CSU1060A货车总体设计及后悬架设计.doc

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1、各专业全套优秀毕业论文图纸 CSU1060A货车总体设计及后悬架设计 摘要 我这次课程设计目的主要包括两个部分：CSU1060A货车的总体设计和后悬架总成设计。 在货车的总体设计中，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数。发动机的选择时，在国内主要发动机厂家中选取一个比较接近的发动机型号，确定其各性能参数。选择合适型号的轮胎。计算出变速器最大传动比。在后悬架的总成设计中，通过合理设计悬架使其具有较低的振动频率、较小的振动加速度植和合适的减振性能；选用合适的制造材料，提高零部件强度和使用寿命，降低生产成本，从而使汽车具有良好的行驶平顺性，进而改善汽车的行驶车速、燃油经济性和

2、运营经济性，提高汽车的性价比。通过以上的设计和有关计算，运用AUTOCAD绘制出后悬架总成装配图，完成整个的课程设计。关键词： 钢板弹簧；减振器 ；货车后悬架；弹性元件 目录1 绪论 3 1.1 课程设计的目的3 1.2 课程设计的主要内容与要求3 1.2.1 总体设计计算3 1.2.2 指定总成设计32 总体设计计算 4 2.1 轴数,驱动形式,布置形式4 2.2 汽车主要参数设计5 2.3 发动机功率,转速,扭矩及发动机型号的确定6 2.4 汽车轮胎的选择7 2.5 确定传动系最小传动比,即主减速器传动比 7 2.6 确定传动系最大传动比,计算出变速器最大传动比 73 后悬架设计 8 3.

3、1 悬架主要参数设计 9 3.2 钢板弹簧主要参数的确定10 3.3 钢板弹簧的强度验算164 设计结论195 设计心得196 参考文献207 附录21一,绪论课程设计目的汽车设计课程设计是车辆工程专业学生学完汽车设计课程后的重要实践性环节，是培养我运用所学的汽车设计理论知识设计、计算汽车零部件、总成和整车。要求掌握汽车零件、总成和整车设计原则，了解汽车零件、总成和整车强度、刚度设计的计算理论，掌握汽车零件、总成和整车强度、刚度设计、计算，学会正确选用发动机、轮胎等部件的参数。通过课程设计实践，使我树立正确的设计思想，培养综合运用汽车设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决汽车设

4、计问题的能力；通过课程设计实践，使我学会汽车设计的一般方法，掌握汽车设计的一般规律；通过课程设计实践，使我得到汽车设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的训练。课程设计的主要内容与要求（一） 设计内容为给定装载质量、整车质量及最高车速的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和主要零件图。设计参数为:汽车型号CSU1060A, 装载质量 3500KG,最大总质量 6730KG,最大车速 100Km/h.1总体设计计算（1）根据已知数据，确定轴数、驱动形式

5、、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。（2）确定汽车主要尺寸、轴荷分配，可参考同类车型选取参数。（3）选定发动机功率、转速、扭矩，确定发动机型号。（4）确定汽车轮胎。（5）确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。（6）确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。2指定总成设计详细计算指定总成的设计参数，指定总成分别为变速器、驱动桥、前悬架、后悬架、前制动器、后制动器，每个学生需完成其中之一。我设计内容为后悬架的结构型式，主要参数计算，弹性元件的详细设计。1. 总体设计已知设计参数如下：装载质量（kg）汽车型号 最大总质量（kg）最大车速（Km/h）3500CSU1060A6

6、730100根据已知数据，查有关书籍得以下初步总体设计方案：1.1 轴数、驱动形式、布置形式1.1.1 轴数：两轴根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。由于给定的货车总质量为6730kg，则设计采用两轴方案。1.1.2 驱动形式：4*2汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。因是货车，

7、故采用4*2驱动方式。1.1.3 布置形式：平头式发动机前置后驱动 对货车的几种典型的布置形式进行分析比较。发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等操纵机构复杂。发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速

8、器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响，货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故已不再采用。发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变型而来的，所以采用已经极少了。它的主要缺点是离合器、变速器等操纵机构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。综上所述本方案采用平头式发动机前置后驱动的布置形式。1.2 汽车主要参数：1.2.1 外形尺寸(mm)：6790*1899*2785外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。GB 1589-1989

9、规定了汽车外廓尺寸限界，货车、整体式客车总长不应超过12m;汽车宽不超过2.5m，汽车高不超过4m等。根据NKR77PLNACJAX载货汽车的技术参数，可以设计外廓尺寸为（6790*1899*2785）1.2.2 货箱尺寸(mm)：5050*1784*1810车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。根据SC1030H载货汽车的技术参数，车厢内部尺寸为（5050*1784*1810）。1.2.3轴荷分配：整备质量(kg)3500总质量(kg)6730空载前轴(kg)1750（50%）满载前轴(kg)2019（30%）空载后轴(kg)1750

10、（50%）满载后轴(kg)4711（70%）汽车的轴荷分配可根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照汽车设计教材P21表1-6并参考NKR77PLNACJAX载货汽车的技术参数选取。1. 轴距(mm)：40002. 前悬/后悬(mm)：1015/19603. 前/后轮距(mm)：1500/1400轴距、轮距、前悬、后悬的参数参照汽车设计教材P17的表1-2并参考了NKR77PLNACJAX载货汽车选取的。1.3发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定根据下式估算发动机的最大功率：A为正投影面积：1500*2785 mm =4.18 m2 ；货车CD取0.81.0，C

11、D为空气阻力系数，取0.9；T 为传动系效率，根据参考文献1，对驱动桥单级主减速器的42汽车可取90%，故T取90%；fr为滚动阻力系数，根据参考文献1，对货车取0.02；g为重力加速度，取9.8m/s2 ；ma为汽车总质量，6730kg；vamax为最高车速，100km/h。由以上参数可计算得：Pemax =95.56kW当发动机最大功率和其相应转速np确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩TeMAX和相应转速 np 随之确定Temax为发动机最大扭矩；为扭矩适应性系数；一般汽油机=1.1-1.3， 的大小可参考同类样机的数值进行选取，选取=1.2；n为最大功率点转速。可根据所选发动机性能参数

12、得：Temax =391.07 Nm根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式（汽油机或者柴油机）和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有：玉柴、朝柴、解放、东风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，可上网查询相关产品的型号及参数。发动机的基本参数： 发动机型号EQD6102-TAA发动机型式直列4缸水冷自然吸气柴油机额定功率(kw/r/min)103/2800最大扭矩(Nm/r/min)420/1500-1700缸径(mm)100工作容积(L)5.421.4汽车轮胎的选择轮胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥（轴）与地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮，可实

13、现对汽车运动方向的控制。轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是很重要的工作。轮胎及车轮部件应满足下述基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车，选取如下：轮胎数：6个；规格7.50-16-12pr；7.50是名义断面宽，斜交胎，16是名义轮辋直径。1.5确定传动系最小传动比，即主减速器传动比在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的

14、动力性能。根据汽车理论，发动机最大功率时的车速应等于最高车速或略小于最高车速： 即主减速器传动比：3.61 (最高档为直接档)式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速（应根据选定发动机后的参数重新估算）， 为变速器的最高挡传动比，若最高挡为直接挡，则=1。由已选轮胎得：自由直径为：d=780mm 由=Fd/2得：滚动半径=371.37mm,斜交轮胎：F=2.99；=2800r/min; =108.6km/h；=1 本次设计取=4.01.6确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，

15、当已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为：或 即 一般货车的最大爬坡度为30，即根据附着条件校核最大传动比： 式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变速器的直接挡传动比。所以： 其中本次设计中: =3990*9.8=39102N; =0.78m;=0.8；=8；=420nm；=0.9；对于混凝土沥青路面，f=0.018可以算出：5.1779.526 3后悬架设计 31悬架结构形式 普通货车常采用钢板弹簧非独立悬架，后悬架由于载荷变化较大，常采用主、副簧结构。32 悬架主要参数设计a. 静挠度静挠度与固有频率之间有如下关系1n

16、=5/ （3-1）式中 n的单位为Hz，fc的单位为cm货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，而后悬架则要求在1.702.17Hz。取n=1.80Hz,fc=(5/1.80)2=7.72cmb. 悬架的动挠度货车的动挠度的选择范围在69cm,取动挠度为8.0cmc.悬架主，副簧刚度的分配如何确定副簧开始参加工作的载荷和主，副簧之间刚度的分配，受悬架的弹性特性和主，副簧上载荷分配的影响，原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前后的悬架振动频率不大。这两项要求不能同时满足。由于货经常处于满载状态，采用如下方法来确定。 使副簧开始起作

17、用时的悬架挠度等于汽车空载时悬架的挠度，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬架的挠度。于是可求 = 式中分别为空载和满载时的悬架的载荷。副簧，主簧的刚度之比为： ， 式中，为副簧的刚度，为主簧的刚度。单个钢板弹簧满载载荷：=（4711-150-40-48*4）*102=21645N满载时 ： 式中为副簧簧上质量，为主簧簧上质量。单个钢板弹簧空载载时簧上质量： F0=(1750-150-40-48*4)*10/2=6840Nn=1.80Hz , m=2164.5kg,代入公式： n= 可得 C= 2769 N/cm又 21645/6840=3.2 =0.79有上面的二式，可联立方程组：

18、2769 （1）=0.79 （2）由（1），（2）两式可得： =1222N/cm , =1547N/cm副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为。 = 12168N又： ，得： = = 3.4 cmFa=*Ca=3.4*1222=4155NFm=Fw-fca*Ca=21645-3.4*1222=17490N主簧 ： =11.31cm副簧 ： =3.40cm33钢板弹簧主要参数的确定a. 满载弧高=1020mm,取=14mmb. 钢板弹簧长度L货车前悬架：L=(0.260.35)轴距，后悬架：L=(0.350.45)轴距。初步选定主簧主片的长度：=0.40*4000=160

19、0mm，副簧主片的长度为1180mm.c. 钢板弹簧断面宽度b先按下式确定钢板弹簧平均厚度 其中s为U形螺栓中心距取s=160mm；k为考虑螺栓后的无效长度系数，刚性加紧取k=0.5; 为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数n1=2，再估计一个总片数,求得=n1/n0，然后用=1.5/1.04（1+0.5）初定）; W为许用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐W在下列范围内选取；后副簧为220-250MPa,后主簧为450-550MPa取后副簧为250MPa，取后主簧为450MPa。 E为材料的弹性模量为2.1*105MPa.后主簧hp=10.2mm

20、10mm；后副簧hp=5.7mm6mm推荐片宽与片厚的比值b/hp在610范围内选取。则后主簧与后副簧片宽均取为80mm；d. 钢板弹簧片厚h增加片厚h,可以减少片数n。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者。但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。为使各片寿命接近，要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。此外，钢板截面尺寸b和h必须符合国产型材规格尺寸，因而须查手册最后确定。即取可b=80mm，h=7mm。e. 钢板断截面形状本设计中取钢板断面形状为矩形。f.钢板弹簧片数的确定钢板弹簧片数n

21、片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片间的干摩擦，改善汽车行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在414之间选取。根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车主簧的片数为9片，副簧的片数为5片。g. 钢板弹簧各片长度的确定片厚不变而宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁，形状为菱形。将由两个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相等的若干片。然后按长度大小不同依次排列，叠放到一起，就形成接近使用价值的钢板弹簧。实际上钢板弹簧不可能为三角形。因为为了将钢板弹簧中部固定在车轴或车桥上和使两卷耳处能可靠的传递力，必须使他们有一定的宽度，但长度不同。钢

22、板弹簧各片长度就是基于实际钢板各片展开图接近梯形梁的形状这原则来作图的。首先假设各片厚度不同，则具体进行步骤如下： 先将各片的厚度的立方值按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B两点，连接A，B两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各片上侧边的交点即为各片的长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实，际长度尺寸需经圆整后确定。主簧各片钢板的长度 序号123456789长度（mm）160016001490132011681012808608424

23、副簧各片钢板的长度序号12345长度（mm）1180952788592400h. 钢板弹簧刚度的验算 用以下公式计算钢板弹簧刚度 C= 其中， ； ；。式中，为经验修正系数，取0.900.94，取0.92，E为材料弹性模量； 为主片和第（k+1）片的一半长度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入(经过验算得卷耳孔的半径取15mm，求得的刚度值是钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上式，求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度Cz取=0.92可得：主簧刚度的验算K12345678=(cm)05.514.021.629.439.649.658.8Ji= bh3/12=2287

24、Y1=1/2287,Y2=1/(2*2287),Y3=1/(3*2287),Y4=1/(4*2287),Y5=1/(5*2287),Y6=1/(6*2287);将上述数据代入公式，得总成自由刚度： =1682N/cm将上述数据代入公式有效长度，即，代入到公式（4-13）所求得是钢板弹簧总成的夹紧刚度 =1697N/mm与设计值1547N/mm相差不大，满足主簧刚度要求。副簧刚度的验算k1234=(cm)11.419.629.439.0由公式(mm-4)，得：Y1=1/2287,Y2=1/(2*2287),Y3=1/(3*2287),Y4=1/(4*2287),Y5=1/(5*2287)将上述数

25、据代入公式，得总成自由刚度Cja：Cja=1231N/cm如果用有效长度，即，代入到公式（4-13）所求得的是钢板弹总成的夹紧刚度Cza Cza=1242N/cm与设计值1222N/mm相差不大，基本满足副簧刚度要求。i. 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 主簧：=160*（3*1600-160）*（14+113.2）/（2*1600*1600）=18.4mm,可得：H0=113.2+14+18.4=145.6mm副簧：=160*（3*1180-160）*（14+34.0）/（2*1180*1180）=9.3mm,可得：H0=34.0+14+9.3=57.3mmj. 钢板弹簧总成在自由状态下的曲

26、率半径（2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定：主簧总成在自由状态下的曲率半径:=16002/8*145.6=2198mm.副簧总成在自由状态下的曲率半径:=11802/8*57.3=3038mmk. 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定： 式中， 。选取各片应力时，可分下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；对于片厚不同的钢板弹簧，厚片弹簧的预应力可选取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300350N/内选取。14片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。在确

27、定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩之代数和等于零： 或 主簧：主簧各片的预应力 i123456789-4.6-3.6-2.61.600.51.52.03.02198mm E=2.1 N/ =7mm主簧各片在自由状态下曲率半径i123456789(mm)2223 22182213220621982193218721802173 副簧：副簧各片的预应力i12345-21012 3038mm E=2.1 N/ =7 mm 副簧各片在自由状态下曲率半径i12345(mm)30493042303830313025 m. 钢板弹簧总成各片在自由状态下弧高的计算如果第i片的片长

28、为，则第i 片弹簧的弧高为： 将各片长度和曲率半径代入上式，得总成各片在自由状态下弧高如表：主簧总成各片在自由状态下弧高 i123456789(mm)143.9144.3125.498.777.658.437.321.210.3副簧总成各片在自由状态下弧高i12345(mm)57.137.225.514.56.6n. 钢板弹簧总成弧高的核算等厚叶片弹簧的 1/= 钢板弹簧的总成弧高为 H由上式计算的结果应与计算的设计结果相近，若相差太多，可重新选择各片预应力再行核算。主簧：2204 mm； H=145mm原设计值为H0=145.6mm，相差不大，符合要求。副簧：=3039mm；H=57.25m

29、m原设计值为H0=57.3mm，相差不大，符合要求。34钢板弹簧的强度验算a.钢板弹簧强度的核算：当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现的最大应力用下式计算 =+ 式中，为作用在后轮上的垂直静载荷，为制动时后轴负荷转移系数；货车：=1.11.2（1.15）；为道路附着系数=0.8；b为钢板弹簧片宽b=80mm；为钢板弹簧主片厚度=7mm。许用应力取为1000N/mm。对于具有副簧的悬架，验算强度时应按主、副簧所受的实际载荷计算，主、副簧的参数应取验算后的实际值，刚度应取夹紧刚度。满载静止时有：=（21645-12168）/（1697+1242）=3.22cm1216

30、8+1697*3.22=17632.3N1242*3.22=3999.2N验算主簧强度： =837 Mpa验算副簧强度：561 Mpa主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。其中牵引驱动时，主簧载荷为 G=(21645-3999.2)*1.15=20292.7N不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度fd计算载荷。主簧的极限载荷按下式计算：17632.3+1697*8=31208.3N734N副簧的极限载荷按下式计算：3999.2N+1242*8=23473.8N668N不平路面上主副簧都符合强度要求。b. 钢板弹簧主片的强度的核算：钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算钢板弹簧住片卷耳受力如图

31、3.5;卷耳处所受应力是由弯曲应力和拉（压）应力合成的应力 式中为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；卷耳厚度；D为卷耳内径取45mm;b为钢板弹簧宽度取80mm；为主片厚度取7mm。许用应力取350N/mm。数据代入得：= 665MPa 主片符合强度要求。c.钢板弹簧弹簧销的强度的核算对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力。其中为满载静止时钢板锻部受到的载荷b为卷耳处叶片宽b=60mm；d为钢板弹簧销的直径d=40mm。用30钢或40钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力34N/mm；用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45高频淬火后，其许用应力79 N/mm。 108

32、23N=10823/(80*40)=3.4 弹簧销满足强度要求。图3.5 钢板弹簧主片卷耳受力图d.钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造。常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大的多。3,设计结论此次设计完成了CSU1060A货车的总体设计和后悬架总成设计。设计悬架使汽车有良好的行驶平顺性和合适的衰减振动能力,结构紧凑，占用空间尺寸较小,能可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩,在满足零部件质量小的同时保证了足够的强度和寿命. 选用合适的制造材料，提高零部件强度和

33、使用寿命，降低生产成本，从而使汽车具有良好的行驶平顺性，进而改善了汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性，提高汽车的性价比。4,致谢转眼间，大学四年很快就要结束了。而作为大学生活的课程设计，经过近2周的紧张准备，也将接近尾声。在这次课程设计中，我不但巩固了以前所学的知识，并从中学到了很多新的东西，尤其是汽车设计这门课程。在这里，我向那些在这四年里给于过我巨大帮助的老师和同学们表示衷心的感谢，正是他们的帮忙才让我得以圆满的完成这次的课程设计。但是，在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究悬架技术，以求其设计更加合理和经济。紧张忙碌的汽车设计课程设计已经接近尾声，这次设计是对我大学四年来的学习的一

34、次最综合的检验，也更是一次综合的学习过程。课程设计不仅使我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时也锻炼了与人协作的精神，为以后我踏入社会工作打下了良好的基础。在这次设计的过程中，指导老师一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成课程设计任务，这与谢老师的指导是分不开的，在此表示感谢。在这次设计中，我也看到了自己的许多不足，因此在以后的工作学习中我会更努力的学习，不断研究，不断探讨。 参考文献1 王望予.汽车设计（第4版）.机械工业出版社，20042 刘惟信.驱动桥.人民交通出版社，19873

35、 余志生.汽车理论（第3版）.机械工业出版社，20004 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册.人民交通出版社，20015 陈家瑞.汽车构造.机械工业出版社，20056 机械设计手册编委会.机械设计手册（新版）.机械工业出版社，2004附录 典型车型的主要参数汽车型号尺寸参数质量参数发动机轮胎最高车速(Km/H)备 注外形尺寸(mm)L*W*H货厢内部尺寸(mm)L*W*H轴距(mm)前/后轮距(mm)前/后悬(mm)总质量(Kg)载质量(Kg)整备质量(Kg)型号最大功率(KW/rmp)最大扭矩(N.m/rmp)数量规 格SC1023D5020*1800*21303360*1700*3602

36、6001440/137528759501730YND485Q36/3200118.2/221066.00-15或6.50-1680平头、单排驾驶室BJ1032V3JA4-15040*1750*21703350*1660*36026509904802966.50-16平头、单排驾驶室SC1030H5215*1856*21503600*1760*38027251420/1387339014801910490QC44/3200156.8/180066.50-1690平头、单排驾驶室NKR77GLCWCJA5280*1880*22102560*1790*38027651504/14251015/150

37、04205148024004KH1-TC9628067.50-15或7.00-15平头、双排驾驶室2+3人NHR55ELAJ4800*1695*21603100*1600*38024901015/13951015/12953560151519154JB1-T6620547.00-15平头、单排驾驶室2人BJ1043V8JE6-35995*1890*22304250*1810*360320014904100QB58.866.50-16平头、单排驾驶室SC1040S5815*1900*21804200*1810*38031001420/13874000184021604100QB58.8/3200200/220066.50-1695平头、单排驾驶室EQ1050G46D36985*2140*23954650*1930*55038001750/15861110/207550351990285067.50-1695平头、单排驾驶室BJ1053VBJEA-36930*2055*22805100*1930*40038001995CY4102BQ70.667.50-16LT平头、单排驾驶室BJ1063VCJEA-Q16930*1980*22305100*1930*400380028604100QBZL7067.00-16平头