《汽车设计》综合性大作业

北京交通大学《汽车设计》综合性大作业2014---2015第一学期教师：陈宏伟学号班级姓名某款经济型轿车整车参数如下表所示：表1驱动形式4X2长3568mm布置形式FF宽1495mm车身形式舱背式高1530mm整备质量890kg轴距2340mm乘员人数（含司机）5前/后轮距1295/1260mm最咼车速130km/h最小离地间隙152mm最小转弯半径4.75m轴间底部离地高210mm轮胎规格155/65R13前悬730mm迎风面积1.74m2空载前轴分配负荷58.1%风阻系数0.46满载前轴分配负何51.5%一、总体设计根据该车型已知参数，进行以下总体设计：主要参数计算：总质量（满载质量）ma与质量系数nm0车轮滚动半径R［按R=3.05d/（2n）估算］后悬r④接近角、离去角。⑤纵向通过半径发动机选型根据动力性能指标，确定发动机的最大功率P及对应转速np,最大扭emaxP矩Temax及对应转速nT。emaxT在表2的四种发动机中进行选型，给出选型依据，计算该车型的发动机适应性系数申和发动机比功率npm。表2ABCD排量8120ml1051ml9930ml9980ml最大功率38kW38.5kW50kW51kW最大功率对应转速6000rpm5200rpm6000rpm6000rpm最大扭矩70Nm83Nm93Nm93Nm最大扭矩对应转速3700rpm3300rpm4000rpm3500rpm

二、离合器设计膜片弹簧大端的载荷F］和变形入F=膜片弹簧大端的载荷F］和变形入F=f(九)==11兀Eh九In(R/r)6G—卩2)(R—r匕111，符合如下关系式H—九匕1R—r11九(R—r)'2(R—r)丿111)膜片弹簧离合器参数如表3所示。表3膜片弹簧几何参数数值从动盘参数数值自由状态碟簧部分的大端半径R(mm)82.55摩擦因数f0.3自由状态碟簧部分的小端半径r(mm)63.8(单片离合器)摩擦面数Z2自由状态碟簧内截锥咼度H(mm)3.69离合器间隙At(mm)2碟簧钢板厚度h(mm)2摩擦片外径D(mm)180压盘加载点半径R1(mm)80.2摩擦片内径d(mm)124支承环加载点半径r1(mm)64.5分离指/分离轴承加载点半径f(mm)221.膜片弹簧特性计算与工作点设计上式中，弹性模量E=2X105Mpa，泊松比卩=0.3，其他参数见表3。载荷变形特性曲线拐点的变形量为九H凹点的变形量为入N。离合器摩擦片的极限磨损量为2mm，安装工作点的大端变形量九b=0.975九H，离合器完全分离位置的大端变形量九c=l・2入n。①计算大端载荷变形特性曲线的凸点M、凹点N、拐点H、工作点B、磨损极限点A、完全分离点C的坐标值，填入表4。表4特性点变形量入(mm)压紧力F(N)磨损极限点A凸点M工作点B拐点H凹点N完全分离点C②根据公式(1)绘制膜片弹簧大端的载荷变形特性曲线，并在曲线上标注安装工作点和磨损极限点的位置。离合器性能参数计算分析计算该离合器的后备系数、摩擦片的单位压力p0,并根据计算结果选择合适的摩擦片材料。某款经济型轿车发动机最大扭矩Temax为150Nm，通过计算，说明选用本离合器是否合适？离合器操纵机构计算分析若离合器采用拉线式操纵机构，离合器踏板用钢丝拉线连接分离拨叉，分离拨叉的杠杆比为2.14，离合器踏板的杠杆比为7，计算离合器踏板的最大踏板力F和最大踏板行程X。pmaxpmax

三、变速驱动桥设计该轿车采用发动机横置前轮驱动(FF),变速器、主减速器和差速器集成为一体,其结构如图所示。二轴式五档变速箱,各档均为圆柱齿轮传动。输入轴与输出轴之间的轴距为60mm，各前进档传动比、齿轮模数，见表1所示。主减速器为一级圆柱斜齿轮传动，减速比为i0=4.412倒档速比为iR=3.583R差速器为普通锥齿轮式差速器，差速器输出端用滑动花键连接实心半轴，半轴通过万向传动装置，连接车轮。对变速驱动桥进行以下设计与计算。1、变速器/减速器参数设计①各档齿轮齿数分配根据给出的各档传动比、模数信息，对五个前进档、主减速器的一、二轴圆柱直齿轮进行齿数分配，为保证传动比和中心矩的要求，可进行高度或角度变位。要求给出齿数分配的计算过程，将齿数分配、变位系数的计算结果，填入下表中。一档二档三档四档五档主减速器传动比3.8182.1581.4001.0290.8384.412模数2.25221.751.75输入轴齿数Z]i变位系数输出轴齿数Z2i变位系数

②齿轮强度校核对输入和输出轴上的一档齿轮，进行弯曲强度和接触强度的校核，并选择合适的材料和制造工艺。2、同步器相关参数计算已知变速手柄到啮合套的传动比为4，换挡机构传动效率为0.85。各同步器锥面工作长度相同，均为8mm。各同步器摩擦锥面半锥角a=6.5°、摩擦系数f=0.125,一、二档同步器平均摩擦半径为26.75mm，三、四、五档同步器平均摩擦半径为22.5mm各同步器锁环齿端的锁止面平均半径，比摩擦面平均半径大8mm为保证各档同步器可靠工作，锁环齿端锁止面锁止角0，需要满足什么条件？同步器摩擦面许用压力为1.5Mpa,为保证摩擦面实际压力小于许用压力,各档的变速手柄最大换档力需满足什么条件？当车速为15km/h时，从1档挂入2档，此时被同步零件等效转动惯量为17x10-3kg.m2。推导变速手柄换档力Fs和同步器同步时间t之间的函数关系、绘制该函数曲线。当变速手柄换档力分别为30N、40N、50N、60N时，计算相应的同步器同步时间。当车速为50km/h时，从3档挂入4档，此时被同步零件等效转动惯量为3.7x10-3kg.m2。推导变速手柄换档力Fs和同步器同步时间t之间的函数关系、绘制该函数曲线。当变速手柄换档力分别为20N、30N、40N、50N时，计算相应的同步器同步时间。3、万向传动装置设计与计算传动轴和转向车轮之间采用Birfield型球笼式等速万向节，设计该万向节的基本尺寸，包括轴颈直径、钢球直径、星形套的最大、最小直径和槽距、花键齿数，以及球形壳的外径。计算半轴的临界转速、最高转速和转速安全系数，分析半轴工作转速范围的安全性。校核传动轴的扭转强度。四、转向系统设计与分析该轿车采用整体式后置转向梯形机构，已知主销偏置距为15mm，方向盘极限转角为900°，梯形臂长m=0.12K,梯形底角Y=72°，其中K为主销轴线延长线在地面交点的距离。。①根据Ackerman理想转向几何特性，计算该轿车外/内侧转向轮极限转角o、e.omaximaxo、e.omaximax和转向系角传动比io。②方向盘从中位转向至极限位置