西华大学汽车设计课程设计
交通与汽车工程学院课程设计说明书
课程名称: 汽车设计课程设计
课程代码: 8203381 题目:中型载重车膜片弹簧离合器设计
（后备功率小）
年级/专业/班:
学生姓名:
学号: 开始时间: 2010 年 12 月 27 日完成时间: 2011 年 1 月 14 日课程设计成绩：
学习态度及平时成绩（30）技术水平与实
际能力（20）
创新（5）
说明书（计算书、图纸、
分析报告）撰写质量（45）
总分
（100）
指导教师签名：年月日
摘要 (2)
引言 (3)
1 离合器基本参数及尺寸的确定 (4)
1．1摩擦片的外径D及其他尺寸的确定 (4)
1.2离合器后备系数β的确定 (4)
1.3单位压力P
的确定 (5)
2 离合器基本参数的约束条件 (7)
3 离合器主要零部件的设计计算 (7)
3.1膜片弹簧设计 (8)
3.2压盘设计 (14)
3.3离合器盖设计 (15)
3.4从动盘设计 (15)
4 操纵机构设计计算 (16)
4.1选择操纵机构的型式 (17)
4.2确定操纵机构尺寸参数 (17)
4.3校核踏板行程 (18)
4.4校核踏板力 (18)
5参考文献 (20)
6 致谢 (21)
本次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转矩、最大转速、最大功率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的结构和性能进行了校核。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
1 离合器基本参数及尺寸的确定
1.1 摩擦片的外径D及其他尺寸的确定
1.1.1 摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性影响。设计上通常首先确定摩擦片的外径D。
在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：
D=K D T e max（1-1）
为直径系数，Temax为最大转矩
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（Temax/n
T 为294.0Nm/2500rpm、P
emax
/n
P
为80.05kw/4700rpm）
的膜片弹簧离合器。
所设计的离合器摩擦片为单片，由于K
D
=16.0～18.5，所以
D=（16.0～18.5）×147.0=274.4～317.27（mm）
故取D=280mm。
1.1.2 摩擦片的内径d及摩擦片厚度b
由表1所示的摩擦片尺寸系列可确定摩擦片的内径D及摩擦片厚度b
表1：摩擦片的尺寸系列
D(mm) 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 d(mm) 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 B(mm) 3.2 3.5 4.0
因此，由表1选取：D=280mm d=165mm B=3.5mm
1.2 离合器后备系数β的确定
后备系数β保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。
为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；但是为了使
离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，β取大些；货车总质量较大，β也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取β应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β也应选取小些。
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。
汽车离合器后备系数推荐如下：
轿车和微型、轻型货车：β=1.20～1.75
中型和重型货车：β=1.50～2.25
越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车：β=1.50～2.25 选择β时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常中型和重型货车β=1.50～2.25。结合设计实际情况，故选择β=2。
1.3 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
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
=0.10～0.35MPa
粉末冶金材料 P
=0.35～0.60MPa
金属陶瓷材料 P
=0.70～1.50MPa 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
(1-2)
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--------压盘施加在摩擦表面上的工作压力；
R
c
------摩擦片的平均摩擦半径；
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
0 A= P
π(D2-d2)/4 （1-3）
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) (1-4)
当d/D≥0.6时，R
c
可相当准确的有下式计算：
R
c
=（D+d）/4
因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.589＜0.6，则R
c
用（1-4）式计算将（1-3）、（1-4）式代入（1-2）得：
T c =πfZ P
3
D(1-3c)/12 （1-5）
式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D,一般在0.53～0.70之间。
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
（1-6）
式中，T
emax
=147.0N.m为发动机最大转矩；β=2为离合器的后备系数。把（1-6）式代入（1-5）式得：
P 0=12βT
emax
/[πfZ (D2-d2)（D+d）]
代入各参数可得P
=0.257MPa
所得P
0在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取材料的单位压力P
符合设计要
求。
2 离合器基本参数的约束条件
2.1 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
D×10-3π/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
=4700 r/min，所以
V
D
= 4700×280×10-3π/60=68.91m/s符合V D≤65～70m/s的约束条件。
2.2 摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70内。
c=d/D=165/280=0.589符合约束条件
2.3 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，应使 1.2≤β≤4.0，在前面参数选取中，我们选取β=2.0，符合此约束条件。
2.4 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=165mm，Ro=50mm符合要求。减振弹簧的数目：6
2.5 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即
Tc0=4Tc/πZ(D2-d2) ≤ [Tc0]
式中：Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N.m/mm^2）；[Tc0]为许用值（N.m/mm^2），按表2选取。
通过计算：Tc0=0.007 N.m/mm^2。
表2、单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器的规格D/mm ≤210 >210～250 >250～325 >325 [Tc0]/ 10-20.28 0.30 0.35 0.40
通过表2比较，Tc0≤[Tc0]符合设计要求。
2.6 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P
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。
我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取P
=0.257MPa，符合此约束条件。
3 离合器主要零部件的设计计算
3.1 膜片弹簧设计
3.1.1 材料选取
我们选取60Si2MnA高精度钢板材料为膜片弹簧材料。
3.1.2 主要参数选择
3.1.2.1 比值H/h和h的选择
此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式1中载荷与变形1之间的函数关系可知，当时，F2为增函数；时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点；时，F1有一极大值和极小值；当时，F1极小值在横坐标上，见图1。
（1）
式中： E——弹性模量，对于钢，
μ——泊松比，对于钢，μ=0.3
H——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度
h——弹簧钢板厚度
R——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径
r——弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径
R1——压盘加载点半径
r1——支承环加载点半径
1- 2-
3-
4- 5-
图1 膜片弹簧的弹性特性曲线
为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在1.5～2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计H/h=1.6，h=2.5mm ，则H=4mm 。
3.1.2.2 比值R/r和R、r的选择
通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.20～1.35的范围内取值。
本设计中取R/r=1.20，摩擦片的平均半径
25
.
111
4
=
+
=
d
D
R
c
mm，R>c R取R=120mm则
r=100mm。
3.1.2.3 α的确定
汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在°范围内，本设计中
得α=11.46°在°之间，合格。
3.1.2.4 膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H= (λ1M +λ1N)／2。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λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内压紧力从F1B到F1A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2
3.1.2.5 N 的选择：分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。
3.1.2.6 膜片弹簧小端内半径r 0及分离轴承作用半径r f 的确定
r 0由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。花键外径可由参
考文献[2]P72表4.1.2根据从动盘外径及发动机转矩查得。r f 应大于r 0。所以选取r 0=24mm ，r f =26mm 。
3.1.2.7 切槽宽度δ1、δ2及半径r e 的确定
δ1=3.2～3.5mm ，δ2=9～10mm ，r e 的取值应满足r-r e ≥δ2的要求。所以选取δ
1=3.5mm ，δ2=10mm ，r e =90mm 。
3.1.2.8 压盘加载点R 1半径和支承环加载点r 1半径的确定
应略大于且尽量接近r ，应略小于R 且尽量接近R 。本设计取
mm ，1021 r
mm 。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60SizMnA ，当量应力可取为1600～1700N/mm2。 3.1.3 膜片弹簧各尺寸的初步获得
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=1.90，h=2.55mm ，H=4.86mm ；R/r=1.35，R=114mm ，r=85mm ；N=18；r 0=24mm ，r f =26mm ；δ1=3.5mm ，δ2=9mm ，r e =76mm ；R 1=110mm ，r 1=90mm 。
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3所示：
图3：调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图
3.1.4 检验所得尺寸是否符合设计的约束条件
3.1.
4.1 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 =4415.17N ，F y 4303.83N ，F 1B ≈F C 符合设计要求。
3.1.
4.2为保证各工作点A 、B 、C 有较合适的位置，应使λ1B
/λ
1H
=0.8～1.0即
0.8≤
≤1.0
λ
1B
=2.88则（R-r ）λ
1B
/[（R 1-r 1）H]=(120-100)×2.88/[（116-102）×4.0]=1.00
符合设计要求。
3.1.
4.3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 =4421.14N ，F 1B =4415.17N ，满足F 1A ＞F 1B 的设计要求。
3.1.
4.4为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角
应在一定
范围内，即
???
?
??--111H r R r R B λ
1.6≤H/h≤
2.2
9O≤α≈H/（R-r）≤15O
H/h=4/2.5=1.6和α≈H/（R-r）=4/（120-100）rad=11.46O都符合离合器的使用性能的要求。
3.1.
4.5 弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围，即
1.2≤R/r≤1.35
70≤2R/h≤100
3.5≤R/r
O
≤5.0
根据所确定的参数可得R/r=120/100=1.2、2R/h=2×120/2.5=96、R/r
O
=120/24=5都符合上述要求。
3.1.
4.6为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即
推式：（D+d）/4≤R
1
≤D/2
拉式：（D+d）/4≤r
1
≤D/2
根据所确定的参数可得（D+d）/4=111.25，D/2=140，R
1
=116。符合上述要求，故此离合器为推式离合器。
3.1.
4.6 根据弹簧结构布置的要求，应满足：
1≤R-R
1
≤7；
0≤r
1
-r≤6；
0≤r
f - r
≤6
根据所确定的参数可得R-R
1=4，r
1
-r =2，r
f
- r
=2都符合弹簧结构布置的要求。
3.1.
4.7膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，，因此杠杆比应在一定范围内选取，即
推式：
拉式：
根据所确定的参数可得（r
1-r
f
）/（R
1
- r
1
）=（102-26）/（120-100）=4.22符合设计
要求。
3.1.5 膜片弹簧强度计算与校核
分析表明，B 点的应力值最高，通常只计算B 点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由参考文献[1]P65可知B 点的应力σ
tB
为
σtB =E/（1－μ2）/r{(e-r) *φ2/2－[（e-r ）α+h/2]φ}
令σ
tB
对φ的导数等于零,可求出σ
tB
达到极大值时的转角φ
P
φP =α+h/(e-r)/2
自由状态时碟簧部分的圆锥底角α=0.20rad; 中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=100mm 。此时
φP =0.20+2.5/(109.7-100)/2=0.329rad
离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为φ
f
φf =2arctan{λ
1f
/(R 1-r 1)*2}=2arctan{1.7/（110-90）*2}=0.107rad
此时φf ＜φP ，则计算σtB
时φ取φf ，所以
σtB =2.1×100000/（1-0.32）/100×{（109.7-100）×0.1072/2-[（109.7-100）×0.2+2.5/2] ×0.107}
=－13.13（MPa ）
设分离轴承对分离指端所加载荷为F 2（N ），由参考文献[1]P64式（2-16）可知：
F 2=(R 1-r 1) F 1/（r 1- r f ）
式中r f =26mm 为分离轴承与分离指的接触半径；F 1等于压盘工作压力F 1B =4415.17（N ）。所以
F 2=(116-102) ×4415.17/（102- 26）=813.32（N ）
在分离轴承推力F 2的作用下，B 点还受弯曲应力σtB ，其值为
σrB =6（r- r f ）F 2/（nb r h 2）
式中，n 为分离指数目（n=18）；b r 为一个分离指根部的宽度。
所以
σrB =6×（100- 26）×813.32/（18×8.38×2.52）=383.043（MPa ）
mm r b r 38.818
24
**21820===
ππ
考虑到弯曲应力σ
rB 是与切向压应力σ
tB
相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理
论，B点的当量应力为
σjB=σrB－σtB=383.043－（－13.13）=396.173（MPa）
在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，所以σ
jB =396.173MPa符合σ
jB
≤1500～
1700MPa的强度设计要求。
3.1.6 膜片弹簧的制造工艺及热处理
本次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。
为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6μm，底面的平面一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。
3.2 压盘设计
3.2.1 传力定中方式的选择
压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定联系，但这种联系又允许压盘在离合器分离过程中能够自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。驱动部位的形式有离合器盖和压盘的窗孔与凸台、传动片、传动销等，应用较广泛的是传动片式。我们选择压盘的传力方式为传力片传动方式。
3.2.1 几何尺寸的确定
可以根据1.1中所确定摩擦片的内、外径尺寸来确定压盘的内外径：
压盘外径=D+（2～5）mm，压盘内径=d-（1～4）mm
在设计中选取压盘外径=D+4=284mm，压盘内径=d-4mm=162mm
为了使压盘具有足够的质量和刚度，要求压盘有足够的厚度，载重车离合器压盘厚度一般不小于15mm。所以本次设计中根据车型选取压盘厚度为20mm。
3.3 离合器盖设计
3.3.1 刚度问题
离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。
为了减轻重量和增加刚度，一般轿车的离合器盖通常用厚度约为3～5mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。本次设计中选取离合器盖厚度为4mm。
3.3.2 通风散热问题
试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过
°C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一
般在°C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。
3.3.3 对中问题
离合器盖内装有压盘、分离杆等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。
在本次离合器的设计中我们采用定位销对中方式，离合器盖根据离合器盖上4个定位销孔φ5与飞轮上4个定位销φ4相配合进行定位。将4个孔加工到所要求的尺寸，孔的准确度为0.05mm。
3.4 从动盘设计
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。
3.4.1 轴向弹性从动盘的结构形式
为了使从动盘具有轴向弹性，则：
（1）在从动片外缘开“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片分别铆在每相隔一个的扇形上。
（2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（厚度小于1.0mm）比从动片（厚1.5～2.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯性小，适宜于高速旋转。
（3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。
（4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。
3.4.2 从动盘毂
从动盘毂是离合器承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机穿来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D
与发动机的最大转矩T
emax
由参考文献[1]P74表2-7选取。
从动盘外径
D/mm
花键尺寸
齿数外径D`/mm 小径d`/mm 齿厚t/mm 有效齿长l/mm
280 10 35 32 4 40 从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键直径，我们取1.0倍的花键直径。从动盘毂一般采用锻钢（如45，40Cr 等），并且经调质处理。
3.4.3 摩擦片
摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为0.25～0.3，密度小，价格便宜，多年来在汽车离合器上使用效果良好。同时，摩擦片从动钢片用铆钉连接，连接可靠，更换摩擦片方便，而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性。
3.4.4 从动片
从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料用中碳钢板或低碳钢
板。厚度一般为1.3～2.5mm ，表面硬度为35～40HRC 。 3.4.5 波形片和减振弹簧
扭转减震器几乎是现代汽车离合器从动盘上必备的部件，主要由弹性元件和阻尼元件
组成。弹性元件可降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起的共振。波形片采用65Mn ，厚度小于1mm ，硬度为40～46HRC ，并经过表面发蓝处理。减振弹簧采用60Si2MnA 弹簧钢丝。
4 操纵机构设计计算
4.1 选择操纵机构的型式 常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。
液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、
布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。鉴于上述优点我们选择液压式操纵机构。 4.2确定操纵机构尺寸参数 踏板行程S 由自由行程S 1和工作行程S 2两部分组成：
离合器操纵机构传动比
压紧弹簧类型 i 分 i 操 膜片弹簧 2.7～5.4
10～16
根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为：S of 为分离轴承自由行程，一般为 1.5～
3.0mm ，反映到踏板上的自由行程S 1一般为20～30mm ，我们选取S of =3mm ；Z 为摩擦面面数，根据离合器摩擦片结构可知Z=2；△S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：△S=0.85～1.30mm ，双片：△S=0.75～0.90mm ，i 分=a 2/a 1, i 操=b 2c 2(d 2^2)/b 1c 1(d 1^2),本次设计的离合器摩擦片数为双片，所以取△S=0.85mm ；a 1、a 2、b 1、b 2、c 1、c 2为杠杆尺寸（图3），根据前面膜片弹簧结构参数可知c 1=20mm ，c 2=64mm ；选取a 2=150mm ，a 1=30mm ，
2
1
112
2
2212021)(d b a d b a c c S Z S S S S f
?+=+=
b 2=80mm ，b 1=40mm ；d 1=13mm ，d 2=17mm 。
4.3 校核踏板行程（自由行程，工作行程，总行程） 4.4.1 自由行程校核
由4.3公式可知，自由行程S 1为
S 1=S of a 2b 2（d 2）2/[ a 1b 1（d 1）2]
=3×150×80×172/30×40×132 =41.04mm
为了使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击、换挡力增加等，至少应留25mm 的踏板行程，即自由行程。为了使驾驶员易从脚感上确定踏板位置，S 1＜50mm 为好。综上所述并根据校核S 1=30.82mm 符合25mm ＜S 1＜50mm 的要求。 4.4.2 工作行程校核
由4.3公式可知，工作行程S 2为
S 2=Z △S c 2a 2b 2（d 2）2/[ c 1a 1b 1（d 1）2]
=2×0.85×64×150×80×172/20×30×40×132 =93.03mm 4.4.3 总行程校核
由4.3公式可知，总行程S 为
S = S 1+ S 2
=41.04+93.03=134.05mm
最佳总行程受许多因素影响，其中要考虑的人群从5%分位的女性到95%分位的男性。
从有关方面获得的人体工程学资料可知，踏板总行程应在80～150mm 范围内。由4.3所确定的操纵机构尺寸参数获得的踏板总行程S=131.2mm 符合上述要求。 4.4校核踏板力 踏板力F f 可按下式计算：
式中，F ＇为离合器分离时，压盘上的总工作压力，即由3.1.3根据膜片弹簧各参数可得
F ＇=F 1C =3936.63N ；i ∑为操纵机构总传动比，i ∑= ；η为机械效率，η=80%～90%，
s
f F i F F +∑'
=
η
2
11112
2
222d c b a d c b a
我们取η=85%；F
s
克服膜片弹簧的拉力所需的踏板力，在初步设计时可忽略之。代入各数据得踏板力
F
f
=3936.63/(85%*54.72)=84.64N
一般来说，对于轻型载重车，踏板力F
f 在80～150N范围内。所设计踏板力F
f
=84.64N
符合要求。
分离离合器所做的功W
L
为
W L =0.5（F
1
+ F＇）Z△S/η
式中，F
1为离合器结合状态下的压盘上的总工作压力，由3.1.3可知F
1
= F
1B
=5151.41N。
计算得分离离合器所做的功W
L
为
W
L
=0.5×（5151.41+ 3936.63）×2×0.85×10-3/85%=9.09J 在规定的踏板力和行程的允许范围内，驾驶员分离离合器所作的功不应大于30J。所
以所设计的分离离合器所做的功W
L
=9.09J符合设计要求。
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 。
西华大学产品结构原理课程设计说明书
课程设计说明书 课程名称:产品结构原理设计 课程代码: 106089439 题目:微型汽车变速器反求分析 学院(直属系) :机械工程学院 年级/专业/班: 学生姓名: 学号: 指导教师:杨昌明 开题时间: 2016 年 11 月 27 日 完成时间: 2016年 12 月 23 日 目录
摘要 (3) 引言 (5) 一、任务分析 (6) 二、微型汽车整车性能参数 (6) 三、微型汽车变速箱功能分析 (7) 3．1 分析变速箱在汽车中的功能 (7) 3．2 微型汽车变速器的位置 (7) 3．3 观察变速箱在微型汽车中怎样将发动机的动力和运动传递到车轮 (7) 3．4 怎样实现变速和保证变速的顺利进行的 (7) 3．5 怎样实现变速和保证变速的顺利进行的 (7) 3．6 利用黑箱（系统）分析方法画出功能结构图 (8) 四、微型汽车变速箱运动分析 (9) 4．1 测量微型汽车车轮直径 (9) 4．2 最高车速为120KM时变速箱的传动比 (9) 4．3 四档的传动比的分配 (9) 4．4 变速箱的最大和最小载状态 (9) 4．5 行驶速度分别为10、20、40、60km/h时应该使用档位的分析 (9) 五、微型汽车变速箱受力分析 (10) 5.1计算在受力最大时各轴的扭矩 (10) 5.2计算各轴的最小直径 (10) 5.3各档位齿轮强度校核 (10) 六、变速箱的拆装 (13) 七、微型汽车变速箱的外观功能分析 (14) 八、微型汽车变速箱结构原理方案反求分析 (16) 8.1 微型汽车变速箱整体结构及布置方案 (16) 8.2 微型汽车变速箱具体结构及布置方案反求 (16) 九、微型汽车变速箱关键零件反求分析 (18) 9.1齿轮零件的加工工艺 (18) 9.2 齿轮零件公差反求分析 (18) 9.3齿轮零件材料热处理反求分析 (19)
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＃）；
西华大学 二级减速器课程设计说明书
课程设计说明书 课程名称:机械设计课程设计课程代码: 题目:二级斜齿圆柱齿轮减速器学生姓名:张伟荣 学号: 3120130316205 年级/专业/班: 13级机电2班 学院(直属系) :机械工程学院 指导教师:杜强
机械设计课程设计任务书 学院名称：机械工程学院专业：机械电子工程年级：2013级 学生姓名: 张伟荣学号: 3120130106205 指导教师: 杜强 一、设计题目带式运输机的减速传动装置设计 二、主要内容 ⑴决定传动装置的总体设计方案； ⑵选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数； ⑶传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算； ⑷机体结构及其附件的设计； ⑸绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。 三、具体要求 ⑴原始数据：运输带线速度v = 1.76 （m/s） 运输带牵引力F = 2700 （N） 驱动滚筒直径D = 470 （mm） ⑵工作条件： ①使用期5年，双班制工作，单向传动； ②载荷有轻微振动； ③运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。 四、完成后应上交的材料 ⑴机械设计课程设计计算说明书； ⑵减速器装配图一张； ⑶轴类零件图一张； ⑷齿轮零件图一张。
五、推荐参考资料 ⑴西华大学机械工程与自动化学院机械基础教学部编.机械设计课程设计指导 书,2006 ⑵秦小屿.机械设计基础(第二版).成都：西南交大出版社,2012 指导教师杜强签名日期 2015 年 6 月 25日 系主任审核日期 2015 年 6 月 25 日
目录 一.传动方案的拟定……………………………………………………………………… 二.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算………………………………… 三.传动零件的设计计算…………………………………………………………… 四.轴的结构设计及强度计算…………………………………………………………… 五.滚动轴承的选择与寿命计算…………………………………………………………… 六.键的强度计算…………………………………………………………… 七.联轴器的选择…………………………………………………………… 八.减速器机体结构设计及附件设计……………………………………………………………总结………………………………………………………………………………………… 参考文献……………………………………………………………………………………
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
西华大学课程设计说明书样本
课程设计说明书 课程名称:建筑电气 课程代码: 106008819 题目:德阳市文物中心库房照明系统设 计 学生姓名:何杰峰 学号: 3320120491119 年级/专业/班:2012级建环4班 学院(直属系) :建筑与土木工程学院 指导教师:李茜 建筑电气课程设计任务书 学院名称：建筑与土木工程学院专业：建筑设备与能源应用工程（智能）年级：2012级
一、设计题目：德阳市文物中心库房照明系统设计 说明：根据自己的建筑图纸，独立完成设计。 二、主要内容 根据所给的建筑图纸，完成部分或全部建筑区域的照明系统设计。主要内容包括： 1.熟悉建筑平面图、了解设计范围，分析使用要求，收集有关技术资料和技术标准； 2.确定照度标准、照明方式和照明种类 3.选择光源和照明器类型； 4.进行照度计算，确定光源的容量、选择照明灯具； 5.插座、开关的选择及布置 6.确定各设备供电方式及配电箱位置，确定配电方案； 7.确定导线/电缆的敷设方式，选择导线/电缆型号和布线方式； 8.选择配电装置、照明开关和其他电气设备； 9.根据需要确定应急照明系统的设备及位置，考虑应急照明设备的供电方式； 10.绘制相关的设计图纸。如：照明平面布置图、配电系统图等。 说明：更加建筑平面图大小及复杂程度，照明系统必做，应急照明可以只是方案设计，还可以根据工作量大小增设防雷接地系统设计或弱电系统设计任务。 三、具体要求： 在教师的指导下，按课程设计任务书的规定，独立地、认真地、有计划地按时完成设计任务。在课程设计工作中，能综合应用所学的理论知识与技能，去分析和解决工程实际问题；学会依据设计任务进行资料收集、加工和整理，掌握建筑电气设计的流程、方法和标准，提高设计、理论分析、技术文件编写的能力。通过课程设计，培养严肃认真的科学态度和严谨的工作作风、遵守纪律以及一丝不苟的敬业精神。 要求：根据建筑图纸，确定本工程拟设置的电气系统，完成课程设计。文中的语言简练通顺，图表规范正确；文中的图形和符号尽量采用IEE标准；课程设计论文内容完整、字迹工整、图表整齐规范、数据详实。课程设计论文应按学院的统一要求格式撰写及装订。 四、主要技术路线提示 按建筑类别、性质确定照度标准；考虑照度、使用环境、灯具安装及控制方式的基础上选择适当的灯具种类，进行照度计算、选择实际灯具；考虑一般照明、局部照明、应急照明、插座及空调负荷需要，设计适当的配电方案。根据所设计的配电方案，考虑配电箱的位置，并进行导线和开关的选择计算，选择所需导线和开关，选择相应的配电箱。
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)