汽车设计课程设计说明书
汽车设计课程设计任务书
学院名称：交通与汽车工程学院课程代码：__8203381____ 专业：车辆工程年级：2008
一、设计题目：中型载重车膜片弹簧离合器设计（后备功率小）
二、主要内容：
1．离合器基本参数及尺寸确定；2．离合器主要部件设计计算；3．离合器操纵机构设计计算；4．绘制膜片弹簧零件图；5．绘制膜片弹簧离合器装配图。
三、具体要求及应提交的材料
1．每一位同学按照指定的参数进行设计；2．膜片弹簧设计计算编制程序完成，并打印出膜片弹簧特性曲线图（图必须标明六个点及主要参数）；3．说明书不得抄袭，必须独立完成；4．必须按时完成；5．设计说明书按规定格式书写；6．完成应提交的材料：设计说明书一份、离合器装配总图一张（1：1）、膜片弹簧零件图一张（1：1）。
四、主要技术路线提示
1．根据已知数据初算摩擦片尺寸，然后根据相关约束条件进行验算；2．根据摩擦片外径初步确定膜片弹簧外径；3．初步确定膜片弹簧有关参数及用程序进行对参数调整直到满足要求为止；4．压盘传动及定中方式确定；5．操纵机构设计计算。
五、进度安排
1．准备及任务布置1天；2．离合器基本参数及尺寸确定1天；3．离合器主要部件设计计算4天；4．离合器操纵机构设计计算1天；5．绘制膜片弹簧零件图1．5天；6．绘制膜片弹簧离合器装配图4天；7．编写设计说明书2天；8．机动时间0．5天。
六、推荐参考资料(不少于3篇)
1. 王望予主编汽车设计北京：机械工业出版社2006.1；2．徐石安等主编汽车离合器北京：清华大学出版社2005；3．陈家瑞主编汽车构造北京：人民交通出版社200
2.6；4．吴宗泽主编机械零件设计手册北京：机械工业出版社2004；5．刘怀信汽车设计北京：清华大学出版社2001.7
指导教师签名日期年月日
系主任审核日期年月日
目录
摘要 (3)
引言 (4)
1摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择 (5)
1.1离合器基本性能关系式 (5)
1.2摩擦片外径D与内径d的选择 (5)
1.3 离合器后备系数的确定 (6)
1.4 单位压力P的确定 (7)
1.5 离合器基本参数的约束条件 (8)
2离合器从动盘总成设计 (10)
2.1摩擦片设计 (10)
2.2从动盘毂设计 (10)
2.3从动片设计 (13)
2.4扭转减振器设计 (13)
3 膜片弹簧设计 (17)
3.1 膜片弹簧的概念 (17)
3.2 膜片弹簧的弹性特性 (17)
3.3 膜片弹簧主要参数的选择 (17)
4 压盘和离合器盖的设计 (24)
4.1 压盘设计 (24)
4.2离合器盖设计 (25)
5 离合器操纵机构设计 (27)
5.2 操纵机构结构形式选择 (27)
5.3 离合器操纵机构的设计计算 (27)
本次课程设计的是中型载重车膜片弹簧离合器，根据所给汽车发动机的最大扭矩、最大转速、最大功率等基本参数等基本参数确定离合器基本参数。在本次设计中主要对膜片弹簧、压盘、离合器盖、从动盘及操纵机构进行设计，同时也对膜片弹簧及操纵机构等和性能进行了校核。在设计过程中注重对膜片弹簧及操纵机构进行设计。同时应用计算机语言编程对相关参数进行校核及调整。
关键词：膜片弹簧、膜片弹簧离合器、操纵机构、强度
对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相联系的总成。目前，在各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构等四部分。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传递动力的基本机构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。
随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展。人们对离合器要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。
1摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择
已知条件：某中型载重车发动机数据: 最大扭矩 156.8/2400 N 2m/rpm 最高转速 4500 rpm 后备功率 小
1.1离合器基本性能关系式
为了能可靠地传递发动机最大转矩max c T ，离合器的静摩擦力矩c T 应大于发动机最大转矩，而离合器传递的摩擦力矩c T 又决定于其摩擦面数Z 、摩擦系数f 、作用在摩擦面上的总压紧力P Σ与摩擦片平均摩擦半径R m ，即
m N R ZfP e r e c ?=T =T max β【1】
（2-1）
式中：β—离合器的后备系数。
f —摩擦系数，在设计中取值为0.25~0.3.
Z —摩擦面数，单片离合器，取值2
1.2摩擦片外径D 与内径d 的选择
当按发动机最大转矩max e T （N 2m ）来确定D 时，有下列公式可作参考：
A
T D e /100max =【1】
（2-2）
式中A 反映了不同结构和使用条件对D 的影响，在确定外径D 时，有下列经验公式可供初选时使用：
max e D T K D ?=【1】
（2-3）
轿车：K D =14.5
轻、中型货车：单片K D =16.0～18.5
双片K D =13.5～15.0
重型货车：K D =22.5～24.0
本次设计所设计的是中型载重车（T emax /n T 为156.8Nm/2400rpm ）的膜片弹簧离合器。所设计的离合器摩擦片为单片，选择K D =17。所以
D=mm
8.
212
8.
156
17=
?
按
max
e
T初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表2-1为我国摩擦片尺寸标准。
表2-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径/
D mm
内径
/d mm
厚度
/h mm
内外径之
比/
d D
单位面积
2
/
F mm
160 110 3.2 0.687 10600 180 125 3.5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3.5 0.667 22100 250 155 3.5 0.620 30200 280 165 3.5 0.589 40200 300 175 3.5 0.583 46600 查出本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为212.8mm。再查表2-1即可得到摩擦片的具体参数，如下：
摩擦片外径D=225mm
摩擦片内径d=150mm
摩擦片厚度h=3.5mm
摩擦片内外径比d/D=0.667
单面面积F=22100mm2
1.3 离合器后备系数的确定
在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数β。
表2-2 后备系数表
本设计是中型载重车离合器的设计，该车型属于中、重型货车类型，故选择本次设计的后备系数β在1.60～2.25之间选择。因为该车型为后备功率小，取
β=1.60。因此有离合器的转矩容量Tc=β
max
c
T=1.63156.8=251 N.M
1.4 单位压力P的确定
摩擦面上的单位压力P
值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。离合器使用频繁，发动机后备功率
较小时，P
0应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，P
应取
小些；后备系数较大时，可适当增大。
当摩擦片采用不同材料时，P
按下列范围选取：
石棉基材料 P
=0.10～0.35MP
粉末冶金材料 P
=0.35～0.60MP
金属陶瓷材料 P
=0.70～1.50MP 本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料。
离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：
T c =fFZR
c
(2-4)
式中，T
c
-------静摩擦力矩；
f--------摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.25～0.30；选取f=0.25
F--------压盘施加在摩擦面上的工作压力；
R
c
------摩擦片的平均半径；
Z--------摩擦面数，是从动盘的两倍；所以，Z=2 假设摩擦片上工作压力均匀，则有：
F= P
03A= P
π(D2-d2)/4【1】（2-5）
式中，P
------摩擦片单位压力；
A------一个摩擦面面积；
D------摩擦片外径；
d-------摩擦片内径.
摩擦片的平均半径R
c
根据压力均匀的假设，可表示为：
R
c
=(D3-d3)/3/(D2-d2) （2-6）
当d/D≥0.6时，R
c
可相当准确的有下式计算：
R
c
=（D+d）/4 (2-7)
因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.667≥0.6，则R
c
用（2-7）式计算将（2-5）、（2-7）式代入（2-4）得：
T c =πfZ P
(D2-d2)（D+d）/16 （2-8）
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时T
c
应大
于发动机的最大转矩，即
T c =βT
emax
（2-9）
式中，T
emax
=156.8Nm为发动机最大转矩；β=1.6为离合器的后备系数。把（2-8）式代入（2-9）式得：
P 0=16βT
emax
/[πfZ (D2-d2)（D+d）]
代入各参数可得P
=0.242MPa
所以所得P
在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取的材料及单位压
力P
符合设计要求。
1.5 离合器基本参数的约束条件
1．摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度V
D
不超过65～70m/s，即
V D = n
emax
D310-3π/60≤65～70m/s
式中，n
emax 为发动机的最高转速（r/min）。本次设计中n
emax
=4500 r/min，所
以
V
D
= 45003225310-3π/60=53m/s符合V D≤65～70m/s的约束条件。
2. 摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70内
c=d/D=150/225=0.667符合约束条件
3.为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，应使1.2≤β≤
4.0，在前面参数选取中，我们选取β=1.6，符合此约束条件。
4.为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约
50mm，即d＞2Ro+50 。d=150mm，Ro=50mm符合要求。
5. 单位摩擦面传递转矩的许用值
为反映离合器传递转矩且有过载保护的能力，单位摩擦面传递的转矩应小于其许用值。
即：
)
(
4
2
2
0d
D
Z
T
T c
c-
=
π
要求
[]
0c
C
T
T≤
即可。
6.为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P0对于不同车
型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P
为0.10～1.50MPa。
=0.242MPa，符合此约我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取P
束条件。
2离合器从动盘总成设计
从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。
2.1摩擦片设计
2.1.1 摩擦片选材
2.1.2摩擦片铆钉的强度校核
本设计所采用的离合器摩擦片材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，选取4颗铆钉铆接.其铆接位置为R=50mm 。铆钉材料选为15号钢。铆钉的校核如下：
平均每颗铆钉所受的最大剪切力F max ：
N nRa T F e 78410
75.9316220
3
max max =??==
-【1】
根据铆钉所受的F max ，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度： []τ
πτ≤=
m d F 20max 4【1】
[]
p
p d F δδ
σ≤=
0max
【1】
式中：d O 为铆钉孔直径，mm ； m 为每个铆钉的抗剪面数量； δ为被铆件中较薄板的厚度，mm ；
根据相关已知参数，可得，δ=1mm ，m=2；选取的铆钉直径d O =5mm ，
[]τ=115Mpa ，[]p δ=430Mpa 。将各项数值代入公式得到：
[]τππτ≤=???==
Mpa m d F 202
5784
442
20max []
p p Mpa d F δδσ≤=?==
4.782
5784
0max 所以，所选铆钉能够满足使用要求。
2.2从动盘毂设计
从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和
发动机转矩按GB1144-2001矩形花键尺寸、公差和检验选取(见表3-1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.0～1. 4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。
表3-1 GB1144-2001
花键尺寸选定后应进行挤压应力j σ ( MPa)及剪切应力τj ( MPa)的强度校核：
(
)
[]
MPa znl
d D j
e j 30822max =≤-T =σσ【1】
（3-1）
()[]
MPa znlb
d D j
e j 154max =≤+T =
ττ【1】
（3-2）
式中：D ，d —分别为花键外径及内径，mm ； n —花键齿数；
l ，max e T b —分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm ；
z —从动盘毅的数目；
max e T —发动机最大转矩，N.mm 。
从动盘毅通常由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC28～32。
由表3-1选取得：
花键齿数n=10； 花键外径D=32mm ； 花键内径d=26mm ；键齿宽b=4mm ； 有效齿长l=30mm ；挤压应力σ=11.5MPa ； 校核计算如下：
(
)
Mpa znl
d D
e j 8.16]301012632/[220882
22
2max =???-?=-T =）（）（σ ()Mpa znlb
d D
e j 6.12]303101)2632/[(22044max
=????+?=+T =
）（τ
j σ=16.8MPa []MPa j 30=<σ；
j τ=12.6MPa [
]MPa j 15=<τ符合强度得要求。 2.2.1 传力销的强度校核
传力销同时受弯曲应力和拉伸应力的影响，此外，传力销表面还受挤压应力的作用。其强度校核如下。 （1）拉弯复合应力 N nR T Q n e 15.62059
.0328.1562max =??==
【1】
式中，max e T 为发动机最大转矩，N.m ； n 为传力销数目； n R 为力的作用半径，m 。 传力销的拉伸应力为
()MPa 1123
514.339.138088004n d P 422=????-?==
πσ拉 式中，P 为作用在传力销上的力，N ； d 为传力销根部直径，cm ； n 为传力销数目。 （2）传力销的挤压应力为 MPa d 2.8100
5.05.115
.62100S Q 1=??=?=
挤σ
式中，S 为作用宽度； 1d 为传力销的直径。
经过校核，所选的传力销符合设计使用要求。
2.3从动片设计
2.3.1从动片的厚度及选材
从动片通常用1.0～2.0mm 厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm ，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50或85号钢)或65Mn 钢板，热处理硬度HRC38～48；采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2～0.3mm ；波形弹簧片采用65Mn 钢板，热处理硬度 HRC43～51。本次设计采用整体式从动片，厚度为2mm 。
2.4扭转减振器设计
2.4.1扭转减振器的功能 2.4.2扭转减振器的参数确定 （1）扭转减振器的角刚度
减振器扭转角刚度K a 决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度
K a ≤13T j 【2】 式中：T j 为极限转矩，按下式计算
T j =（1.5～2.0）T e max 【2】
式中：2.0适用乘用车，1.5适用商用车，max e T 为发动机最大扭矩 取T j =235.2N.M
（2）扭转减振器最大摩擦力矩
合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T μ。一般可按下式初选为 T μ=（0.06～0.17）T e max 【2】 取T μ=0.15T e max =23.52N.M （3）扭转减振器的预紧力矩
一般选取T 预=（0.05～0.15）T e max 取T 预=0.12T e max =18.8 N.m （4）扭转减振器的弹簧分布半径
减振弹簧的分布尺寸R 0的尺寸应尽可能大一些，一般取
R 0 =（0.60～0.75）d/2 =（0.60～0.75）3150/2 =（45～56.25）mm
同时满足 R 0 ≤（d-50）/2
其中d 为摩擦片内径，代入数值，得R 0 =50mm 。 （5）扭转减振器弹簧数目
可参考表3-2选取，本设计D=225mm ，故选取Z=4。
表3-2 减振弹簧的选取
摩擦片外径
/D mm
225~250
250~325
325~350
350>
j Z
4~6
6~8
8~10
10>
（6）扭转减振器减振弹簧的总压力
当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj
P 总=
N R
T j 470410
502
.2353
=?=
-【2】 式中：P 总的计算应按Tj 的大者来进行P 总=4704N 。
每个弹簧工作压力
P P Z
=总=4704/4=1176N 【2】
2.4.3减振弹簧的尺寸确定
在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。
弹簧的平均直径2D ：一般由结构布置决定，通常选取D c =11～15左右。 弹簧钢丝直径d
d=3
]
[8τπPDc 【2】
式中：扭转许用应力τ=550～600MPa ，d 算出后应该圆整为标准值，一般为3～4mm 左右。代入数值，得d=3.9mm ，符合上述要求。
减振弹簧刚度： k=
)
/(1000R ka 2
0mm N n
【2】
=380N/mm
减振弹簧的有效圈数：
i =
C
G D d 32
41
8【2】
式中：G 为材料的扭转弹性模数，对钢G =83000N/mm 2，代入数值，得i =4.04。减振弹簧的总圈数()1.52n i =+～=6。
减振弹簧在最大工作压力P 时最小长度：
()min 1L n d δ=+11.1d n ==26.4mm
减振弹簧的总变形量：
1.3'==?k P l mm 减振弹簧的自由高度：
0min l l l =+?=28.3mm 减振弹簧的预变形量：
23.00
==?kZR T l 预
mm 减振弹簧安装后的工作高度：
0l l l =-?=28.07mm
3 膜片弹簧设计
3.1 膜片弹簧的概念 3.2 膜片弹簧的弹性特性 3.3 膜片弹簧主要参数的选择
3.3.1 H/h 选择
比值H/h 和h 的选择：在设计过程中, 比值H/h 和h 的选择要根据膜片弹簧非线形特性的弹性变化规律来选择,为了能够正确选择其膜片弹簧的特性曲线,来得到最佳的使用性能,一般H/h 的比值范围2.2H/h 5.1≤≤.常用的膜片弹簧板厚为2~4mm 。 3.3.2 R r 选择
根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为1.2～1.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R 值应取为大于或等于摩擦片的平均半径R c 。摩擦片的平均半径：
c R =(D+d)/4=(225+150) /4=93.75mm 因c R >R ，取R=100mm ，则r=80mm 则R/r=100/80=1.25。 3.3.3 圆锥底角α
汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在15~9°范围内，本设计中式
α=arctan[H/(R-r)]=arctan[4.6/(100-80)]
得α=13.1°在15~9°之间，合格。 3.3.4膜片弹簧工作位置的选择：
膜片弹簧的弹性特性曲线，如图4-2所示。该曲线的拐点H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且()2111N M H λλλ+=。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B 一般取在凸点M 和拐点H 之间，且靠近或在H 点处，一般=B 1λ(0.8～1.0)H 1λ，以保证摩擦片在最大磨损限度λ?范围内压紧力从B F 1到A F 1变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B 变到C ，为最大限度地减小踏板力，C 点应尽量靠近N
点。
图 4-2 膜片弹簧的弹性特性曲线 3.3.4 分离指数目n 的选取
分离指的数目N 、切槽宽1δ以及窗空宽2δ和半径r 的选择都要符合标准来选取。汽车离合器的膜片弹簧的分离指的数目要大于12个，一般在18左右取整偶数，以方便于生产制造时好利用模具分度；切槽宽1δ一般在范围mm 5~3之间；窗空宽12)3~5.2(δδ=，其半径2)4.1~8.0(δ-=r r c 。
本设计中取分离指数n 为18。 3.3.5 切槽宽度1δ
切槽宽δ1=3.2～3.5mm ，窗孔槽宽δ2=9～10mm ，r e 的取值应满足r-r e ≥δ2的要求。所以选取δ1=3.5mm ，δ2=10mm ，r e =70mm 。 3.3.6膜片弹簧小端内半径0r 确定
由表3-1可得知花键尺寸D=32mm 。取0min r I ≥轴花键半径，则取0r =24mm 。 3.3.7压盘加载点半径1R 和支承环加载点半径1r 的确定
1r 应略大于且尽量接近r ，1R 应略小于R 且尽量接近R 。
膜片弹簧应用优质
高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为
602Si MnA ，当量应力可取为21600~1700/N mm 。
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知，1R 和1r 需满足下列条件：
711≤-≤R R 且 601≤-≤r r
由前面R r 选择可知，R=100mm ，r =80mm 代入上式得：
1≤ 100－R1≤7且 0≤1r －80≤ 6 故选择 R1=95mm ，1r =80mm 。
碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P 与变形之间有如下关系： ()??
????+??? ??
---=
P 22
22)1(h H H A R Eh λλμλ【2】 式中：E —弹性模量，对于钢：E=21 X 104MPa μ—泊松比，钢材料取μ=0. 3； h —弹簧钢板厚度，mm ； H —碟簧的内截锥高，mm ； R —碟簧大端半径，mm ； A —系数，??
?
??-=
A m m m 1ln 6π m —碟簧大、小端半径之比，m=R/r 。
汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图4-2所示。 （a ）
自由状态；
（b）结合状态；（c）分离状态
图4-2 膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形用VB语言编写程序，把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=1.84，h=2.5mm，H=4.6mm；R/r=1.25，R=100mm，r=80mm；
N=18；r
0=24mm，r
f
=30mm；δ1=3.5mm，δ2=9mm，r
e
=68mm；R
1
=96mm，r
1
=82mm。
由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M、B、H、N、C及各点坐标如图4-3所示：
图4-3 调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图
3.3.8 检验所得尺寸是否符合设计的约束条件
（1）应保证所设计的弹簧工作压紧力F
1B 与摩擦片工作压力F
Y
相等
由上图数据显示可知，F
1B =7042.5N，F
C
=7042.9N，F
1B
≈F
Y
符合设计要求。
（2）为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使λ
1B /λ
1H
=0.8～1.0即
0.8≤（R-r）λ
1B /[（R
1
-r）H]≤1.0
λ
1B =3.13则（R-r）λ
1B
/[（R
1
-r）H]=(100-80)33.13/[（96-82）3
4.6]=0.97符合设计要求。
（3）为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因
素的下降，摩擦后弹簧工作压紧力F
1A 应满足F
1A
＞F
1B
。
由上特性曲线可知F
1A =7881.2N，F
1B
=7042.5N，满足F
1A
＞F
1B
的设计要求。
汽车设计课程设计
3 表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数
u a max + e e C D ——空 气 阻 力 系 数 ， 取 C D =0.9； 一 般 中 重 型 货 车 可 取 0.8~1.0； 轻 型 货 车 或 大 客 车 0.6~0.8；中小型客车 0.4~0.6；轿车 0.3~0.5；赛车 0.2~0.4。 A ——迎风面积, m 2 ,取前轮距 B 1 ×总高 H ， A =2.465 ? 3.53 m 2 u a max ——该载货汽车的最高车速， u a max =90km ／h 。 将各值带入式 1-1 得： 也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值： 比功率 = 1000P max m a = fg C D A 3.600ηT 76.14m a ηT u a max 3 （1-2） 求得比功率为 6.311kw 。 因此，通过比功率计算得，该汽车选用发动机的功率 kw 参考日本五十铃、德国奔驰等同类型车型，同时由于该载货汽车要求的最高车速相对较高，因此应 使其比功率相对较大，所选发动机功率应不小于 195.61KW ，初步选择发动机的最大功率为 200 kW ；发 动机最大功率时的转速 n p ,初取 n p =2200r/min 。 1.1.2 发动机最大转矩及其转速的确定 当发动机最大功率和其相应转速确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩。 （1-3） 式中 T e max ——发动机最大转矩，N.m ； α ——转矩适应性系数， α ＝ T e max T p T p ——最大功率时的转矩，N.m ； α 的大小标志着当行驶阻力增加时，发动机外特性曲线自动增加转矩的能力， α 可参考同类发动机数值 选取，初取 α =1.05； P max ——发动机最大功率，kW ； n p ——最大功率时的转速，r/min 。
汽车设计课程设计(货车)
沈阳航空工业学院 课程设计 （说明书） 课程名称汽车设计课程设计 专业机械设计制造及其自动化 班级 6406110 学号 200604061345 姓名刘大慧 指导教师王文竹
目录 1 汽车的总体设计- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1 1.1汽车总体设计的特点- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1 1.2汽车总体设计的一般顺序- - - - - - - - - - - - - - - - -- - - 1 1.3布置形式- - - - - - - - - - - - - - - - -- - -- - - - - - - -3 1.4轴数的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -4 1.5 驱动形式的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- -4 2 载货汽车主要技术参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- - -5 2.1汽车质量参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.1汽车载荷质量的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.2整车整备质量的预估- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.3汽车总质量的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.4汽车轴数和驱动形式的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.5汽车的轴荷分配- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.2汽车主要尺寸的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 2.2.1汽车轴距L确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 2.2.2汽车的前后轮距B1和B2- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 2.2.3汽车前悬Lf和后悬LR的确定- - - - - - - - - - - - - - - - -- - 6 2.2.4汽车的外廓尺寸- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 2.3汽车主要性能参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - --- - 7 2.3.1汽车动力性参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 7 2.3.2汽车燃油经济性参数的确定 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 7 2.3.3汽车通过性性参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - -- - 8 2.3.4汽车制动性参数的确定 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 8 3载货汽车主要部件的选择和布置- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 9 3.1发动机的选择与布置- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- --- 9 3.1.1发动机型式的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- -- 9 3.1.2发动机主要性能指标的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - -- 9
汽车总体设计说明书
中北大学 课程设计说明书 学生姓名：学号： 学院（系）：机械工程系 专业：车辆工程 题目：一汽大众宝来乘用车总体设计及各总成选型综合成绩： 指导教师：职称: 教授 2013年 12 月 30 日
中北大学 课程设计任务书 2013/2014 学年第 1 学期 学院（系）：机械工程 专业：车辆工程 学生姓名：学号： 课程设计题目：一汽大众宝来乘用车整体设计及各总成选型起迄日期：12 月20 日～ 1 月 3 日 课程设计地点： 指导教师 系主任： 下达任务书日期: 2013 年12月20日
课程设计任务书 1．课程设计教学目的： （1）培养学生专业思想。使学生了解以前所学理论知识和参加过得金工实习、工艺实习及专业生产实习等环节，都是为今后的专业设计、生产做准备，每一个环节都是为了培养一名合格的车辆工程专业人才而设置，车辆工程专业需要有扎实的专业基础知识和实践能力。 （2）提高结构设计能力。通过课程设计，使学生学习和掌握汽车驱动桥的主减速器设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计的能力。 （3）在课程设计实践中学会查找、翻阅和使用标准、规范、手册、图册和相关技术资料等。 2．课程设计的内容和要求： 1、内容：一汽大众宝来乘用车整体设计及各总成选型 2、具体参数： 车型7 长宽高 /mm 前悬/后悬 /mm 前轮距/后轮 距 / mm 轴距 /mm 总质 量/kg 整备质 量/kg 一汽大众宝来4376 1735 1446 873/990 1513/1494 2513 1830 1280 额定 承 载人数发动机 型号 排量 /mL 发动机功率 /kW 轴数 最高车速 /(km/h) 轮胎规格 5 BJH 1595 74 2 182 195/65R15 3、要求： 为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数，详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总布置草图和乘员舱布置草图。（1）驱动形式及主要参数的选择：驱动形式，布置形式，汽车主要参数的选择（2）发动机的选择 （3）外形设计及总体布置：整车布置的基准线（面）—零线的确定，各部件的布置3．课程设计成果形式及要求： 完成内容： （1）总布置草图1张（1号图） （2）驾驶舱布置草图1张（3号图） （3）零件图1张（3号图） （4）设计计算说明书1份
汽车车身课程设计
汽车车身设计课程设计 课程设计题目 电动游览车车身设计 姓名： 学号： 班级： 指导教师： 学院： 学校： 日期：
目录 1.摘要 (3) 2.设计任务书 (4) 3.方案分析及选择 (5) 4.设计步骤 (6) 4.1车身主要尺寸的分确定和基本外轮廓的草图设计 (6) 4.2车身轮廓的细节处理 (13) 4.3.对车身进行着色处理 (19) 4.4车身的整体效果图 (20) 5.设计心得 (21) 6.参考文献 (22)
1.摘要 车身是汽车的三大总成之一，其生存周期约为底盘的三分之一。车身的更新速度较快，因此车身设计对新车的开发具有十分重要的作用。目前，计算机辅助技术已渗透到汽车生存周期的各个阶段，尤其是CAD技术已成为汽车造型设计的常规手段。 通过本次课程设计了解汽车车身造型设计的程序，理解汽车车身造型设计的基本原理和方法，掌握汽车造型设计中的美学、空气动力学和人机工学的一般知识。同时培养动手操作能力和分析能力，为以后从事汽车车身设计打下坚实的基础。课程设计中，本人的任务是根据观光车车身的布置特点，完成车内布置及三维造型。通过查找现有车型的参数及座位的布置，利用CA TIA画出车内布置的三维图中，并进行相应的渲染。达到设计一款外形流畅美观，具备实用性的电动游览车。 关键词:车身造型，美学，空气动力学，CA TIA，电动观光车
2.设计任务书 学年学期： 专业班级： 指导教师： 设计时间：15-17周 学时周数：3周 一、设计目的 通过本次课程设计使学生了解汽车车身造型设计的程序，理解汽车车身造型设计的基本原理和方法，掌握汽车造型设计中的美学、空气动力学以及人机工程学的一般知识。同时培养学生的动手能力和分析能力，为以后从事汽车车身设计打下坚实的基础。 二、设计任务及要求 根据一下车身尺寸参数完成电动观光车车身造型设计任务，达到以下要求： 车体宽度小于2m 车体高度小于2m 可供月15到18人乘坐 最高时速40KM 允许坡度15°
汽车设计课程设计
XX大学 汽车设计课程设计说明书设计题目：轿车转向系设计 学院：X X 学号：XXXXXXXX 姓名：XXX 指导老师：XXX 日期：201X年XX月XX日
汽车设计课程设计任务书 题目：轿车转向系设计 内容： 1.零件图1张 2.课程设计说明书1份 原始资料： 1.整车性能参数 驱动形式4 2前轮 轴距2471mm 轮距前/后1429/1422mm 整备质量1060kg 空载时前轴分配负荷60% 最高车速180km/h 最大爬坡度35% 制动距离（初速30km/h） 5.6m 最小转向直径11m 最大功率/转速74/5800kW/rpm 最大转矩/转速150/4000N·m/rpm 2.对转向系的基本要求 1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕顺时转向中心旋转； 2）操纵轻便，作用于转向盘上的转向力小于200N； 3）转向系的角传动比在15~20之间，正效率在60%以上，逆效率在50%以上；4）转向灵敏； 5）转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构； 6）转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。
目录 序言 (4) 第一节转向系方案的选择 (4) 一、转向盘 (4) 二、转向轴 (5) 三、转向器 (6) 四、转向梯形 (6) 第二节齿轮齿条转向器的基本设计 (7) 一、齿轮齿条转向器的结构选择 (7) 二、齿轮齿条转向器的布置形式 (9) 三、设计目标参数及对应转向轮偏角计算 (9) 四、转向器参数选取与计算 (10) 五、齿轮轴结构设计 (12) 六、转向器材料 (13) 第三节齿轮齿条转向器数据校核 (13) 一、齿条强度校核 (13) 二、小齿轮强度校核 (15) 三、齿轮轴的强度校核 (18) 第四节转向梯形机构的设计 (21) 一、转向梯形机构尺寸的初步确定 (21) 二、断开式转向梯形机构横拉杆上断开点的确定 (24) 三、转向传动机构结构元件 (24) 第五节参考文献 (25)
汽车理论课程设计汇本说明书
海南大学 《汽车理论》 课程设计说明书 题目：汽车动力性计算 学号：20140507310069 姓名：郭东东 年级：2014级 学院：机电工程学院 系别：汽车系 专业：车辆工程 指导教师：张建珍 完成日期：2017年6月1日
目录 1. 题目要求 (1) 1.1. 题目要求 (3) 1.2. 车型参数 (4) 2. 计算步骤 (5) 2.1. 绘制功率外特性和转矩外特性曲线 (5) 2.2. 绘制驱动力——行驶阻力平衡图 (7) 2.3. 绘制动力特性图 (11) 2.4. 绘制加速度曲线和加速度倒数曲线 (14) 2.5. 绘制加速时间曲线 (21) 2.5.1. 二挡原地起步连续换挡加速时间曲线 (22) 2.5.2. 最高档和次高档超车加速时间 (26) 3. 结论分析 (32) 3.1. 汽车的最高车速u amax (32) 3.2. 汽车的加速时间t (32) 3.3. 汽车能爬上的最大坡度i max (33) 4. 心得体会 (33) 参考资料34
1.题目要求 1.1.题目要求 （1）根据书上所给的发动机使用外特性曲线拟合公式，绘制功率外特性和转矩外特性曲线； （2）绘制驱动力---行驶阻力平衡图； （3）绘制动力特性图； （4）绘制加速度时间曲线和加速度倒数曲线； （5）绘制加速时间曲线，包括原地起步连续换挡加速时间和最高档和次高档加速时间、加速区间（初速度和末速度）按照国家标准 GB/T12543-2009规定选取，并在说明书中具体说明选取； （6）对动力性进行总体评价。
1.2.车型参数 汽车发动机使用外特性-n曲线的拟合公式为 式中，T q为发动机转矩（N·m）；n为发动机转速（r/min）。 发动机的最低转速n min=600r/min，最高转速n max=4000r/min 装载质量2000kg 整车装备质量1800kg 总质量3880kg 车轮半径0.367m 传动系机械效率ηT=0.84 滚动阻力系数f=0.016 空气阻力系数×迎风面积C D A=2.77m2 主减速器传动比i0=5.97 飞轮转动惯量I f=0.218kg·m2 二前轮转动惯量I W1=1.798kg·m2
汽车设计课程设计指导 09车辆
汽车设计课程设计任务书 一、课程设计的目的 汽车设计课程设计是汽车设计课的重要组成部分，也是获得工程师基本训练的一个教学环节。其目的在于： 1 通过汽车部件（总成）的设计，培养学生综合运用所学过的基本理论、基本知识和基本技能分析和解决汽车工程技术实际问题的能力； 2掌握资料查询、文献检索的方法及获取新知识的方法，书面表达能力。 进一步培养学生运用现代设计方法和计算机辅助设计手段进行汽车零部件设计的能力。 3 培养和树立学生正确的设计思想，严肃认真的科学态度，理论联系实际的工作作风。 二、课程设计要求完成的工作内容 1 各总成装配图及零件图，采用二维设计和三维设计； 2 设计计算说明书1 份，A4 纸，18页左右。 设计计算说明书内容包括以下部分： 1）封面； 2）目录（标题及页次）； 3）设计任务（即：设计依据和条件）； 4）方案分析及选择； 7）主要零件设计及校核计算； 9）参考文献（编号，作者、书名，出版单位，出版年月）。 三、《汽车设计课程设计》题目 设计题目1：轿车膜片弹簧离合器的设计 课程设计的内容为：掌握轿车离合器的构造、工作原理。了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法。根据所给的车型及整车技术参数，进行轿车膜片弹簧离合器的设计，选择合适的结构类型，计算确定其相关参数与尺寸，详见设计任务书。 ：轿车自动变速器锁止离合器设计2设计题目 课程设计的内容为：在丰田轿车自动变速器的液力变矩器中设计一锁止离合器，以提高自动变速器稳定工况下的传动效率，详细要求见课程设计任务书。 四、课程设计的步骤和方法 在课程设计开始时，由指导教师向学生布置设计任务。设计任务的内容包括：设计题目、设计要求、设计手段、提供原始数据和主要相关资料、应完成图纸份量及设计计算说明书内容和要求。 学生根据设计任务和设计要求，在分析有关资料的基础上拟定各种设计方案，通过对比与分析确定采用的设计方案，然后进行精心设计，应按时、按质、按量地独立完成设计任务。 设计步骤如下：
《汽车设计》课程设计任务
《汽车设计》课程设计任务 第一组：总布置 总布置各组可用AutoCAD绘制总布置图，各组分图层布置相应总成或规定部分，最终汇总成总布置图。总体组协调各总成的布置。 任务1： 第一、二周：总体参数测绘 ●通过测绘和试验方式得到轮距离、轴距、轮距、前后悬、外廓尺寸、整备质量、总质量、 轴荷分配、最小转弯直径、通过性参数等相关参数。 ●结合各部分布置方案，绘制原车总布置图。 ●周五9.16提交总布置图。 第三、四周：总体性能参数计算 ●根据总体参数，计算通过性参数、平顺性参数、制动性参数、动力性参数等。 ●结合各总成的改进方案，绘制改进后的总布置图。 ●周五9.23中期检查过程报告 ●周五9.30提交设计说明书和总布置图。 任务2： 第一、二周：驾驶舱布置测绘 ●测绘得到座椅、方向盘、制动踏板、油门踏板、驻车制动、仪表或控制开关的布置位置， 对人机进行评价。 ●周五9.16提交驾驶舱布置图。 第三、四周：驾驶舱布置改进 ●根据测绘和分析结果，按照人机和安全性要求对驾驶舱布置进行改进。 ●绘制改进后的驾驶舱布置图。 ●周五9.23中期检查过程报告 ●周五9.30提交设计说明书和驾驶舱布置图。 任务3：车身布置 第一、二周：车身布置测绘 ●与车身组一同完成车架、车身上各附件、各总成安装装置等零部件的测绘 ●完成车身总布置图 ●周五9.16提交驾驶舱布置图。 第三、四周：车身布置改进 ●结合车身结构分析结果，完成对车身布置的修改 ●和悬架组合作完成后悬架修改，完成修改后车架的设计 ●绘制改进后的车身布置图 ●周五9.23中期检查过程报告 ●周五9.30提交设计说明书和车身布置图。 任务4： 第一、二周：底盘布置 ●与悬架组合作，测绘前后悬架结构形式，主观评价其性能，完成悬架布置图。
汽车制造工艺学课程设计活塞设计说明书(精)
山东农业大学 机械与电子工程学院 汽车制造工艺学课程设计 课程名称：汽车制造工艺学设计课题：活塞零件的机械加工工艺规程的编制 指导老师：吕钊钦 专业：车辆工程班级： 3班姓名：高超学号： 20120667 2014年 12月 11日 序言 本次设计内容涉及了机械制造工艺及机床夹具设计、金属切削机床、公差配合与测量等多方面的知识。 活塞加工工艺规程及其夹具设计是包括零件加工的工艺设计、工序设计以及专用夹具的设计三部分。在工艺设计中要首先对零件进行分析，了解零件的工艺再设计出毛坯的结构，并选择好零件的加工基准，设计出零件的工艺路线；接着对零件各个工步的工序进行尺寸计算，关键是决定出各个工序的工艺装备及切削用量；然后进行专用夹具的设计，选择设计出夹具的各个组成部件，如定位元件、夹紧元件、引导元件、夹具体与机床的连接部件以及其它部件；计算出夹具定位时产生的定位误差，分析夹具结构的合理性与不足之处，并在以后设计中注意改进。 关键词：工艺、工序、切削用量、夹紧、定位、误差。 目录 序言 (3) 一. 零件分析 (4)
1.1 零件作用 (4) 1.2零件的工艺分析 (5) 二. 工艺规程设计 (6) 2.1确定毛坯的制造形式 (6) 2.2基面的选择 (7) 2.3制定工艺路线 (10) 2.4机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 (11) 2.5确定切削用量及基本工时 (13) 三夹具设计 (16) 3.1问题的提出 (16) 3.2定位基准的选择 (17) 3.3定位误差分析 (19) 3.4夹具设计及操作简要说明....................................20 总结 (21) 参考文献…………………………………………………………22 （附）机械加工工艺过程卡片 *1套 机械加工工序卡片 *1套 绪论 我国的汽车行业正在飞速发展，汽车的动力部分也在不断改进，内燃机作为一种可移动的动力源已广泛应用于生产和生活的各个领域。活塞是内燃机的关键零
汽车设计(课程设计)钢板弹簧(DOC)
汽车设计——钢板弹簧课程设计 专业：车辆工程 教师：R老师 姓名：XXXXXX 学号：200XYYYY 2012 年7 月3 日
课程设计任务书 一、课程设计的性质、目的、题目和任务 本课程设计是我们在完成基础课、技术基础课和大部分专业课学习后的一个教学环节，是培养我们应用已学到的理论知识来解决实际工程问题的一次训练，并为毕业设计奠定基础。 1、课程设计的目的是： （1）进一步熟悉汽车设计理论教学内容； （2）培养我们理论联系实际的能力； （3）训练我们综合运用知识的能力以及分析问题、解决问题的能力。 2、设计题目: 设计载货汽车的纵置钢板弹簧 (1) 纵置钢板弹簧的已知参数 序号弹簧满载载荷静挠度伸直长度U型螺栓中心距有效长度 1 19800N 9.4cm 118cm 6cm 112cm 材料选用60Si2MnA ,弹性模量取E=2.1×105MPa 3、课程设计的任务： （1）由已知参数确定汽车悬架的其他主要参数； （2）计算悬架总成中主要零件的参数； （3）绘制悬架总成装配图。 二、课程设计的内容及工作量 根据所学的机械设计、汽车构造、汽车理论、汽车设计以及金属力学性能等课程，完成下述涉及内容： 1．学习汽车悬架设计的基本内容 2．选择、确定汽车悬架的主要参数 3．确定汽车悬架的结构 4．计算悬架总成中主要零件的参数 5．撰写设计说明书 6．绘制悬架总成装配图、零部件图共计1张A0。 设计要求： 1. 设计说明书 设计说明书是存档文件，是设计的理论计算依据。说明书的格式如下： （1）统一稿纸，正规书写； （2) 竖订横写，每页右侧画一竖线，留出25mm空白，在此空白内标出该页中所计算的主要数据； （3) 附图要清晰注上必要的符号和文字说明，不得潦草； 2. 说明书的内容及计算说明项目 (1)封面；（2）目录；（3）原始数据及资料；（4）对设计课题的分析；（5）汽车纵置钢板弹簧简图；（6）设计计算；（7）设计小结（设计特点及补充说明，鉴别比较分析，个人体会等）；（8）参考文献。 3. 设计图纸 1）装配总图、零件图一张（0＃）；
汽车设计课程设计
西安交通大学 汽车设计课程设计说明书 载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计 姓名： 班级： 学号： 专业名称： 指导老师： 日期：2104/12/1
题目： 设计一辆用于长途运输固体物料，载重质量20t 的重型货运汽车。 整车尺寸：11980mm×2465mm×3530mm 轴数：4；驱动型式：8×4；轴距：1950mm+4550mm+1350mm 额定载质量：20000kg 整备质量：11000kg 公路最高行驶速度：90km/h 最大爬坡度：大于30% 设计任务： 1) 查阅相关资料，根据题目特点，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、 驱动桥、车轮匹配和选型； 2) 进行汽车动力性、经济性估算，实现整车的优化匹配； 3) 绘制车辆总体布置说明图； 4) 编写设计说明书。 本说明书将从整车主要目标参数的初步确定、传动系各总成的选型、整车性能计算、发动机与传动系部件的确定四部分来介绍本课程设计的设计过程。
1.整车主要目标参数的初步确定 1.1发动机的选择 1.1.1发动机的最大功率及转速的确定 汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的最大功率。设计要求该载货汽车的最高车速是90km/h ，那么发动机的最大功率应该大于等于以该车速行驶时的行驶阻力功率之和，即: )76140 3600( 1 3 max max max a D a a T e u A C u f g m P ?+??≥ η （1-1） 式中 max e P ——发动机最大功率，kW ； T η——传动系效率（包括变速器、传动轴万向节、主减速器的传动效率），参考传动部件传动效 率计算得：95%95%98%96%84.9%T η=???=，各传动部件的传动效率见表1-1； 表1-1传动系统各部件的传动效率 a m ——汽车总质量，a m =31 000kg （整备质量11 000kg,载重20 000kg ）； g ——重力加速度，g =9.81m ／s 2 ； f ——滚动阻力系数,由试验测得，在车速不大于100km/h 的情况下可认为是常数。轮胎结构、 充气压力对滚动阻力系数有较大影响，良好路面上常用轮胎滚动阻力系数见表1-2。取0.012f =。 表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数 D C ——空气阻力系数，取D C =0.9；一般中重型货车可取0.8~1.0；轻型货车或大客车0.6~0.8；
汽车总布置设计说明书
目录 目录 ................................................................ I 摘要 .............................................................. I II 第1章、汽车形式的选择 . (1) 1.1汽车质量参数的确定 (1) 1.1.1汽车载客量和装载质量 ................................... 1 1.1.2质量系数ηmo ............................................ 1 1.1.3整车整备质量m o ......................................... 1 1.1.4汽车总质量m a ........................................... 1 1.2汽车轮胎的选择 ............................................... 2 1.3驱动形式的选择 ............................................... 2 1.4轴数的选择 ................................................... 3 1.5货车布置形式 ................................................. 3 第2章.汽车发动机的选择 (4) 2.1发动机最大功率 max e P (4) 2.2选择发动机 ................................................... 4 第3章、汽车主要参数选择 .. (7) 3.1汽车主要尺寸的确定 (7) 3.1.1外廓尺寸 ............................................... 7 3.1.2轴距L .................................................. 7 3.1.3前轮距B 1和后轮距B 2 ..................................... 7 3.1.4前悬L F 和后悬L R ......................................... 8 3.1.5货车车头长度 ........................................... 8 3.1.6货车车箱尺寸 ........................................... 8 3.2轴荷分配及质心位置的计算 ..................................... 8 第4章.传动比的计算和选 .. (13) 4.1驱动桥主减速器传动比0i 的选择 (13) 4.2变速器传动比 g i 的选择 (14) 4.2.1变速器头档传动比 1 g i 的选择 (14) 4.2.2变速器的选择 .......................................... 14 第5章.动力性能计算 (15) 5.1驱动平衡计算 (15) 5.1.1驱动力计算 ............................................ 15 5.1.2行驶阻力计算 .......................................... 15 5.1.3力的平衡方程 .......................................... 17 5.2动力特性计算 (17) 5.2.1动力因数D 的计算 (17)
汽车转向桥桥设计说明书
汽车转向桥设计说明书 任务书要求： （1）了解汽车转向桥的结构，功能 （2）进行汽车转向桥的受力分析 （3）总体方案设计 （4）画出转向节的零件图 （5）画出转向桥的总装图 一、概述 转向桥是利用转向节使车轮偏转一定的角度以实现汽车的转向，同时还承受和传递汽车与车架及车架之间的垂直载荷、纵向力和侧向力以及这些力形成的力矩。转向桥通常位于汽车的前部，因此也常称为前桥。 各类汽车的转向桥结构基本相同，主要有前轴（梁）、转向节、主销和轮毂 (1)前轴：由中碳钢锻造，采用抗弯性较好的工字形断面。为了提高抗扭强度，接近两端略呈方形。前轴中部下凹使发动机的位置得以降低，进而降低汽车质心，扩展驾驶员视野，减小传动轴与变速器输出轴之间的夹角。下凹部分的两端制有带通孔的加宽平面，用以安装钢板弹簧。前轴两端向上翘起，各有一个呈拳形的加粗部分，并制有通孔。 (2)主销：即插入前轴的主销孔内。为防止主销在孔内转动，用带有螺纹的楔形销将其固定。 (3)转向节：转向节上的两耳制有销孔，销孔套装在主销伸出的两端头，使转向节连同前轮可以绕主销偏转，实现汽车转向。为了限制前轮最大偏转角，在前轴两端还制有最大转向角限位凸块(或安装限位螺钉)。 转向节的两个销孔，要求有较高的同心度，以保证主销的安装精度和转向灵活。为了减少磨损，在销孔内压入青铜或尼龙衬套。衬套上开有润滑油槽，由安装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑。为使转向灵活轻便，还在转向节下耳的上方与前轴之间装有推力轴承11；在转向节上耳与前轴之间，装有调整垫片8，用以调整轴向间隙。
左转向节的上耳装有与转向节臂9制成一体的凸缘，在下耳上装有与转向节下臂制成一体的凸缘。两凸缘上均制有一矩形键与左转向节上、下耳处的键槽相配合，转向节即通过矩形键及带有键形套的双头螺栓与转向节上下臂连接。 (4)轮毂：轮毂通过内外两个滚锥轴承套装在转向节轴颈上。轴承的松紧度可以由调整螺母调整，调好后的轮毂应能正、反方向自由转动而无明显的摆动。然后用锁紧垫圈锁紧。在锁紧垫圈外端还装有止推垫圈和锁紧螺母，拧紧后应把止推垫圈弯曲包住锁紧螺母或用开口销锁住，以防自行松动。 轮毂外端装有冲压的金属端盖，防止泥水或尘土浸入。轮毂内侧装有油封(有的油封装在转向节轴颈的根部)，有的还装有挡油盘。一旦油封失效，则外面的挡油盘仍可防止润滑脂进入制动器内。 本文设计的是JY1061A型采用前置后轮驱动的载货汽车转向桥，因此该转向桥为从动桥。从动桥的功用：从动桥也称非驱动桥，又称从动车轴。它通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两端安装从动车轮，用以承受和传递车轮与车架之间的力（垂直力、纵向力、横向力）和力矩。并保证转向轮作正确的转向运动 1、设计要求： （1）保证有足够的强度：以保证可靠的承受车轮与车架之间的作用力。 （2）保证有足够的刚度：以使车轮定位参数不变。 （3）保证转向轮有正确的定位角度：以使转向轮运动稳定，操纵轻便并减轻轮胎的磨损。 （4）转向桥的质量应尽可能小：以减少非簧上质量，提高汽车行驶平顺性。 通过对CJ1061A型前桥的设计，可以加深我们的设计思想，即： （1）处理好设计的先进性和生产的可能性之间的关系； （2）协调好产品的继承性和产品的“三化”之间的关系。 2、结构参数选择 JY1061A型汽车总布置整车参数见表1：
汽车设计课设驱动桥设计
汽车设计课程设计说明书 题目：BJ130驱动桥部分设计验算与校核 姓名： 学号： 专业名称：车辆工程 指导教师： 目录 一、课程设计任务书 (1) 二、总体结构设计 (2) 三、主减速器部分设计 (2) 1、主减速器齿轮计算载荷的确定 (2) 2、锥齿轮主要参数选择 (4) 3、主减速器强度计算 (5) 四、差速器部分设计 (6) 1、差速器主参数选择 (6) 2、差速器齿轮强度计算 (7) 五、半轴部分设计 (8) 1、半轴计算转矩Tφ及杆部直径 (8) 2、受最大牵引力时强度计算 (9) 3、制动时强度计算 (9) 4、半轴花键计算 (9) 六、驱动桥壳设计 (10) 1、桥壳的静弯曲应力计算 (10) 2、在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 (11) 3、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 (11) 4、汽车紧急制动时的桥壳强度计算 (12)
5、汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算 (12) 七、参考书目 (14) 八、课程设计感想 (15)
一、课程设计任务书 1、题目 《BJ130驱动桥部分设计验算与校核》 2、设计内容及要求 （1）主减速器部分包括：主减速器齿轮的受载情况；锥齿轮主要参数选择；主减速器强度计算；齿轮的弯曲强度、接触强度计算。 （2）差速器：齿轮的主要参数；差速器齿轮强度的校核；行星齿轮齿数和半轴齿轮齿数的确定。 （3）半轴部分强度计算：当受最大牵引力时的强度；制动时强度计算。 （4）驱动桥强度计算：①桥壳的静弯曲应力 ②不平路载下的桥壳强度 ③最大牵引力时的桥壳强度 ④紧急制动时的桥壳强度 ⑤最大侧向力时的桥壳强度 3、主要技术参数 轴距L=2800mm 轴荷分配：满载时前后轴载1340/2735(kg) 发动机最大功率：80ps n：3800-4000n/min 发动机最大转矩17.5kg﹒m n：2200-2500n/min 传动比：i1=7.00； i0=5.833 轮毂总成和制动器总成的总重：g k=274kg
周子遂《汽车设计》课程设计指导书(变速器)
目录 （一）变速器结构方案的确定 (1) 1、档数 (1) 2、传动机构方案 (1) 3、换挡机构形式 (1) 4、齿轮型式 (2) 5、轴承选用 (2) 6、密封与润滑 (2) 7、操纵机构与倒档型式选择 (3) 8、变速器传动简图 (4) （二）主要参数的确定 (5) 1、中心距 (5) 2、轴向尺寸 (5) 3、齿轮参数的选择 (5) 4、各档传动比分配及齿数确定 (8) 5、齿轮变位系数的选择 (10) 6、齿轮参数 (10) （三）结构设计及强度校核 (12) 1、齿轮材料的选择 (12) 2、常啮合齿轮尺寸计算 (12)
3、齿轮强度校核 (21) (四)心得体会 (22)
（一）变速器结构方案的确定 1、档数； 变速器的挡数可在3-20个挡位范围内变化，增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和燃油经济型以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量变大，同时操纵机构负责，同事在使用时换挡频率增加并增加了换挡难度。 本设计中的变速器为货车变速器。跟具要求，确定挡数为五挡变速器。 2、传动机构方案； 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。方案a，b在满足使用性的条件下，结构更为简单，轴向尺寸更小，更有利于使变速器轻量化，维修也更为方便，更有利于润滑。再比较a和b，a方案的由于一挡和倒挡转速低，使用频率也低，只有在起步时才用到。故采用直齿滑动齿轮换挡，直齿滑动齿轮换档的优点是结构简单、紧凑，造价也比较低，经济性好。斜齿轮布置为中间轴采用右旋，第二轴和第一轴取为左旋。 3、换挡机构形式； 在选择了如图a的传动方案后，分析得出：由于1挡和倒挡转速低，齿轮直接啮合不会造成很大的冲击，故一挡和倒挡采用的时直
汽车设计说明书_-)K
目录 目录 (1) 摘要 (3) 1 汽车的总体设计 (1) 1.1汽车总体设计的一般顺序 (1) 1.2布置形式 (4) 1.3轴数选择 (4) 1.4驱动形式的选择 (4) 2 载货汽车主要技术参数的确定 (5) 2.1 汽车质量参数的确定 (5) 2.1.1汽车载荷质量的确定 (5) 2.1.2 整车整备质量的预估 (5) 2.1.3 汽车总质量的确定 (5) 2.1.4 汽车的轴荷分配 (5) 2.2汽车主要尺寸的确定 (5) 2.2.1汽车的主要尺寸 (5) 2.2.2 汽车的外廓尺寸 (6) 2.3汽车主要性能参数的确定 (6) 2.3.1 汽车动力性参数的确定 (6) 2.3.2 汽车燃油经济性参数的确定 (6) 2.3.3 汽车通过性性参数的确定 (6) 3 货汽车主要部件的选择及布置 (7) 3.1 发动机的选择与布置 (7) 3.1.1 发动机型式的选择 (7) 3.1.2 发动机主要性能指标的选择 (7) 3.2轮胎的选择 (10) 3.3离合器的选择 (10) 3.4万向传动轴的选择 (10) 3.5主减速器的选择 (10) 4 总体布置的计算 (11) 4.1 轴荷分配及质心位置计算 (11) 4.1.1平静时的轴荷分配及质心位置 (11) 4.1.2 水平路面上汽车满载行驶时各轴的最大负荷计算 (13) 4.1.3 制动时各轴的最大负荷计算 (14) 4.2 驱动桥主减速器传动比的选择 (15) 4.3 变速器传动比的选择 (15) 4.3.1 变速器一档传动比的选择 (15) 4.3.2 变速器档数和各档传动比的选择 (15) 5 汽车动力性及燃油经济性计算 (17) 5.1 汽车动力性能的计算 (17) 5.1.1驱动平衡的计算 (17) 5.1.2动力特性的计算 (19) 5.2功率平衡计算 (22)
车辆工程课程设计报告书
本科专业课程设计 题目新能源汽车动力与驱动系统总体的设计 学院: 汽车与交通工程学院 专业: 车辆工程 学号: 6 学生: 曼华 指导教师: 安文 日期: 2016.01
摘要 日益严重的环境污染和能源危机对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。为了汽车工业的可持续发展，以使用电能的电动机作为驱动设备的电动汽车能真正实现“零污染”，现已成为各国汽车研发的一个重点。 纯电动汽车是指利用动力电池作为储能动力源，通过电池向电机提供电能，驱动电机运转，从而推动车辆前进。而在电动汽车研究的众多技术选型中，依靠轮边驱动的电动汽车逐渐成为一种新颖的电动汽车选型方向。 本文设计了一种新型双电机独立驱动桥，该方案采用锂离子动力电池作为动力源，两台永磁直流无刷电机作为驱动装置，依靠两套减速齿轮组分别进行减速，用短半轴带动车轮旋转。在系统构型设计的基础上，进行了包括电动机、电池在的动力系统参数匹配。 关键词：纯电动汽车；锂离子；双电机系统
Abstract Increasingly serious environmental pollution and energy crisis put forward on the development of the auto industry is extremely severe challenges. In order to the sustainable development of automobile industry, to use the power of the motor as driving device of the electric car can truly realize "zero pollution", has become a national automobile research and development of a key. So-called pure electric vehicles is the use of power battery as energy storage power source, through the battery power to the motor, drive motor running, pushing forward vehicle. In the electric car research, technology selection, depending on the round edge drive electric cars gradually become a new direction of the electric car type selection. This paper designs a new type of double motor drive axle independently, the scheme adopts the lithium ion power battery as a power source, two permanent magnet brushless dc motor as drive device, rely on two sets of gear group respectively for slowing down, with a short half shaft drives the wheels. On the basis of the system configuration design, the power system parameters, including electric motors, batteries, matching. Key words:Electric vehicles;Li+;Dual motor system
汽车设计课程设计说明书
目录 前言 (1) 1 汽车离合器的整体描述 (2) 1.1 离合器的概述 (2) 1.1.1 离合器的基本组成 (2) 1.1.2 离合器的功用和分类 (2) 1.1.3 离合器的设计要求 (2) 1.2 摩擦离合器的组成 (3) 1.3 从动盘的选择 (4) 1.4 压紧弹簧和布置形式的选择 (4) 1.5 膜片弹簧支承形式的选择 (5) 1.6 压盘的驱动形式 (6) 1.7 离合器的通风散热 (6) 2 离合器的主要参数的选择 (7) 2.1 后备系数β (7) 2.2 单位压力p0 (7) 2.3 摩擦系数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt (8) 2.4 摩擦片的尺寸计算及校核 (9) 2.4.1 摩擦片外径D、内径d和厚度b (9) 2.4.2 摩擦片平均摩擦半径p p (10) 2.4.3 离合器的静摩擦力矩p p (10) 2.4.4 摩擦片的校核 (10) 3 离合器主要零件的设计 (12) 3.1 从动盘的设计 (12) 3.1.1 从动片的设计 (12) 3.1.2 从动盘毂的设计 (12) 3.1.3 摩擦片的设计 (13) 3.1.4 波形片的设计 (14)
3.2 离合器盖的总成 (14) 3.2.1 离合器盖的设计 (14) 3.2.2 压盘的设计 (14) 3.2.3 传动片的选择 (16) 3.2.4 支承环 (16) 3.2 分离轴承的总成 (16) 4 膜片弹簧的设计 (17) 4.1 拉式膜片弹簧的结构特点 (17) 4.2膜片弹簧基本参数的选择 (17) 4.3 膜片弹簧的弹性特性 (18) 4.4 膜片弹簧的强度计算 (19) 4.5 膜片弹簧的材料及制造工艺 (21) 5 扭转减振器的设计 (23) 5.1 扭转减振器的概述 (23) 5.2 扭转减振器的参数选择 (23) 5.2.1 扭转减振器的主要参数 (23) 5.2.2 扭转减振器参数的具体选择 (23) 5.3 减振弹簧的设计 (24) 5.3.1 减振弹簧的分布半径 (25) 5.3.2 单个减振弹簧的工作压力 (25) 5.3.3 减振弹簧的尺寸设计 (25) 6 离合器操纵机构的设计 (27) 6.1 离合器操纵机构的设计要求 (27) 6.2 离合器操纵机构形式的选择 (27) 6.3 离合器操纵机构的设计计算 (28) 6.3.1 操纵力传动比的计算 (28) 6.3.2 操纵机构踏板行程的计算 (28) 6.3.3 操纵力的计算及校核 (29) 6.3.4 分离离合器所做的功 (29)