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)
序 言
汽车设计课程设计是在学完了《汽车设计》、《汽车理论》以及大部分专业课的基础上进行的一个实践性教学环节。在这次设计中，我们以小组的方式，每组选择不同的设计题目，根据已知数据，查阅相关资料，并结合所学知识，设计出合理的结构或总成。这次设计使我们能够综合的运用所学知识，并将其与实践相结合，设计出一套轿车的满足基本要求的转向系，使我们掌握了汽车结构设计的方法和特点，为以后的毕业设计及未来从事的工作打下了良好的基础。
由于能力所限，经验尚浅，设计中还有许多不足之处，希望各位老师能够多加指教。
第一节 转向系方案的选择
一、转向盘
转向盘由盘毂、轮缘和轮辐组成。一般轮辐有三根和两根的，也有四根的。本设计采用三辐式方向盘。
转向盘的尺寸和形状直接影响转向操纵的轻便型。选用大直径转向盘会使驾驶员进出驾驶室感到困难；选用小直径转向盘转向时要求驾驶员施加较大的力，从而使汽车操纵困难。对新车型的设计可以选用现有的转向盘，也可以根据要求设计新转向盘。新设计的转向盘要符合JB4505—1986转向盘尺寸标准。该标准规定：转向盘直径尺寸380mm 、400mm 、425mm 、450mm 、500mm 、550mm 。转向盘与转向轴采用圆柱直齿渐开线花键连接形式，可以参照表1选择。本设计选用方向盘直径为380mm ，即mm 380sw D 。
表1 各类车型的转向盘直径
汽车类型
转向盘直径/mm 轿车、小型客车、轻型载货汽车 380、400、425 中型客车、中型载货汽车 450、475、500
大客车、重型载货汽车
550
紧急制动或撞车时，由于车身、车架产生变形导致转向轴、转向盘后移，同时人体受惯性作用向前冲，从而使驾驶员的胸部和头部可能撞到转向盘或风窗玻璃，造成人身事故。为了减轻这一伤害，我们采用一种能够吸收冲击能量的转向系统，在撞击时使转向系统零件产生塑性变形、弹性变形或摩擦来吸收碰撞所产生的能量。本设计除采用吸能式方向盘，转向轴分为上下两段并用柔性联轴器连接，如图1所示。
图1 转向轴的吸能装置
二、转向轴
目前大多数汽车转向轴上装置了万向节，是方向盘和转向器在汽车上更为合理，拆装方便，从而提高了操纵方便性、行驶安全性和转向机构的寿命。万向节有柔性和刚性两种。柔性万向节，若刚性很大则不能满足使用要求，刚性太小又不能适应汽车转向要求，故一般应用较少。刚性万向节多是十字轴式，可使用单万向节或双万向节。双万向节要求布置适当，达到等角速运动。条件为：1）第一万向节两轴间的夹角与第二万向节两轴间的夹角相等；2）第一万向节的从动叉的平面与第二万向节主动叉的平面处于同一平面内。本设计采用双十字轴万向
节。同时，这种结构在汽车发生正面碰撞时防止转向轴等向乘客舱或驾驶室内移动，如图2所示。
图2 防伤转向轴简图
三、转向器
转向器的种类常见的有：循环球式、球面蜗杆滚轮式、曲柄指销式和齿轮齿条式，目前运用做广泛的就是循环球式和齿轮齿条式两种转向器。齿轮齿条式转向器的正逆效率都很高，属于可逆式转向器，自动回正能力强，结构简单（不需要转向摇臂和横拉杆等）、加工方便、工作可靠、使用寿命长、需要调整齿轮齿条的间隙。循环球式转向器的第一级传动副是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副或滑块曲柄销传动副，正效率很高（最高可达90%～95%），操作轻便，使用寿命长，逆向效率也较高，可将地面对转向轮的冲击传给转向盘。对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。中、小型轿车以及前轴负荷小于1.2t的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器，而大型车辆则以循环球式转向器为主要结构。故本设计采用齿轮齿条式转向器。
四、转向梯形
根据转向梯形机构相对于前轴的位置分为前置式和后置式两种：后置转向梯形机构（见图3a、c）是将转向梯形放在前轴之后，简单可靠，应用广泛；前置
式转向梯形机构（见图3b、d）是在发动机位置很低或前轴为驱动轴时，转向梯形实在不能布置在转向轴之间时使用。所以本设计采用后置式转向梯形机构。
根据前悬架形式的不同，转向梯形机构又可分为整体式和分段式两种：整体式转向梯形机构（见图3a、b）用于非独立悬架的汽车；分段式转向梯形机构（见图3c、d）用于独立悬架的汽车，以保证任一前轮的跳动不致牵动拉杆而涉及另一车轮的偏转。由于在原始资料中并未给出悬架形式，但前轴作为转向驱动轴，必为独立悬架，故本设计采用分段式转向梯形机构。
图3 转向梯形结构
a) b)
c) d)
第二节齿轮齿条转向器的基本设计
一、齿轮齿条转向器的结构选择
（1）输入输出形式
根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式[3]：中间输入，两端输出（图4a）；侧面输入，两端输出（图4b）；侧面输入，中间输出（4c）；侧面输入，一端输出（图4d）
图4 齿轮齿条转向器的四种形式
采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条相连的左、右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆会与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。但其结构简单，节省材料的同时对转向精度较中间输出形式高。现代轿车一般使用两端输出形式。侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。故本设计采用的是侧面输入，两端输出式齿轮齿条转向器方案。
（2）齿轮形式选择
采用齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。故本设计采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用角接触球轴承。
（3）齿条形式选择
齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。V形和Y形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节省20%，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y形断面齿条的齿宽可以做得宽些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用V形和Y形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。本设计采用V形断面齿条。在齿条背面设有轴线与齿条垂直的弹簧，可以通过调节螺母改变弹簧预紧力，来消除齿条与齿轮因磨损产生的间隙
二、齿轮齿条转向器的布置形式
根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，在汽车上有四种布置形式：
①转向器位于前轴后方，后置梯形（图5a）；
②转向器位于前轴后方，前置梯形（图5b）；
③转向器位于前轴前方，后置梯形（图5c）；
④转向器位于前轴前方，前置梯形（图5d）。
图5 齿轮齿条转向器的四种布置形式
现阶段大多数轿车都采用第一种布置方式：转向器位于前轴后方，后置梯形，本设计也采用转向器位于前轴后方，后置梯形的布置方式。
三、设计目标参数及对应转向轮偏角计算
（1）所需设计目标参数如表2：
表2 汽车总布置部分参数
发动机位置及驱动方式前置前驱
前轮悬架形式麦弗逊式独立悬架
转向器位置前轴之后，后置梯形满载轴荷分配前/后790/645
轮胎规格195/50 R15 80S
主销偏移距a 100mm
轮胎压力p 0.25MPa
D380mm
方向盘直径
sw
以上数据部分由原始资料给出，部分根据资料查找得知。
（2）转向轮侧偏角的计算
由原始资料得知，汽车最小转弯半径min R 为5.5m ，所以转向轮外轮最大转角
?===23.27100
-55002471
arcsin
a
-arcsin
min max R L α
714.01429
-23.27cos 55002471
-cos tan max min =??==
B R L αβ
?=53.35β
式中L 为轴距，L=2471mm ；B 为前轮轮距，B=1429mm ；β为转向轮内轮转角。
四、转向器参数选取与计算
齿轮齿条转向器的齿轮采用斜齿。按照汽车设计课程设计指导书所指，齿轮模数多在mm 3~2之间，主动小齿轮齿数多数在7~5个齿范围变化，压力角取
20α=?，齿轮螺旋角的取值范围多为0015~9。齿条齿数应根据转向轮达到最大
偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿轮压力角，对现
有结构在0
035~12范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。
正确啮合条件：2211cos cos ααm m =；21ββ±= 根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见表3：
表3 齿轮齿条主要参数
名称 齿轮 齿条 齿数z 6 31 模数n m 2.5
2.5
压力角α ?20 ?20 螺旋角β
?12
?12
转向时需要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、转向轮稳定阻力（即转向轮的回正力矩）、轮胎变形阻力以及转向系中的内摩擦阻力矩。通常用以下的经验公式来计算汽车在沥青或混泥土路面上的原地转向阻力矩
N p G f M R 1.31789725
.08.979037.03
3
31=?==
）
（ 式中，f 为轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.7；G1为为转向轴负荷，取前轴满载790Kg 。
方向盘转动圈数49.3360
23.2753.3520360)(00=?+??=+=
）
（αβw i n
式中，0w i 为初选传动比，200w =i 。
方向盘上的操纵载荷力N i D M F sw R h 48.469
.0203801
.317897=??==
+ηω
式中，+η为转向系正效率，9.0=+η。
要求作用在转向盘上的操纵载荷对轿车不应超过50~100N ，46.48N <50N ，所以满足要求。
作用在转向盘上的力矩mm N M sw h D F h ?=?=
=5.88302
380
48.462
转向系力传动比8.136100
5.8830380
1.317897a h =??==
M D M i SW R P 取齿宽系数0.1d =?，齿轮分度圆直径
mm z m d n 335.1512cos 6
5.2cos 11=?==
β
齿条宽度mm d b d 353.15335.510.112=?==?，圆整取2b =16mm ，则齿轮宽度
1b =mm 26102=+b 。
根据转向器本身结构特点以及中心距的要求，应合理选取齿轮轴的变位系数。对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶
高系数取偏小值。据此，初步选定齿轮和齿条齿顶高系数*
1a h =，顶隙系数
*0.25c =，齿轮的变位系数0.65n x =。其基本参数如表4所示：
表4 齿轮齿条基本参数
名称
符号
公式
齿轮
齿条
齿数 z
6 31 分度圆直径
d
cos n m z d β=
15.335
—
变位系数 n x —
0.65 — 齿顶高 a h
()a an n n h h x m *=+
4.125 2.5 齿根高 f
h
n n n an fn m x c h h )(*
*
-+=
1.5 3.125 齿顶圆直径 a d
a a h d d 2+= 23.585 — 齿根圆直径 f
d
f
f h d d 2-= 12.335 — 齿轮中圆直径 m d
2m n n
d d x m =+
18.585 — 螺旋角 β
—
12°（右旋）
12°（左旋）
齿宽
b
1
d b d ψ=
26
16
五、齿轮轴结构设计
本设计根据齿轮的尺寸，设计成齿轮轴形式，如图6所示。因为本设计采用斜齿轮结构，在传动的时候有轴向力存在。所以轴承选取角接触球轴承，齿轮轴与转向轴之间用万向节连接，所以齿轮轴轴端设计花键。
图6 齿轮轴零件图
六、转向器材料
（1）齿轮齿条材料选择
齿轮通常选用国内常用、性能优良的20CrMnTi 合金钢，热处理采用表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRC58～63。而齿条选用与20CrMnTi 具有较好匹配性的40Cr 作为啮合副，齿条热处理采用高频淬火工艺，表面硬度HRC50～56。
（2）轴承的选择
轴承1：角接触球轴承7004AC（α=?
25）d=20mm，D=42mm，B=12mm
α）d=12mm，D=28mm，B=8mm 轴承2：角接触球轴承7001AC（?
=25
按GB/T292-1994标准。
（3）转向器的润滑方式和密封类型的选择
转向器的润滑方式：人工定期润滑
润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂。
密封件：旋转轴唇形密封圈FB 16 30 GB 13871—1992
第三节齿轮齿条转向器数据校核
一、齿条强度校核
（1）齿条受力分析
在本设计中，转向器输入端施加的扭矩T= 8.83N.m，齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。
齿轮齿条的受力状况类似于斜齿轮，齿条的受力分析如图6：
图6齿条的受力分析
作用于齿条齿面上的法向力Fn ，垂直于齿面，将F n 分解成沿齿条径向的分力（径向力）F r ，沿齿轮周向的分力（切向力）F t ，沿齿轮轴向的分力（轴向力）F x 。各力的大小为：
F t =d
T 2 F r =
1
cos βαn
tg Ft ?
F x =1βtg Ft ? F n =
1
cos cos βαn Ft
式中1β为齿轮轴分度圆螺旋角；n α为法面压力角。
齿轮轴受到的切向力F t =
d
T
2 =1151.6 N 式中T 为作用在转向器输入轴上的扭矩；d 为齿轮轴分度圆的直径。
齿条齿面的法向力F n =
1
cos cos βαn Ft
=1252.88N
齿条齿部受到的切向力n n xt F F αcos ==1177.33N （2）齿条齿部弯曲强度的计算
齿条的单齿弯曲应力2
107bs
h F xt F =σ=216.320625.533.11777???=549N/mm 2
式中，xt F 为齿条齿面切向力；b 为危险截面处沿齿长方向齿宽；1h 为齿条计算齿高；S 为危险截面齿厚。
上式计算中只按啮合的情况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是2.63（理论计算值），在啮合过程中至少有2对齿同时啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍，则
2001F F σσ= = 275N/mm 2
齿条的材料是40Cr ：抗拉强度 =b σ735N/mm 2 (没有考虑热处理对强度的影响)。
齿部弯曲安全系数
S = b σ/01F σ =2.75
因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求，又满足了齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。
二、小齿轮强度校核
（1） 齿轮的计算载荷
为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P （单位为N/mm ）为
P =
L
F n
式中Fn 为作用在齿面接触线上的法向载荷；L 为沿齿面的接触线长，单位mm 。
法向载荷Fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算Pca （单位N/mm ）进行计算。即
Pca=KP=K
L
F n
式中K 为载荷系数，包括：使用系数A K ，动载系数V K ，齿间载荷分配系数αK 及齿向载荷分布数βK ，即K=A K V K αK βK
使用系数A K 是考虑齿轮啮合时外部装置引起的附加动载荷影响的系数，
A K =1.0；动载系数V K ，齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还
要发生弹性变形，因此引入了动载系数，V K =1.0；齿间载荷系数αK ，齿轮的制造精度7级精度，αH K =1.2；齿向荷分配系数βK ，齿宽系数为
φd =
1
d b
= 16/15.335 = 1.04 βH K =1.12+0.18?(1+0.6φd 2
) + 0.23?103
-b=1.42
所以载荷系数 K=A K V K αH K βH K = 1?1?1.2?1.5 =1.704 斜齿轮传动的端面重合度εα = bsin )/(n m πβ= 1.65 在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度
Pca = KP =K
L
F n
因为1cos βεαb L =
，Fn = 1cos cos βα?n t
F
所以t
t t t
n
ca b KF b KF L
KF P αεβαβεαα
cos cos cos cos 1
1
=
==
=1.704?2757.5/16/1.65/0.67= 204.9N/mm
可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式：
μ
μεααβμμπσ1
cos sin cos 2111
1222121±?
??
???
?
?
?-+-=
a t t t
b H bd KF E
E
=μ
μεα11±?bd KF Z Z t H
E []H σ≤
式中： Z E 为弹性系数 ?
??
?
?
?-+
-=
22
212
1
111
E E Z E μμπ，主动小齿轮选用材
料20CrMnTi 合金钢制造，根据材料选取1μ，2μ均为0.28， E 1，E 2都为合金钢，E Z 取189.8 MPa
2
/1
H Z 为节点区域系数t
t b
H Z ααβcos sin cos 2=
，可根据螺旋角β查得，H Z =
2.44。
齿轮与齿条的传动比 u ，u 趋近于无穷，
11
≈+u
u
所以H σ= 56.2 MPa
小齿轮接触疲劳强度极限1lim H σ=1000MPa ，应力循环次数N=2?105
，所以
HN K = 1.1。
取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得计算接触疲劳许用应力
[]S
K H HN H
lim
σσ=
= 1.1?1000MPa = 1100MPa 式中，K HN 为接触疲劳寿命系数。
由此可得 H σ < []
H σ
所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。 （2） 齿轮齿根弯曲疲劳强度计算
齿轮受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合最高点时。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。
斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。
将当量齿轮的有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数βY ，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式：
[]F n Sa Fa t F bm Y Y Y KF σεσα
β
≤=
齿间载荷分配系数αF K = 1.2；齿向载荷分配系数βF K = 1.33；载荷系数K =
A K V K αF K βF K =1?1?1.2?1.3=1.56；齿形系数41.3=a F Y ；校正系数a S Y = 1.4；螺旋角系数βY ，查得83.0=βY 。
校核齿根弯曲强度
σF =
a
n t bm KF ξ βY Y Y Sa Fa =
83.04.141.365.15.2225
.275756.1??????=231.68 MPa 弯曲强度最小安全系数min F S ，min F S =1.5；弯曲疲劳许用应力为
[]5
.11000
5.1min ?=
=
F FE FN F
S K σσ=1000 MPa 式中FN K 为弯曲疲劳寿命系数，FN K = 1.5。
所以 σF <[]F σ
因此，本次设计既满足了小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。
综上所述，齿轮设计满足强度要求。
三、齿轮轴强度校核
（1）轴的受力分析
若略去齿面间的摩擦力，则作用于节点P 的法向力F n 可分解为径向力F r 和分力F ，分力F 又可分解为圆周力F t 和轴向力F a 。
11/2d T F t ==2×8.83×1000/15.335=1151.61N ；
???==12cos /20tan 61.1151cos /tan βαn t r F F =428.52N ；
??==12tan 61.1151tan βt a F F =244.78N
① 画轴的受力简图
图7 轴的受力简图
② 计算支承反力 在垂直面上
N l l d
F F l F a r RAV 48.25052
8.81842.308222211
12=?+?=++=
N F F F RAV r RBV 04.17848.25052.4281=-=-=
在水平面上
N F F F t RBH RAH 8.5752
61
.11512
1
==
=
= ③ 画弯矩图(见图8)
在水平面上，a-a 剖面左侧、右侧
mm 905.12091215.5781?=?=?='=N l F M M RAH aH
aH 在垂直面上，a-a 剖面左侧
mm N l F M RAV aV ?=?=?=08.52602148.2501
a-a 剖面右侧
mm N l F M RBV aV
?=?=?='76.33821904.1782 合成弯矩，a-a 剖面左侧
mm N M M M aV aH a ?=+=+=44.1319408.5280905.12091222
2
a-a 剖面右侧
mm N M M M aV aH
a ?=+='+'='16.1255676.3382905.120912222 ① 画转矩图（见图8）
转矩2/1d F T t ?==1156.61×15.335/2=8868.31mm N ?
（2）判断危险剖面
显然，a-a 截面左侧合成弯矩最大、扭矩为T ，该截面左侧可能是危险剖面。 （3）轴的弯扭合成强度校核
查得：MPa b 60][][1==-σσ，MPa b 100][0=σ，
b b ]/[][01σσα-==60/100=0.6。
a-a 截面左侧
33
361.55032
335.1532mm d W =?=≈ππ
()][12.1461
.55061.11516.044.13194)(2
22
2σασ<=?+=
+=
MPa MPa W
T M e
（4）轴的疲劳强度安全系数校核
查得MPa B 650=σ， MPa 3001=-σ，MPa 1551=-τ，1.0,2.0==τσψψ a-a 截面左侧
33
22.110161.5502216
mm W d W T =?==≈
π
查得72.1,10.2==τσK K ；查得绝对尺寸系数；，89.091.0==τσεε轴经磨削加工，查得质量系数β=1.0。则
弯曲应力MPa MPa W M b 66.7061
.55015.38909===
σ 应力幅MPa b a 66.70==σσ 平均应力0=m σ 切应力MPa MPa W T T T 25.2222
.1011.24500===
τ MPa MPa T
m a 12.11225
.222==
=
=τττ
安全系数
02.20
2.066.7091
.00.110
.2300
1
=?+??=
+=
-m
a K S σψσβεσσσ
σ
σ
75
.80
1.01
2.1189
.00.172
.1155
1
=?+??=
+=
-m
a K S σψτβετττ
τ
τ14.275
.802.275.802.22
2
2
2=+?=
+=
τ
στ
σS S S S S
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；
基于stm32的智能小车设计毕业设计
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
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。
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
汽车发动机设计,课程设计
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。
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)
汽车制造工艺学课程设计指导___全
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。
汽车设计课程设计轿车后轮制动器设计
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，