载货汽车动力匹配和总体设计剖析

1、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 41.1发动机的选择 41.1.1发动机的最大功率及转速的确定 41.1.2发动机最大转矩及其转速的确定 61.2轮胎的选择 71.3传动系最小传动比的确定 81.4传动系最大传动比的确定 10第2章传动系各总成的选型 122.1发动机的选型 122.2 离合器的初步选型 132.3 变速器的选型 142.4 传动轴的选型 152.5.2 主减速器结构形式选择 172.5.3 驱动桥的选型 17第3章整车性能计算 183.1 配置潍柴 WD615.50发动机的整车性能计算 18

2、3.1.1 汽车动力性能计算 183.1.2 汽车经济性能计算 2123第4章发动机与传动系部件的确定 22参考文献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：11980m/ 2465mrH 3530mm轴数：4;驱动型式：8X 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

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。 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:Pemax1>nT(ma g f(3600UamaxCd A 3)Ua max )76140(1-1)式中Pemax 发动机最大功率，kV；T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）T =95% 95% 98% 96% =84.9%，各传动部件的传动效率见表1-1 ；表1-1

4、传动系统各部件的传动效率部件名称传动效率（%4-6档变速器95辅助变速器（副变速器或分动器）95单级减速主减速器96传动轴万向节98ma汽车总质量，叫=31000kg ；2g重力加速度，g 9.81m/s ；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f二0.012。表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数轮胎种类滚动阻力系数中重型载货车用子午线轮胎0.007-0.008中重型载货车用斜父轮胎0.010-0.012轻型载货车用子午线轮胎0.008-0.009轻型载货车用斜

5、父轮胎0.010-0.012轿车用子午线轮胎0.012-0.017轿车用斜父轮胎0.015-0.025Cd 空气阻力系数，取Cd =0.9 ; 一般中重型货车可取0.81.0 ；轻型货车或大客车 0.60.8 ；中小型客车 0.40.6 ;轿车0.30.5 ;赛车 0.20.4。A 迎风面积（m2）,取前轮距Bi x总高h ,2A =2.465 3.530 muamax - -该载货汽车的最高车速，Uamax =90knrZ h故Pemax丄 31000 9.81 O.°12 go 0.9 2465 3530 903 0.849360076140W -195.78kW也可以利用比功率

6、的统计值来确定发动机的功率值如选取功率为195.78kW的发动机，则比功率为1°°°丘吶=1°°°x195.78kw/t = 6 315kW/t（ 1-2 ）ma31000参考日本五十铃、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Pe=6 31 =186kW ；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 200kW1.1.2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。:-PT

7、9549(1-3)e maxnp式中，Temax发动机最大转矩（Nm）;转矩适应性系数'学;Tp最大功率时的转矩（Nm）；: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，可参考同类发动机数值选取，初取=1.05 ；Femax发动机最大功率，kV；np 最大功率时的转速，r/min，取np=2200r/min。1.05 汉 2002200所以 Temax = 9549N m = 911.5N m般用发动机适应性系数门表示发动机适应行驶工况的程度,:巴。门值越大，说明发动机的适应性越好。采用G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，

8、汽油机取1.21.4，柴油机取1.22.6，以保证汽车具有适当的最低稳定速度。初取nT =1300r/min ,则np二丝°°=1.692,nT1300：=1.05 1.692 = 1.7769。I. 2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一传动系参数的匹配和对整车尺寸参数（

9、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 11.00R20,轮胎数量为2;中间轴轮胎规格为II. 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0.74MPa加深花纹，外直径1090mm表1-3大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件轮胎规格层数主要尺寸/mm使用条件断面外直径最大负荷/N相应气压p/10 丄M

10、Pa标准轮辋允许使用轮辋宽普通加深花越野花花纹纹纹10183504.9(5.3)7.00T 7.59.00-2012259101810301038205006.0(6.3)7.50V(9.00R20)(1025)(1030)7.0Q14225507.0(7.4)7.0T 512216005.3(5.6)10.00-2014278105510671073240506.3(6.7)7.57.5V 8.0(10.00R20)(1060)(1065)8.0V 8.00V16263007.4(7.7)11.00-2014293108511001105262506.3(6.7)8.08.00V 8.5(1

11、1.00R20)16(1090)(1095)287007.4(7.7)8.50 V 8.5V12.00-201631511251145308506.7(7.0)8.58.50V(12.00R20)18(1135)327007.4(7.7)9.00V12.00-241631512251247347006.7(7.0)8.58.5V(12.00R24)(1238)9.00V1.3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对于载货汽车，为了得到足够的功率

12、储备而使最高车速有所下降，i。可按下式选择jo =（0.377 0.472）口（ 1-4）U amax j gh式中，rr 驱动车轮的滚动半径（m,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 rr 二旦=3.05 1090mm=529.1mm = 0.5291m ；2 兀2 汉 3.1416np是发动机最大功率时的转速，np =2200r/min; uamax是最高车速，Uamax =100km/h; igh是变速器最高档传动比，igh=1.0。所以 i -（0.377 0.472） 0.5291

13、220 4.876 6.104，初取 i° 二 5.0。i090 汉 1.0根据所选定的主减速比i。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230345mn之间。表1-4汽车驱动桥离地间隙车型离地间隙/ mm轿车微型12 0 19 0小型中级12 0 2 3 0高级13 0 16 0载货汽车微型、轻型19 0 2 2 0中型2 102 7 5重型、超重型2 3 0 3 4 5越野汽车微型、轻型2 2 0 2 8 0中型、重型2 8

14、0 4 0 0客车小型18 0 2 2 0中型、大型2 102 9 01.4传动系最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的档传动比ig与主减速比i0的乘积 ig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TemaxI i0 ' Trr-叫 g (f cos max Sin - maxima g' max(1-5)则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为igima g max rrT i1 emax 0 T(1-6)式

15、中叫汽车总质量，叫=31000kg;g 重力加速度，g=9.81m/s2:'-max道路最大阻力系数，'max = (f COSfax * sin fax)。-max道路最大坡度角，设计要求最大坡度为30%即坡度角:max 为 16.7 °。所以 max = 0.012 cos16.7 sin 16.7 : 0.30驱动车轮的滚动半径(m),按2兀计算，F=3.05 ,d=1090mm所以 r=0.5291mmTemax发动机最大转矩，911.5N mi0 主减速比，i0 =5.0 ;t 传动系传动效率，t =0.849。31000 9.81 0.30 0.5291所

16、以 igI12.47911.5X5.0X0.849根据驱动车轮与路面附着条件T i . i(1-7)e max g 0 T :. :rr2求得变速器档传动比为1 e max 0 T(1-8)式中G2 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;道路的附着系数，在良好路面上取0.8 ;rr , Temax , b , T同式(1-6 )中的说明。所以.15000 9.81 0.8 0.5291lg|16.097g 911.5 5.0 0.849综上，初步确定变速器档传动比ig -12.96第2章传动系各总成的选型2.1发动机的选型根据所需

17、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BF6M1013-28E啲发动机，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）mm1146X 622X 897缸径/仃程mm108/130质量kg650排量L7.14额定工况功率/转速Kw/(r/mi n)206/2200最大转矩/转速/最大马力N m/(r/mi n)/ 马力1050/1400/280最低燃油消耗率g/(kw h)< 203米外噪音B96压缩比18.1满足排放要求国H /国皿进气形式/

18、每缸气门数增压中冷/4气缸排列形式直列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。8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

19、；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2-2。表2-2离合器后备系数B的取值范围车型后备系数B乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20 1.75最大总质量为614t的商用车1.50 2.25挂车1.80 4.00根据发动机的最大转矩及上述要求，初步

20、选择东风传动轴有限公 司生产，转矩容量为2700Nm的DSP43C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变速器的选型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，档位数越多，发动机发挥 最大功率附近高功率的机会越大，提高汽车的加速与爬坡能力；同时， 增加发动机在低燃油消耗率区工作的机会，提高汽车的燃油经济性。 目前，组合式机械变速器已成为重型汽车的主要形式，即，以一到两 种46档变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速

21、器，得到一组不同档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一档传动比，初步选择中国第一汽车集团公司生产的10档组合式机械变速器，变速器型号：CATS10-130额定输入扭矩为1274N.m该变速器最高档采用直接档,传动比范围为12.961。变速器各档速比见表2-3表2-3所选变速器各档速比12345678910倒1倒212.9619.6937.3705.5403.8463.372.5201.9161.4401.0002.93811.3012.4传动轴的选型该车前后轴距较大，为了提高传动轴的临界转速，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，需加 设

22、安装在车架横梁上的中间支承，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窜动和车架等 变形所引起的位移。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。 这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主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。十字轴万向节两轴 的夹角:不宜过大，当'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见表 2-4。表2-4十字轴万向节夹角的允许范围万向节安装位置或相联两总成”不大于离合器-变速器；变速器-分动器（相联两总

23、成均装在车架上）r33驱动桥传动轴汽车满载静止时般汽车6，越野汽车12°行驶中的极限夹角般汽车15°20°短轴距越野汽车30°初步采用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。工作扭矩为：15000N.m2.5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

24、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i°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 G。叮2 ）

25、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40000Nm

26、大于最大 的输入转矩 1274x 12.961N m=16512.31N- m,主减速器传动比 i°=4.875和5.833两种。因车速要求较高，就选i°=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3章整车性能计算3.1配置潍柴 WD615.50发动机的整车性能计算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Ff和空气阻力Fw，加速时会受到加速阻力Fj的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力坡度阻力Fi。汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为:(3-1 )发动机在转速n下发出的转矩Te经

27、汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力R按下式计算:T i ie g 0 TFt(3-2)r式中Ft汽车驱动力，N;Te发动机转矩,N.m;ig 变速器速比;io主减速器速比,io = 4.875 ;T 传动系效率,T =0.849.rr 车轮的滚动半径，m , rr二0.5291m ；在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速 n所对应的汽车车速ua(km/h)为:nr(3-3)式中n发动机转速，r/min ;igi°rr同式（1-10）说明。滚动阻力Ff = mag cos： f(3-4)式中2g 重力加速度，g&m/s ；:坡道的坡度角，；滚动阻力系数，同式（1-1 ）说明;空气阻力

28、Fw :(3-5)式中CD空气阻力系数，CD二0.55 ；1 2FwSCDA 沌A迎风面积，即汽车行驶方向的投影面2积,A=2.465 3.530 m ；空气密度，一般'"2258N.s2.m* ；Ua汽车行驶速度，m/s。Cd A 2Fw =ua若Ua以km/h计，贝卩 2115(3-6)坡度阻力Fi :F厂叫gi式中，i是道路坡度，计算时i取值从0%到40%Fi = magsin随坡度角a的增加而增大，且与变速器档位和车速无将各挡驱动力Ft随车速Ua的变化关系和不同坡度i时的Ft Fw Fi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

29、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潍柴WD615.50发动机时，参照汽车设计课程设计指导书中图1-11的汽车的行驶性能曲线可看出，最高车速在90km/h以上,经计算，一档时最大爬坡度为 33.4%。(2) 汽车的加速性能计算 加速阻力Fj可按Fj =Ft -(Ff Fi Fw)计算。为计算最大加速能力，这里就取道路坡道为零的平直道路上行驶进行计算。Fj = ma = Ft _ Ff - FwFt Ff Fw a =、叫(3-7 )式中，3是汽车旋转质量换算系数，3按式 取、匕=0.04, ig为变速器速比。参照汽车设计课程设计指导书中的图1-12绘制出汽

30、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1-13绘制各挡加速dUadt度倒数曲线图1dt dUa 故at21-dt 二-dUaaU2 1U1(3-8)通过上式可求得汽车从初始车速U1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1-14作出该汽车连续换挡加速时间曲线图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 100km的燃油消耗 量。汽车百公里燃油消耗量Qs为QsPge1.02Ua -g(3-9)式中，P是汽车以车速Ua等速行驶时用于克服滚动阻力和空气阻 力发动机所消耗的功率（kw）； ge是燃油消耗率（g/（kW h