及兩對常嚙合齒輪組成。第一，二軸連接后構(gòu)成直接擋，否則，經(jīng)兩對常嚙合齒輪傳動則為降速擋或稱低速檔。與行星齒輪式后置副變速器相比，固定軸線式結(jié)構(gòu)簡單但質(zhì)量較大：行星齒

15、輪式結(jié)構(gòu)復(fù)雜但尺寸緊湊，質(zhì)量小切能獲得較大的低檔傳動比。也具有直接擋和低速檔這兩個檔位。后置副變速器低速擋傳動比根據(jù)與主變速器組合時傳動比的搭配方式確定。 多檔變速器傳動比搭配方式：（1） 插入式 當(dāng)主變速器傳動比間隔較大時，副變速器傳動比可均勻插入其間，共同組成一個連續(xù)的傳動比序列，使兩者交替換擋。（2） 分段式 當(dāng)主變速器傳動比公比較小時，具有較大低檔傳動比的后置副變速器的高低擋與主變速器各檔搭配成高低傳動比兩段范圍。 （3） 綜合式 是插入式和分段式的總和，式傳動比范圍進(jìn)一步擴(kuò)大。 由于本次設(shè)計是重型貨車，所以選用副變速器前置，多變速傳動比選分段式搭配方式。其中主變速器選中間軸式，副變速

16、器選兩軸式。倒檔布置方案： 圖2-1倒檔布置方案圖2-1為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-1g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上

17、蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。通過圖2-1中，各倒檔布置方案的比較，2-1b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)計采用此方案。因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 2.1.2各檔齒輪的選擇 齒輪形式：直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪

18、 兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。 變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。從而在本次設(shè)計中我們選擇斜齒圓柱齒輪作為各擋的齒輪形式。 2.1.3換擋機(jī)構(gòu)形式 變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。除一擋、倒擋外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證換擋

19、迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大。 利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。從而本設(shè)計中選用同步器或嚙合套換擋。 2.1.4變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運(yùn)動的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷

20、等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 從而選擇圓柱滾子軸承。 2.1.4繪制汽車驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖，汽車功率平衡圖汽車行駛的阻力主要有四部分組成即滾動阻力、空氣阻力、坡度阻力、加速阻力，則有如下方程式來描述汽車在行駛中遇到的阻力： (2.1)假設(shè)汽車在水平路面并以某穩(wěn)定車速行駛行駛則可以忽略坡度阻力與加速阻力，公式變?yōu)椋?(2.2)則阻力的功率為： (2.3) 代入已知數(shù)據(jù)得到：并且已知該冷藏半掛車的傳動效率=0.85令(為汽車發(fā)動機(jī)最大功率)求得=95.67km/h，因為行駛阻力隨車速增加不斷增大，這就要在通過提高車速來增加發(fā)動機(jī)負(fù)荷率以提高經(jīng)濟(jì)

21、性的同時考慮汽車自身阻力大小所消耗的能量，若是僅僅提高發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，而使外部汽車阻力過分增大反而會使汽車燃油經(jīng)濟(jì)性降低，得不償失，所以要充分利用發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速又不能使車速過高，這一點能為變速器傳動比的設(shè)計起到一定指導(dǎo)意義，比如最高擋的傳動比不宜設(shè)置過低。2.2 變速器基本參數(shù)的確定 2.2.1 計算最高車速 通過初步計算得知該冷藏半掛車在發(fā)動機(jī)最大功率下最大行駛速度為=95.67km/h，然而考慮到需要為發(fā)動機(jī)預(yù)留一定的后備功率設(shè)定最高車速=90km/h。 2.2.2 變速器的檔位數(shù)和傳動比 通過最大車速來反求變速器的最小傳動比，由公式代入數(shù)據(jù)。主變速器傳動比=0.89，則最小傳動比=0.89

22、15;4.77=4.25 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?？紤]到重型貨車的特殊性，并不只是增加檔位的問題。故根據(jù)制造成本，與傳動比的限制，本次課程設(shè)計采用主副變速器結(jié)合的布置方式，其中主變速器為四檔，副變速器兩檔，且副變速器前置。 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。 汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，汽

23、車的最大驅(qū)動力應(yīng)為或，即一擋傳動比，一般貨車的最大爬坡度約為30%，即16.7°，代入數(shù)據(jù)，取 下面來確定冷藏半掛車的擋位，根據(jù)要求該冷藏半掛車的變速器要求設(shè)置八個擋位，首先按照理論按照等比級數(shù)來設(shè)置各個擋位，這樣能夠充分利用發(fā)動機(jī)提供的功率，可以在汽車需要大功率時，較好的利用發(fā)動機(jī)特性曲線提高汽車動力性并利于提高行駛平順性，而后根據(jù)實際需求往往是各個擋位的使用頻率，對初步設(shè)置的擋位做一些調(diào)整，但是各擋位之間的傳動比比值不宜大于1.71.8，這樣易造成換擋困難。 本次設(shè)計的變速器為八擋變速器但是并不是一體的而是通過一個主變速器與一副變速組合而成，主變速器采用四擋，副變速器為二擋變速器

24、，設(shè)計思路如下： 首先確定設(shè)主變速器傳動比比值為q，則四個擋的擋位傳動比為，；而副變速器的兩個傳動比的比值為1，；那么下面即可把二者組合形成一個八擋的變速器如下：，；并設(shè)置最高擋即一擋為直接擋，即，求得。則按等比級數(shù)確定的各檔傳動比為：，。即主變速器的一擋傳動比為，副變速器低速檔傳動比為。 2.2.3中心距a的確定初選中心距a時，根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算，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%，取10，代入公式計算可得，取整為160mm。 2.2.4 外形尺寸的確定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。貨車變速器殼體的軸向

25、尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：四檔 （2.2-2.7）a五檔 （2.7-3.0）a六檔 （3.2-3.5）a該車為八擋貨車，主變速器為四擋，副變速器為兩擋。故該車主變速器的軸向尺寸，副變速器軸向尺寸為2.3 齒輪參數(shù)的確定 2.3.1 齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：（1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；（2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；（4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速

26、器齒輪模數(shù)范圍大致表2-1：表2-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車 型乘用車的發(fā)動機(jī)排量v/l貨車的最大總質(zhì)量ma/t模數(shù) mn/mm2.25-2.752.75-3.003.50-4.504.50-6.00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。表2-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（gb/t1357-1987）（mm） 第一系列1.01.251.5-2.0-2.5-3.0-4.0-5.0-6.0第二系列-1.75-2.25-2.75-(3.25)3.5(3.75)-4.5-5.5-嚙合套和同步器的結(jié)合齒多采用漸開線

27、齒形。由于工藝上的原因，同一變速器結(jié)合齒模數(shù)相同。對貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)而選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。所以考慮到兩者的影響折中一下從磨損均與傳動平穩(wěn)以及降低噪聲的角度初步取主變速器一軸與中間軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)=5mm；為減輕齒輪質(zhì)量，二擋斜齒輪的法向模數(shù)=5.5mm；為提高傳動平穩(wěn)性，降低高速時的噪聲三擋斜齒輪的法向模數(shù)=4.5mm；為磨損均勻，降低噪聲副變速器常嚙合斜齒輪法向模數(shù)=4；一擋斜齒輪取6mm倒擋齒輪模數(shù)=6mm。 2.3.2 齒形、壓力角與螺旋角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

28、力角。表2-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角 項 目 車 型齒 形壓力角螺旋角轎車高持并修行的齒形14.5°，15°，16°，16.5°25°-45°一般貨車gb1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形20°20°-30°重型車同 上低檔、倒檔齒輪22.5°、25°小螺旋角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。 齒輪壓力角較小時，重合度較大并

29、降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合肘的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為時強(qiáng)度最高，超過強(qiáng)度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為時強(qiáng)度最高。故取。 斜齒輪螺旋角的選取與齒輪的噪聲、輪齒的強(qiáng)度及軸向力有關(guān)。隨螺旋角的增大，齒輪嚙合的重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。輪齒的強(qiáng)度增大，但當(dāng)螺旋角大于時，彎曲強(qiáng)度驟然下降，接觸強(qiáng)度繼續(xù)上升。并且在傳遞扭矩時，對軸承產(chǎn)生很大的軸向力。設(shè)計時應(yīng)使中間軸上的軸向力相互平衡，減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命，斜齒輪螺旋角可在下列提供的范圍選用：乘用車變速器： 兩軸是變速器為 中間軸式

30、變速器為22°-34°貨車變速器：18°-26°，從而在該設(shè)計中初選一檔，常嚙合齒輪的螺旋角為。 2.3.3 齒寬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)性的要求。通常根據(jù)齒輪模數(shù) m 的大小來選定齒寬：直齒 ，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0 斜齒 ，取為6.08.5 其中，第一軸常嚙合齒輪齒寬系數(shù)可略大，取，中間軸長嚙合齒輪，一擋中間軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為，一擋中間軸斜齒輪的；二擋中間軸斜齒輪齒寬系數(shù)的，二擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為；三擋中間軸斜齒輪的，三擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為；副變速器一軸常嚙合齒輪的齒寬系數(shù)，中間軸長

31、嚙合齒輪的齒寬系數(shù)；倒檔直齒的齒寬系數(shù)。聯(lián)合以上已確定的各齒輪副模數(shù)一并代入公式得到各齒輪的寬度如表擋位位置齒寬b（mm）副變速器低速檔副變速器一軸32副變速器中間軸30主變速器常嚙合齒輪一軸40中間軸35主變速器一擋一擋中間軸42一擋二軸39主變速器二擋二擋中間軸38.5二擋二軸35.8主變速器三擋三擋中間軸31.5三擋二軸29.3倒擋倒擋軸42無 2.3.4 齒頂高系數(shù)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 2.3.5冷藏半掛車八擋變速器總布置圖 圖2.21-副變速一軸器常嚙合齒輪，2-副變速器中間軸常嚙合齒輪，3-主變速器中間軸常嚙合齒輪

32、4-主變速器一軸常嚙合齒輪，5-三擋二軸齒輪，6-三擋中間軸齒輪，7-二擋二軸齒輪，8-二擋中間軸齒輪9-一擋二軸齒輪，10-一擋中間軸齒輪，11-倒擋二軸齒輪，12-倒擋中間軸齒輪13-倒擋一軸齒輪 如圖2.2所示為冷藏半掛車八擋變速器總體布置方案，擋位傳遞路線以及變速器工作狀態(tài)如下：變速器的工作狀態(tài)1：副變速器接入低速擋，主變速器切入一擋，對應(yīng)路線一擋：副變速器一軸12109主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)2：副變速器接入低速檔擋，主變速器切入二擋，對應(yīng)路線二擋：副變速器一軸1287主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)3：副變速器接入低速擋，主變速器切入三擋，對應(yīng)路線三擋：副變速器一軸1265主變速器

33、二軸變速器的工作狀態(tài)4：副變速器接入低速擋，主變速器切入四擋，對應(yīng)路線四擋：副變速器一軸1234主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)5：副變速器接入直接擋，主變速器切入一擋，對應(yīng)路線五擋：副變速器一軸主變速器一軸109主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)6：副變速器接入直接擋，主變速器切入二擋，對應(yīng)路線六擋：副變速器一軸主變速器一軸87主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)7：副變速器接入直接擋，主變速器切入三擋，對應(yīng)路線七擋：副變速器一軸1265主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)8：副變速器接入直接擋，主變速器切入直接擋，對應(yīng)路線八擋：副變速器一軸主變速器一軸主變速器二軸變速器工作狀態(tài):9：副變速器接入低速擋，主變速器切入

34、倒擋，對應(yīng)路線低速倒擋：副變速器一軸12121311主變速器二軸變速器工作狀態(tài):10：副變速器接入高速擋，主變速器切入倒擋，對應(yīng)路線高速倒擋：副變速器一軸主變速器一軸43121311主變速器二軸 2.3.6修正螺旋角及各檔齒輪齒數(shù)的分配 （1）已知v檔傳動比，且 ， 為了確定齒數(shù)，先求其齒數(shù)和：確定齒輪9、10為螺旋角度為20度的斜齒輪，首先計算 ， 的范圍： （乘用車） （商用車）計算z9 =zh-z10 取=15 求得： ， 由得：由得：，則可知 取整后得： 回代可得 （2）已知vi檔傳動比，且 ，因為已知 ，則 由得：由得： 且 取整后得： 回代可得最終螺 （3）已知vii檔傳動比，且

35、，因為已知 ，則 由得：由得： 且 取整后得： 回代可得最終螺 （4）已知ii檔傳動比，且 ，因為已知 ，則 由得：由得： 且 取整后得： 回代可得最終螺 （5）已知i檔傳動比，且 ，因為已知 ，則 由得：由得： 且 取整后得： 回代可得最終螺 （6）倒檔齒輪齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔模數(shù)較為接近，圖2-2所示的倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在21-23之間,初選.計算中間軸與倒檔軸的中心距a¢ ： 將數(shù)代入得 a¢=111mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生干涉運(yùn)動，齒輪10和11齒頂圓保持0.5mm的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為因為，所以則倒檔軸與第二軸中心距 2.3.7齒

36、輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪的原因：（1）配湊中心距；（2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；（3）降低齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則：（1）對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)；（2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)；（3

37、）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計采用角度變位來調(diào)整中心距。 (1) 主變速器一檔齒輪的變位已知a=159.98mm，a=155mm，由計算公式，代入得到：查機(jī)械設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： (2) 主變速器二檔齒輪的變位已知條件：a=161.83mm, a=155mm，由計算公式代入得到 查機(jī)械設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： (3) 三檔齒輪的變位已知條件：a'=

38、160.02mm，a''=155mm，由計算公式代入得到： 查機(jī)械設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： (4) 常嚙合齒輪的變位已知條件：a=160.04mm,a=155mm，由計算公式代入得到： 查機(jī)械設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： (5) 倒檔齒輪的變位已知：a=111mm,a=110mm，由計算公式代入得到： （6）副變速器低速檔齒輪的變位已知：a=159.94mm,a=155mm，由計算公式代入得到：至此，變速器的一應(yīng)參數(shù)均已經(jīng)確定完畢。 第三章 采用vb程序語言進(jìn)行整車動力性程序設(shè)計3.1 設(shè)計基于整車匹配的動力性計算軟件系統(tǒng)流程圖輸入設(shè)計參數(shù)編制vb程序：用for循環(huán)嵌套，小

39、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。設(shè)定檔位循環(huán)，檔位依次增大四檔變速器兩個小循環(huán) 檔位與畫線設(shè)定畫線步長，小循環(huán)100步利用公式：uamax = 0.377 * r * n / (ig * io) ft = tq * ig * io * nt / rtq = -148.995 + 0.65648 * n - 3.362 * 10 (-4) * n 2 + 5.17278 * 10 (-8) * n 3fw = cda * ua 2 / 21.15，ff = m3 * 9.8 * f + cda * ua * ua / 21.15求出各檔驅(qū)動力、阻力關(guān)系前轉(zhuǎn)速下坐標(biāo)值后轉(zhuǎn)速下

40、坐標(biāo)值畫線可得到曲線for i = 1 to 4 if i = 1 then ig = 4.5: uamax = 0.377 * r * nmax / (ig * io): uamin = 0.377 * r * nmin / (ig * io) for ua = uamin to uamax step 0.01輸出曲線和結(jié)果 圖3-1 vb程序流程圖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）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3.3 對動力性曲線的分析 3.3.1 驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖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

41、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 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umax 。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時,駕駛員可關(guān)小節(jié)氣門開度(圖中虛線) ,此圖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)用貨車主要用于托運(yùn)

42、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。 3.3.2 汽車功率平衡圖汽車行駛時,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, 1/t ( 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

43、汽車行駛的最高車速umax 。當(dāng)汽車在良好水平路面上以ua的車速等速行駛時,汽車的阻力功率為( pf + pw)/ t = bc,此時,駕駛員部分開啟節(jié)氣門,發(fā)動機(jī)功率曲線如圖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pe - ( pf + pw) /t = ac- bc= ab可用來加速或爬坡。pe -( pf + pw)/ t 為汽車的后備功率?？梢?汽車的后備功率越大,其動力性就越好。 3.3.3 汽車爬坡度曲線利用圖3-4可求出汽車能爬上的坡道角，相應(yīng)的根據(jù)tan=i可求出坡度值。其中，

44、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 圖3-8 爬坡度曲線亦應(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。 3.3.4 汽車加速度曲線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

45、，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。根據(jù)加速度曲線可以進(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。圖3-10 汽車?yán)碚摷铀俣惹€3.4 編譯vb程序根據(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） 第四章 整車動力性計算4.1汽車的行駛方程式 (4-1)（1）驅(qū)動力：（2）滾動阻力：（3）坡道阻力：（4）空氣阻力： （4-5）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（5）加速阻力： 其中4.2動力性評價指標(biāo)的計算 4.2.1最高車速根據(jù)汽車行駛方程式， 假設(shè)汽車

46、在水平路面并以某穩(wěn)定車速行駛行駛則可以忽略坡度阻力與加速阻力，公式變?yōu)椋簞t阻力的功率為： 代入已知數(shù)據(jù)得到：并且已知該冷藏半掛車的傳動效率=0.85令(為汽車發(fā)動機(jī)最大功率)，求得然而考慮到需要為發(fā)動機(jī)預(yù)留一定的后備功率設(shè)定最高車速=90km/h， 4.2.2最大爬坡度根據(jù)汽車結(jié)構(gòu)計算理論等效爬坡度，冷藏半掛車采用后輪驅(qū)動，并且已知汽車的各種參數(shù)，由等效坡度公式：，并代入已知數(shù)據(jù)l=3.2m，=1.947m，取=0.75，=0.9m，求得=0.5783，那么實際角度但是要考慮發(fā)動機(jī)的實際最大轉(zhuǎn)矩與變速器最大傳動比，在爬坡時略去最大加速阻力與空氣阻力得：，而汽車所能發(fā)出的驅(qū)動力為：， 令=，即有

47、=，進(jìn)一步推知：，(其中=4.77，n，=0.85，=1570) ，代入以上已知數(shù)據(jù)推出：；當(dāng)=0.5783時，有最大傳動比20.5。 此時的最大傳動比只是初步計算的理論值，還要考慮冷藏半掛車的實際運(yùn)行路況，冷藏半掛車常需要坐長途運(yùn)輸行駛的路況較為良好，按照次級公路要求最大坡度也不得大于18%換算成角度為，但也需要考慮一些特殊情況，比如深入一些偏遠(yuǎn)農(nóng)村常會遇到一些大坡度特殊路況不利于汽車行駛，但是設(shè)置的傳動比過高無疑會使汽車換擋困難，噪音增大，不利于駕駛，所以設(shè)定坡度值為即46.88%，比較折中的處理。當(dāng)坡度為46.88%時反求冷藏半掛車的傳動比由式，并代入求得此時的最大傳動比=16.7。 4

48、.2.3最大加速度根據(jù)發(fā)動機(jī)外特性擬合曲線 ,并聯(lián)立公式 和得到汽車驅(qū)動力方程，知水平路面穩(wěn)定車速下的行駛阻力如下： (=0.85, =4.77, =7.96) 則汽車驅(qū)動力與行駛阻力之差與汽車總質(zhì)量的比值便是用于加速的加速度下面進(jìn)行編程function accaleration_plot求最大加速度并繪制汽車行駛加速度曲線在設(shè)置兩組傳動比后，并分別運(yùn)行程序分別得到最大加速度=3.1824，對應(yīng)的車速為4.85km/h 第五章 設(shè)計小結(jié) 汽車設(shè)計課程是大學(xué)四年來自身感覺本次課程設(shè)計是相當(dāng)有難度的一次，設(shè)計和計算過程十分復(fù)雜，平時自己又沒怎么下大功夫?qū)W習(xí)汽車設(shè)計這門課程，所以最近一些日子自己一直

49、是云里霧里的，在設(shè)計的過程中遇到了不少困難和挫折，幸虧有老師的耐心講解和同學(xué)們的幫助，自己才得以艱難地完成任務(wù)，所以在此感謝大家都幫助。這次設(shè)計的主要目的是：設(shè)計能力是通過設(shè)計人員的設(shè)計思想、設(shè)計原則和設(shè)計方法體現(xiàn)出來的。通過較典型的具有代表性的基于整車匹配的汽車變速器總體方案設(shè)計，了解和掌握汽車的設(shè)計方法，使學(xué)生在校學(xué)習(xí)期間即能掌握設(shè)計要領(lǐng)，又具有一定的設(shè)計能力；通過設(shè)計對汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計以及所學(xué)過的相關(guān)課程進(jìn)行必要的復(fù)習(xí)，并在實踐中檢驗綜合掌握，靈活運(yùn)用的程度和效果； 通過設(shè)計培養(yǎng)熟練運(yùn)用手冊和參考資料的能力。首先，在這次設(shè)計實踐中，自己感覺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處，同時增強(qiáng)了動手能力，使自己又一次很大的鍛煉。并從中明白了變速器的設(shè)計要求，工作原理，及傳動原理等。同時在本次設(shè)計中我學(xué)到了一些在課本中沒有學(xué)到的東西，例如變速器各傳動擋軸向尺寸的確定，模數(shù)的選擇原則，傳動比的選擇原則等等，在這里我感受到我們的學(xué)藝不精，在以后工