载货汽车汽车动力总成匹配及总体设计(DOC 19页).doc

长 春 大 学课 程 设 计 说 明 书题目名称 载货汽车动力总成匹配与总体设计 院（系） 机械与车辆工程学院 课程名称 汽车设计 班 级 车辆10401班 学生姓名 赵 阳 指导教师 王 静 起止日期 2013.12.16~2013.12.27 设计要求及参数设计要求：设计一辆用于长途城际运输，最大总质量不超过31t，额定载重为16t，最高车速为100km/h的重型载货汽车（售价不高于对标竞争车型）设计参数整车尺寸（长*宽*高） 11976mm*2395mm*3750mm轴数/轴距 4/（1950+4550+1350）mm额定载质量 16000kg整备质量 12000kg公路行驶最高车速 100km/h最大爬坡度 ≥30％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。

参考该题目中的参数，按要求设计的载货汽车最高车速是ua=100km/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，滚动阻力功率与空气阻力功率之和，即 （1-1）式中，Pemax是发动机的最大功率（KW）；ηT是传动系效率（包括变速器、辅助变速器传动轴万向节、主减速器的传动效率），ηT=95%*95%*98%*96%=84.9%，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=28000kg；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取f=0.008，参考《汽车设计课程设计指导书》表1-2得；CD是空气阻力系数，一般中重型货车可取0.8～1.0，这里取CD=0.9；A是迎风面积（㎡），取前轮距B1*总高H，A=2.395×3.75㎡故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197.2KW的发动机，则比功率为参考了国内的一汽解放J6M重卡和国外的沃尔沃、奔驰等同类型汽车，其比功率都在7KW/t左右，则整备质量28t的汽车，其发动机应具有的功率Pe=7*28=196kw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200kw。

1.1.2 发动机的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，可通过下式确定发动机的最大转矩 （1-2）式中，Temax是发动机最大转矩（N·m）；α是转矩适应性系数，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，，Tp是最大功率时的转矩（N·m），α可参考同类发动机数值选取，初取α=1.05；Pemax是发动机最大功率（KW）;np是最大功率是的转速（r/min）所以 一般用发动机转矩适应性系数,表示发动机转速适应行驶工况的程度，Φ越大，说明发动机的转速适应性越好采用Φ值大得发动机可以减少换挡次数，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1.2～1.4，柴油机取1.2～2.6，以保证汽车具有相当的最低稳定车速初取nT=1300r/min，则，1.2 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—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）的影响参考《汽车设计课程设计指导书》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11.00R20，轮胎数量为2；后轮并装双轴双胎，型号为11.00R20,轮胎数量为8所选轮胎的单胎最大负荷28700N，气压0.74MPa，加深花纹，外直径1090mm1.3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挡，若无分动器或者轮边减速器，则传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比 主减速比是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定 载重货车为了得到足够的功率储备而使最高的车速有所下降，可按下式选择 （1-3）式中，是驱动轮的滚动半径（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；np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，初取i0=5.0 根据所选定的主减速比的值，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参考《汽车设计课程设计指导书》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1.4 传动系最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的Ι挡传动比igΙ与主减速比的乘积igΙ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坡度时车速不高，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 （1-4）则由最大爬坡度要求的变速器Ι档传动比为 （1-5）式中，αmax是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；Ψmax是最大道路阻力系数 前面已将计算得rr=0.5291m；发动机最大转矩Temax=911.5N.m；主减速比i0=5.0；传动系传动效率ηT=0.849所以根据驱动车轮与路面附着条件 （1-6）求得变速器的Ι档传动比为 （1-7）式中，是道路的附着系数，在良好的路面上取=0.8；是汽车满载静止于水平路面时，驱动桥承受的载荷（N），初步设计采用双联车桥驱动，每个驱动桥承受的质量为13t，则综上所述，初步选取变速器Ι挡传动比igΙ=12.96。

第二章 传动系各总成的选型2.1 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单位大柴BF6M1013-28E3外形尺寸（长×宽×高）mm1146×622×897缸径/行程mm108/130 质量 ㎏650排量L7.14额定工况功率/转速Kw/(r/min)206/2200最大转矩/转速/最大马力N·m/(r/min)/马力1050/1400/280最低燃油消耗率g/(kw·h)≤203一米外噪音B96压缩比18.1满足排放要求国Ⅱ/国Ⅲ进气形式/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1β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各类汽车离合器β的取值范围见表2-3表2-3 离合器后备系数β的取值范围车型后备系数β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6～14t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2700N·m的DSP430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 变速器的选择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，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，可以提高汽车的加速与爬坡能力；同时也能增加发动机在地燃油消耗率的转速范围工作的机会，可以提高汽车的燃油经济性目前，组合式机械变速器已经成为重型汽车的主要形式，即以一到两种4～6挡变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同的挡数、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I挡传动比，初步选择中国第一汽车集团公司生产的10挡组合式机械变速器，变速器型号：CATS10-130，额定输入转矩为1274N·m，该变速器最高档采用直接挡，传动比范围为1～12.961变速器各挡速比见表2-4表2-4 所选变速器各挡速比ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧⅨⅩ倒Ⅰ倒Ⅱ12.9619.6937.3705.5403.8463.3702.5201.1961.4401.00012.93811.301 2.4 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。