《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

一、总体设计

根据该车型已知参数，进行以下总体设计：

1.主要参数计算：

①总质量（满载质量）m a与质量系数ηm0

②车轮滚动半径R r [按R r＝3.05d/(2π)估算]

③后悬

④接近角、离去角。

⑤纵向通过半径

2.发动机选型

①根据动力性能指标，确定发动机的最大功率P emax及对应转速n P，最大扭

矩T emax及对应转速n T。

②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φ和发动机比功率ηpm。

表2

二、离合器设计

膜片弹簧离合器参数如表3所示。

1. 膜片弹簧特性计算与工作点设计

膜片弹簧大端的载荷F 1和变形λ1，符合如下关系式：

()()()()()()11211122111111ln /261Eh R r R r R r F f H H h R r R r R r πλλλλμ⎡⎤⎛

⎫-⎛⎫-===--+⎢⎥ ⎪ ⎪

⎪----⎢⎥⎝⎭⎝⎭⎣⎦ （1） 上式中，弹性模量E ＝2×105Mpa ，泊松比μ＝0.3，其他参数见表3。

载荷变形特性曲线拐点的变形量为λH ，凹点的变形量为λN 。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λB ＝0.975λH ，离合器完全分离位置的大端变形量λC ＝1.2λN 。

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。

② 安装工作点和磨损极限点的位置。 2. 离合器性能参数计算分析

① 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。

② 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？ 3. 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 pmax 和最大踏板行程X pmax 。

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i R＝3.583

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

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α=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

①为保证各档同步器可靠工作，锁环齿端锁止面锁止角β，需要满足什么条

件？

②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？

③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

17×10-3 kg.m2。推导变速手柄换档力F s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。

④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

3.7×10-3 kg.m2。推导变速手柄换档力F s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、30 N、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

①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。

②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。

③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γ＝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

θomax、θimax和转向系角传动比iθ。

②方向盘从中位转向至极限位置过程中，推导内侧转向轮实际转向角θir与

理想转向角θii的计算公式。

③绘制内侧转向轮实际转向角θir、理想转向角θii随方向盘转角的变化曲线，

求出实际转向角与理想转向角的最大误差。

④（选作，不记入成绩）对转向梯形机构的梯形臂长m和梯形底角γ进行

优化设计，使实际车轮转向角与理想值误差最小。