【文章內容簡介】 處設置關鍵幀，同意結束關鍵幀處結束運動。需要說明的是，【旋轉模式】下默認的旋轉中心并不能完全滿足用戶的需求，若要更改旋轉中心，與更改【平移模式】下的平移方向類似，復選【曲線檢測模式】，將鼠標放在模型中的圓上，系統(tǒng)會將該圓紅色顯示。找到合適的圓后單擊，然后輸入合適的數(shù)值，回車。2 輕型載貨汽車主要參數(shù)的選擇與計算汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調和配合，取決于總體布置；總體設計水平的高低對汽車的設計質量、使用性能和產品的生命力起決定性的影響。因此汽車汽車主要參數(shù)的選擇與計算是進行汽車設計前最重要的準備工作。 輕型載貨汽車主要參數(shù)的選擇 輕型載貨汽車主要尺寸參數(shù)的選擇汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等，如下圖21所示。本畢業(yè)設計根據(jù)傳動裝置設計需要，僅確定所需的參數(shù)。圖21 汽車的主要尺寸參數(shù)（1）軸距L軸距L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)、質量參數(shù)和使用性能的影響。參照表21各型汽車的軸距和輪距選擇，—。（2）前后輪距B1與B2汽車輪距B對汽車的總寬、總質量、橫向穩(wěn)定性和機動性都有較大的影響。參照表21各型汽車的軸距和輪距得，—。（3）汽車的前懸LF和后懸LR汽車的前懸LF和后懸LR是由總布置最后確定的。 前懸不宜過長，以免使汽車的接近角過小影響通過性。后懸也不宜過長，以免使汽車的離去角過小而引起上下坡時刮地，同時轉完也不靈活。因此，~。 載貨汽車主要動力性參數(shù)的選擇汽車的動力性參數(shù)主要有直接檔和Ⅰ檔最大動力因數(shù)、最高車速、加速時間、汽車的比功率和比轉矩等。（1）直接檔最大動力因數(shù)D0 maxD0 max的選擇主要是根據(jù)汽車加速性與燃料經濟性的要求，以及汽車類型、用途和道路條件而異。微型貨車的D0 max值較大，輕型貨車次之。載貨汽車的D0 max值是隨汽車總質量的增大而逐漸減小，其取值可參考表22各類汽車的一些動力性參數(shù)的取值范圍，D0 —。（2）Ⅰ檔最大動力因數(shù)DⅠ maxDⅠ max直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力以及起步并連續(xù)換擋時的加速能力。它和汽車總質量的關系不明顯而主要取決于所要求的最大爬坡度和附著條件。其取值可參考表22各類汽車的一些動力性參數(shù)的取值范圍，DⅠ —。（3）最高車速Va max隨著汽車性能特別是主被動安全性能的提高以及各國公路路面的改善和高速公路的發(fā)展，汽車的最高車速普遺有所提高。應考慮汽車的類型、用途、道路條件、具備的安全條件和發(fā)動機功率的大小等進行選擇，并以汽車行駛的功率平衡為依據(jù)來確定。根據(jù)表22各類汽車的一些動力性參數(shù)的取值范圍選擇Va max為105km/h。（4）汽車的比功率和比轉矩這兩個參數(shù)分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉矩與汽車總質量之比。比功率是評價汽車動力性能如速度性能和加速度性能的綜合指標，比轉矩則反映了汽車的比牽引力或牽引能力。為了保證載貨汽車在高速公路上的速度適應性，有些國家對汽車的比功率值有所規(guī)定，可參見表22各類汽車的一些動力性參數(shù)的取值范圍。 輕型載貨汽車發(fā)動機的選擇與計算發(fā)動機是汽車的動力，是汽車的關鍵總成，其選型及布置對汽車的許多性能都有影響，尤其是汽車的動力性、使用的可靠性與耐久性、燃料經濟性、維修的方便性以及制造成本與市場競爭力等都有直接的影響。故僅確定發(fā)動機的主要性能指標。 發(fā)動機最大功率Pemax及其相應轉速np的設計計算發(fā)動機功率愈大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率降低，燃料經濟性下降，動力傳動系的質量也要加大。因此，應合理地選擇發(fā)動機功率。設計初可參考同類型、同級別且動力性相近的汽車的比功率進行Pemax的估算，亦可根據(jù)所要求的最高車速Vamax按下式計算出： （21）式中 Pemax —發(fā)動機最大功率，kw； ηT —傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的4X2式汽車取ηT ≈； ma —汽車總質量，kg； g —重力加速度，m/s2； f —滾動阻力系數(shù)，； Vamax —最高車速，km/h； CD—空氣阻力系數(shù)轎，～； A—汽車正面投影面積，m2，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距B汽車總高H、汽車總寬B等尺寸近似計算：載貨汽車A≈B1H。按式（21）求出的Pemax應為發(fā)動機在裝有全部附件下測定時得到的最大有效功率或凈愉出功率，它比一般發(fā)動機外特性的最大功率值低12%～20%。故取發(fā)動機的最大功率Pemax為70Kw。提高發(fā)動機轉速也是提高其功率、減小其質童的有效措施。但是高轉速會使活塞的平均速度加快及熱負荷增高、曲柄連桿機構的慣性力增大而加劇磨損，導致壽命下降．并加大振動和噪聲．因此，發(fā)動機轉速的提高也有一定的限度。當前，輕型貨車用的小型高速柴油機的np多為3200～4200r/min。故取np為3200r/min。 發(fā)動機最大轉矩Te max及其相應轉速nT的設計計算發(fā)動機的最大轉矩Te max及其相應轉速nT對汽車的動力因數(shù)、加速性能及爬坡性能等動力特性都有直接影響，而其轉矩適應系數(shù)α=Te max/Tp，即最大轉矩與最大功率下的轉矩之比值，則標志著汽車行駛阻力增加時發(fā)動機沿著外特性曲線自動增加轉矩的能力。～，但近年來汽油機高速化結果使其轉矩適應系數(shù)α值也有所下降?！?帶校正器時)～（不帶校正器時）。當發(fā)動機的最大功率Pe max及相應轉速np確定后，可按下式求發(fā)動機的最大轉矩 Te max（單位為Nm)： （22）式中 α—發(fā)動機的轉矩適應系數(shù)，取α=； Tp —最大功率時的轉矩，Nm； Pe max —最大功率，kw； np —最大功率的相應轉速，r/min。所以：Te max = 7019 = Nm 故取 Te max = 169 Nm發(fā)動機最大轉矩的相應轉速nT的選擇原則，是使nT與nP保持適當關系，通常取nP／nT =～。并由發(fā)動機設計保證。故： nT = 1600～2286 r/min ，取nT = 1900 r/min 輕型貨車輪胎的選定輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)依據(jù)，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。由表23國產汽車輪胎的規(guī)格尺寸及使用條件可得，其外直徑為760mm，故rr=380mm。表23 國產汽車輪胎的規(guī)格尺寸及使用條件 輕型載貨汽車傳動系統(tǒng)的布置形式的確定查閱相關資料可得，此次畢業(yè)設計設計的為輕型貨車，采用最常見的發(fā)動機前置、后輪驅動（FR型）的布置形式。布置見圖22所示：圖22（FR）型布局圖3 輕型載貨汽車變速器的設計變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器沒有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。在原變速傳動機構基礎上，再附加一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動、半自動和電子操縱發(fā)展的趨勢。 變速器傳動機構布置方案機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用。變速器傳功機構有兩種分類方法。根據(jù)前進檔數(shù)的不同，有三、四、五和多擋變速器。本次設計設計五檔變速器。根據(jù)軸的形式不同，分為固定軸式和旋轉軸式(常配合行星齒輪傳動)兩類。固定軸式又分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式和多中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉鈾式主要用于液力機械式變速器。因此本次設計選用中間軸式變速器。其傳動系統(tǒng)圖簡圖如圖31所示。其中軸Ⅰ為輸入軸，軸Ⅱ為輸出軸。II中間軸ⅢI4132結構特點：有I、II、中三根主要軸I、II同軸線除直接檔外，前進檔經兩級傳動，且第一級為常嚙合。倒檔軸Ⅳ齒輪1齒輪1‘齒輪2齒輪2‘齒輪3齒輪4齒輪5齒輪8齒輪7齒輪6齒輪10齒輪9圖31 中間軸式變速器傳動系統(tǒng)圖變速箱的各個軸的空間位置以及倒檔軸的放置如圖32所示： 零部件結構選擇（1）齒輪形式：變速器中的各個齒輪都是采用直齒圓柱齒輪。（2）換擋機構：變速箱換擋機構為直齒滑移齒輪。 變速器主要參數(shù)設計 變速器的檔位數(shù)和傳動比（1）檔位數(shù)由前面知，本次設計傳動系結構類型為發(fā)動機前置、后輪驅動的結構，共五個檔位。（2）傳動比：變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機、汽車的最高車速和使用條件等要求有關。傳動系統(tǒng)的總傳動比為： （31）根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件： 故求得的變速器Ⅰ檔傳動比為： （32）其中：—汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷； φ—道路的附著系數(shù)，計算時??； —驅動車輪的滾動半徑，其值為380mm； —主減速比； —汽車傳動系的傳動效率，； —發(fā)動機最大轉矩，其值為169Nm。故Ⅰ檔傳動比為： （33）汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，故取最大爬坡角度；流動阻力系數(shù)。由式子 可得： （34）其中：m—汽車總質量；其它參數(shù)含義見式（31）后面解釋。故： （35）綜上可知：, 故取 中心距對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初選： （36）其中：—中心距系數(shù)，～，； —變速器處于Ⅰ檔時的輸出轉矩，； —變速器的傳動效率。故 ： mm將其圓整為A=100mm。 變速器的軸向尺寸變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換擋機構的結構形式等都有直接關系，設計初可根據(jù)中心距A的尺寸參照下列關系初選。已知所選貨車為五檔，故貨車變速器殼體的軸向尺寸為：（—）A，=300mm。變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸確定。 齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選模數(shù)時應考慮當增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，為了減小變速器的質量則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應更重視減小其質量。從齒輪應力的合理性及強度考慮，每對齒輪應有各自的模數(shù)；但從工藝性考慮，一個變速器的齒輪模數(shù)應盡量統(tǒng)一，多采用折中方案。設計所選模數(shù)值應符合國標GB135778規(guī)定，并滿足強度要求。，取m=。表31 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)（2） 齒