皮卡总体设计毕业论文


    前 言 一百多年的汽车发展史表明:汽车诞生于德国,成长于法国,成熟于美国,兴旺于欧洲,挑战于日本。20世纪初,随着福特公司T型车的推出以及流水生产线使用的开始,美国汽车工业开始在世界市场上处于主导地位。日本汽车工业在20世纪60-70年代迅速发展,后者居上,先后超过德、英、法等老牌汽车工业国,并在1980-1993年期间超过美国而跃居世界第一位,创造了世界汽车工业发展的奇迹。同时韩国在激烈的竞争中崛起,成为世界汽车工业的一个重要生产基地。在一些新兴国家和发展中国家,由于人们生活水平的提高,致使汽车需求量迅速增加。汽车产业的发达往往能带动整个国家工业的快速发展,给国家和社会带来无穷收益。成为二十一世纪改造世界的机器和现代文明的标志。 汽车工业的迅速发展主要有两个方面的原因:一是汽车受到了社会的青睐,二是汽车工业综合性强,经济效益带动了各部门的发展。因此,世界各个发达国家几乎无一例外的把汽车工业作为国民经济的支柱产业。我国的汽车工业起点低、发展较晚。解放前,我国没有汽车制造工业。1953年长春第一汽车制造厂动工兴建,1956年制造出我国第一辆解放牌汽车。从此结束了我国不能制造汽车的历史。改革开放以后,我国汽车制造业迅速发展,逐渐改变了过去“缺轻少重无微”的,极不合理的汽车产品结构,并打破了汽车产量徘徊不前的局面,1993年汽车年产量首次突破百万辆大关,达112.65万辆,一举跃入世界汽车年产超百万辆的国家行列。 进入21世纪,为占领未来的汽车市场,许多公司把各种先进的新技术、新设备、新材料广泛应用于汽车工业中,使汽车业日趋自动化、电子化,低碳、绿色环保、开发新能源被日益重视,相信汽车对我们的生活会产生越来越重要的影响。 随着生活水平的进一步提高和思想观念的进步,具有轿车舒适性,兼顾载货的多功能皮卡车越来越被人们所接受。2012年中国皮卡市场在商用车板块中保持了独树一帜的较高正增长速率,平均累比增长率为11.2%,为仅次于SUV的第二大品系。开发高品质,高性能,适中价位中高端皮卡已成未来发展趋势。 我们这次所设计的柴油皮卡,机动灵活,乘坐空间大,实现了微客,微货两种功能 ;采用柴油机,油耗低,具有优越的动力性和经济性;兼顾到轿车的速度,舒适,安全,操控等性能;具备良好的通过性,承载性;性价比较高,适合中国市场。方便快捷;兼顾生活服务,竞争力较强于微卡和微客。 毕业设计是我们大学四年学习的最后一个环节,也是对所学知识的综合检验。本次毕业设计使我们对以前所学的知识做了进一步的系统的梳理,同时掌握了对汽车的总体布置和各个部件总成设计的基本方法,也对我们今后的工作有很大的帮助。在这次毕业设计中,我的课题是参照日产锐骐柴油皮卡设计的。对汽车主要性能参数进行计算,在提高其性能的基础上尽可能考虑其经济性,安全可靠性等。 第一章 汽车总体设计 汽车总体设计是汽车设计工作中十分重要的一环。汽车使用性能、外廓尺寸、重量、外形和生产成本与总体设计有密切关系。汽车性能的好坏不仅取决于各部件性能如何,而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合,取决于总布置。在汽车设计开始阶段应该有一个很好的总体设计,使整车设计有一个统一的目标、统一的设想和统一的指挥。 §1.1 汽车类型的选择 用途可分为轿车、客车、载货汽车、越野汽车、牵引汽车、专用汽车、自卸汽车、农用汽车等。另外,随着时代的进步和技术的发展出现了以新能源为动力的电动汽车、燃料电池汽车等。我们本次设计的是一款柴油皮卡车,经技舒适,具有良好的动力性、制动性、安全性,这就是我们本次设计所贯穿的主线。 §1.2 汽车形式的选择 §1.2.1轴数 汽车的轴数(二轴、三轴或四轴)是根据汽车的用途、总重、使用条件、公 路车辆的法规限制和轮胎负荷能力来确定的。 我国公路干线和桥梁所允许的双轴汽车后轴的单轴负荷为130kN,前轴的单轴负荷允许为60kN,三轴汽车的双后轴负荷为240kN。双轴汽车总重一般不超过180~190 kN,而三轴汽车的总重不超过320 kN。总重更大的公路用车可采用四轴。因本次设计的车型质量较轻,故采用两轴。 §1.2.2驱动形式 驱动形式常用4×2、4×4、6×6等代号表示。其中第一个数字表示汽车车轮总数,第二个表示驱动轮数。4×2式汽车结构最简单,汽车自重较轻,制造成本低,油耗量也较小,故在轿车和总重小于190 kN的公路用车上得到最广泛的采用。因本次设计车型总重不高,所以采用4×2形式。 §1.2.3布置形式 汽车布置形式是指发动机、驱动轴和车身的相互位置关系和布置特点而言的。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数外,起布置形式对使用性能也有重要影响。 皮卡属于客货两用车,一般采用发动机前置后轮驱动(FR)。该布置有如下优点:轴荷分配合理,因而有利于提高轮胎的使用寿命;前轮不驱动,因此不需要采用等速万向节,有利于减少制造成本;操纵机构简单;采暖机构简单,且管路短供暖效率高;发动机冷却条件好;上坡行驶时,因驱动轮上的附着力增大,故爬坡能力强;变速器与主减速器分开,故拆装、维修容易;发动机的接近性良好。主要缺点是:因为车身地板下方有传动轴,所以地板上有凸起的通道,并使后排座椅中部坐垫的厚度减薄,影响了乘坐舒适性;汽车正面与其他物体发生碰撞时,易导致发动机进入车厢,会使前排乘员受到严重伤害;汽车的总长、轴距均较长,整车整备质量增大,同时影响到汽车的燃油经济性和动力性。总体还是应用很广泛的。 §1.3 汽车主要技术参数确定 §2.3.1汽车主要尺寸的确定 汽车主要尺寸是指汽车的外廓尺寸、轴距、轮距、车厢尺寸等。 1.外廓尺寸 汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。应根据汽车的用途、道路条件、吨位(或载客数)、外型设计、公路限制和结构布置等因素来确定。在总体设计时要力求减少汽车的外廓尺寸,以减轻汽车自重,提高汽车的动力性、经济性和机动性。本次设计参考日产锐骐皮卡初步确定: La=4980mm,Ba=1690mm,Ha=1650mm 2.轴距L 轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯半径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。轴距短一些,汽车长度就短,自重就轻,最小转弯半径和纵向通过半径就小。但若轴距过短,则会带来一系列缺点:如车厢长度不足或后悬过长,汽车行驶时的纵摆和横摆较大;汽车制动或上坡时重量转移也大,使操纵性和稳定性变坏。此外,还会导致万向节传动的夹角过大等问题。因此,在确定轴距时要考虑各方面的要求,在保证所设计车型的主要性能、装载面积和轴荷分配等方面均得到满足的前提下把轴距设计得短一些较好。 本次柴油皮卡设计参考锐骐选取L=2950mm。 3.前、后轮距B1和B2 汽车轮距B会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、最小转弯直径等。轮距愈大,车厢内宽随之增加,并有利于增加倾斜刚度,横向稳定性愈好;但轮距宽了,汽车的总宽和总重一般也加大,并导致汽车的比功率、比转矩指标下降,机动性变坏,而且容易产生向车身侧面甩泥的缺点。所以,轮距不宜过大,轮距的数值必须与所要求的汽车总宽相适应。 受汽车总宽不得超过2.5m限制,并参考同类车型选取前轮距B1=1415mm,后轮距B2=1410mm。 4.前悬和后悬 前悬和后悬的长度是在总布置过程中确定的。前悬的长度应足以固定和安装驾驶室前支点、发动机、水箱、转向机、弹簧前托架和保险杠等零件和部件。驾驶室的型式和驾驶员座位的前后位置对前悬的大小也有很大影响。汽车的前悬不宜过长,否则汽车的接近角过小。 后悬的长度主要取决于货箱长度、轴距和轴荷分配情况,同时要保证适当的离去角。一般说来,后悬不宜过长,否则上、下坡时容易刮地,转弯时也不灵活。货车后悬一般在1200~2200mm之间。 §1.3.2汽车质量参数确定 汽车的质量参数包括整车整备质量、载客量、装载质量、质量系数、汽车总质量、轴荷分配等。 1.整车整备质量 整车整备质量是指车上带有全部装备(包括随车工具、备胎等),加满燃料、水,但没有装货和载人时的汽车质量。参考同类车型及设计要求,选取汽车自重=1.62t。 2.汽车的装载质量和载客量(简称载质量) 参考同类汽车选定汽车载重为0.50t。 3.质量系数 质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值,即质量系数=/。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平,值越大,说明该汽车的结构和制造工艺越先进。在参考同类型汽车选定后,可根据给定的计算整车整备质量。 4.汽车总质量 汽车总质量是指装备齐全,并按规定装满客、货时的整车质量。皮卡的总质量由整备质量、载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成,即 式中,为包括驾驶员及随行人员在内的人数,应等于座位数。 本次设计汽车总质量=2.445t。 5.汽车的轴荷分配 汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数,它对汽车的主要使用性能(牵引性、制动性、通过性、操纵稳定性等)和轮胎的使用寿命有很大的影响。为了使轮胎磨损均匀,一般希望满载时每个轮胎的负荷大致相等,例如,对于后轴为单胎的双轴4×2式汽车,希望在满载时前后轴的负荷各为50%左右。而后轴为双胎的4 ×2式汽车则希望前后轴负荷大致按1/3和2/3的比例分配。 表1-1 汽车的前后轴荷分配 车型 满载 空载 前轴% 后轴% 前轴% 后轴% 货车4×2后轮单胎 32~40 60~68 50~59 41~50 货车4×2后轮双胎, 25~27 73~75 44~49 50~56 乘用车前置后驱 45~50 50~55 51~56 44~49 结合上表,参考同类车型确定皮卡轴荷分配: 表2—2轴荷分配 满载 空载 前轴% 后轴% 前轴% 后轴% 46 54 55 45 1124.7kg 1320.3kg 891kg 729kg §1.4发动机的选择 §1.4.1发动机最大功率 柴油皮卡选用柴油机作为动力装置,柴油机体积大,质量大,油耗大,但是柴油机扭矩大,动力性好。选用发动机要根据汽车的最高车速来确定。本次柴油皮卡最高车速为150km/h,因此发动机最大功率可用下式估算。 (1-1) 式中,——发动机最大功率; ——传动系效率,=85%; ——汽车总质量(kg); g——重力加速度(m/); ——滚动阻力系数,,用最高车速代入; ——空气阻力系数,综合货车与轿车取=0.40; A——汽车迎风面积(),根据外形取A=2.0; ——最高车速。 则: =(2445x9.8x0.033x150/3600+0.52x2.56x/76140)x0.85 =78.16KW 根据结果选取ZD25TCR柴油机(郑州日产锐骐)。 §1.4.2发动机的最大转矩及其相应转速 当发动机的最大功率和相应的转速确定后,则发动机最大转矩和相应转速可随之确定,其值由下面公式计算: (1-2) 式中:α——转矩适应系数,一般去1.1~1.3,取1.2; ——最大功率(kw); ——最大功率时转速(r/min); ——最大转矩(); 其中,/在1.4~2.0之间取。这里取1.8。 根据公式(2-2) 发动机ZD25TCR最大扭矩:260 。最大扭矩点转速:2400r/min 满足要求。 表1-3 ZD25TCR柴油机性能参数 最高功率/转速km/(r/min) 80/3800 最大转矩/转速N/(r/min) 260/1600-2400 排量(mL) 2498 最高转速(r/min) 4180 轮廓尺寸(mm) 730/648/791 图1-1 ZD25TCR发动机外特性图 §1.5 车身形式的选择 根据柴油皮卡的设计要求,外形设计主要参考日产锐骐皮卡。 §1.6 轮胎的选择 轮胎的型号主要根据汽车的类型、使用条件、轮胎的净负荷、轮胎的承载能力(额定负荷)以及汽车行驶速度来选择。此外,还要考虑到汽车的最小离地间隙,汽车的高度等因素。 在选择轮胎尺寸型号还需要考虑汽车的使用条件、路面承载能力和性能要求。对公路用车,在轮胎负荷允许下尽可能采用尺寸较小的轮胎,以提高汽车的动力因素,降低汽车及其重心的高度,减轻非簧载重量。 查GB2978-89以及根据参考车型,本次采用型号为:LT215/75R15的子午线轮胎。该轮胎优点是:滚动阻力小、温升低、胎体缓冲性能和胎面附着性能都比斜交轮胎好,装车后油耗低、寿命长、高速性能好。适应现代汽车对安全、高速、低能耗的发展要求。 §1.7主减速比及各档传动比确定 (1-3) 式中:—汽车最大车速(km/h); r—轮胎滚动半径,取r=351.75mm; n—发动机最大功率转速。取n=3800r/min; —超速档传动比。取=0.7; —主减速比。 则:=3.0。 由此可计算出变速器各档传动比: 表1-4 汽车的传动比 变速箱档位 变速箱速比 后桥速比 总速比 Ⅰ 3.5 3.0 10.5 Ⅱ 2.45 7.35 Ⅲ 1.7 5.1 Ⅳ 1.0 3.0 Ⅴ 0.7 2.1 倒 3.5 10.5 第一章 汽车的整体布置 §2.1 总布置图的绘制 在总成进行方案布置和设计计算的同时,要进行整车总体布置的有关计算(参数确定和性能计算)工作,并要在整车方案布置草图及各总成匹配布置的基础上正式绘制和布置整车总布置图。整车总布置图包括侧视图、俯视图、前视图和必要的断面布置图、局部布置图。绘制整车总布置图的过程中,要随时配合、调整和确认其各总成的外廓尺寸、结构、布置型式、连接方式、各总成之间的相互关系、操纵机构的布置要求,悬置的结构与布置要求、管线路的布置与固定、装调的方便性等。整车布置应从车型系列化角度出发,减少基础布置的变动,并可变型出多种车型,以适应大量生产和用户不同的使用要求,从而可以降低成本,提高可靠性。 §2.1.1整车布置基准线—零线的确定 汽车在满载状态下,确定整车的零线(三维坐标面的交线)、正负方向及标注方式。整车在满载状态、车头向左来确定整车的坐标线。 1.X 坐标线(前轮中心线) 通过左右前轮中心的铅垂面,在侧视和俯视图上的投影线即为X坐标线,前为“-”、后为“+”,该线标记为。 2.Z 坐标线(车架上平面线) 取车架纵梁上翼面上较长的一段平面,或承载式车身中部底板的下表面,并与水平面平行时,该面在前视和侧视图上的投影线即为Z 坐标线,上为“+”、下为“-”,标记为 。 3.y 坐标线(汽车中心线) 通过汽车纵向中心线的铅垂面,在前视和俯视图上的投影线为了坐标线,前视图中右侧为“+”、右侧为“-”,标记为。 4.地面线 地平面在侧视图和前视图上的投影线,称为地面线。此线是标注汽车高度、接近角、离去角、离地间隙和货台高度等尺寸的基准线。 5.前轮垂直线 通过左、右前轮中心,并垂直于地面的平面,在侧视图和俯视图上的投影线,称为前轮垂直线。此线用来汽车轴距和前悬的基准线。 在新车设计时,整车的坐标线确定后,车身(车头、驾驶室)、车架的坐标线也确定了,三者是统一的。整车零线的画法上述的o/x,o/y,o/z三条线,统称为三个方向的零线。在绘制总布置图时,先确定零线的位置。一般是从侧视图上开始,根据整车的前悬及车架上表面至地面的高度,确定X 和Z 坐标线的交点,然后通过该点画一水平线和一垂直线,分别代表o/x,o/z。俯视图和前视图坐标线的画法可照此法处理,但须保证X、Y、Z 三个坐标线互相垂直。地面线可暂时不画,待前、后轮中心至车架上表面距离确定后,再以前、后轮中心为圆心,以车轮静力半径为半径,分别画两个圆弧,则两圆弧的切线即为地面线见图2-1 ,整车布置图坐标系。 图2-1 整车总布置 §2.2 汽车各总成的布置要求 §2.2.1发动机及传动系的布置 根据总布置图中所确定的发动机,前轴及前轮的相互位置关系,发动机总成,车头驾驶室总成的外形图,一起在总布置图中进行细化,准确定位,最后确定其坐标位置。布置时要注意以下几点: 1.油底壳与前轴的最小距离。 2.油底壳与横拉杆的间隙,除前轴垂直跳动量外,还要考虑制动时由于前簧的S变形造成的前轴向前有一定的转角β(约3°-4°)所要求的额外间隙。 3.散热器与风扇的关系。一般风扇距散热器芯部表面至少留40mm以上的间隙。风扇中心与散热器芯部中心可以对齐,或者高于芯部中心,但风扇不要超过上水室下边,这样的布置冷却效果差。 4.曲轴中心线与车架上表面—零线,有一前高后低的夹角(约2°-5°),一般取3°左右。目的是能使汽车在满载的状态时,传动系的轴线相互之间的夹角最小,甚至从前至后成为一条直线,以提高万向节的传动效率和减少磨损。 5.满载时传动轴的正常夹角在4°以下最好,有条件时,驱动桥自可以倾斜一个角度,以满足传动轴的等角速传动,或减小传动轴的夹角。 §2.2.2车头、驾驶室的布置 在发动机与车架的、前轴、前轮布置关系确定后,即可布置车头、驾驶室,在总成设计阶段,对其关系进行协调。因此在这里仅对其相互位置关系进行最后布置上的确认和坐标、尺寸的确定。 §2.2.3传动轴的布置 当发动机、离合器及变速器这一动力传动总成和后驱动桥的位置确定后,则可布置万向节与传动轴。 为满足万向节传动轴两端夹角相等,满载静止时不大于4º,且最大不大于7º的要求。下图给出了一根传动轴两端装有万向节这种最简单的万向节传动的布置。 图2-2 万向节传动的Z型布置方案 §2.2.4悬架的布置 前板簧的布置要保证主销后倾角的要求,同时这种前高后低的布置也有利于产生不足转向。板簧的支架应尽量减少悬臂的长度,以求在较小尺寸和质量的前提下,获得较大的强度和刚度。后板簧的布置应做到前低后高,亦可获得不足转向。特别是高速轿车、轻型客车及吉普车等一定要考虑。对于载货车,可能因结构原因而造成布置上难度较大,则可较少考虑。减振器应尽量布置成垂直状态,以最大限度地利用其有效行程和减少偏差。若空间不允许,也可斜置。布置时应注意下支点的离地高度,后减振器的上支点不应高出车架上表面太高(不应超过80mm),以免影响改装车的装配和布置。注意减振器上下行程的分配,不能发生上下顶死现象。 §2.2.5车架总成外形及其横梁的布置 先确定车架纵梁的断面高度,参考同类车型的车架最大断面高度,决定车架的最大断面高度。 对轻型货车,车架从前到后采用等直的断面高度,即为落料成矩形断面,再压弯成槽型结构,这样的纵梁制造工艺简单、成本低,但是质量偏大,前部布置上不太理想。车架前部的变断面,除要保证足够的强度和刚度外,形状的变化及选择,要考虑布置上的需要和冲压的工艺性,如前簧的布置,主销后倾角度、前轮的跳动量、发动机和散热器等的悬置结构和处理是否理想、车头或驾驶室悬置的布置等,最后进行综合平衡后再确定车架前部外形尺寸和断面高度。车架总成外宽的确定不同的车型、不同的厂家,所选的车架总成外宽不一样,虽然国家制订了车架外宽的标准,但目前国内没有达到统一。车架总成的横梁布置应均匀、结构合理,在胶板上有总成固定支架的地方 (即力的作用点),应布置横梁,以便减少纵梁腹板的侧弯。悬架支架、发动机悬置、油箱、电瓶、驾驶室悬置等处都应考虑布置横梁。 §2.2.6转向系的布置 转向系的布置,主要是保证驾驶员操纵轻便、舒适,并使汽车具有较高的机动性和灵敏度,转弯时减少车轮侧滑,减轻转向盘上的反冲击力和有自动回正作用。 转向系布置的关键是要保证转向传动装置及拉杆系统有足够的刚度和较小的传动比变化量。 转向器及转向柱的固定要牢靠,角度及转向盘的高度位置应保证驾驶员操作轻便,手臂没有被架高的感觉,抬腿踩踏板时不碰到转向盘。 拉杆必须有足够的刚度,特别是弯拉杆,要保证没有弹性变形。在前轮左右最大转角区间内,各节点不能出现发卡,摩擦现象,拉杆之间不能出现死角,在转向过程中传动比变化应尽量小。 在纵置板簧的布置中,转向垂臂的球头中心应与板簧的跳动中心重合或接近,上节臂的球头中心应与主片的高度相差一定距离,这样可以减少车轮跳动时的干涉量,紧急制动时的干涉跑偏问题。 转向盘的高度、转向柱的角度固定方式等要与驾驶室、脚踏板及座椅的布置共同考虑。 §2.2.7制动系统布置 国家标准中规定:汽车上应配有行车制动系统、驻车制动系统、应急制动功能,三者可以独立、亦可互相联系,当某二者失灵,另一系统仍具有应急的制动功能。应急制动的操作必须方便可靠,它可与行车制动或驻车制动的操纵机构结合,但三者不能合在一起。对于驻车制动,要求它必须通过机械装置把工作部件锁止,解除也应该方便可靠。 行车制动必须采用双回路系统,当部分回路失效后,其余部分仍有至少30%的制动效能。 一般轻型货车上均采用液压制动系统。两种不同的驱动机构要求制动器的布置、整车制动系统的配置、操纵机构的形式和结构等也各有不同,所以对制动系统的的方案选择和进行合理的布置是非常关键的。 §2.2.8进、排气系统的布置 近期与排气系统方案的选择及布置的合理性,对整车的性能、可靠性、排放和振动噪声等有影响。 空气滤清器及进气管路是保证发动机得到充足和清洁空气的通道,所以吸气口要放在空气畅通、清洁的部位,管道长度应尽可能的短,以便减少阻力。空气滤清器的容量要足够,以增加滤清效果,减少发动假的磨损和保证其正常的工作。 排气系统的布置要保证发动机排期通畅,阻力小,同时要尽量减少噪音和振动,排气口要朝左或朝右,不能朝向人行道。 排气管道的布置与油箱的距离应大于300mm,尽可能把它们布置在地盘的不同侧,若布置不开时,中间可加隔热板。 消声器进气管应尽量与动力总成固定在一起,以减少振动干涉。排气系统在整车上要用软垫进行支撑或固定,以减少管道接口处的振动和干涉。在布置消声器时,注意离地间隙大小,不应影响通过性。 §2.2.9操纵系统的布置 转向盘和转向柱的布置前面已经论述,这里仅对踏板(离合器、制动、油门)装置、变速操纵、驻车制动装置等进行论述。 离合器踏板、制动踏板和油门踏板,布置在地板凸包和车身内侧壁之间。在离合器踏板左侧,应当留出在离合器不工作时可以放下左脚的空间,因此轮罩最好不要突出在客箱内。油门踏板一般比制动踏板稍低,要求油门踏板与制动踏板之间留有大于一只完整鞋底宽度(60mm)的距离。 所有踏板和操纵手柄位置都应按人体工程学的要求进行布置,有条件的情况下可以在1:1的内模型中进行布置。 要求所有的操纵机构都要有足够的刚度,运动件的连接处配合间隙要合理,尽量减少自由间隙,运动件不能出现发卡和干涉现象,确保操纵动作的灵活与准确。特别是变速操纵机构,使用频繁、要求轻便、自由间隙小、不仅要求操纵机构本身刚度好,而且要求用来固定操纵机构的基体件的刚度也要好,这样才能保证在换挡操作过程中灵活、准确、手感强。 §2.2.10车箱的布置 根据车型所确定的载重量、用户对车箱长度的要求、整车的外廓尺寸、车箱地板是否允许有车轮鼓包、货物的情况等合理地选择车箱尺寸,但必须保证符合公司内部所确定的车箱内部尺寸系列,不应随意变动,这样可以便于组织生产和变型,有利于系列化和通用化。 车箱前板及保险架离驾驶室后围或相关部件的间隙应不小于40mm。保险架的高度应超出驾驶室顶部70mm—100mm。 车箱纵、横梁布置要合理,保证自身有足够的强度和刚度,使车箱地板在长期承载使用状态下不会产生永久变形。车箱纵梁的后端允许超出车架尾端不大于200mm,以便减轻车架质量。 §2.3车身内部布置 车身内部布置设计中以人体尺寸的“百分位分布值”作为尺寸依据的,利用人体模型布置出来的座椅、方向盘及操纵机构能满足90%以上的使用对象。进行车身内部布置设计时,基本的步骤如下: 1.根据人体的尺寸做出相应的二维人体模型。 2.人体的坐姿与布置 为使室内布置减小驾驶和乘坐的疲劳程度,设计中必须满足人体的舒适要求。人体驾驶的舒适和疲劳程度与设计中选择的人体各关节角度所确定的驾驶姿势有关。本柴油皮卡设计采用了《汽车设计》中所推荐的数值进行设计。 3.汽车室内操纵机构的布置 手操纵机构除应布置在手的操纵范围以内外,还要根据操纵对象,进行必要的设计,这样才能实现驾驶和操纵的舒适性。 变速器和手制动杆的操纵机构布置时,根据参考书籍《汽车设计》的经验推荐数值及变速器的形状、位置来确定的。 方向盘布置时,与座椅一起布置以满足操作的舒适性。 在布置各种踏板时,保证各踏板之间要留有足够的间隙,同时保证在不工作时,各踏板之间应留有足够的位置放脚。 §2.4车身外型布置 车身外型的设计在整车设计过程中至关重要,车身的外型对汽车销售有很大影响。因此在设计车身时既要满足各种布置需要,车身最佳空气动力性外,还要保证其外观时尚漂亮。 本次车身外型设计主要参考日产锐骐柴油皮卡的车身外型图,如下图: 第二章 运动校核 一般要校核转向轮的跳动、传动轴的跳动、悬架与转向杆系的运动等。确定其运动轨迹与运动空间,防止产生运动干涉和不协调等情况发生。校核采用作图方法,绘制跳动或运动图并检查其是否符合设计要求。 §3.1 转向轮跳动图 作图目的是为了确定转向轮跳至其最高位置并同时向左、向右转至极限位置时所占用的空间,从而确定轮罩的形状或翼子板下缘的开口形状及位置,检查转向轮与纵拉杆及与车架之间有无运动干涉。 目前,国内的皮卡车大多采用独立悬架结构,转向轮上跳的极限位置可由该侧悬架的橡胶限位块压缩2/3时的位置确定。为了简化,作图时可假定车轮和主销与地面垂直而不考虑它们的安装角。图3-1为轿车的转向轮跳动图,用于确定翼子板下缘的开口形状,作图时首先绘出转向轮调至最高处并绕主销中心O向左、右转至极限位置时的俯视图,如图3-1所示。再沿轮胎外侧斜面部分平行于其纵向对称面A作切面B,C,D,E,F。切面A,B,C,D,E,F与翼子板开口所在的铅垂面相交得交线,,……。然后将这些交线投影到侧视图上,可得到处于开口所在的铅垂面处的轮胎截面形状,如图3-1中的阴影线所示,此即车轮上调至最高处并向左、右转至极限位置时在翼子板开口处轮胎的位置,此处最易发生运动干涉。通过绘出这种跳动图可正确的确定开口边缘线的形状和高度,以保障有足够的运动间隙。图3-1左下角的侧视图给出了轮胎与翼子板之间的最小间隙。 图3-1采用独立悬架时的转向轮天动图 §3.2 传动轴跳动图 作图目的是为了确定:(1)传动轴上下跳动时极限位置及最大摆角θ;(2)空载时万向节传动的夹角;(3)传动轴花键连接处伸缩量,检查是否可能脱开或顶死。 作图方法:如图3-2所示,先按一定比例绘出汽车满载时车架、钢板弹簧、后桥及传动轴的位置,其中为弹簧主片中点(主片中性面与中央螺栓中心线的交点);为传动轴后万向节中心;为传动轴前万向节中心。对于一端固定的对称的或不对称程度小于10%的钢板弹簧来说可以足够精确地认为其主片中部与后桥壳夹紧的一段在车轮上下跳动时是与后桥壳一起作平移运动,且弹簧主片中心的轨迹为一圆弧,其圆心的位置如图所示。由于后桥是随着弹簧中部作平移运动,故弹簧主片中心与传动轴后万向节中心的连线亦作平移运动。因此连线及线可看成平行四边形两个边,画出其相应的另外两个边得交点即是点的回转中心。以为圆心,以半径画圆弧,即得后万向节中心点的运动轨迹。过点作车架 上平面线的垂直线,并在此垂直线上取等于弹簧动挠度,取等于反跳挠度0.1,后者发生在车轮遇坑下落时。过F、和上平面线的线段与运动轨迹交于点E,点。这三点分别相当于悬架处于压紧,自由和反跳工况下后万向节的中心位置。前万向节的中心在传动轴跳动时保持不变。连接E、、即得相应工况下传动轴位置,其中E为上跳位置;为较好路面时传动轴下线位置;为悬架反跳时传动轴下限位置,∠E和∠E为相应情况下传动轴的最大摆角,此角度应不超过40°,且每边不超过20°为宜。为前后万向节中心之间的距离,由的轨迹点至数据中可以找到传动轴的最大长度和最短长度,后者为 E和中的较短的一个。汽车空载时的传动轴长度和夹角亦可用上述作图法得。 图3-2 传动轴跳动图 §3.3 转向拉杆与悬架导向机构的运动协调校核图 如图3-3所示,按照前面的方法找出板簧主片中心点的摆动中心臂与纵拉杆铰接球头中心的摆动中心,然后以,以为半径画出圆弧;再以转向摇臂下端的球销中心B为圆心,B为半径画圆弧,过点作垂线NN,并由点向上截取距离为动挠度的点,向下截取距离为静挠度的点。再过这两点分别作垂直于NN的直线与点的两条轨迹线分别交于G,H和四点,距离GH和即为转向拉杆与纵置钢板弹簧运动不协调所引起的轨迹偏差量。应使偏差量尽可能小,尤其在轮胎常见的跳动范围内应保持在轮胎的弹性范围内,否则调整或B点的位置。 图3-3 转向拉杆与悬架导向机构的运动协调校核图 除上述运动校核外,可根据实际需要再做一些其它运动校核。例如,减震器极限位置校核,转向摇臂与转向杆系的运动校核等。 §3.4 汽车性能的优化匹配与预测 汽车的总体布置、整车和总成的设计参数以及它们之间的匹配,对汽车性能有决定性的影响。为了提高设计质量、缩短研制周期,在总体布置开始之前就应该整车和总成的参数进行优化选择、合理匹配,对整车和各总成的性能进行初步预测。当整车方案和各总成的设计参数确定以后,还要根据各总成,部件设计所提供的具体数据对整车性能尽快地作出全面、准确的预测,以便尽早发现问题进行调整和修改。 第四章 汽车性能参数 汽车的性能参数主要包括动力性、燃油经济性、通过性、操纵稳定性、制动性、舒适性等。 §4.1动力性参数的计算和确定 汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向力决定的、所能达到的平均行驶速度。汽车运输效率之高低在很大程度上取决于汽车的动力性。所以,动力性是汽车各种性能中最基本、最重要的性能。 汽车平均行驶车速是评价汽车动力性的总指标。汽车动力性主要有汽车的最高车速、汽车加速时间t、汽车的最大爬坡度来评定。 §4.1.1各档车速确定 =0.377 (4-1) 式中: ——汽车行驶速度(km/h); n——发动机转速(r/min); r——车轮半径(m); ——变速器传动比,见表2-4; ——主减速器传动比,见表2-4。 各档速度值及速度曲线图如表4-1及图4-1。 表4-1各档速度值 档位 发动机车速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 倒档 1600 14.74 21.06 30.71 44.23 63.19 14.74 1800 16.59 23.69 34.56 49.76 71.09 16.59 2000 18.43 26.33 38.39 55.29 78.99 18.43 2200 20.27 28.96 42.24 60.82 86.88 20.27 2400 22.11 31.59 46.08 66.35 94.79 22.11 2600 23.96 34.23 49.92 71.88 102.68 23.96 2800 25.80 36.86 53.76 77.41 110.59 25.80 3000 27.65 39.49 57.59 82.94 118.48 27.65 3200 29.49 42.13 61.43 88.47 126.38 29.49 3400 31.33 44.76 65.28 93.99 134.28 31.33 3600 33.17 47.39 69.12 99.53 142.18 33.18 3800 35.01911 50.0273 72.95648 105.0573 150.0819 35.01911 图4-1汽车行驶各档速度曲线图 §4.1.2驱动力计算 (4-2) 式中: ——汽车的驱动力(N); ——发动机转矩(Nm); ——传动系效率,=0.85。 按附着条件 计算典型路面的附着力。 计算公式: 式中:——驱动轮上承载质量; 其中,空载时:=G2=729kg;满载时:=G2=1320.3kg。 在干燥沥青或混凝土路上,取ψ=0.7。 则:空载时:=5000.94N; 满载时: =9057.26N。 从计算结果表明,满载行驶时>,汽车不会出现打滑现象。 表4-2驱动力计算结果 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 7789.09 5452.36 3738.76 2596.36 1817.45 1800 8345.45 5841.82 4005.82 2781.82 1947.27 2000 8901.82 6231.27 4272.87 2967.27 2077.09 2200 9040.91 6328.64 4339.64 3013.64 2109.55 2400 8867.05 6206.93 4256.18 2955.68 2068.98 2600 8415.00 5890.50 4039.20 2805.00 1963.50 2800 8275.91 5793.14 3972.44 2758.64 1931.05 3000 7928.18 5549.73 3805.53 2642.73 1849.91 3200 7719.55 5403.68 3705.38 2573.18 1801.23 3400 7441.36 5208.95 3571.85 2480.45 1736.32 3600 7302.27 5111.59 3505.09 2434.09 1703.86 3800 6954.55 4868.18 3338.18 2318.18 1622.73 §4.1.3空气阻力计算 (4-3) 式中: ——空气阻力(N); ——空气阻力系数; ——迎风面积(); 表4-3空气阻力计算结果 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 8.22 16.78 35.69 74.01 151.05 1800 10.41 21.24 45.17 93.67 191.17 2000 12.85 26.22 55.77 115.64 236.01 2200 15.55 31.73 67.48 139.93 285.57 2400 18.50 37.76 80.31 166.53 339.85 2600 21.72 44.32 94.25 195.44 398.86 2800 25.18 51.40 109.31 226.66 462.58 3000 28.91 59.00 125.48 260.20 531.02 3200 32.89 67.13 142.77 296.05 604.18 3400 37.13 75.79 161.18 334.21 682.07 3600 41.63 84.96 180.69 374.69 764.67 3800 46.39 94.67 201.33 417.48 851.99 §4.1.4滚动阻力计算 1.滚动阻力系数: (4-4) 表4-4汽车滚动阻力系数 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 0.008426 0.00878 0.00932 0.010077 0.011139 1800 0.008426 0.008927 0.009535 0.010387 0.011581 2000 0.008529 0.009074 0.00975 0.010696 0.012023 2200 0.008632 0.009222 0.009965 0.011006 0.012466 2400 0.008735 0.009369 0.01018 0.011316 0.012908 2600 0.008839 0.009517 0.010395 0.011625 0.013351 2800 0.008942 0.009664 0.01061 0.011935 0.013793 3000 0.009045 0.009812 0.010825 0.012245 0.014235 3200 0.009148 0.009959 0.01104 0.012554 0.014678 3400 0.009251 0.010107 0.011256 0.012864 0.01512 3600 0.009355 0.010254 0.011471 0.013174 0.015562 3800 0.009458 0.010402 0.011686 0.013483 0.016005 2.滚动阻力: (4-5) 式中:——滚动阻力(N); ——汽车最大总质量(kg),=2445kg。 表4-5汽车滚动阻力 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 201.8885 210.3678 223.3222 241.4584 266.8961 1800 201.8885 213.9008 228.4745 248.8777 277.4952 2000 204.3616 217.4338 233.6268 256.2971 288.0943 2200 206.8348 220.9669 238.7792 263.7164 298.6934 2400 209.3079 224.4999 243.9315 271.1358 309.2924 2600 211.781 228.0329 249.0838 278.5551 319.8915 2800 214.2541 231.5659 254.2361 285.9745 330.4906 3000 216.7272 235.0989 259.3885 293.3938 341.0896 3200 219.2003 238.632 264.5408 300.8132 351.6887 3400 221.6735 242.165 269.6931 308.2325 362.2878 3600 224.1466 245.698 274.8454 315.6519 372.8868 3800 226.6197 249.231 279.9978 323.0712 383.4859 图4-2驱动力——阻力平衡图 §4.1.5各档动力因数计算 (4-6) 式中:——动力因数。 各档动力因数见表4-6。汽车的动力特性图见图4-3。 表4-6汽车动力因数 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 0.32473 0.226851 0.154546 0.105269 0.069547 1800 0.347859 0.242919 0.165295 0.112188 0.07329 2000 0.370977 0.258965 0.175999 0.119011 0.076837 2200 0.376669 0.262798 0.178296 0.119933 0.076123 2400 0.369289 0.257467 0.174278 0.116404 0.072164 2600 0.350289 0.243987 0.16464 0.108909 0.0653 2800 0.34434 0.239629 0.161226 0.105671 0.061286 3000 0.329672 0.229153 0.153585 0.099434 0.055043 3200 0.320798 0.222718 0.148684 0.095035 0.049958 3400 0.309012 0.21423 0.142343 0.089572 0.043999 3600 0.303019 0.209784 0.138742 0.085948 0.039197 3800 0.288308 0.19922 0.130915 0.079325 0.032166 图4-3汽车动力特性曲线 §4.1.6汽车的爬坡度 (4-7) 式中:α—最大坡度()。 表4-7汽车爬坡度计算结果 干燥沥青 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 0.377 0.263 0.178 0.12 0.077 f 0.0086 0.0092 0.01 0.011 0.012 α 20.70 14.14 9.59 6.24 3.72 % 37.8 25.6 16.9 10.9 6.51 干燥土路 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ f 0.03 0.03 0.03 0.03 0.03 α 19.62 13.28 8.47 5.16 2.69 % 35.6 23.60 14.89 9.02 4.70 §4.1.7汽车的加速性能 §4.1.7.1加速度的计算 (4-8) 式中:——汽车加速度; δ——汽车旋转质量换算系数,δ>1。 汽车各档加速度值及加速度曲线见表4-8及图4-4。 表4-8汽车加速度值 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ δ 1.40 1.21 1.12 1.08 1.06 1600 1.90 1.57 1.21 0.89 0.61 1800 2.04 1.72 1.32 0.98 0.67 2000 2.21 1.86 1.44 1.07 0.74 2200 2.27 1.92 1.49 1.11 0.75 2400 2.25 1.91 1.49 1.10 0.72 2600 2.16 1.83 1.43 1.05 0.65 2800 2.14 1.83 1.42 1.04 0.62 3000 2.07 1.77 1.38 0.99 0.55 3200 2.04 1.74 1.35 0.96 0.49 3400 1.98 1.70 1.31 0.91 0.41 3600 1.96 1.68 1.30 0.89 0.35 3800 1.88 1.61 1.24 0.82 0.24 图4-4汽车加速度曲线 §4.1.7.2加速度倒数的计算 汽车加速度倒数见表4-9。汽车加速度倒数曲线见图4-5。 表4-9加速度倒数值 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 0.525 0.635 0.830 1.126 1.629 1800 0.490 0.582 0.756 1.021 1.483 2000 0.453 0.536 0.693 0.932 1.360 2200 0.441 0.520 0.669 0.901 1.335 2400 0.445 0.523 0.672 0.908 1.385 2600 0.464 0.545 0.700 0.955 1.528 2800 0.467 0.547 0.703 0.965 1.618 3000 0.483 0.565 0.727 1.012 1.824 3200 0.491 0.574 0.739 1.043 2.046 3400 0.505 0.590 0.761 1.094 2.427 3600 0.510 0.595 0.769 1.127 2.881 3800 0.531 0.619 0.806 1.217 4.097 图4-5汽车加速度倒数曲线 §4.1.8 汽车行驶消耗的功率计算 §4.1.8.1克服滚动阻力消耗的功率计算 (4-9) 式中:——克服滚动阻力消耗的功率(kW)。 克服滚动阻力消耗的功率计算结果见表4-10。 表4-10克服滚动阻力消耗功率计算结果 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 0.827 1.231 1.906 2.967 4.685 1800 0.930 1.408 2.193 3.440 5.480 2000 1.046 1.590 2.492 3.937 6.321 2200 1.165 1.778 2.802 4.456 7.209 2400 1.286 1.970 3.122 4.997 8.144 2600 1.410 2.168 3.454 5.562 9.125 2800 1.536 2.371 3.796 6.149 10.152 3000 1.664 2.579 4.150 6.759 11.226 3200 1.796 2.793 4.515 7.392 12.347 3400 1.929 3.011 4.890 8.048 13.514 3600 2.066 3.235 5.277 8.727 14.727 3800 2.204 3.463 5.674 9.428 15.987 §4.1.8.2克服空气阻力消耗的功率计算 (4-10) 式中:——克服空气阻力消耗的功率(kW)。 克服空气阻力消耗的功率计算结果见表4-11。 表4-11克服空气阻力消耗功率计算结果 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 0.034 0.098 0.305 0.909 2.651 1800 0.048 0.140 0.434 1.295 3.775 2000 0.066 0.192 0.595 1.776 5.178 2200 0.088 0.255 0.792 2.364 6.893 2400 0.114 0.331 1.028 3.069 8.948 2600 0.145 0.421 1.307 3.902 11.377 2800 0.181 0.526 1.632 4.874 14.210 3000 0.222 0.647 2.008 5.995 17.477 3200 0.269 0.786 2.437 7.275 21.211 3400 0.323 0.942 2.923 8.727 25.442 3600 0.384 1.119 3.469 10.359 30.201 3800 0.451 1.316 4.080 12.183 35.519 §4.1.8.3 汽车的阻力功率计算 当发动机在良好水平路面上以的速度等速行驶时,汽车的阻力功率为 (4-11) 式中:——汽车的阻力功率(kW)。 汽车的阻力功率计算值见表4-12。 汽车的功率平衡图见图4-6。 表4-12汽车阻力功率计算结果 档位 发动机转速 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 1600 1.012 1.564 2.600 4.560 8.631 1800 1.151 1.821 3.090 5.571 10.888 2000 1.308 2.097 3.631 6.721 13.529 2200 1.473 2.392 4.227 8.023 16.590 2400 1.647 2.708 4.882 9.490 20.108 2600 1.828 3.047 5.601 11.134 24.120 2800 2.019 3.409 6.387 12.969 30.974 3000 2.219 3.796 7.244 15.005 37.491 3200 2.429 4.210 8.178 17.256 44.927 3400 2.650 4.651 9.191 19.735 54.390 3600 2.882 5.121 10.289 22.454 64.550 3800 3.124 5.622 11.476 25.425 78.966 图4-6汽车功率平衡曲线 §4.2 经济性参数计算与确定 汽车的燃油经济性通常衡量的指标是百公里油耗,即汽车满载等速行驶100km所消耗的油量。 等速百公里油耗计算(L/100km)公式: (4-12) 式中: b——燃油消耗率g/(); ——车速 km/h; ——燃油密度 取g=8.0N/L; ——阻力功率。 由于没有完全找到一样的发动机万有特性曲线图,因此在计算经济性时利用查到的与所选发动机类似的发动机的万有特性曲线图做近似计算。如图4-7 图4-6发动机万有特性曲线 则五档(超速档)等速百公里油耗如下表: 1600 63.192 8.631 260 4.352 1800 71.091 10.888 253 4.749 2000 78.990 13.529 243 5.100 2200 86.890 16.590 250 5.850 2400 94.789 20.108 250 6.499 2600 102.688 24.120 247 7.110 2800 110.587 28.661 243 7.718 3000 118.486 33.769 243 8.487 3200 126.385 39.480 247 9.456 3400 134.284 45.830 253 10.582 3600 142.183 52.587 260 11.845 表4-13五档各车速下的等速百公里油耗 图4-7五档各车速下的等速百公里油耗 由以上图表可知:汽车的最低油耗为63km/h等速下百公里4.4L。百公里油耗基本符合要求。 §4.3 最小转弯半径计算 对于非驱动前轴,在转向轮转角较大时,侧偏角对转向运动情况影响较小,可忽略不计,这时最小转弯半径按下式计算: Rmin=L/Sinθ (4-13) 式中:L——轴距2.95m; θ——外轮最大转角28.16。 则: Rmin==6.25m §4.4 通过性几何参数 总设计要确定的通过性几何参数有:最小离地间隙、接近角,离去角,纵向通过半径等。 在本次设计中,根据皮卡的设计要求和同类型车比较,确定汽车的最小离地间隙为=210mm,接近角=29,离去角=26。最小离地间隙计算由驱动桥完成,接近角和离去角由汽车的整体设计来保证。 §4.5 操纵稳定性参数 汽车操纵稳定性的评价参数很多,与总体设计有关并能作为设计指标的有: 1.转向特性参数 为了保证有良好的操纵稳定性,汽车应具有一定程度的不足转向。通常用汽车以0.4g的向心加速度沿定圆转向时,前、后轮侧偏角之差-作为评价参数。 2.车身侧倾角 汽车以0.4g的向心加速度沿定圆等速行驶时,车身侧倾角控制在3以内较好,最大不允许超过7。 3.制动前俯角 为了不影响乘坐舒适性,要求汽车以0.4g的减速度制动时,车身的前俯角不大于1.5。 由于汽车的操纵稳定性需要在整车质量确定和试验的条件下才能得出比较准确的数据,且在本次设计中,缺少大量数据,因此汽车的操纵稳定性没有详细计算。 §4.6制动性参数 汽车制动性是指汽车在制动时,能在尽可能短的时间内停车且保持方向稳定,下坡时能维持较低的安全车速并有在一定坡道上长期驻车的能力。目前常用制动距离、平均制动减速度j和行车制动的踏板力及应急制动的操纵力来评价制动效能。由于在本次设计中,缺少大量数据,因此汽车的制动性没有详细计算。 §4.7舒适性 汽车应为成员提供舒适的乘坐环境和方便的操作条件,称之为舒适性。舒适性应包括平顺性、空气调节性能、(温度、适度等)、车内噪声、乘坐环境(活动空间、车门及通道宽度、内部设施等)及驾驶员的操作性能。 其中汽车行驶平顺性常用垂直振动参数评价,包括频率和振动加速度等,此外悬架动挠度也用来作为评价参数之一。 第五章 总 结 在XX老师的认真指导和督促下,我组同学密切配合完成了本次设计。这次毕业设使时我认识了汽车设计的整个过程。也使我充分体会到整个设计工作的烦杂和其在整车设计中的重要性。 在我们组中我负责做柴油皮卡总体设计。包括外型设计、底盘设计和动力性计算、燃油经济性计算,通过性及操纵稳定性分析等工作。总体设计是一项很繁重的任务,涉及的方面很多,需要在布置的同时协调好各个部件的相互关系,保证部件之间不发生干涉,保证汽车的各种性能要求。这对我们来说是一种锻炼和考验。但由于自身设计经验的不足以及对某些部分的结构了解不是很透彻,这次的设计成果难免存在或多或少的不完美的地方,比如设计时由于没有找到发动机的万有特性曲线,就选择了一款相似的发动机,致使在燃油经济性的计算中产生误差。另外,由于缺少大量数据,汽车的操纵稳定性没有计算。变速器的远程操纵机构因时间仓促在总成图上表达不是很清楚。 毕业设计不仅锻炼了我独立工作的能力,更锻炼了我团队合作的能力。所有这一切都为今后的工作打下了良好的基础,由于经验不足和知识水平有限,难免出现各种错误,希望各位尊师多加指正。 学海无涯!知识的研究是没有尽头的,为了祖国汽车工业也为了自己价值的体现,我在以后的工作岗位上也会加倍努力的! 参考文献 [1] 陈家瑞.汽车构造(上、下册).北京:机械工业出版社,1993 [2] 蔡春源.机械零件设计手册(3版)上、下册.北京:冶金工业出版社,1996 [3] 王望予.汽车设计(3版).北京:机械工业出版社,1995 余志生.汽车理论(3版).北京:机械工业出版社,1981 [4] 黄金陵.汽车车身结构与设计.吉林:吉林工业大学,1985 [5] 刘鸿文.材料力学(上、下册).北京:高等教育出版社,1998 [6] 张义民 闻邦春.汽车技术.1997,第九期,p7-20 [7] 刘惟信.汽车设计.北京:清华大学出版社,2000 [8] 王昆 何小柏等.机械设计.北京:高等教育出版社,1995 [9] 吉林工业大学汽车教研室.汽车设计,北京:机械工业出版社,1981 [10] 张洪欣.汽车设计.北京:机械工业出版社,1989 [11] 机械设计手册(第3卷).北京:机械工业出版社,1991 [12] 郭竹亭.汽车车身设计.吉林:吉林科学技术出版社,1994 [13] 程正,马芳.汽车造型.吉林:吉林科学技术出版社,1992 [14] 温吾凡.汽车人体工程学.吉林:吉林科学技术出版社,1991 [15] (德)阿达姆.汽车行驶性能.北京:科学技术出版社,1992 [16] 刘惟信.驱动桥.北京:人民交通出版社,1987 [17] 黄天泽、黄金陵.汽车车身结构与设计.北京:机械工业出版社,2003 [18] 吴宗泽.机械设计使用手册.北京:化学工业出版社,1999 [19] 《汽车百科全书》编纂委员会 编.汽车百科全书(上册).北京:机械工业出版社,1992 [20] 魏鑫,张迅,田景崎编.最新国外汽车车型手册.北京:机械工业出版社,1991 致 谢 在本次毕业设计中,我得到了指导老师XX老师的大力帮助,X老师为我提供了很多有价值的材料,为我的设计方案选择,数据计算分析提供了很多的帮助。X老师认真、负责的工作态度使我受益匪浅,在这里对X老师表示衷心的感谢。 同时,在这次毕业设计中,我还得到了同组同学的帮助和配合,使本次的毕业设计按时顺利完成,我 向他们表示感谢。 最后向百忙中评阅本论文的各专家、教授和老师们表示诚挚的感谢。由于本人经验不足,知识水平有限,在设计中难免出现漏洞,敬请各位专家、教授和老师批评指正和提出宝贵的建议。 再次感谢XX老师和各位老师,你们辛苦了,谢谢你们! 本文档由香当网(https://www.xiangdang.net)用户上传

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    zhuanyewenku

    贡献于2019-04-08

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