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機電工程學院
畢業(yè)設(shè)計外文資料翻譯
設(shè)計題目: ZQ1040型商用車總體設(shè)計
譯文題目: 雙離合器自動變速器動力學建模與仿真
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文獻出處：2004美國物理研究所
雙離合器自動變速器動力學建模與仿真
X. Zhang H. Jiang W. Tobler
科學實驗室，福特汽車公司
摘要：本文介紹了一個動力換檔變速箱，采用了雙離合器的設(shè)計仿真與分析系統(tǒng)模型。本文模型的運動學，動力學，和動力總成的綜合性能優(yōu)越，換檔瞬態(tài)特性分析的傳輸控制。該模型是用一種面向?qū)ο蟮能浖ぞ邅韺崿F(xiàn)。解析公式和查表都是用于動力總成部件建模。通過集成的各種組件和子系統(tǒng)模型，根據(jù)傳輸功率流和控制邏輯，建立車輛系統(tǒng)模型。仿真模型的輸入是車輛速度時間曲線和輸出提供速度跟蹤，發(fā)動機和用于驅(qū)動范圍和換檔離合器操作狀態(tài)過程。作為算例，該模型是為了用于在配備了動力換擋變速箱的車輛上，在一個指定的驅(qū)動器范圍內(nèi)，模擬速度跟蹤和動態(tài)瞬變。
1.介紹
大多數(shù)轎車自動變速器使用行星輪系作為動力傳遞裝置。在行星齒輪傳動中，齒輪比，實現(xiàn)了從輸入到輸出之間不同的行星成員耦合的選擇。雖然一直以來，行星輪系的設(shè)計作為自動汽車早期的傳輸應用，但是由于行星齒輪傳動的固有缺陷，它具有結(jié)構(gòu)復雜、效率低等性質(zhì)。作為燃料經(jīng)濟的發(fā)展越來越重要，與下變速箱齒輪軸在汽車行業(yè)的日益普及，尤其是應用在緊湊的中型客車。通過在本田躺軸傳輸模型的成功應用得到了證明。
在變速器，齒輪軸是固定的相對于彼此。中間軸齒輪變速器有兩個技術(shù)上可行的設(shè)計。一個使用液力變矩器的發(fā)射和換擋液壓激活離合器，而其他使用自動離合器和變速操作啟動和換檔選擇器。后來，在汽車行業(yè)，自動變速器被稱為 AMT！，實際上是一個手動變速器加上控制離合器和移位操作的控制單元。類似于手動變速器，在變速換擋過程中，由離合器切斷發(fā)動機的扭矩傳輸。這扭矩中斷導致乘客感覺車輛加速度的不連續(xù)性和高度不尋常的常規(guī)自動變速器。雙離合器變速器的設(shè)計是最近提出了克服其固有的缺陷。在本設(shè)計中，兩個離合器通過控制滑動離合器在繼續(xù)換擋過程中交替在不同的速度和功率中起作用。一個轉(zhuǎn)變過程中涉及到的接合離合器和分離離合器的釋放接合。這個結(jié)果在移位上的特點，對離合器在自動變速器離合器是典型常見的變化。
在任何其他的控制系統(tǒng)，控制的成功取決于有效地描述系統(tǒng)運行過程中的動力學模型解析。在建立了一個原型之前，對裝有雙離合器車輛仿真模型的性能分析和評價的唯一工具是副軸齒輪傳動。近年來，由于對汽車的燃油經(jīng)濟性和旅客的舒適性的需求不斷增加，引導了動力總成系統(tǒng)的變速器和新的控制技術(shù)的發(fā)展。模型模擬在驗證和系統(tǒng)標定中起重要作用，因而吸引了來自學術(shù)界和工業(yè)界的利益。在動力系統(tǒng)建模與仿真領(lǐng)域覆蓋各種類型的動力系統(tǒng)目前正在生產(chǎn)或正在開發(fā)研究，包括傳統(tǒng)的自動變速器，無級變速器，和混合動力系統(tǒng)的。通過文獻檢索發(fā)現(xiàn)，和雙離合器AMT控制系統(tǒng)的建模,相對于其他類型的傳輸技術(shù)仍然是一個新的領(lǐng)域。本文的目的是對車輛動力系統(tǒng)配備了雙離合器變速器的仿真和分析，提出了一個系統(tǒng)的模型。該模型利用Modelica / Dymola環(huán)境中面向?qū)ο缶幊陶Z言實現(xiàn)。在Modelica / Dymola的圖書館得到的標準件模型直接用于數(shù)學方程推導，避免了冗長的組成特征。重點是放在特定的傳輸系統(tǒng)，如換擋控制器的開發(fā)，離合器壓力控制等所有的子系統(tǒng)模型，如驅(qū)動，發(fā)動機，離合器，齒輪副等，都是整合到一個基于動力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的整體車輛系統(tǒng)模型，對運動學和控制邏輯分析。
對雙離合器AMT控制系統(tǒng)包括變速控制和換檔過程控制。通過發(fā)動機油門和車速反饋信號的參與以及離合器釋放，換檔控制器觸發(fā)升檔或降檔。狀態(tài)方程的齒輪變化引起的系統(tǒng)會自動修改和重組，根據(jù)齒輪嚙合的路徑Modelica / Dymola實現(xiàn)系統(tǒng)模型。在本文，換擋過程中離合器轉(zhuǎn)矩控制壓力分布建模為查找表，可以交互修改以達到換檔品質(zhì)的改善。
集成雙離合器AMT車輛模型使車輛性能超過指定的驅(qū)動器的范圍和變速器換檔過程中的驅(qū)動范圍內(nèi)進行模擬?；谀Ｐ偷姆抡妫瑩Q檔質(zhì)量指標，如位移。對轉(zhuǎn)矩的變化進行定量分析，通過調(diào)整離合器壓力控制配置文件交互的改進。本文的實例仿真結(jié)果證明了該模型的有效性為雙離合器AMT系統(tǒng)開發(fā)的一種分析工具。
2.雙離合器自動變速器的結(jié)構(gòu)和運動學
從雙離合器自動變速器的結(jié)構(gòu)布置圖1中可以看出。變速器有六個前進檔和一個倒檔。有兩個，交替進行嚙合的液壓啟動離合器，CL1和CL2。離合器CL1是控制第一、三、五檔和倒檔，Cl2控制二、四、六檔?？招妮S的布局的設(shè)計是用來提供一個緊湊的多速變速箱?？招妮S和通過它的實心軸為分別為奇數(shù)和偶數(shù)的速度輸入。倒檔齒輪通過一個副軸實現(xiàn)倒檔。最后的驅(qū)動器有兩個小齒輪，一個為第一，第二，第三，和第四檔齒輪傳遞扭矩，另一個為第五，第六，和倒檔齒輪傳遞扭矩。
在傳輸四同步器，如圖1所示的開關(guān)。每個同步器組件相關(guān)的轉(zhuǎn)換選擇器是通過液壓活塞或步進電機激活。當兩個離合器中的一個接合時，兩個相鄰的速度齒輪可以同時參與。離合器中不經(jīng)過自由輪和網(wǎng)格中的路徑的所有齒輪是不傳遞扭矩的?？焖偌铀俜磻乱粋€更高的齒輪在實際發(fā)生進行升檔。這個轉(zhuǎn)變的過程因此只涉及接合離合器和放松離合器釋放。因為齒輪同步不在轉(zhuǎn)換期間發(fā)生，所以它對換檔質(zhì)量沒有影響。由于這一特點，對雙離合器自動變速器的換檔特性在本質(zhì)上是為離合器到離合器換檔的自動變速器中常用的相同點。
3.結(jié)構(gòu)動態(tài)模型
雙離合器自動變速器的動態(tài)模型的示意圖如圖1所示。發(fā)動機支架，輸入軸和輸出軸采用彈簧阻尼器，其剛度和阻尼系數(shù)分別為km，KI，K0，和Cm，Ci，CO表示。軸組件被建模為集中質(zhì)量。發(fā)動機的輸出軸的慣性質(zhì)量矩，輸入軸與輸出軸記為Ie，Ii，和IO。同樣的，Is，Ih，IC1、IC2分別表示實心軸、空心軸組件和兩個計數(shù)器的軸的質(zhì)量慣性矩。為簡單起見，齒側(cè)間隙在模型和動力效率忽視情況下被假定為一個常數(shù)。如前所述，同步器組件建模為功率流路徑在不同的速度下獨立的齒輪同步開關(guān)。標準 Modelica和Dymola庫模型是常用的動力總成部件如軸，離合器，齒輪，彈簧阻尼器等，關(guān)鍵動力總成模型，如發(fā)動機，離合器，和車輛如下。
圖1 雙離合器自動變速器系統(tǒng)的模型結(jié)構(gòu)
（1）發(fā)動機
發(fā)動機瞬態(tài)并不簡單在模型中考慮。發(fā)動機的數(shù)據(jù)圖被用來計算穩(wěn)態(tài)輸出扭矩，節(jié)氣門開度和發(fā)動機轉(zhuǎn)速之間關(guān)系由一個二元三次多項式函數(shù)，如下式：
是常數(shù)，由發(fā)動機的數(shù)據(jù)圖的插值確定。發(fā)動機的扭矩由方程模型如圖2所示，隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍從0到6000 rpm，節(jié)氣門開度從0o到90o。
圖2 發(fā)動機扭矩輸出
（2）離合器
綜合傳動系統(tǒng)離合器模型不僅制定了離合器扭矩也決定了系統(tǒng)的配置和動態(tài)變化。離合器有三種運行狀態(tài)，在每個狀態(tài)傳遞的轉(zhuǎn)矩是由下面的公式描述：
其中C是一個常數(shù)，與離合器的設(shè)計參數(shù)相關(guān)，μ是一個離合器的滑動摩擦系數(shù)Dv，P是在離合器活塞必須以控制與換擋的平順性完成變速液壓壓力。T是離合器是全封閉的系統(tǒng)動力學測定的轉(zhuǎn)矩。在本文中，在換檔過程中離合器驅(qū)動控制是通過一個標準化的壓力分布實現(xiàn)見第4節(jié)。離合器模型也可用于同步器組件，其中標準壓力信號可以是1或0打開或關(guān)閉齒輪傳動。
（3）車輛運動方程
動力總成的性能和換擋動力學仿真，只有車輛縱向動力學納入車輛系統(tǒng)模型。在驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩Ttire產(chǎn)生牽引力的Ftr克服道路載荷使車輛運動。根據(jù)牛頓第二定律，由下面的公式描述的車輛縱向動力學：
其中M是車輛的質(zhì)量，Vveh是車輛的速度，F(xiàn)tr的牽引力，Bt是一個常數(shù)，反映輪胎阻尼和其他摩擦損失，是空氣阻力系數(shù)，是公路邊坡角，是輪胎半徑，F(xiàn)brake是制動力，在下面的部分再描述。
4.系統(tǒng)的建模與控制
對雙離合器AMT動力總成控制系統(tǒng)包括several subsystems, namely, shift schedule, clutch pressure profile,幾個子系統(tǒng)，即，換檔、離合器壓力剖面、synchronizer switch controller, and driver. Models for these同步開關(guān)控制器、驅(qū)動器。這些模型系統(tǒng)已經(jīng)被開發(fā)并集成到車輛動力傳動系統(tǒng)模型如下。
圖3傳輸變化曲線
（1）換擋規(guī)律的控制器
傳輸控制系統(tǒng)控制的換擋規(guī)律基于當前車速和油門的角度。如圖3所示, 兩個相鄰曲線轉(zhuǎn)移之間的一個緩沖區(qū)設(shè)計到避免振動變化: 曲線在右邊代表閾值的加速,左邊代表降檔。當前齒輪狀態(tài)是維持在兩條曲線之間的區(qū)域內(nèi)?；诋斍暗能囁俸桶l(fā)動機節(jié)氣門轉(zhuǎn)角，該控制器決定加速、降檔或齒輪位置保持不變。如圖4所示，圖為換擋調(diào)度和對離合器及同步器的驅(qū)動。如圖所示,換擋規(guī)律控制決定當前齒輪是否被改變或基于節(jié)流位置(TA)和車輛速度(V)的維護。齒輪位置指示器的檢查基于離合器的滑動信號的雙離合器的狀態(tài)（DvCl）及確定過程中是否轉(zhuǎn)移或完成。兩個離合器的控制信號,CL1 CL2,然后確定基于前一個和后一個齒輪位置（GP和PGP），相對角速率離合器()和涉及這樣的相對角速率()。換擋規(guī)律的控制邏輯通過以下步驟實現(xiàn)。
?在每個模擬時間里，六個轉(zhuǎn)變的閾值變動速度曲線，這是預先設(shè)計的六速雙離合器變速器，是根據(jù)當前油門角度計算。這些速度是與當前車速度比較。
?下一個齒輪狀態(tài)是基于上面所提到的基礎(chǔ)上和當前時間段比較的齒輪狀態(tài)的確定。例如,在某個節(jié)氣門角度值,如果當前齒輪是第一個齒輪和當前車輛速度是加速曲線VS12的右側(cè),那么1 - 2應該加速發(fā)生。如果當前齒輪是第二個齒輪和當前車速減速曲線VS21的左邊,然后2比1調(diào)低速檔應該發(fā)生。如果當前車速度是加速曲線VS12和減速曲線VS21,然后設(shè)備狀態(tài)維護。
?如果換擋即將發(fā)生，下一個檔位指示器GP是不同于當前指標PGP，直到這一轉(zhuǎn)變的完成。在換檔過程中，在離合器兩端的和同步器的角速度差反饋到換檔控制器以監(jiān)控轉(zhuǎn)變過程的狀態(tài)?？刂菩盘柺歉鶕?jù)齒輪位置指示器和角速度反饋到離合器和同步器發(fā)送。這些信號觸發(fā)的離合器動作和同步切換時的動力操作。
用于換檔控制器的建模邏輯語句編寫的Modelica / Dymola語言及嵌入在換擋控制器模型。使用查表控制模型的變化曲線。
圖4換檔控制框圖
（2）離合器控制
雙離合器的轉(zhuǎn)變過程控制通過控制液壓應用于離合器活塞實現(xiàn)。對于雙離合器AMT的換檔過程，類似于在傳統(tǒng)的自動變速器換檔中的一個離合器對一個離合器。在換檔過程中離合器液壓壓力在接下來逐漸增加到最大值，根據(jù)校準的壓力分布，而放松離合器壓力逐漸下降為零。由于壓力信號在換擋的平順性中起著非常重要的作用,有必要創(chuàng)建一個組件模型制定離合器壓力控制信號。
圖5離合器壓力懸架
如圖4所示，換檔控制器發(fā)出四個離合器控制觸發(fā)信號（1、2、3、4）。這四個信號分別為接合（1），，保持（2），釋放（3），開放（4）。在接收到觸發(fā)信號,兩個離合器將驅(qū)動和控制根據(jù)其中如圖5所示的壓力分布圖。Modelica / Dymola環(huán)境中開發(fā)的離合器控制模型在以下邏輯下工作。
?在從轉(zhuǎn)變轉(zhuǎn)變進度控制器接收信號,記錄當前時間作為轉(zhuǎn)變的起點,將用作參考離合器壓力曲線插值。
?換擋過程中，在每個仿真步驟中與雙離合器相關(guān)的角速度差反饋到離合器控制器以監(jiān)控換檔過程。
?壓力值插值的壓力曲線作為一個正常的力指令信號被發(fā)送到雙離合器（模擬使用標準/ Dymola的Modelica庫）。應該指出的是，離合器控制模型使用的是基于模型仿真的改進的交互式壓力分布。由于現(xiàn)階段研究雙離合器AMT硬件的不足，硬件校準壓力分布尚未進行。
（3）同步器建模
對于簡單的雙離合器AMT動力流交換機同步器進行建模。在傳輸是當前齒輪操作時，在第2部分所提到的，由于下一個齒輪轉(zhuǎn)向由同步器組件預約，所以這種治療不影響換擋過程的仿真逼真度的轉(zhuǎn)變過程。這是采用了標準Modelica/Dymola庫離合器模型。同步器作為開關(guān),壓力信號發(fā)送到同步器是根據(jù)齒輪1或0位置指示器和角速度的反饋。對同步器的驅(qū)動條件和邏輯序列已在Modelica語言編程實現(xiàn)和嵌入在同步模型。
（4）驅(qū)動程序
駕駛員模型由兩部分組成：節(jié)氣門控制器和制動力控制器。節(jié)氣門角度控制器被建模為一個標準的飽和極限和速率對其輸出端口限制PID控制器。PID控制器調(diào)節(jié)節(jié)氣門角度基于實際的區(qū)別和所需的車輛速度和制定以下方程
這里和是預期的和實際的車輛速度，是PID控制器的增益，是節(jié)氣門角度，是由最大油門限制的。
在標準Modelica/ Dymola制動模型，制動力矩轉(zhuǎn)化為一個速度取決于摩擦系數(shù)和外部正常力函數(shù)。正常的力信號來自制動正壓力控制器，它也被模型化為一個PID控制器。簡單的說，對前后制動器的特性的差異是不正常的制動力控制器模型。類似于節(jié)氣門控制，下面的方程是用來描述的制動力
這里是剎車PID控制器的增益，是正常的制動力由最大法向力限制。
（5）模型集成
上面描述的組件模型與結(jié)構(gòu)集成到一個整體動力系統(tǒng)模型圖6所示。這個模型包含先前描述的兩個主要子系統(tǒng)組織:動力系統(tǒng)硬件組件模型和控制系統(tǒng)模型。在第2部分和第3部分描述了集成模型實現(xiàn)的運動學和動力學，在本節(jié)中描述了控制邏輯的雙離合器AMT系統(tǒng)。該模型是根據(jù)汽車動力傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和控制邏輯在Dymola的圖形創(chuàng)建的編輯窗口。在Dymola環(huán)境下編譯，將模型轉(zhuǎn)化為一個系統(tǒng)的微分代數(shù)方程組，然后解決了在各種驅(qū)動動力系統(tǒng)動態(tài)性能仿真條件。
圖6集成動力系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)模型
5.算例
一個算例，發(fā)達的動力模型被用來模擬配備了雙離合器自動變速器的車輛。在仿真中，一個標準的EPA的驅(qū)動周期作為動力系統(tǒng)模型的輸入。圖7顯示的是在超過200的模擬時間的車速。圖也顯示了在模擬范圍內(nèi)，檔位和發(fā)動機的輸出扭矩。如圖所示，從仿真的車輛速度與驅(qū)動范圍指定的車輛速度，表明了達到所要求的速度剖面的驅(qū)動控制器的有效性。
模擬驅(qū)動范圍的離合器運行狀況如圖8所示，其中縱坐標表示的雙離合器兩端之間的相對角速度。如圖所示，兩個離合器在調(diào)速范圍內(nèi)根據(jù)換擋控制接合。離合器的運行狀態(tài)中，一個明顯的在變化的例子，為雙離合器的角速度的差異，是檔時間的過程中，在圖9中的兩個轉(zhuǎn)變。如圖所示，一二個轉(zhuǎn)變發(fā)生模擬開始之后約24，持續(xù)約半秒鐘。離合器壓力的非零角速度的差異表明，當轉(zhuǎn)移開始，離合器CL1發(fā)生滑移，圖中藍色部分為離合器CL1。在極移期間，離合器CL1的角速度差為負的轉(zhuǎn)變，逐漸成為正的角速度差，同時離合器Cl2的角速度差減為零。移位完成時，在離合器Cl2的角速度差為零，此時施加高壓力到完全關(guān)閉離合器Cl2。這種轉(zhuǎn)變的完成后，同步開關(guān)控制將驅(qū)動第三齒輪，準備下一步移位。如圖所示，由于離合器的輸出端與旋轉(zhuǎn)的第三齒輪嚙合路徑在車輛在第二輪驅(qū)動一二移位后，離合器CL1的角速度差為負。在一二個轉(zhuǎn)變方法得到的離合器打滑特性與離合器到離合器自動變速器中的變化是相似的，并證明了控制算法在集成在動力系統(tǒng)模型的有效性。
圖7車輛速度，檔位和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩
圖8雙離合器的操作狀態(tài)
圖9相對角速度雙離合器1-2換檔時
6.總結(jié)
本文提出了一種配備了一個雙離合器自動變速器的動態(tài)仿真奠定軸的車輛系統(tǒng)模型。該模型是使用面向?qū)ο蟮能浖ぞ進odelica / Dymola實現(xiàn)的。隨著模型的發(fā)展。工作主要集中在動力總成部件如變速控制器，驅(qū)動器的公式，和離合器控制這些組件不在標準Modelica/ Dymola的庫。整個系統(tǒng)模型是由基于結(jié)構(gòu)和控制系統(tǒng)配置組裝和集成所有組件的模型。特定速度分布和變速器換檔的瞬態(tài)車輛性能是基于模型的仿真分析。仿真結(jié)果表明，對于給定的標準EPA關(guān)閉速度跟蹤速度概況。此外，該模型還提供了對動態(tài)瞬變有用的數(shù)據(jù)，如轉(zhuǎn)移的時間，速度和轉(zhuǎn)矩的變化，與變速器相關(guān)的換檔過程。這些數(shù)據(jù)客觀判斷了在變速器換擋和依據(jù)之前雙離合器的發(fā)展AMT原型的互動基礎(chǔ)上的變速箱控制。
致謝
對福特大學的研究項目對這項工作的金融支持以及密歇根大學迪爾伯恩的試驗研究及工程實踐中心表示感謝
12
附件：外文資料原文
機電工程學院
畢業(yè)設(shè)計說明書
設(shè)計題目: ZQ1040型商用車總體設(shè)計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
20xx年 5月25日
目 次
1 前言 1
2 ZQ1040總體設(shè)計 1
2.1 概述 2
2.2 汽車形式的選擇 3
2.3 汽車主要參數(shù)選擇 4
2.4 汽車主要性能參數(shù)的選擇 7
2.5 發(fā)動機的選擇 10
2.6 輪胎的選擇 12
2.7 汽車基本參數(shù)總結(jié) 13
3 ZQ1040的整體布置 14
3.1 底盤的整體布置 14
3.2 車架、駕駛室及貨箱的布置 17
4 汽車主要性能指標的計算 18
4.1 汽車的動力性能分析 19
4.2 汽車的燃油經(jīng)濟性分析 22
4.3 汽車的制動性能分析 23
設(shè)計總結(jié) 25
致謝 26
參考資料 27
1 前言
汽車性能的優(yōu)劣取決于兩點：首先是各部件的性能好壞，然后在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)配合，取決于總體布置；總體設(shè)計水平關(guān)系到汽車設(shè)計質(zhì)量好壞、使用性能優(yōu)劣和產(chǎn)品的生命力長短等。
汽車是一個系統(tǒng)，它是基于以下的車輛和系統(tǒng)的組成條件屬性：
①汽車是一個整體，它是由許多要素（子系統(tǒng)及連接部件），每個元素對整體行為的影響；
② 組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的；
③ 汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。
因此，汽車有一個系統(tǒng)的性能，對環(huán)境表現(xiàn)出整體，車輛系統(tǒng)屬性匹配協(xié)調(diào)汽車的功能不僅僅是和其各子系統(tǒng)的功能；相反，如果通過系統(tǒng)的紊亂的性質(zhì)和相互干擾，即個體性能優(yōu)良子系統(tǒng)的功能，將由于循環(huán)動力轉(zhuǎn)向中性軸的相互抑制作用，是一個典型的例子。
結(jié)合本次設(shè)計ZQ1040型商用車總體設(shè)計處于本組汽車設(shè)計的最上位，需要確定汽車的總體布置形式、主要參數(shù)、發(fā)動機型號、各總成的布置形式、各總成的尺寸，將這些已知量分配到各總成設(shè)計人員手中進行各總成的設(shè)計，待各總成設(shè)計完后再反饋總體設(shè)計人員來協(xié)調(diào)各總成布置，并反復如此達到最優(yōu)化為止，可見總體設(shè)計的地位和重要性。
2 ZQ1040總體設(shè)計
發(fā)動機、底盤、車身、電氣設(shè)備等四部分組成汽車，汽車是交通載運工具用來載送貨物和人員。
2.1 概述
2.1.1 總體設(shè)計應滿足的要求
主要在道路寬度的車，雖然有人，自行車，摩托車等也都使用了相同的路。為了容納更多的車輛在有限的道路，減少交通事故的發(fā)生等方面的考慮，車輛的輪廓尺寸限制。此外，還有環(huán)境問題，自然環(huán)境因素，這就要求車輛的設(shè)計，參考有關(guān)國家標準和要求，設(shè)計任務。
進行總體設(shè)計應滿足如下基本要求：
1、 汽車外廓尺寸應符合GB1589-89的外廓尺寸限界規(guī)定
2、 按照有關(guān)公路法規(guī)定的限定要求，合理分配軸荷
3、 汽車的各項性能，達到設(shè)計任務書所給定的指標
4、 進行有關(guān)運動學方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉
5、 拆裝與維修方便
2.1.2 汽車開發(fā)程序
七個階段主要內(nèi)容如下（表1）
表1 汽車產(chǎn)品的開發(fā)流程
階段
新車設(shè)計
主要內(nèi)容
第一階段
制定設(shè)計原則和進行方案論證
市場預測，產(chǎn)品分析，過程分析，產(chǎn)品目標成本，市場預測。產(chǎn)品推廣，標準化，系列化和性能的初步計算
第二階段
選型和編寫設(shè)計任務書
畫總布置草圖，進行車身總布置和主體的身體形狀，和主要尺寸，主要性能和質(zhì)量的主要參數(shù)以及車輛的基本類型
第三階段
技術(shù)設(shè)計
畫1:1或1:2的尺寸控制圖，進一步確定各部分，并支持連接的位置，繪制各種圖表和運動檢查，確定身體的布局和駕駛室。
第四階段
繪制汽車總裝配圖
進行圖面裝配，核算和標注汽車的外形尺寸和總布置的各項尺寸鏈
第五階段
試制、試驗、修改和定型
第六階段
生產(chǎn)準備
小批量生產(chǎn)、用戶試驗，工藝調(diào)試，繼續(xù)試驗，改進設(shè)計，完成生產(chǎn)用圖
第七階段
生產(chǎn)銷售
批量生產(chǎn)與銷售，售后服務
2.2 汽車形式的選擇
2.2.1 軸數(shù)
本次設(shè)計ZQ1040為載質(zhì)量1.8噸中型載貨車，采用簡單的兩軸布置形式。
2.2.2 驅(qū)動形式
2.2.3 布置形式
ZQ1040商用車的設(shè)計通常進行貨物運輸，行駛條件變化大，對前輪驅(qū)動的布置形式。一方面，可以使軸荷分布合理，有利于提高輪胎的使用壽命；前輪驅(qū)動，因此不需要等速萬向接頭，降低制造成本；控制機構(gòu)簡單；加熱機制是簡單的，和短管道加熱效率高；發(fā)動機具有冷卻效果好的優(yōu)點；上坡時，由于驅(qū)動輪的附著力增加，所以爬坡能力。
商用貨車，為了盡可能提高貨物運輸量，汽車增長長度，考慮到設(shè)計是公路貨物運輸?shù)闹饕繕耍栽谇耙嫱?，平板式卡車。從而使汽車盡可能的小，得到的貨物盡可能最好的量。同時采用平板式，可以使汽車的長度和軸距短，最小轉(zhuǎn)彎直徑，機動性能好。不需要罩和擋泥板，和長度的關(guān)系等因素的影響，降低整車整備質(zhì)量；駕駛員視野有了明顯的提高；對車輛和車輛使用率較高的包裝盒的面積指標。
2.3 汽車主要參數(shù)選擇
2.3.1 汽車的主要尺寸
（1）外廓尺寸
本次設(shè)計貨車為載質(zhì)量1.8噸柴油動力貨車，為中型載貨汽車，據(jù)此選用車輛參數(shù)為：
總長——5995㎜
最大寬度——2040㎜
總高——2250㎜
（2）軸距L
商用車 4×2貨車 汽車總質(zhì)量 1.8～6.0t
軸距L/㎜ 2300～3600
確定軸距L＝3300㎜。
（3）前、后輪距B1和B2
當前輪的距離B1是固定的，有足夠的空間用于發(fā)動機，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，懸掛，前輪等，并有足夠的運動間隙的方向盤和車輪之間。取前輪距B1為1530㎜。
（4）前懸和后懸
前懸架尺寸對通行車輛的影響，其碰撞安全性，駕駛?cè)艘曇?，對鋼板彈簧的長度，方便汽車和汽車造型..對于平板車，前懸架將影響到從前門上下車方便。通過汽車通過性的考慮本車前懸為1210㎜。
（5）貨車車頭長度
（6）貨車貨箱尺寸
集裝箱尺寸計算在散裝貨物計算，根據(jù)車身設(shè)計的要求，運輸貨物的體積質(zhì)量0.6t/m2，公路車的最大允許寬度為25毫米，欄桿高度H是由重力荷載極限主要受影響，一般以450 ～ 650mm。根據(jù)設(shè)計要求的貨車，經(jīng)計算車廂尺寸為：
長度——4000㎜
寬度——1940㎜
高度——520㎜
2.3.2 汽車主要質(zhì)量參數(shù)
（1）整車整備質(zhì)量m0
（2）汽車的載質(zhì)量me
車輛的載質(zhì)量是允許為額定負載的負載在艱難的道路上行駛。當汽車行駛在碎石路上，車輛的負荷約為85% ～ 75%良好的路面..商用車的質(zhì)量應該首先確定，與產(chǎn)品計劃應與企業(yè)的商品計劃，其次，符合車輛的目的和條件應考慮到。
本汽車的駕駛員人數(shù)設(shè)計為2人座貨車。
（3）質(zhì)量系數(shù)
= （2-2）
m=1.8t
m=2.2t 故
=0.82
推薦標準為總質(zhì)量m/t 1.8＜≤6.0；：0.8～1.1 滿足要求。
（4）汽車總質(zhì)量
車輛的總質(zhì)量是指汽車整車質(zhì)量和車輛的質(zhì)量當車輛裝載的貨物。商用車的總質(zhì)量包括裝載質(zhì)量，質(zhì)量和駕駛員三件質(zhì)量，即
=++n65㎏ n——座位數(shù)2 （2-3）
故 整車總質(zhì)量為=4130㎏。
（5）軸荷分配
車輛的布局對軸載分布影響較大。一般來說，汽車的軸載荷分布對輪胎和汽車的使用效果。
商用貨車4×2后輪雙胎平頭式的軸荷分配如表2。
表2 汽車的載荷分配
滿載
空載
前輪
后輪
前輪
后輪
30%～35%
65%～70%
48%～54%
46%～52%
按要求設(shè)計本車的軸荷分配為：
滿載：前軸 30.4% ， 后軸 69.6%
空載：前軸 50.9% ， 后軸 49.1%
2.4 汽車主要性能參數(shù)的選擇
2.4.1 汽車的動力性參數(shù)
（1）最高車速
隨著汽車性能的提高，在主動和被動安全性的提高，在世界范圍內(nèi)的公路路
最大總質(zhì)量/t 1.8＜≤6.0 最高車速80～135㎞/h
故本車設(shè)計最高車速設(shè)計為=90㎞/h合乎要求。
（2）汽車的加速時間t
（3）最大爬坡度
車輛的爬坡能力是由車輛荷載的最大坡度為代表，與最大坡度可由傳輸最低齒輪克服當車輛裝卡車在路各地區(qū)行駛，為了保證良好的加速性能，所以它必須足以能夠爬坡，一般其在30%即16.7°左右。
本車設(shè)計最大爬坡度為=0.3即16.7°。
（4）汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩
這輛汽車的功率是最大功率的汽車?？傎|(zhì)量之比它可以反映汽車的力量。為了保證公路行駛車輛的動態(tài)不低于一定水平防止一些的車輛阻塞交通性能差。因
國家要求如表3。
表3 汽車動力性參數(shù)范圍
汽車類別
最大總質(zhì)量/t
比功率
Kw/t
比轉(zhuǎn)矩
N·m/t
貨車
1.8＜≤6.0
15～25
38～44
經(jīng)本車設(shè)計計算的比功率為=16.9Kw/t ，比轉(zhuǎn)矩為=42N.m/t 。
2.4.2 汽車的燃油經(jīng)濟性參數(shù)
參照有關(guān)車型設(shè)計百公里最低燃油消耗量為不大于18.0L/（100㎞）。
2.4.3 汽車的機動性參數(shù)
2.4.4 汽車的通過幾何性參數(shù)
總體設(shè)計要確定的通過性幾何性參數(shù)有：最小離地間隙hmin、接近角γ1、離去角γ2等。根據(jù)我們進行的總設(shè)計尺寸上述參數(shù)為：
最小離地間隙hmin——227㎜
滿載時接近角γ1——20°
滿載時離去角γ2——15°
2.4.5 汽車的操縱穩(wěn)定性參數(shù)
（1）轉(zhuǎn)向性參數(shù)
（2）車身側(cè)傾角
當汽車0.4g的向心加速度做定圓等速行駛時，其車身側(cè)傾角在3°之內(nèi)最好。
（3）制動前俯角
為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以0.4g的減速度制動時，車身的前俯角不大于15°。
2.4.6 汽車的制動性參數(shù)
驗制動距離要求≤22m，空載檢驗制動距離要求≤21m。本車設(shè)計滿載制動時距離≤20m，制動踏板力＜700N。
2.5 發(fā)動機的選擇
汽車發(fā)動機提供動力，關(guān)鍵是汽車裝配，在選擇與配置的汽車性能，特別是對汽車的動力性，燃油經(jīng)濟性，可靠性和耐久性，維修方便，制造成本，市場競爭力有直接的影響。因此，在汽車的總體設(shè)計，發(fā)動機的選擇是一個關(guān)鍵的決策。
2.5.1 發(fā)動機的形式與型號的選擇
根據(jù)設(shè)計任務的要求，車用柴油驅(qū)動的卡車，經(jīng)過計算和尋找相關(guān)的信息，我們YN27CRD1特種車輛柴油發(fā)動機的選擇，采用增壓中冷進氣系統(tǒng)，潤滑和冷卻性能高，燃燒室的優(yōu)化組合，提高柴油機的動力性和經(jīng)濟性，有效降低廢氣排放，增加預熱塞裝置，以保證發(fā)動機在20℃順利啟動。大排量，充足的動力儲備，啟動，速度，爬升，性能優(yōu)越。水冷卻，水冷發(fā)動機，可靠，散熱性能好，汽缸變形，氣缸活塞等主要零件的熱負荷低，整體可靠性高。
本車采用前置后驅(qū)形式（FR），好處是傳動效率較高，前后軸荷分配均勻，傳動機構(gòu)簡單，布置緊湊，發(fā)動機為縱向布置。YN27CRD1型柴油機的技術(shù)參數(shù)如表4。
表4 YN27CRD1型增壓柴油機的技術(shù)參數(shù)
發(fā)動機：
云內(nèi)動力YN27CRD1
系列：
云內(nèi)動力 增壓中冷系列
適配范圍：
輕型載貨車，5-7米輕型客車
進氣形式：
增壓中冷
汽缸數(shù)：
4
燃料種類：
柴油
汽缸排列形式：
直列
排量：
2.672L
排放標準：
國四/歐四
最大輸出功率：
70kw
額定功率轉(zhuǎn)速：
3200RPM
最大馬力：
95馬力
最大扭矩：
250N.m
最大扭矩轉(zhuǎn)速：
1800-2600RPM
全負荷最低燃油耗率：
205g/kW.h
發(fā)動機形式：
電控高壓共軌柴油機
發(fā)動機凈重：
240Kg
發(fā)動機尺寸：
901×775×688mm
一米外噪音：
113dB
缸徑x行程：
90x105mm
2.5.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇
P= （2-4）
式中： ——發(fā)動機傳動效率，取為0.90
——汽車總質(zhì)量，為=4130㎏；
g——重力加速度，取為9.8m/s；
f——滾動阻力系數(shù)，經(jīng)查得為0.02；
——最高車速，90㎞/h；
——空氣阻力系數(shù)，貨車取為0.8；
A——汽車正面投影面積，由車外形計算得A=4.59
經(jīng)計算可得：
= （2-5）
=61.55Kw
最大轉(zhuǎn)矩：
= (2-6)
式中：
為轉(zhuǎn)矩適應系數(shù)，取為1.1；
P為發(fā)動機最大功率，計算為70Kw；
為最大功率轉(zhuǎn)速，對于貨車用柴油機，柴油機值在1800～3200r/min之間，所選發(fā)動機本車取為3100r/min；
經(jīng)計算得：
所需發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩為:
T=9549=237.2N·m
=1.55符合=1.4～2.0選用原則
經(jīng)過比較，所選YN27CRD1型柴油機的最大功率P為70Kw,最大轉(zhuǎn)矩為250N.m，發(fā)動機最大功率和轉(zhuǎn)矩都小于YN27CRD1型柴油機的額定功率和轉(zhuǎn)矩，所以選用該型號發(fā)動機滿足設(shè)計要求。
2.5.3 發(fā)動機的布置
汽車車身的振動，多自由度，并受到各種源和振動的影響，振動的發(fā)動機。
動、降低噪音，也提高了乘坐的舒適性，也提高了零件和汽車的壽命。考慮到設(shè)計的貨車的一般要求，并參考江淮汽車相關(guān)的車型，我們決定采用由金屬片和橡膠懸置橡膠部件。發(fā)動機、離合器和變速器三集成框架，并采用四點支撐法固定。
2.6 輪胎的選擇
輪胎和車輪傳遞車輛與地面之間的權(quán)力，并使汽車。因此，輪胎和車輪組件必須滿足的基本要求下：有足夠的承載能力和速度能力，具有較小的滾動阻力和運行噪音，良好的附著力和質(zhì)量平衡，耐磨，耐穿刺，耐老化、氣密性好，低質(zhì)量，低價格，拆裝方便，互換性好。
輪胎的尺寸和型號是一個重要的原始數(shù)據(jù)的計算和汽車性能的繪圖。因此，基于模型的選擇，在總體設(shè)計階段，輪胎靜負荷的使用，輪胎的負荷和速度的輪胎，而輪胎的速度。當然，對傳輸參數(shù)和車輛尺寸參數(shù)匹配的影響（如最小間隙，總高）的車輛也被認為是。
輪胎負荷下靜半徑452㎜
輪胎斷面寬度232㎜
輪胎滾動半徑463mm
輪輞型號尺寸7.0—20等厚幅盤式寬輪輞
輪胎負荷能力2000kg
輪胎充氣壓力620kpa
2.7 汽車基本參數(shù)總結(jié)
經(jīng)過上述計算與分析后確定的汽車基本參數(shù)如下表5
表5 汽車的基本參數(shù)
ZQ1040載貨汽車
項目內(nèi)容
參數(shù)
基本尺寸㎜
外形尺寸㎜
總長
5995
總寬
2040
總高
（空載）
2250
輪距㎜
前輪
1530
后輪
1480
質(zhì)量㎏
總質(zhì)量
4130
載質(zhì)量
1800
乘員（人）
2
最高車速Km/h
90
最大爬坡度%
30
耗油量L/100Km
≤18
3 ZQ1040的整體布置
3.1 底盤的整體布置
3.1.1 整車布置的基準線（面）——零線的確定
圖1 整車總布置圖坐標系
3.1.2 各總成部件的布置
（1）發(fā)動機的布置
發(fā)動機的上下位置對離地間隙和駕駛員視野的影響。發(fā)動機的位置不能太高，以減少質(zhì)量高低車的中心，但發(fā)動機的高度不能太低，防止在上下顛簸的車不會碰壞油底殼。在前面，發(fā)動機布置位置后減少軸角度，前輪驅(qū)動的汽車發(fā)動機后置發(fā)動機。1°～ 4°夾角形成曲軸中心線與水平線之間。本次設(shè)計取2°。
（2）傳動系的選擇和布置
（3）轉(zhuǎn)向裝置的布置
本次設(shè)計的轉(zhuǎn)向系采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向機構(gòu)。主要針對于貨車設(shè)計的需要，其正效率較高，操縱輕便，使用壽命長，工作平穩(wěn)、可靠。
（4）懸架的選擇和布置
后板簧的布置應做到前低后高，亦可獲得不足轉(zhuǎn)向。因結(jié)構(gòu)原因,對于載貨車，布置上難度較大，則可較少考慮。
減振器應設(shè)置為垂直狀態(tài)，從而最大限度地發(fā)揮其有效行程和減少偏差。如果空間是不允許的，也可以是傾斜的。布局應注意對支點高度，后部減震器的支點不應太高（不超過80mm）的框架，從而不影響裝配和汽車改裝布置。
（5）制動系統(tǒng)布置
前后均采用鼓式的制動系統(tǒng)。制動系統(tǒng)采用真空助力，真空有發(fā)動機提供。
（6）踏板的布置
離合器踏板，制動踏板和油門踏板是根據(jù)布局的工效學要求和車輛的底盤布局確定，每個踏板必須保證腳把舒適和節(jié)省足夠的踏板行程。
（7）油箱、備胎和蓄電池的布置
油箱 根據(jù)汽車的最大續(xù)駛里程來確定，本次設(shè)計油箱布置在汽車的后部、行李箱的下面。并且在排氣管的另一側(cè)，以減小危險。
備胎 布置在車架尾部下方，采用懸鏈式固定，可保證拆裝方便。
蓄電池 蓄電池應放置在起動機的同側(cè)，并卻越近越好。
（8）進、排氣系統(tǒng)的布置
3.2 車架、駕駛室及貨箱的布置
3.2.1 車架總成外形及其橫梁的布置
對車架縱梁的形狀，在普通載貨汽車，前軸和后軸的框架梁截面高度之間是最大的，和附近的前部和后部和前部和后部截面高度可以更小，大部分車的前軸、車架縱梁截面高度變化的過渡后橋中心區(qū)。
前，車架的中部和后部范圍由主要決定布局..正面的寬度取決于發(fā)動機的寬度和排列安裝結(jié)構(gòu)，軌道的大小和懸掛，散熱器，前輪胎模型和最大輪角，轉(zhuǎn)向縱拉桿裝置和減震器，前懸架的結(jié)構(gòu)型式和布置，和其他地點。后車架外寬取決于后懸架的結(jié)構(gòu)，尺寸，布局和后胎（尤其是雙胞胎）模型，設(shè)計尺寸，整車外寬（不允許超過2.5m）。在框架的寬度中主要考慮國家標準的規(guī)定，尺寸公差和前、后的寬度和技術(shù)的過渡區(qū)，通過盡可能多的前，中，后外寬的框架，這個過程比較好，質(zhì)量容易保證。
框架組合梁的布置應均勻，結(jié)構(gòu)合理，在塑料板共有固定的地方（即，力的作用點）應設(shè)置梁，以減少縱向梁腹板側(cè)彎。懸掛支架，發(fā)動機懸置，油箱，電池，駕駛室懸置，應考慮梁的布置等。
3.2.2 車頭、駕駛室的布置
圖2駕駛室布置圖
根據(jù)人體工程學原理，R點到天花板高一般大于950mm，1100mm是本設(shè)計的選擇。R點之間的距離和地板是。點對點的距離可以在550毫米之間，司機跟選擇，定制是本設(shè)計的選擇。背角6.7，髖關(guān)節(jié)角度92.2。座椅的調(diào)節(jié)范圍為140mm，座椅的調(diào)節(jié)范圍為70mm。對離合器和制動踏板行程180mm。轉(zhuǎn)向盤輪緣的前方和下方的障礙物距離為80mm。轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向輪的底部法蘭之間的距離為200mm。
3.2.3 車箱的布置
根據(jù)模型來確定負荷量，對運輸時間要求的用戶，車輛的輪廓尺寸，車箱底板是否允許一輪鼓，一包貨物，車廂的內(nèi)部尺寸的合理選擇。
車箱前板和框架從保險室或相關(guān)部件的間隙應不小于40mm。
保險杠的高度應超過駕駛室頂部70mm ～lOOmm。
允許超過框架運輸尾梁的后端不大于400mm，從而降低車架質(zhì)量。
4 汽車主要性能指標的計算
4.1 汽車的動力性能分析
(1)汽車最高車速的計算
①汽車驅(qū)動力計算公式
汽車驅(qū)動力：指的是汽車發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩經(jīng)過傳動系傳至驅(qū)動輪得到的力。
計算公式：
式中：
—發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩；
—變速器的傳動比；
—主減速器的傳動比；
—傳動系效率；
r —滾動半徑。
②汽車行駛時的各種阻力
空氣阻力：汽車直線行駛時受到的空氣作用力在行駛方向上的分力。
計算公式：
式中：
—空氣阻力系數(shù)，取0.8；
A—汽車正面面積，按前輪距乘以全高計算，得：A=4.6458m；
—汽車的行駛速度。
計算公式：
式中：
G—汽車的總重力；
f—滾動阻力系數(shù)，f=0.02。
爬坡阻力：汽車上坡行駛時，汽車的重力沿著坡道的分力。
計算公式：
式中：
G—汽車的總重力；
—爬坡的角度。
加速阻力：加速時，需要克服其質(zhì)量加速運動時的慣性力。
計算公式：
式中：—汽車旋轉(zhuǎn)的質(zhì)量換算系數(shù)，大于1；
m—汽車的總重力；
—汽車的加速度。
③汽車驅(qū)動力-行駛阻力圖
即：
有相關(guān)數(shù)據(jù)及電腦軟件繪成的驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖如圖3
圖3汽車的驅(qū)動力—行駛阻力平衡
此圖反映了汽車在行駛過程中，各個檔位的驅(qū)動力和受到的相應的行駛阻力隨車速的變化關(guān)系。從圖中可以看出，本車的最高車速為90km/h。
(2)汽車的加速度計算
從而，得出汽車的加速度曲線如圖4：
圖4汽車加速度曲線
該曲線表示車輛在各個檔位加速行駛時，車輛的加速度隨車速的變化關(guān)系，由圖可知，一檔的最大加速度為2.2m/,五檔的最大加速度為0.19m/，其余各個檔位各個車速加速時的汽車加速度都可以通過該圖得出。
(3)汽車爬坡度計算
汽車滿載時，所能通過的最大坡度的正弦值，就是汽車的爬坡度。通常情況下，汽車在爬坡時，度數(shù)一般都比較小，因此，。所以爬坡度方程為：
式中：
G—汽車總重力；
—坡道的度數(shù)；
i—汽車爬坡度。
由此得出汽車的爬坡度曲線，如圖5：
圖5 汽車爬坡度曲線
該曲線表示車輛在各個檔位時的爬坡度隨著車速的變化關(guān)系，各個檔位的爬坡能力都可以由圖得出，由圖可知本車的最大度為30%，即16.7°。
4.2 汽車的燃油經(jīng)濟性分析
通常地，汽車開發(fā)時，從發(fā)動機臺架試驗得出數(shù)據(jù)，根據(jù)等速車速及阻力功率，在萬有特性圖與汽車功率平衡圖得出相應的燃油消耗率b，以此得出，等速行駛時，單位時間內(nèi)的燃油消耗量。
計算公式為：
式中：
Pe—發(fā)動機的功率；
b—燃油消耗率；
g—重力加速度；
ρ—汽油密度。
所以，整個等速過程路程s(m)的燃油消耗率為：
由此推算出等速百公里燃油消耗率為：
輸入數(shù)據(jù)驗證，汽車的百公里油耗如下圖6：
圖6汽車等速百公里油耗
該圖反映了汽車以任意速度等速行駛時，行駛百公里時的燃油消耗量，該圖可以直接反映汽車的燃油經(jīng)濟性，由圖可知，本車的經(jīng)濟燃油消耗量為13L/100km。
4.3 汽車的制動性能分析
汽車制動是指駕駛員踩踏板到汽車停止是所走過的距離。公式為：
式中：
—制動器的制動力增長時間；
—制動器制動力作用持續(xù)時間；
—汽車制動時的初速度；
—車輛的制動減速度；
通過輸入車輛制動時的參數(shù)，得出汽車在50km/h時制動性能圖，如圖7：
圖7 汽車制動性能圖
該圖表示汽車制動時，汽車的制動距離與汽車車速的關(guān)系，由此圖可得到汽車在不同車速下，汽車的制動距離大小。由圖可知，當汽車為90km/h的速度時，制動距離為50m。
設(shè) 計 總 結(jié)
隨著長時間的工作，畢業(yè)設(shè)計也已經(jīng)接近了尾聲，心中既有著對自己這段時間認真工作所獲得成就感的喜悅，也有著對即將到來的畢業(yè)答辯的擔憂。第一次完整的設(shè)計如此的項目，心中難免有一絲絲的不自信和對自己工作的擔心?，F(xiàn)在針對這段時間的學習和設(shè)計情況做一次詳盡實際的總結(jié)，找出不足，吸取教訓，對往后的工作有很好的作用。
在這段時間里，從收集資料到方案定型、繪圖、修改、編寫說明書，使我對汽車設(shè)計過程有了更深的理解，收獲了很多。不但使我對自己四年所學習的專業(yè)和基礎(chǔ)知識有了一個新的認識和一個新的高度，同時也讓自己學習了很多以前沒有學習過的，書本上沒有的知識，通過這些使我對自己大學期間所學的各種知識有了不同的總結(jié)。整個設(shè)計過程是緊張而又有序的，在老師的認真指導和督促下，本人認真努力地作好此次畢業(yè)設(shè)計。
時間是短暫的，但是使我學會了充分利用時間，使我學會了在有限的時間內(nèi)做更多的事情，老師不厭其煩地給我講解疑難，糾正錯誤，令我受益匪淺，使我學會了干任何事情都得認真負責，同時還培養(yǎng)我們做事情有計劃的好習慣。
現(xiàn)在對這幾個月的工作做一下總結(jié)：
（1）對總體的把握能力不是很強，協(xié)調(diào)工作做的不是很完善，缺乏設(shè)計經(jīng)驗。
(2)本次設(shè)計，使我學會了很多以前模糊的東西，對整車構(gòu)造和各工作系統(tǒng)的協(xié)調(diào)有了深刻的理解。
(3)通過本次設(shè)計，明白了計算機軟件在汽車設(shè)計中的地位以及重要性，也發(fā)現(xiàn)自己對汽車繪圖軟件尤其是CAD有更深層次的了解及應用。
致 謝
經(jīng)過這幾個月的努力，畢業(yè)設(shè)計即將到達終點，如今我們也基本上完成了對ZQ1040貨車的設(shè)計工作，這次的設(shè)計緊張而短暫，但是在工作完成之后伴隨在內(nèi)心最大的感覺還是發(fā)自內(nèi)心的開心，以及對自己工作的成就感。在此時刻，由衷的感謝吳心平老師對我的幫助和指導。在這次設(shè)計中，我學習到了許多以前在課堂上學習不到的知識和方法。自己運用知識解決問題的能力有了一定程度的提高，同時也為以后的工作打下了良好的基礎(chǔ)。在畢業(yè)設(shè)計即將結(jié)束的現(xiàn)在，看著自己的工作成果，成就感油然而生。再次感謝吳心平老師的悉心指導，吳老師豐富的專業(yè)知識和工作經(jīng)驗，認真的治學態(tài)度，都深深的影響了我，使我受益匪淺。感謝同組同學指導幫助，感謝學校給的這次機會，沒有老師和同學的大力支持我的設(shè)計不可能順利地完成。
參 考 資 料
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附錄：中英文文獻翻譯名稱——雙離合器自動變速器動力學建模與仿真
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