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
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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；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,2m ,取前轮距1
B ×总高H ，A =2.465?3.532m max a u ——该载货汽车的最高车速，max a u =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：
3max max max 1000 3.60076.14D e a a a T a T
P fg C A
u u m m ηη=
=+比功率 （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200kW ；发动机最大功率时的转速p n ,初取p n =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 max e T ——发动机最大转矩，N.m ；
α——转矩适应性系数，α＝
max
e p
T T p T ——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；
max e P ——发动机最大功率，kW ；
p n ——最大功率时的转速，r/min 。
所以
一般用发动机适应性系数Φ表示发动机适应行驶工况的程度。
p T
n n α
Φ=，
p T
n n ——转速适应系数，通常取1.4-2.0，以保证汽车具有适当的最低稳定车速。
Φ值越大，说明发动机的适应性越好。采用Φ值大的发动机可以减少换档次数，减轻司机疲劳、减
少传动系的磨损和降低油耗。初取T n =1450r/min ，则
p T
n n =1.60，。
1.2 轮胎的选择
轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定。选择的依据是车型、使用条件、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。同时还应考虑与动力-传动系参数的匹配和对整车尺寸参数（例如汽车的最小离地间隙、总搞等）的影响。表1-2给出了部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。
根据各类汽车的轴荷分配来看，前轴在满载的时候负载在19%~25%， 后轴75%~81%。经计算得到
轮胎的最大静负载值为2790*9.8N ，根据表1-2选择前轴轮胎规格为11.00R20，轮胎数量为2；第二轴轴轮胎规格为11.00R20，轮胎数量为2；第三轴轮胎规格为11.00R20，轮胎数量为4；第四轴轮胎规格为11.00R20。所选轮胎的单胎最大负荷28700N ，欺压0.74MPa ，加深花纹，外直径1090mm 。
表1-2 大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件
1.3 传动系最小传动比的确定
普通载货汽车最高档通常选用直接档，若无分动器或轮边减速器，则传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比0i 。主减速比0i 是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。
对于载货汽车，为了得到足够的功率储备而使最高车速有所下降，如图1-1中的曲线3所示，0i 可按下式选择
i
u n r i
gh
p
r
max 0
)
472.0~377.0(= （1-4）
式中，r r —驱动车轮的滚动半径（m ），轮胎规格为12.00R20，普通花纹轮胎外直径
d=1090mm,,F=3.05,
p n ——发动机最大功率时的转速，p n =2200r/min; max a u ——最高车速，max a u =90km/h; gh i ——变速器最高档传动比，gh i =1.0。
所以
， 初取0i =5.0。
根据所选定的主减速比0i 的值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。
汽车驱动桥离地间隙要求见表1-3。其中，重型载货汽车的离地间隙要求在230mm-345mm 之间。
表1-3 汽车驱动桥离地间隙
1.4传动系最大传动比的确定
传动系最大传动比为变速器的I 档传动比g i I 与主减速比0i 的乘积。
g i I 应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着条件、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动
车轮的滚动半径等综合确定。
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有
max 0max max max (cos sin )e g T
a a r
T i i m g f m g r ηααψI ???≥???+=?? （１-5）
则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为
max max 0a r
gI e T
m g r i T i ψη???≥
?? （１-6）
式中 a m ——汽车总质量，a m =31000kg ； g ——重力加速度，g =9.81m/2
s ：
max ψ——道路最大阻力系数，max ψ=max max (cos sin )f αα?+
=0.0138cos16.7sin16.70.301?+=o
o
r r ——驱动车轮的滚动半径（m ），按2r F d
r π
?=计算，F=3.05，d=1090mm 所以r r =0.5294mm ； max e T ——发动机最大转矩，N.m ； 0i ——主减速比，0i =5.0；
T η——传动系传动效率，T η=0.849。
所以
根据驱动车轮与路面附着条件
max 02
e g T r
T i i G r η?I ???≤ （1-7）
求得变速器I 档传动比为
2max 0r g e T
G r i T i ?ηI ??≤
?? （1-8） 式中
2G ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷
?——道路的附着系数，在良好路面上?取0.8； r r ，max e T ，0i ，T η——同式（1-6）中的说明。
所以
这里将每个驱动承受的质量设为13t
综上，初步确定变速器I 档传动比。
2.传动系各总成的选型
2.1 发动机的选型
题目要求的发动机最大功率为200kw, 最大转矩为911.5N，相应转速为2200rpm，经调查初步选择上海柴油机股份有限公司的型号为6CL320-2的发动机，以及潍坊动力股份有限公司的型号为WD615.56、WD615.50的两款发动机。
图2-1 潍坊动力典型发动机参数
发动机型号6CL320-2
外形尺寸(mm) 1363×925×794
汽缸数 6
气门 4
排量(ml) 8820
缸径(mm) 114
行程(mm) 144
标定功率(kW) 235
功率转速(r/min) 2200
扭矩(N.m) 1250
扭矩转速(r/min) 1200
最低燃料消耗率(g/kW.h) 190
净质量(kg) 640
排放标准(TAS) 国Ⅱ
匹配车型客车、货车
将三个型号发动机主要参数集中在表2-2中，以及外特性曲线：
表2-2 所选发动机的主要技术参数
机型WD615.56WD615.506CL320-2
缸径/行程（mm）126/130126/130114/144
排量（L）9.7269.7269.0
额定功率（kW）193213235
2.2 离合器的初步选型
根据发动机的最大转矩，可为该重型载货汽车初步选定离合器。
离合器生产企业：东风传动轴有限公司
离合器型式：拉式膜片弹簧离合器
型号/规格： DSP430
转矩容量： 2700N.m
该离合器：与WD615.56匹配时，其后备系数为2.45；
与WD615.5匹配时，其后备系数为2.33；
与6CL320-2匹配时，其后备系数为2.13。
2.3 变速器的选型
重型货车需要多档变速器，用于适应复杂多变的使用条件，且易于保证重型汽车具有良好的动力性、经济型、加速性。前，组合式机械变速器已成为重型汽车的主要形式，即，以一到两种4～6档变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同档数不同传动比范围的变速器系列。
根据发动机最大转矩911.5N和变速器的一档传动比5.0，初步选择中国第一汽车集团公司生产的10档组合式机械变速器，变速器型号：CATS10-130,额定输入扭矩为1274N.m，该变速器最高档采用直接档，传动比范围为12.961。变速器各档速比见表2-3。
表2-3 所选变速器格档速比
2-4 传动轴的选型
该车前后轴距较大，为了提高传动轴的临界转速，避免共振以及考虑整车总布置上的需要，常将传动轴分段。当传动轴分段时，需加设安装在车架横梁上的中间支承，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等变形所引起的位移。橡胶弹性元件
能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主要承受传动轴因动不平衡、偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。
初步采用重庆重型汽车集团传动轴有限责任公司生产的重型汽车传动轴总成，编号为：006。工作扭矩为：15000N.m 。
2-5 驱动桥的选型
驱动桥处于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架之间的铅垂力、纵向力和横向力。
1、驱动桥结构型式和布置型式的选择
驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式相关。绝大多数载货汽车的驱动车轮采用非独立悬挂，相应地采用非断开式驱动桥。
现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置形式。
在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，且相邻两桥的传动轴是串联布置的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构，减少了体积和质量，成本较低。 2、主减速器结构型式选择
减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得主减速比0i 的大小及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数目及减速型式等。
双级主减速器有两级齿轮减速组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大0(7.612)i ≤≤且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上。
单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点是结构简单、主减速器的质量较小、尺寸紧凑，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。
综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动型式为84?，以及单级贯通式主减速器具有结构简单等诸多优点，同时又能满足使用要求。所以，选用单级减速贯通式驱动桥。 3、驱动桥的选型
根据计算的主减速比初步选择重庆红岩汽车车桥厂的单级减速双联驱动桥，产品型号：20048302。中、后桥均采用铸钢桥壳，中、后驱动桥承载能力均为13吨。最大输入扭矩40000N.m ，大于最大的输入扭矩
，主减速器传动比0i =4.875。
3 整车性能计算
3.1 配置上柴6CL320-2发动机时的整车性能计算
3.1.1 汽车动力性能计算
1）汽车驱动力和行驶阻力
汽车行驶过程中必须克服滚动阻力f F 和空气阻力w F ，加速时会受到加速阻力j F 的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力——坡度阻力i F 。
汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为：
t f w i j F F F F F =+++ （3-1）
发动机在转速n 下发出的转矩e T 经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力t F 按下式计算：
0e g T
t r
T i i F r η???=
（3-2）
式中 t F ——汽车驱动力，N ；
e T ——发动机转矩，N.m ；
g i ——变速器速比；
0i ——主减速器速比，
4.875；
T η——传动系效率，0.849T η=；
r r ——车轮的滚动半径，m ，
；
在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速n 所对应的汽车车速a u （km/h ）为：
0.377
r
a g nr u i i = （3-3） 式中 n ——发动机转速，r/min ； g i ，0i ，r r ——同式（1-10）说明。 滚动阻力f F ：
cos f a F m g f α= （3-4）
式中 g ——重力加速度，2
9.81/g m s =；
α——坡道的坡度角，o
；
f ——滚动阻力系数，同式（1-1）说明；
空气阻力w F ：
21
2
w D a F C A u ρ=
（3-5） 式中 D C ——空气阻力系数，
；
A ——迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积, A =2.465?3.5302m ；
ρ——空气密度，一般241.2258..N s m ρ-=；
a u ——汽车行驶速度，m/s 。
若a u 以km/h 计，则 2
21.15
D w a C A F u = 坡度阻力i F ：
sin i a F m g α= （3-6）
坡道的坡度为i 时 arctan i α= 加速阻力j F ：
j a
du
F m dt
δ= （3-7） 式中 δ——汽车旋转质量换算系数，δ按式2
121g i δδδ=++估算，取120.04δδ≈=，g i 为变速
器速比；
a m ——汽车总质量，；
du dt
——汽车行驶加速度，2
/m s 。 2）汽车的行驶性能曲线
通过计算各档车速对应的发动机转速n ，由发动机外特性曲线可得到相应的发动机转矩e T ，由式（3-2）可求得汽车的驱动力t F ，由式（3-4）和（3-5）可求得f w F F +，再作出汽车的行驶性能曲线。计算数据见表3-1。
表3-1 汽车驱动力与行驶阻力计算列表
一档
车速a u （km/h ）
3.5 4 5 6 7 n （r/min ）
1108.0
1266.3
1582.9
1899.5
2216.1
f
w F F +（N ）
3727.3 3864.6 3984.9 4123.6 4280.9 九档
9 1.440g i =
车速a u （km/h ）
30 40 45 50 60 n （r/min ）
1055.2 1406.9 1582.8 1758.7 2110.4 t
F （kN ） 9.7 14.7 13.3 13.2 11.5 f w F F +（N ）
3864.6 4123.6 4280.9 4456.6 4863.6 直接档
10 1.0g i =
车速a u （km/h ）
45 60 70 80 90 n （r/min ）
1099.2 1465.6 1709.8 1954.1 2198.3 t F （kN ） 8.3 9.8 9.0 8.3 8.0 f w F F +（N ）
4280.9
4863.6
5344.6
5899.6
6528.6
表3-2 不同坡度时的坡度阻力
坡度tan i α= ( %) 3 6 9 12 15 18 坡度阻力i F （N ） 9119.2 18213.9 27259.8 36233.3 45111.8 57405.8 坡度tan i α= ( %) 21 24 27 30 33 36 坡度阻力i F （N ）
6254.3
70971.0
79271.1
87385.3
95301.3
103008.0
将各档驱动力t F 随车速a u 的变化关系和不同坡度i 时的f W i F F F ++随a u 的变化关系画在同一张图上，则形成汽车的行驶性能曲线。发动机6CL320-2与变速器CATS10-130（最高档为直接档）和单级减速双联驱动桥（主减速比为4.875）匹配使用时的行驶性能曲线见图3-1。由汽车的行驶性能曲线可知该车的最高车速、最大爬坡度、档位的使用情况及各档位某车速的爬坡能力。
由图3-1可知该车的最高车速为92km/h （与发动机最大额定转速相对应）；
由图3-1可计算一档最大爬坡度:
一档时汽车能克服的最大行驶阻力为f W F F F ++=107260N ，对应的最大爬坡阻力为
，由sin i a F m g α=得arcsin(
)i
a F m g
α=， 所以，max 103810
arcsin()arcsin()19.31320009.81
i
a F m g
α===?o
=24.35°，max max tan 35.0%i α===45%；
3）汽车的加速性能计算
汽车在水平路面上（
）加速行驶时驱动力与行驶阻力平衡方程式
t f W j F F F F =++ （3-8）
或j a t f W F m a F F F δ=??=--，由此可得t f W
a
F F F a m δ--=
? （3-9）
式中 δ——汽车旋转质量换算系数，δ按式2
121g i δδδ=++估算，取120.04δδ≈=，g i 为变速器
速比；
t F 、f F 、W F 、a m 如前所述。
由a du a dt =
得1
a dt du a
=，2011t u a u t dt du a ==?? （3-10） 通过上式可求得汽车从初始车速1u 全力加速到2u 的加速时间t 。
由式（3-9）、（3-10）和汽车的行驶性能曲线可以作出各档加速时间曲线和连续换档加速时间曲线。计算数据见表3-3。
表3-3 汽车连续换档加速时间曲线计算列表
一档
112.961g i =
车速a u （km/h ）
3.5 4 5 6 7 t F （kN ） 128.8 128.6 115.0 113.3 105.0 f w F F +（N ）
3536.1
3537.5
3540.9
3544.9
3549.7
δ
2212110.040.0412.9617.76g i δδδ=++=++?=
a （2/m s ）
0.521 0.520 0.463 0.456 0.422 二档
车速a u （km/h ）
5 6 7 8 9 t F （kN ） 93.3 95.5 90.0 84.7 82.0 f w F F +（N ）
3540.9
3544.9
3549.7
3555.3
3561.6
图3-2 6CL320-2发送机用于货车的加速度曲线
图3-3 6CL320-2发动机用于货车的加速度倒数曲线
图3-4 6CL320-2发动机用于货车的加速时间曲线
同理，可以求出用WD615.56、WD615.50两款发动机是汽车的性能曲线。 3.1.2 汽车经济性能计算
汽车的燃油经济性是汽车使用中的另一项重要性能。我国汽车燃油经济性的主要评价指标有等速行驶燃油消耗量和循环工况行驶燃油消耗量，一般用等速百公里油耗（L/100km ）表示。
汽车百公里燃油消耗量s Q （L/100km ）为
1.02e
s a p g Q u g
ρ?=
? （3-11）
式中 p ——汽车以车速a u 等速行驶时用于克服滚动阻力和空气阻力，发动机所消耗的功率，
3
1
1()()360076140
a a D a f W T T m g f u C A u p P P ηη?????=+=+，kW ； T η——传动系效率，0.849T η=； a m ——汽车总质量，32000a m kg =； f ，D C ，A ——同式(1-1)说明；
e g ——燃油消耗率，g/(kW.h)，可根据发动机转速从外特性曲线上读取； a u ——汽车车速，km/h ；
g ρ——燃油的重度，柴油取7.94~8.13N/L ，取g ρ=8.04 N/L 。 通过计算，可作出汽车在各档位的等速百公里燃油消耗量曲线（图3-4）。
图3-4 配置6CL320-2发动机时汽车各档位的等速百公里燃油消耗曲线
从图3-2中可以看出随车速的提高，汽车的等速百公里油耗增大；
在常用车速46.46~63.32km/h ，以直接档行驶时燃油消耗率较低，为32.4 L/100km ； 车速在33.17~46.46 km/h ，以九档行驶时燃油经济性较好； 车速在24.68~33.17 km/h ，以八档行驶时燃油经济性较好； 车速在19.45~24.68 km/h ，以七档行驶时燃油经济性较好；
该车以最高车速92km/h 等速行驶时燃油消耗率最高，为43.86 L/100km ； 该车的等速百公里最低燃油消耗率为27 L/100km ，对应车速为3.5km/h 。 注：配置WD615.56和WD615.50两款发动机的性能计算同理，这里略。
4. 发动机与传动系部件的确定
1.变速器CATS10-130（最高档为直接档）、单级减速双联驱动桥（主减速比为4.875）与上柴6CL320-2匹配使用时，汽车的最高车速为92km/h,最大爬坡度为45%，从一档起步连续换档加速到75km/h 的加速时间为254.3s;
2.变速器CATS10-130、单级减速双联驱动桥与潍柴WD615.56匹配使用时，汽车的最高车速为90km/h,最大爬坡度为38.1%，从一档起步连续换档加速到最高车速75km/h,需要306.1s ；
3相比之下，变速器CATS10-130、单级减速双联驱动桥与WD615.50匹配使用时，汽车的最高车速为91.2km/h,最大爬坡度为35.1%，从一档起步连续换档加速到75km/h 的加速时间为284.3s 。
三种匹配情况下的整车性能比较见表4-1。
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 。
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°
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 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＃）；
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；
海南大学 毕业论文（设计） 题目：基于stm32的智能小车设计学号：20112834320005 姓名：陈亚文 年级：2011级 学院：应用科技学院（儋州校区） 学部：工学部 专业：电子科学与技术 指导教师：张健 完成日期：2014 年12 月 1 日
摘要 本次试验主要分析了基于STM32F103微处理器的智能小车控制系统的系统设计过程。此智能系统的组成主要包括STM32F103控制器、电机驱动电路、红外探测电路、超声波避障电路。本次试验采用STM32F103微处理器为核心芯片，利用PWM技术对速度以及舵机转向进行控制，循迹模块进行黑白检测，避障模块进行障碍物检测并避障功能，其他外围扩展电路实现系统整体功能。小车在运动时，避障程序优先于循迹程序，用超声波避障电路进行测距并避障，在超声波模块下我们使用舵机来控制超声波的发射方向，用红外探测电路实现小车循迹功能。在硬件设计的基础上提出了实现电机控制功能、智能小车简单循迹和避障功能的软件设计方案，并在STM32集成开发环境Keil下编写了相应的控制程序，并使用mcuisp软件进行程序下载。 关键词：stm32;红外探测;超声波避障;PWM;电机控制
Abstract This experiment mainly analyzes the control system of smart car based on microprocessor STM32F103 system design process. The composition of the intelligent system mainly including STM32F103 controller, motor drive circuit, infrared detection circuit, circuit of ultrasonic obstacle avoidance. This experiment adopts STM32F103 microprocessor as the core chip, using PWM technique to control speed and steering gear steering, tracking module is used to detect the black and white, obstacle avoidance module for obstacle detection and obstacle avoidance function, other peripheral extended circuit to realize the whole system function. When the car is moving, obstacle avoidance program prior to tracking, using ultrasonic ranging and obstacle avoidance obstacle avoidance circuit, we use steering gear under ultrasonic module to control the emission direction of ultrasonic, infrared detection circuit is used to implement the car tracking function. On the basis of the hardware design is proposed for motor control function, simple intelligent car tracking and obstacle avoidance function of software design, and in the STM32 integrated development environment under the Keil. Write the corresponding control program, and use McUisp program download software. Keywords：STM32；Infrared detection；Ultrasonic obstacle avoidance；PWM；Motor control
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
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
实验报告册课程名称： 指导老师： 班级： 姓名： 学号： 学期：20 —20 学年第学期南京农业大学工学院教务处印
实验目录实验一：膜片式离合器的设计 实验二：主减速器的优化设计 实验三：齿轮条式转向器的设计
实验二：主减速器的优化设计 一、课程设计目的 通过设计培养学生综合运用所学知识的能力，为以后的毕业设计进行一次综合训练和准备。通过本课程设计使学生在下述各方面得到训练： 1．运用汽车设计课程中的基本理论解决汽车传动系中主减速器设计过程中会遇到的各类问题，通过理论知识的知道来解决实际问题。 2. 通过市面上同类车型的性价对比，设计出合理、经济的主减速器。 3. 培养查阅资料能力，学会使用手册及图表资料。 二、课程设计要求 进行此设计之前，学生应该修完汽车构造、汽车理论、汽车设计以及与机械相关的基础课程。根据给定车辆初始参数，选择并匹配主减速器的结构型式，计算确定其的主要参数；详细计算指定的设计参数。 在此基础上，绘出指定总成的装配图和部分零件图；要求在CAD 环境下校核；要求对校核结果进行分析说明（此部分内容供学有余力的同学选做）。三、试验内容: （1）题目设置 根据设计要求，完成主减速器的设计与计算。学生在自愿基础上进行分组，每组3-5人，合理分工，统筹安排，共同完成主减速器设计的学习任务。每组选以下题目一个，题目如下： 1）发动机型号CS475Q 发动机最大转矩【N·m/(r/min) )】108/3200 传动系传动比：一挡4.896 主减速比4.875 驱动轮类型与规格5.5--13 汽车总质量（kg) 2000 使用工况：城乡 2）发动机型号LJ276Q 发动机最大转矩【N·m/(r/min) )】47.1/3000 传动系传动比：一挡4.111 主减速比5.833 驱动轮类型与规格5.0--10 汽车总质量（kg)1310 使用工况：城乡 3）额定装载质量：3000kg，最大总质量：6750kg，最大车速：75km/h，比功率： 10Kw/t，比转矩：33N?m/t，车轮滚动半径0.387。
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
目录0序言 1基本结构参数计算 1.1发动机缸径和转速的计算 2热计算 2.1发动机压缩过程计算 2.2发动机膨胀过程计算 2.3压缩膨胀过程处理 2.4有效功和有效压力的求解 2.5 P-V图向P-a图转换 3活塞运动学计算 3.1活塞位移（X） 3.2活塞速度V 3.3活塞加速度a 4连杆活塞的动力计算 4.1往复惯性力质量m j的求取 4.2相关力的求解 5曲轴的设计 5.1曲轴主要尺寸的确定 5.1.1曲轴销主要尺寸的确定 5.1.2主轴颈尺寸的确定 5.1.3曲柄臂尺寸的确定 5.2校核计算 5.2.1曲轴的弯曲弯曲校核 5.2.2曲轴的扭转强度校核 6活塞设计 6.1活塞材料的选择 6.2活塞主要尺寸的确定
6.2.1活塞总高H的确定 6.2.2压缩高度H1的确定 6.2.3火力岸高度H4的确定6.2.4环带高度H3的确定 6.2.5活塞顶部厚度δ的确定6.3活塞裙部的设计 6.3.1活塞横截面形状 6.3.2活塞与气缸的配合间隙6.4活塞的质量 7活塞销的设计 7.1活塞销材料的选择 7.2活塞销与销座尺寸的确定7.3活塞销与销座的配合 7.4活塞销质量m 3 8连杆的设计 8.1连杆材料的选择 8.2连杆主要尺寸的确定 8.2.1连杆长度的确定 8.2.2连杆小头尺寸的确定8.2.3连杆大头尺寸的确定8.2.4连杆杆身尺寸的确定 9心得体会 10参考文献
65mL四冲程汽油机曲轴设计 0序言 这学期学院为我们专业开设了《汽车发动机设计课程设计》为期三周，目的在于让我们通过亲自的设计实践，全面地复习和巩固我们以前所学习的理论知识，让我们对专业课知识有更深刻的理解和掌握。使我们在分析、计算、设计、绘图、运用各种标准和规范、查阅各种资料以及计算机应运能力等各个方面得到进一步的提高。 我们要充分利用这次课程设计的机会，了解国内外发动机的发展状况，并尽可能地发挥自己的能力，保质保量的完成此次课程设计。课程设计是一个设计的过程，也是我们一个学习知识的过程。我们要通过这次的课程设计，巩固自己所学的理论知识，多了解曲柄连杆机构的构造和设计要求，以及设计时需要注意的各个方面的问题。另一方面，了解国内外发动机的现状，了解先进发动机的设计特点，这样开阔自己的视野，丰富自己所学的知识。除此之外，此次课程设计还为我们下学期的毕业设计奠定了坚实的基础，为我们将来走上工作岗位奠定了基础。 这次的课程设计是我们系统学习发动机设计的一个很好的机会，我们一定要好好珍惜，利用这次机会，巩固自己所学理论知识，开阔眼界，了解发动机设计知识，同时发挥自己的思维发散能力，按时保质地完成这次课程设计。 我此次课程设计的任务是65ml四冲程汽油机曲轴设计，任务有点艰巨，不过我会认真努力完成这次设计。
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)
第一章工艺规程制定的相关问题 一、分析零件的结构特点和技术要求 参考资料：零件图，机械制造基础 1、分析被加工零件的结构特点 被加工零件变速箱属于箱体零件。箱体零件是机器或部件的基础零件，它的作用是将有关零件连接成一个整体，并使这些零件保持正确的相对位置，彼此能协调工作。 对于汽车、拖拉机的箱体零件，按结构形状可分为两大类。一类是回转体型的壳体零件（某一轮廓线沿体内某一轴线回转而成，周向对称的物体），如差速器壳体和汽车后桥壳体等；另一类是平面型箱体零件，如气缸体、变速箱壳体等。箱体零件的结构都比较复杂，尺寸较大，壁厚较薄。它需要加工的表面主要有平面和孔，且孔与平面的精度要求比较高故在加工中要采取相应的措施以保证达到零件图上各项指标和数据的要求。
2、分析被加工零件的技术要求（按大张零件图逐一说明） ① 铸件应消除内应力。（进行时效处理） ② 轴线Ⅰ对Ⅱ、Ⅱ对Ⅲ、Ⅲ对Ⅳ、Ⅳ对Ⅴ、Ⅰ对Ⅴ、Ⅱ对Ⅳ(4)、Ⅰ对平面M 以及Ⅰ对平面Q 的平行度0.04。 ③ 轴线Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ必须位于直径为0.1mm 、且分别平行于基准轴线Ⅶ(7)、 Ⅷ(8)、Ⅸ(9)的圆柱面内。 ④ 平面N 、P 的平面度0.03。 ⑤ 平面N 、P 的平行度0.04。 ⑥ 平面N 、P 对平面M 、S 的垂直度0.04。 ⑦ 轴线Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ(6)对平面N 、P 的垂直度0.06。 ⑧ H 向视图两定位销孔310Ga ?轴心连线与平面P 的平行度0.04。 ⑨ 轴线Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ(6)上的两孔之同轴度为0.02，轴线Ⅶ(7)、 Ⅷ(8)、Ⅸ(9)上的两孔之同轴度为0.05。 ⑩ 轴线Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ上各孔的几何形状误差为其公差的一半。如第一孔 D 62?,D 按新标准应写为7H ，即03.062762+=??H ，该孔的几何形状误差为 0.015。 ? M 面两定位销孔38Ga ?、H 向视图两定位销孔310Ga ?、P 面定位销 孔38Ga ?以及P 面、N 面之定位销孔310Ga ?均由工艺保证与相连接箱体的相应 定位销孔同心。 ? 尺寸16.0160+与内壁轴线的对称度0.5。即：尺寸16.0160+的中心平面必须 位于距离为0.5mm 、且相对内壁中心平面对称配置的两平行平面之间。 ? 所有螺孔与未注中心距公差的孔的位置度0.3。 ? 轴线Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ两端孔外侧未注明倒角为 451?，轴线Ⅶ、 Ⅷ、Ⅸ两端孔外侧倒角为 455.0?。 ? 所有螺孔锪 90锥孔至螺纹外径。 ? 及以下各项与图纸所写相同。
目录 第1章概述 (1) 1.1 鼓式制动器的简介 (1) 1.2鼓式制动器的组成固件 (1) 1.3鼓式制动器的工作原理 (1) 1.4鼓式制动器的产品特性 (2) 1.5设计基本要求和整车性能参数 (2) 第2章鼓式制动器的设计计算 (2) 2.1车辆前后轮制动力的分析 (2) 2.2前、后轮制动力分配系数β的确定 (5) 2.3制动器最大制动力矩 (6) 第3章制动器结构设计与计算 (6) 3.1制动鼓壁厚的确定 (6) 3.2制动鼓式厚度N (6) 3.3动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b (7) 3.4P的作用线至制动器中心的距离α (7) 3.5制动蹄支销中心的坐标位置是k与c (8) 3.6摩擦片摩擦系数f (8) 第4章制动器主要零部件的结构设计 (8) 4.1制动鼓 (8) 4.2制动蹄 (8) 4.3制动底板 (9) 4.4制动蹄的支承 (9) 4.5制动轮缸 (9) 4.6制动器间隙 (9) 第5章校核 (10) 5.1制动器的热量和温升的核算 (10) 5.2制动器的摩擦衬片校核 (11) 5.3驻车制动计算 (11)
第1章概述 1.1鼓式制动器的简介 鼓式制动器也叫块式制动器，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。近三十年中，鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济类轿车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。 1.2 鼓式制动器的组成固件 鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄。制动时制动蹄鼓式制动器在促动装置作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。 凡对蹄端加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔。 以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。 鼓式制动器比较复杂的地方在于，许多鼓式制动器都是自作用的。当制动蹄与鼓发生接触时，会出现某种楔入动作，其效果是借助更大的制动力将制动蹄压入鼓中。楔入动作提供的额外制动力，可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。但是，由于存在楔入动作，在松开制动器时，必须使制动蹄脱离鼓。这就是需要一些弹簧的原因。弹簧有助于将制动蹄固定到位，并在调节臂驱动之后使它返回。 1.3 鼓式制动器的工作原理 在轿车制动鼓上，一般只有一个轮缸，在制动时轮缸受到来自总泵液力后，轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端，作用力相等。但由于车轮是旋转的，制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称，造成自行增力或自行减力的作用。因此，业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄，自行减力的一侧制动蹄称为从蹄，领蹄的摩擦力矩是从蹄的2～2.5倍，两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。 为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。过去的鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式，摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时，制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到与调整齿下一个齿接合的位置，从而增加连杆的长度，