车辆工程毕业设计15汽车差速器及半轴设计

汽车设计课程设计说明书 - 1 - 目 录 第一部分 差速器设计及驱动半轴设计 1 车型数据 3 2 普通圆锥齿轮差速器设计 4 2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 4 2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器 的结构 . 6 2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算 . 6 2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 . 6 2.3.2 差速 器齿轮的几何计算 . 10 2.3.3 差速器齿轮的强度计算 . 12 2.3.4差速器齿轮的材料 . 13 3 驱动半轴的设计 14 3.1 半浮式半轴杆部半径的确定 . 14 3.2 半轴花键的强度计算 . 16 3.3 半轴其他主要参数的选择 . 17 3.4 半轴的结构设计及材料 与热处理 . 17 第二部分 6109客车 总体设计要求 19 1. 6109客车车型数据 19 1.1尺寸参数 19 1.2质量参数 19 1.3发动机技术参数 19 1.3传动系的传动比 19 1.5轮胎和轮辋规格 20 2. 动力性计算 20 2.1发动机使用外特性 20 2.2车轮滚动半径 20 2.3滚动阻力系数 f 20 2.4空气阻力系数和 空气阻力 20 2.5机械效率 20 2.6计算动力因数 20 2.7确定最高车速 22 2.8确定最大爬坡度 22 2.9确定加速时间 23 3.燃油经济性计算 23 汽车设计课程设计说明书 - 2 - 4.制动性能计算 23 4.1最大减速度 23 4.2制动距离 S 23 4.3上坡路上的驻坡坡度 i1max： 24 4.4下坡路上的驻坡坡度 i2max： 24 5. 稳定性计算 24 5.1纵向倾覆坡度： 24 5.2横向倾覆坡度 24 N 结束语 24 参考文献 26 汽车设计课程设计说明书 - 3 - 第一部分 差速器设计及驱动半轴设计 1 车型数据 1.1 参数表 参数名称 数值 单位 汽 车布置方式 前置后驱 总长 4320 mm 总宽 1750 mm 轴距 2620 mm 前轮距 1455 mm 后轮距 1430 mm 整备质量 1480 kg 总质量 2100 kg 发动机型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L 最大功率 76.0/5200 KW 最大转矩 158/4000 NM 压缩比 8.7:1 离合器 摩擦式离合器 变速器档数 五档 手动 轮胎类型与规格 185R14 km/h 转向器 液压助力转向 前轮制动器 盘 后轮制动器 鼓 前悬架类型 双叉骨独立悬架 后悬架类型 螺旋弹簧 最高车速 140 km/h 汽车设计课程设计说明书 - 4 - 2 普通圆锥齿轮差速器设计 汽车 在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面 上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。 差速 器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 图 2-1 差速器差速原理 如图 2-1 所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳 3 与行星齿轮轴 5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，汽车设计课程设计说明书 - 5 - 固为主动件，设其角速度为0； 半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为 1 和 2 。A、 B两点分别为行星齿轮 4与半轴齿轮 1和 2的啮合点。行星齿轮的中心点为 C，A、 B、 C三点到差速器旋转轴线的距离均为 r 。 当 行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径 r上的 A、 B、 C三点的圆周速度都相等（图 2-1），其值为0 r。于是 1 = 2 =0，即 差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3的角速度。 当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度 4 自转时（图），啮合点 A的圆周速度为 1 r =0 r+ 4 r ，啮合点 B的圆周速度为 2 r =0 r- 4 r 。于是 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20（ 2-1） 若 角速度以每分钟转数 n 表示，则 021 2nnn （ 2-2） 式（ 2-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速 器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。 有式 2-2）还可以得知： 当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍； 当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。 汽车设计课程设计说明书 - 6 - 2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 3-2 所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。 图 2-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1， 12-轴承； 2-螺母； 3， 14-锁止垫片； 4-差速器左壳； 5， 13-螺栓； 6-半轴齿轮垫片； 7-半轴齿轮； 8-行星齿轮轴； 9-行星齿轮； 10-行星齿轮垫片； 11-差速器右壳 2.3 对称式圆锥行 星齿轮差速器的 设计和计算 由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制 。 2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用 2个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径 BR 的确定 汽车设计课程设计说明书 - 7 - 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径BR ，它就是行星齿轮的安装尺 寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径 BR 可按如下的经验公式确定： 3 TKR BB mm 12(2-3) 式中： BK 行星齿轮球面半径系数，可取 2.52 2.99，对于有 2 个行星齿轮的载货汽车取小值； T 计算转矩， 取 Tce和 Tcs的较小值， N m. 计算转矩的计算 rp0a m a x g hrni = 0 .3 7 7vi（ 2-4） 式中r 车轮的滚动半径， r=0.398m igh 变速器量高档传动比。 igh =1 根据所选定的主减速比 i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等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。 把 nn=5200r/n , amaxv=140km/h , rr =0.398m , igh=1代入（ 2-4） 计算出 i0=5.91 从动锥齿轮计算转矩 Tce niiikTkT fedce01m a x （ 2-5） 式中： Tce 计算转矩， Nm； Temax 发动机最大转矩； Temax =158 Nm n 计算驱动桥数， 1； if 变速器传动比， if=3.704； i0 主减速器传动比， I 0=5.91； 变速器传动效率， =0.96； k 液力变矩器变矩系数， K=1； 汽车设计课程设计说明书 - 8 - Kd 由于猛接离合器而产生的动载系数， Kd=1； i1 变速器最低挡传动比， i1=1； 代入式（ 2-5），有： Tce=3320.4 Nm 主动锥齿轮计算转矩 T=896.4Nm 根据上式 BR =2.73 4.3320 =40mm 所 以预选其节锥距 A0 =40mm 3.行星齿轮与半轴齿轮的选择 为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于 10。半轴齿轮的齿数采用 14 25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 1z /2z 在 1.5 2.0的范围内。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器 中，左右两半轴齿轮的齿数 Lz2 ， Rz2 之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： In zz RL 22 (2-6) 式中： Lz2 ， Rz2 左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，Lz2 = Rz2 n 行星齿轮数目； I 任意整数。 在此 1z =12， 2z =20 满足以上要求。 4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 汽车设计课程设计说明书 - 9 - 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 1 ， 2 211 arctan zz=1810arctan=30.96 1 =90-2 =59.03 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=11 0 sin2 zA = 220 sin2 zA = 96.30s in12 27.402 =3.35 查阅文献 3 取 m=4mm 得 12411 mzd =48mm 22 mzd =4 20=80mm 5.压力角 目前，汽车差速器的齿轮大都采用 22.5的压力角，齿高系数为 0.8。最小齿数可减少到 10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为 20的 少， 故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选 22.5的压力角。 6. 行星齿轮安装孔的直径 及其深度 L 行星齿轮的安装孔的直径 与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： 1.1L nlTL c 302 101.1 nlT c 1.1 1030 式中： 0T 差速器传递的转矩， N m；在此取 3320.4N m n 行星齿轮的数目；在此为 4 l 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， mm， l 0.5d2 ， d2 为半轴齿汽车设计课程设计说明书 - 10 - 轮齿面宽中点处的直径，而 d2 0.8 2d ； c 支承面的许用挤压应力，在此取 69 MPa 根据上式 808.02 d =64mm l =0.5 64=32mm 324691.1104.3320 3 18.4mm 4.181.1 L 20mm 2.3.2 差速器齿轮的几何计算 表 3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 序号 项目 计算公式 计算结果 1 行星齿轮齿数 1z 10，应尽量取最小值 1z =12 2 半轴齿轮齿数 2z =14 25，且需满足式（ 1-4） 2z =20 3 模数 m m =4mm 4 齿面宽 b=(0.25 0.30)A0 ;b 10m 20mm 续表 序号 项目 计算公式 计算结果 5 工作齿高 mhg 6.1 gh =6.4mm 6 全齿高 051.0788.1 mh 7.203 7 压力角 22.5 8 轴交角 =90 9 节圆直径 11 mzd ； 22 mzd 481d 802 d 10 节锥角 211 arctan zz ， 12 90 1 =30.96， 03.592 汽车设计课程设计说明书 - 11 - 11 节锥距 22110 s in2s in2 ddA 0A =40mm 12 周节 t =3.1416m t =12.56mm 13 齿顶高 21 aga hhh ; mzzh a 212237.043.0 1ah =4.14mm 2ah =2.25mm 14 齿根高 1fh =1.788m - 1ah ; 2fh =1.788m - 2ah 1fh =3.012mm; 2fh =4.9mm 15 径向间隙 c =h - gh =0.188m +0.051 c =0.803mm 16 齿根角 1 =01arctan Ahf ;022 arctan Ah f 1 =4.32; 2 =6.98 17 面锥角 211 o ； 122 o 1o =35.28 2o =66.01 18 根锥角 111 R ； 222 R 1R =26.64 2R =52.05 19 外圆直径 1111 c o s2 ao hdd ；22202 c o s2 ahdd 1.5501d mm 23.822 d mm 20 节圆顶点至齿轮外缘距离 11201 sin2 hd 22102 sin2 hd 68.3901 mm 72.2302 mm 续表 序号 项目 计算公式 计算结果 21 理论弧齿厚 21 sts mhhts ta n2 212 1s =5.92 mm 2s =6.63 mm 22 齿侧间隙 B =0.245 0.330 mm B =0.250mm 汽车设计课程设计说明书 - 12 - 23 弦齿厚 26 23 BdssSiiii 1S =5.269mm 2S =6.49mm 24 弦齿高 iiiii dshh 4c o s2 1h =4.29mm 2h =2.32mm 2.3.3 差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核 。轮齿弯曲强度 w 为 3222 10smwvnT k kk m b d J MPa (3-6) 式中： T 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式nTT 6.00 在此 T 为 498.06N m； n 差速器的行星齿轮数； 2z 半轴齿轮齿数； sK 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当 6.1 时，4 4.25mKs ，在此4 4.254sK 0.629 mK 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承 型式时， mK 1.001.1； 其他方式支承时取 1.10 1.25。支承刚度大时取最小值。 汽车设计课程设计说明书 - 13 - vK 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向 跳动精度高时，可取 1.0; J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数， 由图 1-1 可查得J =0.225 图 1-2 弯曲计算用综合系数 根据上式 w =2 2 5.0802020 6 2 9.01.106.4 9 81023 =478.6MPa 980 MPa 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。 此节内容图表参考了 著作文献 1中差速器设计一节。 2.3.4 差速器齿轮的材料 差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为 20CrMnTi、 20CrMoTi、 22CrMnMo和 20CrMo 等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被 广泛应用。 汽车设计课程设计说明书 - 14 - 3 驱动半轴的设计 驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第四章，以下仅讲述半轴的设计。 2.1 结构形式分析 根据课题要求确定半轴采用半浮式半轴结构，具体结构采用以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接 参考文献 1图 9-99（ b） 。 半浮式半轴 (图 5 28a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。 3.1 半 浮式半轴 杆部半径 的确定 半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况： （ 1）纵向力 X2 最大时 (X2 Z2 )，附着系数 预 取 0.8，没有侧向力作用； （ 2）侧 向力 Y2 最大时，其最大值发生于侧滑时，为 Z21中，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 1 ，在计算中取 1.0，没有纵向力作用； 汽车设计课程设计说明书 - 15 - （ 3）垂向力 Z2 最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为 (Z2-gw)kd， kd 是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即 22222 YXZ 故纵向力 X2最大时不会有侧向力作用 ，而侧向力 Y2最大时也不会有纵向力作用。 初步确定半轴直径在 0.040m 该值参考 文献 2 半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况： (1) 纵向力2xF最大，侧向力2yF为 0：此时垂向力 2/222 GmF z ， 2G取 10500N 纵向力最大值 2/2222 GmFF xx ，计算时 2m 可取1 2， 取 0 8。 得2xF=6300N 2yF=5040N 半轴弯曲应力，和扭转切应力 为 32322221632drFdFFarxzx式中， a 为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离， a 取 0.06m = 77.08mpa = 199.63mpa 合成应力 = 4 22 =406mpa (2)侧向力2yF最大，纵向力2xF=0，此时意味着发生侧滑：外轮上的垂直反力ozF2。和内轮上的垂直反力izF2分别为 )( 0 .5GFF-GF122z2 0z2 o2z2 iBh g 式中，gh为汽车质心高度 参考一般计算方法取 738.56mm； 2B 为轮距 2B =1430mm； 1 为侧滑附着系数，计算时 可取 1 0。 外轮上侧向力oyF2和内轮上侧向力iyF2分别为 汽车设计课程设计说明书 - 16 - 12z2012z2iFF ozizFF 内、外车轮上的总侧向力2yF为 12G 。 这样，外轮半轴的弯曲应力0和内轮半轴的弯曲应力i分别为 3223220)(32)(32daFrFdaFrFizriyiozroy0= 565.1mpa i=666.4 mpa (3)汽车通过不平路面，垂向力 2zF 最大，纵向力 02xF，侧向力02yF：此时垂直力最大值 2zF 为： 22 21 kGF r 式中，是为动载系数，轿车： 75.1k ，货车： 0.2k ，越野车： 5.2k 。 半轴弯曲应力，为 3 2321632 d akGd aF z =87.7mpa 故校核半径取 0.040m满足合成应力在 600mpa -750mpa范围 3.2 半轴花键的强度计算 在计 算半 轴在 承受最大 转矩时还应该 校核其花 键 的剪切 应 力和 挤压应 力。 半轴花键的剪切应力为 bzLdDTpABs 410 3 （ 3-1） 半轴花键的挤压应力为 2/)(4/)(10 3ABABpc dDdDLzT（ 3-1） 汽车设计课程设计说明书 - 17 - 式中 T 半轴承受的最大转矩， T=3320.4Nm； DB 半轴花键 (轴 )外径， DB=44mm； dA 相配的花键孔内径， dA=40mm； z 花键齿数，在此取 20； Lp 花键工作长度， Lp=55mm； b 花键齿宽， b=3.75 mm； 载荷 分布的不均匀系数，取 0.75。 将数据带入式（ 3-1）、（ 3-2）得： b=51.1MPa c=95.8 MPa 根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力 s不应超过 71.05 MPa，挤压应力 c不应超过 196 MPa，以上计算均满足要求。 上述花键部分主要参考著作图书文献 3表 4-3 3.3 半轴其他主要参数的选择 花键参数：齿数： 20 齿， 模数： 1.5, 油封外圆直径： 60,65 半轴长度： 744.5 参考 文献（ 2） 第四章第三节 法兰参数： 5-16.2B10,分布圆 120 十孔位置度 0.2 上述 参数主要参考网络文献（ 1） ： 3. 4 半轴的结构设计及材料与热处理 为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取 10齿 (轿车半轴 )至 18齿 (载货汽车半轴 )。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破 坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。 半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如 40Cr， 40CrMnMo， 40CrMnSi， 40CrMoA，35CrMnSi， 35CrMnTi 等。 40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。汽车设计课程设计说明书 - 18 - 半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为 HB388444(突缘部分可降至 HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达 HRC52 63，硬化层深约为其半径的 1 3，心部硬度可定为 HRC30 35；不淬火区 (突缘等 )的硬度可定在 HB248 277 范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳 (40号、 45号 )钢的半轴也日益增多。 汽车设计课程设计说明书 - 19 - 第二部分 6109 客车 总体 设计要求 1. 6109 客车 车型数据 1.1 尺寸参数： 见表 1 表 1 6108 客车整车尺寸参数 尺寸类型 项目 参数值 整车外形尺寸（ mm） 总长 LB 9000 总宽 BB 2470 总高 HB 3300 车厢内部尺寸（ mm） 长 LB 8100 宽 BB 2300 高 HB 1930 底盘布置尺寸（ mm） 轴距 L 4300 前后轮距 B1/B2 1930/1790 通过性参数 （整车整备静态） 最小离地间隙 hmin（ mm） 230 接近角 （） 9 离去角（） 8.5 1.2 质量 参数： 见表 2 表 2 6108 客车质量参数表 类别 项目 参数值 质量参数 整车整备质量 me（ kg） 8100 乘员数 30(座 )+15(立 )+1 人 最大总质量 ma (kg) 10500 最大轴载质量（ kg） 前轴 G1 5775 后轴 G2 4725 1.3 发动机技术 参数： 见表 3 表 3 PE6T 发动机性能参数 型号 PE6T 额定功率 Pe (kw) 135 额定功率转速 ne (rpm) 2500 最大转 矩 Ttq (nm) 710 最大转矩时转速 nt (rpm) 1650 全负荷最低燃油消耗量 b (kwh) 220 1.3 传动系的传动比 ： 见表 4 表 4 变速器和主减速器的传动比 档位 档 档 档 档 档 倒档 汽车设计课程设计说明书 - 20 - (ig1) (ig2) (ig3) (ig4) (ig5) 速比 6.93 4.03 2.365 1.40 1.00 6.93 主减速器传动比ig0 6.123 1.5 轮胎和轮辋规格 ： 轮胎： 9R22.5 2. 动力性计算 2.1 发动机使用外特 性 ： 根据发动机厂提供的外特性曲线列成表 5 表 5 发动机外特性参数表 Ne（ rpm） 600 900 1200 1500 1800 2100 Pe（ kw） 52.60 81.47 110.92 141.50 168.09 192.10 Ttq（ Nm） 837.2 864.5 882.7 900.9 891.8 873.6 B (g/ kwh) 224 220 217 215 215 217 2.2 车轮滚动半径： 轮胎 ： 9R22.5 rr 0.495m 2.3 滚动阻力系数 f： 为 计算 方便，近似取 0.015 2.4 空气阻力系数和空气阻力： 本车的 空气阻力系数 CD=0.7 迎风面积 A BBHB=2.47 3.3=8.151(m2) 式中： BB 为汽车总宽 2470mm； HB 为汽车总高 3300mm 2.5 机械效率： T= 变 * 主 * 传 式中： 变 为变速器传动效率，近似取 95% 主 为主减速器传动效率，取 96% 传 为万向节传动效率，单个万向节取 98%，两个万向节取 96% T =95%*96%*96%=87.6% 2.6 计算动力因数： 各档动力因数的计算按下列公式计算 汽车设计课程设计说明书 - 21 - )/(iirn0 . 3 7 7Uag0re hkm )(rTFr0tqt Nii tg )(2 1 . 1 5CF DW NUUA aa )(GF wt NFD 式中： ig 各档传动比 G 汽车总重 Ua 车速 Ft 驱动力 Fw 空气阻力 D 动力因数 各档的动力因数见表 6 表 10 表 6 档的计算结果 Ua（ km/h） 2.61 3.96 5.28 6.6 7.92 9.24 Ft（ N） 49050 50649.83 51681.5 52788 52255 51188 Fw（ N） 1.823 4.23 7.52 11.76 16.93 23.05 D 0.476 0.492 0.502 0.512 0.507 0.497 表 7 档的计算结果 Ua（ km/h） 4.25 6.3 8.4 10.5 12.6 14.7 Ft（ N） 28524 29454 30075 30695 30385 29765 Fw（ N） 4.87 10.7 19.05 29.7 42.8 58.3 D 0.277 0.286 0.292 0.298 0.294 0.288 表 8 档的计算结果 Ua（ km/h） 7.7 11.52 15.3 19.2 23 26.8 Ft（ N） 16734 17280 17644 18008 17826 17462 Fw（ N） 16.0 35.7 63.2 99.53 142.8 193.9 D 0.162 0.167 0.170 0.174 0.171 0.167 表 9 档的计算结果 Ua（ km/h） 13.02 19.53 26.04 32.5 39.06 54.5 Ft（ N） 9909 10232 10447 10662 10553 10339 Fw（ N） 45.77 102.9 183.08 285.1 411.9 568.8 D 0.095 0.098 0.099 0.100 0.098 0.094 表 10 档的计算结果 Ua（ km/h） 1832820.6 27.36 36.48 45.6 54.72 63.8 Ft（ N） 7078 7298 7451 7605 7528 7375 Fw（ N） 90.22 202.1 359.3 561.4 808.4 1099 D 0.068 0.070 0.069 0.068 0.065 0.061 表 11 各档的最大动力因数表 汽车设计课程设计说明书 - 22 - 档位 档 档 档 档 档 最大动力因数 Dmax 0.461 0.282 0.165 0.101 0.071 动力特性图00.050.40 10 20 30 40 50 60 70 80Ua(km/h)D图 1 6117 客车的动力特性图 2.7 确定最高车速 ： 最高车速由下式求得： dtUadgD 式中 ： 旋转质量转换系数 =f（ cos +sin ） 该车在良好水平面上达到最高车速时 =0 dua/dt=0 故 D=f 最高车速为发动机给定的最大转速 2100r/min 时所对应的最高车速，其计算式为： ua=0.377*2100*0.495/（ 1*6.123） =64（ km/h） 2.8 确定最大爬坡度 ： 9.29015.01 015.0512.01015.0512.0a r c s i n1 1a r c s i n 2 22222m ax1m ax1m a x1 ffDfD汽车设计课程设计说明书 - 23 - I1max=tg 1ma=tg29.9=0.575=57.5% 同理可算出其余各档的 最大爬坡度，见表 12 档位 档 档 档 档 档 最大爬坡度 57.5% 29.5% 16.1% 8.5% 5.5% 2.9 确定加速时间 ： 直接档 的加速时间由下式确定 gf Da 式中： a 加速度 旋转质量换算系数，直接档为 1.06 采用直接档由稳定车速 30km/h 加速到 65km/h 所需时间由下式积分得到： ）)(59.28da16.3 1t a6530 sU 3.