1、汽車設計課程設計說明書學院：機械工程學院班級：姓名： 學號：目錄設計任務書3第1章 整車主要目標參數的初步確定41.1 發動機的選擇41.1.1 發動機的最大功率及轉速的確定41.1.2 發動機最大轉矩及其轉速的確定61.2 輪胎的選擇71.3 傳動系最小傳動比的確定81.4 傳動系最大傳動比的確定10第2章 傳動系各總成的選型122.1 發動機的選型122.2 離合器的初步選型132.3 變速器的選型142.4 傳動軸的選型152.5.2 主減速器結構形式選擇 162.5.3 驅動橋的選型 17第3章 整車性能計算183.

2、1 配置濰柴WD615.50發動機的整車性能計算 183.1.1 汽車動力性能計算 183.1.2 汽車經濟性能計算  21 第4章 發動機與傳動系部件的確定22 參考文獻 23設計任務書載貨汽車動力匹配和總體設計設計一輛用于長途運輸固體物料，載重質量20t 的重型貨運汽車。整車尺寸：11980mm×2465mm×3530mm軸數：4； 驅動型式：8×4；軸距：1950mm+4550mm+1350mm額定載質量：20000kg整備質量：11000kg公路最

3、高行駛速度：90km/h最大爬坡度：大于30%設計任務：1) 查閱相關資料，根據題目特點，進行發動機、離合器、變速箱傳動軸、驅動橋、車輪匹配和選型；2) 進行汽車動力性、經濟性估算，實現整車的優化匹配；3) 繪制車輛總體布置說明圖；4) 編寫設計說明書。第1章 整車主要目標參數的初步確定1.1 發動機的選擇1.1.1 發動機的最大功率及轉速的確定汽車的動力性能在很大程度上取決于發動機的最大功率。設計要求該載貨汽車的最高車速是90km/h，那么發動機的最大功率應該大于等于以該車速行駛時的行駛阻力功率之和，即： （1-1）式中 發動機最大功率，kW；傳動系效率（包括變速器、傳動軸萬向節、主減速器的

4、傳動效率），各傳動部件的傳動效率見表1-1；表1-1傳動系統各部件的傳動效率部 件 名 稱傳動效率（%）4-6檔變速器95輔助變速器（副變速器或分動器）95單級減速主減速器96傳動軸萬向節98汽車總質量，；重力加速度，；滾動阻力系數,由試驗測得，在車速不大于100km/h的情況下可認為是常數。輪胎結構、充氣壓力對滾動阻力系數有較大影響，良好路面上常用輪胎滾動阻力系數見表1-2。取。表1-2良好路面上常用輪胎滾動阻力系數輪胎種類滾動阻力系數中重型載貨車用子午線輪胎0.007-0.008中重型載貨車用斜交輪胎0.010-0.012輕型載貨車用子午線輪胎0.008-0.009輕型載貨車用斜交輪胎0.

5、010-0.012轎車用子午線輪胎0.012-0.017轎車用斜交輪胎0.015-0.025空氣阻力系數，取=0.9；一般中重型貨車可取0.81.0；輕型貨車或大客車0.60.8；中小型客車0.40.6；轎車0.30.5；賽車0.20.4。迎風面積,取前輪距×總高，=2.4653.530該載貨汽車的最高車速，=90kmh。故也可以利用比功率的統計值來確定發動機的功率值。如選取功率為195.78kW的發動機，則比功率為 （1-2）參考日本五十鈴、德國奔馳、瑞典斯堪的維亞等國外同類型汽車，其比功率都在6kW/t以上，即總質量31t的汽車，其發動機應該具有的功率；再考慮該載貨汽車要求具有相

6、對較高的車速，因此初步選擇汽車發動機的最大功率為200kW。1.1.2 發動機最大轉矩及其轉速的確定當發動機最大功率和其相應轉速確定后，可用下式確定發動機的最大扭矩。 （1-3）式中，發動機最大轉矩（N·m）；轉矩適應性系數，；最大功率時的轉矩（N·m）；的大小標志著當行駛阻力增加時，發動機外特性曲線自動增加轉矩的能力，可參考同類發動機數值選取，初取=1.05；發動機最大功率，kW；最大功率時的轉速，r/min，取=2200r/min。所以 一般用發動機適應性系數表示發動機適應行駛工況的程度，。值越大，說明發動機的適應性越好。采用值大的發動機可以減少換檔次數，減輕司機疲勞、

7、減少傳動系的磨損和降低油耗。通常，汽油機取1.21.4，柴油機取1.22.6，以保證汽車具有適當的最低穩定速度。初取=1300r/min，則，。1.2 輪胎的選擇輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數據，因此，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依據是車型、使用條件、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。為了提高汽車的動力因數、降低汽車質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車，在其輪胎負荷系數以及汽車離地間隙允許的范圍內，應盡量選取尺寸較小的輪胎。同時還應考慮與動力傳動系參數的匹配和對整車尺寸參數（例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。表1-3給出的部分國產汽車輪胎的規格、尺寸

8、及使用條件。通過查閱貨車輪胎標準GB2977-2008載重汽車輪胎規格、尺寸、氣壓與負荷和參考同類車型所選輪胎規格，各軸輪胎規格選擇如下： 前軸輪胎規格為11.00R20,輪胎數量為2；中間軸輪胎規格為11.00R20，輪胎數量為2；后輪并裝雙軸雙胎，型號為11.00R20,輪胎數量為8。所選輪胎的單胎最大負荷28700N，氣壓0.74MPa，加深花紋，外直徑1090mm。表1-3 大客車、載貨汽車及掛車的規格、尺寸及使用條件輪胎規格層數主要尺寸/mm使用條件斷面寬外直徑最大負荷/N相應氣壓P/標準輪輞允許使用輪輞普通花紋加深花紋越野花紋9.00-20(9.00R20)1012142

9、5910181030(1025)1038(1030)1835020500225504.9(5.3)6.0(6.3)7.0(7.4)7.07.00T 7.57.50V7.0T 10.00-20(10.00R20)12141627810551067(1060)1073(1065)2160024050263005.3(5.6)6.3(6.7)7.4(7.7)7.57.5V 8.08.0V 8.00V11.00-20(11.00R20)141629310851100(1090)1105(1095)26250287006.3(6.7)7.4(7.7)8.08.00V 8.58.50V 8.5V12.00

10、-20(12.00R20)161831511251145(1135)30850327006.7(7.0)7.4(7.7)8.58.50V9.00V12.00-24(12.00R24)1631512251247(1238)347006.7(7.0)8.58.5V9.00V1.3 傳動系最小傳動比的確定普通載貨汽車最高檔通常選用直接檔，若無分動器或輪邊減速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比。主減速比是主減速器設計的原始數據，應在汽車總體設計時就確定。對于載貨汽車，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速有所下降，可按下式選擇 （1-4）式中，驅動車輪的滾動半徑（m），所選輪胎規格為11.00

11、R20的子午線輪胎， 其自由直徑d=1090mm，因計算常數F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑；是發動機最大功率時的轉速，=2200r/min;是最高車速，=100km/h；是變速器最高檔傳動比，=1.0。 所以，初取。根據所選定的主減速比的值，就可基本上確定主減速器的減速形式（單級、雙級以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 汽車驅動橋離地間隙要求如表1-4所示。其中，重型載貨汽車的離地間隙要求在230345mm之間。 表1-4 汽車驅動橋離地間隙車型離地間隙mm轎車微型小型中級高級載貨汽車微型、輕型中型重

12、型、超重型越野汽車微型、輕型中型、重型客車小型中型、大型1.4 傳動系最大傳動比的確定傳動系最大傳動比為變速器的檔傳動比與主減速比的乘積。應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （1-5）則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為 （1-6）式中 汽車總質量，=31000kg；重力加速度，=9.81m/： 道路最大阻力系數，=。道路最大坡度角，設計要求最大坡度為30%，即坡度角為16.7°。所以 驅動車輪的滾動半徑（m），

13、按計算，F=3.05，d=1090mm 所以 =0.5291mm； 發動機最大轉矩，911.5N·m；主減速比，=5.0； 傳動系傳動效率，=0.849。所以 根據驅動車輪與路面附著條件 （1-7）求得變速器檔傳動比為 （1-8）式中 汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷，初步設計采用雙聯車橋驅動，每個驅動橋承受的質量為15t； 道路的附著系數，在良好路面上取0.8； ，同式（1-6）中的說明。所以 綜上，初步確定變速器檔傳動比。第2章 傳動系各總成的選型2.1 發動機的選型根據所需發動機的最大功率和最大轉矩及相應轉速，初步選擇一汽大連柴油機股份有限公司的型號為BF6M1013

14、-28E3的發動機，它的主要技術參數如下表2-1所示。表2-1  大柴BF6M1013-28E3發動機的主要技術參數  單位大柴BF6M1013-28E3外形尺寸（長×寬×高）mm1146×622×897 缸徑/行程mm108/130質量650  排量L 7.14   額定工況功率/轉速Kw/(r/min)206/2200 最大轉矩/轉速/最大馬力N·m/(r/min)/馬力 1050/1400/280 &

15、#160;最低燃油消耗率 g/(kw·h)203一米外噪音B96壓縮比18.1滿足排放要求國/國 進氣形式/每缸氣門數 增壓中冷/4氣缸排列形式直列2.2 離合器的初步選型后備系數為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發動機最大轉矩之比，必須大于1。是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮以下幾點：     1) 摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發動機最大轉矩；   2) 防止離合

16、器滑磨時間過長；   3) 防止傳動系過載以及操縱輕便等。 顯然，為可靠傳遞發動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太小；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；當發動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應選取大些；貨車總質量越大，也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩，選取的值應比汽油機大些；發動機缸數越多，轉矩波動越小，可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩定，選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的值應大

17、于單片離合器。各類汽車離合器的取值范圍見表2-2。  表2-2 離合器后備系數的取值范圍  車型后備系數乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.201.75最大總質量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.00 根據發動機的最大轉矩及上述要求，初步選擇東風傳動軸有限公司生產，轉矩容量為2700N·m的DSP430拉式膜片彈簧離合器。該離合器與濰柴WD615.56匹配時，其后備系數為2.45。2.3 變速器的選型由于重型汽車的裝載質量大，使用條件復雜，同時，重型貨車滿載與空載的質量變化極大，欲保證重型汽車具有

18、良好的動力性、經濟性和加速性,需要采用多檔變速器。因為，檔位數越多，發動機發揮最大功率附近高功率的機會越大，提高汽車的加速與爬坡能力；同時，增加發動機在低燃油消耗率區工作的機會，提高汽車的燃油經濟性。目前，組合式機械變速器已成為重型汽車的主要形式，即，以一到兩種46檔變速器為主體，通過更換系列齒輪副和配置不同的副變速器，得到一組不同檔數不同傳動比范圍的變速器系列。根據發動機最大轉矩和變速器的一檔傳動比，初步選擇中國第一汽車集團公司生產的10檔組合式機械變速器，變速器型號：CATS10-130,額定輸入扭矩為1274N.m，該變速器最高檔采用直接檔，傳動比范圍為12.961。變速器各檔速比見表2

19、-3。表2-3 所選變速器各檔速比12345678910倒1倒212.9619.6937.3705.5403.8463.372.5201.9161.4401.0002.93811.3012.4 傳動軸的選型該車前后軸距較大，為了提高傳動軸的臨界轉速，避免共振以及考慮整車總布置上的需要，常將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需加設安裝在車架橫梁上的中間支承，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發動機的竄動和車架等變形所引起的位移。橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動軸因動不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及

20、萬向節上的附加彎矩所引起的徑向力。一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節。十字軸萬向節兩軸的夾角不宜過大，當由增至時，滾針軸承壽命將下降至原壽命的。十字軸萬向節夾角的允許范圍見表2-4。表2-4 十字軸萬向節夾角的允許范圍萬向節安裝位置或相聯兩總成不大于離合器-變速器；變速器-分動器（相聯兩總成均裝在車架上）驅動橋傳動軸汽車滿載靜止時一般汽車越野汽車行駛中的極限夾角一般汽車短軸距越野汽車初步采用重慶重型汽車集團傳動軸有限責任公司生產的重型汽車傳動軸總成，編號為：006。工作扭矩為：15000N.m。2.5 驅動橋的選型  驅動橋處于傳動系的末端，其基本公用是增大由

21、傳動軸傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動輪具有差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車價之間的垂向力、縱向力和橫向力。 2.5.1 驅動橋結構形式和布置形式的選擇 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式有關。絕大多數載貨汽車的驅動車輪采用非獨立懸架，相應的采用非斷開式車橋。 現代多橋驅動汽車都采用貫通式驅動橋的布置。  在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動布置在同一個縱向垂直平面內，且相鄰的兩橋的傳動軸是串聯的布置。其優點是不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各種驅動橋零件的互通性，并且簡化了結構，減少了體積和質量，

22、成本較低。     2.5.2 主減速器結構形式選擇 主減速器形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，主要取決與動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比的大小以及驅動橋的離地間隙、驅動橋的數目及減速形式等。 雙級主減速器有兩集齒輪減速組成，結構復雜、質量大，制造成本也顯著增加，僅用于主減速比較大（）且采用單級減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙要求的重型汽車上。 單級貫通式主減速器用于多橋驅動汽車的貫通橋上，其優點是結構簡單，主減速器的質量較小，尺寸緊湊，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主

23、要零件具有互換性。 綜上所述，由于所設計的載貨汽車的軸數和驅動形式為，以及單級減速雙聯主減速器具有結構簡單等諸多優點，又能滿足使用要求。所以，選用單級減速雙聯主減速器。 2.5.3 驅動橋的選型 根據計算的主減速比，初步選擇重慶紅巖汽車車橋廠的單級減速雙聯驅動橋，產品型號：20048302。中、后橋均采用鑄鋼橋殼，中、后驅動橋承載能力均為13t，最大輸入轉矩為40000N·m，大于最大的輸入轉矩1274×12.961N·m=16512.31N·m，主減速器傳動比=4.875和5.833兩種。因車速要求較高，就選=4

24、.875計算，如果汽車阻力功率曲線與發動機功率曲線不能交在其最大功率點上，再進行調整。第3章 整車性能計算3.1 配置濰柴WD615.50發動機的整車性能計算 3.1.1 汽車動力性能計算 （1） 汽車驅動力和行駛阻力汽車行駛過程中必須克服滾動阻力和空氣阻力，加速時會受到加速阻力的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力坡度阻力。汽車行駛時驅動力與行駛阻力的平衡方程式為： （3-1）發動機在轉速下發出的轉矩經汽車傳動系傳遞到驅動輪上的驅動力按下式計算： （3-2）式中汽車驅動力，N；發動機轉矩，N.m；變速器速比；主減速器速比，；傳動系效率，；車輪的滾動半徑，

25、；在驅動輪不打滑的情況下，發動機轉速所對應的汽車車速（km/h）為： （3-3）式中 發動機轉速，r/min； ，同式（1-10）說明。滾動阻力： （3-4）式中 重力加速度，； 坡道的坡度角，； 滾動阻力系數，同式（1-1）說明；空氣阻力： （3-5）式中 空氣阻力系數，；迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積,=2.4653.530；空氣密度，一般；汽車行駛速度，m/s。若以km/h計，則 坡度阻力： （3-6）式中，i是道路坡度，計算時i取值從0%到40%。坡度阻力a隨坡度角的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。 將各擋驅動力隨車速的變化關系和不同坡度i時的隨的變化關系畫在同一張

26、紙上，則形成汽車的行駛性能曲線。由汽車的行駛性能曲線可知該車的最高車度、最大爬坡度、檔位的使用情況及各檔位某車速的爬坡能力。 選用濰柴WD615.50發動機時，參照汽車設計課程設計指導書中圖1-11的汽車的行駛性能曲線可看出，最高車速在90km/h以上，經計算，一檔時最大爬坡度為33.4%。（2） 汽車的加速性能計算 加速阻力可按計算。為計算最大加速能力，這里就取道路坡道為零的平直道路上行駛進行計算。 d，由此可得 （3-7） 式中，是汽車旋轉質量換算系數，按式估算，取,為變速器速比。參照汽車設計課程設計指導書中的圖1-12繪制出汽車加速度曲線圖。 進而

27、參照汽車設計課程設計指導書中的圖1-13繪制各擋加速度倒數曲線圖。由得故 （3-8）     通過上式可求得汽車從初始車速全力加速到的加速時間t，結合汽車的行駛性能曲線，可以參照汽車設計課程設計指導書中的圖1-14作出該汽車連續換擋加速時間曲線圖。      3.1.2 汽車經濟性能計算  汽車的燃油經濟性是汽車使用中的另一項重要性能。汽車設計開發過程中，常需要在實際樣車制成之前，根據發動機特性和汽車功率平衡圖對汽車的燃油經濟性進行評算，最簡單、最基本的是

28、等速行駛百公里燃油消耗量的估算。對貨車來講，等速百公里燃油消耗量是在滿載時以最高擋在水平良好的路面上等速行駛100km的燃油消耗量。 汽車百公里燃油消耗量為  （3-9） 式中，P是汽車以車速等速行駛時用于克服滾動阻力和空氣阻力發動機所消耗的功率（kw）；是燃油消耗率（g/(kW·h)），可根據發動機轉速從外特性曲線圖上讀取；是汽車車速（km/h）；是燃油的重度，柴油取7.948.13N/L，取=8.04N/L。 經上述計算，參照汽車設計課程設計指導書中的圖1-17，繪制出使用濰柴WD615.50發動機時汽車在各個檔位時的等速百公里燃油消耗量曲線。從圖中可以看出隨車速的提高，汽車的等速百公里油耗增大；在常用車速49.7863.3km/h以直接檔行駛時燃油消耗率低，為31.0 L/100km；車速在36.3249.78 km/h，以九檔行駛時燃油經濟性較好；車速在27.2936.32 km/h，以八檔行駛時燃油