【正文】 參 考 文 獻[M].北京：機械工業(yè)出版社，2003[M].北京：清華大學出版社，2001[M].北京：機械工業(yè)出版社,2000[M].北京：機械工業(yè)出版社,2000徐達，[M].北京北京理工大學出版社,1999劉朝紅，韓進，、 第1l卷第4期 常德師范學院學報（自然科學版），連小珉，張耿，顧守豐，（第19卷）第3期 汽車工程 福州大學學報（自然科學版） 30 ?？傊?，在這次課程設計中我學到了很多，不論從知識還是從生活中。 最后，我要謝謝我們的吳老師和孔老師，謝謝他們在這幾周不畏辛苦的帶領我們進行課程設計，謝謝他們細心而又耐心的對我們不會的東西進行講解。通過這次課程設計，經歷了一個汽車變速器和整車匹配動力性計算設計的全過程，重新熟悉了cad和vb的操作。當我們單一的學時我們并沒有感覺到他們的聯系，和實踐的聯系，在這次課程設計中我們真正的感覺到他們的重要。同時在本次設計中我學到了一些在課本中沒有學到的東西，例如變速器各傳動擋軸向尺寸的確定，模數的選擇原則，傳動比的選擇原則等等，在這里我感受到我們的學藝不精，在以后工作中僅靠課本知識是不夠的，我們應多看一些相關書刊，以增張我們的知識。首先，在這次設計實踐中，自己感覺對變速器的工作方式、結構布置和整車動力性有了更進一步的理解和認識，學到了很多知識，在以A3圖紙為畫布繪制變速器的結構傳動圖和編譯汽車動力性VB程序的過程中，從許多細節(jié)問題處得到了很多益處，同時增強了動手能力，使自己又一次很大的鍛煉。這次設計的主要目的是：設計能力是通過設計人員的設計思想、設計原則和設計方法體現出來的。 %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=。（具體VB程序見附錄） 第四章 整車動力性計算 (41)（1）驅動力：（2）滾動阻力：（3）坡道阻力：（4）空氣阻力： （45）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——迎風面積（5）加速阻力： 其中 根據汽車行駛方程式， 假設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)椋簞t阻力的功率為： 代入已知數據得到：并且已知該冷藏半掛車的傳動效率=令(為汽車發(fā)動機最大功率)，求得然而考慮到需要為發(fā)動機預留一定的后備功率設定最高車速=90km/h， 根據汽車結構計算理論等效爬坡度，冷藏半掛車采用后輪驅動，并且已知汽車的各種參數，由等效坡度公式：，并代入已知數據L=，=，取=，=，求得=，那么實際角度但是要考慮發(fā)動機的實際最大轉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)出的驅動力為：， 令=，即有=，進一步推知：，(其中=，N，=，=1570) ，代入以上已知數據推出：；當=。根據加速度曲線可以進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。顯然，利用圖34可計算得出各檔節(jié)氣門全開時的加速度曲線，見圖39。譬如用直接當行駛時，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。最高檔最大爬坡度 圖38 爬坡度曲線亦應引起注意，特別是貨車、牽引車，因為貨車經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常換擋，這樣就影響了行駛的平均速度。 汽車爬坡度曲線利用圖34可求出汽車能爬上的坡道角，相應的根據tanα=i可求出坡度值。Pe ( Pf + Pw)/ ηt 為汽車的后備功率。當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)/ ηt = bc,此時,駕駛員部分開啟節(jié)氣門,發(fā)動機功率曲線如圖37 汽車功率平衡圖 圖中虛線所示,以便維持汽車等速行駛。它可根據發(fā)動機外特性將發(fā)動機轉速換算成車速, 1/ηt ( Pf + Pw) 與車速的關系曲線,即為汽車功率平衡圖。 汽車功率平衡圖汽車行駛時,發(fā)動機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)動機發(fā)出的功率始終等于機械傳動和全部運動阻力功率。如果要在低于最高車速工作時,駕駛員可關小節(jié)氣門開度(圖中虛線) ,此圖35 理論行駛阻力平衡圖 時發(fā)動機只在部分負荷特性工作,以使汽車達到驅動力和行駛阻力新的平衡。這時驅動力和行駛阻力相等,汽車處于穩(wěn)定的平衡狀態(tài)。從圖中可以清楚地看出不同車速時驅動力與行 驅動力行駛阻力平衡圖 駛阻力之間的關系。圖33 為一變速器汽車的驅動力 行駛阻力平衡圖。 第三章 采用VB程序語言進行整車動力性程序設計 設計基于整車匹配的動力性計算軟件系統流程圖輸入設計參數編制VB程序：用For循環(huán)嵌套，小循環(huán)用來繪制每一檔驅動力曲線，大循環(huán)用來控制檔位變換。39。 (1) 主變速器一檔齒輪的變位已知A′=，A″=155mm，由計算公式，代入得到：查機械設計手冊齒輪變位系數表得到： (2) 主變速器二檔齒輪的變位已知條件：A′=, A″=155mm，由計算公式代入得到 查機械設計手冊齒輪變位系數表得到： (3) 三檔齒輪的變位已知條件：A39。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。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要選用較小一些的數值。變位系數的選擇原則：（1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數；（2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數；（3）總變位系數越小，齒輪齒根抗彎強度越低。角度變位系數之和不等于零。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。采用變位齒輪的原因：（1）配湊中心距；（2）提高齒輪的強度和使用壽命；（3）降低齒輪的嚙合噪聲。 ： ?將數代入?得 A162。聯合以上已確定的各齒輪副模數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二擋二軸主變速器三擋三擋中間軸三擋二軸倒擋倒擋軸42無 齒頂高系數一般齒輪的齒頂高系數，為一般汽車變速器車齒輪所采用。 齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求。26176。34176。并且在傳遞扭矩時，對軸承產生很大的軸向力。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。故取。 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進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度和表面接觸強度。為改善嚙合、