中型载货汽车动力总成匹配与总体设计

1、TAfYUAN UNIVERSITY OF SCIENCE AND TECHNOLOGY课程设计题 目中型载货汽车动力总成匹配与总体设计指导老师 连晋毅专业班级 车辆工程121201姓名学号2012120402015年12月1日摘要汽车动力性是汽车最基本、最重要的性能。本文通过分析计算，对某客车的动力匹 配进行了校核，选择了最佳的动力总成，确保了该车型的优良性能。汽车性能的优劣不 仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取 决于总体布置；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和产品的生命力起决 定性的影响。关键词：汽车；动力性；计算Truck vehic

2、le powertrain matches the overrall designAbstract:Automobile power is the basic and the most important function of Automobile. Through the analysis and calculation，the article proofread the power matching of bus，choosing the best power unit，insured the good function of the automobile. Car performanc

3、e 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 various components, depending on the general arrangement; the level of the overall design of the cars design quality, performance and product

4、 vitality decisive influence.Key words： automobile ; power; calculation目 录 TOC o 1-5 h z 摘要IIAbstractII引 言1 HYPERLINK l bookmark15 o Current Document 整车性能参数2 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 整车主要目标参数的初步确定3 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 2.1发动机的选择3 HYPERLINK l bookmark31 o Current

5、 Document 2.1.1发动机的最大功率及转速的确定32.1.2发动机的最大转矩及其转速的确定42.2轮胎的选择5 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 2.3传动系最小传动比的确定6 HYPERLINK l bookmark46 o Current Document 2.4传动系最大传动比的确定6 HYPERLINK l bookmark71 o Current Document 传动系各总成的选型8 HYPERLINK l bookmark75 o Current Document 3.1发动机的选型8 HYPERLINK l bookm

6、ark78 o Current Document 3.2离合器的初步选型83.3变速器的选择10 HYPERLINK l bookmark84 o Current Document 3.4传动轴的选型11 HYPERLINK l bookmark87 o Current Document 3.5驱动桥的选型113.5.1驱动桥结构形式和布置形式的选择113.5.2主减速器结构形式选择123.5.3驱动桥的选型12 HYPERLINK l bookmark90 o Current Document 整车性能计算14 HYPERLINK l bookmark94 o Current Documen

7、t 4.1发动机外特性14 HYPERLINK l bookmark100 o Current Document 4.2汽车动力性能计算14 HYPERLINK l bookmark107 o Current Document 4.3汽车经济性能计算21 HYPERLINK l bookmark116 o Current Document 发动机与传动系部件的确定及校核性能26 HYPERLINK l bookmark120 o Current Document 5.1发动机和传动系各部件选型26 HYPERLINK l bookmark123 o Current Document 5.2各部

8、件的性能校核265.2.1发动机性能校核265.2.2离合器性能参数校核275.2.3变速器性能校核285.2.4传动轴006性能校核285.2.5驱动桥性能校核28 HYPERLINK l bookmark132 o Current Document 设计总结29 HYPERLINK l bookmark135 o Current Document 参考文献30引言汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各 部件的协调和配合，取决于总体布置；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性 能和产品的生命力起决定性的影响。汽车是一个系统，这是基于汽车只有如下属性而具备

9、组成系统的条件：汽车是由多个要素（子系统及连接零件）组成的整体，每个要素对整体的行为 有影响；组成汽车的各要素对整体行为的影响不是独立的；汽车的行为不是组成它的任何要素所能具有的。由此，汽车具备系统的属性，对环境表现出整体性，一辆子系统属性匹配协调的汽 车所具备的功能大于组成它的各子系统功能纯粹的、简单的总和；反之，如果子系统的 属性因无序而相互干扰，即便是个体性能优良的子系统，其功能也会因相互扼制而抵消， 功率循环就是这样的典型例子。系统论所揭示的系统整体性和系统功能的等级性必然会映射到设计任务中来，用整 体性来解释汽车设计的终极目标是整车性能的综合优化，道理是十分显然的。汽车设计 任务的等

10、级形态表现为：上位设计任务是确定下位设计任务要实现的目标，下位设计是 实现上位设计功能的手段，上、下位体系可从总体设计逐级分至零件设计，总体设计无 疑处于这种体系的最上位，设计子系统的全部活动必须在总体设计构建的框架内进行。 子系统设计固然重要，但统揽全局，设计子系统组合和相互作用体系规则的总体设计对 汽车的性能和质量的影响更加广泛、更为深刻。整车尺寸轴数/轴距最大总质量整备质量公路行驶最高车速最大爬坡度货箱尺寸轴荷分配轴距前悬/后悬1.整车性能参数设计总质量量为6.75t的中型运输汽车。8100mm*2480mm*3160mm2/3815mm6750kg4200kg120km/hN30%46

11、75mm*2100mm*550mm空载前轴：2100kg (50%)空载后轴：2100kg (50%)满载前轴(2025)(30%)满载后轴：4725kg (70%)(以上数据由汽车设计表1-6可得)3815mm1714mm/2571mm前 / 后轮距1680mm/1640mm质量系数（载质量/整备质量）1.61车头长2100mm整车主要目标参数的初步确定2.1发动机的选择2.1.1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u120km/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

12、空气阻力功率之和，即Pe 哑 (貌max 十U 3)76140 amax（2-1）式中，Pemax是发动机的最大功率（KW）； n是传动系效率（包括变速器、辅助变速 T器传动轴万向节、主减速器的传动效率），n t=0.9，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=6750kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2； 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。参考汽车理论取f=0.0076 + 0.000056Ua=0.01432，参考 汽车设计课程设计指导书得；CD是空气阻力系数，一般中重型货车可

13、取0.81.0，这里取C=0.9； A是迎风面积（皿），取前轮距B1*总高H，A=5皿。 D故A=5皿P（67509阪00X120.性X120O KWT385KW emax 0.9360076140如果选取功率为138.5KW的发动机，则比功率为：P = 1000P = 1000 x138 硕机 20ma 6750根据专用汽车设计表2.1.1汽车动力性参数汽车类型最大总质量范围最高车速比功率货车ma6.0ma m g（ f cos 侦+ sin 侦）=m gWr则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为i mgW max rgI 一 Te max M式中，a 是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为

14、30%,即坡度角a max= 16-7 ； maxW max是最大道路阻力系数。may=（f cos a + sin a ）= 0.008 x cos 16.7 + sin 16.7 a 0.30前面已将计算得rr=0.507m；发动机最大转矩Temax=850N.m；主减速比=4；传动系传动效率n T=0.9。所以i 6750 x 9.8 x 0.3 x 0.50 4 3875厂850 x 4 x 0.9.根据驱动车轮与路面附着条件（2-6）（2-7）t i i n emax gI 0 T G r2r求得变速器的I档传动比为G啊 lgi T i ne max 0 T式中，。是道路的附着系数，

15、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），后桥所受载荷为4725kg（根据满载时轴荷分配，后 轴为70%），则i 5062.5 x9.8 x 0.507 _1075lgi850 x 4 x 0.9.综上所述，初步选取变速器I挡传动比妇=9。g传动系各总成的选型3.1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，初步选择康明斯有限公司的型 号为康明斯ISBE4+225的发动机，它的主要技术参数如表2.1.1所示，其外特性曲线见 附图1。表2.1.1康明斯ISBE4+225的发动机发动机的主要技术参数单位康明斯ISBE4+225缸径/行程mm

16、102*120质量kg612排量L6.7额定工况功率/转速Kw/(r/min)165/2500最大转矩/转速/最大马力N m/(r/min)/马力850/1500/225最低燃油消耗率g/(kw h)207一米外噪音B99满足排放要求国四进气形式/每缸气门数增压中冷/2气缸排列形式直列6缸3.2离合器的初步选型后备系数6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。6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6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

17、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，P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，P又不宜选取太大；当发动机 后备功率较大、使用条件较好时，P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，6应选取大些；货车总质量越大，6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，选取睁 值应比汽油机大些；发动 机缸数越多，转矩波动越小，6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6值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的6值应大于单片离合器。 各类

18、汽车离合器6的取值范围见表2.2.1。表3.2.1离合器后备系数6的取值范围车型后备系数6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，初步选择东风传动轴有限公司生产，转矩容量 为1800N - m的160 2B T-130单片干式螺旋弹簧离合器。该离合器与康明斯ISBE4+225 匹配时，其后备系数为1.6。表 3.2.2离合器品牌型号160 2B T-130工作性质操纵式离合器适用货车，重汽转矩1600-1800摩擦系数0.47摩擦面积2压盘尺寸432 X 432 X 48mm销孔12

19、mm内径240mm摩擦表面内径240mm类型干式操纵摩擦表面外径430mm根据汽车理论经验公式，为使提档平顺，n=i /1.3=6.9,故初选7个档位。传动比gi分配7个档，i取9，1*q6=9, q=1.44,初选分配档位如下：gl表3.3.1初选变速器各挡速比 TOC o 1-5 h z IIImwvww8.96.24.312.992.081.441由之前所算数据修正档位后得K,根据计算选择，初步选定大齿公司DC7J120T(9.204) 七档组合变速器，最大扭矩1150Nm,各档传动比为：表3.3.2所选变速器各挡速比I ii m w vw w倒I9.2046.0823.9822.506

20、1.58610.8299.056变速箱主要参数如下表:表2.3.3大齿DC7J120T变速箱主要参数品牌：大齿变速箱：大齿 DC7J120T系列：DC7J120T档位数：7档换挡形式：手动前进档位：7档匹配范围：马力是180-210的道路用车和工程车倒挡档位数：1个是否有同步器：是最大扭矩：900-1200NM额定转速：2600rpm换挡方式：手动主箱中心距：165 mm头档速比：9.2042档传动比：6.0823档传动比：3.9824档传动比：1.5865档传动比：1.5866档传动比：17档传动比：0.829倒挡传动比：9.506变速箱重量：320Kg变速箱油容量：15L操纵形式：可远程操

21、纵或直接操纵3.4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a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

22、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：1650N.m。3.5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。3.5.1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

23、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。3.5.2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 - io - 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

24、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4X2,以及单级减速主减速 器具有结构简单等诸多优点，又能满足使用要求。所以，选用单级减速主减速器。3.5.3驱动桥的选型根据计算的主减速比，初步选择湖北车桥有限公司的“载荷5-6.5吨后桥总成”， 产品型号：HT24K21。中、后桥均采用铸钢桥壳，后驱动桥承载能力为5-6.5t，最大输 入转矩为13000N m，大于最大的输入转矩850X9.204N m=7670.4N m，主减速器传 动比i0=4.11和4.875两种

25、。因车速要求较高，就选i0=4.11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。表3.5.1湖北车桥有限公司HT34H后桥总成基本参数后桥总成基本参数适用车型额定载荷(吨)基本结构特点轮距L(mm)板簧(气簧)距L1(mm)/倾角a最大输出扭矩(N.M)/主减中心高H(mm)/偏置距(右EX下F)制动器结构形式/规格(mm)车轮螺栓d/分布圆直径D(mm)轮辋定位止口 D1(mm)速比选用HT34H工程车、载货车5-6.5冲焊 110X120X8116X120X10126X126X101680940/5.513000/280(49/34X30)气刹S凸轮滚轮

26、式360 X155400X1556 XM20X 1.5/222.258XM20X1.5何 275162何2134.11/4.875/5.286/5.83/6.33/6.831.桥壳采取加强型设计,承载能力强；2.车轮轮辋定位方式可采用球面定位或止口定位；3.板簧距与轮距可以灵活调整快插接口气室、ABS防抱死系统及自动间隙自动调整臂选装零部件性能特点整车性能计算4.1发动机外特性所选发动机型号：康明斯ISBE+225。从发动机外特性曲线可得起转矩特性，并且用最小二乘法拟合成五次多项式，计算出 各转速下发动机的输出转矩。P =吧根据公式e 9549（4-1）公式（4-1）中，n表示发动机转速（n/

27、min），Ttq表示发动机输出扭矩（N.M）, Pe表示发动机输出功率（KW），发动机各转速F的输出转矩和输出功率如表4.1.1所示。表4.1.1发动机外特性参数表n900110013001500170019002100230024002500TT tq720763806850805760716672650620Pe67.8687.9109.7133.5143.1151.22157.46161.86163.371624.2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的作用，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一一坡度阻力F

28、i的作用。汽车行驶时驱 动力与行驶阻力的平衡方程式为（4-2）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 TOC o 1-5 h z 厂厂Til门Ft 二 e g 0 Tr,、r（4_3）式中，Te是发动机转矩（Nm）； ig是变速器速比；i0是主减速器速比，i0=4.11； n T是传动系效率，n t=0.9； rr是车轮的滚动半径（m）, rr=0.507mm。在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速n （r/min）所对应的汽车车速ua （Km/h）为(4-4)(4-5)u = 0.377 Ea i i滚动阻力Ff为F = m g cos a f式中，g是

29、重力加速度，g=9.8m/s2;a是坡道的坡度角（）； f是滚动阻力系数，同式（1-1）说明。空气阻力Fw为(4-6)式中，CD是空气阻力系数，Cd=0.9； A是迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，A=5皿；p是空气密度，一般取p =1.2258Ns2m-4； ua是汽车行驶速度（Km/s），若ua.、.,Fw = 疽 u 2以 km/h 计，贝。21.15 a。坡度阻力Fi为Fi=magi（4-7）式中，i是道路坡度，计算时i取值从0%到40%。坡度阻力Fi = mag sina随坡度角a的增加而增大，且与变速器档位和车速无关。（2）汽车的行驶性能曲线通过计算各档车速对应的发动机转速n，由

30、发动机外特性曲线可得到相应的发动机转矩Te，由式（3-2）可求得汽车的驱动力F，由式（3-4）和（3-5）可求得F +七，再作出汽车的行驶性能曲线，见附图2。计算数据见表3.1.2。表3.1.2汽车驱动力与行驶阻力计算列表一档n900110013001500170019002100230024002500i=9.2u4.675.716.757.798.839.8610.011.912.412.904a9468Ft47054986526755525260499646784391424740511016549466二档n900110013001500170019002100230024002500

31、i=6.0ua7.078.0410.211.713.314.916.518.018.819.08218630764Ft31093294348036703476328130912901280626771844188882三档n900110013001500170019002100230024002500i=3.9ua10.013.215.61820.422.825.227.628.830828Ft20352157227824032275214820241899183717525171962868四档n900110013001500170019002100230024002500i=2.5ua17

32、.120.924.728.632.436.240.043.845.747.60668924667Ft12811357143415121432135212731195115611030503329651五档n900110013001500170019002100230024002500i=1.5ua27.133.139.145.151.257.263.269.372.375.3861479257012Ft8107859190769571906485588062756773196981六档n900110013001500170019002100230024002500i=1ua4352.562.1

33、71.681.290.7100.109.114.119.68393975Ft5112541757226035572553965083477146154402七档n900110013001500170019002100230024002500i=0.8ua51.863.474.986.497.9109.121.132.138.144.298136961631Ft4237449047445003473844734214395538253694（3）最大爬坡度的计算坡度阻力F =magsina随坡度角a的增加而增大，且与变速器档位和车速无关。由汽车理论可知最大坡度角的计算公式为：（4-8）a =ar

34、csin、-2）max1 + f 2式中Dmax为汽车动力因数，其计算公式为：G（4-9）F = cd-a u 2Ft为驱动力；FW为空气阻力，由公式 21.15 a max算出，由此得出各档位动力因素表表3.1.3汽车各档位动力因素表一档n900110013001500170019002100230024002500FW4.6456.949.6912.916.5720.725.2930.3433.0335.84二档n900110013001500170019002100230024002500Fw10.615.8922.229.5537.9547.45869.575.6582.08三档n90

35、0110013001500170019002100230024002500Fw24.83751.7868.9488.45110.6135.1162.1176.5191.5四档n900110013001500170019002100230024002500Fw62.6693.6130.7174.0223.5279.2341.1409.2445.6483.5五档n900110013001500170019002100230024002500Fw156.4233.7326.4434.6558.1697.2851.71021.1112.1207.六档n9001100130015001700190021

36、00230024002500Fw393.5587.88211093.14041753.2142.25702798.3036七档n900110013001500170019002100230024002500Fw553.4855.411951590.204325523117.37394071.4418.（4）汽车的加速性能计算加速阻力Fj = F -（F+Fw+f ）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。a = SFF =冲=沌一七，由此可得叫（4-10）式中，6是汽车旋转质量换算系数，6按式8=1 + 81 + 5 2估算，取51 82=0.04,ig为变速

37、器速比。参照汽车设计课程设计指导书绘制出汽车加速度曲线图，见附图3。进而参照汽车设计课程设计指导书绘制各挡加速度倒数曲线图，见附图4。a =虫adt = du ,故由 dt得 a a（4-11）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，可以做出该汽车连续换挡加速曲线，见附图5。表3.1.4汽车连续换档加速时间曲线计算列表一档n900110013001500170019002100230024002500u a4.675.716.757.798.839.8610.111.912.513.088 = 1 + 8 1 + 8 2i 2 = 1 + 0 .0

38、4 + 0.04 x 9.2042 = 4 .43Ff520524528532535540543547549551a1.561.651.7451.841.741.641.551.451.401.341/a0.640.660.570.540.580.610.640.690.710.75二档n900110013001500170019002100230024002500u7.078.0410.211.913.415.016.518.118.919.088 = 1 + 8 1 + 8 2i 2 = 1 + 0 .04 + 0.04 x 6.0822 = 2 .52Ff5295355415465525

39、58564570573576a1.81.922.132.021.91.81.681.621.541/a0.560.530.500.470.500.530.560.600.620.65三档n900110013001500170019002100230024002500u10.113.215.618.020.422.825.227.628.830.088 = 1 + 81 + 8 2i 2 = 1 + 0 .04 + 0.04 x 3.9822 = 1 .67Ff543552561569578588596605609614a1.761.871.982.091.971.861.751.641.581

40、.51/a0.570.530.510.480.510.540.570.610.630.67四档n900110013001500170019002100230024002500u17.221.024.828.632.436.240.043.945.847.788 = 1 + 81 + 8 2i 2 = 1 + 0 .04 + 0.04 x 2.5062 = 1 .29Ff566580594609623637659665672679a1.411.51.581.671.581.481.381.291.241.171/a0.710.670.630.60.630.680.720.770.810.85五档

41、n900110013001500170019002100230024002500u27.133.139.245.251.257.363.369.372.375.388 = 1 + 8 1 + 8 2i 2 = 1 + 0 .04 + 0.04 x 1.5862 = 1 .14Ff603625648670693715737759771782a0.981.041.091.141.060.980.90.820.780.721/a1.020.960.920.8770.941.021.111.221.281.39六档n900110013001500170019002100230024002500u435

42、2.562.1671.6881.2390.79100.3109.9114.7119.588 = 1 + 81 + 8 2i 2 = 1 + 0 .04 + 0.04 x 12 = 1 .08Ff662698733768804839875910928945a0.60.620.640.650.560.480.390.290.240.241/a1.671.611.581.551.792.102.603.454.204.17七档n900110013001500170019002100230024002500u51.963.474.986.591.0110121133138144Ff1035107811

43、21116412071251129413361358138755 1 + 51 + 5 2i 2 1 + 0 .04 + 0.04 x 0.8292 1 .067a0.470.470.460.450.350.250.150.03-0.0-0.11/a2.152.142.172.232.864.006.9035.7-31-9.84.3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

44、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(4-12)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P _ _L(P + P)_ 1 (m f + C.Auu3)P (P 十 J ( a a I D a )功率(kw)，r f w I 360076140 ；门T是传动系效率，门T=0.9； ma是汽车总质量；f是滚动阻力系数，f = 0,0078 + -000056X ua ; Cq是空气阻力系数Cd=0.9;A是迎风面积；七是燃油消耗率(gg* h)，可根据发动机转速从外特性曲线图上读取；。是汽车车速(km/h) ； P g是燃油

45、的重度，柴油取7.948.13N/L，取p g =8.1N/L。表3.1.5汽车燃油消耗一档nuag eQ9004.672054.01811005.711993.90013006.751963.93515007.791953.97017008.831974.06019009.862014.200210010.902064.370230011.942124.570240012.462204.780250012.982244.910二档nuag eQ9007.072054.1311008.041994.06130010.211964.12150011.781954.20170013.361974.

46、34190014.932014.55210016.502064.78230018.072125.06240018.862205.33250019.042245.44三档nuageQ90010.82054.35110013.21994.37130015.61964.481500181954.65170020.41974.91190022.82015.24210025.22065.63230027.62126.07240028.82206.462500302246.74四档nuag eQ90017.162054.82110020.981995.01130024.791965.31150028.61

47、955.70170032.41976.23190036.222016.88210040.042067.64230043.862128.51240045.762209.19250047.672249.74五档nuag eQ90027.112055.82110033.141996.39130039.171967.21150045.191958.05170051.221979.20190057.2520110.60210063.2720612.23230069.3021214.11240072.3122015.48250075.3222416.55六档nuag eQ900432058.0811005

48、2.51999.54130062.1619611.39150071.6819513.56170081.2319716.25190090.7920119.472100100.3420623.212300109.921227.562400114.6822030.622500119.4622433.11七档（最高档）nu ag eQ90051.882059.71110063.4119911.84130074.9319614.46150086.4619517.58170097.9919721.411900109.5820126.002100121.0520631.312300132.5821237.4

49、92400138.3422041.812500144.1022445.64经上述计算，参照汽车设计课程设计指导书，绘制出使用康明斯ISBE4+225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，见附图6。发动机与传动系部件的确定及校核性能5.1发动机和传动系各部件选型根据前面的计算，可以确定设计车辆的动力传动系统。变速器大齿DC7J120T、单级 减速双联驱动桥与225马力的康明斯ISBE4+225发动机匹配使用时，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120km/h的设计要求。最后确定的发动机和传动系各

50、部件如表5.1.1所示，整体布置图附录7所示。表5.1.1发动机和传动系各部件选型部件型号主要技术参数发动机康明斯ISBE4+225额定工况功率/转速165Kw/2500rad/min离合器160 2B T-130转矩容量1800Nm变速器大齿 DC7J120T额定输入转矩900-1200N - m传动轴重型汽车传动轴006工作转矩16500N - m驱动桥湖北车桥有限公司HT34H额定输入转矩13000Nm5.2各部件的性能校核5.2.1发动机性能校核比功率的统计值来确定发动机的功率值。发动机康明斯ISBE4+225，则比功率为1000尸 emaxm（5-1）a公式5-1中，Pemax是发动机的最大功率138 (KW)； Ma是汽车总质量，Ma=6750kg1000气x = 1000X138 梆 h . 20 m6750a参考同类型汽车，如表5.2.1汽车动力性参数其比功率都在20KW/t左右，由表 5.2.1对比得则总质量6.5t的汽车，发动机的功率Pe=6.75X20=135kw。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165KW，为225马 力。因此此发动机符合设计要求。表5.2.1汽车动力性参数汽车类型最大总质量范围最高车速比功率比转矩货车m (t)6.0-14.075-12010-2