毕业设计（论文）-轻型载货汽车离合器及传动轴设计（全套图纸） 1.doc

目录前 言3第一章 离合器的设计41.1 绪论41.2离合器机构的选择41.3离合器主要参数的选择与计算51.4膜片弹簧的设计与计算71.5从动盘毂的设计121.6扭转减震器的设计131.7压盘尺寸设计和计算16第二章 离合器操作机构的设计202.1离合器操纵机构的设计20第三章 传动轴的设计233.1传动轴的概述233.2传动轴的结构分析243.3万向传动轴的设计计算25结论28参考文献29致谢30外文翻译31前 言改革开放以来，随着国家经济的迅猛发展，汽车工业也在慢慢崛起，汽车在我们日常生活中占据了越来越重要的地位，车辆给人们出行带来了极大地方便，因此汽车工业也被国家放在了极其重要的地位，像吉利收购沃尔沃表明了我们国内企业正在逐步强大，因此能够选择车辆工程专业也是我认为一个非常正确的选择，而汽车设计室我们车辆工程专业学生毕业时的一个重要实践环节。这次设计中，我们五名同学共同合作，共同设计一辆轻型载货汽车，我主要负责其中的离合器和传动轴的设计。在本次设计中，我选用的是目前比较广泛应用的液压操纵拉式膜片弹簧离合器。这种离合器有许多优点，如操纵省力，布置方便，结构简单等。传动轴采用的是十字轴式万向节，其与万向节叉的连接采用外挡圈式。通过这次的设计，我们对大学四年所学的知识进行了一次全面的回顾与总结，并且进一步加深与巩固，同时也掌握了一些运用专业知识方法，提高了理论联系实际的能力，为今后工作和学习打下了良好的基础。全套图纸，加153893706第一章 离合器的设计1.1 绪论汽车离合器的设计是汽车传动系中于发动机联系的总成。离合器在汽车中的作用是：切断和实现对传动系的动力传递，以保证：a.汽车在起步时将发动机与传动系平顺结合，使汽车平稳起步b.在换挡时将发动机与传动系迅速彻底分离，减少变速器中齿轮之间的冲击，便于换挡。c.在工作中受到过大载荷时，靠离合器打滑保护传动系，防止零件因过载而损坏。为保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器提出如下基本的要求：a. 在任何行驶情况下能可靠的传递发动机最大的转矩，而且传递扭矩的能力要有适当储备；b. 分离是要彻底；c.结合时要平顺，以保证汽车起步平稳，没有抖动和冲击；d离合器的从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时齿轮之间的冲击和便于换挡；此外，离合器应力求做到结构简单、紧凑、重量轻，制造工艺性好和维修方便。1.2离合器机构的选择在离合器设计时，主要是根据所要设计的汽车类型和使用要求制造要求以及三化等条件，并参照同类车型设计来合理选择离合器的基本类型与结构。1.2.1、从动盘的选择：根据所要求的设计参数，我们选择单盘式离合器。1.2.2、压紧弹簧的选择：压紧弹簧的种类很多，此次设计选用膜片弹簧。1.2.3、膜片弹簧离合器的分离操纵方式的选择：膜片弹簧离合器又有拉式和推式之分，其中拉式和推式相比，有不少优点，因此选择拉式。1.2.4、从动盘的选择:其主要部分由从动片、摩擦片、从动盘毂、扭转减震器和花键毂组成。离合器的摩擦材料选择铁基粉末冶金。1.3离合器主要参数的选择与计算1.3.1、离合器后备系数的确定后备系数是离合器很重要的参数，它保证离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。在开始设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料，并根据汽车的使用条件、离合器结构型式的特点等，初步选定后备系数。汽车离合器的后备系数推荐如下（供参考）： 小轿车：1.21.3； 载货车：1.72.25； 带拖挂的重型车或牵引车：=2. 03.0。本次设计中，根据所给参数，结合相同类型车型，我们选取1.8。1.3.2、摩檫系数的确定在离合器接合、分离过程中，它将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有较好的综合性能。通过查表得:本次设计中，摩擦片材料我们选择铁基粉末冶金材料，在干式情况下，摩擦系数为：0.30.4，许用压强：1.23.0，许用温度：680。1.3.3、摩檫片外径d的确定摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，初步确定d的方法有两种：1）用公式反算参数a，再通过a和离合器的实际结构空间尺寸确定d。2）按发动机的最大转矩temax（nm）来初选d，可参考下列公式： 根据下面离合器摩擦片尺寸系列和参数表，摩檫片的外径粗选为325mm。式中， 一般载货汽车k36（单片）或k=50（双片）； 对摩擦片的厚度h，我国已规定了3种规格：3.2，3.5和4。本次设计中，摩擦片厚度选择4mm。 由上表得外径为325mm，内径选为190mm，内外径比为0.585，单面面积54600。1.3.4、验算单位压力对于采用有机材料作为基础的摩擦面片，下列一些数据可以作为参考： 对于小轿车，d230时，p约为0. 25mpa；d230时，p可由下式选取： p=1.18/，mpa。 对于载货车，d=230时，p约为0. 2mpa；d=380480时，p约为0.14mpa。对于城市公共汽车，一般单片离合器p约为0.13mpa；大的双片离合器p 约为0.1mpa（考虑中间的散热困难）。由上表的摩檫片的选材和单位压力摩檫因素取，选用铁基粉末冶金 材料，其单位压力。我选的是单片离合器。离合器转矩容量的计算公式如下： 1、离合器转矩容量te，根据对压盘压力分布的两种假设，有两种计算公式： （1） 假设压盘压力均匀分布 （11）（12） （2） 假设压盘压力从ri到r0递减 式中：ri、r0-摩擦盘的内、外半径，m； f-作用在压盘上的正压力，n； -摩擦材料的摩擦系数； z-摩擦盘工作面数，单盘为2，双盘为4 2、离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系为了保证离合器能可靠地传递发动机的转矩，将离合器转矩容量te和发动机最大转矩temax写成如下关系式：tetemax或写成temax zref （13）式中：为离合器的后备系数， 1； re为摩擦盘上摩擦力等效作用半径，不同的模型有不同的取值。当引入单位压力p(p=f/a)这一参数时，就可把面积因素引入。可把式改写成temax =zrepa （14）式中 a-摩擦片单面面积，。验算单位压力：假设压盘压力均匀分布 代入：p0.16mpa假设压盘压力从ri到r0递减 代入： p=0.164mpa单位许用压力范围：1.23.0范围内，所以参数合适。1.4膜片弹簧的设计与计算1.4.1.膜片弹簧基本参数的选择当选用的材料为弹簧钢60si2mna或50crva时，许用应力可取为15001700mpa。本次设计材料选60si2mna。膜片弹簧主要参数的选择：（1）、h/h和h的选择膜片弹簧离合器多取1.5h/h2,本次选取h3，h/h1.8，所以h5.7mm。（2）、比值r/r和r、r的选择根据结构的布置和压紧力的要求，汽车用膜片弹簧的设计中r/r一般在1.201.3之间，本次选取为1.25。为使摩擦片上压力均匀分布，拉式膜片弹簧的r值选取为大于或等于摩擦片的平均半径，此次设计中，摩檫片的平均半径，由于我选的膜片弹簧为拉式弹簧值应大于或等于，。（3）弹簧自由状态下圆锥底角的选用 根据公式得： （15） 在允许范围内，所以，符合要求。（4）宽度、以及半径的选取： 由得： （16）.（5）弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如（图1-1）所示。该曲线的拐点h对应着膜片弹簧的压平位置，而且1h= (1m +1n)2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点b一般取在凸点m和拐点h之间，且靠近或在h点处，一般1b =(0.81.0) 1h，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从f1b到f1a变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从b变到c，为最大限度地减小踏板力，c点应尽量靠近n点。图1-1 膜片弹簧的弹性特性曲线（5）支撑环作用半径: 支承环作用半径=160mm,与压盘接触半径=132mm。（6）膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离 合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效 果。a、 目标函数f(x)=(x)+(x) （17）式中，和分别为两个目标函数(x)和(x)的加权因子，视设计要求 选定。b、 设计变量图1-2 子午断面绕中性点假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点o转动，如图1-2。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷f1集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为l，如图，则有关系式图1-3 膜片弹簧在不同状态时的变形a)自由状态 b)压紧状态 c）分离状态 （18）从膜片弹簧载荷变形特性公式可以看出，应选取h、h、r、r、r1、r1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力f1b的大端变形量1b为优化设计变量，即x = x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 t= h h r r r1 r1 1b t c、 约束条件1) 应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求压紧力相等，即 = （19）要求压紧力 2) 为了保证各工作点a、b、c有较合适的位置(a点在凸点m左边，b点在拐点h附近，c点在凹点n附近，如图1-3所示)，应正确选择1b相对于拐点1h的位置，一般1b1h=0.81.0，则有 符合要求。3) 保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 4) f1a应大于或等于新摩擦片时的压紧力f1b，即f1af1b （110） 符合要求。4) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的hh应在一定范围内，即：1.6hh2.2 符合要求。5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即1.20rr1.35 （111） r/r=150/120=1.25 符合要求。d、强度校核分析表明，b点的应力最高，通常只计算b点应力来校核碟簧的强度。1. 膜片弹簧工作位置b点的最大压应力为：= （112） cos （113） （114）式中 b是膜片弹簧圆心点到子午断面上的中性点的距离（mm） 是达到极大值是的转角（）其它参数已知。把已知数据代入（113）和（114），得=9.97然后把所有有关的数据代入（112）式中，得=906mpa2. 膜片弹簧工作位置b点还受弯曲应力，其值为 = （115）式中 是分离指根部宽度；其它参数已知。代入已知参数，得 =2503mpa3. 根据最大切应力理论,一般不大于15001700mpa。工作位置b点的当量应力为：以上计算表明，所设计的膜片弹簧符合强度要求。1.5从动盘毂的设计1.5.1、动盘总成 从动盘有两种结构型式：不带扭转减振器的和带扭转减振器的。根据上述分析，结合所设计离合器的使用情况，确定从动盘总成的结构。1.5.2、从动盘总成设计下面分别叙述从动盘钢片、从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计： （1）从动盘钢片从动盘钢片应达到以下几个方面的要求： 1、尽量小的转动惯量 2、具有轴向弹性结构（2）从动盘毂由表查得从动盘的外径325mm，发动机转矩385mm。所以我选用花键齿，花键的外径，花键内径， 齿厚，有效齿长，挤压应力。挤压应力的计算公式如下： （116）式中，p花键的齿侧面压力， n。它由下式确定： （117）d，d分别为花键的内外直径，m； z从动盘毂的数目；temax发动机最大转炬，nm； n花键齿数；h花键齿工作高度，m；h=（ d- d）/2；l 花键有效长度，m。从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20mpa。 所以符合条件。1.6扭转减震器的设计1.6.1、扭转减振器的设计 一单级线形减震器设计参数 1 极限转矩极限转矩是减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，一般： 本次设计取：600nm 2 扭转角刚度 为避免引起共振，要合理选择减振起的扭转角刚度使共振现象不发生在发动机工作范围内。设计时可以按经验来选： nm 3 阻尼摩檫转矩 为了在发动机工作范围内有效减振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼 摩擦转矩： 0.12 46.2nm 4 预紧转矩 减振弹簧在安装时需要一定的预紧。经研究，一般按如下的公式选用： 5减振弹簧的位置半径 的尺寸尽可能的大，一般取：所以, 6 减振弹簧的个数 摩擦片外径与减振弹簧的个数关系如下表：摩擦片外径d/mm225250250325325350350466881010 查表得 7 减振弹簧的总压力 1.6.2 减振弹簧总压力计算 参考机械设计手册，选择弹簧材料为65mn合金钢。1 单个减振弹簧的工作负荷p：2减振弹簧尺寸（1）弹簧中径dc： 本次设计取25mm。（2）弹簧钢丝直径d： （118）式中： 取500600 通常d取34mm。本次设计取d为4mm。（3）减振弹簧刚度k: （4） 减振弹簧有效圈数i：（5）（5）减振弹簧总圈数n： ni（1.52）本次设计n取4圈。（6）减振弹簧最小高度lmin: （7）减振弹簧总变形量l：lpk6.6（8）减振弹簧自由高度l0： （9）减振弹簧预变形量l：l0.61（10） 减振弹簧安装工作高度l：1.7压盘尺寸设计和计算1.7.1、压盘和离合器盖（1）压盘设计压盘的设计主要包括几何尺寸的选择和传力方式的确定两个方面。本次设 计中，压盘材料选择ht250，由于其外径略大于摩擦片外径的尺寸，内径略 小于摩擦片内径的尺寸，选择如下：外径：d32522329mm；内径：d19022186mm；压盘厚度选择：一般载货汽车不小于15mm；本次设计选取为20mm。（2）压盘几何尺寸的确定前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。 在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。校核计算的公式如下： （） （119）式中，温升，； 滑磨功，nm，可根据式计算（其中ja为汽车整车质量转化的转动惯量，由式 计算，ma为汽车总质量，rk为车轮滚动半径，i0为主传动比，ik是变速器起步挡传动比；是离合器开始滑磨时发动机的角速度）； 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘，=0.50；双片离合 器压盘，=0.25；双片离合器中间压盘，=0.50； c 压盘的比热容，对铸铁压盘c=544.28j/（kgk）； 压盘质量，kg。根据自己的设计可得出：压盘质量：离合器结合一次所产生的滑磨功w为： 式中：汽车满载质量，kg；汽车车轮滚动半径，mm；发动机的转速，r/min；变速器的传动比；主减速器的传动比； 所以：离合器接合一次，压盘的温升t可以由下式公式计算： 式中：r传到压盘上的热量所占的比例，对于单盘离合器：r0.5，对于双盘离合器：r0.5，中间压盘：r0.5；w滑磨功，nm； 压盘质量，kg；c压盘的比热容，对于铸铁，c481.4j/kg所以: 初定厚度 校核离合器的温升，它不超过810。c 所以符合条件。（3）、压盘传力结构设计1）传力方式的选择 压盘是离合器的主动部件，它与飞轮必须有一定的联结关系，周向与飞轮不能有相对转动，但轴向必须有相对移动。压盘和飞轮间常用的几种典型连接方式。传力片（传动片）的强度校核： 下面主要针对膜片弹簧离合器的压盘传力片（即最为复杂的情况）进行分析和讨论。对于较为简单的周置螺旋弹簧离合器传力片的强度校核可按二力杆拉伸应力分析计算。 离合器在正常工作时，传力片既受弯又受拉（见图3-20）。为精确校核传力片强度，首先应建立传力片的分析计算模型（这里略）。图1-5 传力片分析计算图。（a）-传力片结构，（b）-变形图，（c）-弯矩图经过分析研究，膜片弹簧离合器压盘传力片的校核包含下面三个方面：a正向驱动应力为 （120）b 反向驱动应力为 （121）c 轴向弹性恢复力为 =12 （122）式中：-传力片有效长度，-1.5d（d为螺钉孔直径）； i-传力片组数；n-每组有传力片数； -每一传力片的截面惯性矩; e-材料弹性模量; -正常工作时传力片的轴向最大变形量;h-传力片厚度； r-传力片布置半径； b-传力片厚宽度； temax-发动机最大转矩。由于在简化计算载荷时比较保守，取值偏大，因此，传力片的许用应力可取 材料的屈服极限。 共设3组传力片 每组4片 宽 厚 传力片上两孔间的距离 孔的直径 传力片切向布置，圆周半径 传力片材料的弹性模量 通过参数计算 传力片上有效长度： mm 计算传力片的弯曲总刚度 计算正向驱动应力为： （4）、离合器盖设计离合器盖是离合器的主动件之一，它必须与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时应特别注意刚度通风散热对中等问题。第二章 离合器操作机构的设计2.1离合器操纵机构的设计2.1.1、离合器操纵机构的基本要求1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在80150n范围内，商用车不大于150200n。2）踏板行程一般在80150内，最大不应超过180。3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。2.1.2、常用离合器操纵机构的类型 常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、气压式和自动操纵机构等，其中有些操纵机构还带有助力器。本次设计选液压式。2.1.3、离合器操纵机构主要参数的确定与计算在设计离合器操纵系统时，为了满足前述对踏板力和踏板行程的要求，需根据离合器的具体结构类型和操纵系统传动线路，合理地定出操纵系统的传动比ic。常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图见图3-37本次采用液压式离合器操纵机构1总传动比和总行程的计算式中： 踏板总行程； 自由行程； 工作行程；对于液压操纵机构，其总传动比和总行程:图2-1常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图（a）机械式 （b）液压式 （c）带空气助力的液压式式中： 分离轴承自由行程，一般取24mm，反映到踏板上一般为：2030mm。 压盘行程； 离合器的摩擦面数； 离合器自由状态下对偶摩擦面间的间隙；单片取0.751.0mm。 离合器结合状态下，从动盘的变形量；对具有轴向弹性的从动盘取1.01.5mm。2、离合器分离时踏板力计算：式中： 离合器彻底分离时的压紧弹簧力； 操纵机构总传动比； 传动效率； 克服回味弹簧拉力所需的踏板力； 符合要求分离离合器所做的功：式中： 离合器结合状态下的弹簧压紧力； 离合器分离时的弹簧压紧力； 弹簧数； 压盘行程； 传动效率；符合要求。第三章 传动轴的设计3.1传动轴的概述万向传动轴由万向节，轴管，以及伸缩花键等组成，主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间的传递转矩和旋转运动。3.1.1传动轴的设计要求1、 保证所连接的两轴的夹角以及相对位置在一定范围的变化时，能可靠的传递动力；2、 保证做连接的两轴尽可能的等速运转，由于万向节产生的附加载荷，振动和噪声在允许的范围内，在使用车速范围内不应产生共振现象；3、 传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。3.1.2万向节的选择万向节分为刚性万向节和挠性万向节，刚性万向节是靠零件的铰链连接来传递动力的，由分为不等速万向节，准等速万向节和等速万向节；挠性万向节是靠弹性零件来传递动力的，具有缓冲减震作用。本次设计选用的是十字轴式等速万向节。万向传动轴的计算载荷:3.1.3十字轴的设计计算十字轴材料：一般为中碳合金钢或低碳合金钢十字轴参数选取：作用于十字轴轴颈的中部力f：式中：传动轴的计算转矩； 合力作用线到十字轴中心的距离；主、从动叉轴最大夹角；则：十字轴轴颈根部的弯曲应力：十字轴轴颈根部的切应力：由于 ， ，所以符合要求。一、 十字滚针的设计: （21）式中：滚针直径；滚针工作长度；合力作用下一个滚针受到的最大载荷； 其中：为滚针列数，z为每列滚针数。代入（21）计算：符合要求。3.2传动轴的结构分析传动轴由壁厚均匀，易平衡，壁薄（1.53.0）的管径较大,扭转强度高,弯曲刚度大,适用于高速旋转的低碳钢板卷制的电焊钢管制成.伸缩花键矩形或渐开线齿形,用于补偿由于汽车运动时传递两端万向节之间的长度变化。当承受转矩的花键在伸缩时，产生轴向的摩擦力矩 ，为：，其中：传动轴传递转矩； 花键齿侧工作表面中径； 摩擦系数；由于花键齿侧工作表面系数较小，在大的轴向力矩摩擦作用下将加速化键的磨损，引起不平和震动，为提高键齿表面的硬度和光洁度，应进行磷化处理，喷涂尼龙，改善润滑，减小摩擦阻力及磨损。花键应有可靠的润滑及防尘措施，间隙不应过大，以免引起传动轴的震动，内花键应对中，为减小键齿摩擦表面的压力磨损，应使键齿长 与其最大的直径的比不小于2。花键齿与键槽应按对应标记装配，以免破坏传动轴的总动平衡，动平衡的不平衡度由点焊在轴管的外表面上的平衡片补偿，装车时，传动轴的伸缩花键一端不应靠近后驱动桥，应靠近变速器的中间支承，以减少其轴向摩擦力及磨损。中间支承用于长轴距汽车的分段传动轴，以及提高传动轴的临界转速，避免共振，减少噪声。3.3万向传动轴的设计计算3.3.1传动轴的结构选择实心轴仅用于作为与等速万向节相连的转向驱动桥的半轴或用作开式驱动桥和的dedion桥的摆动半轴，实心的轴管具有较小的质量，但能传递较大的转矩，且比实心轴具有更高的临界转速。所以本次设计中传动轴的材料也选择空心轴管传动轴轴管由低碳钢板卷制的电焊钢管制成，轴管外径及壁厚是根据所传的最大转矩，最高转速，及长度按有关标准选的，并校核临界转速和扭转强度。3.3.2、临界转速的计算所谓临界转速时指传动轴失去稳定性的最低转速，他取决于传动轴结构，尺寸，及支撑情况，按下式计算： （31）式中： 临界转速传动轴；传动轴支撑长度； 传动轴轴管外径； 传动轴轴管内径；代入 （31）：3.3.3 传动轴的强度校核计算：万向传动轴除满足临界转速要求外，还要保证有足够的扭转强度，其最大的扭转应力，对于传动轴管上，可以表示为： （32）其中：传动轴的计算转矩， 传动轴外径； 传动轴内径； 不应大于300mpa；代入数据：符合要求。3.3.4 传动轴花键计算:对于传动轴上的花键轴，应保证在传递转矩时有足够的扭转强度。通常以底径计算其扭转且应力。 （33）式中: -传动花键轴的扭转切应力； -传动轴传递载荷； -花键轴的花键内径；轴的许用扭转切应力为，可初取花键轴直径计算，然后进行强度校核。取，则：安全系数为 。即满足要求。传动轴滑动花键采用矩形花键，齿侧挤压应力为： （34）式中：-花键处转矩分布不均匀系数。=1.3-1.4 ；本次取1.3。 -花键外径，取 ； -花键内径，取 ； -花键的有效工作长度， ； -花键齿数， ； 则：对于齿面硬度大于35hrc的滑动花键，齿侧许用挤压应力为 。故安全系数 ，满足要求强度。结论 三个月的毕业设计已经结束,我设计的是推式膜片弹簧离合器以及液压操纵机构和传动轴。 在此次设计中，我参考的大量的有关离合器设计的书籍，并根据自己设计车辆的实际情况，进行了总结和归纳，从材料选择，工作方式选取，以及具体数据的计算和确定，都花了很大的时间和精力，并且和本组