畢業(yè)論文中型載貨汽車動力總成匹配與總體設計

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1、 課程設計 題 目 中型載貨汽車動力總成匹配與總體設計 指導老師 專業(yè)班級 車輛工程 姓 名 學 號 2015年 12月 1日 摘 要 汽車動力性是汽車最基本、最重要的性能。本文通過分析計算，對某客車的動力匹配進行了校核，選擇了最佳的動力總

2、成，確保了該車型的優(yōu)良性能。汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協調和配合，取決于總體布置；總體設計水平的高低對汽車的設計質量、使用性能和產品的生命力起決定性的影響。 關鍵詞：汽車；動力性；計算 Truck vehicle powertrain matches the overrall design Abstract:Automobile power is the basic and the most important function of Automobile．Through the analysis and calculation，

3、the article proofread the power matching of bus，choosing the best power unit，insured the good function of the automobile．Car performance will not only depend on the performance of the various components of the composition of cars, and depends largely on the coordination and cooperation of the variou

4、s components, depending on the general arrangement; the level of the overall design of the cars design quality, performance and product vitality decisive influence. Key words：automobile ; power; calculation 目 錄 摘 要 II Abstract II 引 言 1 1.整車性能參數 2 2.整車主要目標參數的初步確定 3 2.1 發(fā)動機的選擇 3

5、2.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉速的確定 3 2.1.2 發(fā)動機的最大轉矩及其轉速的確定 4 2.2 輪胎的選擇 5 2.3傳動系最小傳動比的確定 6 2.4 傳動系最大傳動比的確定 6 3.傳動系各總成的選型 8 3.1 發(fā)動機的選型 8 3.2 離合器的初步選型 8 3.3 變速器的選擇 10 3.4 傳動軸的選型 11 3.5 驅動橋的選型 11 3.5.1 驅動橋結構形式和布置形式的選擇 11 3.5.2 主減速器結構形式選擇 12 3.5.3 驅動橋的選型 12 4.整車性能計算 14 4.1發(fā)動機外特性 14 4.2 汽車動力性能計算 14 4.3

6、 汽車經濟性能計算 21 5.發(fā)動機與傳動系部件的確定及校核性能 26 5.1發(fā)動機和傳動系各部件選型 26 5.2各部件的性能校核 26 5.2.1發(fā)動機性能校核 26 5.2.2離合器性能參數校核 27 5.2.3變速器性能校核 28 5.2.4傳動軸006性能校核 28 5.2.5驅動橋性能校核 28 設計總結 29 參考文獻 30 引 言 汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協調和配合，取決于總體布置；總體設計水平的高低對汽車的設計質量、使用性能和產品的生命力起決定性的影響。 汽車是一個系統，這是基于汽車只有如

7、下屬性而具備組成系統的條件： 1. 汽車是由多個要素（子系統及連接零件）組成的整體，每個要素對整體的行為有影響； 2. 組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的； 3. 汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。 由此，汽車具備系統的屬性，對環(huán)境表現出整體性，一輛子系統屬性匹配協調的汽車所具備的功能大于組成它的各子系統功能純粹的、簡單的總和；反之，如果子系統的屬性因無序而相互干擾，即便是個體性能優(yōu)良的子系統，其功能也會因相互扼制而抵消，功率循環(huán)就是這樣的典型例子。 系統論所揭示的系統整體性和系統功能的等級性必然會映射到設計任務中來，用整體性來解釋汽車設計的終極目標是整車性能的

8、綜合優(yōu)化，道理是十分顯然的。汽車設計任務的等級形態(tài)表現為：上位設計任務是確定下位設計任務要實現的目標，下位設計是實現上位設計功能的手段，上、下位體系可從總體設計逐級分至零件設計，總體設計無疑處于這種體系的最上位，設計子系統的全部活動必須在總體設計構建的框架內進行。子系統設計固然重要，但統攬全局，設計子系統組合和相互作用體系規(guī)則的總體設計對汽車的性能和質量的影響更加廣泛、更為深刻。 1.整車性能參數 設計總質量量為6.75t的中型運輸汽車。 整車尺寸 8100mm*2480mm*3160mm 軸數/軸距

9、 2/3815mm 最大總質量 6750kg 整備質量 4200kg 公路行駛最高車速 120km/h 最大爬坡度 ≥30% 貨箱尺寸 4675mm*2100mm*550mm 軸荷分配 空載前軸：2100kg（50%）空載后軸：2100kg（50%） 滿載前軸（2025）（30%）滿載后軸：4725kg（70%） (以上數據由《汽車設計》表1-6

10、可得) 軸距 3815mm 前懸/后懸 1714mm/2571mm 前/后輪距 1680mm/1640mm 質量系數（載質量/整備質量） 1.61 車頭長 2100mm  2.整車主要目標參數的初步確定 2.1 發(fā)動機的選擇 2.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉速的確定 汽車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。參考該題目中的參數，按要求設計的載貨汽車最高車速是ua=120km/h，那么發(fā)動機的最大功率應該大于或等于以該

11、車速行駛時，滾動阻力功率與空氣阻力功率之和，即 （2-1） 式中，Pemax是發(fā)動機的最大功率（KW）；ηT是傳動系效率（包括變速器、輔助變速器傳動軸萬向節(jié)、主減速器的傳動效率），ηT=0.9，傳動系各部件的傳動效率參考了機械工業(yè)出版社的《汽車設計課程設計指導書》表1-1得；Ma是汽車總質量，Ma=6750kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滾動阻力系數，由試驗測得，在車速不大于100km/h的情況下可認為是常數。參考《汽車理論》取f=0.0076＋0.000056Ua=0.01432，參考《汽車設計課程設計指導書》得；CD是空氣阻力系數，一般中重型貨車可

12、取0.8～1.0，這里取CD=0.9；A是迎風面積（㎡），取前輪距B1*總高H，A=5㎡。 故 A=5㎡ 如果選取功率為138.5KW的發(fā)動機，則比功率為： 根據《專用汽車設計》 表2.1.1 汽車動力性參數 汽車類型 最大總質量 范圍 最高車速 比功率 貨車 ma 6.0＜ma＜14.0 75～120 10～20 則此車的比功率20在10～20之間，取比功率為20kw/t，則Ma=6750kg的發(fā)動機應該具有的功率為135kw，1351.63=220.05馬力?？紤]到載貨汽車速度相對較高，初選發(fā)動機的

13、功率為225馬力，P=165kw 2.1.2 發(fā)動機的最大轉矩及其轉速的確定 當發(fā)動機最大功率和其相應轉速確定后，可通過下式確定發(fā)動機的最大轉矩。 （2-2） 式中，Temax是發(fā)動機最大轉矩（Nm）；α是轉矩適應性系數，標志著當行駛阻力增加時，發(fā)動機外特性曲線自動增加轉矩的能力，Tp是最大功率時的轉矩（Nm），α可參考同類發(fā)動機數值選取，初取α=1.05；;np為最大功率轉速選為2500r/min.Pemax是發(fā)動機最大功率（KW）;np是最大功率是的轉速（r/min）。 所以 一般用發(fā)動機轉矩適應性系數,表示發(fā)動

14、機轉速適應行駛工況的程度，Φ越大，說明發(fā)動機的轉速適應性越好。采用Φ值大得發(fā)動機可以減少換擋次數，減輕司機疲勞、減少傳動系的磨損和降低油耗。通常，汽油機取1.2～1.4，柴油機取1.2～2.6，初選n=1500r/min,以保證汽車具有相當的最低穩(wěn)定車速。由符合。 2.2 輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數據，因此，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依據是車型、使用條件、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。為了提高汽車的動力因數、降低汽車質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車，在其輪胎負荷系數以及汽車離地間隙允許的范圍內，應盡量選取尺

15、寸較小的輪胎。同時還應考慮與動力—傳動系參數的匹配和對整車尺寸參數（例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。參考《汽車設計課程設計指導書》給出的部分國產汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件。 表2.2.1 輪胎規(guī)格 輪胎規(guī)格 層數 主要尺寸/mm 使用條件 斷 面 寬 外直徑 最大負荷/N 相應氣壓P/ 標準輪輞 允許使 用輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 9.00-20 (9.00R20) 10 12 14 259 1018 1030 (1025) 1038 (1030) 18350 20500 22550 4.9(5.3

16、) 6.0(6.3) 7.0(7.4) 7.0 7.00T 7.5 7.50V 7.0T 10.00-20 (10.00R20) 12 14 16 278 1055 1067 (1060) 1073 (1065) 21600 24050 26300 5.3(5.6) 6.3(6.7) 7.4(7.7) 7.5 7.5V 8.0 8.0V 8.00V 11.00-20 (11.00R20) 14 16 293 1085 1100 (1090) 1105 (1095) 26250 28700 6.3(6.7

17、) 7.4(7.7) 8.0 8.00V 8.5 8.50V 8.5V 12.00-20 (12.00R20) 16 18 315 1125 1145 (1135) 30850 32700 6.7(7.0) 7.4(7.7) 8.5 8.50V 9.00V 12.00-24 (12.00R24) 16 315 1225 1247 (1238) 34700 6.7(7.0) 8.5 8.5V 9.00V 通過查閱貨車輪胎標準GB2977-2008《載重汽車輪胎規(guī)格、尺寸、氣壓與負荷》和參考同類車型所選輪胎規(guī)格，各軸輪胎規(guī)

18、格選擇如下： 后輪采用雙胎，負荷率增加10%-15%，所以使用6胎。米其林輪胎，縱向花紋16層，最大符合3550kg，最大氣壓830Pa。規(guī)格295/80R22.5-16 35504≥6000 可以。 2.3傳動系最小傳動比的確定 普通載貨汽車最高檔通常選用直接擋，若無分動器或者輪邊減速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比 。主減速比是主減速器設計的原始數據，應在汽車總體設計時就確定。 載重貨車為了得到足夠的功率儲備而使最高的車速有所下降，可按下式選擇 （2-3） 式中，是驅動輪的滾動半徑（m），所選輪胎規(guī)格為295/8

19、0R20的子午線輪胎，其自由直徑d=1044mm，因計算常數F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑；np是發(fā)動機最大功率時的轉速，np=2400r/min;uamax是最高車速，uamax=120km/h；igh是變速器最高檔傳動比，igh=1.0。 所以，初取i0=4。 根據所選定的主減速比i0的值，就可基本上確定主減速器的減速形式（單級、雙級以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 汽車驅動橋離地間隙要求參考《汽車設計課程設計指導書》表1-4所示。其中，中型載貨汽車的離地間隙要求在210～275mm之間。 2.4 傳動系最大傳動比的確定

20、 傳動系最大傳動比為變速器的Ι擋傳動比igΙ與主減速比i0的乘積。igΙ應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合確定。 汽車爬坡度時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （2-4） 則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為 （2-5） 式中，是道路最大坡度角，設計要求最大爬坡度為30%，即坡度角；是最大道路阻力系數。 前面已將計算得=0.507m；發(fā)動機最大轉矩Temax=850N.m；主減速比=4；傳動系傳

21、動效率=0.9。所以 根據驅動車輪與路面附著條件 （2-6） 求得變速器的Ι檔傳動比為 （2-7） 式中，是道路的附著系數，在良好的路面上取0.8；是汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋承受的載荷（N），后橋所受載荷為4725kg（根據滿載時軸荷分配，后軸為70%），則 綜上所述，初步選取變速器Ι擋傳動比igΙ=9。  3.傳動系各總成的選型 3.1 發(fā)動機的選型 根據所需發(fā)動機的最大功率和最大轉矩及相應轉速，初步選擇康明斯有限公司的型號為康明斯ISBE4+225的發(fā)動機，它

22、的主要技術參數如表2.1.1所示，其外特性曲線見附圖1。 表2.1.1 康明斯ISBE4+225的發(fā)動機發(fā)動機的主要技術參數 單位 康明斯ISBE4+225 缸徑/行程 mm 102*120 質量 ㎏ 612 排量 L 6.7 額定工況功率/轉速 Kw/(r/min) 165/2500 最大轉矩/轉速/最大馬力 Nm/(r/min)/馬力 850/1500/225 最低燃油消耗率 g/(kwh) ≤207 一米外噪音 B 99 滿足排放要求 國四 進氣形式/每缸氣門數 增壓中冷/2 氣缸排列形式 直列6缸

23、3.2 離合器的初步選型 后備系數β為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，必須大于1。β是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮以下幾點： 1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩； 　　2)防止離合器滑磨時間過長； 　　3)防止傳動系過載以及操縱輕便等。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太??；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；當使用條件惡劣

24、，需要拖帶掛車時，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些；貨車總質量越大，β也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小，β可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應大于單片離合器。各類汽車離合器β的取值范圍見表2.2.1。 表3.2.1 離合器后備系數β的取值范圍 車型 后備系數β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 根據發(fā)

25、動機的最大轉矩及上述要求，初步選擇東風傳動軸有限公司生產，轉矩容量為1800Nm的160 2B T-130單片干式螺旋彈簧離合器。該離合器與康明斯ISBE4+225匹配時，其后備系數為1.6。 表3.2.2 離合器 品牌 型號 160 2B T-130 工作性質 操縱式離合器 適用 貨車，重汽 轉矩 1600-1800 摩擦系數 0.47 摩擦面積 2 壓盤尺寸 43243248mm 銷孔 12mm 內徑 240mm 摩擦表面內徑 240mm 類型 干式操縱 摩擦表面外徑 430mm 3.3 變速器的選擇 根據汽車理論

26、經驗公式，為使提檔平順，n=igΙ/1.3=6.9，故初選7個檔位。傳動比分配7個檔，igΙ取9，1*q^6=9，q=1.44，初選分配檔位如下： 表3.3.1 初選變速器各擋速比 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 8.9 6.2 4.31 2.99 2.08 1.44 1 由之前所算數據修正檔位后得K，根據計算選擇，初步選定大齒公司DC7J120T(9.204)七檔組合變速器，最大扭矩1150Nm，各檔傳動比為： 表3.3.2 所選變速器各擋速比 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 倒Ⅰ 9.2

27、04 6.082 3.982 2.506 1.586 1 0.829 9.056 變速箱主要參數如下表： 表2.3.3 大齒DC7J120T變速箱主要參數 品牌： 大齒 變速箱： 大齒DC7J120T 系列： DC7J120T 檔位數： 7檔 換擋形式： 手動 匹配范圍： 馬力是180-210的道路用車和工程車 前進檔位： 7檔 倒擋檔位數： 1個 是否有同步器： 是 最大扭矩： 900-1200NM 額定轉速： 2600rpm 換擋方式： 手動 主箱中心距： 165mm 頭檔速比： 9.204 2檔

28、傳動比： 6.082 3檔傳動比： 3.982 4檔傳動比： 1.586 5檔傳動比： 1.586 6檔傳動比： 1 7檔傳動比： 0.829 倒擋傳動比： 9.506 變速箱重量： 320Kg 變速箱油容量： 15L 操縱形式： 可遠程操縱或直接操縱 3.4 傳動軸的選型 該車前后軸距較大，為了提高傳動軸的的臨界轉速，避免共振以及考慮整車總布置上的需要，常將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需要加設安裝在車架橫梁上的彈性中間支撐，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的傳動和車架等變形所引起的位移。彈性元件能吸

29、收傳動軸的震動，降低噪聲。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，它只要承受傳動軸因動不平衡，偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。 一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字萬向節(jié)兩軸的夾角α不宜過大，當α由增至時，滾針軸承壽命將下降至原壽命的1/4。十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍參照《汽車設計課程設計指導書》表1-8。 初步采用重慶重型汽車集團傳動軸有限責任公司生產的重型汽車傳動軸總成，編號為：006。工作扭矩為：1650N.m。 3.5 驅動橋的選型 驅動橋處于傳動系的末端，其基本公用是增大由傳動軸傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使

30、左、右驅動輪具有差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車價之間的垂向力、縱向力和橫向力。 3.5.1 驅動橋結構形式和布置形式的選擇 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式有關。絕大多數載貨汽車的驅動車輪采用非獨立懸架，相應的采用非斷開式車橋?，F代多橋驅動汽車都采用貫通式驅動橋的布置。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動布置在同一個縱向垂直平面內，且相鄰的兩橋的傳動軸是串聯的布置。其優(yōu)點是不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各種驅動橋零件的互通性，并且簡化了結構，減少了體積和質量，成本較低。 3.5.2 主減速器結構形式選擇 主減速器形式的選擇與汽車的類型及使用條件有

31、關，主要取決與動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比i0的大小以及驅動橋的離地間隙、驅動橋的數目及減速形式等。 雙級主減速器有兩集齒輪減速組成，結構復雜、質量大，制造成本也顯著增加，僅用于主減速比較大（）且采用單級減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙要求的重型汽車上。 單級貫通式主減速器用于多橋驅動汽車的貫通橋上，其優(yōu)點是結構簡單，主減速器的質量較小，尺寸緊湊，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性。 綜上所述，由于所設計的載貨汽車的軸數和驅動形式為42，以及單級減速主減速器具有結構簡單等諸多優(yōu)點，又能滿足使用要求。所以，選用單級減速主減速器。

32、 3.5.3 驅動橋的選型 根據計算的主減速比，初步選擇湖北車橋有限公司的“載荷5-6.5噸后橋總成”，產品型號：HT24K21。中、后橋均采用鑄鋼橋殼，后驅動橋承載能力為5-6.5t，最大輸入轉矩為13000Nm，大于最大的輸入轉矩8509.204Nm=7670.4Nm，主減速器傳動比i0=4.11和4.875兩種。因車速要求較高，就選i0=4.11計算，如果汽車阻力功率曲線與發(fā)動機功率曲線不能交在其最大功率點上，再進行調整。 表3.5.1 湖北車橋有限公司HT34H后橋總成基本參數 后橋總成基本參數 HT34H 適用車型 工程車、載貨車 額定載

33、荷(噸) 5-6.5 基本結構特點 沖焊1101208 11612010 12612610 輪距L(mm) 1680 板簧(氣簧)距L1(mm)/傾角α 940/5.5 最大輸出扭矩(N.M)/主減中心高H(mm)/偏置距(右E下F) 13000/280(49/3430) 制動器結構形式/規(guī)格(mm) 氣剎S凸輪滾輪式φ360155 Φ400155 車輪螺栓d/分布圓直徑D(mm) 6M201.5/222.25 8M201.5/φ275 輪輞定位止口D1(mm) Φ162/φ213 速比選用 4.11/4.875/5.286/5.83/6.33/6.8

34、3 性能特點 1.橋殼采取加強型設計,承載能力強；2.車輪輪輞定位方式可采用球面定位或止口定位；3.板簧距與輪距可以靈活調整 選裝零部件 快插接口氣室、ABS防抱死系統及自動間隙自動調整臂  4.整車性能計算 4.1發(fā)動機外特性 所選發(fā)動機型號：康明斯ISBE+225。 從發(fā)動機外特性曲線可得起轉矩特性，并且用最小二乘法擬合成五次多項式，計算出各轉速下發(fā)動機的輸出轉矩。 根據公式 （4-1） 公式（4-1）中，n表示發(fā)動機轉速（n/min），表示發(fā)動機輸出扭矩（N.

35、M）, 表示發(fā)動機輸出功率（KW），發(fā)動機各轉速F的輸出轉矩和輸出功率如表4.1.1所示。 表4.1.1發(fā)動機外特性參數表 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 720 763 806 850 805 760 716 672 650 620 67.86 87.9 109.7 133.5 143.1 151.22 157.46 161.86 163.37 162 4.2 汽車動力性能計算 （1）汽車驅動力和行駛阻力 汽車行駛過程中必須克服滾動阻力F

36、f和空氣阻力Fw的作用，加速時會受到加速阻力Fj的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力——坡度阻力Fi的作用。汽車行駛時驅動力與行駛阻力的平衡方程式為 （4-2） 發(fā)動機在轉速n下發(fā)出的轉矩Te，經汽車傳動系傳遞到驅動輪上的驅動力Ft按下式計算 （4-3） 式中，Te是發(fā)動機轉矩（Nm）；ig是變速器速比；i0是主減速器速比，i0=4.11；ηT是傳動系效率，ηT=0.9；rr是車輪的滾動半徑（m），rr=0.507mm。 在驅動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉速n（r/min）所對應的汽車車速ua（Km/h

37、）為 （4-4） 滾動阻力Ff為 （4-5） 式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;α是坡道的坡度角（）；f是滾動阻力系數，同式（1-1）說明。 空氣阻力Fw為 （4-6） 式中，CD是空氣阻力系數，CD=0.9；A是迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積，A=5㎡；ρ是空氣密度，一般取ρ=1.2258N?s2?m-4；ua是汽車行駛速度（Km/s）,若ua以km/h計，則。 坡度阻力Fi為

38、 （4-7） 式中，i是道路坡度，計算時i取值從0%到40%。坡度阻力隨坡度角α的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。 （2）汽車的行駛性能曲線 通過計算各檔車速對應的發(fā)動機轉速，由發(fā)動機外特性曲線可得到相應的發(fā)動機轉矩，由式（3-2）可求得汽車的驅動力，由式（3-4）和（3-5）可求得，再作出汽車的行駛性能曲線，見附圖2。計算數據見表3.1.2。 表3.1.2 汽車驅動力與行駛阻力計算列表 一檔i=9.204 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2

39、300 2400 2500 ua 4.67 5.71 6.75 7.79 8.83 9.86 10.09 11.94 12.46 12.98 Ft 47051 49860 52671 55526 52605 49964 46789 43914 42476 40516 二檔 i=6.082 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 ua 7.07 8.04 10.21 11.78 13.36 14.93 16.50 18.07 18.86 1

40、9.04 Ft 31091 32948 34804 36704 34761 32818 30918 29018 28068 26772 三檔 i=3.982 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 ua 10.08 13.2 15.6 18 20.4 22.8 25.2 27.6 28.8 30 Ft 20355 21571 22787 24031 22759 21486 20242 18998 18376 17528 四檔 i=2.50

41、6 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 ua 17.16 20.98 24.79 28.6 32.4 36.22 40.04 43.86 45.76 47.67 Ft 12810 13575 14340 15123 14323 13522 12739 11956 11565 11031 五檔 i=1.586 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 ua 27.11 33.

42、14 39.17 45.19 51.22 57.25 63.27 69.30 72.31 75.32 續(xù)表 Ft 8107 8591 9076 9571 9064 8558 8062 7567 7319 6981 六檔 i=1 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 ua 43 52.5 62.16 71.68 81.23 90.79 100.3 109.9 114.7 119.5 Ft 5112 5417 572

43、2 6035 5725 5396 5083 4771 4615 4402 七檔 i=0.829 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 ua 51.88 63.41 74.93 86.46 97.99 109.6 121.1 132.6 138.3 144.1 Ft 4237 4490 4744 5003 4738 4473 4214 3955 3825 3694 （3）最大爬坡度的計算 坡度阻力隨坡度角的增加而增大，且與變速

44、器檔位和車速無關。由《汽車理論》可知最大坡度角的計算公式為： （4-8） 式中Dmax為汽車動力因數，其計算公式為： （4-9） Ft為驅動力；Fw為空氣阻力，由公式算出，由此得出各檔位動力因素表 表3.1.3 汽車各檔位動力因素表 一檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 FW 4.645 6.94 9.69 12.9 16.57 2

45、0.7 25.29 30.34 33.03 35.84 二檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 FW 10.6 15.89 22.2 29.55 37.95 47.4 58 69.5 75.65 82.08 三檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 FW 24.8 37 51.78 68.94 88.45 110.6 135.1 162.1 176.5 191.5

46、 四檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 FW 62.66 93.6 130.7 174.0 223.5 279.2 341.1 409.2 445.6 483.5 五檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 FW 156.4 233.7 326.4 434.6 558.1 697.2 851.7 1021. 1112. 1207. 六檔 n 900 1100

47、 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 FW 393.5 587.8 821 1093. 1404 1753. 2142. 2570 2798. 3036 七檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 FW 553.4 855.4 1195 1590. 2043 2552 3117. 3739 4071. 4418. （4）汽車的加速性能計算 加速阻力計算。為計算最大加速能力，這里就取道路坡道為

48、零的平直道路上行駛進行計算。 ，由此可得 （4-10） 式中，δ是汽車旋轉質量換算系數，δ按式估算，取,ig為變速器速比。參照《汽車設計課程設計指導書》繪制出汽車加速度曲線圖，見附圖3。 進而參照《汽車設計課程設計指導書》繪制各擋加速度倒數曲線圖，見附圖4。 由得 （4-11） 通過上式可求得汽車從初始車速u1全力加速到u2的加速時間t，結合汽車的行駛性能曲線，可以做出該汽車連續(xù)換擋加速曲線，見附圖5。 表3.1.4 汽車連續(xù)換檔加速時間曲線計算列表 一檔 n 900 11

49、00 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 ua 4.67 5.71 6.75 7.79 8.83 9.86 10.1 11.9 12.5 13.0 520 524 528 532 535 540 543 547 549 551 a 1.56 1.65 1.745 1.84 1.74 1.64 1.55 1.45 1.40 1.34 1/a 0.64 0.66 0.57 0.54 0.58 0.61 0.64 0.69 0.71 0.75

50、 二檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 u 7.07 8.04 10.2 11.9 13.4 15.0 16.5 18.1 18.9 19.0 529 535 541 546 552 558 564 570 573 576 a 1.8 1.9 2 2.13 2.02 1.9 1.8 1.68 1.62 1.54 1/a 0.56 0.53 0.50 0.47 0.50 0.53 0.56 0.60 0.62

51、 0.65 三檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 續(xù)表 u 10.1 13.2 15.6 18.0 20.4 22.8 25.2 27.6 28.8 30.0 543 552 561 569 578 588 596 605 609 614 a 1.76 1.87 1.98 2.09 1.97 1.86 1.75 1.64 1.58 1.5 1/a 0.57 0.53 0.51 0.48 0.51

52、 0.54 0.57 0.61 0.63 0.67 四檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 u 17.2 21.0 24.8 28.6 32.4 36.2 40.0 43.9 45.8 47.7 566 580 594 609 623 637 659 665 672 679 a 1.41 1.5 1.58 1.67 1.58 1.48 1.38 1.29 1.24 1.17 1/a 0.71 0.67 0.63

53、 0.6 0.63 0.68 0.72 0.77 0.81 0.85 五檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 u 27.1 33.1 39.2 45.2 51.2 57.3 63.3 69.3 72.3 75.3 603 625 648 670 693 715 737 759 771 782 a 0.98 1.04 1.09 1.14 1.06 0.98 0.9 0.82 0.78 0.72 1/a 1.02

54、0.96 0.92 0.877 0.94 1.02 1.11 1.22 1.28 1.39 六檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 u 43 52.5 62.16 71.68 81.23 90.79 100.3 109.9 114.7 119.5 662 698 733 768 804 839 875 910 928 945 a 0.6 0.62 0.64 0.65 0.56 0.48 0.39 0.29 0.24

55、 0.24 1/a 1.67 1.61 1.58 1.55 1.79 2.10 2.60 3.45 4.20 4.17 七檔 n 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2400 2500 續(xù)表 u 51.9 63.4 74.9 86.5 91.0 110 121 133 138 144 1035 1078 1121 1164 1207 1251 1294 1336 1358 1387 a 0.47 0.47 0.46 0.45 0.

56、35 0.25 0.15 0.03 -0.0 -0.1 1/a 2.15 2.14 2.17 2.23 2.86 4.00 6.90 35.7 -31 -9.8 4.3 汽車經濟性能計算 汽車的燃油經濟性是汽車使用中的另一項重要性能。汽車設計開發(fā)過程中，常需要在實際樣車制成之前，根據發(fā)動機特性和汽車功率平衡圖對汽車的燃油經濟性進行評算，最簡單、最基本的是等速行駛百公里燃油消耗量的估算。對貨車來講，等速百公里燃油消耗量是在滿載時以最高擋在水平良好的路面上等速行駛100km的燃油消耗量。 汽車百公里燃油消耗量Qs為

57、 （4-12） 式中，P是汽車以車速ua等速行駛時用于克服滾動阻力和空氣阻力發(fā)動機所消耗的功率（kw），；是傳動系效率，=0.9；是汽車總質量；是滾動阻力系數，；是空氣阻力系數=0.9；是迎風面積；是燃油消耗率，可根據發(fā)動機轉速從外特性曲線圖上讀??；是汽車車速（km/h）；是燃油的重度，柴油取7.94～8.13N/L，取=8.1N/L。 表3.1.5 汽車燃油消耗 一檔 n ua Q 900 4.67 205 4.018 1100 5.71 199 3.900 1300 6.75 196 3.935 1500 7.79 1

58、95 3.970 1700 8.83 197 4.060 1900 9.86 201 4.200 2100 10.90 206 4.370 2300 11.94 212 4.570 2400 12.46 220 4.780 2500 12.98 224 4.910 二檔 n ua Q 900 7.07 205 4.13 1100 8.04 199 4.06 1300 10.21 196 4.12 1500 11.78 195 4.20 1700 13.36 197 4.34 1900 14

59、.93 201 4.55 2100 16.50 206 4.78 2300 18.07 212 5.06 2400 18.86 220 5.33 2500 19.04 224 5.44 三檔 n ua Q 900 10.8 205 4.35 1100 13.2 199 4.37 1300 15.6 196 4.48 1500 18 195 4.65 1700 20.4 197 4.91 1900 22.8 201 5.24 2100 25.2 206 5.63 2300 27.6

60、 212 6.07 2400 28.8 220 6.46 2500 30 224 6.74 四檔 n ua Q 900 17.16 205 4.82 1100 20.98 199 5.01 1300 24.79 196 5.31 1500 28.6 195 5.70 1700 32.4 197 6.23 1900 36.22 201 6.88 2100 40.04 206 7.64 2300 43.86 212 8.51 2400 45.76 220 9.19 2500 47.67 2

61、24 9.74 五檔 n ua Q 900 27.11 205 5.82 1100 33.14 199 6.39 1300 39.17 196 7.21 1500 45.19 195 8.05 1700 51.22 197 9.20 1900 57.25 201 10.60 2100 63.27 206 12.23 2300 69.30 212 14.11 2400 72.31 220 15.48 2500 75.32 224 16.55 六檔 n ua Q 900 43 2

62、05 8.08 1100 52.5 199 9.54 1300 62.16 196 11.39 1500 71.68 195 13.56 1700 81.23 197 16.25 1900 90.79 201 19.47 2100 100.34 206 23.21 2300 109.9 212 27.56 2400 114.68 220 30.62 2500 119.46 224 33.11 七檔（最高檔） n ua Q 900 51.88 205 9.71 1100 63.41 199

63、 11.84 1300 74.93 196 14.46 1500 86.46 195 17.58 1700 97.99 197 21.41 1900 109.58 201 26.00 2100 121.05 206 31.31 2300 132.58 212 37.49 2400 138.34 220 41.81 2500 144.10 224 45.64 經上述計算，參照《汽車設計課程設計指導書》，繪制出使用康明斯ISBE4+225發(fā)動機時汽車在各個檔位時的等速百公里燃油消耗量曲線，見附圖6。  5

64、.發(fā)動機與傳動系部件的確定及校核性能 5.1發(fā)動機和傳動系各部件選型 根據前面的計算，可以確定設計車輛的動力傳動系統。變速器大齒DC7J120T、單級減速雙聯驅動橋與225馬力的康明斯ISBE4+225發(fā)動機匹配使用時，整車的爬坡性能、加速性能和轉矩適應性都有了較為顯著的提高，經濟車速的范圍也較大，燃油經濟性較好，同時也滿足最高車速為120km/h的設計要求。 最后確定的發(fā)動機和傳動系各部件如表5.1.1所示，整體布置圖附錄7所示。 表5.1.1 發(fā)動機和傳動系各部件選型 部件 型號 主要技術參數 發(fā)動機 康明斯ISBE4+225 額定工況功率/轉速165Kw/250

65、0rad/min 離合器 160 2B T-130 轉矩容量 1800Nm 變速器 大齒DC7J120T 額定輸入轉矩 900-1200Nm 傳動軸 重型汽車傳動軸006 工作轉矩 16500Nm 驅動橋 湖北車橋有限公司HT34H 額定輸入轉矩13000Nm 5.2各部件的性能校核 5.2.1發(fā)動機性能校核 比功率的統計值來確定發(fā)動機的功率值。 發(fā)動機康明斯ISBE4+225，則比功率為 （5-1） 公式5-1中，Pemax是發(fā)動機的最大功率138（

66、KW）；Ma是汽車總質量，Ma=6750kg 參考同類型汽車，如表5.2.1汽車動力性參數其比功率都在20KW/t左右，由表5.2.1對比得則總質量6.5t的汽車，發(fā)動機的功率Pe=6.7520=135kw。再考慮該載貨汽車要求具有相對高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為165KW，為225馬力。因此此發(fā)動機符合設計要求。 汽車類型 最大總質量 范圍 最高車速 比功率 比轉矩 貨車 m（t） 6.0-14.0 75-120 10-20 33-47 表5.2.1 汽車動力性參數 5.2.2離合器性能參數校核 所選單片干式430推式螺旋彈簧離合器轉矩容量為1600到1800Nm，該離合器與康明斯ISBE4+225匹配時，其后備系數為1.6，符合表5.2.2要求。 表5.2.2 離合器后備系數β的取值范圍 車型 后備系數β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～1