汽车设计课程设计计划书

1 汽车设计课程设计计划书 第一章 汽车总体设计 第一节 汽车形式的选择 已知设计参数如下： 额定装载质量（ 最大总质量（ 最大车速(比功率 (比转矩(N m 2000 4220 100 22 37 根据已知数据，查有关书籍得以下初步总体设计方案： 2 第二节 汽车主要参数的选择 1 外形尺寸 ( 5200*1900*2100 外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。 589，货车、整体式客车总长不应超过 12m;汽车宽不超过 车高不超过 4据 可以设计 外廓尺寸为（ 5200*1900*2100） 2 货箱尺寸 ( 3600*1800*380 车厢尺寸要考虑汽车的用途 参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。 根据 厢内部尺寸为（ 3600*1800*380）。 3 3 轴荷分配： (整车整备质量的确定 汽车的整车整备质量是指车上带有全部装备，包括随车工具和轮 胎，加满油和水，但没有载货和载人时的整车质量，用0 货车总质量是指汽车整车整备质量、汽车装载质量和驾驶室乘员（含驾驶室）质量三者之和，用驶室乘员质量以每人 65乘员人数为 3人。 m+*65=0m+2000+195=4220 得出0m=2025即 整备质量 (2025 总质量（ 4220 空载前轴 (0%) 满载前轴 (1477（ 35%） 空载后轴 (50%） 满载后轴 (2743（ 65%） 汽车的轴荷分配可根据 汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照参考文献 1并 参考 取。 载货车 的主要性能、装载面积和轴荷分配等各个方面要求下选取。各类载货汽车的轴距选用范围有汽车设计书如表 2 表 2货汽车的轴距和轮距 总质量（ T） 轴距（ 轮距（ 23001300般载货汽车的前悬不宜过长，但要有足够的纵向布置空间，以便布置发动机、水箱、转向器等部件。后悬也不宜过长，一般为 1200 2200 货车轮距 B 应该考虑到车身横向稳定性，1悬架宽度、前轮的最大转角和轮胎宽度，同时还要考虑转向拉杆、转向轮和车架之间的运动间隙等因素。2悬架宽度和轮胎宽度，同时还要考虑车轮和车架之间的间隙。 1. 轴距 ( 2700 2. 前悬 /后悬 ( 850/1600 3. 前 /后轮距 ( 1400/1350 4. 质量系数： . 货车车头长 ( 1400（ 平头型货车一般在 1400次课设平头货车车头长度为 1400 4 轴距、轮距、前悬、后悬的参数参照汽车设计教材，并 参考了 货汽车 选取的。 4 货车动力性参数的确定 (1) 最高车速载货汽车的最高车速主要是根据汽车的用途以及使用条件和发动机功率大小来确定 ,给定的h。 (2) 最大爬坡度由于载货汽车在各地路面上行驶，要求有足够的爬 坡能力。一般0%左右。 5 货车燃油经济性参数的确定 参考指导书可知轻微型货车 百公里燃油消耗量在 间 取 6 最小转变直径 转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径， 车型 最大总质量am/t m 商用货车 1.8小转弯直径 5m 7 货车通过性参数的确定 载货汽车的通过性参数主要有接近角、离去角、最小离地间隙和 纵向通过半径 等。 其值主要根据汽车的用途和使用条件选取，可参考汽车设计书表 1 表 1汽车类型 最小离地间隙 接近角（度） 离去角（ 度） 纵向通过半径 4车 180 40 25m 通过性几何参数 00、 0、 2r =30 1= 货车制动性参数的确定 5 汽车制动性常用制动距离和制动减速度作为设计评价参数。行车制动在产生最大制动作用时踏板力不得大于 700N，行车制动效能的要求如汽车设计书表 1示。 表 1载货汽车制 动效能要求 总质量（ t） 初速 30km/h 制动距离（ m） 初速 30km/h 制动减速度（ m/2s ） 7 三节 发动机的选择 1 发动机型式的选择 选用往复活塞式液体燃料发动机 确定选用四缸水冷式柴油机 根据 比功率有 以 220乘以 22=据下式估算发动机的最大功率： 根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式和型号 1900*2400 4560000= T 为传动系效率，根据资料，对驱动桥单级主减速器的 4 2汽车可取 90%，故 0% 滚动阻力系数，根据资料，对货车取 4220kg 100km/h 由以上参数可计算得： 7 6 1 4 03 6 0 0(1 3 m a xm a xm a x 6 由汽车设计书 最大功率 应转速 范围：总质量小的货车用高速柴油机， 常取在 3200 发动机的型号： 发动机型号 490车轮胎的选择 轮胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥（轴）与地 面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮，可实现对汽车运动方向的控制。 轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是很重要的工作。 1、 型号： 、 技术指标：层数 6，轮辋型号： 许内压 350大负荷 6350面宽度 190直径 765、数量： 6 定传动系最小传动比，即主减速器传动比 在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据参考文献 9机最大 功率时的车速 即 主减速器传动比0i： gm a a (最高档为直接档 ) 式中： r 为滚动半径；根据选定发动机后的参数重新估算）， 最高挡为直接挡，则。 由已选轮胎得：自由直径为： d=765 r =得：滚动半径 r = 得 F=中：子午线轮胎： F=交轮胎： F=本设计轮胎为斜交轮胎。 由上述可知，200 0km/h 根据公式可得：gm a a = 0i 取 7 定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。 确定 传动系 最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，当0定传动系最大传动比也就是确定变速器 I 挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为： m a xm a x 或 m a xm a a x s o s 即 m a x m a a x 0c o s s i q TG f =一般货车的最大爬坡度为 30 ，即 根据参考文献 3，表 1动阻力系数 f 的数值 取一般的沥青或混凝土路面 f=已知数据和计算数据得，最大总质量 G=3370r =r=60Nm; 0i=根据附着条件校核最大传动比： 22r 式中： 2G 为后轴轴荷； r 为滚动半径；1 挡传动比。 所以： iT 0m 根据 已知数据和计算数据得： 2G =3370*65%* =0.8;( = 0i= T=得：iT 0m =因为轻型商用车 1 故取：1一 基本数据选择 最高车速： 80Km/h 8 发动机功率： 44矩： 160质量： 370矩转速： 200r/轮： 胎名义断面宽度） 辋名义直径） 型载重汽车轮胎代号） 速器各挡传动比的确定 由总体设计知： 五挡为 直接挡 ， 则 5 主减速器传动比 0i =曲面主减速器，当 0i 6时，取 =90%。 g =96%， T = g =90% 96%=1 其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： 54433221式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 41 ， 32 ， 23 ， 4 1n 1 4 以其他各挡传动比为： 2 3q =3 2q =4q = 中心距 A 初选中心距时，可根据下述经验公式 3 1m a x （ 式中： A 变速器中心距（ 中心距系数，商用车： 9 发动机最大转矩（ 1i 变速器一挡传动比， 1 g 变速器传动效率，取 96% ； 发动机最大转矩， 则， 3 1m a x = 3 % = 对中心距 A 进行圆整 ，取 A =90 轮参数 1、模数 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，乘用车和总质量货车为 2速器一档选用大些的模数，本设计一档齿轮模数取 3，其他档位模数取 2、压力角 国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。 3、 螺旋角 货车变速器螺旋角： 18 26 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 23 4、齿宽 b 直齿 c ， 齿宽系数，范围为 斜齿 ， 为 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2 4 4 5、齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 = = 6、 齿根高系数 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，当 m 1 10 挡齿轮齿数的分配 图 速器传动示意图 1、 确定 一挡齿 轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在 1217之间选用，最小为 1214，取 10Z =13，一挡齿轮为 斜齿轮 。 一挡传动比为 101 921g （ 为了求 9Z ， 10Z 的齿数，先求其齿数和 斜齿 nh =3 23 =整为 44 即 9Z = 10Z =441 2、 对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 ，再以修正后的中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 109n0 1133 ）（ =整为 A=92 对一挡齿轮进行角度变位： 端面啮合角 t： = 11 啮合角 ,t： t=t= 变位系数之和 nt, = 7=计算精确值： A= 10 挡齿轮参数： 分度圆直径 1099n9 co s/m 3 29/=0910co s/m 3 13/=顶高 n*9 =3mm n*10 =3根高 h f = h f =全高 9h =6顶圆直径 99 =0 a =根圆直径 999 2 ff =01010 2 ff =量齿数 109399v =0931010v c os/ =圆直径 0210999 12 99 09 1010 1010 3、确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式（ 出常啮合传动齿轮的传动比 9101（ =啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，初选 21 = 20 ，即 2121 n（ 121c o = 3 20 =式（ （ 1Z =2Z =Z =12， 2Z =32，则： 101921g =1312 3231=1论中心距 2121c 202123=算精确值： A= 2 度圆直径 2111 13 2122 顶高 n*1 =n*2 =根高 h f = h f =全高 1h =5顶圆直径 11 = a =根圆直径 111 2 ff =22 2 ff =量齿数 21311v =1322v =圆直径 11 822122 22 4、确定其他各挡的齿数 （ 1） 二挡齿轮为斜齿轮，模数与一 挡齿轮相同，初选 87 =20 81722 （ 21287 =14 887n c （ c =0=式（ （ 7Z =8Z =整为 7Z =25， 8Z =19 则， 81 722 = 1912 2532 =2论中心距 8787co 8的精确值： 887n 8= 二挡齿轮参数： 分度圆直径 8777 788 顶高 n*7 =n*8 =根高 h f = h f =全高 7h =5顶圆直径 77 = a =根圆直径 777 2 ff =15 888 2 ff =量齿数 8377v =388v =圆直径 528777 77 88 （ 2） 三挡齿轮为斜齿轮，初 选65=21 21365 （ = = 6565 n（ 由式（ （ 5Z =6Z =取整 5Z =22， 6Z =23 61523 = 2312 2232 =3i =论中心距 6565co 16 求6的精确值： 6565 = 三挡齿轮参数： 分度圆直径 6555 66 =98.顶高 n*5 =n*6 =根高 h f = h f =全 高 5h =5顶圆直径 55 = a =根圆直径 555 2 ff =66 2 ff =量齿数 6355v =366v =圆直径 55 66 17 （ 3） 四挡齿轮为斜齿轮 ，初选螺旋角43=22 21443 （ = = 4343co n（ 由（ （ 3Z =4Z = 取整 3Z =17， 4Z =27 则： 41 324 = 2712 1732 =4i =论中心距 4343co 螺旋角4的精确值： 4343 四挡齿轮参数： 分度圆直径 4333 344 顶高 n*3 =n*4 =18 齿根高 h f = h f =全高 3h =5顶圆直径 33 = a =根圆直径 333 2 ff =44 2 ff =量齿数 4333v =344v =圆直径 33 44 5、确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 13Z 的齿数一般在 21 23 之间，初选 12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 ，A 。初选 13Z =23， 12Z =14，则： 131221 = =74保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12和 11的齿顶圆之间应保持有 齿轮 11的齿顶圆直径 11为 112 12 1211 19 =2 92 4 (14+2) 1 =12711n e = 2 = 取 11Z =29 计算倒挡轴和第二轴的中心距 A 2 1113, = 2 =102算倒挡传动比 1311121312 倒 = 231413 292332 =圆直径 11 1111 6213121212 821 1212 13 1313 20 二 、齿轮校核 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度 350使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30 50提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： m 时渗碳层深度 m 时渗碳层深度 法m 时渗碳层深度 面硬度 63；心部硬度 48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 面硬度 5312。 对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可 采用 252012钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒 13。 算各轴的转矩 发 动机最大扭矩为 轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 轴 1T = 承离 160 99% 96%=间轴 2T = 121 承 =96% 99% 32/12=轴 一挡 109231 承 =31/13=挡 87232 承 =27/18=挡 65233 承 =22/23=挡 43234 承 =17/27=挡 齿承 235 =挡 121122 （ 齿承倒 =（ 32/13=21 齿强度计算 齿弯曲强度计算 1、 倒档直齿轮弯曲应力w图 形系数图 （ 式中：w 弯曲应力 （ 计算载荷 （ K 应力集中系数，可近似取K= 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮动齿轮 b 齿宽 （ m 模数； y 齿形系数，如图 当计算载荷、倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400850车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 计算倒挡齿轮 11， 12， 13的弯曲应力 11w ， 12w ， 13w 11z =29， 12z =13， 13z =14， 11y =12y =13y =倒T =22 2T =1113112 倒33 1013 2 =00 8502123212 2 = 33 1014 2 =00 85031331213213 /2 ）（= 33 14/ ）（ = 00 850、斜齿轮弯曲应力 w 式中： 计算载荷（ N 法向模数（ z 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； K 应力集中系数， K = y 齿形系数，可按当量齿数 3n 在图中查得； 齿宽系数 K 重合度影响系数， K = 当计算载荷 作用到变速器第一轴上的最大转矩 ，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，对货车为 100 250 （ 1）计算一挡齿轮 9， 10的弯曲应力 9w ， 10w 23 39109319 c o = 33 32 =00 250 0310109210 c o = 33 52 =00 250 2）计算二挡齿轮 7， 8的弯曲应力 3787327 c o = 33 o 92 。=00 250 388728 c = 33 o 52 。 =00 250 3）计算三挡齿轮 5， 6的弯曲应力 3565335 c o = 33 o 02 。=00 250 366526 c = 33 o 52 。 =00 250 4）计算四挡齿轮 3， 4的弯曲应力 3343343 c o 24 = 33 o 02 。 =00 250 34424 c = 33 o 52 。 =00 250 5） 计算常啮合齿轮 1， 2 的弯曲应力 312111 c = 33 o 22 。 =00 250 32222 c = 33 o 52 。 =00 250 轮齿接触应力 j 11c o sc o （ 式中： j 轮齿的接触应力（ 计算载荷（ d 节圆直径 ( 节点处压力角（）， 齿轮螺旋角（）； E 齿轮材料的弹性模量（ b 齿轮接触的实际宽度 ( 25 z 、 b 主、从动齿轮节点处的曲率半径 (直齿轮 r 、 r ，斜齿轮 2co ss r 、 2c o ss r ； 主、从动齿轮节圆半径 ( 将作用在变速器第一轴上的载荷 2/为计算载荷时，变速器齿轮的许 用接触应力 j 见机械设计书表 3 弹性模量 E =104 N 档齿轮齿宽 =71 ， 其他齿轮齿宽 =7 3速器齿轮的许用接触应力 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650 700 （ 1）计算一挡齿轮 9， 10的接触应力 1010 99 9109 319 T = 34 o o =900 2000 91010 210 T = 34 o o =900 2000 2）计算二挡齿轮 7， 8的接触应力 88 26 77 787 327 T = 34 o o =300 1400 788 28 o sc o T = 34 o o =300 1400 3）计算三挡齿轮 5， 6的接触应力 66 75 565 335 T = 34 362c