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1、 目 录设计任务书2第1章 整车主要目标参数的初步确定31.1、发动机的选择31.1.1、发动机的最大功率及转速的确定31.1.2、发动机的最大转矩及转速的确定41.2、轮胎的选择41.3、传动系最小传动比的确定51.4、传动系最大传动比的确定6第2章 传动系各总成的选型72.1、发动机的选型72.2、离合器的初步选型92.3、变速器的选型102.4、传动轴的选型112.5、驱动桥的选型112.5.1、驱动桥结构形式和布置形式的选择112.5.2、主减速器结构形式选择122.5.3、驱动桥的选型12第3章 整车性能计算123.1、配置潍柴WD615.50发动机时的整车性能计算123.1.1、汽
2、车动力性能计算133.1.2、汽车经济性能计算17第4 章 发动机与传动系部件的确定18设计总结19致谢19参考文献20附录21设计任务书载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计1、设计题目载货汽车动力总成匹配与总体设计2、性能参数要求根据给定参数，设计一辆最高速度90km/h、最大爬坡度30%的载货汽车。整车尺寸（长*宽*高） 11976mm*2065mm*3390mm轴数4 轴距 （5750+1350）mm额定载质量 20000kg整备质量 12000kg公路行驶最高车速 90km/h最大爬坡度 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
3、、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。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，要求设计的载货汽车最高车速是ua=90km/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%*9
4、5%*98%*96%=84.9%，传动系各部件的传动效率参考汽车设计课程设计指导书表1-1得；Ma是汽车总质量，Ma=32000kg；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=0.010，参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=2.0653.390。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163.49KW的发动机，则比功率为参考日本五十铃、德国奔驰、瑞典斯堪的维亚等国外同类型汽车，其
5、比功率都在6KW/t以上，则整备质量32t的汽车，其发动机应具有的功率Pe=6*32=192kw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（Nm）；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（Nm），可参考同类发动机数值选取，初取=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 一般用发动机适应性系数,
6、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=1500r/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
7、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1090mm。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
8、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=90km/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、
9、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230345mm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 （1-4）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （1-5）式中，max是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为3
10、0%，即坡度角；max是道路最大阻力系数。 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T=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，初步选取变速器挡传动比ig=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，初步选择潍柴动力股份有限公司的型号为WD615
11、.50的发动机，它的主要技术参数如下表2-1所示。表2-1 潍柴WD615.50发动机的主要技术参数单位WD615.50缸径/行程mm126/130排量L9.726额定工况功率/转速Kw/(r/min)206/2200最大转矩/转速Nm/(r/min)1160/1100最低燃油消耗率g/(kwh)198质量875满足排放要求欧外形尺寸（长宽高）mm15865821025潍柴WD615.50发动机的外特性曲线如下图2-1所示。由图可知，潍柴WD615.50的转速范围为10002200r/min。从上述发动机的外特性曲线可得其转矩特性、比油耗特性，并且用最小二乘法拟合成五次多项式，结果如表2-2所
12、列。表2-2 由潍柴WD615.50发动机外特性曲线算得的转矩、比油耗特性转速Ne/(r/min)1000110012001300140015001600170018001900200021002200比油耗Ge/(g/kw.h)198196194193192190193194195198200207212转矩Te/(N.m)946991104510821118113611361114108210501027991950比油耗特性拟合多项式转矩特性拟合 多项式 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与发动机最大转矩之比，必须大于1。是离合器设计
13、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，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，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转
14、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。各类汽车离合器的取值范围见表2-3。表2-3 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.00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2700Nm的DSP430拉式膜片弹簧离合器。该离合器与潍柴WD615.50匹配时，其后备系数为2.33。 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
15、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46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1274Nm，该变速器最高档采用直
16、接挡，传动比范围为112.961。变速器各挡速比见表2-4。表2-4 所选变速器各挡速比倒倒12.9619.6937.3705.5403.8463.3702.5201.1961.4401.00012.93811.301 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，它只要承受传动轴因动不平
17、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不宜过大，当由增至时，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参照汽车设计课程设计指导书表1-8。初步选取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，工作转矩为15000Nm。2.5 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
18、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
19、显著增加，仅用于主减速比较大（）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，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4
20、0000Nm，大于最大的输入转矩127412.961Nm=16512.31Nm，主减速器传动比=4.875和5.833两种。因车速要求较高，就选=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。第三章 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坡度阻力Fi的作用。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，经汽车传动系传递
21、到驱动轮上的驱动力Ft按下式计算 （3-2）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，io=4.875；T是传动系效率，T=0.849；rr是车轮的滚动半径（m），rr=0.5249m。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 （3-3） 滚动阻力Ff为 （3-4） 式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;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 （3-5）式中，CD是空气阻力系数，CD=0.55；A是迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，A=2.0653.390；是空气密度，一般取=1.2
22、258Ns2m-4；ua是汽车行驶速度（m/s）,若ua以km/h计，则。坡度阻力Fi为 （3-6）式中，i是道路坡度，计算时i取值从0%到40%。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。将各挡驱动力Ft随车速ua的变化关系和不同坡度i时的随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，汽车的行驶性能曲线如图3-1所示。从图3-1可以看出，最高车速应在90km/h，经计算，一档时最大爬坡度为。（2）汽车的加速性能计算加速阻力计算。为计算最大加速
23、能力，这里就取道路坡道为零的平直道路上行驶进行计算。 ，由此可得 （3-7）式中，是汽车旋转质量换算系数，按式估算，取,ig为变速器速比。通过计算得汽车各挡加速度曲线如图3-2所示。进而绘制各挡加速度倒数曲线如图3-3所示。由得 （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，可以作出该汽车连续换挡加速时间曲线如图3-4所示。 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
24、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 （3-9）式中，P是汽车以车速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），；是传动系效率，=0.849；是汽车总质量；是滚动阻力系数，=0.010；是空气阻力系数=0.9；是迎风面积；是燃油消耗率，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）；是燃油的重度，柴油取7.948.13N/L，取=8.04N/L。经计算使用潍柴WD615.50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如下图3-5所示。 第四章 发动机与传动
25、系部件的确定根据前面的计算，可以确定设计车辆的动力传动系统。变速器CATS10-130、单级减速双联驱动桥与潍柴WD615.50匹配使用时，汽车的最高车速为91.2km/h，最大爬坡度为35.1%，从一档起步连续换挡加速到75km/h车速的加速时间为284.3s，以常用车速等速行驶时百公里燃油消耗量为31.5L/100km。最后确定的发动机和传动系各部件如表4-1所示，整体布置图附录所示。表4-1 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潍柴WD615.50最大功率及转速 206kw/(2200r/min)离合器DSP430转矩容量 2700Nm变速器CATS10-130额定输入转矩
26、 1274Nm传动轴重型汽车传动轴006工作转矩 15000Nm驱动桥重庆红岩单级减速双联驱动桥20048302额定输入转矩16512Nm设计总结 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，也是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。通过这次的汽车课程设计，使我之前学习的课本知识得以巩固，同时也更加系统全面的了解了汽车发动机与传动系和驱动桥之间的匹配关系。致 谢课程设计中，会用到很多以前老师讲解的知识，特别是不是课本上的知识。感谢大学几年来，汽车与交通学院的所有老师对我学习上的帮助和生活上的关怀，正是你们的辛勤工作，才使我们学到了专业的知识，同时知识面得到扩展。感谢所有任课老师和所有
27、同学在这几年来给自己的指导和帮助，是他们教会了我专业知识，教会了我如何学习，教会了我如何做人。正是由于他们，我才能在各方面取得显著的进步，在此向他们表示我由衷的谢意。另外，感谢校方给予我这样一次机会，能够独立地完成一个课程设计，并在这个过程当中，给予我们各种方便，使我们在这学期快要结课的时候，能够将学到的知识应用到实践中，增强了我们实践操作和动手应用能力，提高了独立思考的能力。我不仅学到了许多新的知识，而且也开阔了视野，提高了自己的设计能力。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
28、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 徐石安，江发潮.汽车离合器设计M.北京:清华大学出版社，2005.8 F.Schmelz，Graf VonH.C.Sehear-Thoss，E.Aucktor.万向节和传动轴M.伍德荣，肖生发，陶健民，等译.北京：北京理工大学出版社，1997.9 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. 22