汽车设计报告

11汽车设计说明书——汽油机轿车设计姓名：杨世伟班级：运英1102学号:20117300222目录第一章设计目标概述第二章汽车总体设计第三章离合器设计第四章机械式变速器设计第五章驱动桥设计第六章悬架设计第七章转向系设计第八章制动系设计33第一章设计目标概述本设计的目标车型是一款微型家用轿车，其具体参数如下表：基本参数变速箱级别微型车简称5档手动发动机1.5L/70Kw/L4档位个数（个）5变速箱5档手动变速箱类型手动变速箱（MT）长*宽*高3800*1620*1400车身结构5门5座两厢车底盘转向最高车速130Km/h驱动方式前置前驱前悬类型麦弗逊式独立悬架车身后悬类型扭转梁随动臂式悬架轴距(mm)2350mm转向助力类型机械液压助力前轮距(mm)1300车体结构承载式后轮距(mm)1300最小离地间隙(mm)120车轮制动整备质量(Kg)1150前制动器类型盘式制动器车身结构承载式后制动器类型鼓式制动器车门数（个）5驻车制动类型手刹座位数（个）5前轮胎规格175/65R14油箱容积（L）35后轮胎规格175/65R14行李箱容积（L）200备胎规格全尺寸发动机排量（mL）1500燃料形式汽油进气形式自然吸气气缸排列形式直列式汽缸数（个）4每缸气门数（个）4压缩比9.8配汽机构DOHC最大功率（kw）70最大功率转速（rpm）6000最大扭矩（Nm）130最大扭矩转速（rpm）3300燃油标号93号供油方式多点电喷环保标准国IV（国V）44第二章汽车总体设计一、汽车形式的选择（一）轴数：两轴（二）驱动形式：4x2，前轮驱动（三）布置形式：发动机前置前驱二、汽车主要参数的选择（一）汽车主要尺寸的选择1、外廓尺寸：长：3800mm宽：1620mm高：1400mm2、轴距L：L=2350mm3、前悬Lf、后悬Lr：Lf=1000mmLr=450mm4、前轮距Bf、后轮距Br：Bf=Br=1300mm（二）汽车质量参数的确定1、整备质量的确定：m=1150kg2、质量系数：η=350/1150*100%=30.4%3、汽车总质量：1500kg4、轴荷分配满载空载前轴后轴前轴后轴60%40%52%48%（三）汽车性能参数的确定1、动力性参数（1）最高车速：130km/h（2）加速时间t：（3）比功率Pb：Pb=Pemax/m=70Kw/1500kg=0.047Kw/kg2、通过性几何参数最小离地间隙/mm接近角/º离去角/º120182155vvaa3maxmaxemax76140A*Cd3600f*g*m1P三、发动机的选择（一）基本参数的确定1、发动机的最大功率Pemax及相应转速pn由上述公式可求发动机最大功率Pemax（Kw），已知最高车速为130km/h,为传动系效率取90%，m为汽车总质量取1500kg，g为重力加速度取9.8m/s^2,f为滚动阻力系数取f=0.0165*（1+0.01（va-50））=0.0296，Cd为空气阻力系数取0.30，A为汽车正投影面积取2.25m^2。将上述数据带入公式中可得所需发动机最大功率为39.1Kw。按上述公式估算的Pemax为发动机装有全部附件时测得的最大有效功率，约比发动机外特性的最大功率值低12%~20%。同时，考虑到所有车载设备的功率消耗，取发动机的最大功率为70Kw。汽油机的np一般在3000~7000r/min范围内，此处设定为6000rpm。2、发动机最大转矩Temax及相应转速TnnpPemax**9549Temax由上述公式可求得发动机的最大转矩Temax（N*m）。α为转矩适应性系数取1.2，Pemax为发动机最大功率（Kw），np为最大功率转速。代入数据，发动机最大转矩取Temax=130Nm。要求最大功率转速和最大转矩转速有一定差值，取Tn=np/1.8=3300rpm3、发动机其他参数（1）排量：1.5L（2）进气形式：自然吸气（3）气缸排列形式：L（4）汽缸数：4个（5）每缸气门数：4（6）压缩比：9.8（7）配气机构：DOHC（双顶置式凸轮轴）（8）燃料形式：汽油（9）燃油标号：93号（京92号）（10）缸盖材料：铝（11）缸体材料：铁（12）环保标准：国4（国5）（13）冷却方式：水冷式（14）布置形式：纵置式四、车身形式661、车身形式为舱背式。效果图如下:2、将车身模型导入Abqus中进行静力学分析。在车身底部加载20Mpa的分布面力，将车身四个悬架部位支撑硬点固定，得分析结果如下。车身刚度基本满足要求，有待优化。77五、轮胎选择1、轮胎类型：子午线胎2、轮胎规格：175/65R14六、汽车总布置88第三章离合器设计1、离合器结构方案选择：单片干式摩擦离合器，采用膜片弹簧作为压紧弹簧，采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片）。1）从动盘数：单片99emaxDTDK2）压紧弹簧：膜片弹簧3）膜片弹簧的支撑形式：单支撑环式4）压盘的驱动方式：弹性传动式2、离合器主要参数的确定：需要确定的基本结构尺寸及参数有：性能参数β和Po，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。在选定这些参数时，需要注意：1）发动机最大转矩Temax；2）整车总质量ma；3）传动系总速比（变速器速比*主减速器速比）i0；4）车轮滚动半径r。2.1离合器后备系数β在选择β时，应考虑以下几点：1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。2)要防止离合器滑磨过大。3)要能防止传动系过载。一般来说，汽车离合器的后备系数推荐如下：小轿车：β=1.20～1.30；载货车：β=1.7～2.25；带拖挂的重型汽车或牵引汽车：β=2.0~3.0。因本轿车的离合器采用膜片弹簧离合器，在使用过程中摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小，在加上小轿车的后后备功率较大，使用条件好，宜取小值，此处离合器后备系数β取1.20。2.2单位压力Po单位压力Po决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响。当摩擦片采用不同材料时，Po取值范围如下：石棉基材料：0.15~0.35MPa粉末冶金材料：0.35~0.50MPa金属陶瓷材料：0.70~1.50MPa本车采用铜基粉末冶金材料，单位压力Po取为0.35MPa。2.3摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径D（mm）可按发动机发动机最大转矩Temax（Nm）按如下经验公式选用KD为直径系数，取为14.6，Temax=130Nm，带入得D=166.5mm根据Temax初选D以后，还要注意摩擦片尺寸的系列化和标准化1010此处，D=160mm，内径d=110mm，b=3.2mm，c=0.687。3、膜片弹簧的设计基本参数的选择：1）H/h的选择当H/h√2时，F1=f（λ1）为增函数；当H/h=√2时，F1=f（λ1）有一极值，该极值恰为拐点；当H/h√2时，F1=f（λ1）有一极大值和极小值，当H/h=2√2时，F1=f（λ1）的极小值落在横坐标上。汽车离合器膜片弹簧的H/h一般为1.5~2.0，板厚h为2~4mm。这里，H/h=1.54。2）R及R/r的确定R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹簧特性曲线受直径误差的影响越大，应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.20~1.35。本设计中取R/r=1.25，摩擦片的平均半径Rc=（D+d）/4=(160+110)/4=67.5mm,RRc,取R=70mm，则r=R/1.25=56mm3）圆锥底角α的选择圆锥底角α=arctanH/(R-r),一般在9º~15º。本设计取α=11º4）分离指数目：本设计取n=18。4、扭转减震器的设计1）类型选择：单级线性扭转减振器2）主要参数设计：减振器的扭转刚度kφ和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩Tu是两个主要参数，决定了减振器的效果。其设计参数还包括极限转矩Tj、预紧转矩Tn和极限转角φj等。（1）极限转矩TjTj=（1.5~2.0）Temax，对于乘用车而言，系数取2.0，则Tj=260Nm（2）扭转角刚度kφ可按经验初选kφ≦13Tj=3380（Nm/rad）（3）阻尼摩擦转矩TuTu=（0.06~0.17）Temax（4）预紧转矩Tn1111T0tqmaxmaxmax1iTrsincos*fGi）（Tn=（0.05~0.15）Temax（5）极限转角φj极限转角φj通常取3º~12º，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，φj取上限。此处，取φj=8º。第四章机械式变速器设计1、变速器传动机构布置方案对于前置前驱轿车，选两轴式五档变速器。变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，由于发动机纵置，采用锥齿轮。倒档传动用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动。如右图，为发动机纵置时的两轴式变速器，其高档同步器布置在输入轴上，而低档同步器布置在输出轴上。为提高轴的强度，增加了中间支撑。2、变速器主要参数的选择1）档数：5个前进挡，1个倒档。2）各档传动比：最高档是直接档，传动比：i5=1.0由iiu0agnr377.0，最高档转速最高，最高转速为6500rpm，对应的最大速度为130Km/h,r为车轮半径，r=14英寸=35.56cm，ig=1，带入上式得主减速器减速比约为i0=3.5得到主减速器的减速比，可计算一档的传动比，由，带入数据算得i1≥3.55这样，取一档传动比：i1=3.60余下几档按等比级数分配原则可一一确定，但考虑到轿车更常使用高档位，可将高档位传动比排得密集点，选择如下：二档传动比：i2=2.25三档传动比：i3=1.65四档传动比：i4=1.331212变速器各档传动路线图纸如下：3、换挡机构的设计本车采用同步器换挡，可保证齿轮在换挡时不受冲击，同时操纵轻便，提高了汽车的操纵性与安全性。同步器的选择中，锁环式惯性同步器在乘用车上应用的最广泛，也是本设计的选择。第五章驱动桥设计驱动桥有降速增扭，改变转矩传递方向的功能，并将转矩合理分配给左右驱动轮；同时，驱动桥还有承受作用于路面和车架或车身之间力的作用。本设计车型驱动桥由主减速器、差速器、半轴、万向节等组成。1、驱动桥的结构方案：由于本车前桥为驱动桥，悬架为独立式，故选用断开式驱动桥。2、主减速器设计：本车为前置前驱车型，取消了万向传动装置，主减速器直接镶嵌在变速箱内，与变速箱融为一体。131332D2TcKDniikiTk0f1emaxdceTmmrirmG22csTzDs22m1）主减速器的齿轮类型:弧齿锥齿轮传动，传动比在变速箱一节已算出，i0=3.52）主减速器减速形式：单级主减速器3）主减速器基本参数选择本设计的主减速器锥齿轮主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角β、法向压力角α。1主、从动锥齿轮齿数z1和z2由于i0=z2/z1=3.5，取z1=11、z2=392从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms对于单级主减速，增加尺寸D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2又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。D2可根据经验公式初选，即KD2是直径系数，一般为13.0~15.3，这里取14.0；Tc为从动锥齿轮的计算转矩（Nm），Tc=min[Tce，Tcs]其中，这样，将数据带入可得D2=220mm端面模数ms可由下式计算：带入得ms=5.53主、从动齿轮的齿面宽b1和b2取b2=0.155D2=34.1mm对于弧齿锥齿轮，b1一般比b2大10%，b1=37.5mm4中点螺旋角β弧齿锥齿轮的螺旋角沿齿宽是变化的，齿轮大端的螺旋角最大，齿轮小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角一般为35º~45º，这里取38º。5法向压力角α对于弧齿锥齿轮，乘用车的法向压力角α一般选用14º30`或16º，这里取14º30`。1414321fgemaxd10*b*D*n*i*i*k*T*k*2p322r2210****r**m*G*2pmmibD