汽车课程设计指导书 (自动保存的)
汽车课程设计计划
机械工程学院能源与动力工程系
二零一三年十月
一、课程设计目的
以课程设计促进学生自主学习的积极性，培养学生独立工作能力，为毕业设计打下基础。围绕《汽车理论》、《汽车设计》的基本要求及其方法，独立查找参考资料，独立完成汽车底盘某一总成设计计算、校核、绘图。培养同学的主动学习积极性，拓宽知识面，培养理论联系实际的精神。
二、课程设计要求
对给定基本设计参数的某车辆，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和部分零件图；要求手工绘图及手写说明书。
每人完成总体布局外形图1张（3号图）、部件总成装配图1张（1号图）、主要零件图2张（3号图）、设计计算说明书1份。
三、设计时间：
本次课程设计时间为4周，即2013年12月2日—2014年1月4日。
四、设计内容:
进行离合器、变速箱、驱动桥、转向器等总成设计。具体安排见下表1和表2。
表1 设计内容及指导老师
表2 设计数据及指导老师
附件：课程设计相关参数设计计算
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；
汽车的主要尺寸有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车箱尺寸等。 A ．外廓尺寸
GBl589—89汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12m ，单铰接式客车不超过18m ，半挂汽车列车不超过16.5m ，全挂汽车列车不超过20m ；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m ；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m ；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm ；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm 。
不在公路上行驶的汽车，其外廓尺寸不受上述规定限制。
轿车总长a L 是轴距L 、前悬F L 和后悬R L 的和。它与轴距L 有下述关系：a L ＝L ／C 。式中，C 为比例系数，其值在0.52～0.66之间。发动机前置前轮驱动汽车的C 值为0.62～0. 66，发动机后置后轮驱动汽车的C 值约为0.52～0.56。
轿车宽度尺寸一方面由乘员必需的室内宽度和车门厚度来决定，另一方面应保证能布置下发动机、车架、悬架、转向系和车轮等。轿车总宽a B 与车辆总长a L 之间有下述近似关系：a B ＝(a L ／3)＋(195±60)mm 。后座乘三人的轿车，a B 不应小于1410mm 。
影响轿车总高a H 的因素有轴间底部离地高m h ，地板及下部零件高p h ，室内高B H 和车顶造型高度t h 等。
轴间底部离地高入m 应大于最小离地间隙m in h 。由座位高、乘员上身长和头部及头上部空间构成的室内高B h 一般在l120～1380mm 之间。车顶造型高度大约在20～40mm 范围内变化。
B ．轴距L
轴距L 对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢(箱)长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。
原则上轿车的级别越高，装载量或载客量多的货车或客车轴距取得长。对机动性要求高的汽车轴距宜取短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车基础上，生产出短轴距和长铀距的变型车。不同铀距变型车的轴距变化推荐在0.4～0.6m 的范围内来确定为宜。
汽车的轴距可参考表l 提供的数据选定。
表1 各类汽车的轴距和轮距
C ．前轮距1B 和后轮距2B
增大轮距，随之而来的是室内宽并有利于增加侧倾刚度。但是此时汽车总宽和总质量增加，并影响最小转弯直径变化。
受汽车总宽不得超过2.5m 限制，轮距不宜过大。但在取定的前轮距1B 范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距2B 时应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应留有必要的间隙。
各类汽车的轮距可参考表1提供的数据确定。 D ．前悬F L 和后悬R L
前、后悬长时，汽车接近角和离去角都小，影响汽车通过性能。对长头汽车，前悬不能缩短的原因是在这段尺寸内要布置保险杠、散热器、风扇、发动机等部件。从撞车安全性考虑希望前悬长些，从视野角度考虑又要求前悬短些。前悬对平头汽车上下车的方便性有影响，前钢板弹簧长度也影响前悬尺寸。长头货车前悬一般在1100～1300mm 范围内。
货车后悬长度取决于货箱、相距和轴荷分配的要求。轻型、中型货车的后悬一般在1200—2200mm 之间，特长货箱汽车的后悬可达2600mm ，但不得超过轴距的55％。轿车后悬长度影响行李箱尺寸。客车后悬长度不得超过轴距的65％，绝对值不大于3500mm 。对于三轴汽车，若二、三轴为双后轴，其轴距应按第一轴至双后轴中心线的距离计算；若一、二轴为双转向轴，其轴距按一、三轴的轴距
计算。
E．货车车头长度
货车车头长度系指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车身形式即长头型还是平头型对车头长度有绝对影响。此外，车头长度尺寸对汽车外观效果、驾驶室居住性和发动机的接近性等有影响。
长头型货车车头长度尺寸一般在2500～3000mm之间，平头型货车一般在1400～1500mm之间。
F．货车车箱尺寸
要求车箱尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定吨数。车箱边板高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响，一般应在450～650mm范围内选取。车箱内宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当取宽些，以利缩短边板高度和车箱长度。行驶速度能达到较高车速的货车，使用过宽的车箱会增加汽车迎风面积，导致空气阻力增加。车箱内长应在能满足运送上述货物额定吨位的条件下尽可能取短些，以利于减小整备质量。
2）进行汽车轴荷分配；
轴荷分配对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。从轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的载荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的载荷，而从动轴载荷可以适当减少；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，转向轴的载荷不应过小。
汽车的发动机位置与驱动形式不同，对轴荷分配有显著影响。各类汽车的轴荷分配见表2。
表2 各类汽车的轴荷分配
3）百公里燃油消耗量；
汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量(L／100km)来评价。(表3)。
在评价燃油消耗多少时，则用燃油消耗率：
1000f e e
G g P =
? (2-1)
式中：
e g ——燃油消耗率，g/Kw.h
f G ——燃油消耗量，kg/h
e P ——发动机功率，kw
表3 轿车的百公里燃油消耗量
货车有时用单位质量的百公里油耗量来评价(表4)。
表4 货车单位质量百公里燃油消耗量 [L(100t 2km)-1
]
4）最小转弯直径
转向轮最大转角、汽车轴距、轮距等对汽车最小转弯直径均有影响。对机动性要求高的汽车，
min D 应取小些。GB7258一1997《机动车运行安全技术条件》中规定：机动车的最小转弯直径不得
大于24m 。当转弯直径为24m 时，前转向轴和末轴的内轮差(以两内轮轨迹中心计)不得大于3.5m 。
各类汽车的最小转弯直径min D 见表5。
表5 各类汽车的最小转弯直径Dmin
5）通过性几何参数
总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙m in h ，接近角1γ，离去角2γ，纵向通过
半径1ρ等。各类汽车的通过性参数视车型和用途而异，其范围见表6。
表6 汽车通过性的几何参数
6）制动性参数
目前常用制动距离st 和平均制动减速度j 来评价制动效能。
有关(GB7258—1997)《机动车运行安全条件》中规定的路试检验行车制动和应急制动性能要求，列于表7中。
表7 路试检验行车制动和应急制动性能要求
3.选定发动机功率、转速、扭矩。可以参考已有的车型。
发动机的转矩和转速是直接测量得来的，而功率由计算得出。其表达式如下：
9549
e M n
P ?=
(3-1)
式中：
e P ——功率，Kw ；
M ——转矩，N ?m ； N ——转速，r/min 。
（1）发动机最大功率max e P 和相应转速P n
根据所需要的最高车速max a υ(km/h)，用下式估算发动机最大功率
??
? ??+=
3max max max 7614036001a D a r
a T e A C gf m P υυη (3-2)
式中，max a υ为发动机最大功率(kW)；T η为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的432汽车可取为90％；a m 为汽车总质量(kg)；g 为重力加速度(m/s2)；r f 为滚动阻力系数，对轿车r f ＝0.01653[1＋0.01(2a J —50)]，对货车取0.02，矿用自卸车取0.03，a υ用最高车速代入；D C 为空气阻力系数，轿车取0.30～0.35，货车取0.80～1.00，大客车取0.60～0.70；A 为汽车正面投影面积(m2)；max a υ为最高车速。
参专同级汽车的比功率统计值，然后选定新设计汽车的比功率值，并乘以汽车总质量，也可以求得所需的最大功率值。
最大功率转速P n 的范围如下：汽油机的P n 在3000～7000r ／min ，因轿车最高p n 值多在4000r ／min 以上，轻型货车的P n 值在4000～5000r ／min 之间，中型货车更低些。柴油机的P n 值在1800～4000r ／min 之间，轿车和轻型货车用高速柴油机，取在3200～4000r ／min 之间，重型货车用柴油机的P n 值取得低。
（2）发动机最大转矩m ax T 及相应转速T n 用下式计算确定max e T
P
e e n P T max
max 9549
α= (3-3)
式中，m ax T 为最大转矩(N 2m)；α为转矩适应性系数，一般在1.1～1.3之间选取；max e P 为发动机最大功率(kW)；P n 为最大功率转速(r ／min)。
要求P n /T n 在1.4～2.0之间选取。 4.离合器的结构型式选择、主要参数计算。
离合器的静摩擦力矩由摩擦片的尺寸及摩擦系数、压力弹簧的工作压力、摩擦副数来确定，其数学表达式为：
C C fFZR T = （4-1）
式中，T ，为静摩擦力矩；f 为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0．25—0．30；F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；R ，为摩擦片的平均摩擦半径；Z 为摩擦面数，是从动盘数的两倍。 假设摩擦片上工作压力均匀，则有
)
1(12
330C D fZp T C -=
π
(4-2)
式中，c 为摩擦片内外径之比，c=d ／D ，一般在0．53～0．70之间。
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时T 。应大于发动机最大转矩，即
m ax
e C T T β= (4-3)
式中，Temax 为发动机最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。
离合器的基本参数主要有性能参数β和p 0。尺寸参数D 和d 及摩擦片厚度b 。 （1）后备系数β
为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。
各类汽车口值的取值范围通常为：
轿车和微型、轻型货车 β=1．20～1．75 中型和重型货车 β=1．50～2．25
越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 β=1．80～4．00 （2）单位压力p 0。
单位压力po 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条 件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁 ，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处 的热负荷，po 应取小些；后备系数较大时，可适当增大po 。 当摩擦片采用不同材料时，Po 按下列范围选取： 石棉基材料 po=0．10～0．35MPa 粉末冶金材料 po=0．35～0．60MPa 金属陶瓷材料 po=0．70～1．50MPa (3)摩擦片外径D 、内径d 和厚度b
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax 已知，结合式(4-1)和式(4-2)，适当选取后备系数β和单位压力po ，即可估算出摩擦片尺寸。
摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩Temax(N 2m)按如下经验公式选用
max
e D T K D = (4-4)
式中，KD 为直径系数，轿车：KD=14．5；轻、中型货车：单片KD=16．0～18．5，双片KD--13．5～15．0；重型货车：KD=22．5～24．0。
在同样外径D 时，选用较小的内径d 虽可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力，但会使摩擦面上的压力分布不均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB/T 5764—86《汽车用离合器面片》，所选的D 应使摩擦片最大圆周速度不超过65～70m ／s ，以免摩擦片发生飞离。
摩擦片的厚度b 主要有3．2mm 、3．5mm 和4．0mm 三种。 5. 变速器的传动比范围、档位数及各档传动比
传动系的总传动比是传动系中各部件传动比的乘积，即
ig 是变速器的传动比；i0为主减速器的传动比；ic 为分动器或副变速器的传动比。
传动比范围指变速器最抵档传动比与最高档传动比之比值。汽车发动机的比功率愈小，则其变速器的传动比范围就应愈大；目前轿车变速器的传动比范围为3.0~4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0~8.0；越野汽车与牵引力汽车为10.0~20.0。
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力，故有：
max 10max max max (cos sin )e g t
r
T i i mg f a a mg r η?≥+=ψ （5-1）
式中：
m ——汽车总质量； g ——重力加速度；
m a x ψ——道路最大阻力系数；
r r ——驱动轮的滚动半径；
max e T ——发动机最大转矩； 0i ——主减速器比；
t η——汽车传动系的传动效率；
max a ——最大爬坡度；
f ——滚动阻力系数；
1g i ——变速器的一档传动比。
则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比为：
max 1max 0r
g e t
mg r i T i ηψ≥
? （5-2）
c
g t i i i i 0=
根据驱动轮的附着条件有：
max 102e g t
r
T i i G r η??≤ （5-3）
式中：
2G ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；
?——道路的附着系数，计算时取?=0.5~0.6
求得一档的传动比为：
21max 0r
g e t
G r i T i ?η≤
? （5-4）
变速器的一档传动比应根据上述三个条件确定。
变速器最高档的传动比与最低档的传动比确定以后，中间各档的传动比理论上按公比为：
n q = （5-5）
的几何级排列的，式中n 为档位数。
实际上各档传动比之间的排列与几何级排列略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，以便于换档。
6.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
驱动桥总成分为非断开式和断开式两大类。
对具有大功率储备的轿车、长途大型客车尤其是赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax 及其转速np 时，所选择的主减速器比i0应能保证汽车有尽可能的最高车速Vamax 。这时i0值由下式确定：
0max 0.377
r p a gh
r n i v i =? （6-1）
式中：
r r ——车轮的滚动半径，m ；
gh i ——变速器最高档传动比。
对于其他汽车，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选得比上式求得的大10%~25%，即按下式选择，
0max (0.377~0.472)
r p
a gh Fh LB
r n i v i i i =??? （6-2）
式中：
Fh i ——分动器或副变速器的高档传动比；
i——轮边减速器的传动比。
LB
按以上两式求得的i0值还须根据主减速器齿轮可能有的齿数予以修正。
7.悬架导向机构结构型式
汽车悬架按导向机构型式可氛围独立悬架和非独立悬架两大类。
以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优点是结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点是由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度(特别是前悬架)，使之刚度较大，所以汽车平顺性较差；簧下质量大；在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响，并使车轴(桥)和车身倾斜；当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，会产生不利的轴转向特性；汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性；车轴(桥)上方要求有与弹簧行程相适应的空间。这种悬架主要用在货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架上。
独立悬架的优点是：簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性；由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，又改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力。独立悬架的缺点是结构复杂，成本较高，维修困难。这种悬架主要用于轿车和部分轻型货车、客车及越野车上。
8.转向器结构形式、主要参数计算
转向器是转向系统中的减速传动装置，其结构型式很多，但目前已臻成熟并广泛采用的有齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器等。
功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号η+表示，η+=(P1—P2)／P l；反之称为逆效率，用符号η-表示，η- =(P3—P2)／P3。式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。
（1）转向器的正效率η+
影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。
A、转向器类型、结构特点与效率在前述四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。
同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承等三种结构之一。第一种结构除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种转向器的效率ly+仅有54％。另外两种结构的转向器效率，根据试验结果分别为70％和75％。
转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约10％。
B、转向器的结构参数与效率如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算
)
tan(tan 00
ρααη+=
+ （7-1）
式中，αo 为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf ；f 为摩擦因数。 （2）转向器逆效率η-
根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。
不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉；因此，现代汽车不采用这种转向器。
极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。
如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算
0tan tan αραη）
（-=
- （7-2）
上述两式表明：增加导程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大的影响，αo 不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于摩擦角。通常螺线导程角选在8°～10°之间。
9.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。
制动器有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后小、易于连接且接头可
靠等优点，但因成本高而只在一部分重型汽车上用来做车轮制动器或缓速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。
摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用作中央制动器。
（1）鼓式制动器主要参数的确定
A ．制动鼓内径D
制动鼓直径与轮辋直径之比D ／D ，的范围如下： 轿车：D ／Dr=0.64～0.74 货车：D ／Dr=0.70—0.83
制动鼓内径尺寸应参照专业标准ZBT24 005—89《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸
系列》选取。
B．摩擦衬片宽度b和包角β
摩擦衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。
制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=Rβb。
衬片宽度b较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。制动衬片宽度尺寸系列见ZBT24 005—89。
C．摩擦衬片起始角βo
一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令β0=90o-θ／2。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。
D．制动器中心到张开力Fo作用线的距离e
在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e(图8—7)尽可能大，以提高制动效能。初步设计时可暂定e=0.8R左右。
E．制动蹄支承点位置坐标a和c
应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小。初步设计时，也可暂定a=0.8R左右。
（2）盘式制动器主要参数的确定
A．制动盘直径D
制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70％一79％。总质量大于2t的汽车应取上限。
B．制动盘厚度h
为使质量小些，制动盘厚度不宜取得很大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为10—20mm，通风式制动盘厚度取为20～50mm，采用较多的是20—30mm。
C．摩擦衬块外半径只：与内半径及，
推荐摩擦衬块外半径R2与内半径Rl的比值不大于1．5。
D．制动衬块面积A
对于盘式制动器衬块工作面积A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.6～
3.5kg／cm2范围内选用。
表8 衬片摩擦面积
为了提高制动工作可靠性，应采用分路系统，双轴汽车的双回路制动系统有以下常见
的五种分路形式：一轴对一轴(Ⅱ)型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路；交叉(X)型，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路；
一轴半对半轴(H1)型，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一回路；半轴一轮对半轴一轮(LL)型，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用；双半轴对双半轴(HH)型，每个回路均只对每个前、
后制动器的半数轮缸起作用。
10、参考文献
1．成大先机械设计手册（第三版）
2．汽车工程手册人民交通出版社
3．陈家瑞汽车构造（下册）人民交通出版社
4．王望予汽车设计机械工业出版社
5．余志生汽车理论机械工业出版社
汽车设计课程设计
3 表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数
u a max + e e C D ——空 气 阻 力 系 数 ， 取 C D =0.9； 一 般 中 重 型 货 车 可 取 0.8~1.0； 轻 型 货 车 或 大 客 车 0.6~0.8；中小型客车 0.4~0.6；轿车 0.3~0.5；赛车 0.2~0.4。 A ——迎风面积, m 2 ,取前轮距 B 1 ×总高 H ， A =2.465 ? 3.53 m 2 u a max ——该载货汽车的最高车速， u a max =90km ／h 。 将各值带入式 1-1 得： 也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值： 比功率 = 1000P max m a = fg C D A 3.600ηT 76.14m a ηT u a max 3 （1-2） 求得比功率为 6.311kw 。 因此，通过比功率计算得，该汽车选用发动机的功率 kw 参考日本五十铃、德国奔驰等同类型车型，同时由于该载货汽车要求的最高车速相对较高，因此应 使其比功率相对较大，所选发动机功率应不小于 195.61KW ，初步选择发动机的最大功率为 200 kW ；发 动机最大功率时的转速 n p ,初取 n p =2200r/min 。 1.1.2 发动机最大转矩及其转速的确定 当发动机最大功率和其相应转速确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩。 （1-3） 式中 T e max ——发动机最大转矩，N.m ； α ——转矩适应性系数， α ＝ T e max T p T p ——最大功率时的转矩，N.m ； α 的大小标志着当行驶阻力增加时，发动机外特性曲线自动增加转矩的能力， α 可参考同类发动机数值 选取，初取 α =1.05； P max ——发动机最大功率，kW ； n p ——最大功率时的转速，r/min 。
汽车设计课程设计(货车)
沈阳航空工业学院 课程设计 （说明书） 课程名称汽车设计课程设计 专业机械设计制造及其自动化 班级 6406110 学号 200604061345 姓名刘大慧 指导教师王文竹
目录 1 汽车的总体设计- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1 1.1汽车总体设计的特点- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1 1.2汽车总体设计的一般顺序- - - - - - - - - - - - - - - - -- - - 1 1.3布置形式- - - - - - - - - - - - - - - - -- - -- - - - - - - -3 1.4轴数的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -4 1.5 驱动形式的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- -4 2 载货汽车主要技术参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- - -5 2.1汽车质量参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.1汽车载荷质量的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.2整车整备质量的预估- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.3汽车总质量的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.4汽车轴数和驱动形式的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.1.5汽车的轴荷分配- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2.2汽车主要尺寸的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 2.2.1汽车轴距L确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 2.2.2汽车的前后轮距B1和B2- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 2.2.3汽车前悬Lf和后悬LR的确定- - - - - - - - - - - - - - - - -- - 6 2.2.4汽车的外廓尺寸- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 2.3汽车主要性能参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - --- - 7 2.3.1汽车动力性参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 7 2.3.2汽车燃油经济性参数的确定 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 7 2.3.3汽车通过性性参数的确定- - - - - - - - - - - - - - - - -- - 8 2.3.4汽车制动性参数的确定 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 8 3载货汽车主要部件的选择和布置- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 9 3.1发动机的选择与布置- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- --- 9 3.1.1发动机型式的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- -- 9 3.1.2发动机主要性能指标的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - -- 9
2009汽车电器课程设计指导书
汽车电器与电子技术课程设计指导书 课程设计名称：华夏HX7180轿车汽车电器与电子设备线路设计 1 华夏HX7180轿车汽车的相关技术数据 华夏HX7180轿车汽车与电器与电子设备线路设计相关的基本技术数据见表1-1。 表1-1 线路设计相关的基本技术数据 2.1起动机和蓄电池的参数选择 2.1.1起动机功率的选择 起动机的选择应根据发动机的功率、起动机与发动机曲轴的最佳传动比、蓄电池容量这三个参数来确定。 起动机必须具有足够的的功率才能保证迅速、可靠地起动发动机。功率的大小由发动机的最低起动转速q n 和发动机的起动阻力矩q M 决定，即 9550 q q n M P ?≥ 式中：q M 的单位为N ·m ，q n 的单位为r/min 发动机的起动阻力矩有摩擦力矩、压缩损失力矩和发动机附件损失力矩三部分组成。其中摩擦力矩是活塞与缸壁的摩擦、曲轴轴承摩擦及搅油阻力等产生，占起动阻力矩的60%。压缩力矩与气缸容积和压缩比有关，约占起动阻力矩的25%。发动机附件阻力矩是发动机用于驱动发电机、分电器、汽油泵、风扇、水泵等所消耗的力矩，约占起动阻力矩的15%。q M 一般由试验测定，也可用式CL M q =来计算，即 CL M q = 式中：C 表示系数，取30～40，L 为发动机排量。 发动机的最低起动转速q n 是保证发动机可靠起动曲轴的最低转速。汽油机在0～20℃时，根据汽油机的雾化条件，最低起动转速为应30～40r/min 。为保证低温起动，通常取起动转速为50～70r/min 。即 9550 q q n M P ?≥ 考虑到要有一定的功率储备，合理选取P 。 2.1.2 起动机的传动比选择 （1）最佳传动比的计算。所谓最佳传动比，即起动机工作在最大功率时，对应的起动机转速s n 与发动机能可靠起动的曲轴转速f n 之比，即
汽车车身课程设计
汽车车身设计课程设计 课程设计题目 电动游览车车身设计 姓名： 学号： 班级： 指导教师： 学院： 学校： 日期：
目录 1.摘要 (3) 2.设计任务书 (4) 3.方案分析及选择 (5) 4.设计步骤 (6) 4.1车身主要尺寸的分确定和基本外轮廓的草图设计 (6) 4.2车身轮廓的细节处理 (13) 4.3.对车身进行着色处理 (19) 4.4车身的整体效果图 (20) 5.设计心得 (21) 6.参考文献 (22)
1.摘要 车身是汽车的三大总成之一，其生存周期约为底盘的三分之一。车身的更新速度较快，因此车身设计对新车的开发具有十分重要的作用。目前，计算机辅助技术已渗透到汽车生存周期的各个阶段，尤其是CAD技术已成为汽车造型设计的常规手段。 通过本次课程设计了解汽车车身造型设计的程序，理解汽车车身造型设计的基本原理和方法，掌握汽车造型设计中的美学、空气动力学和人机工学的一般知识。同时培养动手操作能力和分析能力，为以后从事汽车车身设计打下坚实的基础。课程设计中，本人的任务是根据观光车车身的布置特点，完成车内布置及三维造型。通过查找现有车型的参数及座位的布置，利用CA TIA画出车内布置的三维图中，并进行相应的渲染。达到设计一款外形流畅美观，具备实用性的电动游览车。 关键词:车身造型，美学，空气动力学，CA TIA，电动观光车
2.设计任务书 学年学期： 专业班级： 指导教师： 设计时间：15-17周 学时周数：3周 一、设计目的 通过本次课程设计使学生了解汽车车身造型设计的程序，理解汽车车身造型设计的基本原理和方法，掌握汽车造型设计中的美学、空气动力学以及人机工程学的一般知识。同时培养学生的动手能力和分析能力，为以后从事汽车车身设计打下坚实的基础。 二、设计任务及要求 根据一下车身尺寸参数完成电动观光车车身造型设计任务，达到以下要求： 车体宽度小于2m 车体高度小于2m 可供月15到18人乘坐 最高时速40KM 允许坡度15°
汽车设计课程设计
XX大学 汽车设计课程设计说明书设计题目：轿车转向系设计 学院：X X 学号：XXXXXXXX 姓名：XXX 指导老师：XXX 日期：201X年XX月XX日
汽车设计课程设计任务书 题目：轿车转向系设计 内容： 1.零件图1张 2.课程设计说明书1份 原始资料： 1.整车性能参数 驱动形式4 2前轮 轴距2471mm 轮距前/后1429/1422mm 整备质量1060kg 空载时前轴分配负荷60% 最高车速180km/h 最大爬坡度35% 制动距离（初速30km/h） 5.6m 最小转向直径11m 最大功率/转速74/5800kW/rpm 最大转矩/转速150/4000N·m/rpm 2.对转向系的基本要求 1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕顺时转向中心旋转； 2）操纵轻便，作用于转向盘上的转向力小于200N； 3）转向系的角传动比在15~20之间，正效率在60%以上，逆效率在50%以上；4）转向灵敏； 5）转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构； 6）转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。
目录 序言 (4) 第一节转向系方案的选择 (4) 一、转向盘 (4) 二、转向轴 (5) 三、转向器 (6) 四、转向梯形 (6) 第二节齿轮齿条转向器的基本设计 (7) 一、齿轮齿条转向器的结构选择 (7) 二、齿轮齿条转向器的布置形式 (9) 三、设计目标参数及对应转向轮偏角计算 (9) 四、转向器参数选取与计算 (10) 五、齿轮轴结构设计 (12) 六、转向器材料 (13) 第三节齿轮齿条转向器数据校核 (13) 一、齿条强度校核 (13) 二、小齿轮强度校核 (15) 三、齿轮轴的强度校核 (18) 第四节转向梯形机构的设计 (21) 一、转向梯形机构尺寸的初步确定 (21) 二、断开式转向梯形机构横拉杆上断开点的确定 (24) 三、转向传动机构结构元件 (24) 第五节参考文献 (25)
汽车课程设计指导书
汽车课程设计计划 陈皓云主编 安徽科技学院工学院车辆工程教研室 二零一一年六月
一、课程设计目的 以课程设计促进学生自主学习的积极性，培养学生独立工作能力，为毕业设计打下基础。围绕《汽车理论》、《汽车设计》的基本要求及其方法，独立查找参考资料，独立完成汽车底盘某一总成设计计算、校核、绘图。培养同学的主动学习积极性，拓宽知识面，培养理论联系实际的精神。 二、课程设计要求 对给定基本设计参数的某车辆，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和部分零件图；要求在CAD 环境下校核；要求对校核结果进行分析说明。 每人完成总成装配图1张（1号图）、主要零件图2张（3号图）、设计计算说明书1份。 三、设计时间： 本次课程设计时间为4周，即2011年11月14日—2011年12月11日。 四、设计内容: 进行离合器、变速箱、驱动桥、转向器、制动器等总成设计。学生在自愿基础上进行分组并选择设计内容，共五组。具体安排见下表1和表2。 表1 设计内容及指导老师 表2 学生名单
附件：课程设计相关参数设计计算 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； 汽车的主要尺寸有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车箱尺寸等。 A ．外廓尺寸 GBl589—89汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12m ，单铰接式客车不超过18m ，半挂汽车列车不超过16.5m ，全挂汽车列车不超过20m ；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m ；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m ；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm ；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm 。 不在公路上行驶的汽车，其外廓尺寸不受上述规定限制。 轿车总长a L 是轴距L 、前悬F L 和后悬R L 的和。它与轴距L 有下述关系：a L ＝L ／C 。式中，C 为比例系数，其值在0.52～0.66之间。发动机前置前轮驱动汽车的C 值为0.62～0. 66，发动机后置后轮驱动汽车的C 值约为0.52～0.56。 轿车宽度尺寸一方面由乘员必需的室内宽度和车门厚度来决定，另一方面应保证能布置下发动机、车架、悬架、转向系和车轮等。轿车总宽a B 与车辆总长a L 之间有下述近似关系：a B ＝(a L ／3)＋(195±60)mm 。后座乘三人的轿车，a B 不应小于1410mm 。 影响轿车总高a H 的因素有轴间底部离地高m h ，地板及下部零件高p h ，室内高B H 和车顶造型高度t h 等。 轴间底部离地高入m 应大于最小离地间隙m in h 。由座位高、乘员上身长和头部及头上部空间构成的室内高B h 一般在l120～1380mm 之间。车顶造型高度大约在20～40mm 范围内变化。 B ．轴距L 轴距L 对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢(箱)长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。 原则上轿车的级别越高，装载量或载客量多的货车或客车轴距取得长。对机动性要求高的汽车轴距宜取短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车基础上，生产出短轴距和长铀距的变型车。不同铀距变型车的轴距变化推荐在0.4～0.6m 的范围内来确定为宜。 汽车的轴距可参考表l 提供的数据选定。
汽车设计课程设计指导 09车辆
汽车设计课程设计任务书 一、课程设计的目的 汽车设计课程设计是汽车设计课的重要组成部分，也是获得工程师基本训练的一个教学环节。其目的在于： 1 通过汽车部件（总成）的设计，培养学生综合运用所学过的基本理论、基本知识和基本技能分析和解决汽车工程技术实际问题的能力； 2掌握资料查询、文献检索的方法及获取新知识的方法，书面表达能力。 进一步培养学生运用现代设计方法和计算机辅助设计手段进行汽车零部件设计的能力。 3 培养和树立学生正确的设计思想，严肃认真的科学态度，理论联系实际的工作作风。 二、课程设计要求完成的工作内容 1 各总成装配图及零件图，采用二维设计和三维设计； 2 设计计算说明书1 份，A4 纸，18页左右。 设计计算说明书内容包括以下部分： 1）封面； 2）目录（标题及页次）； 3）设计任务（即：设计依据和条件）； 4）方案分析及选择； 7）主要零件设计及校核计算； 9）参考文献（编号，作者、书名，出版单位，出版年月）。 三、《汽车设计课程设计》题目 设计题目1：轿车膜片弹簧离合器的设计 课程设计的内容为：掌握轿车离合器的构造、工作原理。了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法。根据所给的车型及整车技术参数，进行轿车膜片弹簧离合器的设计，选择合适的结构类型，计算确定其相关参数与尺寸，详见设计任务书。 ：轿车自动变速器锁止离合器设计2设计题目 课程设计的内容为：在丰田轿车自动变速器的液力变矩器中设计一锁止离合器，以提高自动变速器稳定工况下的传动效率，详细要求见课程设计任务书。 四、课程设计的步骤和方法 在课程设计开始时，由指导教师向学生布置设计任务。设计任务的内容包括：设计题目、设计要求、设计手段、提供原始数据和主要相关资料、应完成图纸份量及设计计算说明书内容和要求。 学生根据设计任务和设计要求，在分析有关资料的基础上拟定各种设计方案，通过对比与分析确定采用的设计方案，然后进行精心设计，应按时、按质、按量地独立完成设计任务。 设计步骤如下：
《汽车设计》课程设计任务
《汽车设计》课程设计任务 第一组：总布置 总布置各组可用AutoCAD绘制总布置图，各组分图层布置相应总成或规定部分，最终汇总成总布置图。总体组协调各总成的布置。 任务1： 第一、二周：总体参数测绘 ●通过测绘和试验方式得到轮距离、轴距、轮距、前后悬、外廓尺寸、整备质量、总质量、 轴荷分配、最小转弯直径、通过性参数等相关参数。 ●结合各部分布置方案，绘制原车总布置图。 ●周五9.16提交总布置图。 第三、四周：总体性能参数计算 ●根据总体参数，计算通过性参数、平顺性参数、制动性参数、动力性参数等。 ●结合各总成的改进方案，绘制改进后的总布置图。 ●周五9.23中期检查过程报告 ●周五9.30提交设计说明书和总布置图。 任务2： 第一、二周：驾驶舱布置测绘 ●测绘得到座椅、方向盘、制动踏板、油门踏板、驻车制动、仪表或控制开关的布置位置， 对人机进行评价。 ●周五9.16提交驾驶舱布置图。 第三、四周：驾驶舱布置改进 ●根据测绘和分析结果，按照人机和安全性要求对驾驶舱布置进行改进。 ●绘制改进后的驾驶舱布置图。 ●周五9.23中期检查过程报告 ●周五9.30提交设计说明书和驾驶舱布置图。 任务3：车身布置 第一、二周：车身布置测绘 ●与车身组一同完成车架、车身上各附件、各总成安装装置等零部件的测绘 ●完成车身总布置图 ●周五9.16提交驾驶舱布置图。 第三、四周：车身布置改进 ●结合车身结构分析结果，完成对车身布置的修改 ●和悬架组合作完成后悬架修改，完成修改后车架的设计 ●绘制改进后的车身布置图 ●周五9.23中期检查过程报告 ●周五9.30提交设计说明书和车身布置图。 任务4： 第一、二周：底盘布置 ●与悬架组合作，测绘前后悬架结构形式，主观评价其性能，完成悬架布置图。
周子遂《汽车设计》课程设计指导书(变速器)
目录 （一）变速器结构方案的确定 (1) 1、档数 (1) 2、传动机构方案 (1) 3、换挡机构形式 (1) 4、齿轮型式 (2) 5、轴承选用 (2) 6、密封与润滑 (2) 7、操纵机构与倒档型式选择 (3) 8、变速器传动简图 (4) （二）主要参数的确定 (5) 1、中心距 (5) 2、轴向尺寸 (5) 3、齿轮参数的选择 (5) 4、各档传动比分配及齿数确定 (8) 5、齿轮变位系数的选择 (10) 6、齿轮参数 (10) （三）结构设计及强度校核 (12) 1、齿轮材料的选择 (12) 2、常啮合齿轮尺寸计算 (12)
3、齿轮强度校核 (21) (四)心得体会 (22)
（一）变速器结构方案的确定 1、档数； 变速器的挡数可在3-20个挡位范围内变化，增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和燃油经济型以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量变大，同时操纵机构负责，同事在使用时换挡频率增加并增加了换挡难度。 本设计中的变速器为货车变速器。跟具要求，确定挡数为五挡变速器。 2、传动机构方案； 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。方案a，b在满足使用性的条件下，结构更为简单，轴向尺寸更小，更有利于使变速器轻量化，维修也更为方便，更有利于润滑。再比较a和b，a方案的由于一挡和倒挡转速低，使用频率也低，只有在起步时才用到。故采用直齿滑动齿轮换挡，直齿滑动齿轮换档的优点是结构简单、紧凑，造价也比较低，经济性好。斜齿轮布置为中间轴采用右旋，第二轴和第一轴取为左旋。 3、换挡机构形式； 在选择了如图a的传动方案后，分析得出：由于1挡和倒挡转速低，齿轮直接啮合不会造成很大的冲击，故一挡和倒挡采用的时直
汽车设计(课程设计)钢板弹簧(DOC)
汽车设计——钢板弹簧课程设计 专业：车辆工程 教师：R老师 姓名：XXXXXX 学号：200XYYYY 2012 年7 月3 日
课程设计任务书 一、课程设计的性质、目的、题目和任务 本课程设计是我们在完成基础课、技术基础课和大部分专业课学习后的一个教学环节，是培养我们应用已学到的理论知识来解决实际工程问题的一次训练，并为毕业设计奠定基础。 1、课程设计的目的是： （1）进一步熟悉汽车设计理论教学内容； （2）培养我们理论联系实际的能力； （3）训练我们综合运用知识的能力以及分析问题、解决问题的能力。 2、设计题目: 设计载货汽车的纵置钢板弹簧 (1) 纵置钢板弹簧的已知参数 序号弹簧满载载荷静挠度伸直长度U型螺栓中心距有效长度 1 19800N 9.4cm 118cm 6cm 112cm 材料选用60Si2MnA ,弹性模量取E=2.1×105MPa 3、课程设计的任务： （1）由已知参数确定汽车悬架的其他主要参数； （2）计算悬架总成中主要零件的参数； （3）绘制悬架总成装配图。 二、课程设计的内容及工作量 根据所学的机械设计、汽车构造、汽车理论、汽车设计以及金属力学性能等课程，完成下述涉及内容： 1．学习汽车悬架设计的基本内容 2．选择、确定汽车悬架的主要参数 3．确定汽车悬架的结构 4．计算悬架总成中主要零件的参数 5．撰写设计说明书 6．绘制悬架总成装配图、零部件图共计1张A0。 设计要求： 1. 设计说明书 设计说明书是存档文件，是设计的理论计算依据。说明书的格式如下： （1）统一稿纸，正规书写； （2) 竖订横写，每页右侧画一竖线，留出25mm空白，在此空白内标出该页中所计算的主要数据； （3) 附图要清晰注上必要的符号和文字说明，不得潦草； 2. 说明书的内容及计算说明项目 (1)封面；（2）目录；（3）原始数据及资料；（4）对设计课题的分析；（5）汽车纵置钢板弹簧简图；（6）设计计算；（7）设计小结（设计特点及补充说明，鉴别比较分析，个人体会等）；（8）参考文献。 3. 设计图纸 1）装配总图、零件图一张（0＃）；
汽车设计课程设计
西安交通大学 汽车设计课程设计说明书 载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计 姓名： 班级： 学号： 专业名称： 指导老师： 日期：2104/12/1
题目： 设计一辆用于长途运输固体物料，载重质量20t 的重型货运汽车。 整车尺寸：11980mm×2465mm×3530mm 轴数：4；驱动型式：8×4；轴距：1950mm+4550mm+1350mm 额定载质量：20000kg 整备质量：11000kg 公路最高行驶速度：90km/h 最大爬坡度：大于30% 设计任务： 1) 查阅相关资料，根据题目特点，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、 驱动桥、车轮匹配和选型； 2) 进行汽车动力性、经济性估算，实现整车的优化匹配； 3) 绘制车辆总体布置说明图； 4) 编写设计说明书。 本说明书将从整车主要目标参数的初步确定、传动系各总成的选型、整车性能计算、发动机与传动系部件的确定四部分来介绍本课程设计的设计过程。
1.整车主要目标参数的初步确定 1.1发动机的选择 1.1.1发动机的最大功率及转速的确定 汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的最大功率。设计要求该载货汽车的最高车速是90km/h ，那么发动机的最大功率应该大于等于以该车速行驶时的行驶阻力功率之和，即: )76140 3600( 1 3 max max max a D a a T e u A C u f g m P ?+??≥ η （1-1） 式中 max e P ——发动机最大功率，kW ； T η——传动系效率（包括变速器、传动轴万向节、主减速器的传动效率），参考传动部件传动效 率计算得：95%95%98%96%84.9%T η=???=，各传动部件的传动效率见表1-1； 表1-1传动系统各部件的传动效率 a m ——汽车总质量，a m =31 000kg （整备质量11 000kg,载重20 000kg ）； g ——重力加速度，g =9.81m ／s 2 ； f ——滚动阻力系数,由试验测得，在车速不大于100km/h 的情况下可认为是常数。轮胎结构、 充气压力对滚动阻力系数有较大影响，良好路面上常用轮胎滚动阻力系数见表1-2。取0.012f =。 表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数 D C ——空气阻力系数，取D C =0.9；一般中重型货车可取0.8~1.0；轻型货车或大客车0.6~0.8；
汽车电气线路课程设计指导书
汽车电气线路课程设计指导书 对于汽车电气设备，可根据其用途和工作性能归纳为：电源系、起动系、点火系、电子控制系、照明、信号、仪表、报警系和辅助电器设备等部分。而汽车电气设备总线路，就是通过开关、熔断器、导线等，将上述电器系统合理地联接而组成的总体。 总线路的布置因车而异，但都存在一定的规律。通过对典型汽车电气线路图的识读，掌握电气设备总线路的规律性，以及汽车电气系统故障诊断和排除的基本方法。 1.汽车电气设备线路类型 (1) 汽车线路图分类 汽车线路有部分线路和整车线路之分。部分线路即局部线路或叫单元线路，通常有电源线路、起动线路、点火线路、照明线路、信号及仪表线路等；整车线路即汽车电器总线路，通常将汽车上各种电器设备按照它们各自的工作特点和相互联系，通过各种开关、保险等装置，用导线把它们合理地连接起来而构成的一个整体线路。 常见的整车线路有三种：一种是汽车电气线路图，通常根据汽车电器的外形，用相应的图形符号进行合理布线。另一种是汽车电路原理图，根据国家或有关部门制定的标准，用规定的图形符号绘制的较简明的线路。第三种线束图主要说明哪些电器的导线汇合在一起组成线束，与何处进行连接等。 (2) 汽车电气线路图 汽车电气线路图是电器设备之间用导线相互连接的真实反映，它所连接的电器设备的安装位置、外形和线路走的路径与实际情况一致，便于对汽车电器故障进行判断与排除。 汽车电气线路图在图面上比较注意各电器设备在汽车上的实际位置。例如，通常图左边一般代表汽车的前部，图的右边则代表汽车的尾部。同时，图中的电器设备大多以实物轮廓的示意形状表示，给人以真实感。对那些实际安装位置走向相同的连接导线也尽可能画在一起。 电气线路图类似于无线电设备的实物接线图。其优点是较好地再现了线路的实际连接情况，缺点是识读比较困难。 (3) 汽车电路原理图 汽车电路原理图通常是根据电气线路图简化而来的。这种图的作用是表达线路的工作原理和连接状态，不讲究电器设备的形状、位置和导线走向的实际情况。图中电器设备均采用符号表示（较特殊的符号则辅以图例说明）。这种图对于了解汽车电器设备的工作原理或工作过程，以及分析判断故障的大概部位很有用处。 (4) 汽车线束外形图 汽车上导线的种类和数量较多，为保证安装可靠，走向相同的各类导线常被包扎成电缆，又称其为线束。 线束外形图反映的是已制成的线束外形，故也叫做线束包扎图。图中一般都标明线束中每根导线所连接的电器设备的名称，有的还标注了每根导线的长度。 线束外形图通常又分为主线束和辅助线束图。主线束图又分为底盘线束图和车身线束图。辅助线束类型较多，多用于主线束的支路并与各种辅助电器相连（通过连接器）。例如空调线束、车顶线束、电动车窗线束、ABS线束、自动变速器线束、电动座椅线束、电动门线束等。 2.汽车电气线路图识读的一般方法 (1) 认真读几遍图注 图注说明了该汽车所有电气设备的名称及其数码代号，通过读图注可以初步了解该汽车
基于stm32的智能小车设计毕业设计
海南大学 毕业论文（设计） 题目：基于stm32的智能小车设计学号：20112834320005 姓名：陈亚文 年级：2011级 学院：应用科技学院（儋州校区） 学部：工学部 专业：电子科学与技术 指导教师：张健 完成日期：2014 年12 月 1 日
摘要 本次试验主要分析了基于STM32F103微处理器的智能小车控制系统的系统设计过程。此智能系统的组成主要包括STM32F103控制器、电机驱动电路、红外探测电路、超声波避障电路。本次试验采用STM32F103微处理器为核心芯片，利用PWM技术对速度以及舵机转向进行控制，循迹模块进行黑白检测，避障模块进行障碍物检测并避障功能，其他外围扩展电路实现系统整体功能。小车在运动时，避障程序优先于循迹程序，用超声波避障电路进行测距并避障，在超声波模块下我们使用舵机来控制超声波的发射方向，用红外探测电路实现小车循迹功能。在硬件设计的基础上提出了实现电机控制功能、智能小车简单循迹和避障功能的软件设计方案，并在STM32集成开发环境Keil下编写了相应的控制程序，并使用mcuisp软件进行程序下载。 关键词：stm32;红外探测;超声波避障;PWM;电机控制
Abstract This experiment mainly analyzes the control system of smart car based on microprocessor STM32F103 system design process. The composition of the intelligent system mainly including STM32F103 controller, motor drive circuit, infrared detection circuit, circuit of ultrasonic obstacle avoidance. This experiment adopts STM32F103 microprocessor as the core chip, using PWM technique to control speed and steering gear steering, tracking module is used to detect the black and white, obstacle avoidance module for obstacle detection and obstacle avoidance function, other peripheral extended circuit to realize the whole system function. When the car is moving, obstacle avoidance program prior to tracking, using ultrasonic ranging and obstacle avoidance obstacle avoidance circuit, we use steering gear under ultrasonic module to control the emission direction of ultrasonic, infrared detection circuit is used to implement the car tracking function. On the basis of the hardware design is proposed for motor control function, simple intelligent car tracking and obstacle avoidance function of software design, and in the STM32 integrated development environment under the Keil. Write the corresponding control program, and use McUisp program download software. Keywords：STM32；Infrared detection；Ultrasonic obstacle avoidance；PWM；Motor control
汽车课程设计指导书 (自动保存的)解析
汽车课程设计计划 机械工程学院能源与动力工程系 二零一三年十月
一、课程设计目的 以课程设计促进学生自主学习的积极性，培养学生独立工作能力，为毕业设计打下基础。围绕《汽车理论》、《汽车设计》的基本要求及其方法，独立查找参考资料，独立完成汽车底盘某一总成设计计算、校核、绘图。培养同学的主动学习积极性，拓宽知识面，培养理论联系实际的精神。 二、课程设计要求 对给定基本设计参数的某车辆，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和部分零件图；要求手工绘图及手写说明书。 每人完成总体布局外形图1张（3号图）、部件总成装配图1张（1号图）、主要零件图2张（3号图）、设计计算说明书1份。 三、设计时间： 本次课程设计时间为4周，即2013年12月2日—2014年1月4日。 四、设计内容: 进行离合器、变速箱、驱动桥、转向器等总成设计。具体安排见下表1和表2。 表1 设计内容及指导老师
表2 设计数据及指导老师
附件：课程设计相关参数设计计算 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； 汽车的主要尺寸有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车箱尺寸等。 A ．外廓尺寸 GBl589—89汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12m ，单铰接式客车不超过18m ，半挂汽车列车不超过16.5m ，全挂汽车列车不超过20m ；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m ；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m ；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm ；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm 。 不在公路上行驶的汽车，其外廓尺寸不受上述规定限制。 轿车总长a L 是轴距L 、前悬F L 和后悬R L 的和。它与轴距L 有下述关系：a L ＝L ／C 。式中，C 为比例系数，其值在0.52～0.66之间。发动机前置前轮驱动汽车的C 值为0.62～0. 66，发动机后置后轮驱动汽车的C 值约为0.52～0.56。 轿车宽度尺寸一方面由乘员必需的室内宽度和车门厚度来决定，另一方面应保证能布置下发动机、车架、悬架、转向系和车轮等。轿车总宽a B 与车辆总长a L 之间有下述近似关系：a B ＝(a L ／3)＋(195±60)mm 。后座乘三人的轿车，a B 不应小于1410mm 。 影响轿车总高a H 的因素有轴间底部离地高m h ，地板及下部零件高p h ，室内高B H 和车顶造型高度t h 等。 轴间底部离地高入m 应大于最小离地间隙m in h 。由座位高、乘员上身长和头部及头上部空间构成的室内高B h 一般在l120～1380mm 之间。车顶造型高度大约在20～40mm 范围内变化。 B ．轴距L 轴距L 对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢(箱)长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。 原则上轿车的级别越高，装载量或载客量多的货车或客车轴距取得长。对机动性要求高的汽车轴距宜取短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车基础上，生产出短轴距和长铀距的变型车。不同铀距变型车的轴距变化推荐在0.4～0.6m 的范围内来确定为宜。 汽车的轴距可参考表l 提供的数据选定。
汽车设计课设驱动桥设计
汽车设计课程设计说明书 题目：BJ130驱动桥部分设计验算与校核 姓名： 学号： 专业名称：车辆工程 指导教师： 目录 一、课程设计任务书 (1) 二、总体结构设计 (2) 三、主减速器部分设计 (2) 1、主减速器齿轮计算载荷的确定 (2) 2、锥齿轮主要参数选择 (4) 3、主减速器强度计算 (5) 四、差速器部分设计 (6) 1、差速器主参数选择 (6) 2、差速器齿轮强度计算 (7) 五、半轴部分设计 (8) 1、半轴计算转矩Tφ及杆部直径 (8) 2、受最大牵引力时强度计算 (9) 3、制动时强度计算 (9) 4、半轴花键计算 (9) 六、驱动桥壳设计 (10) 1、桥壳的静弯曲应力计算 (10) 2、在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 (11) 3、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 (11) 4、汽车紧急制动时的桥壳强度计算 (12)
5、汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算 (12) 七、参考书目 (14) 八、课程设计感想 (15)
一、课程设计任务书 1、题目 《BJ130驱动桥部分设计验算与校核》 2、设计内容及要求 （1）主减速器部分包括：主减速器齿轮的受载情况；锥齿轮主要参数选择；主减速器强度计算；齿轮的弯曲强度、接触强度计算。 （2）差速器：齿轮的主要参数；差速器齿轮强度的校核；行星齿轮齿数和半轴齿轮齿数的确定。 （3）半轴部分强度计算：当受最大牵引力时的强度；制动时强度计算。 （4）驱动桥强度计算：①桥壳的静弯曲应力 ②不平路载下的桥壳强度 ③最大牵引力时的桥壳强度 ④紧急制动时的桥壳强度 ⑤最大侧向力时的桥壳强度 3、主要技术参数 轴距L=2800mm 轴荷分配：满载时前后轴载1340/2735(kg) 发动机最大功率：80ps n：3800-4000n/min 发动机最大转矩17.5kg﹒m n：2200-2500n/min 传动比：i1=7.00； i0=5.833 轮毂总成和制动器总成的总重：g k=274kg
车辆工程综合课程设计说明书
课程设计任务书 课程车辆工程综合课程设计 题目某轿车前轮制动器主要零件设计（蹄或钳及轮缸部分）——1 专业车辆工程姓名学号 主要内容及基本要求： 已知条件：总质量为2200kg；前轴负荷率为35%；质心高度为1m；轴距为3.05m。轮胎型号：225/60R16。制动性能要求：初速度为50km/h，制动距离为15m. 在以上条件下，完成制动器主要基本参数的选择、确定（与后轮制动器设计的同学共同完成）；完成制动器主要零件的设计计算；完成前轮制动器主要零件设计的设计图纸。 工程图纸须规范化，计算说明书须用国际单位制量纲。 参考资料： [1]王望予.汽车设计（第4版）.北京：机械工业出版社,2004 [2]王国权,龚国庆.汽车设计课程设计指导书.北京：机械工业出版社,2009 [3]王丰元,马明星.汽车设计课程设计指导书.北京：中国电力出版社,2009 [4]陈家瑞.汽车构造（第3版下册）.北京：机械工业出版社,2009 [5]余志生.汽车理论（第5版）.北京：机械工业出版社,2009 [6]张海青.耐高温的盘式制动片.非金属矿.2008
完成期限 2017.8.28至2017.9.22 指导教师 专业负责人 2014年 9月 18 日 目录 1设计要求 0 2制动器形式方案分析与选择 0 2.1鼓式制动器 0 2.2盘式制动器 (2) 3前轮制动器设计计算 (6) 3.1制动系统主要参数数值 (6) 3.1.1相关的汽车主要参数 (6) 汽车主要参数如表3-1所示。 (7) 表3-1 汽车相关参数 (7) 3.1.2同步附着系数的分析计算 (7) 分析表明，汽车在同步系数为 的路面上制动（前后轮同时抱死）时，其制动减速度g qg dt u 0d ?==，即q=,q 为制动强度。而在其他附着系数 的路面上制动时，达到前轮或者后轮即将抱死的制动强度q<,这表明只有 在=的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。
汽车设计
实验报告册课程名称： 指导老师： 班级： 姓名： 学号： 学期：20 —20 学年第学期南京农业大学工学院教务处印
实验目录实验一：膜片式离合器的设计 实验二：主减速器的优化设计 实验三：齿轮条式转向器的设计
实验二：主减速器的优化设计 一、课程设计目的 通过设计培养学生综合运用所学知识的能力，为以后的毕业设计进行一次综合训练和准备。通过本课程设计使学生在下述各方面得到训练： 1．运用汽车设计课程中的基本理论解决汽车传动系中主减速器设计过程中会遇到的各类问题，通过理论知识的知道来解决实际问题。 2. 通过市面上同类车型的性价对比，设计出合理、经济的主减速器。 3. 培养查阅资料能力，学会使用手册及图表资料。 二、课程设计要求 进行此设计之前，学生应该修完汽车构造、汽车理论、汽车设计以及与机械相关的基础课程。根据给定车辆初始参数，选择并匹配主减速器的结构型式，计算确定其的主要参数；详细计算指定的设计参数。 在此基础上，绘出指定总成的装配图和部分零件图；要求在CAD 环境下校核；要求对校核结果进行分析说明（此部分内容供学有余力的同学选做）。三、试验内容: （1）题目设置 根据设计要求，完成主减速器的设计与计算。学生在自愿基础上进行分组，每组3-5人，合理分工，统筹安排，共同完成主减速器设计的学习任务。每组选以下题目一个，题目如下： 1）发动机型号CS475Q 发动机最大转矩【N·m/(r/min) )】108/3200 传动系传动比：一挡4.896 主减速比4.875 驱动轮类型与规格5.5--13 汽车总质量（kg) 2000 使用工况：城乡 2）发动机型号LJ276Q 发动机最大转矩【N·m/(r/min) )】47.1/3000 传动系传动比：一挡4.111 主减速比5.833 驱动轮类型与规格5.0--10 汽车总质量（kg)1310 使用工况：城乡 3）额定装载质量：3000kg，最大总质量：6750kg，最大车速：75km/h，比功率： 10Kw/t，比转矩：33N?m/t，车轮滚动半径0.387。