载货汽车动力匹配和总体设计

汽车设计课程设计说明书学院：机械工程学院班级：姓名：学号：目录设计任务书 (3)第1章整车主要目标参数的初步确定 (4)发动机的选择 (4)发动机的最大功率及转速的确定 (4)发动机最大转矩及其转速的确定 (6)轮胎的选择 (7)传动系最小传动比的确定 (8)传动系最大传动比的确定 (10)第2章传动系各总成的选型 (11)发动机的选型 (11)离合器的初步选型 (12)变速器的选型 (14)传动轴的选型 (15)主减速器结构形式选择 (16)驱动桥的选型 (17)第3章整车性能计算 (17)配置潍柴发动机的整车性能计算 (17)汽车动力性能计算 (17)汽车经济性能计算 (20)第4章发动机与传动系部件的确定 (21)参考文献 (23)设计任务书载货汽车动力匹配和总体设计设计一辆用于长途运输固体物料，载重质量20t 的重型货运汽车。

整车尺寸：11980mm×2465mm×3530mm轴数：4；驱动型式：8×4；轴距：1950mm+4550mm+1350mm额定载质量：20000kg整备质量：11000kg公路最高行驶速度：90km/h最大爬坡度：大于30%设计任务：1) 查阅相关资料，根据题目特点，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、驱动桥、车轮匹配和选型；2) 进行汽车动力性、经济性估算，实现整车的优化匹配；3) 绘制车辆总体布置说明图；4) 编写设计说明书。

第1章 整车主要目标参数的初步确定发动机的选择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。

设计要求该载货汽车的最高车速是90km/h ，那么发动机的最大功率应该大于等于以该车速行驶时的行驶阻力功率之和，即：)761403600(13max max max a D a a T e u A C u f g m P ⋅+⋅⋅≥η （1-1）式中 max e P ——发动机最大功率，kW ；T η——传动系效率（包括变速器、传动轴万向节、主减速器的传动效率）%9.84%96%98%95%95=⨯⨯⨯=T η，各传动部件的传动效率见表1-1；表1-1传动系统各部件的传动效率a m ——汽车总质量，kg m a 31000=；g ——重力加速度，2/81.9s m g =；f ——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。

轮胎结构、充气压力对滚动阻力系数有较大影响，良好路面上常用轮胎滚动阻力系数见表1-2。

取012.0=f 。

表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数D C ——空气阻力系数，取D C =；一般中重型货车可取~；轻型货车或大客车~；中小型客车~；轿车~；赛车~。

A ——迎风面积)(2m ,取前轮距1B ×总高H ，A =⨯2m m ax a u ——该载货汽车的最高车速，m ax a u =90km ／h 。

故kW kW P e 78.1959076140530.3465.29.0903600012.081.931000849.013max =⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯+⨯⨯⨯≥也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值。

如选取功率为的发动机，则比功率为t kW t kW m P a e /315.6/3100078.19510001000max =⨯= （1-2） 参考日本五十铃、德国奔驰、瑞典斯堪的维亚等国外同类型汽车，其比功率都在6kW/t 以上，即总质量31t 的汽车，其发动机应该具有的功率kW P e 186316=⨯=；再考虑该载货汽车要求具有相对较高的车速，因此初步选择汽车发动机的最大功率为200kW 。

发动机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，可用下式确定发动机的最大扭矩。

pe e n P T maxmax 9549α= （1-3）式中，maxe T ——发动机最大转矩（N ·m ）；α——转矩适应性系数，α＝pe T T max ；pT ——最大功率时的转矩（N ·m ）；α的大小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，α可参考同类发动机数值选取，初取α=；maxe P ——发动机最大功率，kW ；p n ——最大功率时的转速，r/min ，取p n =2200r/min 。

所以 m N m N T e ⋅=⋅⨯⨯=5.911220020005.19549max一般用发动机适应性系数Φ表示发动机适应行驶工况的程度，Tp n n α=Φ。

Φ值越大，说明发动机的适应性越好。

采用Φ值大的发动机可以减少换档次数，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～，柴油机取～，以保证汽车具有适当的最低稳定速度。

初取T n =1300r/min ，则Tp n n 692.113002200==，7769.1692.105.1=⨯=Φ。

轮胎的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，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—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。

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,轮胎数量为2；中间轴轮胎规格为，轮胎数量为2；后轮并装双轴双胎，型号为,轮胎数量为8。

所选轮胎的单胎最大负荷28700N ，气压，加深花纹，外直径1090mm 。

表1-3 大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件5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档，若无分动器或轮边减速器，则传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比0i 。

主减速比0i 是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。

对于载货汽车，为了得到足够的功率储备而使最高车速有所下降，i 可按下式选择iu nr i gha prmax 0)472.0~377.0( （1-4）式中，r r —驱动车轮的滚动半径（m ），所选轮胎规格为的子午线轮胎， 其自由直径d=1090mm ，因计算常数F=(子午线轮胎F=,故滚动半径m mm mm Fd r r 5291.01.5291416.32109005.32==⨯⨯==π；p n 是发动机最大功率时的转速，p n =2200r/min;m ax a u 是最高车速，m ax a u =100km/h ；gh i 是变速器最高档传动比，gh i =。

所以104.6~876.40.19022005291.0)472.0~377.0(0=⨯⨯=i ，初取0.50=i 。

根据所选定的主减速比0i 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如表1-4所示。

其中，重型载货汽车的离地间隙要求在230～345mm 之间。

表1-4 汽车驱动桥离地间隙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 档传动比g i I 与主减速比0i 的乘积。

g i 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。

汽车爬陡坡时车速不高，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max 0max max max(cos sin )e g Ta a rT i i m g f m g r ηααψI ⋅⋅⋅≥⋅⋅⋅+=⋅⋅ （1-5）则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为max max 0a rgI e T m g r i T i ψη⋅⋅⋅≥⋅⋅ （1-6）式中 a m ——汽车总质量，a m =31000kg ；g ——重力加速度，g =2s ：max ψ——道路最大阻力系数，max ψ=max max (cos sin )f αα⋅+。

max α——道路最大坡度角，设计要求最大坡度为30%，即坡度角max α为°。

所以 30.07.16sin 7.16cos 012.0max ≈︒+︒⨯=ψrr ——驱动车轮的滚动半径（m ），按2r F dr π⋅=计算，F=，d=1090mm所以 r r =；max e T ——发动机最大转矩，·m ；i ——主减速比，0i =； Tη——传动系传动效率，T η=。

所以 47.12849.00.55.9115291.030.081.931000=⨯⨯⨯⨯⨯≥gI i根据驱动车轮与路面附着条件max 02e g TrT i i G r ηϕI ⋅⋅⋅≤ （1-7）求得变速器I 档传动比为2max 0rg e T G r i T i ϕηI ⋅⋅≤⋅⋅ （1-8）式中 2G ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，初步设计采用双联车桥驱动，每个驱动桥承受的质量为15t ； ϕ——道路的附着系数，在良好路面上ϕ取； r r ，max e T ，0i ，T η——同式（1-6）中的说明。

所以 097.16849.00.55.9115291.08.081.915000=⨯⨯⨯⨯⨯≤gI i综上，初步确定变速器I 档传动比96.12=gI i 。

第2章 传动系各总成的选型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的发动机，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离合器的初步选型后备系数β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。

β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β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，β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，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β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，β应选取大些；货车总质量越大，β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β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β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β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。