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1、精选优质文档-倾情为你奉上 载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计摘要:汽车车身总布置设计是车身设计的重要内容。车身总布置设计是在整车总布置的基础上进行的，主要包括汽车车身底盘的布置、前围的布置、发动机选择、以及其它装备的布置。可以说车身总布置设计的好坏是决定车身设计好坏的一项重要内容。通过本次课程设计，充分了解和掌握了对汽车车身进行车身总布置设计的步骤和方法，这将为我们以后毕业从事汽车车身设计的工作打下基础。关键词：车身总布置设计、发动机选择、变速器选择、车身外形布置设计目录设计任务书 3第一章 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
2、.1.2 发动机的最大转矩及其转速的确定 51.2 轮胎的选择 61.3传动系最小动比的确定 71.4 变速器最大传动比的确定 8第二章 传动系各总成的选型 92.1 发动机的选型 92.2 离合器的初步选型 102.3 变速器的选择 112.4 传动轴的选型 132.5 驱动桥的选型 142.5.1 驱动桥结构形式和布置形式的选择 142.5.2 主减速器结构形式选择 152.5.3 驱动桥的选型 15第三章 整车性能计算 153.1.1 发动机外特性计算 153.1.2 汽车动力性能计算 17第四章 发动机与传动系部件的确定 23设计总结 26 设计任务书1、整车参数按要求设计一辆重型货车
3、，总质量为6000kg,整备质量为3000kg，最高车速为100m/h的重型载货汽车。 表1载货汽车参数总质量整备质量 公路行驶最高车速最大爬坡度 6000kg 3000kg100km/h 30%2、具体设计任务 1) 查阅相关资料，根据设计题目中的具体特点，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、驱动桥以及车轮的选型。2) 根据所选总成进行汽车动力性、经济性的估算，实现整车的优化配置。3) 绘制设计车辆的总体布置图。4）完成至少1万字的设计说明书。专心-专注-专业第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的根本来源是发动机提供的转矩，功
4、率。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）；T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），T=95%*96%*98%=89%，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=6000kg；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
5、常数。取f=0.02，参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0.81.0，这里取CD=0.9；A是迎风面积（），取前轮距B1*总高H，A=23。 (1-2) 为了验证计算结果的正确性，又采用比功率的方法进行了发动机功率的验算 如选取功率为116.4KW的发动机，则比功率为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151kw。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。 (1-3) 式中，Temax是发动机最大转矩（Nm）；是转矩适应性系数，标志着当行驶阻力增加时
6、，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（Nm），可参考同类发动机数值选取，参考了机械工业出版社的汽车设计课程设计指导书。其取值在1至1.3之间。初取=1.2；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，越大，说明发动机的转速适应性越好。采用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1.21.4，柴油机取1.22.6，以保证汽车具有相当的最低稳定车速。初取nT=1300r/min， 则，。初步选择中国重汽 MC05.16-40型号的发
7、动机 表1.1 MC05.16-40发动机参数最大输出功率最大马力额定功率转速最大扭矩118kW160马力2400rpm610N*m1.2 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，在计算汽车的动力参数时要运用汽车轮胎的参数所以，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。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
8、和参考同类车型所选轮胎规格，各轴轮胎规格择如表1.1 表1.2 载货汽车轮胎的规格轮胎规格主要尺寸使用条件断面宽/mm外直径/mm最大负荷/N相应气压P/标准轮辋允许使用轮辋9.00R202591018205006.37.07.5、7.00T前轴轮胎规格为9.00R20,轮胎数量为2；后轮并装双轴双胎，型号为9.00R20,轮胎数量为2。所选轮胎的单胎最大负荷N，气压0.63MPa，外直径1018mm。1.3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。
9、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 （1-4） 式中，是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为295/80R20的子午线轮胎，其自由直径d=1044mm，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=2400r/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
10、设计指导书表1-4所示。其中，为了使载货汽车有着良好的通过性。重型载货汽车的离地间隙要求在210275mm之间。1.4 变速器最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的挡传动比ig与主减速比的乘积。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 （1-5） 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （1-6） 式中，max是道路最大坡度角，参考汽车设计课程设计指导书设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；max是最大道路阻力系数。 前面
11、已将计算得rr=0.5116m；发动机最大转矩Temax=610N.m；主减速比i0=4.0；传动系传动效率T=0.89。所以根据驱动车轮与路面附着条件 （1-7） 求得变速器的档传动比为 （1-8） 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4.5t，则综上所述，初步选取变速器挡传动比ig=7.0。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，所选取的发动机的功率和转速应满大于所计算的参数。初步选择中国重汽 MC05.16-50型号的发动机
12、，它的主要技术参数如下表所示： 表2.1 发动机参数发动机：中国重汽 MC05.16-40系列：MC系列发动机厂商：中国重汽适配范围：卡车用进气形式：增压中冷汽缸数：4燃料种类：柴油汽缸排列形式：直列排量：4.58L排放标准：国五/欧五最大输出功率：118kW额定功率转速：2400rpm最大马力：160.0马力最大扭矩：610N.m最大扭矩转速：1300-1700rpm全负荷最低燃油耗率：203g/kW.h发动机形式：直列四缸、水冷、四冲程、增压中冷、高压共轨发动机净重： 459kg发动机尺寸：mm压缩比：16.5:1一米外噪音：97dB缸径x行程：128x125mm每缸气门数：4个 2.2
13、离合器的初步选型 离合器是汽车动力系统的重要，它担负着将动力与发动机之间进行切断与连接的工作。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， 称之为离合器的后备系数。必须大于1。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为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，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，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，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，应选取大些；货车总质量越大，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
14、取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，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，选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。在选择时，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。根据发动机的最大转矩及上述要求，由于载货车辆的载重量很高，通过挂车的进行选型。初步选取膜片式弹簧离合器，膜片式弹簧离合器具有价格便宜，压力分布均匀可以提高使用寿命，平衡性能好，并且易于通风散热性好的优点。离合器的外径可以根据经验公式 算出，其中KD为直径系数，重型货车的直
15、径系数为22.524.0通过查阅近似款车型资料，以及带入经验公式计算和与之后的变速器匹配初步选择EQ153膜片弹簧离合器，其转矩容量为2000Nm。该离合器与匹配时，其后备系数为2.4。2.3 变速器的选择根据汽车理论上各个档位动力曲线图可求得，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，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。 根据发动机最大转矩和变速器的I挡传动比，初取挡与挡之间的比值q=1.45试计算得各挡传动比。 表2.3.1 变速器传动比7.585.233.612.491.721.00可选择。表2.3.2法士特6J60T参数配置品牌：法士特变速箱：
16、6J60T系列：6J60T系列档位数：6档换挡形式：手动产品特点 ：1. 单中间轴2. 1/2档，3/4档采用双锥面同步器，同步容量大，挂挡灵活轻便。匹配范围：该系列变速器适用于各种公路运输车，长途客车，公共汽车等。前进档位：6档倒档档位数：1个是否有同步器：全同步器最大扭矩：650N.m额定转速：2300rpm2档传动比：4.211档传动比：7.314档传动比：1.573档传动比：2.56档传动比：0.845档传动比：1变速箱重量：185kg变速箱油容量：8L2.4 传动轴的选型 万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。该车前后轴距较大，容易运动过程中产生共振现象，产生时轴的转速是轴
17、的。因此避免轴在高转速下共振。 临界转速主要大小与材料的弹性特性，轴的形状和尺寸，轴的支撑形式和轴上的零件质量等有关。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。十字轴万向节结构简单，制造方便，维修容
18、易。对汽车而言，由于一个十字轴万向节的输 出轴相对于输入轴(有一定的夹角)是不等速旋转的，为此必须采用双万向节(或多万向节)传动，并把同传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面，且使两万向节的夹角相等。这一点是十分重要的。在设计时应尽量减小万向节的夹角。 十字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2.4.1十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（相联两总成均装在车架上）驱动桥传 动轴汽车满载静止时一般汽车越野汽车行驶中的极限夹角一般汽车短轴距越野汽车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，编号006.工作扭矩
19、1650N.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。大货车主要是后轮驱动。并且在后轴上布置的都是货箱，所以没有必要设计独立悬架，故大货车采用的都是非独立悬架。减速器分为单双级两种单级减速就是一级减速，简单，传动效率高，因传递能力大，对制造技术水平高双级减速就是两级减速，复杂，传达效率低，因传递能力一般，制造技术水平低。在贯通式驱动桥的布置中，各桥的
20、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。综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动形式为，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。2.5.3 驱动桥的选型根据计算的主减速比，初步选择重汽HOW08后驱动桥。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
21、率点上，再调整。第三章整车性能计算3.1发动机外特性计算根据发动机外特性计算公式：； （3-1）其中； （3-2）； （3-3）计算得出中国重汽MC05.16-40发动机外特性曲线见（图3.1）（图3.2） 图3.1.发动机外特性中功率与转速曲线 图3.2 发动机外特性中转速与转矩曲线 拟合发动机外特性曲线时最大转速应该有一定的富余，即转速应该不仅仅局限于额定转速2400r/min。3.2、汽车动力性能计算3.2.1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和空气阻力，加速时会受到加速阻力的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力坡度阻力。汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为： （3-4
22、） 发动机在转速下发出的转矩经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力按下式计算： （3-5）式中 汽车驱动力，N；发动机转矩，N.m；主减速器速比，io=5.0；传动系效率， 0.89 在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速所对应的汽车车速（km/h）为： （3-6）式中 发动机转速，r/min； ，同式（1.3）说明。滚动阻力： （3-7）式中 重力加速度，g=9.8m/s2； 坡道的坡度角，； 滚动阻力系数，同式（1-1）说明； 空气阻力： （3-8）式中 空气阻力系数，CD=0.9；迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积, =23；空气密度，一般；汽车行驶速度，m/s。若以km/h计，则 坡度阻力：
23、（3-9）坡道的坡度为时 加速阻力： （3-10）式中 汽车旋转质量换算系数，按式估算，取， 为变速器速比； 汽车总质量，=6000kg； 汽车行驶加速度，。3.2.2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，由发动机外特性曲线可得到相应的发动机转矩，由式（3-1）可求得汽车的驱动力，由式（3-3）和（3-4）可求得，再作出汽车的行驶性能曲线（图3.3）。 图3.3 汽车驱动力与行驶阻力图像数据分析：由上图可知，1档时驱动力Ft1远远大于行驶阻力Ft+Fw，即1档可用于爬坡等场合，2档可用于货车起步，当货车需要高速行驶时，即在较好的路况情况下，可以选择5档或6当行驶，这样具有合理的燃
24、油经济性，同时驱动力在车速不大于100km/h情况下完全够用，坡度阻力随坡度角的增加而增大，且与变速器档位和车速无关。3.2.3汽车的加速性能计算汽车在水平路面上加速行驶时驱动力与行驶阻力平衡方程式 （3-8）或，由此可得 （3-9）式中 汽车旋转质量换算系数，按式估算，取， 为变速器速比； 、如前所述。得， （3-10）通过上式可求得汽车从初始车速全力加速到的加速时间。由式（3.8）、（3.9）和汽车的行驶性能曲线可以作出连续换档加速时间曲线（图3.4）、加速度曲线（图3.5）、加速度倒数曲线（图3.6）。 图3.4汽车连续换档加速时间曲线 图3.5 加速度曲线图 一般来说，在排量一定的情况
25、下，缸径小，行程长的汽缸较注重扭矩的发挥，转速都不会太高，即加速度都不会太高，比如设计的这款载货汽车。这种发动机也是为了适用于需要大载荷的车辆。图3.6 加速度倒数曲线图加速度倒数曲线同样可以反映出汽车的加速性能，从而让我们更直接的了解汽车的动力性能3.2.4各档最大爬坡度曲线由驱动力阻力平衡公式得即 式中是传动系效率，=0.9；ma是汽车总质量；这里ma=10000kg，是滚动阻力系数，=0.02；CD是空气阻力系数CD=0.9；A是迎风面积这里A=2*2.5=5；ge是燃油消耗率（b），可根据发动机转速从外特性曲线图上读取；ua是汽车车速（km/h）；图3.7汽车爬坡度图由拟合出的曲线图可
26、以主观的看出汽车最大可以在1挡时爬上30度的坡道，此外较高车速的2档和3挡依然可以爬一定程度的坡道。汽车的爬坡能力完全满足30度的设计要求。图3.8功率平衡图功率平衡图反映出了汽车在各档行驶时，达到某一车速时的功率情况，在设计车速100km/h的最大要求下，使用6挡时时所需功率只有110kw左右，发动机提供的功率车完全够用。而消耗功率较高的2,3，4挡在良好的路面上一般也应用较少，且这些档位工作时的车速也不可能达到峰值，也即是功率甚至不会接近120kw，这种条件下发动机功率可以保证有富余。因此，汽车的功率平衡性也符合设计的基本要求。第四章 发动机与传动系部件的确定 根据前面的计算，可以确定设计
27、车辆的动力传动系统。变速器、单级减速双联驱动桥与160马力的匹配使用时，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100km/h的设计要求。最后确定的发动机和传动系各部件如表所示:部件型号主要技术参数发动机最大功率及转速 118kw/(2300r/min)离合器EQ153离合器转矩容量 2000Nm变速器额定输入转矩650Nm传动轴重型汽车传动轴，编号006工作转矩 1600Nm驱动桥重汽HOW08后驱动桥主减速器传动比4.0表4-1 发动机和传动系各部件选型 表4-2 车辆参数 轴数驱动形式发动机布置长*宽*高mm货箱
28、尺寸mm前轴载荷 kg后轴载荷 kg前轮轮距 mm后轮轮距 mm轴距 mm24*2前置8100*2480*31604200*2000*130024007000168016403815（图3.9货车整体布置图） 设计小结本次设计由自己的设计要求所给的数据，首先确定汽车的发动机功率，转矩等大致范围，确定发动机的型号。我选了重汽.的发动机。再根据车的总质量选择轮胎，参考相应标准，选出合适的轮胎。设计好汽车的大致整体后，再是车桥的选取，选择了重庆HOWO8驱动桥，包括了主减速器传动比的确定，主减速器结构形式的选择。然后是变速器选择了法士特6J60T变速箱、额定转矩650N.m。在设计过程中虽然遇到了一
29、些问题，但经过一次又一次的思考，一遍又一遍的检查终于找出了原因所在，也暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。实践出真知，通过亲自动手制作，使我们掌握的知识不再是纸上谈兵。过而能改，善莫大焉。在课程设计过程中，我们不断发现错误，不断改正，不断领悟，不断获龋最终的检测调试环节，本身就是在践行“过而能改，善莫大焉”的知行观。这次课程设计终于顺利完成了，在设计中遇到了很多问题，最后在老师的指导下，终于游逆而解。在今后社会的发展和学习实践过程中，一定要不懈努力，不能遇到问题就想到要退缩，一定要不厌其烦的发现问题所在，然后一一进行解决，只有这样，才能成功的做成想做的事，才能在今后的道路上劈荆斩棘，而
30、不是知难而退，那样永远不可能收获成功，收获喜悦，也永远不可能得到社会及他人对你的认可!课程设计是对我们本学期所学知识的一次总结，同时也是对我们各种能力的一次考验。设计过程中通过初步尝试、发现问题、寻找解决方法、确定方案的步骤，逐渐培养了我们独立思考问题的能力和创新能力，同时也是我们更加熟悉了一些基本的机械设计知识。通过设计巩固了理论知识，接触了实际经验，提高了设计能力和查阅文献的能力，为今后工作最后一次在学校充电。我认为，在这学期的实验中，不仅培养了独立思考、动手操作的能力，在各种其它能力上也都有了提高。更重要的是，在实验课上，我们学会了很多学习的方法。而这是日后最实用的，真的是受益匪浅。要面
31、对社会的挑战，只有不断的学习、实践，再学习、再实践。这对于我们的将来也有很大的帮助。以后，不管有多苦，我想我们都能变苦为乐，找寻有趣的事情，发现其中珍贵的事情。就像中国提倡的艰苦奋斗一样，我们都可以在实验结束之后变的更加成熟，会面对需要面对的事情。最后由于设计资料和能力比较有限，此次设计尚有许多不足之处，恳请老师给予批评指正。 参考文献1 王望予.汽车设计M.4版.北京：机械工业出版社，2004.2 王国权，龚国庆.汽车设计课程设计指导书M.北京：机械工业出版社，2009.3 陈家瑞.汽车构造M.3版.北京：机械工业出版社，2009.4 刘惟信.汽车设计M.北京.清华大学出版社，2003.5 余志生.汽车理论M.4版.北京：机械工业出版社，2004.6 田其铸.汽车设计手册（整车底盘卷).长春汽车研究所.1998.7 王丰元，马明星，邹旭东.汽车设计课程设计指导书.北京：中国电力出版社，2009.8 中华人民共和国汽车行业标准委员会.QC/T29082-1992 汽车传动轴总成技术条件S.北京：中国标准出版社，1992.9国家标准：GBT1589-2004/GBT2974-2008/GBT2977-2008/GBT2978-2008