汽车课程设计-货车总体设计及各总成选型设计.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除辽宁工程技术大学课 程 设 计题 目：货车总体设计及各总成选型设计 班级：汽车08-1班 学 号： 姓名： 指导教师： 完成日期：2012.01.03 汽车课程设计内容一、题目:货车总体设计及各总成选型设计二、要求:分别为给定基本设计参数的汽车，进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图。其余参数如下：额定装载质量（Kg）最大总质量（kg）最大车速(Kmh-1)比功率 (KWt-1)比转矩(Nmt-1)班号500112080163011020100223729501352844375016808016304154010022375143013528442100022508015381210010020412200013025443150033708015384316010020415300012525441200045008015382422010020413400012525444300067507510335633010015401600012020472400073307510333714010015404696012020475500091607510331893010015402870012020473600011000751033410720100154051044012020472分组：每种车型由四名同学完成三、设计计算要求1.根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。2.确定汽车主要参数： 1）主要尺寸，可从参考资料中获取； 2）进行汽车轴荷分配； 3）百公里燃油消耗量； 4）最小转弯直径 5）通过性几何参数 6）制动性参数3.选定发动机功率、转速、扭矩。可以参考已有的车型。4.离合器的结构型式选择、主要参数计算5.确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。6.确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。7.机械式变速器型式选择、主要参数计算，设置合理的档位数，计算出各档的速比。8.驱动桥结构型式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。9.悬架导向机构结构型式10.转向器结构形式、主要参数计算11.前后轴制动器型式选择、制动管路分路系统型式、主要参数计算四、完成内容:1总成总装配图1张（零号图）总成依次为变速箱、驱动桥、转向系、制动系。2变速箱、驱动桥、转向系、制动系四个部件装配图各1张(1号图)。3设计计算说明书1份五、指导教师评语成 绩： 指导教师日期摘要一 项目背景 为了保持市场占有率稳步增长，迎接加入WTO后中重型车市场的挑战，一汽集团对中重型车主要生产线进行技术改造。经过本次改造后，将使一汽集团继续保持中重型卡车在同行业的领先地位。 驾驶室焊装工艺是整车制造关键工艺，是本次全面技术改造的重要内容。本文对驾驶室焊装车间技术改造投资进行分析。 二 市场预测及产品选型 21 中重型卡车市场分析 载货汽车的市场需求总量与国民经济宏观发展形势，密切关联。经济总量的持续稳定发展，拉动载货汽车的市场需求稳步提升。同时，中重型载货汽车各自的需求比例受到市场和政策两方面的影响。 22 中重型卡车的市场特征 1 市场需求稳步增长，增量空间受产品更新换代的影响较大；2 市场细分逐渐强化，制造商通过产品差异化，拼抢增量市场；3 消费主体趋向多元化，市场竞争自由度、分散度加大；4 由产品竞争转向全方位市场竞争。 23 中重型卡车的市场影响因素 。关键词：变速器、驱动系、转向系、制动系 Abstract 1 Project backgroundFor the sake of keeping the leading position of market share, meeting the challenge of joining the WTO, the civil market of heavy type truck of steady step, FAW wants the product line proceeding the technique to reform.The technique reform will make FAW continuously keep the middle-heavy type truck be in the leading of industry the position.It is key craft of whole truck manufacturing that cab welding process, is this is completely important content that reform of technique.目录1 汽车总体设计11.1确定汽车主要参数31.2货车驾驶员操作位置尺寸32 机械式变速器形式选择32.1固定轴式变速器中间轴式变速器 换档方案为32.2.齿轮形式为斜齿圆柱齿轮32.3.传动比范围：32.4.中心距A的确定32.5外形尺寸：轴向尺寸为2.7A=2.7*86=229.5mm32.6.齿轮参数：32.7.各档齿轮齿数的分配32.8.齿轮参数：32.9.初选轴的直径：32.10.锁环式同步器主要尺寸的确定32.11.轴承校核33 驱动桥设计33.1、主减速器的齿轮类型33.2、主减速器主，从动锥齿轮的支承形式33.3、主减速器计算载荷的确定33.4、 主减速器基本参数的选择33.5、差速器设计33.6、差速器齿轮的强度计算33.7、驱动半轴的设计34 货车转向系的设计34.1、原始参数：34.2、选择方案34.3、轴承选择35 鼓式制动器35.1. 制动距离S35.2.制动力分配系数35.3前后轴制动器总制动力35.4驻车所需制动力35.5应急所需制动力35.6鼓式制动器的主要参数及其确定36、参考文献31 汽车总体设计轴数为二轴，驱动形式为4X2布置形式发动机前置，平头货车1.1确定汽车主要参数外廓尺寸货车总长为6900mm，汽车宽度为1800mm，汽车高度为2000,轴距L为350,轮距B为1400mm,前悬Lf为1000，后悬LR为2400,货车车长度取1500mm,车厢尺寸取4200mm轴荷分配前轴取30% 后轴取70%百公里燃油消耗量取3L（100t.Km）最小转弯直径Dmin=15m通过性几何参数hmin=200、 r1=50、1=4.0动性参数行车制动初速度为30/（Km*h）制动距离满载为10m 空载为9m试车道宽3m踏板力满载700N空载为450N应急制动制动初速度为30Km*h制动距离20m操纵力手为600N、脚700N发动机功率67.5PS/38004000r/min 最大扭矩为17.1Kgf.m/20002500r/min离合器为干式盘形摩擦离合器选单片，圆周布置、圆柱螺旋弹簧，推式主要参数 后备系数=1.35 单位压力Po=0.25Mpa摩擦片外径D=66.2mm内径d=35.09mm 厚度取3.2mm摩擦因数f=0.25、摩擦面数2离合器间隙t=3mm传动系最小传动比为0.7 最大传动比为6.91.2货车驾驶员操作位置尺寸1、R点至车顶棚高950mm2、R点至地板距离为1370mm3、R点至驾驶员踵点的水平距离为700mm4、背角为205、臀角为1006、足角为907、坐垫深度440mm8、座椅前后最小调整范围140mm9、座椅上下最小调整范围70mm10、靠背高度520mm11、R点至离合器和制动踏板中心在座椅纵向中心面上的距离为800mm13、离合器制动踏板的行程200mm14、转向盘下缘至坐垫上表面的距离160mm15、转向盘后缘至靠背的距离350mm16、转向盘下缘至离合器和制动踏板中心在转向柱纵向中心面上的距离为60017、R点至前圆的水平距离为950mm18、R点至仪表盘的水平距离为500mm19、双人座驾驶室内部宽度为1250mm20、座椅中心面至前门后支柱内侧的距离为360mm21、座椅宽度450mm22、转向盘外缘至侧面障碍物的距离为100mm23、车门打开时下部通道宽度为250mm24、离合器踏板中心线至制动踏板纵向中心面的距离110mm25、离合器踏板纵向中心至通过加速踏板中心的纵向中心面的距离100mm26、加速踏板纵向中心面至最近障碍物的距离60mm27、离合器踏板中心面至转向柱纵向中心面的距离100mm28、转向盘中心对座椅总心的偏移量40mm29、制动踏板纵向中心面至转向柱纵向中心面的距离100mm30、转向盘平面与汽车对称面间的夹角9031、变速杆手柄在所有工作位置时，应位于转向盘下面和驾驶员座椅右面2 机械式变速器形式选择2.1固定轴式变速器中间轴式变速器换档方案为2.2.齿轮形式为斜齿圆柱齿轮2.3.传动比范围：最高档直接档传动比为1.0，最低档传动比为6.092.4.中心距A的确定A=K=2.5外形尺寸：轴向尺寸为2.7A=2.7*86=229.5mm2.6.齿轮参数：1.模数m为3.5同步器上啮合齿模数为2.52.压力角选取为20啮合套和同步器选取为30的压力角3.螺旋角选取25齿宽b为b=Km=7.5*3.5=26.254.齿顶高系数为1.002.7.各档齿轮齿数的分配1.个档传动比一档6.09二档3.09三档1.71四档1.00倒档4.952.一档齿轮的齿数一档传动比i=z=z+z=483.对中心距进行修正A=85.75mm4.确定常啮合传动齿轮的齿数=iz=11A=z=36核算=6.15.确定其他个档的齿数二档为直齿，模数与一档齿轮相同i=z=24 z=25三档为直齿，模数与一档齿轮相同i=z=17A=z=326.确定倒档齿轮齿数：初选z为23A=m(z+z)A=70mm+0.5+=AD=2A-D-1D=m(z+2)=3.5*19=66.5D=74.5mm2.8.齿轮参数：齿轮分度圆直径d=42.778mm齿顶圆直径d=d+2h=49.788mm齿根圆直径d=d-2h=34.028mm齿宽b=22.75mm齿轮分度圆直径d=140mm齿顶圆直径d=d+2h=147mm齿根圆直径d=d-2h=131.25mm齿宽b=21mm齿轮分度圆直径d=mz59.5mm齿顶圆直径da=m(z+2)=66.5mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=50.75mm齿宽b=21mm齿轮分度圆直径d=mz=112mm齿顶圆直径da=m(z+2)=119mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=103.25mm齿轮分度圆直径d=mz=84mm齿顶圆直径da=m(z+2)=91mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=75.25mm齿轮分度圆直径d=mz=87.5mm齿顶圆直径da=m(z+2)=94.5mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=78.5mm齿轮分度圆直径d=mz=112mm齿顶圆直径da=m(z+2)=119mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=103.25mm齿轮分度圆直径d=mz=59.5mm齿顶圆直径da=m(z+2)=66.5mm齿根圆直径df=50.75mm齿轮分度圆直径d=74.5mm齿顶圆直径da=67.5mm齿根圆直径df=58.75mm2.9.初选轴的直径：对第一轴及中间轴0.160.18，第二轴=0.180.21。第一轴花键部分直径初选d=K=25mm。初选中间轴L=147mm第二轴L=125 mm初选轴承的代号为922205尺寸为d*D*b=25*50*15f=0.0541f=0.10003=0.00046rad轴的强度计算：应力=M=70350n.mm=45.88MPae当量动载荷Pr=f(Xr+Ya)f=1.2X=0.56取Y=1.5Pr=1.2*(0.5*5500+1.5*2700)=8650NCr=Pr=61600nN按照样本手册选择代号为92205轴承额定静载荷Cor=49400=0.005Y=1.714+=1.7径向当量动载荷Pr=1.2*(0.56*5500+1.72*2700)=9270N轴承寿命Ln=()=4048hLh=40480的汽车：kd=2或由经验选定。发动机的输出的最大转矩，在此取171；发动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取0.86； K液力变矩器变矩系数，k=(k0-1)/2+1, k0最大变矩系数，k在此取1； i1变速器一挡传动比，在此取7.33； if分动器传动比，在此取3.7； i0主减速器传动比 ，在此取6.33；该汽车的驱动桥数目在此取1；代入式（2-1），有： Tce=25246.6 主动锥齿轮计算转矩T=681.5 Nm2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2-2）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载30870N的负荷; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB516-82 9.020，则车论的滚动半径为0.456m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取10. 所以=36673. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （2-3）式中Ft汽车日常行驶平均牵引力，在此取 32145.29N 车轮的滚动半径，在此滚动半径为 0.456 m ； im主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5 m主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.87 该汽车的驱动桥数目在此取1； =37273.4、 主减速器基本参数的选择1. 主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，之间应避免有公约数。2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求，这里取=9 =40，能够满足条件：+=49402. 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即 （2-4）式中直径系数，一般取13.015.3； 从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者。所以 =（13.015.3）=（200235）初选=220 则=/=220/40=5.5参考机械设计手册选取 6，则=220 根据=来校核=6选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处，=（0.30.4）=（4.626.16），因此满足校核条件。3.5、差速器设计 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用4个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径的确定 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (3-3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.6； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，3667.根据上式=40mm 所以预选其节锥距A=40mm3.行星齿轮与半轴齿轮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。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.52.0的范围内。 =12 =18满足以上要求。4.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， =33.69 =90-=56.31 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=3.69 由于强度的要求在此取m=4mm得=48 =72 5.压力角3.6、差速器齿轮的强度计算 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。3.7、驱动半轴的设计1全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有附着力矩求得，其中，的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。 若按最大附着力计算，即 根据上式=16052.4 N ， 7319.89 若按发动机最大转矩计算，即 根据上式=11549.24 N在此11549.24 N =5266 Nm2、全浮式半轴的杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 （4-3）取小值为5266，根据上式d=（35.637.9）mm根据强度要求在此取37mm。3、全浮式半轴的强度计算 首先是验算其扭转应力： （4-4）根据上式531 MPa =(490588) MPa所以满足强度要求。半轴的扭转角为 式中，为扭转角；为半轴长度，取；G为材料剪切弹性模量，；为半轴截面极惯性矩。转角宜为每米长度。计算较核得=12.5，满足条件范围。4半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为 （4-6）半轴花键的挤压应力为 （4-7）式中T半轴承受的最大转矩，T=5266 Nm；DB半轴花键(轴)外径，DB=52mm；dA相配的花键孔内径，dA=48mm；z花键齿数，在此取20；Lp花键工作长度，Lp=70mm；b花键齿宽，b=3.77 mm；载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（5-5）、（5-6）得：=30.7MPa=100MPa根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过71.05 MPa，挤压应力不应超过196 MPa，以上计算均满足要求。4 货车转向系的设计4.1、原始参数：满载总质量：4500kg 额定总质量：2000kg 最大车速 ：80 km/h 比功率 ：15Kw/t 比转矩 ：38nm/t4.2、选择方案 根据已知条件，现采用循环球齿条齿扇式转向器，转向梯形采用整体式，转向传动采用联轴套管机构式，此机构采用如汽车设计中表7-2所示方案。1. 已知额定总质量为2000kg由表7-2得：齿扇模数选取为4由表7-1的：摇臂直径：30mm、钢球中心距：25mm、螺杆外径：25mm、钢球直径：6.35mm、螺距：9.525mm、工作圈数：1.5、环流行数：2、螺母长度：46mm、齿扇齿数：3、齿扇整圆齿数：112、齿扇压力角2230、切削角630、齿扇宽：25mm 每环钢球数量：n=18.54考虑到工作间隙。取n=19导管内径d1=d+e=6.350+0.5=6.850mm取e=0.5,（导管n内径与d之间的间隙）2.强度计算.钢球与滚道之间的接触应力Mr= G1=550018500N G取12000NF取0.7 P取0.245MPaMr=612N.miw=2r/p r=mz/2 iw=17.15转向系传动比：ip = .a=0.40.6 轮胎胎面宽度尺寸a=107.5mm Dsw取435mm Ip=34.7Fw=5690N Fh=328NN=5446N=k式中：E-材料弹性模量取2.1*MPaR2-螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径 R2=0.52d=3.302mm K 取决于A/B,表7-3A=B=K由A/B=0.05所以取1.280=419666即：合理。齿的弯曲应力=426.41MPa式中：h=(2ha+hc)m=9mm B=28mm S=6.28mmF=20400N=340.6MPa=540MPa即：合理；螺杆，螺母采用表面渗碳，渗碳深度为0.91.35mm表面渗碳度为5863HRL转向摇臂轴直径d0.036m 式中： d=36mm K=2.53.5 T0=200MPa摇臂采用表面渗碳，渗碳深度为0.91.35mm表面渗碳度为5863HRL4.3、轴承选择选取：32928型号 外径 D=45、T=12、L=9、厚度B=12（mm）5 鼓式制动器整车质量：空载：2500kg 满载：4500kg轴荷分配前轴取30% 后轴取70%质心位置：a=2450mm b=1050mm质心高度：空载：hg=900mm 满载：hg=800mm轴距：L=3500mm轮距: B=1400mm最高车速：80km/h 同步附着系数：=0.6地面附着系数: =0.7(干沥青路面) 车轮半径：r=456mm5.1. 制动距离SS=(t1+)V1+(m)= (0.1+0.2/2)50+=14.8m5.9）最大制动距离St =0.15v+v2/115=0.1550+502115=29.2mSSt 所以符合要求t1:机构滞后时间0.1 st2:制动力增长时间 0.2sv1:制动初速度50km/h Jmax:最大稳定制动减速度ma:满载质量4500kg Ffmax:最大地面制动力5.2.制动力分配系数=，代入数据得=0.44：满载同步附着系数 0.6L：汽车轴距 3500mmb：满载时汽车质心至后轴距离 1050mmhg：满载时质心高度 800mm5.3前后轴制动器总制动力Ff=F=F1+F2 =14200.2+16669.8=30870(N)F1=F(b+hg)=14200.2(N)F2=(1-)F(a-hg)= =16669.8 (N)式中 F: 前后轴制动器总制动力 F1 、F2:分别为前、后轴制动器制动力:制动力分配系数0.44 g：重力加速度 9.8m/s L：汽车轴距 3500mm a b：分别为汽车质心至前、后轴中心的距离 a=2450mm，b=1050mm:地面附着系数 0.7(干沥青路面) hg: 汽车质心高度 hg=800mmma：汽车满载质量 4500kg5.4驻车所需制动力 Fz=g sin1.汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角=30.3：车轮与地面摩擦系数，取0.7；a：汽车质心至前轴间距离；L：轴距;hg：汽车质心高度。最大停驻坡高度不小于16%20%，故符合要求。2.汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角=22.9最大停驻坡高度不小于16%20%，故符合要求。5.5应急所需制动力1.应急制动系与型双回路行车制动系结合 F1/2=14200.22=7100.1N F2/2=16669.82=8334.9N2.应急制动系与2型双贿赂行车制动系结合 F1=7983.6NF2=18628.4N3.应急制动力与后轮驻车制动系结合 F=F2=18628.4N5.6鼓式制动器的主要参数及其确定制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升。1制动鼓内径D输入入力一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 但增大D受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20mm否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：货车 DDr=0 .700 .83依据车轮直径于是， 得轮辋直径Dr Dr =25.4x 12=304.8 mm 取 DDr=0 .7 则制动鼓内径直径 D=0.7x Dr=0.7x304.8=213.36mm参照中华人民共和国专业标准 QC/T 3091999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列 取 D=220