1、機械設計課程設計目錄一、設計參數21、質量參數22、主要性能參數23、整體分布草圖34、動力3二、主要零部件設計3（一）車架設計31、車架的三維模型32、車架有限元分析3（二）行走裝置設計31、前橋3（1）轉向節（參考文獻1 141-144）3（2）軸承設計3（3）主銷（參考文獻2 158）32、后輪總成3（1）后軸3（2）軸承設計3（三）傳動裝置31、鏈條32、鏈輪33、從動鏈輪與輪轂螺栓組連接3（四）轉向裝置31、轉向梯形參數計算32、轉向拉桿的穩定性33、轉向橫拉桿穩定性校核3參考文獻323一、設計參數1、質量參數（參考文獻1表1-1、表1-3、表1-5）載客量me一人75kg整車整備質

2、量m0100kg總質量ma175kg軸荷分配前軸40% 后軸60%2、主要性能參數最高車速vmax功率p（比功率取）通過性指標最小轉彎半徑10m最小離地間隙5cm制動性能指標初速30km/h的制動距離（m）初速30km/h的制動減速度（）設計使用壽命50萬公里3、整體分布草圖4、動力車所需最大功率pemax=rmagfr3600vamax+cda76140vamax3=0.951759.80.1165360060+0.40.80.676140603取發動機最大功率時轉速7500r/min，輸出轉速2500r/min。二、主要零部件設計（一）車架設計1、車架的三維模型2、車架有限元分析（1）在s

3、olidedge v20中建立三維模型，用parasolid格式導出文件。（2）將文件導入到ansys workbench dg模塊中。（3）進入ds模塊后按下列步驟處理給模型施加材料特性彈性模量泊松比為0.3密度=7.90kg/dm3劃分網格size為10mm指定分析類型static structural施加位移約束和載荷選擇前橋和后軸安裝處圓弧施加cylindrical suport類型約束；載重量和發動機重量按壓力施加于座位面和發動機安裝橫梁上指定求解內容求解節點位移和平均應力求解點擊solve求解查看結果和后處理輸出分析報告（4）求解結果分析結果可知最大應力值最小應力值最大位移值最小位

4、移值33.046mpa0.00007mpa0.2678mm0.003mm（二）行走裝置設計1、前橋（1）轉向節（參考文獻1 141-144）設計及計算項目設計結果1、制動工況附著系數取0.8制動時前軸重量重新分配系數m1取1z1=m1g12=10.41759.82=343ny1=m1g12=0.810.41759.82=274.4n制動時作用在轉向軸軸頸的彎矩為2、側滑工況若向右側滑，則右軸頸所受彎矩遠大于左軸頸。最大彎矩為=-55.74nm3、越過不平路面時動載系數k取2m=kg1c2=20.41759.80.052=34.3nm轉向節軸頸所受的最大彎矩mmax=55.74nm轉向節軸頸直徑

5、為d，彎曲截面系數w=d332轉向節軸頸根部彎曲應力材料為30cr鋼 w=550mpa最大彎矩mmax為55.74nmd取2cm（2）軸承設計設計及計算項目設計結果軸承1型號30204，軸承2型號30202，fae等于側滑力。1、求兩軸承受到的徑向載荷fr1=fr2=fre2=3432=171.5n2、計算軸向力查參考文獻4表8.8-9有型號額定動載荷額定靜載荷ey3020428.2kn30.6kn0.351.73020222.9kn21.6kn0.292.1fd1=fr12y=171.521.7=50.44nfd2=fr22y=171.522.1=40.83n因為fd1+faefd2所以軸有

6、向左竄動的趨勢，軸承2被壓緊，軸承1被放松。故fa1=fd1=50.44nfa2=fae+fd1=411.61+50.44=462.05n3、求當量動載荷載荷系數fp由參考文獻5表13-6取1.8=0.268kn=1.454kn4、驗算軸承壽命nmax=60vmax3.6d=60603.63.140.3=1062r/minn取1200r/min危險軸承為軸承2fae=411.6n選擇單列圓錐滾子軸承，選取0基本游隙組、標準精度級。軸承1選取30204軸承2選取30202（3）主銷（參考文獻2 158）設計及計算項目設計結果側滑時，外前輪主銷所承受載荷及主銷襯套的壓力最大。側滑時車輪要受垂直載荷

7、gf0和由路面產生的水平載荷s1=f-bcgf0=0.072-0.1130.0750.41759.812=-187.51ns2=e-bcgf0=0.085-0.1130.0750.41759.812=-128.05n1、主銷襯套的許用擠壓應力j=50mpa擠壓應力2、主銷下端所受彎曲應力3、主銷下端所受剪切應力最大力為s1d取1.5cm2、后輪總成（1）后軸設計及計算項目設計結果1、側滑時受力分析（向外側滑）解得作出彎矩圖，則有mmax=flc2-g22b2=g22a+r由彎曲強度設計式有危險截面直徑材料為40cr鋼，經調質處理w=500mpa軸中間段d取2cm為2.5（2）軸承設計設計及計算

8、項目設計結果軸承1型號30205，軸承2型號30205，fae等于側滑力。1、求兩軸承受到的徑向載荷fr1=fr2=fre2=0.69.81752=0.51kn2、計算軸向力查參考文獻4表8.8-9有型號額定動載荷額定靜載荷ey3020532.2kn37.0kn0.371.6fd1=fr12y=0.5121.6=0.16knfd2=fr22y=05121.6=0.16kn因為fd2+faefd1所以軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松。故fa2=fd2=0.16nfa1=fae+fd2=1.23+0.16=1.39kn3、求當量動載荷軸承1為危險軸承載荷系數fp由參考文獻5表13-6

9、取1.84、驗算軸承壽命nmax=60vmax3.6d=60603.63.140.4=796r/minn取1000r/min5、軸承的配合（1）軸承的載荷性質為內圈受固定載荷、外圈受旋轉載荷。由參考文獻4機械零部件設計卷 表84 3有，內外圈配合性質為：內圈偏松的配合，外圈偏緊的配合（2）由表84 3有載荷性質為重載荷（3）取軸承為0級公差由表84-5選取軸頸公差為g6由表84-6選取軸承座孔公差為n76、軸向游離間隙軸向游隙00.017、軸承潤滑鋰基皂化脂潤滑選擇單列圓錐滾子軸承，選取0基本游隙組、標準精度級。軸承1為危險軸承選取軸承30205軸頸公差為g6軸承座孔公差為n7裝配后軸向游隙0

10、0.01潤滑方式：鋰基皂化脂潤滑（三）傳動裝置1、鏈條設計及計算項目設計結果1、確定傳動比從動輪轉速取n2=800r/min傳動比i=n2n1=2500800=3.125取i=3取2、確定計算功率取 ，單排鏈pca=kakzp=1.11.353.5=5.2kw3、選擇鏈條型號和節距型號08a，節距p為12.74、計算鏈節數和中心距初選a0=3050p=381mm635mm ，取a0=400mm相應鏈長節數為lp0=2a0p+z1+z22+z2-z122pa0=240012.7+19+572+57-192212.7400取鏈長節數lp=102查表有 f1=0.24552最大中心距5、計算鏈速可采

11、用油盤飛濺潤滑6、壓軸力有效圓周力水平布置，壓軸力系數kfp=1.15壓軸力傳動比取3滾子鏈為08a-1-102 gb/t 1243-1997滴油潤滑壓軸力2、鏈輪08a滾子鏈參數（單位：mm）節距p12.7滾子直徑d17.92內鏈節內寬b17.85內鏈板高度h212.07滾子鏈鏈輪主要尺寸（單位mm）名稱符號鏈輪1鏈輪2分度圓直徑d77.16230.54齒頂圓直徑damin80234damax85238齒根圓直徑df69.24222.62齒高hamin2.392.39hamax4.514.16確定的最大軸凸緣直徑dg62216滾子鏈鏈輪軸向齒廓尺寸（單位mm）名稱符號計算齒寬bf1bf1=0

12、.93b1=7.30齒側倒角齒側半徑設計及計算項目設計結果鏈輪公差(參考文獻4傳動設計卷表)齒根圓直徑極限偏差，按gb1801-79取h11量具測量距極限偏差，其極限偏差與相應的齒根圓直徑極限偏差相同滾子鏈鏈輪的齒根圓徑向圓跳動和端面圓跳動，取10級齒頂圓直徑，公差帶h11齒寬，公差帶h14極限偏差為鏈輪1鏈輪2鏈輪1mr鏈輪2mr鏈輪10.12鏈輪20.185鏈輪1節距p12.7滾子外徑d17.92齒數z19量具測量距mr量具直徑dr齒廓按3r gb1244-85鏈輪2節距p12.7滾子外徑d17.92齒數z19量具測量距mr量具直徑dr齒廓按3r gb1244-853、從動鏈輪與輪轂螺栓組

13、連接設計及計算項目設計結果1、螺栓組分布形式圓形均布4個雙頭螺柱。2、受力分析螺栓組受轉矩t作用于結合面內，需確定最大轉矩tmax。驅動力由后輪與地面摩擦力提供，故tmax=g2r=0.810290.2=164.64nm各螺栓所需的預緊力為3、強度計算，取性能等級8.8危險截面的拉伸強度條件為預緊力是否合適綜上所述，選取m10螺栓組采用圓形均布4個的分布形式性能等級8.8取m10（四）轉向裝置1、轉向梯形參數計算由圖示幾何關系有loi=k-2mcos由有k-mcos-i-mcos+o2+msin-i-msin+o2=k-2mcos2又由理論轉角特性方程記k=lab ，由以上兩式，化簡有o=co

14、s-12cos2-2kmcos+2kmsinsini-1-2-ioe=cot-1kl+coti優化目標函數利用matlab繪制出目標函數的等高線圖可知合適的梯形底角x2和臂長x1。由可知轉向梯形底角=72轉向梯形臂長m=10cm2、轉向拉桿的穩定性設計及計算項目設計結果1、原地轉向阻力矩計算在瀝青或混凝土路面，采用半經驗公式（參考文獻2）滑動摩擦系數f取0.7輪胎氣壓p取2個大氣壓mr=f3g13p=0.730.41759.8320.101106=9.33nm2、作用在轉向拉桿上的力fmax=mrl1min=mrm1sin-omax=9.336sin72-25=208.06n3、拉桿穩定性（1

15、）截面幾何性質計算i=ia=d14-d1464d12-d124=d12+d124=102+824=3.20mm（2）柔度計算=li=10.33.2010-3=93.75（3）校核穩定性該壓桿失穩屬于a類截面，由參考文獻3表12-4并用線性插值有=0.691-0.750.691-0.684=0.686于是有d=0.686200mpa=137.2mpa計算工作壓力并校核穩定性=fmaxa=208.0628.2610-6=7.36mpa137.2mpa可見該桿滿足穩定性要求材料為q235鋼桿長度小于0.3m圓桿大徑為10mm小徑為8mm3、轉向橫拉桿穩定性校核設計及計算項目設計結果1、作用在轉向橫拉

16、桿上的力fmax=mr2lmin=mr2msin-omax=9.33210sin47=63.79n2、拉桿穩定性（1）截面幾何性質計算i=ia=d14-d1464d12-d124=d12+d124=102+824=3.20mm（2）柔度計算=li=10.61823.2010-3=193.18（3）校核穩定性該壓桿失穩屬于a類截面，由參考文獻3表12-4并用線性插值有=0.187-0.180.187-0.186=0.1868于是有d=0.1868200mpa=37.36mpa計算工作壓力并校核穩定性=fmaxa=63.7928.2610-6=2.26mpa37.36mpa可見該桿滿足穩定性要求材料為q235桿長度小于0.61m圓桿大徑為10mm小徑為8mm參考文獻1 林寧 主編.汽車設計.北京：機械工業出版社,19992 過學迅,鄭亞東.汽車設計.北京：人民