车辆工程课程设计 货车的动力性计算

课程设计题目：货车动力性计算
基本参数：
货车的动力性计算
引言 (4)
第1章概述 (4)
1.1 整车总布置设计的任务 (5)
1.2 设计原则、目标 (5)
1.3 已知参数 (6)
1.4 设计方案的拟定 (6)
第2章汽车形式及主要参数的选择 (6)
2.1 轴数 (6)
2.2 驱动形式 (7)
2.3 布置形式 (7)
2.4 轮胎选择 (8)
2.5 汽车主要尺寸的确定 (9)
2.5.1 轴距 (9)
2.5.2 前轮距和后轮距 (9)
2.5.3 前悬和后悬 (9)
2.5.4 货车车箱尺寸 (10)
2.5.5 外廓尺寸 (10)
2.6 整车质量参数估算 (11)
2.6.1 空车状态下整车质量、轴荷分配 (11)
2.6.2 满载状态下整车质量、轴荷分配 (11)
2.6.3 整备质量利用系数 (12)
第3章发动机选型 (12)
3.1 发动机基本形式的选择 (12)
3.2 主要性能指标的选择 (13)
3.2.1 发动机最大功率、最大转矩及其相应转速 (13)
3.2.2 发动机的比功率和比转矩 (15)
3.3 传动系参数的选择 (16)
3.3.1 最小传动比的选择 (16)
3.3.2 最大传动比的选择 (16)
第4章底盘的总体布置 (18)
4.1 整车布置得基准线—零线的确定 (18)
4.2 各部件的布置 (19)
4.2.1 发动机的布置 (19)
4.2.2 传动系的布置 (19)
4.2.3 转向装置的布置 (20)
4.2.4 悬架的布置 (20)
4.2.5 油箱和蓄电池的布置 (20)
第5章设计计算校核 (20)
5.1质心高度的估算 (20)
5.1.1 车架质量的估算 (20)
5.1.2 车厢质量的估算 (21)
5.2 汽车稳定性的验算 (23)
5.3 汽车动力性能计算 (24)
5.3.1 发动机不同转速下汽车各挡速度的计算 (24)
5.3.2 发动机不同转速下各挡所受空气阻力的计算 (25)
5.3.3 发动机不同转速下汽车各挡驱动力的计算 (27)
5.3.4 滚动阻力的计算 (28)
5.4 动力性参数 (30)
5.4.1 直接档动力因数 (30)
5.4.2 Ⅰ档动力因数 (31)
5.4.3 汽车最大爬坡度 (31)
5.4.4 汽车最小转弯直径 (31)
5.5 汽车燃油经济性计算 (33)
5.6 计算校核总结 (35)
6 结论 (36)
致谢语 ............................................................. 错误!未定义书签。

参考文献 .. (38)
引言
交通运输是发展国民经济的先行行业，而公路运输则是交通运输业的重要组成部分。

公路运输与其它运输方式的最大区别在于可以实现门到门的运输服务，而中型货车具有油耗低、省人工、运输成本低、经济效益高等优势，成为公路运输的主力军。

近几年来，中型汽车因其迅猛增长趋势，成为我国汽车市场的新亮点。

中型汽车与国民经济生产部门的发展息息相关，它广泛服务于公路客货运输、工程建设、能源、矿山、林业和建筑等行业及现代化国防事业，在国民经济和社会发展中有着十分重要的地位和作用。

随着《公路法》的实施，将车辆养路费改为征收燃油税，必将促进我国运输车辆向重型化发展，随着我国公路建设步伐不断加快，公路通车里程迅速增加，高速公路与日延伸，预示着高速运输时代的到来，为中型车辆成为公路运输的主要车种带来了良好的发展机遇。

本课题“中型车辆整车设计”，目的在于设计出符合现代化运输要求的中型汽车，并且要求其具有更好的操纵稳定性、足够的动力性、良好的经济性，且更环保，更安全可靠，充分体现其现代性。

在设计过程中要想实现这些要求除了选用性能更好的相关总成及部件，更重要的是选用更加合理的汽车总体布置设计。

汽车总体布置设计是根据整车设计总目标，明确各种要求的主次关系，协调统一，形成整车设计方案的过程。

它是汽车设计中极其重要的设计环节，不仅贯穿整个设计过程，而且为各总成、部件的设计构建框架。

总体布置设计质量的高低对汽车的设计质量、使用性能、先进性和产品的寿命起决定性的作用。

由此可见汽车总体布置设计在汽车设计生产制造过程中有着极其重要的意义。

第1章概述
汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于总体布置；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和产品
的生命力起决定性的影响。

汽车是一个系统，这是基于汽车只有如下属性而具备组成系统的条件：
1.汽车是由多个要素（子系统及连接零件）组成的整体，每个要素对整体的行为有影响；
2.组成汽车的各要素对整体行为的影响不是独立的；
3.汽车的行为不是组成它的任何要素所能具有的。

由此，汽车具备系统的属性，对环境表现出整体性，一辆子系统属性匹配协调的汽车所具备的功能大于组成它的各子系统功能纯粹的、简单的总和；反之，如果子系统的属性因无序而相互干扰，即便是个体性能优良的子系统，其功能也会因相互扼制而抵消，功率循环就是这样的典型例子。

系统论所揭示的系统整体性和系统功能的等级性必然会映射到设计任务中来，用整体性来解释汽车设计的终极目标是整车性能的综合优化，道理是十分显然的。

汽车设计任务的等级形态表现为：上位设计任务是确定下位设计任务要实现的目标，下位设计是实现上位设计功能的手段，上、下位体系可从总体设计逐级分至零件设计，总体设计无疑处于这种体系的最上位，设计子系统的全部活动必须在总体设计构建的框架内进行。

子系统设计固然重要，但统揽全局，设计子系统组合和相互作用体系规则的总体设计对汽车的性能和质量的影响更加广泛、更为深刻。

1.1 整车总布置设计的任务
1．从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出总体设计方案，为各部件设计提供整车参数和设计要求；
2．对各部件进行合理布置和运动校核；
3. 对整车性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；
4.协调好整车与总成之间的匹配关系，配合总成完成布置设计，使整车的性能、可靠性达到设计要求。

1.2 设计原则、目标
1.汽车的各项性能、成本等，要求达到企业在商品计划中所确定的指标；
2.进行有关运动学方面的校核，保证汽车有正确的运动和避免运动干涉；
3.应从已有的基础出发，对原有车型和引进的样车进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新车型；
4.严格遵守核贯彻有关法规、标准中的规定，注意不要侵犯专利；
5.力求零件标准化、部件通用化、产品系列化；
6.拆装和维修方便。

1.3 已知参数
额定装载质（kg）最大总质量（kg）最大车速（km/h）比功率（kw/t）6000 11000 80 10
1.4 设计方案的拟定
1.调查研究与初始决策：选定设计目标，并制定产品设计工作及方针原则；
2.总体方案设计：根据所选定的目标及对开发目标制定的工作方针、设计原则等主导思想提出整车设想；
3.绘制总布置草图，确定整车主要尺寸、质量参数与性能以及各总成的基本形式；
4.编写设计任务书；
5.汽车总布置设计；
6.总成设计。

第2章汽车形式及主要参数的选择
2.1 轴数
汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。

影响轴数选取的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。

随着设计汽车的乘员数增多或装载质量增加，汽车的整备质量和总质量也增大。

在汽车轴数不变的情况下，汽车总质量增加以后，使公路承受的负荷增加。

当这种负荷超过了公路设计的承载能力以后，公
路会被破坏，使用寿命也将缩短。

为了保护公路，有关部门制定了道路法规，对汽车的轴载质量加以限制。

当所设计的汽车总质量增加到轴荷不符合道路法规的限定值时，设计师也可选择增加汽车轴数来解决。

汽车轴数增加以后，不仅轴，而且车轮、制动器、悬架等均相应增多，使整车结构变得复杂，整备质量以及制造成本增加。

若转向轴数不变，汽车的最小转弯直径又增大，后轴轮胎的磨损速度也加快，所以增加汽车轴数是不得已的选择。

由于所设计的中型车辆的总质量为11t，所以选择轴数为两轴。

2.2 驱动形式
汽车驱动形式有4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×8、8×8等。

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增加，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。

总质量在19-26t的公路用车辆，采用6×2或6×4驱动形式。

参考相同吨位的中型货车车型，选其驱动形式为4×2。

2.3 布置形式
汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身（或驾驶室）的相互关系和布置特点而言。

汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外，其布置形式对使用性能也有重要影响。

货车可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种，也可根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。

车头的型式如长头、平头、凸头等都各有其优缺点。

货车的发动机位于驾驶室内时，称为平头式货车，这种形式货车的布置特点是发动机在驾驶员和副驾驶员座位中间，因此驾驶室的前端不需要凸出去，没有独立的发动机舱。

根据所给货车参数，选取平头式货车，它的主要优点有：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯半径小，机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员视野得到明显改善等。

缺点主要有：空载时前轴负荷大，因而在坏路上的汽车通过性变坏；进、出驾驶室不如长头式货车方便；离合器、变速器等操纵机构复杂，发动机的工作噪声、气味、热量和振动对驾驶员等均有较大影响。

发动机前置后驱的主要优点是：可以采用治劣、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；货箱底板高度低。

主要缺点是：采用平头式驾驶室，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。

结合中置后驱及后置后驱的优缺点，以及参考相同吨位的已有车型，选取货车的驱动形式为发动机前置后驱。

2.4 轮胎选择
轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。

当然还应考虑与动力—传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数(例如汽车的最小离地间隙、总高等)的影响。

轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。

大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.9～1.0，以免超载。

超负荷不仅会导致轮胎寿命降低，而且会降低操纵稳定性和行驶安全性。

对商用车，为了充分利用轮胎的负荷能力，轮胎负荷系数可控制在接近上限处，前轮的轮胎负荷系数一般应低于后轮的。

所以，综合分析，可选取前轮的轮胎负荷系数为0.9，后轮为1.0。

轮胎是在专业化生产厂制造，并具有高度的标准化、系列化特点。

我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查相应的国家标准。

货车的后轮装双胎时，比单胎使用时的负荷可增加10％～15％。

综上考虑，参考相同吨位车型，可初选货车轮胎为普通断面斜交胎，型号为：
9.00—20 12层级
其中，9.00—轮胎名义断面宽度（in）
20 --轮辋名义直径（in）
由参考文献[4]可得：新胎充气后断面宽度B=263mm，外直径为1024mm，负荷下静半径r=484mm，滚动半径489mm,双胎最小中心距为290mm。

2.5 汽车主要尺寸的确定
2.5.1 轴距L
轴距L 对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。

当轴距短时，上述各指标减小。

此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。

轴距过短会使车厢(箱)长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。

原则上，载质量多的货车轴距取得长，参考相同吨位的已有车型可初选轴距L=3500+1200=4700mm 。

2.5.2 前轮距B1和后轮距B2
改变汽车轮距B 会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化。

增大轮距则车厢内宽随之增加，并有利于增加侧倾刚度，汽车横向稳定性好；但是汽车的总宽和总质量及最小转弯直径等增加，并导致汽车的比功率、比转矩指标下降，机动性变坏。

受汽车总宽不得超过2.5m 限制，轮距不宜过大。

但在取定的前轮距1B 范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。

在确定后轮距2B 时应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应留有必要的间隙。

参考已有车型，初选前轮距B1=2000mm, 后轮距B2=1800mm 。

2.5.3 前悬F L 和后悬R L
前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。

增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员视野变坏。

前悬不能缩短的原因是在这段尺寸内要布置保险杠、散热器、风扇、发动机等部件。

从撞车安全性考虑希望前悬长些，从视野角度考虑又要求前悬短些。

前悬对平头汽车上下车的方便性有影响。

综合考虑各因素，结合已有车型，可初选前悬F L =1300mm 。

后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。

后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低。

综合上述因素，初选取货车后悬R L =1500mm 。

2.5.4 货车车箱尺寸
要求车箱尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定吨数。

车箱边板高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响。

车箱内宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当取宽些，以利缩短边板高度和车箱长度。

行驶速度能达到较高车速的货车，使用过宽的车箱会增加汽车迎风面积，导致空气阻力增加。

车箱内长应在能满足运送上述货物额定吨位的条件下尽可能取短些，以利于减小整备质量。

参照已有车型，选取车厢的内尺寸为：5000mm ⨯2300mm ⨯800mm 。

2.5.5 外廓尺寸
汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。

参考文献[5]规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12m ，不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m ；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m ；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm ；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm 。

货车长度由轴距、前悬和后悬三部分组成。

由前面所选数据，可知，轴距L=4700mm ，F L =1300mm ，R L =1500mm ，所以车长为：
L+F L +R L =4700+1300+1500=7500 mm
考虑到车厢宽度为2300 mm,货车宽度应大于此值，所以可选取货车宽度为2450mm. 由于车厢高度为1200mm ，所以可初步选取货车高度为3000mm 。

综上所述，可确定货车的外廓尺寸为：7500mm ⨯2450mm ⨯3000mm 。

2.6 整车质量参数估算
2.6.1 空车状态下整车质量、轴荷分配
汽车总质量a m 是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。

商用车的总质量a m 由整备质量0m 、装载质量e m 和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，其中，乘员和驾驶员每人质量按65kg 计，取5人，即
a m =0m +e m +n ×65 所以整备质量：
0m =a m －e m － n ×65
=11000-6000-5×65 =4675kg
由参考文献[1]可知，4×2后轮双胎平头式货车空载时前轴轴荷分配范围为48%-54%，后轴轴荷分配范围为46%-52%，据此，可选取空载时货车前、后轴荷分配为50%、50%。

可得，空载后轴轴荷为：Mcr =0m ×50% =4675×50% =2337.5kg
空载前轴轴荷为：cf M =0m －Mcr =4675－2337.5 =2337.5kg
2.6.2 满载状态下整车质量、轴荷分配
由已知参数可知，满载时货车总质量a m 为11000kg 。

由参考文献[1]可知，4×2后轮双胎平头式货车满载时前轴轴荷分配范围为30%-35%，后轴轴荷分配范围为65%-70%，据此，可选取空载时货车前、后轴荷分配为35%、65%。

可得，满载时后轴轴荷为：
tr M =a m ×65%
=11000×65% =7150kg 满载时前轴轴荷为：
tf M =a
m －tr
M
=11000－7150 =3850kg
由此，可对前面所选轮胎的负荷能力进行校核，由于后轴负荷大，所以可选用双胎，根据所选轮胎的型号，可查表得：轮胎在6.75kg/cm ²时，负荷为2300kg 。

由于满载时后轴负荷为7150kg ，而且后轴使用单轴双胎，共4个轮胎，所以每个轮胎的负荷为：7150 /4=1787.5kg<2300kg ，所以所选的轮胎符合要求。

2.6.3 整备质量利用系数
整备质量利用系数m0η
是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即e 0
m m m η=，该系
数反映了汽车的设计水平和工艺水平，m0η
越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。

由前面数据可得，m0η=
4675
6000
=1.28
由参考文献[1]，可知，总质量在6.0-14t 的货车的质量系数m0η
的范围为1.20-1.35，所以，所得的m0η
=1.28在该数值内，符合要求。

第3章 发动机选型
3.1 发动机基本形式的选择
在汽车发动机基本型式的选择中首先应确定的是采用汽油机还是柴油机，其次是气缸的排列型式和发动机的冷却方式。

就世界范围而言，大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机，轻型载货汽车采用柴油机的也不少，甚至欧洲已将小型高速柴油机用到某些轿车上。

与汽油机相比，柴油机具有油耗低、燃料经济性好、无点火系统、故障少、工作更可靠、耐久性好、寿命长、
排气污染较低和防火安全性好等优点。

但一般柴油机的振动及噪声较大、轮廓尺寸及质量较大、造价较高、起动较困难并易冒黑烟。

近年来，由于柴油机在产品设计和制造工艺方面的不断完善，其上述缺点已得到较好的克服。

由于所设计的重型车辆的总质量大，综合考虑，选用柴油发动机。

根据发动机气缸排列形式不同，发动机有直列、水平对置和V 型三种。

气缸直列式排列具有结构简单、宽度窄、布置方便等优点。

但当发动机缸数多时，长度尺寸过长，在汽车上布置困难，因此直列式适用于6缸以下的发动机。

此外，直列式还有高度尺寸大的缺点。

参考已有车型，可选直列式发动机。

根据发动机冷却方式不同，发动机分为水冷与风冷两种。

大部分汽车用水冷发动机，因为它具有冷却均匀可靠、散热良好、噪声小和能解决车内供暖问题，以及加大散热器面积后，能较好适应发动机增压后散热的需要等优点。

水冷发动机的主要缺点是冷却系结构复杂；使用与维修不方便；冷却性能受环境温度影响较大。

风冷发动机的冷却系统简单，维修简便；对于在沙漠和缺水地区及炎热、酷寒地区使用的适应性好，不会产生发动机过热和冻结等故障；还可省去消耗铜材的水箱。

但大缸径的风冷发动机的冷却不够均匀；缸盖等有关零件的热负荷高，可靠性不及水冷式的；噪声大、油耗较高，故仅在安装小排量发动机的微型汽车上得到应用，在其他类型的汽车上应用不多。

综合考虑，选取发动机的冷却方式为水冷。

3.2 主要性能指标的选择
3.2.1 发动机最大功率max e P 、最大转矩max e T
及其相应转速
比功率b P 是汽车所装发动机的标定最大功率max
e P 与汽车最大总质量a m 之比，即b P =max e P /a m ，已知b P =10kw/t, a m =11000kg, 所以最大功率为：
max e P =b P ×a m
=
1000
11000
10⨯
=110kw
根据已选择的数据对发动机的最大功率进行估算，由参考文献[1]得：
max max max 1360076140a r D e a a T m gf C A P v v η⎛⎫=
+ ⎪
⎝⎭
（3-1）
式中 T η--传动系效率，货车可取0.82-0.85，取T η=0.85； g —重力加速度（2
/m s ）；
r f --滚动阻力系数，货车取0.012；
D C --空气阻力系数，货车取0.80-1.00，所以可取D C =0.90；
A --汽车正面投影面积（2
m ），它可根据前轮距1B 、汽车总高H 、汽车总宽B 等尺寸近似计算，对载货汽车：
1A B H ≈
由所选参数可估算出A =2×3=62
m 。

带入数据，可得： max max max 1360076140a r D e a a T m gf C A P v v η⎛⎫=
+ ⎪
⎝⎭
=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯716408069.03600080012.08.91100085.013 =76.54kw
参考相同吨位的已有车型，可选发动机型号为CY6102BZQ ，它的主要优点有：结构紧凑、可靠耐久、升功率和扭矩储备率高、启动性能优异、油耗小、排放和噪声低等。

其主要技术参数如下表所示。

表3-1 CY6102BZQ 型发动机技术参数
型号 CY6102BZQ
形式 立式、水冷、直列、四冲程、废气涡轮增压
燃烧室形式
直喷四角型燃烧室 气缸数⨯缸径⨯行程(mm) 6⨯102⨯118 额定功率/转速(kW/r/min) 120/2800 最大扭矩/转速(N.m/r/min)
460/1800 工作容积（L ） 5.785 最低燃油消耗率（g/kw.h ） 204 额定工况燃油消耗率（g/kw.h ）
220
净质量（kg ）
430
外型尺寸(长×宽×高)(mm)
1209.7×662×884.5
由上表可知，发动机的max e P =120kw ，对应功率下的转速p n =2800r/min 。

由参考文献[1]可得，发动机的最大转矩为：
max
max 9549e e p
P T n α=⨯
（3-2）
式中
α--转矩适应性系数， 一般在1.1-1.3之间，取α=1.1。

带入上述数据，可得：
Temax=
2800
1101.19549⨯⨯
=412.65N m ⋅ 所选的发动机扭矩符合要求。

3.2.2 发动机的比功率b P 和比转矩b T
比功率b P 是汽车所装发动机的标定最大功率max e P 与汽车最大总质量a m 之比，如下式所示：
max
e b a
P P m =
（3-3）
=
11000
1000
120⨯
=10.91kW t -⋅
由参考文献[1]可知，6.0t<a m <14.0t 的货车，b P 的范围为10-201kW t -⋅，所以所
得的b P =10.91kW
t -⋅符合范围。

它综合反映汽车的动力性，比功率大的汽车加速性能、速
度性能要好于比功率小些的汽车，乘用车的比功率明显大于货车和客车，货车的比功率随着总质量的增加而减少。

为保证路上行驶车辆的动力性不低于一定的水平，防止某些动力性能差的车辆阻碍交通，应对车辆的最小比功率作出规定。

参考文献[6]规定：农用运输车与运输用拖拉机的比功率 4.0/b
P kW t ≥，而其他机动车 4.8/b P kW t ≥。

比转矩b T 是汽车所装发动机最大转矩max e T 与汽车总质量a m 之比，它反映汽车的牵引能力，其计算公式如下：
max
e b a
T T m =
（3-4）
=
11000
1000
65.416⨯
=37.51N
m t -⋅⋅
由参考文献[1]可知，6.0t<a m <14.0t 的货车，b T 的范围为33-471N m t -⋅⋅，所以
所得的b T =37.51N
m t -⋅⋅符合范围。

3.3 传动系参数的选择
3.3.1 最小传动比的选择
在普通的载货汽车上，变速器的最高挡大都取1.0，则传动系的最小总传动比即为驱动桥的主减速比0
i , 有：
0max 0.377p gh
rn i v i =⨯
（3-5）
式中 r —车轮滚动半径（mm ）；
p n --最大功率转速(r/min)；
gh i --变速器最高档传动比。

代入数据，得：
ｉ0=0.377×
80
2800
489.0⨯
=6.45
3.3.2 最大传动比的选择
确定最大传动比时，要考虑三方面的问题：最大爬坡度、附着率及汽车最低稳定车速。

最大传动比为变速器的头档速比与主减速比的乘积。

该速比主要是用于汽车爬坡或道路
条件很差（阻力大）的情况下（此时空气阻力可以不计）汽车仍能行驶。

由参考文献[3]可知变速器最大速比公式：
max max 1max 0
(cos sin )g e T mg f r i T i ααη+⋅≥
⋅⋅ （3-6）
式中 max α--最大爬坡角度（ ），一般货车的最大爬坡度约为30%，即max
α≈16.7 ；
r --车轮滚动半径（m ）
，滚动半径与静力半径有一定差别，但一般不计它们的差别，所以取r=0.489m ；
f --滚动阻力系数，自卸车取0.012；
T η--传动系的传动效率，由前面所选的数据可取T η=0.85，带入数据，得：
ig1≥
()45
.685.0460489
.07.16sin cos16.70.0129.811000⨯⨯⨯+⨯⨯⨯
≥5.82
由此，可选择变速箱的型号为日野，它有5个前进挡和1个倒挡，操纵机构采用气路控制实现高低挡切换，可使用单、双杆操纵；结构紧凑，匹配适应性好；承载力强，可靠性高，省油效果明显，价格低等优点。

其主要参数如表3-2所示。

表3-2 日野型变速箱主要参数
挡位 1 2 3 4 5 R 主减速比 速比
5.839
3.176
1.793
1.000
0.751
6.571
6.571
长⨯宽⨯高 (mm)
870⨯480⨯500
重量
(kg)
270
由此可知，变速器一挡传动比1g i =5.839，所以，可确定传动系的最大传动比为：
max 10t g i i i =⨯
=5.839⨯6.571 =38.37。