汽车设计计算书
设计计算书
一、 质量参数
1、 相关参数：
整备质量： 4500kg
载质量 ： 8850 kg
最大总质量：13350 kg
2、 轴荷分布
空载：
转向桥： 2025 kg
驱动桥： 2475 kg
各桥负荷比： 45%、55%
满载：
转向桥： 4670 kg
驱动桥： 8675 kg
各桥负荷比： 35%、65%
二、 发动机功率选择计算
计算参数：
传动效率 ηT =0.85
汽车总质量 M t =13350KG
最高车速 V max =75km/h(满载) 85 km/h （空载）
空气阻力系数 C D =0.7
迎风面积 A=3.2m 2
滚动阻力系数 f=0.0165
最大功率
P max =3max max ***1()0.9360076140
t D M g f C A V V =63.76kw （76.7 kw 空载） 考虑空调系统和其它电器设备影响发动机使用特性曲线的P max ，（比万有特性曲线的P max 小）发动机的最大功率比设计的最大功率应大。
P max = P max *1.24=79kw （90 kw ）
比功率：
比功率=max 1000*t
P M =5.92（7.12） 三、 发动机外特性曲线
四、动力性计算
设计参数：总质量M t=8850KG
总重量 G T= M t*g=86730
滚动阻力系数 f=0.0165
滚动阻力 F f= G T*f=5637.45N
空气阻力系数 C D=0.7
主减速比 i0=5.833
1档传动比 i1=7.312
传动效率η=0.85
轮胎滚动半径 r=0.407m
发动机最大扭矩T=265
发动机最大扭矩时转速 n=1600rpm
迎风面积 A=3.5
1、最高车速
⑴、各档最大功率及对应车速和发动机转速
⑵、利用软件进行分析得出相关数据（满载）
2 / 2
⑶、结论：空载时最高车速为81km/h，满载时最高车速为75km/h。
2、最大爬坡度
⑴、利用软件进行分析得出相关数据（满载）
⑶、结论：最大爬坡度28.5%。
2、加速性能
利用软件进行分析得出相关数据（满载）
2 / 2
2 / 2
五、 油耗计算 设计参数：
总质量 M t =8850 滚动阻力系数 f=0.0165 空气阻力系数 C D =0.7 速度 V=60
阻力功率P r
P r =3***1()0.9360076140t D M g f C A V V =44KW 主减速比 5.833 变速箱五档速比 1
轮胎滚动半径 r=0.407m 车速V 时发动机转速n=05**0.377*v i i r =2343 柴油重度 j=8.1N/L 查负荷特性曲线 油耗Q=
P *1.02**r e g v j
=18L/100KM。
旅居房车设计说明书
THD5040XLJ 旅居车设计计算书编制:审核:批准:辽宁华驰专用汽车制造有限公司2014年5第1章绪论1.1 旅居车的发展现状旅居车是集住宿、餐饮、运输、娱乐为一体的旅行车，最初起源于吉普赛人的大篷车（Caravan）。
之后，随着世界范围内旅游业的发展和航空动力学在房车制造技术上的运用，便捷且时尚的现代旅游房车得到了迅速的发展。
美国房车工业协会近期发布了2010年7月房车新车销售数据统计，根据统计报告，相对于2009年7月，2010年7月美国房车新车销售总量增加53%，其中自行式房车销售增加125%，拖挂式房车销售增加48%。
随着销售高峰季节的过去，相对于2010年上半年，房车销售增长速度趋于缓和。
与2010年6月26,600辆相比，2010年7月自行式房车销量为25,600辆；拖挂式房车由241,600辆下降到201,800辆。
在欧洲，卡尔文俱乐部（The Caravan Club）是颇具规模的房车俱乐部。
它拥有近80000个房车会员、200个营地，提供旅游服务、旅游咨询、保险等服务项目。
英国的大篷车俱乐部（Motor Caravanners’Club）是有42年悠久历史的唯一一个房车爱好者自我服务的俱乐部，它拥有近3000个营地，大部分在乡村，靠近小酒馆、公园、体育俱乐部、游船地等。
最早登陆中国大陆地区的房车是原装进口豪华配置的高档次旅行休闲车，每台最低售价在70多万元左右，最高可达100多万元。
金黄河旅行车有限责任公司成立于1999年，是中国国内首家从事房车租赁、制造研发、房车经营代理和旅游项目的股份制公司。
至2000年时，又有多家公司正式投产旅居车。
中国的房车产业在这一年真正迈出了自己的步伐。
房车在美国、欧洲已经是人们休闲旅游甚至生活的一部分。
由于欧美的福利制度比较完善，房车消费的主要市场是退休人群，因为他们有时间、积蓄和想脱离城市喧嚣，走进大自然放松的诉求。
美国的家庭房车拥有率在2005年时已经达到9%-10%，这个数字还在增长，个人购买在数量上要多于租赁，在最近的5年中，新车销售量达140多万辆，每年生产的房车30多万辆（拖挂式居多），每年新房车零售额可到90亿美元左右。
设计计算翻边、翻孔
计算翻孔力：f=1.1πtσs(D-d)
f----翻孔力（N）t----材料厚度（mm）σs----材料屈服强度
D----翻孔直径(mm) d----毛坯预制孔直径(mm)
测量得翻孔直径φ105预冲孔直径φ100
f=1.1x3.14x0.8x210x(105-100)=2901.36N
汽车模具
设计计算书
令号
件号
工序
工序名称
翻边翻孔
计算内容
翻边力、翻孔力、压料力校核
计算翻边力F：（材料：ST14σb=350 Mpa t=0.8σs=210 Mpa）
F=1.25LtKσb
F----翻边力(N) L----翻边口线周长（mm）
t=材料厚度（mm）σb =材料抗拉强度Mpa k系数0.2-0.3
压料力F压=0.25-0.3F取0.28
F压=0.28X224000=62272N
查《汽模标准》，选择QM73N/mm;预计选用22根弹簧
预压20mm，则产生的压缩力F2
则，F2=144.3*20*22=63492N>F卸=62272N
工作行程10mm，则总压缩量为30mm，产生压缩力F3。
则，F3=144.3*30*22=95238N>F卸=62272N
由此可知，所选弹簧符合件中序翻边卸料力要求。
参考资料：
1、《冲压手册》王孝培主编2、《汽模标准》
设计者：审核：
AST-FOR-703-12版次A
易燃液体运输半挂车设计计算书
易燃液体运输半挂车设计计算书1、产品简介：该车为道路运输三轴半挂式车辆（见图1-1.1），运输介质为乙醇。
罐车的卸料方式为上装下卸。
罐体为卧式钢制焊接直圆筒结构，罐体截面为圆形，罐体内置3块防波板。
罐体内径φ2010mm，长度为9400mm,容积为28.16m³，半挂车总长度为9900mm，罐体的主体材料为碳素结构钢Q235B。
罐体上部设置DN500mm人孔2个、DN32mm呼吸阀2个。
罐体下部设置DN100卸料口1个。
罐体上部设置操作平台护栏。
后部设置为扶梯，工具箱、卸料箱等图1-1.12、设计参数的确定2.1 设计条件1.三轴半挂式罐式车辆，装料方式为上装重力装料，卸料方式为重力底部卸料；2.罐体设计代码：LGBF ;3.运输介质：乙醇。
4.乙醇的物化特性：GB12268 UN编号1170、类别3类；HG20660 易燃程度：易燃（在空气中爆炸极限为3.3％-19％）性状：易燃、易挥发的无色透明液体，它的水溶液具有酒香的气味，并略带刺激。
有酒的气味和刺激的辛辣滋味，微甘。
熔点（℃）：－114.1℃ ，沸点（℃）：78.3℃饱和蒸气压（绝压）：0.029436Mpa 密度γ：0.7769×10³kg/m ³ 5. 主要材质：罐体及封头材质：碳素结构钢Q235B (抗拉强度R m 375MPa ，屈服强度R el 235 MPa ，延伸率A ≥26%)2.2 半挂车参数的确定该车的额定载质量21000 kg ，整备质量为9000 kg 。
则该半挂车最大总质量30000 kg 。
取前悬为1100mm （含气管接头100mm ），轴距4680mm+1310mm+1310mm 。
根据GB1589-2004《汽车外廓尺寸、轴荷及质量限值》要求，半挂车并装三轴≤24000kg 。
满载轴荷计算如下：整备质量：G 1=9000 kg 设计载质量：G 2=21000 kg 最大总质量：G=30000 kg 车架罐体及附加质量G 01=5100 kg悬挂质量：G 02=3300 kg通过零部件质量以及位置计算得：空载时车架罐体以及附件的重心距离后三轴中心距离为：2140 mm 货物重心位置至后三轴中心距离为：2205mm 空载时轴荷分配：牵引销K 1=2140 kg 后三轴 K 2= 6860 kg 满载时轴荷分配：牵引销R 1=2140+5990205221000⨯= 9870kg则三后轴：R 2 =30000 - R 1 = 20130kg ＜24000kg罐体容积V=λG2×1.05=28.38m ³(系数1.05为考虑预留约5%的气相空间) 根据罐体尺寸选用截面形状如下图1-1.2：（截面面积A=3.17 m 2 ）图1-1.2 罐体截面形状2.3 罐体的当量内直径：Di=2010mm2.4 罐体设计压力：P=0.03 MPa2.5 罐体设计温度：50 ℃（根据GB 18564.1-2006中5.4.5）2.6 罐体计算压力：（根据GB 18564.1-2006中5.4.3）P c1= P1=2×H×1×103×9.8=0.039 MPa式中:P1：2倍静态水压力，MPa；H：罐体内高尺寸，H取2.01m。
整车离合系统计算(滑磨功+离合器储备系数 离合器性能设计计算书
离合器设计计算书一、滑磨功及温升计算滑磨功计算公式：L=m·r r2·n e2·（n2/1800） /（i g2·i o2）（一档）单位面积滑磨功：L/S/2温升：t=Y·L/(m·c)式中： L–滑磨功m–汽车整备质量（2850kg）r r–车轮滚动半径（0.377m）n e–发动机转速（按照1500r/min）i g–变速器传动比(一档起步4.313)i o–驱动桥传动比(4.1)c–压盘的比热容，铸铁比热容为481.4J/(kg·℃)m–压盘质量，为3.85kgY–传到压盘的热量所占的比例。
对于单片离合器，Y=0.5；摩擦片外径：265mm 摩擦片内径：175mm计算得滑磨功：L=15980.92单位面积滑磨功：L/S/2=0.257 (J/mm2)温升：t=Y·L/(m·c) =4.31℃结论：滑磨功的评定是通过温升来判断的，如计算得到单位面积滑磨功≤0.28 J/mm2，一次一档起步温升在8℃以下，即可以满足使用要求，由计算结果可见滑磨功及温升满足要求。
二、后备系数计算离合器盖总成扭矩容量计算公式：Tc=F·μ·Z·Rc=448N.m式中：Tc–离合器传扭能力，[Tc]为N·mF–离合器最小压紧力（6700N）μ–摩擦系数（经试验测得μ最小为0.33，为保险起见计算时按0.3取值）Z–摩擦片面数，单片离合器Z取2Rc=（D3-d3）/（D2-d2）/3–摩擦面有效半径，[Rc]为mmD–摩擦片外径（265mm）d–摩擦片内径（175mm）后备系数公式：β=Tc/Temax=1.72式中：Tc –离合器传扭能力（通过上式得到Tc为448N.m）Temax –发动机最大扭矩（260N.m）结论：后备系数1.72满足此类车型要求。
三、踏板力计算当离合器峰值分离力：1950N 拨叉比：2，液压比：1.69，踏板杠杆比6.132，得踏板力=1950/6.132/2/1.69/0.85=111N四、踏板行程计算分离系统杠杆比：i=20.73（踏板比：6.132，液压比：1.69，拨叉比：2）踏板总行程：L1=L*i/η+L2=164+9.2=173.2式中：i-分离系统杠杆比L-离合器分离行程(7.5mm)L1-踏板行程L2-空行程（9.2mm）η-行程效率（0.95mm）结论：现离合器分离行程为7.5mm，计算踏板行程在173.2左右，超出设计值165。
制动系统设计计算书
底盘制动系统设计计算书目录1基本参数输入 ......................................................................................................................- 1 -2制动系统的相关法规 ..........................................................................................................- 2 -3整车制动力分配计算 ..........................................................................................................- 2 -3.1汽车质心距前后轴中心线距离的计算 ...........................................................................- 2 -3.2理想前后地面制动力的计算 ............................................................................................- 2 -3.3前后制动器缸径的确定 ..................................................................................................- 4 -3.4确定制动力分配系数 ......................................................................................................- 5 -3.5确定同步附着系数Φ0 ....................................................................................................- 5 -4制动力分配曲线的分析 ......................................................................................................- 5 -4.1绘制I曲线和β曲线 ......................................................................................................- 5 -4.2前后制动器制动力分配的合理性分析 ...........................................................................- 6 -4.2.1制动法规要求 ................................................................................................................- 7 -4.2.2前后轴利用附着系数曲线的分析 ................................................................................- 7 -5制动系统结构参数的确定 ..................................................................................................- 9 -5.1制动管路的选择 ..............................................................................................................- 9 -5.2制动主缸的结构参数的确定 ..........................................................................................- 9 -5.2.1轮缸容积的确定 ........................................................................................................- 10 -5.2.2软管容积增量的确定 ................................................................................................- 10 -5.2.3主缸容积的确定 ........................................................................................................- 10 -5.2.4主缸活塞直径的确定 ................................................................................................- 11 -5.2.5主缸行程的确定 ..........................................................................................................- 11 -5.3踏板机构的选择 ............................................................................................................- 11 -5.4制动踏板杠杆比的确定 ................................................................................................- 12 -5.4.1真空助力比的确定 ....................................................................................................- 12 -5.4.2踏板行程的确定 ........................................................................................................- 12 -5.4.3主缸最大压力的确定 ................................................................................................- 12 -5.4.4主缸工作压力的确定 ................................................................................................- 13 -5.4.5 最大踏板力的确定......................................................................................................- 13 -6驻车性能的计算 ................................................................................................................- 13 -7制动性能的校核 ..................................................................................................................- 14 -7.1制动减速度的计算 ..........................................................................................................- 15 -7.2错误！未定义书签。
转向系统设计计算书
4结论说明∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙7
3.4转向器的内外轮转角：
根据整车设计要求和阿克曼几何原理，可得出理想的阿克曼转角曲线，具体计算如下：
ctg -ctg = 其中K——主销距L——轴距
ctg -ctg =0.55
根据我们设计的转向系统从整车装配数模中可取转向系统需要的设计硬点并建立Adams仿真计算模型，在不考虑轮胎侧偏和所有组件都为刚性的情况下可仿真出实际的内外轮转角曲线。
代入公式Rmin=6549mm即最小转弯半径的理论为6.5m。
3.2转向系的角传动比计算
齿轮齿条式转向系的角传动比i0ω=L/rcosθ
其中L——梯形臂长度；
r——主动小齿轮的节圆半径；
θ——齿轮与齿条的轴交角；
其中L=146.8光洋：r =6.351恒隆：r =6.75θ=20°，θ=25°（优化后）
静态原地转向阻力矩是汽车使用中最大极限转向所需力矩，汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩采用下面的经验公式计算：
=
式中 ——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，一般取0.8左右。
——转向阻力矩，单位N·mm；
——前轴负荷，单位N；
——轮胎气压，单位MPa。
根据整车参数，CC6460K/KY车满载前轴荷为1070㎏，约为10486N，轮胎气压为230KPa，梯形臂L1=147㎜，转向器梯形底角α=76°，动力受压面积S=9.18㎝2。
升降机设计计算书
汽车升降机设计计算书一、概述汽车升降机是用于停车库出入口至不同楼层间，升降搬运车辆的机械装置，它代替停车库中车库的一部分，它只起搬运作用，无直接存取作用。
二、升降机设备构成汽车升降机主要由以下主要部件组成（如图一）图一1、框架：主要包括前后主立柱、主导轨、立柱导轨、配重导轨、前后横梁、左右侧梁等。
（土建井道结构的与完全钢结构的类似）。
2、动力部：主要包括动力部底座（型钢组焊件）、垂直双出轴减速器，制动电机、钢丝绳卷筒、改向绳轮组等。
3、提升托板系统：主要由提升梁、支撑梁、车道板（3mm花纹钢板）、提升护栏等组成。
4、钢丝绳组：汽车升降机所使用的钢丝绳为按国标生产的8X19S-13-NF载人电梯用钢丝绳。
5、配重组：主要包括配重框架及配重块、调整配重块等，配重框架由型钢组焊而成。
6、安全系统：为确保升降动作的准确可靠、保证人车的安全，设备配置了多种安全保护装置。
7、电气控制系统：汽车升降机在控制方式上设有自动和手动两种控制方式。
8、其他：包括机房安全护栏、安全隔网、爬梯等，同时可以配套提供自动库门，如中分双拆轿门等。
三、主要技术参数设备型号：PQS停车尺寸：≤5000×1900×1550mm停车质量：≤1700Kg升降速度：14m∕min左右四、设计依据GB5083-1985生产设备安全卫生设计导则GB50256-1996电气装置安装工程GB7909-1999机械式停车设备通用安全要求GB3811-1983起重机设计规范GB6067-1995起重机械安全规程JBfΓ8713-1998机械式停车设备类别、型号与基本参数JB∕T××××——××××汽车专用升降机标准（送审稿）五、起升机构原动机选择及参数计算1、主要参数：载车板1160Kg,汽车1700Kg,人75Kg,配重组900Kg最大起升载荷Q=1160+1700+75-900=2035Kg初定提升速度V=14m∕min,传动效率n总=0.99X0.95=0.94其中联轴器取0.99,滑轮组取0.952、起升机构简图I-轴承座2-卷筒一3-轴4-轮毂5.滚动轴承座6-联轴器7-减速制动电机8-卷筒二9-动力部底座3、起升电机减速机选择提升功率N=QV∕612011总=4.66KW选用平阳减速机厂5.5KW电机，输出转速8.8,输出扭矩4550Nm,传动比16L74,径向载荷29900N,使用系数0.854、扭矩及功率验算A、提升扭矩计算：作用在每个卷筒上的扭矩T=2035∕2×0.517∕2×1.26/0.99=3348Nm（卷筒直径Φ517）电机双出轴，每个轴可输出扭矩4550Nm3348Nm<<4550Nm o故输出扭矩满足要求。
自卸车设计计算书
目录第一章绪论 (1)1.1、项目的提出 (1)1.2、轻量化自卸车设计要点 1.2.1 轻量化自卸车底盘的选取.............................................................................2 1.2.2 专用汽车设计的主要工作是总体布置和专用工作装置匹配.....................2 1.2.3 针对专用汽车品种多、批量少的生产持点.................................................2 1.2.4 可靠性.............................................................................................................2 1.2.5 液压系统设计要点.. (2)1.3、国内外自卸汽车的发展概况 (3)第二章轻型自卸车主要性能参数的选择 (5)2.1自卸车底盘的选取 (5)2.2整车技术参数的确定 (6)2.2.1整车技术参数表 (6)2.2.2 容积利用系数 2.2.3 质心位置 (7)第三章自卸车车厢的结构与设计 (11)3.1自卸汽车车厢的结构形式 (11)3.1.1车厢的结构形式 (11)3. 1.2车厢选材 (11)3. 2车厢的设计规范及尺寸确定 (11)3. 2.1车厢尺寸设计 (11)错误!未找到引用源。
(12)错误!未找到引用源。
(17)错误!未找到引用源。
(17)错误!未找到引用源。
(17)第一章绪论1.1、项目的提出专用自卸车是装有液压举升机构，能将车厢卸下或使车厢倾斜一定角度，货物依靠自重能自行卸下或者水平推挤卸料的专用汽车。
自卸汽车主要运输砂、石、土、垃圾、建材、煤炭、矿石、粮食、化肥和农产品等散装货物。
它具有以下多种分类方式:a、按用途分类：公路运输的普通自卸车；非公路运输的重型自卸车，主要用于矿区装卸作业与大中型土建工程。
悬架系统设计计算书
3、后悬架静挠度的计算
前悬架垂向变形量（mm）
2、弹簧刚度计算 2.1、前悬架弹簧刚度计算
空载 56.15497608
半载 85.68500616
b 255.7 弹簧与下摆臂垂线的夹角(空间)a 、 rad 弹簧的刚度 N/mm
考虑在悬架系统中衬套的刚度约为悬架刚 度的15%～30％；共有衬套2个； 这里取 值为15%
后轴荷（kg）
半载
满载
单侧前悬架非簧载质量（kg）
单侧后悬架非簧载质量（kg）
前悬侧倾心高 mm
后悬侧倾心高 mm
参数值 475 460 452
819.15
857.96
950.34
900 900 1905 200 300 114 147.2928 150.33 86 120.7072 149.67
9 10 10.69 57.45
G ——弹簧材料的剪切弹性模量，这里
由于弹簧的材料为合金弹簧钢丝，所以， 取为80000 MPa；
G
i ——弹簧工作圈数，初取6.0圈；
Dm ——弹簧中径，初取130mm； d ——弹簧钢丝直径，mm。
d 由公式（5）可以得的计算公式如下 d 4 i • 8 • Dm3 • Cs G
G i Dm d 弹簧钢丝直径为：d
K m * ( H
3.2 前后悬架侧倾角刚度
1 前悬架螺旋弹簧作用的侧倾角 刚度
K s
1 2
C
s
(B p
lb n
cos )2
弹簧中心线与下控制臂的垂线的夹角 a 参数
前悬架的侧倾角刚度 K sf
N.mm/rad
考虑衬套扭转时的刚度有约为15％~20% 的影响；
deg 13.2
搅拌车设计计算书全解
混凝土搅拌运输车设计计算书湖北汇合专用汽车有限公司二〇一四年五月二十日混凝土搅拌运输车设计计算书一.上车的设计计算。
1.搅拌筒几何容积的确定根据中机函［2015］7号文件《关于规范混凝土搅拌运输车《公告》管理要求的通知》中第1条1、2、3款要求:1)混凝土搅拌运输车应符合下表规定：2)混凝土搅拌运输车的搅拌筒填充率应不小于51.5％(填充率定义：搅拌筒搅动容量与几何容量之比，用百分比表示)。
3)混凝土搅拌运输车的搅动容量应符合下式要求：搅动容量≤载质量（kg）/ 混凝土密度（kg/m3）×110%注：混凝土密度采用GB/T 26408-2011《混凝土搅拌运输车推荐的2400kg/m3。
根据上述要求：HH5142GBJ型混凝土搅拌运输车搅拌筒几何容积搅拌容积（搅拌容积=载质量（kg）/ 混凝土密度（kg/m3））应满足如下要求：V d/ V j≥0.515V≤V d/1.1=3.6 m3V——设计额定搅拌容积即装载容积(m3)V d——混凝土搅拌运输车搅动容量(m3)V j ——搅拌筒几何容积(m 3)HH5142GBJ 型混凝土搅拌运输车的搅拌容积选定为3.5 m 3。
2.搅拌筒设计尺寸的计算根据上述第一部分对HH5142GBJ 型混凝土搅拌运输车搅拌容积与搅拌筒几何容积的确认，先对搅拌筒的设计尺寸进行计算并进行校核。
根据中华人民共和国建筑工业行业标准JG/T5094-1997《混凝土搅拌运输车》，搅拌筒的斜置角α的取值选为13.5o 。
由于运输车必须保证在坡度为14%的路面上行驶且出料口面对下坡方向时不产生外溢，故在计算搅拌罐的额定装载容量时取混凝土与搅拌轴线的夹角0arctan(0.14)8ααα=+≈+图2.1搅拌罐体图搅拌筒目前一般采用梨形，底部（称为前锥）是较短的锥形，中部是圆柱形，上部（后锥）是较长的锥形，研究发现：搅拌筒中下部的外形接近球体形状为最佳，这时，不仅搅拌效果好，搅拌效率高，而且也因搅拌筒重心适当前移，对合理分配运载底盘前后桥负荷，提高搅拌输送车的装载能力是有利的。