汽车设计课程设计
目录
一、课程设计目的 (1)
二、课程设计内容 (1)
三、驱动桥设计基本要求 (1)
四、驱动桥设计步骤 (1)
五、驱动桥设计方案分析 (1)
（一）驱动桥结构方案的选定 (1)
（二）主减速器结构形式的选择 (2)
（三）差速器形式选择 (2)
（四）车轮传动装置形式选择 (3)
（五）驱动桥壳设计 (3)
六、驱动桥设计数据及结果分析 (3)
（一）主减速器的设计分析及计算 (3)
（二）差速器的设计分析及计算 (9)
（三）车轮传动装置分析及计算 (12)
七、驱动桥设计数据校核 (15)
（一）校核主减速器校核齿面的接触强度 (15)
（二）差速器齿轮弯曲应力校核 (16)
八、总结及心得体会 (16)
九、主要参考书 (17)
一、课程设计目的
《汽车设计》课程设计是车辆工程专业的实践性教学环节，其目的是使学生在对汽车性能和基本结构知识有较系统了解的基础上，学习运用现代汽车设计方法，掌握先进汽车设计技术，从而达到基本具备分析和解决该领域问题的能力，并能系统的掌握汽车零部件设计的方法和步骤。
通过本次课程设计（驱动桥的设计）了解驱动桥的组成，熟练掌握驱动桥设计过程中各种方案的选择标准，将理论与实际相结合，在实践中检验理论，并理解驱动桥的设计方法。
二、课程设计内容
驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理地分配给左、右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等，驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成，转向驱动桥还有等速万向节。
驱动桥设计内容包括：驱动桥结构方案的选定、主减速器、差速器、传动装置、驱动桥壳分析及计算、万向节设计、转向结设计。
三、驱动桥设计基本要求
（一）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。
（二）轮廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。
（三）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。
（四）在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。
（五）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，以减小不平路面的冲击载荷，提高汽车行驶平顺性。
（六）与悬架导向机构运动协调；对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。
（七）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。
四、驱动桥设计步骤
（一）初步确定设计目标，如驱动桥的类型、主减速器形式、差速器形式、车轮传动装置形式等的选择；
（二）主减速器的设计分析及计算；
（三）差速器的设计分析及计算；
（四）车轮传动装置分析及计算；
五、驱动桥设计方案分析
（一）驱动桥结构方案的选定
根据已知数据分析，该驱动桥为乘用车驱动桥。
根据发动机位置和驱动形式，该驱动桥为转向驱动桥。
首先转向驱动桥在轿车中是指具有转向功能的驱动桥。其主要功能有：一是把变速器
传出的功率经其减速后传递给车轮使车轮转动；二是通过转向器把方向盘所受的转矩传递给转向杆从而使车轮转向。由于要求设计的是乘用车的前驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用断开式驱动桥以与独立悬架相适应。该种形式的驱动桥没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬架驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬架则可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。
综上所述，本设计选择断开式驱动桥的形式。断开式驱动桥结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增中汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。
（二）主减速器结构形式的选择
1.主减速器选用单级减速器
中央单级减速器是驱动桥结构中最为简单的一种，具有质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，是驱动桥的基本形式，因而广泛用于主传动比70≤i 的汽车上。因为乘用车一般5.4~30=i ，所以在主传动比较小的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。
中央单级主减速器优点如下：
（1）结构最简单，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在传动比较小的乘用车应用广泛；
（2）乘用车发动机前置前驱，使得驱动桥的布置形式要求简单，而且结构紧凑；
（3）随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。
（4）与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。
2.齿轮类型选择弧形锥齿轮传动
由于发动机采用的是纵置的形式，变速器采用横置式，所以动力输出的方向与前桥轴线的方向垂直。因此，此设计采用圆柱齿轮传动就可以满足要求。
3.主、从动齿轮支撑形承形式选择跨置式支承
采用跨置式支承结构，可以使刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，由于结构的原因，主减速器的小斜齿轮采用跨置式安装，而主减速器的大齿轮也采用跨置式安装。
（三）差速器形式选择
汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；
左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。
差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。
1.差速器选择对称锥齿轮式差速器
汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。普通锥齿轮式差速器的传动机构为锥齿轮。
2.锥齿轮式差速器齿轮设计及参数选择
由于在差速器壳上装着主减速器的从动齿轮，所以在确定主减速器从动尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支座及主动齿轮导向轴承支座的限制。选择4个行星齿轮结构。
（五）车轮传动装置形式选择
驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。
1.半轴选用半浮式半轴结构
半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴所承受的载荷较复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点，故被质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的乘用车采用。
（五）驱动桥壳设计
驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮．作用在驱动车轮上的牵引力，制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬架及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。
在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量．桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。
1.驱动桥壳选用组合式桥壳
组合式桥壳从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度，常用于轿车、轻型货车中。
六、驱动桥设计数据及结果分析
（一）主减速器的设计分析及计算
1.主减速比0i 的确定
主减速比0i 的大小对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量以及变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接的影响。主减速比0i 的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比（包括变速器、分动器和取力器、驱动桥等传动装置的传动比）一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作条件和汽车传动系的传动比（包括主减速比）有关，可以采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比及主减速比0i 进行最优匹配，以使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。
对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率max e P 的情况下，所选择的0i 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速max a V 。这时0i 值就按下式来确定：
（6—1）
式中：r r ——车轮的滚动半径，m ；
p n ——最大功率时发动机的转速，r/min ；
max a v ——汽车的最高车速，km/h ；
gh i ——变速器最高挡传动比，通常为1。 由已知数据得：车轮滚动半径为0.3m ，最高车速为150km/h
查资料得：最大功率时发动机的转速为：rpm n p )6200~5000(=暂取rpm n p 5000= 带入公式6—1得：77.31
15050003.0377.0377.0max 0=???=?
=gh a p r i V n r i 2.主减速器齿轮强度计算
由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（?j je T T 、）的较小者，作为强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即：
（6—2）
（6—3）
式中：max e T ——发动机最大转矩，N ·m ；
TL i ——由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
T η——传动系上述传动部分的传动效率，取9.0=T η；
0K ——由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、
矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取10=K ；当性
能系数0>p f 时，可取20=K ，或由实验决定；
gh a p r i V n r i max 0377.0?=n K i T T T TL e je η0m ax =LB LB r j i r G T η??2=
n ——该汽车的驱动桥数目；
2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于驱动桥来说，应考虑到
汽车最大加速时的负荷增大量），N ；
?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取85.0=?；对
于越野汽车，取0.1=?；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可
取25.1=?；
r r ——车轮的滚动半径，m ；
LB LB i ,η——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传动效率和传动比（例如轮边减速等）
查资料得：
250max =e T N ·m
77792.13778.3467.3=?=TL i
9.0=T η
由后面式（3-5）计算得0>p f ，故：20=K
由于该轿车只有一个驱动桥则：1=n
由后面计算得：汽车满载有总重量为Kg G a 19150101915=?=，
查参考文献[1]汽车轴荷分配中乘用车发动机前置前驱满载时前轴分配为%60~%47。本设计中取58%，N G 1110758.0191502=?=
由于该轿车是安装一般轮胎的公路用汽车，则：85.0=?
由上面计算可得：32145.0=r r m
由经验得：96.0=LB η
由于该轿车无轮边减速器，则：1=LB i
将上述参数值代入公式（6—2）、（6—3）中计算得：
62001
9.0277792.132500max =???==n K i T T T TL e je ηN ·m 2.31611
96.032145.085.0111072=???==LB LB r j i r G T η??N ·m 2.3161196.032145.085.0111072=???==
LB LB r j i r G T η??N ·m 汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩m T 为 )()(p H R LB LB r T a jm f f f n
i r G G T +++=ηN ·m （6—4）
式中：a G ——汽车满载总重量，N ；
r G ——所牵引的挂车的满载总重量，N ，但仅用于牵引车的计算；
r r ——车轮的滚动半径，m ；
R f ——道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取R f =0.010～0.015；对于载货汽车
可取0.015～0.020；对城越野汽车可取0.020～0.035；
H f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车和城
市公共汽车取0.05～0.09；对长途公共汽车取0.06～0.10；对越野汽车取
0.09～0.30；
p f ——汽车或汽车列车的性能系数： ??
????+-=max )(195.0161001e T a p T G G f (6—5) 当16)(195.0max
>+e T a T G G 时，取0=p f 由参考文献[1]得查得汽车总质量a m 的计算方法：
乘用车的总质量a m 是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。
乘用车的总质量a m 由整备质量0m 、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量三部分组成。其中，乘员和驾驶员每人质量按每人质量按65kg 计，于是：
n n m m a α++=650
该式中，n 为包括驾驶员在内的载客数；a 为行李系数，可按参考文献[1]表1-5提供的数据取用。
已知数据：整车整备质量为1020Kg ；
故Kg m a 13955105651020=?+?+=；
即Kg G a 139********=?=；
由于是轿车，所以0=r G ；
由上得：
3.0=r r ；
轿车选用015.0~010.0=R f ，取0125.0=R f ；
汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取08.0=H f ； 经计算16937.14)(195.0max
<=+e T a T G G 则按??
????+-=max )(195.0161001e T a p T G G f 计算得：
01063.0)(195.0161001max =??
????+-=e T a p T G G f 把各参数代入式（3-4）中得到：
3.661)01063.008.00125.0(1
96.0132145.0)019150()()(=++???+=+++=p H R LB LB r T a jm f f f n i r G G T ηN ·m 3.主减速器齿轮基本参数的选择
对一单级主减速器，首先根据0i 的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数21,Z Z 。为了使磨合均匀，21,Z Z 之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于40，对于轿车应不小于50。
（1）斜齿轮设计计算
由于齿轮转速比较高，选用硬齿面。
先按轮齿弯曲疲劳强度设计，再较核齿面接触强度，其设计步骤如下：
先选择齿轮材料，确定许用应力：
均选用20CrMnTi 钢渗碳淬火，硬度56～62HRC 。
由参考文献[4]图5-32C 查得弯曲疲劳极限应力MPa Flin 430=σ；
由参考文献[4]图5-33C 查得接触疲劳极限应力MPa Hlin 1500=σ；
（2）按轮齿弯曲疲劳强度设计
由式参考文献[4]中式（5-45b ）知: 3
2114.12FP
d FS n Z Y KT m σψ≥ （6—6） 1）确定轮齿的许用弯曲应力FP σ
按参考文献[4]（5-26）计算
两齿轮的许用弯曲应力1FP σ，2FP σ（MPa ）分别按下式确定 N F ST
F FP Y S Y min lim σσ= （6—7）
式中：lim F σ——试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限，查参考文献[4]图5-32；
ST Y ——试验齿轮的应力修正系数，本书采用国家标准给定的lim F σ值计算时，
2=ST Y ；
N Y ——弯曲疲劳强度计算的寿命系数，一般取1=N Y 。当考虑齿轮工作在有限寿
命时，弯曲疲劳许用应力可以提高的系数，查参考文献[4]图5-34；
min F S ——弯曲强度的最小安全系数。一般传动取min F S =1.3～1.5；重要传动取
min F S =1.6～3.0；
由上得：MPa Flin 430=σ
取2=ST Y ，1=N Y ，8.1min =F S
把各参数代入式（3-7）中得：
MPa Y S Y N F ST
F FP 7778.47718
.12430min lim =??==σσ 2)计算小齿轮的名义转矩1T
7413.190467.3/3.6611==T N ·m
3）选取载荷系数K
因为是斜齿轮传动，且加工精度为了7级，故K 可选小些，取K=1.4
4）初步选定齿轮参数
取231=Z ,881.8323647.312=?=?=Z i Z .
取842=Z ，
5）齿宽系数d ψ的选择：
d ψ 选大值时，可减小直径，从而减小传动的中心距，并在一定程度上减轻包括箱体在内的整个传动装置的重量，但是却增大了齿宽和轴向尺寸，增加了载荷分布的不均匀性。 d ψ的推荐值为：
当为软齿面时，齿轮相对于轴承对称布置时，d ψ=0.8～1.4；
非对称布置时，d ψ=0.6～1.2；
悬臂布置或开式传动时，d ψ=0.3～0.4。
当为硬齿面时，上述d ψ值相应减小50%。
取d ψ=0.5，并取?=15β；
得到u=84/23=3.652。
6）确定复合系数
因两轮所选材料及热处理相同，则FP σ相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系数1FS Y 代入即可。而
52093.2515cos 23cos 3311=?==βZ Z V
由参考文献[4]图5-38查得1FS Y =4.18
将上述参数代入式（3-6），得
mm Z Y KT m FP d FS n 56323.27778
.477235.018.47413.1904.14.124.12323211=????=σψ 按参考文献[4]表5-1取标准模数，取3=n m mm
则中心距
mm Z Z m a n 1618.16615cos 2)8423(3cos 2)(21=?
?+?=+=β 为了便于加工和校验，取中心距a=166.1618mm
9659.01618
.1662)8423(32)(cos 21=?+?=+=a Z Z m n β 故得到?==00572.15)96559.0arccos(β
7）计算其它几何尺寸
mm Z m d n 4341.719659
.0233cos 11=?==β mm Z m d n 8966.2609659.0843cos 22=?==
β mm d b d 71799.3543597.715.012=?==ψ取mm b 362=
mm mm b b 46~41)10~5(21=+=取451=b mm
（二）差速器的设计分析及计算
1.差速器齿轮的基本参数的计算
（1）行星齿轮球面半径B R 的确定
圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径B R ，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。
球面半径B R 可按如下的经验公式确定： mm T K R j B B 3= （6—8） 式中：B K ——行星齿轮球面半径系数，B R =2.52~2.99，对于有4个行星齿轮的轿车
和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及所有的越野汽车
和矿用汽车取大值；取B K =2.52；
j T ——计算转矩，取式（3-2），式（3-3）计算值的较小值，N ·m ；
取2.3161=?j T N ·m ；
mm mm T K R j B B 9843.362.316352.233=?==；
差速器行星齿轮球面半径B R 确定以后，可根据下式预选其节距0A ：
mm mm R A B 61466.36~24482.36)99.0~98.0(0==取为36.4mm
（2）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择
为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5～2的范围内。
差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，应考虑它们之间的装配关系。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数R L Z Z 22、之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器将无法安装。即应满足的安装条件为 I n
Z Z R L =+22 （6—9） 式（6—9）中：R L Z Z 22、——左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来
说，R L Z Z 22=；
n ——行星齿轮的数目；
I ——任意整数；
由于本设计选用的差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器，选定半轴齿轮齿数为1622==R L Z Z ，行星齿轮数目4=n ，行星齿轮齿数为10。
（3）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定
首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角：
?==00538.32arctan 211Z Z γ；?==99462.57arctan 1
22Z Z γ 式中：1Z ，2Z ——分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。
再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m:
858392.3sin 2sin 222
0110===γγZ A Z A m 考虑到差速齿轮弯曲应力的校核，取5.5=m
求出模数m 后，节圆直径d 即可根据齿数z 及模数m 由下式求得：
mz d =
（4）压力角α
汽车差速器齿轮过去都选用20°压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。目前大都选用22°30′的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少到10，并且小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20°的少，故可用较大的模数以提高轮齿的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用20°压力角。本设计中选用压力角为22°30′。
（5）行星齿轮安装孔直径φ及其深度L
行星齿轮安装孔的直径φ与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L 就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取
φ1.1=L （6—10）
[]nl T L c σφφ3
02
101.1?== （6—11） []nl
T c σφ1.1103
0?= （6—12） 式中：0T ——差速器传递的转矩，N ·m ；
n ——行星齿轮数目；
l ——如图4-6所示，为行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm;'2
5.0d l ≈,'2d 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而2'28.0d d ≈（如参考文献[3]图4-6）；
24.0d l =；
[]c σ——支承面的许用挤压应力，取为98MPa 。
差速器传递的转矩为2.31610=T N ·m ； []mm nl T c 43172.142
.354691.1102.31611.1103
30=????=?=σφ 取mm 5.14=φ。 1.差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算
汽车差速器齿轮的弯曲应力为：
MPa J
m FZ K K K TK v m s w 2203102?=σ （6—14） 式中：T ——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N ·m ；其计算式为：
n T T j 6
.0?= （6—15）
式中：j T ——计算转矩，按je T 、?j T （见式（6-2）、式（6-3））两者中的较小者和jm T （式
（6-4））计算，N ·m ；
n ——差速器行星齿轮数目；
2Z ——半轴齿轮齿数；
J ——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。
0K ，v K ，s K ，m K ，F ，m ——见参考文献[3]式（3-44）下说明；
按上式并以jm T 计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力w σ，不应大于210.9MPa ； 按je T ，?j T 两种计算转矩中的较小值进行计算时，弯曲应力w σ不应大于980MPa 。 查参考文献[3]：
0K ——超载系数，见参考文献[3]式（3-11）下的说明；
v K ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、调节及径向跳动精度高
时，可取v K =1；
s K ——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面
模数mm m 6.1≥时，44
.25m K s =； m K ——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承式时，m K =1.00～1.10；
当一个齿轮用骑马式支承时，m K =1.10～1.25.支承刚度大时取小值。
F ——计算齿轮的齿面宽,mm ；
m F A F 10;)30.0~25.0(0≤=；
m ——端面模数，mm ；
参数的选取与计算：
[]
2.3161,=?j je T T MIN N ·m
3.661=jm T N ·m 10=n
162=Z
2255.0=J
20=K
1=V K
682154.04
.255.54.2544===m K s 05.1=m K
13=F
5.5=m
（三）车轮传动装置分析及计算
1.半轴设计计算
半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。
已知数据驱动型式为24?，查参考文献[3]表5-1可得：
半轴的计算转矩： 01max i i T T g e ξ= （6—16）
式中：max e T ——发动机最大转矩；
ξ——差速器的转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取：6.0=ξ；
1g i ——变速器I 挡传动比；
0i ——主减速比；
755.2066647.3778.32506.001max =???==i i T T g e ξN ·m
由参考文献[3]式（5-16）得
[]3
100016τπ??≥T d （6—17）
取许用应力[]MPa 500=τ
代入计算得： []mm T d 6.27500
1415926.31000755.20661610001633=???=??≥τπ 出于对安全系数以及半轴强度的较核的考虑，取d=36mm 。
2.三种可能工况
计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：
（1)纵向力（驱动力或制动力）最大时，附着系数?在计算时取0.8，没有侧向力作用；
（2)侧向力最大时即汽车发生侧滑时，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数1?在计算时取站1.0，没有纵向力作用；
（3)垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时）这时不考虑纵向力和侧向力的作用。
故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。
3.半浮式半轴计算载荷的确定
（1）纵向力2X F 最大和侧向力2Y F 为0：
此时垂向力2/2'22G m F Z =，纵向力最大值2/2'222??G m F F Z X ==，计算时'2m 可取1.2，
?取为0.8。
半轴弯曲应力和扭转切应力τ为： 3222232d F F a Z X πσ+= （6—18) 3216d r F r X πτ= （6—19） 式(6—19),(6—20)中，a 为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离， 合成应力为：
224τσσ+=n （6—20）
N G m F Z 2.66642/111072.12/2'
22=?==，
N G m F F Z X 36.53312/8.0111072.12/2'
222=??===??
MPa d F F a Z X 52853.743232
2
2
2=+=πσ
MPa d r F r
X 0743.1801632==πτ
MPa n 3735.201422=+=τσσ
（2）侧向力2Y F 最大和纵向力2X F =0,此时意味着汽车发生侧滑。
外轮上的垂直反力i Z F 2和内轮上的垂直反力i Z F 2分别为: )5.0(12
22?B h G F g
o Z +=
（6—21） 222Z i Z F G F -=
（6—22） 式中，g h 为汽车质心高度，根据经验取为0.35；
2B 为轮距，查资料得m B 552.12=；
1?为侧滑附着系数，计算时1?可取为1.0；
外轮上的侧向力o Y F 2和内轮上的侧向力i Y F 2分别为
122?o Z o Y F F = （6—23） 122?i Z i Y F F =
（6—24） 内外车轮上的总侧向力2Y F 为12?G 。
这样，外轮半轴的弯曲应力为o σ和内轮半轴的弯曲应力i σ分别为： 322)
(32d a F r F o Z r o Y o πσ-=
（6—25） 322)
(32d a F r F i Z r i Y i πσ+=
（6—26）
N B h G F g
o Z 3003.8085)5.0(12
22=+=?
N F G F Z i Z 6997.3048222=-=
N F F o Z o Y 3003.8085122?=
N F F i Z i Y 6997.3048122==?
MPa d a F r F o Z r o Y o 1506.495)
(32
322=-=πσ
MPa d a F r F i Z r i Y i 57777.240)
(32322=+=πσ
（3）汽车通过不平路面，垂向力2Z F 最大，纵向力2X F =0，侧向力2Y F =0
此时垂直力最大值2Z F 为 2221
kG F Z = (6
—27) 式中，k 为运载系数。
乘用车：k=1.75;货车：k=2.0;越野车：k=2.5.
半轴弯曲应力σ为 323216
32d a kG d a F Z ππσ== (6
—28) 由于已知数据为乘用车，故K=1.75，
MPa d a kG d a
F Z 5236..14816323232===ππσ
综上述计算得，均未超过半轴的许用应力500MPa ，故半轴强度校核满足要求。
七、驱动桥设计数据校核
（一）校核主减速器校核齿面的接触强度
由参考文献[4]式（5-47）可知
u
u bd KT Z E H 1
109211+=σ
E Z 为弹性系数，当齿轮都为钢制，MPa Z E 8.189=
代入公式（3-8）得
MPa u u bd KT Z E H 2347.890652
.31652.343596.71367413.1904.18.18910911092211=+????=+=σ 齿面许用接触应力HP σ按参考文献[4]式（5-27）计算，因为主减速器为较重要传动，取最小安全系数4.1min =H S ，1=N Z ，1=w Z ，则
MPa Z Z S w N H H HP 1071114
.11500min lim
=??==σσ 因为HP H σσ<，故接触疲劳强度也足够。
（二）差速器齿轮弯曲应力校核
以jm T 计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力：
MPa MPa MPa J m FZ K K K K T v m
s j w 9.2103024.2002255
.05.51613105.1682154.023.661102102232203<=?????????=?=σ 按je T ，?j T 两种计算转矩中的较小值进行计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力：
MPa MPa MPa J m FZ K K K K T v m
s j w 9805020.9572255
.05.51613105.1682154.022.3161102102232203<=?????????=?=σ 两种情况下都校核成功，说明此设计合理。
八、总结及心得体会
经过两周时间的设计，在同学和老师的帮助下，终于完成了转向驱动桥的设计工作。本文按照王望予编著的《汽车设计》一书详细研究了转向驱动桥的设计方案，提出了比较可行的设计思路，并按照这一思路进行详细地计算。
在设计过程中，查阅了很多汽车相关的资料，对大学期间学到的汽车知识有了更高层次的认识。通过亲自查找资料和分析计算，充分锻炼了自己设计的能力；通过发现问题、提出问题、解决问题，体验到了设计的乐趣。
通过这次课程设计，考验了我本学期所学的知识。在设计过程中，我明显地感觉到自己专业知识不足、专业经验欠缺以及知识面狭窄。我以后会努力拓展自己的知识面，积累各方面的经验，弥补专业知识的不足，使自己得到全面的发展，在以后的工作中作出理大的成绩。
随着汽车工业的发展，轿车会走进千家万户，普通老百姓拥有自己的轿车不将只是梦想，随着新车型的推出，轿车转向驱动桥的设计工作将会变得更为频繁。通过这次课程设计可以了解到，传统的设计工作根本达不到轿车轻量化的要求，零部件也不一定能够达到所需的强度要求，优化设计需要兼顾的因素也会越来越多，约束条件和优化目标越来越复
杂，优化设计的结果也会更加满足轿车所需要达到的要求。这样将设计结果应用到实践中才会更有实际意义。
九、主要参考书
（一）王望予，汽车设计，机械工业出版社，2004.8
（二）王望予，汽车理论，机械工业出版社，2007.6
（三）刘惟信，汽车车桥设计，清华大学出版社，2004.4
（四）彭文生，李志明，黄华梁，机械设计，高等教育出版社，2002.8
（五）陈家瑞，汽车构造（下册），人民交通出版社，2006.11
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，