汽車設(shè)計課程設(shè)計計劃書

1 汽車設(shè)計課程設(shè)計計劃書 第一章 汽車總體設(shè)計 第一節(jié) 汽車形式的選擇 已知設(shè)計參數(shù)如下： 額定裝載質(zhì)量（ 最大總質(zhì)量（ 最大車速(比功率 (比轉(zhuǎn)矩(N m 2000 4220 100 22 37 根據(jù)已知數(shù)據(jù)，查有關(guān)書籍得以下初步總體設(shè)計方案： 2 第二節(jié) 汽車主要參數(shù)的選擇 1 外形尺寸 ( 5200*1900*2100 外廓尺寸的確定需考慮法規(guī)、汽車的用途、裝載質(zhì)量及涵洞和橋梁等道路尺寸條件。 589，貨車、整體式客車總長不應(yīng)超過 12m;汽車寬不超過 車高不超過 4據(jù) 可以設(shè)計 外廓尺寸為（ 5200*1900*2100） 2 貨箱尺寸 ( 3600*1800*380 車廂尺寸要考慮汽車的用途 參考同類車型選取，但必須保證運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定的裝載質(zhì)量。 根據(jù) 廂內(nèi)部尺寸為（ 3600*1800*380）。 3 3 軸荷分配： (整車整備質(zhì)量的確定 汽車的整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備，包括隨車工具和輪 胎，加滿油和水，但沒有載貨和載人時的整車質(zhì)量，用0 貨車總質(zhì)量是指汽車整車整備質(zhì)量、汽車裝載質(zhì)量和駕駛室乘員（含駕駛室）質(zhì)量三者之和，用駛室乘員質(zhì)量以每人 65乘員人數(shù)為 3人。 m+*65=0m+2000+195=4220 得出0m=2025即 整備質(zhì)量 (2025 總質(zhì)量（ 4220 空載前軸 (0%) 滿載前軸 (1477（ 35%） 空載后軸 (50%） 滿載后軸 (2743（ 65%） 汽車的軸荷分配可根據(jù) 汽車的驅(qū)動形式、發(fā)動機位置、汽車結(jié)構(gòu)特點、車頭形式及總質(zhì)量等參照參考文獻 1并 參考 取。 載貨車 的主要性能、裝載面積和軸荷分配等各個方面要求下選取。各類載貨汽車的軸距選用范圍有汽車設(shè)計書如表 2 表 2貨汽車的軸距和輪距 總質(zhì)量（ T） 軸距（ 輪距（ 23001300般載貨汽車的前懸不宜過長，但要有足夠的縱向布置空間，以便布置發(fā)動機、水箱、轉(zhuǎn)向器等部件。后懸也不宜過長，一般為 1200 2200 貨車輪距 B 應(yīng)該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，1懸架寬度、前輪的最大轉(zhuǎn)角和輪胎寬度，同時還要考慮轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向輪和車架之間的運動間隙等因素。2懸架寬度和輪胎寬度，同時還要考慮車輪和車架之間的間隙。 1. 軸距 ( 2700 2. 前懸 /后懸 ( 850/1600 3. 前 /后輪距 ( 1400/1350 4. 質(zhì)量系數(shù)： . 貨車車頭長 ( 1400（ 平頭型貨車一般在 1400次課設(shè)平頭貨車車頭長度為 1400 4 軸距、輪距、前懸、后懸的參數(shù)參照汽車設(shè)計教材，并 參考了 貨汽車 選取的。 4 貨車動力性參數(shù)的確定 (1) 最高車速載貨汽車的最高車速主要是根據(jù)汽車的用途以及使用條件和發(fā)動機功率大小來確定 ,給定的h。 (2) 最大爬坡度由于載貨汽車在各地路面上行駛，要求有足夠的爬 坡能力。一般0%左右。 5 貨車燃油經(jīng)濟性參數(shù)的確定 參考指導書可知輕微型貨車 百公里燃油消耗量在 間 取 6 最小轉(zhuǎn)變直徑 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，汽車前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑， 車型 最大總質(zhì)量am/t m 商用貨車 1.8小轉(zhuǎn)彎直徑 5m 7 貨車通過性參數(shù)的確定 載貨汽車的通過性參數(shù)主要有接近角、離去角、最小離地間隙和 縱向通過半徑 等。 其值主要根據(jù)汽車的用途和使用條件選取，可參考汽車設(shè)計書表 1 表 1汽車類型 最小離地間隙 接近角（度） 離去角（ 度） 縱向通過半徑 4車 180 40 25m 通過性幾何參數(shù) 00、 0、 2r =30 1= 貨車制動性參數(shù)的確定 5 汽車制動性常用制動距離和制動減速度作為設(shè)計評價參數(shù)。行車制動在產(chǎn)生最大制動作用時踏板力不得大于 700N，行車制動效能的要求如汽車設(shè)計書表 1示。 表 1載貨汽車制 動效能要求 總質(zhì)量（ t） 初速 30km/h 制動距離（ m） 初速 30km/h 制動減速度（ m/2s ） 7 三節(jié) 發(fā)動機的選擇 1 發(fā)動機型式的選擇 選用往復活塞式液體燃料發(fā)動機 確定選用四缸水冷式柴油機 根據(jù) 比功率有 以 220乘以 22=據(jù)下式估算發(fā)動機的最大功率： 根據(jù)估算出來的最大功率從國內(nèi)主要汽車發(fā)動機生產(chǎn)廠家的產(chǎn)品中選定發(fā)動機型式和型號 1900*2400 4560000= T 為傳動系效率，根據(jù)資料，對驅(qū)動橋單級主減速器的 4 2汽車可取 90%，故 0% 滾動阻力系數(shù)，根據(jù)資料，對貨車取 4220kg 100km/h 由以上參數(shù)可計算得： 7 6 1 4 03 6 0 0(1 3 m a xm a xm a x 6 由汽車設(shè)計書 最大功率 應(yīng)轉(zhuǎn)速 范圍：總質(zhì)量小的貨車用高速柴油機， 常取在 3200 發(fā)動機的型號： 發(fā)動機型號 490車輪胎的選擇 輪胎及車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋（軸）與地 面之間傳力，駕駛?cè)藛T經(jīng)操縱轉(zhuǎn)向輪，可實現(xiàn)對汽車運動方向的控制。 輪胎及車輪對汽車的許多重要性能，包括動力性、經(jīng)濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性及行駛安全性和汽車的承載能力都有影響，因此，選擇輪胎是很重要的工作。 1、 型號： 、 技術(shù)指標：層數(shù) 6，輪輞型號： 許內(nèi)壓 350大負荷 6350面寬度 190直徑 765、數(shù)量： 6 定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比 在選定最小的傳動比時，要考慮到最高擋行駛時有足夠的動力性能。根據(jù)參考文獻 9機最大 功率時的車速 即 主減速器傳動比0i： gm a a (最高檔為直接檔 ) 式中： r 為滾動半徑；根據(jù)選定發(fā)動機后的參數(shù)重新估算）， 最高擋為直接擋，則。 由已選輪胎得：自由直徑為： d=765 r =得：滾動半徑 r = 得 F=中：子午線輪胎： F=交輪胎： F=本設(shè)計輪胎為斜交輪胎。 由上述可知，200 0km/h 根據(jù)公式可得：gm a a = 0i 取 7 定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。 確定 傳動系 最大傳動比時，要考慮三方面：最大爬坡度；附著力；汽車的最低穩(wěn)定車速。就普通貨車而言，當0定傳動系最大傳動比也就是確定變速器 I 擋傳動比。汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為： 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 =一般貨車的最大爬坡度為 30 ，即 根據(jù)參考文獻 3，表 1動阻力系數(shù) f 的數(shù)值 取一般的瀝青或混凝土路面 f=已知數(shù)據(jù)和計算數(shù)據(jù)得，最大總質(zhì)量 G=3370r =r=60Nm; 0i=根據(jù)附著條件校核最大傳動比： 22r 式中： 2G 為后軸軸荷； r 為滾動半徑；1 擋傳動比。 所以： iT 0m 根據(jù) 已知數(shù)據(jù)和計算數(shù)據(jù)得： 2G =3370*65%* =0.8;( = 0i= T=得：iT 0m =因為輕型商用車 1 故取：1一 基本數(shù)據(jù)選擇 最高車速： 80Km/h 8 發(fā)動機功率： 44矩： 160質(zhì)量： 370矩轉(zhuǎn)速： 200r/輪： 胎名義斷面寬度） 輞名義直徑） 型載重汽車輪胎代號） 速器各擋傳動比的確定 由總體設(shè)計知： 五擋為 直接擋 ， 則 5 主減速器傳動比 0i =曲面主減速器，當 0i 6時，取 =90%。 g =96%， T = g =90% 96%=1 其他各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： 54433221式中： q 常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： 41 ， 32 ， 23 ， 4 1n 1 4 以其他各擋傳動比為： 2 3q =3 2q =4q = 中心距 A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 3 1m a x （ 式中： A 變速器中心距（ 中心距系數(shù)，商用車： 9 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（ 1i 變速器一擋傳動比， 1 g 變速器傳動效率，取 96% ； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， 則， 3 1m a x = 3 % = 對中心距 A 進行圓整 ，取 A =90 輪參數(shù) 1、模數(shù) 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，乘用車和總質(zhì)量貨車為 2速器一檔選用大些的模數(shù)，本設(shè)計一檔齒輪模數(shù)取 3，其他檔位模數(shù)取 2、壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為 20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20。 3、 螺旋角 貨車變速器螺旋角： 18 26 初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為 23 4、齒寬 b 直齒 c ， 齒寬系數(shù)，范圍為 斜齒 ， 為 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為 2 4 4 5、齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 = = 6、 齒根高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，當 m 1 10 擋齒輪齒數(shù)的分配 圖 速器傳動示意圖 1、 確定 一擋齒 輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在 1217之間選用，最小為 1214，取 10Z =13，一擋齒輪為 斜齒輪 。 一擋傳動比為 101 921g （ 為了求 9Z ， 10Z 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 斜齒 nh =3 23 =整為 44 即 9Z = 10Z =441 2、 對中心距 A 進行修正 因為計算齒數(shù)和過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的 ，再以修正后的中心距 A 作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 109n0 1133 ）（ =整為 A=92 對一擋齒輪進行角度變位： 端面嚙合角 t： = 11 嚙合角 ,t： t=t= 變位系數(shù)之和 nt, = 7=計算精確值： A= 10 擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 1099n9 co s/m 3 29/=0910co s/m 3 13/=頂高 n*9 =3mm n*10 =3根高 h f = h f =全高 9h =6頂圓直徑 99 =0 a =根圓直徑 999 2 ff =01010 2 ff =量齒數(shù) 109399v =0931010v c os/ =圓直徑 0210999 12 99 09 1010 1010 3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由式（ 出常嚙合傳動齒輪的傳動比 9101（ =嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，初選 21 = 20 ，即 2121 n（ 121c o = 3 20 =式（ （ 1Z =2Z =Z =12， 2Z =32，則： 101921g =1312 3231=1論中心距 2121c 202123=算精確值： A= 2 度圓直徑 2111 13 2122 頂高 n*1 =n*2 =根高 h f = h f =全高 1h =5頂圓直徑 11 = a =根圓直徑 111 2 ff =22 2 ff =量齒數(shù) 21311v =1322v =圓直徑 11 822122 22 4、確定其他各擋的齒數(shù) （ 1） 二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一 擋齒輪相同，初選 87 =20 81722 （ 21287 =14 887n c （ c =0=式（ （ 7Z =8Z =整為 7Z =25， 8Z =19 則， 81 722 = 1912 2532 =2論中心距 8787co 8的精確值： 887n 8= 二擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 8777 788 頂高 n*7 =n*8 =根高 h f = h f =全高 7h =5頂圓直徑 77 = a =根圓直徑 777 2 ff =15 888 2 ff =量齒數(shù) 8377v =388v =圓直徑 528777 77 88 （ 2） 三擋齒輪為斜齒輪，初 選65=21 21365 （ = = 6565 n（ 由式（ （ 5Z =6Z =取整 5Z =22， 6Z =23 61523 = 2312 2232 =3i =論中心距 6565co 16 求6的精確值： 6565 = 三擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 6555 66 =98.頂高 n*5 =n*6 =根高 h f = h f =全 高 5h =5頂圓直徑 55 = a =根圓直徑 555 2 ff =66 2 ff =量齒數(shù) 6355v =366v =圓直徑 55 66 17 （ 3） 四擋齒輪為斜齒輪 ，初選螺旋角43=22 21443 （ = = 4343co n（ 由（ （ 3Z =4Z = 取整 3Z =17， 4Z =27 則： 41 324 = 2712 1732 =4i =論中心距 4343co 螺旋角4的精確值： 4343 四擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 4333 344 頂高 n*3 =n*4 =18 齒根高 h f = h f =全高 3h =5頂圓直徑 33 = a =根圓直徑 333 2 ff =44 2 ff =量齒數(shù) 4333v =344v =圓直徑 33 44 5、確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪 13Z 的齒數(shù)一般在 21 23 之間，初選 12Z 后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距 ，A 。初選 13Z =23， 12Z =14，則： 131221 = =74保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪 12和 11的齒頂圓之間應(yīng)保持有 齒輪 11的齒頂圓直徑 11為 112 12 1211 19 =2 92 4 (14+2) 1 =12711n e = 2 = 取 11Z =29 計算倒擋軸和第二軸的中心距 A 2 1113, = 2 =102算倒擋傳動比 1311121312 倒 = 231413 292332 =圓直徑 11 1111 6213121212 821 1212 13 1313 20 二 、齒輪校核 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對 如對硬度 350使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 30 50提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： m 時滲碳層深度 m 時滲碳層深度 法m 時滲碳層深度 面硬度 63；心部硬度 48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于 面硬度 5312。 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可 采用 252012鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒 13。 算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā) 動機最大扭矩為 輪傳動效率 99%，離合器傳動效率 99%，軸承傳動效率 96%。 軸 1T = 承離 160 99% 96%=間軸 2T = 121 承 =96% 99% 32/12=軸 一擋 109231 承 =31/13=擋 87232 承 =27/18=擋 65233 承 =22/23=擋 43234 承 =17/27=擋 齒承 235 =擋 121122 （ 齒承倒 =（ 32/13=21 齒強度計算 齒彎曲強度計算 1、 倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力w圖 形系數(shù)圖 （ 式中：w 彎曲應(yīng)力 （ 計算載荷 （ K 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K= 摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動齒輪動齒輪 b 齒寬 （ m 模數(shù)； y 齒形系數(shù)，如圖 當計算載荷、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400850車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。 計算倒擋齒輪 11， 12， 13的彎曲應(yīng)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、斜齒輪彎曲應(yīng)力 w 式中： 計算載荷（ N 法向模數(shù)（ z 齒數(shù)； 斜齒輪螺旋角（）； K 應(yīng)力集中系數(shù)， K = y 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) 3n 在圖中查得； 齒寬系數(shù) K 重合度影響系數(shù)， K = 當計算載荷 作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 ，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，對貨車為 100 250 （ 1）計算一擋齒輪 9， 10的彎曲應(yīng)力 9w ， 10w 23 39109319 c o = 33 32 =00 250 0310109210 c o = 33 52 =00 250 2）計算二擋齒輪 7， 8的彎曲應(yīng)力 3787327 c o = 33 o 92 。=00 250 388728 c = 33 o 52 。 =00 250 3）計算三擋齒輪 5， 6的彎曲應(yīng)力 3565335 c o = 33 o 02 。=00 250 366526 c = 33 o 52 。 =00 250 4）計算四擋齒輪 3， 4的彎曲應(yīng)力 3343343 c o 24 = 33 o 02 。 =00 250 34424 c = 33 o 52 。 =00 250 5） 計算常嚙合齒輪 1， 2 的彎曲應(yīng)力 312111 c = 33 o 22 。 =00 250 32222 c = 33 o 52 。 =00 250 輪齒接觸應(yīng)力 j 11c o sc o （ 式中： j 輪齒的接觸應(yīng)力（ 計算載荷（ d 節(jié)圓直徑 ( 節(jié)點處壓力角（）， 齒輪螺旋角（）； E 齒輪材料的彈性模量（ b 齒輪接觸的實際寬度 ( 25 z 、 b 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 (直齒輪 r 、 r ，斜齒輪 2co ss r 、 2c o ss r ； 主、從動齒輪節(jié)圓半徑 ( 將作用在變速器第一軸上的載荷 2/為計算載荷時，變速器齒輪的許 用接觸應(yīng)力 j 見機械設(shè)計書表 3 彈性模量 E =104 N 檔齒輪齒寬 =71 ， 其他齒輪齒寬 =7 3速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高擋 1300 1400 650 700 （ 1）計算一擋齒輪 9， 10的接觸應(yīng)力 1010 99 9109 319 T = 34 o o =900 2000 91010 210 T = 34 o o =900 2000 2）計算二擋齒輪 7， 8的接觸應(yīng)力 88 26 77 787 327 T = 34 o o =300 1400 788 28 o sc o T = 34 o o =300 1400 3）計算三擋齒輪 5， 6的接觸應(yīng)力 66 75 565 335 T = 34 362c