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：
πEh λ1ln (R /r )⎡⎛λ1(R -r )⎫2⎤R -r ⎫⎛
F 1=f (λ1)==H -λ1H -+h ⎥⎪⎪ 2⎢ 2 ⎪
R 1-r 1⎭⎝2R 1-r 1⎭61-μ(R 1-r 1)⎢⎥⎣⎝⎦ （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i 0＝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.m 2。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.m 2。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i θ。
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。
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：
πEh λ1ln (R /r )⎡⎛λ1(R -r )⎫2⎤R -r ⎫⎛
F 1=f (λ1)==H -λ1H -+h ⎥⎪⎪ 2⎢ 2 ⎪
R 1-r 1⎭⎝2R 1-r 1⎭61-μ(R 1-r 1)⎢⎥⎣⎝⎦ （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i 0＝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.m 2。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.m 2。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i θ。
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。