机械设计课程设计微型车的设计

1、机械设计课程设计目录一、设计参数21、质量参数22、主要性能参数23、整体分布草图34、动力3二、主要零部件设计3（一）车架设计31、车架的三维模型32、车架有限元分析3（二）行走装置设计31、前桥3（1）转向节（参考文献1 141-144）3（2）轴承设计3（3）主销（参考文献2 158）32、后轮总成3（1）后轴3（2）轴承设计3（三）传动装置31、链条32、链轮33、从动链轮与轮毂螺栓组连接3（四）转向装置31、转向梯形参数计算32、转向拉杆的稳定性33、转向横拉杆稳定性校核3参考文献323一、设计参数1、质量参数（参考文献1表1-1、表1-3、表1-5）载客量me一人75kg整车整备质

2、量m0100kg总质量ma175kg轴荷分配前轴40% 后轴60%2、主要性能参数最高车速vmax功率p（比功率取）通过性指标最小转弯半径10m最小离地间隙5cm制动性能指标初速30km/h的制动距离（m）初速30km/h的制动减速度（）设计使用寿命50万公里3、整体分布草图4、动力车所需最大功率pemax=rmagfr3600vamax+cda76140vamax3=0.951759.80.1165360060+0.40.80.676140603取发动机最大功率时转速7500r/min，输出转速2500r/min。二、主要零部件设计（一）车架设计1、车架的三维模型2、车架有限元分析（1）在s

3、olidedge v20中建立三维模型，用parasolid格式导出文件。（2）将文件导入到ansys workbench dg模块中。（3）进入ds模块后按下列步骤处理给模型施加材料特性弹性模量泊松比为0.3密度=7.90kg/dm3划分网格size为10mm指定分析类型static structural施加位移约束和载荷选择前桥和后轴安装处圆弧施加cylindrical suport类型约束；载重量和发动机重量按压力施加于座位面和发动机安装横梁上指定求解内容求解节点位移和平均应力求解点击solve求解查看结果和后处理输出分析报告（4）求解结果分析结果可知最大应力值最小应力值最大位移值最小位

4、移值33.046mpa0.00007mpa0.2678mm0.003mm（二）行走装置设计1、前桥（1）转向节（参考文献1 141-144）设计及计算项目设计结果1、制动工况附着系数取0.8制动时前轴重量重新分配系数m1取1z1=m1g12=10.41759.82=343ny1=m1g12=0.810.41759.82=274.4n制动时作用在转向轴轴颈的弯矩为2、侧滑工况若向右侧滑，则右轴颈所受弯矩远大于左轴颈。最大弯矩为=-55.74nm3、越过不平路面时动载系数k取2m=kg1c2=20.41759.80.052=34.3nm转向节轴颈所受的最大弯矩mmax=55.74nm转向节轴颈直径

5、为d，弯曲截面系数w=d332转向节轴颈根部弯曲应力材料为30cr钢 w=550mpa最大弯矩mmax为55.74nmd取2cm（2）轴承设计设计及计算项目设计结果轴承1型号30204，轴承2型号30202，fae等于侧滑力。1、求两轴承受到的径向载荷fr1=fr2=fre2=3432=171.5n2、计算轴向力查参考文献4表8.8-9有型号额定动载荷额定静载荷ey3020428.2kn30.6kn0.351.73020222.9kn21.6kn0.292.1fd1=fr12y=171.521.7=50.44nfd2=fr22y=171.522.1=40.83n因为fd1+faefd2所以轴有

6、向左窜动的趋势，轴承2被压紧，轴承1被放松。故fa1=fd1=50.44nfa2=fae+fd1=411.61+50.44=462.05n3、求当量动载荷载荷系数fp由参考文献5表13-6取1.8=0.268kn=1.454kn4、验算轴承寿命nmax=60vmax3.6d=60603.63.140.3=1062r/minn取1200r/min危险轴承为轴承2fae=411.6n选择单列圆锥滚子轴承，选取0基本游隙组、标准精度级。轴承1选取30204轴承2选取30202（3）主销（参考文献2 158）设计及计算项目设计结果侧滑时，外前轮主销所承受载荷及主销衬套的压力最大。侧滑时车轮要受垂直载荷

7、gf0和由路面产生的水平载荷s1=f-bcgf0=0.072-0.1130.0750.41759.812=-187.51ns2=e-bcgf0=0.085-0.1130.0750.41759.812=-128.05n1、主销衬套的许用挤压应力j=50mpa挤压应力2、主销下端所受弯曲应力3、主销下端所受剪切应力最大力为s1d取1.5cm2、后轮总成（1）后轴设计及计算项目设计结果1、侧滑时受力分析（向外侧滑）解得作出弯矩图，则有mmax=flc2-g22b2=g22a+r由弯曲强度设计式有危险截面直径材料为40cr钢，经调质处理w=500mpa轴中间段d取2cm为2.5（2）轴承设计设计及计算

8、项目设计结果轴承1型号30205，轴承2型号30205，fae等于侧滑力。1、求两轴承受到的径向载荷fr1=fr2=fre2=0.69.81752=0.51kn2、计算轴向力查参考文献4表8.8-9有型号额定动载荷额定静载荷ey3020532.2kn37.0kn0.371.6fd1=fr12y=0.5121.6=0.16knfd2=fr22y=05121.6=0.16kn因为fd2+faefd1所以轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松。故fa2=fd2=0.16nfa1=fae+fd2=1.23+0.16=1.39kn3、求当量动载荷轴承1为危险轴承载荷系数fp由参考文献5表13-6

9、取1.84、验算轴承寿命nmax=60vmax3.6d=60603.63.140.4=796r/minn取1000r/min5、轴承的配合（1）轴承的载荷性质为内圈受固定载荷、外圈受旋转载荷。由参考文献4机械零部件设计卷 表84 3有，内外圈配合性质为：内圈偏松的配合，外圈偏紧的配合（2）由表84 3有载荷性质为重载荷（3）取轴承为0级公差由表84-5选取轴颈公差为g6由表84-6选取轴承座孔公差为n76、轴向游离间隙轴向游隙00.017、轴承润滑锂基皂化脂润滑选择单列圆锥滚子轴承，选取0基本游隙组、标准精度级。轴承1为危险轴承选取轴承30205轴颈公差为g6轴承座孔公差为n7装配后轴向游隙0

10、0.01润滑方式：锂基皂化脂润滑（三）传动装置1、链条设计及计算项目设计结果1、确定传动比从动轮转速取n2=800r/min传动比i=n2n1=2500800=3.125取i=3取2、确定计算功率取 ，单排链pca=kakzp=1.11.353.5=5.2kw3、选择链条型号和节距型号08a，节距p为12.74、计算链节数和中心距初选a0=3050p=381mm635mm ，取a0=400mm相应链长节数为lp0=2a0p+z1+z22+z2-z122pa0=240012.7+19+572+57-192212.7400取链长节数lp=102查表有 f1=0.24552最大中心距5、计算链速可采

11、用油盘飞溅润滑6、压轴力有效圆周力水平布置，压轴力系数kfp=1.15压轴力传动比取3滚子链为08a-1-102 gb/t 1243-1997滴油润滑压轴力2、链轮08a滚子链参数（单位：mm）节距p12.7滚子直径d17.92内链节内宽b17.85内链板高度h212.07滚子链链轮主要尺寸（单位mm）名称符号链轮1链轮2分度圆直径d77.16230.54齿顶圆直径damin80234damax85238齿根圆直径df69.24222.62齿高hamin2.392.39hamax4.514.16确定的最大轴凸缘直径dg62216滚子链链轮轴向齿廓尺寸（单位mm）名称符号计算齿宽bf1bf1=0

12、.93b1=7.30齿侧倒角齿侧半径设计及计算项目设计结果链轮公差(参考文献4传动设计卷表)齿根圆直径极限偏差，按gb1801-79取h11量具测量距极限偏差，其极限偏差与相应的齿根圆直径极限偏差相同滚子链链轮的齿根圆径向圆跳动和端面圆跳动，取10级齿顶圆直径，公差带h11齿宽，公差带h14极限偏差为链轮1链轮2链轮1mr链轮2mr链轮10.12链轮20.185链轮1节距p12.7滚子外径d17.92齿数z19量具测量距mr量具直径dr齿廓按3r gb1244-85链轮2节距p12.7滚子外径d17.92齿数z19量具测量距mr量具直径dr齿廓按3r gb1244-853、从动链轮与轮毂螺栓组

13、连接设计及计算项目设计结果1、螺栓组分布形式圆形均布4个双头螺柱。2、受力分析螺栓组受转矩t作用于结合面内，需确定最大转矩tmax。驱动力由后轮与地面摩擦力提供，故tmax=g2r=0.810290.2=164.64nm各螺栓所需的预紧力为3、强度计算，取性能等级8.8危险截面的拉伸强度条件为预紧力是否合适综上所述，选取m10螺栓组采用圆形均布4个的分布形式性能等级8.8取m10（四）转向装置1、转向梯形参数计算由图示几何关系有loi=k-2mcos由有k-mcos-i-mcos+o2+msin-i-msin+o2=k-2mcos2又由理论转角特性方程记k=lab ，由以上两式，化简有o=co

14、s-12cos2-2kmcos+2kmsinsini-1-2-ioe=cot-1kl+coti优化目标函数利用matlab绘制出目标函数的等高线图可知合适的梯形底角x2和臂长x1。由可知转向梯形底角=72转向梯形臂长m=10cm2、转向拉杆的稳定性设计及计算项目设计结果1、原地转向阻力矩计算在沥青或混凝土路面，采用半经验公式（参考文献2）滑动摩擦系数f取0.7轮胎气压p取2个大气压mr=f3g13p=0.730.41759.8320.101106=9.33nm2、作用在转向拉杆上的力fmax=mrl1min=mrm1sin-omax=9.336sin72-25=208.06n3、拉杆稳定性（1

15、）截面几何性质计算i=ia=d14-d1464d12-d124=d12+d124=102+824=3.20mm（2）柔度计算=li=10.33.2010-3=93.75（3）校核稳定性该压杆失稳属于a类截面，由参考文献3表12-4并用线性插值有=0.691-0.750.691-0.684=0.686于是有d=0.686200mpa=137.2mpa计算工作压力并校核稳定性=fmaxa=208.0628.2610-6=7.36mpa137.2mpa可见该杆满足稳定性要求材料为q235钢杆长度小于0.3m圆杆大径为10mm小径为8mm3、转向横拉杆稳定性校核设计及计算项目设计结果1、作用在转向横拉

16、杆上的力fmax=mr2lmin=mr2msin-omax=9.33210sin47=63.79n2、拉杆稳定性（1）截面几何性质计算i=ia=d14-d1464d12-d124=d12+d124=102+824=3.20mm（2）柔度计算=li=10.61823.2010-3=193.18（3）校核稳定性该压杆失稳属于a类截面，由参考文献3表12-4并用线性插值有=0.187-0.180.187-0.186=0.1868于是有d=0.1868200mpa=37.36mpa计算工作压力并校核稳定性=fmaxa=63.7928.2610-6=2.26mpa37.36mpa可见该杆满足稳定性要求材料为q235杆长度小于0.61m圆杆大径为10mm小径为8mm参考文献1 林宁 主编.汽车设计.北京：机械工业出版社,19992 过学迅,郑亚东.汽车设计.北京：人民