载货汽车汽车动力总成匹配及总体设计.docx

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1、载货汽车汽车动力总成匹配及总体设计 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2022.12.162022.12.27 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

2、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u a =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 )76140 3600(1max 3max 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），

3、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=28000kg ；g 是重力加速度，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；C D 是空气阻力系数，一 般中重型货车可取0.81.0，这里取C D =0.9；A 是迎风面积（），取前轮距B1* 总高H ，A=2.3953.75。 221.875.3395.29.0m m A C D =?= 故 KW KW P 2.

4、19710076140 75.3395.29.010*.08.928000849.013emax =?+? ）（ 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197.2KW 的发动机，则比功率为 t /043.7t /28000 2.1971000m 1000a emax KW KW P =?= 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

5、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 9549P 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 ），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 ）;n p 是最大功率是的转速（r/min ）。 所以 m N m N T 5.9112200 20005.19549emax =?= 一般用发动机转矩适应性系数T p n

6、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 =1300r/min ，则692.11300 2200n n p =T ，7769.1692.105.1=?=。 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

7、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GB2977-2022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

8、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。 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，0i 可按下式 选择 gh x ama p r 0i 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

9、滚动半径 m 5291.0mm 1.529mm 1416 .32109005.32d r r =?=F ；n p 是发动机最大功率时的转速， n p =2200r/min;u amax 是最高车速，u amax =100km/h ；i gh 是变速器最高档传动比，i gh =1.0。 所以.4945307.40 .110022022291.0） 472.0377.0（i 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

10、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

11、 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 008.0sin cos max max max ?+?=+=）（f 前面已将计算得r r =0.5291m ；发动机最大转矩T emax =911.5N.m ；主减速比 i 0=5.0；传动系传动效率T =0.849。所以 26.11849 .00.55.9115291.03.08.928000i g =?I 根据驱动车轮与路面附着条件 ?20max G r i i T r T g

12、 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 2I （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 ），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 937.13849 .00.55.9115291.08.08.913000=?I g i 综上所述，初步选取变速器挡传动比i g =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BF6M1013-28

13、E3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）mm 1146622897 缸径/行程mm 108/130 质量650 排量L 7.14 额定工况功率/转速Kw/(r/min) 206/2200 最大转矩/转速/最大马力Nm/(r/min)/马力1050/1400/280 最低燃油消耗率g/(kwh) 203 一米外噪音 B 96 压缩比18.1 满足排放要求国/国进气形式/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 后备系数为离合器的后备系数，定义

14、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

15、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WD615.56 匹配时，其后备

16、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

17、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 12.961 9.693 7.370 5.540 3.846 3.370 2.520 1.196 1.440 1.000 12.938 11.301 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

18、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。十字万向节两轴的夹角不宜过大，当由?4增至? 16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16500Nm。 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

19、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。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

20、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0i 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，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大（12i 6.70）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48?，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：20228302。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40000N m ，大于最大的输入转矩127412.961N m=16512.31N m ，主减速器传动比0i =4.875和5.833两种。因车速要求较高，就选0i =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 配置大柴BF6M1013-28E3发动机的整车性能计算