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1、小型客车汽车动力总成匹配与总体设计_汽车设计课程设计 汽车设计课程设计说明书题目：小型客车汽车动力总成匹配与总体设计 目录 设计任务书 第1章整车主要目标参数的初步确定 1.1汽车主要尺寸的确定 1. 1.1外廓尺寸 1.1.2轴距L 1.1.3前轮距1B和后轮距2B 1.1.4 前悬F L和后悬R L 1.2、发动机的选择 1.2.1、发动机的最大功率及转速的确定 1.2.2、发动机的最大转矩及转速的确定 1.3、轮胎的选择 1.4、传动系最小传动比的确定 1.5、传动系最大传动比的确定 第2章传动系各总成的选型 2.1、发动机的选型 2.2、离合器的初步选型 2.3、变速器的选型 2.4、
2、传动轴的选型 2.5、驱动桥的选型 2.5.1、驱动桥结构形式和布置形式的选择 2.5.2、主减速器结构形式选择 2.5.3、驱动桥的选型 第3章整车性能计算 3.1 汽车动力性的分析 3.1.1 汽车的驱动力与行驶阻力 3.1.2 汽车驱动力行驶阻力平衡图与动力特性图 3.2 下面用MATLAB编程计算并画出各个性能曲线 3.2.1 汽车的驱动力行驶阻力平衡图 3.2.2 汽车动力特性图 3.2.3 加速度倒数图 3.2.4 汽车的功率平衡 设计总结 设计任务书 载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计 1、整车性能参数 设计一辆用于城市短途运输的小型客车。 整车尺寸（长宽高）6000mm2200
3、mm2500mm 轴数 2 座位数17 总质量 4500kg 公路行驶最高车速120km 最大爬坡度30% 2、要求 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。 3）绘制设计车辆的总体布置图。 4）完成设计说明书。 第1章整车主要目标参数的初步确定 1.1汽车主要尺寸的确定 1. 1.1外廓尺寸 汽车的总长、总宽和总高应根据汽车的用途、道路条件、吨位、外形设计、公路限制和结构布置等因素来确定。在总体设计时要力求减少汽车的外廓尺寸，以减轻汽车总重，提高汽车的动力性、经济性和机动性。 各国对
4、公路运输车辆的外廓尺寸均有法规限制。这是为了适合本国的公路、桥梁和运输标准以及保证驾驶的安全性。GB1589-89汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12m，单铰接式客车不超过18m，半挂汽车列车不超过16.5m，全挂汽车列车不超过20m；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm。 根据本车的特点，参考同类车型，本车的外廓尺寸如下： L6000mm； 总长：a B2200mm ； 总宽：a H2600mm。 总高：a 1.1.2轴距L 轴
5、距L对整备质量、汽车总长、最小转弯半径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢（箱）长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。 各类汽车的轴距和轮距标准见下表2.1。 表2.1 各类汽车的轴距和轮距 本车为小型客车，参照表1，轴距L选取为3573mm。 1.1.3前轮距1B和后轮距2B 汽车轮距对汽车的总宽、总重、横向稳定性和机动性影响较大。轮距越大，则横向稳定性越好，悬架的角刚度也越大，对增大汽车车厢内宽也有利。但轮距加宽，汽车的总宽和
6、总重一般也加大，而且容易产生向车身侧面甩泥的缺点，所以轮距不宜过大，轮距的数值必须与所要求的汽车总宽相适应。 汽车的前轮距主要取决于车架前部的宽度、前悬架的宽度、前轮最大转角、轮胎宽度、转向拉杆与转向轮以及车架间的运动间隙等因素，因此要通过具体布置才能最后确定。 汽车的后轮距取决于车架后部的宽度、弹簧宽度、弹簧与车架和车轮之间的间隙以及轮胎宽度等因素。 根据表1，并且参考同类车型以及根据本车的结构和布置，选取本车的前后轮距分别为：1B1809mm；2B1780mm。 1.1.4 前悬F L 和后悬R L 前悬的长度应能布置保险杠、散热器、风扇、发动机等部件。从撞车安全性考虑希望前悬长些，从视野
7、角度考虑又要求前悬短些。前悬对平头汽车上下车的方便性有影响，前钢板弹簧长度也影响前悬尺寸。汽车的前悬长度不宜过长，否则汽车的接近角过小，不利于通过性。 后悬的长度主要取决于轴距和轴荷分配的要求，同时要保证适当的离去角。一般来说，后悬不宜过长，否则上、下坡时容易刮地 ，转弯时也不灵活。城市大客车的后悬一般不大于轴距的60%，货车的后悬一般在1200mm 2200mm 之间。 经过分析并参考同类样车，根据本车的结构性能要求，本车选取前悬F L 为1388mm ，后悬R L 为1042mm 。 1.2 发动机的选择 1.2.1 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
8、大功率。参考该题目中的参数，按要求设计的小型客车最高车速是u a =120km/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 )76140 3600(1max 3 max max a D a T e u A C u gf m P + （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%*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=4000kg ；g 是重力加速
9、度，g=9.8m/s 2；f 是滚动阻力系数，由试验测得，在车速不大于120km/h 的情况下可认为是常数。取 f=0.012；C D 是空气阻力系数，一般小型客车可取0.4-0.6，这里取C D =0.6；A 是迎风面积（），取前轮距B1*总高H ，A=2.22.6。 2 25.26.22.25.0m m A C D =?= 故KW KW P 57.9312076140 6 .22.26.01203600012.08.94000849.013emax =?+? ）（ 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93.57KW 的发动机，则比功率为 t /39.23t /400
10、0 57 .931000m 1000a emax KW KW P =?= 再考虑该小型客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100KW 。 1.2.2 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。 p emax emax n 9549 P T = （1-2） 式中，T emax 是发动机最大转矩（N m ）；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，p emax T T = ，Tp 是最大功率时的转矩（N m ），一般在1.11.3之间选取，初取=1.2；Pemax 是发动机最大功
11、率（KW ）;n p 是最大功率时的转速（r/min ），常取在3200-4000r/min 之间,取n p =3500r/min. 所以 m N m N T 4.3273500 100 2.19549emax =?= 一般用发动机转矩适应性系数T p n n =,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n T =2000r/min ，则 75.12000 3500 n n p = T ，1.275.
12、12.1=?=。 1.3 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之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数的影响。轮胎所承受的最大静负荷于轮胎额定负荷之比，称为轮胎的负荷系数。大多数汽车的轮胎的负荷系数取为0.91.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故他们的轮胎负荷系数应接近下限。 按轮胎中帘线的排列不同，常见有三种形式可共选择：普通斜线胎，子午线胎和带束斜交胎。普通斜线胎的胎体帘线较多帘，胎侧厚，不易
13、划破，侧向刚度也大，其缺点是缓冲性较差；子午线胎的结构特点是帘线呈子午线排列，这样帘线的刚度就能得到充分利用。 前轴轮胎规格为7.5R16LT,轮胎数量为2；后轮轮胎型号为7.5R16LT,轮胎数量为2。所选轮胎的单胎最大负荷14651N ，气压740KPa ，加深花纹，外直径804mm 。 1.4传动系最小传动比的确定 普通小型客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0i 。主减速比0i 是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。 小型客车为了得到足够的功率储备而使最高的车速有所下降，0i 可按下式选择 gh x ama p r
14、 0 i u n r 472.0377.0i ） （= （1-3） 式中，r r 是驱动轮的滚动半径（m ），所选轮胎规格为7.5R16LT 的子午线轮胎，其自由直径d=805mm ，因计算常数F=3.05(子午线轮胎F=3.05),故滚动半径 m 391.0mm 00.391mm 14 .32805 05.32d r r =?= F ；n p 是发动机最大功率时的转速，n p =3500r/min;u amax 是最高车速，u amax =120km/h ；i gh 是变速器最高档传动比，i gh =1.0。 所以.3835299.40 .11203500 391.0472.0377.0i
15、0=?= ）（，初取i 0=5.0。 根据所选定的主减速比0i 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，小型客车的离地间隙要求在180-220mm 之间。 1.5 传动系最大传动比的确定 传动系最大传动比为变速器的挡传动比i g 与主减速比0i 的乘积。 i g 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
16、动阻力及爬坡阻力。故有 max max max 0max )sin cos (g m f g m r i i T a a r T g e =+I （1-4） 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 T e r a g i T r g m i 0max max I （1-5） 式中，max 是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角 ?=7.16max ；max 是最大道路阻力系数。 30.07.16sin 7.16cos 012.0sin cos max max max ?+?=+=）（f 前面已将计算得r r =0.391m ；发动机最大转矩T emax =327.4N.m ；主减
17、速比i 0=5.0；传动系传动效率T =0.849。所以 14.4849 .00.54.327391 .03.08.95000i g =?I 根据驱动车轮与路面附着条件 ?20max G r i i T r T g e I （1-6） 求得变速器的档传动比为 T e r g i T r G i ?0max 2 I （1-7） 式中，?是道路的附着系数，在良好的路面上取?=0.8；2G 是汽车满载静止于水平路面时，驱动桥承受的载荷（N ）.我国公路标准规定，对于四级公路及桥梁，单轴最大允许轴载质量为10t ，双连轴最大允许轴载质量为18t （每轴9t ）。根据公路对汽车轴载质量的限制、所设计汽车
18、的总质量、轮胎的负荷能力以及使用条件等，可以确定汽车的轴数。由于双轴汽车结构简单、制造成本低，故总质量小于19t 的公路运输车辆广泛采用这种方案。参照中国重汽，美驰系列桥：Model JTA52160，初步设计采用双联后驱动桥，可承受额定轴荷 ：213,000Kg ，两轴平均受荷，那么，所设计的小型客车每个驱动桥承受的质量为 N g m G a T 196008.92/40002 =?=? 则: 41.4849 .00.54.327391 .08.019600=? I g i 综上所述，初步选取变速器挡传动比i g =4.35。 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，初步选择玉柴公司型号为YC4E180-30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 2.2 离合器的初步选型 后备系数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