四档变速器汽车设计课程设计说明书.doc

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1、四档变速器汽车设计课程设计说明书目录目录1一概述31.1设计题目及设计意义：31.2基于整车匹配的变速器设计理论背景41.3已知数据及课题分析5二轻型货车变速器的结构设计72.1变速器传动机构前进档布置方案的分析72.2 变速器传动机构倒档布置方案的分析82.3轻型货车换档机构形式9三变速器总体参数的设计103.1变速器的性能参数设计103.2中心距A的确定123.3变速器的总体尺寸参数设计133.4齿轮参数的设计133.4.1 齿轮模数133.4.2 齿轮压力角与螺旋角143.4.4 各档齿轮齿数的分配14四采用VB程序语言进行整车动力性程序设计194.1 设计基于整车匹配的动力性计算软件系

2、统流程图194.2整车匹配动力性分析204.2.1 整车匹配的公式分析204.2.2整车匹配动力性图形分析214.3 编译VB程序见附录224五、整车动力性计算255.1汽车的行驶方程式255.2 最高车速255.3 最大爬坡度 265.4 最大加速度 a max27六设计总结28参考文献29一概述1.1设计题目及设计意义：设计题目：基于整车匹配的变速器总体设计及整车动力性计算主要意义：1. 培养汽车初步设计能力。设计能力是通过设计者的设计思想、设计原则和设计方法体现出来的。通过较典型的具有代表性的基于整车匹配的汽车变速器总体方案设计，了解和掌握汽车的设计方法，使在校学习期间即能掌握设计要领，

3、又具有一定的设计能力。 2.通过设计对汽车构造、汽车理论、汽车设计以及所学过的相关课程进行必要的复习，并在实践中进行综合的掌握，考察灵活运用的程度和达到的效果。3. 通过设计培养熟练运用手册和参考资料的能力。课程设计内容：（1）进行基于整车性能匹配的汽车变速器的设计a进行变速器的档位及各档传动比等各项参数的总体设计 b在满足中心距、传动比、轴向力平衡的条件下，确定各齿轮的齿数、变位系数及螺旋角等有关参数 c绘制齿轮图纸（2）对整车的动力性进行计算a计算最高转速 b最大爬坡度c最大加速度（3）采用vb程序设计语言进行程序设计a设计基于整车匹配的动力性计算软件系统流程图b编制程序软件，绘制汽车动力

4、性曲线绘制汽车驱动力与行驶阻力平衡图，汽车功率平衡图；整车匹配的变速器总体设计及整车动力性计算。1.2基于整车匹配的变速器设计理论背景汽车动力性主要由汽车的最高车速、加速时间及最大爬坡度三个指标来评价。它各种性能中最基本、最重要的性能。课程设计对动力性的计算分别采用行驶特性图和动力性分析VB软件两种方法进行分析。通过对汽车动力性的分析,寻求改善汽车动力性的方法。从而为发动机和变速器的设计、传动系传动比的合理选择以及汽车最佳动力换档规律的确定提供了理论上的依据。本次任务目的是设计可以配合整车使用的一个变速器机构。它的作用：1.在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行

5、驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。2.实现倒车行驶。汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。3.实现空档。当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变

6、速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。本次变速器的设计，通过变速器设计的总体要求，设计变速器的整体结构形式以及其总体尺寸，确定变速器档位以及各档传动比各项参数，最后，确定各档位齿轮的齿数、变位系数以及螺旋角等相关参数。并针对整车匹配计算车辆的动力性参数汽车的最高车速uamax、汽车的最大爬坡度imax和汽车的最大加速度ajmax。1.3已知数据及课题分析已知数据：1汽

7、油发动机外特性拟合公式： 式中，为发动机转矩，为发动机转速。发动机最低转速, 最高转速2轻货车的有关数据：装载质量 2000kg 整车装备质量 1800kg总质量 3800kg 车轮半径 0.367m传动系机械效率 空气阻力系数迎风面积=2.77m滚动阻力系数 飞轮转动惯量 两前轮的转动惯量 四后轮的转动惯量 主减速器传动比 轴距 质心至前轴距离（满载） 质心高 0.9m 变速器的档位为四档 课题分析：变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。本次课程设计，通过分析，要完成四档轻型货车变速器设计

8、。通过考虑最大爬坡度，地面附着条件确定变速器的最大传动比。轻型货车需要有较高的动力性能，故需设置直接档以传递发动机的最大动力。通过，原始数据及各种条件的影响，确定变速器中心距，及各档齿轮传动比，齿轮变位系数。再通过编写程序以实现基于整车匹配性的动力性计算，以验证设计是否符合汽车的动力性要求。二轻型货车变速器的结构设计此次设计的为轻型货车，初设档位为四档，变速器选用有级变速器。并且，机械式变速器结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠，被广泛使用，因此，采用机械式变速器。发动机采用前置后驱型，因为变速器操纵机构的结构简单，容易布置。机械式变速器传动机构布置方案分为固定轴式变速器方案和倒档方案。

9、2.1变速器传动机构前进档布置方案的分析在固定轴式变速器中，又可分为两轴式变速器和中间轴式变速器两种形式。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动上。由于轴和轴承数少，因此，其结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点。中间轴式，其各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声也低。因为，两轴式变速器不能设置直接档，当其在高档工作时齿轮和轴承均承受载荷，不仅工作噪声大，且易损坏。而且受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计得很大。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的货车上。其

10、可设置直接档，使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机的转矩经变速器的第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少，提高了变速器的使用寿命。但是，中间轴式变速器在除直接档以外的其他档位工作时，传动效率略有降低。通过以上两种变速器的比较，针对轻型货车，应选择使用中间轴式变速器。因为，该车的设计需要承载较大的载荷，需采用发动机前置后轮驱动的布置方案，且需要较高的传动效率并且制造成本经济性要好。（图2-1）为中间轴式四档变速器的传动方案，图a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档。第二轴为三点支承，前端支承在第一轴的末端孔

11、内，轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。c、所示传动方案的二、三、四档用常啮合齿轮传动，而一、倒档用直齿滑动齿轮换档，第二轴为两点支撑。三种方案相比较，c方案结构紧凑，整体尺寸小，容易布置，并且结构简单，故该设计方案选用c方案。图2-1 中间轴式四档变速器的传动方案2.2 变速器传动机构倒档布置方案的分析与前进档比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故轻型货车采用直齿滑动齿轮方式换倒档。图2-2为常见的倒档布置方案。图2-2b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2-2c所示方案能获得

12、较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2-2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-2c所示方案。图2-2e所示方案是将中间轴上的倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图2-2g所示方案。其缺点是一，倒档须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图2-2b所示的传动方案。 图2-2 变速器倒档传动方案考虑到轻型货车不需要很大的倒档动力或者倒档速度，但是减少中间轴长度变速器体积减少十分重要，所以我选择了操纵简单的2-2b的倒档方案。因为变速

13、器在一档和倒档工作时有较大的力，所以中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有些方案将一档布置在靠近轴的支承处。2.3轻型货车换档机构形式变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。因变速器内各转动齿轮有有不同的角速度，用轴向滑动直齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击并由噪声，加剧了磨损，使驾驶员分散注意力。而啮合套换档换档行程短，减少磨损，但不能消除换档冲击，使变速器旋转

14、部分的总惯性力矩增大，一般用在重型货车上。使用同步器换档能保证迅速无冲击无噪声换档，提高了汽车的加速性，燃油经济性和行驶安全性。所以在轻型货车设计中采用同步器换档方式。三变速器总体参数的设计3.1变速器的性能参数设计档位数和传动比：不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。增加变速器的档数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。但档数的增多，使得变速器的机构复杂，并使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构变复杂，而且在使用时换档频率增高并增加了换档难度。比较后可以发现采用五档带超速档的变速器，最高车速达63.05km/h(超过50km/h),加速性能反而变差，最大爬坡度无改变，燃油经济性若按

15、行驶到50km/h的六点平均有一定改善，可见对轻型货车而言不宜采用带超速档的五档变速器，这是因为：难以保证最高速度小于50km/h；加速性能变差；对汽车而言采用超速档可以提高燃油经济性，这是由于汽车发动机转速较高，用超速档在同样超速和消耗功率下，发动机可以在低速大转矩下工作，有利于降低油耗，而农用轻货车发动机额定转速低，用超速档燃油经济性虽有一定改善并不大，所以设计定为四档，并不只是增加档位的问题。故根据制造成本，与传动比的限制，本次课程设计轻型货车采用四档变速器。确定档位后，根据汽车最大爬坡度、汽车驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径来确定最低档传动比。

16、根据柴油发动机外特性拟合公式： （3-1）求导确定出当转速为n=2000r/min时，发动机达到最大转速。通过计算可得汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 （3-2）则由最大爬坡度要求的变速器1档的传动比为 道路阻力=0.3 取一般货车爬坡度为30%，即a=16.7 所以 根据驱动车轮与路面的附着条件:驱动轮上的转矩Tt引起的地面切向反作用力不能大于附着力。 （3-3）G2为汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，根据轴距及扭矩方程得：1.947G=3.2 G2，即：G2=22658带入上式 求得的变速器I档传动比为：式中 G2-

17、汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由已知条件：满载质量m=3800kg； 综上所述：由两条件确定的变速器1档传动比范围，结合货车常用变速器传动比的范围，确定该车变速器1档传动比为。变速器的最高档定为直接档，其余中间档的传动比按等比级数排列，如此便于换档操作，则等比级数为： （3-4）轻型货车档数较少，各档利用率差别很大，且主要是用较高档位行驶，所以较高档位相邻两档之间的传动比的间隔应小一些，特别是最高档与次高档之间更应小些。分布应为： （3-5）由此确定中间各档传动分别为3.2中心距A的确定中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。中

18、心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。中心距需取大一些。初选中心距A,据经验公式得： （3-6）取， KA9：发动机的最大转矩 ：变速器的一档传动比5:变速器的传动效率,取96% 因此 带入 得， 将上述数据代入式（3-6）中心距宜大点,可取A= 85mm3.3变速器的总体尺寸参数设计变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置进行确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。综合参考货车变速器壳体的轴向尺寸，可选择四档：2.5A故该车变速器的轴向尺寸 取3.4齿轮参数的设计3.4.1 齿轮模数齿

19、轮模数是一个重要参数，选取时需考虑齿轮的强度、质量、噪声、工艺。而其选用的原则是：在中心距相同的条件下，选用较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽。但对于货车，减小质量比减小噪声更为重要，因此，齿轮应选用大些的模数。变速器用齿轮模数的范围见表3-1表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t模数 /mm2.25-2.752.75-3.003.50-4.504.50-6.00表3-2 汽车变速器常用的齿轮模数（GB/T

20、1357-1987） （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-啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器结合齿模数相同。根据表3-1和表3-2模数的选择条件，所以轻型货车变速器的齿轮模数选为=3.003.4.2 齿轮压力角与螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对货车，为提高齿轮承载力，应取大压力角。在设计中变速器齿轮压力角选国家规定的标准压力角a=20，同步器结合齿取30压力角。 轻型

21、货车一档和倒档选用直齿轮，二三四档选用斜齿轮，斜齿轮螺旋角的选取与齿轮的噪声、轮齿的强度及轴向力有关。随螺旋角的增大，齿轮啮合的重合度增加，工作平稳，噪声降低。轮齿的强度增大，但当螺旋角大于30时，弯曲强度骤然下降，接触强度继续上升。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。在该设计中以常啮合齿轮和三档齿轮的螺旋角应取为=30。二档齿轮螺旋角取=20通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=kcm=(4.58.0)3，mm斜齿 b= kcm=(6.08.5)3，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。档位低的齿轮齿宽系数

22、大些。因此设计中齿轮的一档和倒档齿轮宽度b=73=21mm 。二三四档齿轮宽度b=73=21mm符合工艺加工要求。3.4.4 各档齿轮齿数的分配在初选了变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角后，即可对各档齿轮的齿数进行分配，先确定轴径。第一轴花键部分直径根据发动机最大转矩初选： k=4.04.6 （3-7）中间轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d根据中心距A初选，确定为d0.45A=42 mm 图3-3 四档变速器结构简图 中间轴式四档变速器结构示意图如3-3图所示（1）确定档齿轮的齿数 已知档传动比=5，且 （3-8）为了确定齿数，先求其齿数：确定齿轮7、8为直齿轮，

23、直齿 .进行大小齿轮齿数的分配。轻型货车选择,则所以（2）修正中心距1、2常啮合齿轮选用螺旋角为30的斜齿轮，得 因常啮合传动齿轮副与I档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故有 则（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数1、2常啮合齿轮选用螺旋角为30的斜齿轮，得 （3-9）因常啮合传动齿轮副与I档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故有所以（4）确定其他档位的齿数对档齿轮副5、6齿轮选用螺旋角为20的齿轮，且模数与档相同，则有 两式联立求解，得 取档齿轮副3、4为螺旋角为30的齿轮，则有 再由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡齿轮7和齿轮8的轴向力，可求得 （5）确定倒档齿轮副的

24、齿数倒档与倒档选用同一模数，且确定倒档齿轮10的齿数z10=22，计算中间轴与倒档轴的中心距A： （3-10）为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉，则齿轮8、9之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为 （3-11） 两式联立求解，得 将齿轮9的的齿数反带回其齿顶圆直径计算公式有 所以 综上所述： 调整后的传动比为： 设计时，要力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡如图3-4所示，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。所以设计成中间轴全部齿轮螺旋方向一律取右旋，第一二轴上的斜齿轮取左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足 由于为使两力平衡，需满足，

25、调整螺旋角消除中心距不等现象 （3-12） 图3-4中间轴轴向力的平衡所以无需调整螺旋角中心距可保证轴向力平衡。所以需螺旋角为调整中心距三档齿轮需变位：A=85mm A=81.3mm 由计算公式代入得到： （3-13）常啮合齿轮变位系数：基本相同无需变位至此，变速器参数均已全部确定。 四采用VB程序语言进行整车动力性程序设计4.1 设计基于整车匹配的动力性计算软件系统流程图开始Ft=Ff+Fw,aamax,PePemax输入数据计算Umax,amax,PemaxFor j=1 to4For n=600 to 4000输入Ttq,Ff,Fw,Pe,Ft随Ua的关系输出结果结束Next Nexta

26、=amax,Pe=Pemax,Uamax输入Ua随n的关系图4-1动力性计算软件系统流程图4.2整车匹配动力性分析4.2.1 整车匹配的公式分析4.2.1.1驱动力和行驶阻力分析 在汽车行驶中，为使汽车平衡，其驱动力和所有行驶阻力平衡（滚动阻力Ff，空气阻力Fw,坡度阻力Fi,加速度阻力Fj）。即： （4-1） （4-2） （4-3） （4-4） （4-5） =Gf ( 4-6)在这里我们求行驶阻力时，我们忽略掉滚动阻力和加速度阻力即： （4-7）4.2.1.2加速度公式分析在驱动力图的基础上，画出就是驱动力行驶阻力平衡图。根据牛顿第二定律： （4-8）从而根据（4-8）编程画图。4.2.1.

27、3汽车功率平衡图在汽车行驶的每一瞬间，发动机发出的功率始终等于机械传动损失功率与全部运动阻力所消耗的功率。4-2 汽车功率流程图从而根据上公式编程画图。4.2.2整车匹配动力性图形分析4.2.2.1汽车驱动力行驶阻力平衡图 图4-3 汽车驱动力和行驶阻力平衡图 汽车驱动力和行驶阻力平衡图如图4-3，从图中可以看出，驱动力随速度呈先增后减的趋势。一档的最大牵引力二档最大牵引力三档最大牵引力四档最大牵引力。当前引力和驱动力相交时，即当驱动力和牵引力相等时，此时的速度为最大速度。通过VB编程在车速大于4000r/min时求的最大速度为110.566km/h。而在6004000r/min最大车速为94

28、.9km/h.4.2.2.2汽车加速度倒数曲线图分析图4-4 汽车加速度倒数曲线图通过图4-4分析可得，曲线下两个速度区间的面积就是通过此速度区间的加速时间，常将速度区间分为若干间隔，通过确定面积来计算加速时间。即在进行一般动力性分析而计算原地起步加速时间时，可以忽略原地起步时的离合器打滑过程，即假设在最初时刻，汽车已具有起步档位的最低车速来计算。若一档与二档的加速度曲线有交点，为了获得最短加速时间，应在交点对应车速由一档换为二档，若不相交，则应在一档位加速行驶至发动机转速达到最高转速时换入二档。4.2.2.3汽车功率平衡图分析 图4-5 汽车功率平衡图图 从图4-5分析可得，发动机功率与行驶

29、车速的关系曲线p-u，可根据发动机外特性及公式将发动机转速转换成车速绘得。可见在不同档位时，功率的大小不变，只是各档发动机功率曲线所对应的车速位置不同，且低档时车速低，所占速度变化区域窄，高档时车速高，所占变化区域宽。P在低速范围内为一斜直线，在高速时由于滚动阻力系数随车速而增大，所以功率随车速以更快的速度增大。图中发动机功率曲线与阻力功率曲线相交点处对应的车速便是良好水平路面上汽车的最高车速。4.2.2.4汽车爬坡度曲线图图4-6 汽车爬坡度曲线图从图4-6中可以求出汽车能爬上的坡道角，相应的根据tan=i可求出坡度值。其中，汽车最大爬坡度imax为I时的最大爬坡度。货车经常是以最高档行驶的

30、，如果最高档的爬坡度过小，迫使货车在遇到较小的坡时经常换挡，这样就影响了行驶的平均速度。另外可以看出一档爬坡度二档爬坡度三档爬坡度四档爬坡度，一档爬坡度最大大约为25%，角度为14.7度。4.3 编译VB程序见附录2五、整车动力性计算5.1汽车的行驶方程式行驶总阻力： （5-1）（1） 驱动力： （5-2）（2）滚动阻力： （5-3）（3）坡度阻力： （5-4）（4）空气阻力： （5-5） 汽车的空气阻力与车速的平方成正比，即式中 空气阻力系数A迎风面积（5）加速阻力： （5-6）5.2 最高车速汽车在最大车速时，其加速度为零，同时在此情况下忽略坡度阻力。在驱动力和行驶阻力平衡图上看出四档驱动

31、力和行驶阻力相交点得速度最大。即驱动力等于行驶阻力。 (5-7) (5-8) 即 =-19.313+295.27(n/1000)-165.44(n/1000)2+40.874(n/1000)3-3.8445(n/1000) (5-9)已知 ， ， ， ， ， ， 将数据代入以上公式得 由于 发动机的最高转速为4000r/min所以综上所述最大车速为5.3 最大爬坡度 在计算汽车最大爬坡度时，汽车的加速度为零。一档时爬坡度最大。 即， （5-10） 已知 ： ， ， ， ， ， ， 将数据代入（5-10）得 =14.75.4 最大加速度 在求最大加速度时，汽车的爬坡度为零，即Fi=0。由汽车的加

32、速度曲线图可以看出汽车一档的加速度最大。 已知 ： ， ， ， ， ， ， 将数据代入得 =2.23m/s2六设计总结经过十多天的课程设计把基于整车匹配的轻型货车四档变速器的设计终于完成了。此次设计涉及了很多的课程内容。在变速器的整体结构设计过程中，参照汽车设计的内容，初步确定变速器的中心距、轴径、齿宽、齿径以及传动比等。然后根据轻型货车的各档数的利用情况确定了具体传动比，大致是按等比分布，但高档两档之间的传动比更小一些，进而确定齿数，在中心距有误差的情况下进行齿轮的变位。再根据汽车理论上所学的内容进行动力性计算，确定设计的变速器的最高车速，最大爬坡度，最大加速度等内容。最后利用VB软件编程绘

33、出相应的曲线图。用CAD画出了具体的变速器示意图。本次设计由老师带领。在他们的悉心讲解下，让我更深懂得了汽车设计的具体方法与理论指导。通过设计及查阅电子资料对变速器的工作方式、结构布置形式和整车动力性有了更多方面的理解。更进一步的把以前所学的知识进行了综合的理解以及灵活的运用。由于VB软件是上学年所学的内容，在设计中明显的感觉到软件使用的困难，在同学的帮助和老师的讲解下，终于成功的绘出了正确的曲线图，倍感成就。当然，在设计的过程中明显的发现自己掌握知识的片面和匮乏，所以在此设计过程中有了很高的能力提升和知识的掌握。并明确的知道了专业课发面哪些内容的欠缺和不足，并立志在以后的学习中努力的完善自己

34、的知识体系。这次长期的课程设计从始至终的完成了变速器的整体设计，并很骄傲的学会了使用公式编辑器，为毕业设计做好了充足的准备。感谢两位老师的认真详细的讲解答疑！参考文献1、王望予主编.汽车设计M.北京：机械工业出版社，20032、刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，20013、陈家瑞主编.汽车构造M.北京：机械工业出版社,20004、余志生主编.汽车理论M.北京：机械工业出版社,20005、徐达，蒋崇贤.专用汽车结构与设计M.北京北京理工大学出版社,19996、刘朝红，韩进，杨洪余.中轻型载重汽车动力性分析应用软件7、汪超.变速器传动比对汽车动力性的影响 第1l卷第4期 常德师范学院学报（自然科学版）8.丁能根，连小珉，张耿，顾守丰，蒋孝煜.考虑汽车档位使用率的传动比优化设计.1997年（第19卷）第3期 汽车工程