载货汽车汽车动力总成匹配及总体设计

长春大学
课程设计说明书
题目名称载货汽车动力总成匹配与总体设计
院（系）_________ 机械与车辆工程学院__________ 课程名称______________ 汽车设计_______________ 班级_______________ 车辆10401班_____________ 学生姓名____________ 赵阳 _______________ 指导教师____________ 王静 _______________ 起止日期_______ 2013.12.16~2013.12.27 _______
轴数/轴距
额定载质量
整备质量
公路行驶最高车速最大爬坡度设计要求及参数
设计要求：
设计一辆用于长途城际运输，最大总质量不超过31t,额定载重为16t，最高车速为100km/h的重型载货汽车（售价不高于对标竞争车型）。

设计参数
整车尺寸(长* 宽* 高) 11976mm*2395mm*3750mm
4/( 1950+4550+1350) mm
16000kg
12000kg
100km/h
> 30%
(1-1)
P emax
■Q "84
?(
28000
9.8 0.008 3600
100
0.9 2.395 3.75
100 3)
76140
KW = 197 .2KW
1000P ema
x
m
第1章整车主要目标参数的初步确定
1.1发动机的选择
1.1.1发动机的最大功率及转速的确定
汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的最大功率。

参考该题目中的参 数，按要求设计的载货汽车最高车速是 U a =100km/h,那么发动机的最大功率应该 大于或等于以该车速行驶时，滚动阻力功率与空气阻力功率之和，即
1 ,m a gf C D A 3 \
P e max - ( ------- U max ------------------ U a max )
n
T 3600 76140
式中，Pemax 是发动机的最大功率（KV y ； n T 是传动系效率（包括变速器、辅
助变速器传动轴万向节、主减速器的传动效率），n T =95%*95%*98%*96%=84.9% 传动系各部件的传动效率参考了机械工业出版社的《汽车设计课程设计指导书》
表1-1得；Ma 是汽车总质量，Ma=28000kg g 是重力加速度，g=9.8m/s 2; f 是滚 动阻力系数，由试验测得，在车速不大于
100km/h 的情况下可认为是常数。

取
f=0.008，参考《汽车设计课程设计指导书》表 1-2得；C D 是空气阻力系数，一 般中重型
货车可取0.8〜1.0，这里取C D =0.9 ; A 是迎风面积（川），取前轮距B1* 总高 H, A=2.395X
3.75 m 20
CA= 0.9 沢
2395汉
3.75m = 8.1rY r
也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值。

如选取功率为197.2KW 的发动机，则比功率为
1000 乂197 2
1000 ^7^ KW/ t = 7. 043KW/ t
28000
参考了国内的一汽解放J6M重卡和国外的沃尔沃、奔驰等同类型汽车，其比功率都在7KW/t左右，则整备质量28t的汽车，其发动机应具有的功率
Pe=7*28=196kw
再考虑该载货汽车要求具有相对高的车速，因此初步选择汽车发动机的最大功率
为200kw。

1.1.2发动机的最大转矩及其转速的确定
当发动机最大功率和其相应转速确定后，可通过下式确定发动机的最大转矩。

P emax
T emax = 9549 -------- （化）
n p
式中，T emax是发动机最大转矩（N • m）；a是转矩适应性系数，标志着当行驶阻力增加
时，发动机外特性曲线自动增加转矩的能力，:=Temax
，Tp是最大功Tp
率时的转矩（N • m）, a可参考同类发动机数值选取，初取a=1.05; Pemax是发动机最大功率（KW）;n p是最大功率是的转速（r/min ）。

1.05 汉200
所以T emax = 9549 莎Nm = 911.5Nm
一般用发动机转矩适应性系数•巳，表示发动机转速适应行驶工况的程
度，①越大，说明发动机的转速适应性越好。

采用①值大得发动机可以减少换挡次数，减轻司机疲劳、减少传动系的磨损和降低油耗。

通常，汽油机取1.2〜1.4，柴油机取1.2〜2.6，以保证汽车具有相当的最低稳定车速。

初取n T=1300r/min ，则21 =2200=1.692，= 1.05 1.692 = 1.7769。

n T 1300
1.2轮胎的选择
i。

(0.377 ~
0.472)
U
amax
i
gh
(1-3)
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，因此，在总体设计开始阶段就应选定。

选择的依据是车型、使用条件、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。

为了提高汽车的动力因数、降低汽车质心的高度、减
小非簧载质量，对公路用车，在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内，应尽量选取尺寸较小的轮胎。

同时还应考虑与动力一传动系参数的匹配和对整车尺寸参数（例如汽车的最小离地间隙、总高等）的影响。

参考《汽车设计课程设计指导书》表1-3给出的部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。

通过查阅货车轮胎标准GB2977-2008《载重汽车轮胎规格、尺寸、气压与负荷》和参考同类车型所选轮胎规格，各轴轮胎规格选择如下：前轴轮胎规格为11.00R20,轮胎数量为2;中间轴轮胎规格为11.00R20,轮胎数量为2;后轮并装双轴双胎，型号为11.00R20,轮胎数量为&所选轮胎的单胎最大负荷28700N气压0.74MPQ加深花纹，外直径1090mm
1.3传动系最小传动比的确定
普通载货汽车最高档通常选用直接挡，若无分动器或者轮边减速器，则传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比i0。

主减速比i0是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。

载重货车为了得到足够的功率储备而使最高的车速有所下降，i 0可按下式
选择
式中，r r是驱动轮的滚动半径（所选轮胎规格为11.00R20的子午线轮胎，其自由直径
d=1090mm因计算常数F=3.05（子午线轮胎F=3.05）,故滚动半径r r电= _ mm = 529.1mm
= 0.5291m ；n p是发动机最大功率时的转速，
2 二2 3.1416
(1-4)
(1-5)
n p =2200r/min;u amax 是最高车速，U ama =100km/h ； i gh 是变速器最高档传动比，i gh =1.0。

cc c c 、 0.5291 ^ 2200 cc c 所以i
0 =（
0. 377 〜0. 472)
4. 307 〜
5.494 初
100 x 1.0
'
取 i o =5.0。

根据所选定的主减速比i 0的值，就可基本上确定主减速器的减速形式（单级、 双级以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

汽车驱动桥离地间隙要求参考《汽车设计课程设计指导书》表 1-4所示
其中，重型载货汽车的离地间隙要求在 230〜345mm 之间。

1.4传动系最大传动比的确定
传动系最大传动比为变速器的I 挡传动比i g i 与主减速比i 0的乘积。

i g i 应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着条件、汽车的最低稳定 车速以及主
减速比和驱动车轮的滚动半径等综合确定。

汽车爬坡度时车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力用于克服轮胎 与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。

故有
-m a g(f cos max S"： max )二 m^g max
则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为
■ m^g max 「r ig
T i
emax 0 T
式中，a max 是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为
30%，即坡度角
:max
=16.7 ; W max 是最大道路阻力系数。

'■ max
=
( f COS max
S“ ： max ) 0.008 COS16.7
S“ 16.7 0.30
前面已将计算得 r 「=0.5291m ；发动机最大转矩 T emax =911.5N.m ;主减速比
i 0=5.0 ;传动系传动效率n T =0.849。

所以
g
：
(1-6) 求得变速器的I档传动比为
i g
G2「r
T e max i 0 T(1-7)
28°°°9.8 °.3 0.5291 = 11.26
911.5 5.0 0.849
根据驱动车轮与路面附着条件
式中，‘是道路的附着系数，在良好的路面上取：=0.8 ；G2是汽车满载
静止于水平路面时，驱动桥承受的载荷（N），初步设计采用双联车桥驱动，每个驱动桥承受的质量为13t，则
.” 13000汉9.8汉0.8 沢0.5291 一
i g13.937
911.5 5.0 0.849
综上所述，初步选取变速器I挡传动比i g i =12.96。

第二章传动系各总成的选型
2.1发动机的选型
根据所需发动机的最大功率和最大转矩及相应转速，初步选择一汽大连柴油机股份有限公司的型号为BF6M1013-28E3勺发动机，它的主要技术参数如下表2-1所示。

表2-1 大柴BF6M1013-28E3发动机的主要技术参数
单位大柴BF6M1013-28E3外形尺寸（长X宽X高）mm1146 X 622 X 897
i i
2.2 离合器的初步选型
后备系数B为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于1。

B是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。

在选择B时，应考虑以下几点：
1）摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩；
2）防止离合器滑磨时间过长；
3）防止传动系过载以及操纵轻便等。

显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，B不宜选取太小；
为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，B又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，B可选取小些；当使用条件恶劣，需
要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，B应选取大些；货车总质量
越大，B也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的B值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，B可选取小些；膜
片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的B值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的B值应大于单片离合器。

各类汽车离合器B的取值范围见
表2-3。

根据发动机的最大转矩及上述要求，初步选择东风传动轴有限公司生产，转矩容量为2700N- m的DSP430拉式膜片弹簧离合器。

该离合器与潍柴WD615.56 匹配时，其后备系数为2.45。

2.3变速器的选择
由于重型汽车的装载质量大，使用条件复杂，同时，重型货车满载与空载的质量变化极大，欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，需要采用
多档变速器。

因为，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，可以提高汽车的加速与爬坡能力；同时也能增加发动机在地燃油消耗率的转速范围工作的机会，可以提高汽车的燃油经济性。

目前，组合式机械变速器已经成为重型汽车的主要形式，即以一到两种4〜6挡变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同的挡数、不同传动比范围的变速器系列。

根据发动机最大转矩和变速器的I挡传动比，初步选择中国第一汽车集团公司生产的10挡组合式机械变速器，变速器型号：CATS1O-130额定输入转
矩为1274N- m该变速器最高档采用直接挡，传动比范围为1〜12.961。

变速器
各挡速比见表2-4。

2.4 传动轴的选型
该车前后轴距较大，为了提高传动轴的的临界转速，避免共振以及考虑整车总布置上的需要，常将传动轴分段。

当传动轴分段时，需要加设安装在车架横梁上的弹性中间支撑，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车辆行驶
过程中由于弹性支承的发动机的传动和车架等变形所引起的位移。

弹性元件能吸
收传动轴的震动，降低噪声。

这种弹性中间支撑不能传递轴向力，它只要承受传动轴因动不平衡，偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。

一般驱动桥传动轴均采用一对十字轴万向节。

十字万向节两轴的夹角:不宜过大，当a 由4增至16时，滚针轴承寿命将下降至原寿命的1/4。

十字轴万向节夹角的允许范围参照《汽车设计课程设计指导书》表1-8。

初步选取重庆重型汽车集团传动轴有限责任公司生产的重型汽车传动轴总
成，编号为006,工作转矩为16500N- m
2.5驱动桥的选型
驱动桥处于传动系的末端，其基本公用是增大由传动轴传来的转矩，将转矩
分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动轮具有差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车价之间的垂向力、纵向力和横向力。

2.5.1驱动桥结构形式和布置形式的选择
驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式有关。

绝大多数载货汽车的驱动车轮采用非独立悬架，相应的采用非断开式车桥。

现代多桥驱动汽车都采用贯通式驱动桥的布置。

在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动布置在同一个纵向垂直平面内，且相
邻的两桥的传动轴是串联的布置。

其优点是不仅减少了传动轴的数量，而且提高
了各种驱动桥零件的互通性，并且简化了结构，减少了体积和质量，成本较低。

2.5.2主减速器结构形式选择
主减速器形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，主要取决与动力性、经济性等整车
性能所要求的主减速比i0的大小以及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数目及减速形式等。

双级主减速器有两集齿轮减速组成，结构复杂、质量大，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大（7.6叮。

空12）且采用单级减速器不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上。

单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点是结构简单，主
减速器的质量较小，尺寸紧凑，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。

综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动形式为8 4，以及单级减速双联主减速器具有结构简单等诸多优点，又能满足使用要求。

所以，选用单级减速双联主减速器。

2.5.3驱动桥的选型
根据计算的主减速比，初步选择重庆红岩汽车车桥厂的单级减速双联驱动桥，产品型号：20048302。

中、后桥均采用铸钢桥壳，中、后驱动桥承载能力均为13t，最大输入转矩为40000N • m,大于最大的输入转矩1274 X
12.961N • m=16512.31N・m 主减速器传动比i0=4.875和5.833两种。

因车速要求较高，就选i0=4.875计算，如果汽车阻力功率曲线与发动机功率曲线不能交在其最大功率点上，再进行调整。

第三章整车性能计算
3.1配置大柴BF6M1013-28E；发动机的整车性能计算
r r
(3-3)
F f = m a g cos f
(3-4)
F w 3.1.1汽车动力性能计算 （1）汽车驱动力和行驶阻力 汽车行驶过程中必须克服滚动阻力 F f 和空气阻力F w 的作用，加速时会受到 加速阻力F j 的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力——坡度阻力 F i 的作用。

汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为 F^ F f F w F j F j （3-1） 发动机在转速n 下发出的转矩Te ,经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力 Ft 按下式计算 T e i g i 。

T (3-2)
式中，T e 是发动机转矩（N ・n ）i g 是变速器速比；i o 是主减速器速比，i 。

=4.875 ; n T 是传动系效率，n T =0.849 ； r 「是车轮的滚动半径（m ），r 「=0.5249m^
在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速（r/min ）所对应的汽车车速u a （ Km/h ） 为
u 厂0.377匹
i g i 。

滚动阻力Ff 为
式中，g 是重力加速度，g=9.8m/s 2; a 是坡道的坡度角（o ）； f 是滚动阻力系数, 同式（1-1 ）说明。

空气阻力Fw 为
(3-5)
式中，G 是空气阻力系数，C D =0.9 ; A 是迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，
2 4
A=2.065X 3.390 m 2; p 是空气密度，一般取p =1.2258N • s • m ; u a 是汽车行驶
速度（m/s）,若U a以km/h计，则Fw -
坡度阻力Fi为
F厂m a gi （3-6）式中，i是道路坡度，计算时i取值从0%到40%坡度阻力F^m a gsino随坡度角a的增加而增大，且与变速器档位和车速无关。

将各挡驱动力Ft随车速ua的变化关系和不同坡度i时的F f ■ F w ■ F i随ua 的变化关系画在同一张纸上，则形成汽车的行驶性能曲线。

由汽车的行驶性能曲线可知该车的最高车度、最大爬坡度、档位的使用情况及各档位某车速的爬坡能力。

选用大柴BF6M1013-28E3发动机时，参照《汽车设计课程设计指导书》中图1-7的汽车的行驶性能曲线可看出，最高车速在100km/h时，经计算，一档时最大爬坡度为i 1 max 二33. 4%。

图1-7
（2）汽车的加速性能计算
加速阻力F j = F t-（F f * F w' F i）计算。

为计算最大加速能力，这里
F t - F w - F f
行「叫^F t-F/F (3-7)
式中，S是汽车旋转质量换算系数,
2
s按式2i g估算，取
(3-8)
就取道路坡道为零的平直道路上行驶进行计算
^?;'2 =°.°4,ig为变速器速比。

参照《汽车设计课程设计指导书》中的图1-8 绘制出汽车加速度曲线图。

进而参照《汽车设计课程设计指导书》中的图1-9绘制各挡加速度倒数曲线图。

由…甞得d^a dUa，故
U2 1
du
Ui a
通过上式可求得汽车从初始车速ui全力加速到u2的加速时间t，结合汽车的行驶性能曲线，可以参照《汽车设计课程设计指导书》中的图1-10作出该汽车连续换挡加速时间曲线图。

式中，P 是汽车以车速 的功率（kw ），P =+（ P f
T
3.1.2 汽车经济性能计算
汽车的燃油经济性是汽车使用中的另一项重要性能。

汽车设计开发过程中， 常需要在
实际样车制成之前，根据发动机特性和汽车功率平衡图对汽车的燃油经 济性进行评算，最简单、最基本的是等速行驶百公里燃油消耗量的估算。

对货车 来讲，等速百公里燃油消耗量是在满载时以最高挡在水平良好的路面上等速行驶 100k m 的燃油消耗量。

汽车百公里燃油消耗量
U a 等速行驶时用于克服滚动阻力和空气阻力发动机所消 耗 3 1 m ag fU a C oAUa_ Q s Pg e 1.02u^ g
(3-9)
巳）=：（一6 { ）；T是传动系效率，T =°.849 ; m a是汽车总质量；f是滚动阻力系数，f =0.008 ；C D是空气阻力系数C D =0.9 ；A是迎风面积；g e是燃油消耗率(g/(kw h))，可根据发动机转速从外特性曲线图上读取；u a是汽车车速(km/h)；P g是燃油的重度，柴油取7.94 〜8.13N/L，取g =8.04N/L 0
经上述计算，参照《汽车设计课程设计指导书》中的图1-16，绘制出使用大柴BF6M1013-28E3发动机时汽车在各个档位时的等速百公里燃油消耗量曲线。

第四章发动机与传动系部件的确定
根据前面的计算，可以确定设计车辆的动力传动系统。

变速器CATS10-130 单级减速双联驱动桥与280马力的大柴BF6M1013-28E我动机匹配使用时，整车的爬坡性能、加速性能和转矩适应性都有了较为显著的提高，经济车速的范围也较大，燃油经济性较好，同时也满足最高车速为100km/h的设计要求。

最后确定的发动机和传动系各部件如表4-1所示，整体布置图附录所示。

设计总结
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，也是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。

通过这次的汽车课程设计，使我之前学习的课本知识得以巩固，同时也更加系统全面的了解了汽车发动机与传动系和驱动桥之间的匹配关系。

本次课程设计中，会用到很多以前老师讲解过的知识，尤其是《汽车构造》《发动机原理》和《汽车理论》上的一些重点内容，感谢学院所有老师对我们学习上的帮助和生活上的关怀，增强了我们实践操作和动手应用能力，提高了独立思考的能力。

我们不仅学到了许多新的知识，而且也开阔了视野，提高了自己的设计能力。

由于设计资料和能力比较有限，此次设计尚有许多不足之处，恳请各位老师和同学给予批评指正。

最后，向对本次课程设计尽心指导的各位老师表示衷心的感谢！
----- 10 车辆工程1班
参考文献
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[10] 参考网页：百度百科、卡车之家、中国第一汽车集团有限公司官网等。