畢業(yè)論文-中型載貨汽車動力總成匹配與總體設計

1、<p><b>　　課程設計</b></p><p>　　題 目 中型載貨汽車動力總成匹配與總體設計 </p><p>　　指導老師 </p><p>　　專業(yè)班級 車輛工程 &l

2、t;/p><p>　　姓 名 </p><p>　　學 號 </p><p>　　2015年 12月 1日</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　汽車動力性是汽車

3、最基本、最重要的性能。本文通過分析計算，對某客車的動力匹配進行了校核，選擇了最佳的動力總成，確保了該車型的優(yōu)良性能。汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)和配合，取決于總體布置；總體設計水平的高低對汽車的設計質量、使用性能和產(chǎn)品的生命力起決定性的影響。</p><p>　　關鍵詞：汽車；動力性；計算</p><p>　　Truck vehicle

4、 powertrain matches the overrall design</p><p>　　Abstract:Automobile power is the basic and the most important function of Automobile．Through the analysis and calculation，the article proofread the power matc

5、hing of bus，choosing the best power unit，insured the good function of the automobile．Car performance will not only depend on the performance of the various components of the composition of cars, and depends largely on th

6、e coordination and cooperation of the various components, depending on the general arrangement; the level of the overall d</p><p>　　Key words：automobile ; power; calculation </p><p><b&g

7、t;　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要II</b></p><p>　　AbstractII</p><p><b>　　引 言1</b></p><p>　　1.整車性能參數(shù)2</p><p>　　2.整車主要目標參數(shù)的初步

8、確定3</p><p>　　2.1 發(fā)動機的選擇3</p><p>　　2.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉速的確定3</p><p>　　2.1.2 發(fā)動機的最大轉矩及其轉速的確定4</p><p>　　2.2 輪胎的選擇5</p><p>　　2.3傳動系最小傳動比的確定6</p><p

9、>　　2.4 傳動系最大傳動比的確定6</p><p>　　3.傳動系各總成的選型8</p><p>　　3.1 發(fā)動機的選型8</p><p>　　3.2 離合器的初步選型8</p><p>　　3.3 變速器的選擇10</p><p>　　3.4 傳動軸的選型11</p><p

10、>　　3.5 驅動橋的選型11</p><p>　　3.5.1 驅動橋結構形式和布置形式的選擇11</p><p>　　3.5.2 主減速器結構形式選擇12</p><p>　　3.5.3 驅動橋的選型12</p><p>　　4.整車性能計算14</p><p>　　4.1發(fā)動機外特性14</

11、p><p>　　4.2 汽車動力性能計算14</p><p>　　4.3 汽車經(jīng)濟性能計算21</p><p>　　5.發(fā)動機與傳動系部件的確定及校核性能26</p><p>　　5.1發(fā)動機和傳動系各部件選型26</p><p>　　5.2各部件的性能校核26</p><p>　　5.2

12、.1發(fā)動機性能校核26</p><p>　　5.2.2離合器性能參數(shù)校核27</p><p>　　5.2.3變速器性能校核28</p><p>　　5.2.4傳動軸006性能校核28</p><p>　　5.2.5驅動橋性能校核28</p><p><b>　　設計總結29</b>&l

13、t;/p><p><b>　　參考文獻30</b></p><p><b>　　引 言</b></p><p>　　汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)和配合，取決于總體布置；總體設計水平的高低對汽車的設計質量、使用性能和產(chǎn)品的生命力起決定性的影響。</p>&

14、lt;p>　　汽車是一個系統(tǒng)，這是基于汽車只有如下屬性而具備組成系統(tǒng)的條件：</p><p>　　汽車是由多個要素（子系統(tǒng)及連接零件）組成的整體，每個要素對整體的行為有影響；</p><p>　　組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的；</p><p>　　汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。</p><p>　　由此，汽車具

15、備系統(tǒng)的屬性，對環(huán)境表現(xiàn)出整體性，一輛子系統(tǒng)屬性匹配協(xié)調(diào)的汽車所具備的功能大于組成它的各子系統(tǒng)功能純粹的、簡單的總和；反之，如果子系統(tǒng)的屬性因無序而相互干擾，即便是個體性能優(yōu)良的子系統(tǒng)，其功能也會因相互扼制而抵消，功率循環(huán)就是這樣的典型例子。</p><p>　　系統(tǒng)論所揭示的系統(tǒng)整體性和系統(tǒng)功能的等級性必然會映射到設計任務中來，用整體性來解釋汽車設計的終極目標是整車性能的綜合優(yōu)化，道理是十分顯然的。汽車設計任務

16、的等級形態(tài)表現(xiàn)為：上位設計任務是確定下位設計任務要實現(xiàn)的目標，下位設計是實現(xiàn)上位設計功能的手段，上、下位體系可從總體設計逐級分至零件設計，總體設計無疑處于這種體系的最上位，設計子系統(tǒng)的全部活動必須在總體設計構建的框架內(nèi)進行。子系統(tǒng)設計固然重要，但統(tǒng)攬全局，設計子系統(tǒng)組合和相互作用體系規(guī)則的總體設計對汽車的性能和質量的影響更加廣泛、更為深刻。</p><p><b>　　1.整車性能參數(shù)</b>

17、;</p><p>　　設計總質量量為6.75t的中型運輸汽車。</p><p>　　整車尺寸 8100mm*2480mm*3160mm</p><p>　　軸數(shù)/軸距 2/3815mm</p><p>　　最大總質量 6750kg</p&g

18、t;<p>　　整備質量 4200kg</p><p>　　公路行駛最高車速 120km/h</p><p>　　最大爬坡度 ≥30%</p><p>　　貨箱尺寸 4675mm*2100mm*550mm</p><

19、p>　　軸荷分配空載前軸：2100kg（50%）空載后軸：2100kg（50%）</p><p>　　滿載前軸（2025）（30%）滿載后軸：4725kg（70%）</p><p>　　(以上數(shù)據(jù)由《汽車設計》表1-6可得)</p><p>　　軸距 3815mm</p><p>　

20、　前懸/后懸 1714mm/2571mm</p><p>　　前/后輪距 1680mm/1640mm</p><p>　　質量系數(shù)（載質量/整備質量）1.61</p><p>　　車頭長 2100mm</p><p>　　2.整車主要目標

21、參數(shù)的初步確定</p><p>　　2.1 發(fā)動機的選擇</p><p>　　2.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉速的確定</p><p>　　汽車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。參考該題目中的參數(shù)，按要求設計的載貨汽車最高車速是ua=120km/h，那么發(fā)動機的最大功率應該大于或等于以該車速行駛時，滾動阻力功率與空氣阻力功率之和，即</p>

22、<p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中，Pemax是發(fā)動機的最大功率（KW）；ηT是傳動系效率（包括變速器、輔助變速器傳動軸萬向節(jié)、主減速器的傳動效率），ηT=0.9，傳動系各部件的傳動效率參考了機械工業(yè)出版社的《汽車設計課程設計指導書》表1-1得；Ma是汽車總質量，Ma=6750kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滾動阻力系數(shù)，由試驗測得，在

23、車速不大于100km/h的情況下可認為是常數(shù)。參考《汽車理論》取f=0.0076＋0.000056Ua=0.01432，參考《汽車設計課程設計指導書》得；CD是空氣阻力系數(shù)，一般中重型貨車可取0.8～1.0，這里取CD=0.9；A是迎風面積（㎡），取前輪距B1*總高H，A=5㎡。</p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　A=5㎡&

24、lt;/b></p><p>　　如果選取功率為138.5KW的發(fā)動機，則比功率為：</p><p>　　根據(jù)《專用汽車設計》</p><p>　　表2.1.1 汽車動力性參數(shù)</p><p>　　則此車的比功率20在10～20之間，取比功率為20kw/t，則Ma=6750kg的發(fā)動機應該具有的功率為135kw，135×1.

25、63=220.05馬力?？紤]到載貨汽車速度相對較高，初選發(fā)動機的功率為225馬力，P=165kw</p><p>　　2.1.2 發(fā)動機的最大轉矩及其轉速的確定</p><p>　　當發(fā)動機最大功率和其相應轉速確定后，可通過下式確定發(fā)動機的最大轉矩。</p><p><b>　　（2-2）</b></p><p>　　式

26、中，Temax是發(fā)動機最大轉矩（N·m）；α是轉矩適應性系數(shù)，標志著當行駛阻力增加時，發(fā)動機外特性曲線自動增加轉矩的能力，Tp是最大功率時的轉矩（N·m），α可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，初取α=1.05；;np為最大功率轉速選為2500r/min.Pemax是發(fā)動機最大功率（KW）;np是最大功率是的轉速（r/min）。</p><p>　　所以 </p><

27、;p>　　一般用發(fā)動機轉矩適應性系數(shù),表示發(fā)動機轉速適應行駛工況的程度，Φ越大，說明發(fā)動機的轉速適應性越好。采用Φ值大得發(fā)動機可以減少換擋次數(shù)，減輕司機疲勞、減少傳動系的磨損和降低油耗。通常，汽油機取1.2～1.4，柴油機取1.2～2.6，初選n=1500r/min,以保證汽車具有相當?shù)淖畹头€(wěn)定車速。由符合。</p><p><b>　　2.2 輪胎的選擇</b></p>

28、<p>　　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(shù)據(jù)，因此，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依據(jù)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(shù)、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(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內(nèi)，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(shù)的匹配和對整車尺寸參數(shù)（例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。參考《汽車設計課程

29、設計指導書》給出的部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件。</p><p>　　表2.2.1 輪胎規(guī)格</p><p>　　通過查閱貨車輪胎標準GB2977-2008《載重汽車輪胎規(guī)格、尺寸、氣壓與負荷》和參考同類車型所選輪胎規(guī)格，各軸輪胎規(guī)格選擇如下：</p><p>　　后輪采用雙胎，負荷率增加10%-15%，所以使用6胎。米其林輪胎，縱向花紋16層，最大符合

30、3550kg，最大氣壓830Pa。規(guī)格295/80R22.5-16 3550×4≥6000 可以。</p><p>　　2.3傳動系最小傳動比的確定</p><p>　　普通載貨汽車最高檔通常選用直接擋，若無分動器或者輪邊減速器，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(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。</p><p>　

31、　載重貨車為了得到足夠的功率儲備而使最高的車速有所下降，可按下式選擇</p><p><b>　　（2-3）</b></p><p>　　式中，是驅動輪的滾動半徑（m），所選輪胎規(guī)格為295/80R20的子午線輪胎，其自由直徑d=1044mm，因計算常數(shù)F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑；np是發(fā)動機最大功率時的轉速，np=2400r/min;uama

32、x是最高車速，uamax=120km/h；igh是變速器最高檔傳動比，igh=1.0。</p><p>　　所以，初取i0=4。</p><p>　　根據(jù)所選定的主減速比i0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。</p><p>　　汽車驅動橋離地間隙要求參考《汽車設計課程設計指導書》表

33、1-4所示。其中，中型載貨汽車的離地間隙要求在210～275mm之間。</p><p>　　2.4 傳動系最大傳動比的確定</p><p>　　傳動系最大傳動比為變速器的Ι擋傳動比igΙ與主減速比i0的乘積。igΙ應根據(jù)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(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合確定。</p><p>　　汽車爬坡度時車速不高，

34、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</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　式中，是道路最大坡度角，設計要求最大爬坡度為3

35、0%，即坡度角；是最大道路阻力系數(shù)。</p><p>　　前面已將計算得=0.507m；發(fā)動機最大轉矩Temax=850N.m；主減速比=4；傳動系傳動效率=0.9。所以</p><p>　　根據(jù)驅動車輪與路面附著條件</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　求得變速器的Ι檔傳動比為</

36、p><p><b>　　（2-7）</b></p><p>　　式中，是道路的附著系數(shù)，在良好的路面上取0.8；是汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋承受的載荷（N），后橋所受載荷為4725kg（根據(jù)滿載時軸荷分配，后軸為70%），則</p><p>　　綜上所述，初步選取變速器Ι擋傳動比igΙ=9。</p><p>　　3.傳

37、動系各總成的選型</p><p>　　3.1 發(fā)動機的選型</p><p>　　根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最大轉矩及相應轉速，初步選擇康明斯有限公司的型號為康明斯ISBE4+225的發(fā)動機，它的主要技術參數(shù)如表2.1.1所示，其外特性曲線見附圖1。</p><p>　　表2.1.1 康明斯ISBE4+225的發(fā)動機發(fā)動機的主要技術參數(shù)</p><

38、;p>　　3.2 離合器的初步選型</p><p>　　后備系數(shù)β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，必須大于1。β是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮以下幾點：</p><p>　　1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩；</p><p&

39、gt;　　2)防止離合器滑磨時間過長；</p><p>　　3)防止傳動系過載以及操縱輕便等。</p><p>　　顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太?。粸槭闺x合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β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，β應選取大些；貨車總

40、質量越大，β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(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β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(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應大于單片離合器。各類汽車離合器β的取值范圍見表2.2.1。</p><p>　　表3.2.1 離合器后備系數(shù)β的取值范圍</p><p>　　根據(jù)發(fā)動

41、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(chǎn)，轉矩容量為1800N·m的160 2B T-130單片干式螺旋彈簧離合器。該離合器與康明斯ISBE4+225匹配時，其后備系數(shù)為1.6。</p><p>　　表3.2.2 離合器</p><p>　　3.3 變速器的選擇</p><p>　　根據(jù)汽車理論經(jīng)驗公式，為使提檔平順，n=igΙ/1.3=6

42、.9，故初選7個檔位。傳動比分配7個檔，igΙ取9，1*q^6=9，q=1.44，初選分配檔位如下：</p><p>　　表3.3.1 初選變速器各擋速比</p><p>　　由之前所算數(shù)據(jù)修正檔位后得K，根據(jù)計算選擇，初步選定大齒公司DC7J120T(9.204)七檔組合變速器，最大扭矩1150N·m，各檔傳動比為：</p><p>　　表3.3.2

43、 所選變速器各擋速比</p><p>　　變速箱主要參數(shù)如下表：</p><p>　　表2.3.3 大齒DC7J120T變速箱主要參數(shù)</p><p>　　3.4 傳動軸的選型</p><p>　　該車前后軸距較大，為了提高傳動軸的的臨界轉速，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，需要加設安裝在車架橫梁上的彈性

44、中間支撐，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(fā)動機的傳動和車架等變形所引起的位移。彈性元件能吸收傳動軸的震動，降低噪聲。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，它只要承受傳動軸因動不平衡，偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。</p><p>　　一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字萬向節(jié)兩軸的夾角α不宜過大，當α由增至時，滾針軸承壽命將下降至原壽命的1

45、/4。十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍參照《汽車設計課程設計指導書》表1-8。</p><p>　　初步采用重慶重型汽車集團傳動軸有限責任公司生產(chǎn)的重型汽車傳動軸總成，編號為：006。工作扭矩為：1650N.m。</p><p>　　3.5 驅動橋的選型</p><p>　　驅動橋處于傳動系的末端，其基本公用是增大由傳動軸傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右

46、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。</p><p>　　3.5.1 驅動橋結構形式和布置形式的選擇</p><p>　　驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式有關。絕大多數(shù)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?，F(xiàn)代多橋驅動汽車都采用貫通式驅動橋的布置。</p><p>　　在貫通式驅動橋的布置中，

47、各橋的傳動布置在同一個縱向垂直平面內(nèi)，且相鄰的兩橋的傳動軸是串聯(lián)的布置。其優(yōu)點是不僅減少了傳動軸的數(shù)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，成本較低。</p><p>　　3.5.2 主減速器結構形式選擇</p><p>　　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(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比i0的大小以及驅動橋的離地間隙、驅動橋

48、的數(shù)目及減速形式等。</p><p>　　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。</p><p>　　單級貫通式主減速器用于多橋驅動汽車的貫通橋上，其優(yōu)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、半軸等主要零件具有互換性。<

49、/p><p>　　綜上所述，由于所設計的載貨汽車的軸數(shù)和驅動形式為4×2，以及單級減速主減速器具有結構簡單等諸多優(yōu)點，又能滿足使用要求。所以，選用單級減速主減速器。</p><p>　　3.5.3 驅動橋的選型</p><p>　　根據(jù)計算的主減速比，初步選擇湖北車橋有限公司的“載荷5-6.5噸后橋總成”，產(chǎn)品型號：HT24K21。中、后橋均采用鑄鋼橋殼，后驅

50、動橋承載能力為5-6.5t，最大輸入轉矩為13000N·m，大于最大的輸入轉矩850×9.204N·m=7670.4N·m，主減速器傳動比i0=4.11和4.875兩種。因車速要求較高，就選i0=4.11計算，如果汽車阻力功率曲線與發(fā)動機功率曲線不能交在其最大功率點上，再進行調(diào)整。</p><p>　　表3.5.1 湖北車橋有限公司HT34H后橋總成基本參數(shù)</p&

51、gt;<p><b>　　4.整車性能計算</b></p><p><b>　　4.1發(fā)動機外特性</b></p><p>　　所選發(fā)動機型號：康明斯ISBE+225。</p><p>　　從發(fā)動機外特性曲線可得起轉矩特性，并且用最小二乘法擬合成五次多項式，計算出各轉速下發(fā)動機的輸出轉矩。</p>

52、<p>　　根據(jù)公式 （4-1）</p><p>　　公式（4-1）中，n表示發(fā)動機轉速（n/min），表示發(fā)動機輸出扭矩（N.M）, 表示發(fā)動機輸出功率（KW），發(fā)動機各轉速F的輸出轉矩和輸出功率如表4.1.1所示。</p><p>　　表4.1.1發(fā)動機外特性參數(shù)表</p>

53、;<p>　　4.2 汽車動力性能計算</p><p>　　（1）汽車驅動力和行駛阻力</p><p>　　汽車行駛過程中必須克服滾動阻力Ff和空氣阻力Fw的作用，加速時會受到加速阻力Fj的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力——坡度阻力Fi的作用。汽車行駛時驅動力與行駛阻力的平衡方程式為</p><p><b>　?。?-2）</b&g

54、t;</p><p>　　發(fā)動機在轉速n下發(fā)出的轉矩Te，經(jīng)汽車傳動系傳遞到驅動輪上的驅動力Ft按下式計算</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中，Te是發(fā)動機轉矩（N·m）；ig是變速器速比；i0是主減速器速比，i0=4.11；ηT是傳動系效率，ηT=0.9；rr是車輪的滾動半徑（m），rr=0.5

55、07mm。</p><p>　　在驅動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉速n（r/min）所對應的汽車車速ua（Km/h）為</p><p><b>　　（4-4） </b></p><p><b>　　滾動阻力Ff為</b></p><p><b>　　（4-5） </b></

56、p><p>　　式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;α是坡道的坡度角（º）；f是滾動阻力系數(shù)，同式（1-1）說明。</p><p><b>　　空氣阻力Fw為</b></p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　式中，CD是空氣阻力系數(shù)，CD=0.9；A是迎風面積

57、，即汽車行駛方向的投影面積，A=5㎡；ρ是空氣密度，一般取ρ=1.2258N?s2?m-4；ua是汽車行駛速度（Km/s）,若ua以km/h計，則。</p><p><b>　　坡度阻力Fi為</b></p><p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　式中，i是道路坡度，計算時i取值從0%到40%。坡度阻

58、力隨坡度角α的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。</p><p>　?。?）汽車的行駛性能曲線</p><p>　　通過計算各檔車速對應的發(fā)動機轉速，由發(fā)動機外特性曲線可得到相應的發(fā)動機轉矩，由式（3-2）可求得汽車的驅動力，由式（3-4）和（3-5）可求得，再作出汽車的行駛性能曲線，見附圖2。計算數(shù)據(jù)見表3.1.2。</p><p>　　表3.1.2 汽車驅

59、動力與行駛阻力計算列表</p><p><b>　　續(xù)表</b></p><p>　　（3）最大爬坡度的計算</p><p>　　坡度阻力隨坡度角的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。由《汽車理論》可知最大坡度角的計算公式為：</p><p><b>　?。?-8）</b></p>

60、<p>　　式中Dmax為汽車動力因數(shù)，其計算公式為：</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　Ft為驅動力；Fw為空氣阻力，由公式算出，由此得出各檔位動力因素表</p><p>　　表3.1.3 汽車各檔位動力因素表</p><p>　　（4）汽車的加速性能計算</p>

61、;<p>　　加速阻力計算。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。</p><p>　　，由此可得 （4-10）</p><p>　　式中，δ是汽車旋轉質量換算系數(shù)，δ按式估算，取,ig為變速器速比。參照《汽車設計課程設計指導書》繪制出汽車加速度曲線圖，見附圖3。</p><p>　　進而參照

62、《汽車設計課程設計指導書》繪制各擋加速度倒數(shù)曲線圖，見附圖4。</p><p><b>　　由得</b></p><p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　通過上式可求得汽車從初始車速u1全力加速到u2的加速時間t，結合汽車的行駛性能曲線，可以做出該汽車連續(xù)換擋加速曲線，見附圖5。</p>

63、<p>　　表3.1.4 汽車連續(xù)換檔加速時間曲線計算列表</p><p><b>　　續(xù)表</b></p><p><b>　　續(xù)表</b></p><p>　　4.3 汽車經(jīng)濟性能計算 </p><p>　　汽車的燃油經(jīng)濟性是汽車使用中的另一項重要性能。汽車設計開發(fā)過程中，常需要在

64、實際樣車制成之前，根據(jù)發(fā)動機特性和汽車功率平衡圖對汽車的燃油經(jīng)濟性進行評算，最簡單、最基本的是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。</p><p>　　汽車百公里燃油消耗量Qs為</p><p><b>　　（4-12）</b></p><p>　　

65、式中，P是汽車以車速ua等速行駛時用于克服滾動阻力和空氣阻力發(fā)動機所消耗的功率（kw），；是傳動系效率，=0.9；是汽車總質量；是滾動阻力系數(shù)，；是空氣阻力系數(shù)=0.9；是迎風面積；是燃油消耗率，可根據(jù)發(fā)動機轉速從外特性曲線圖上讀?。皇瞧囓囁伲╧m/h）；是燃油的重度，柴油取7.94～8.13N/L，取=8.1N/L。</p><p>　　表3.1.5 汽車燃油消耗</p><p>&

66、lt;b>　　一檔</b></p><p><b>　　二檔</b></p><p><b>　　三檔</b></p><p><b>　　四檔</b></p><p><b>　　五檔</b></p><p>&

67、lt;b>　　六檔</b></p><p><b>　　七檔（最高檔）</b></p><p>　　經(jīng)上述計算，參照《汽車設計課程設計指導書》，繪制出使用康明斯ISBE4+225發(fā)動機時汽車在各個檔位時的等速百公里燃油消耗量曲線，見附圖6。</p><p>　　5.發(fā)動機與傳動系部件的確定及校核性能</p>&l

68、t;p>　　5.1發(fā)動機和傳動系各部件選型</p><p>　　根據(jù)前面的計算，可以確定設計車輛的動力傳動系統(tǒng)。變速器大齒DC7J120T、單級減速雙聯(lián)驅動橋與225馬力的康明斯ISBE4+225發(fā)動機匹配使用時，整車的爬坡性能、加速性能和轉矩適應性都有了較為顯著的提高，經(jīng)濟車速的范圍也較大，燃油經(jīng)濟性較好，同時也滿足最高車速為120km/h的設計要求。</p><p>　　最后確定

69、的發(fā)動機和傳動系各部件如表5.1.1所示，整體布置圖附錄7所示。</p><p>　　表5.1.1 發(fā)動機和傳動系各部件選型</p><p>　　5.2各部件的性能校核</p><p>　　5.2.1發(fā)動機性能校核</p><p>　　比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。 發(fā)動機康明斯ISBE4+225，則比功率為</p>&

70、lt;p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　公式5-1中，Pemax是發(fā)動機的最大功率138（KW）；Ma是汽車總質量，Ma=6750kg</p><p>　　參考同類型汽車，如表5.2.1汽車動力性參數(shù)其比功率都在20KW/t左右，由表5.2.1對比得則總質量6.5t的汽車，發(fā)動機的功率Pe=6.75×20=135kw。再考慮該載貨

71、汽車要求具有相對高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為165KW，為225馬力。因此此發(fā)動機符合設計要求。</p><p>　　表5.2.1 汽車動力性參數(shù)</p><p>　　5.2.2離合器性能參數(shù)校核</p><p>　　所選單片干式430推式螺旋彈簧離合器轉矩容量為1600到1800N·m，該離合器與康明斯ISBE4+225匹配時，其后備系

72、數(shù)為1.6，符合表5.2.2要求。</p><p>　　表5.2.2 離合器后備系數(shù)β的取值范圍</p><p>　　根據(jù)發(fā)動機的最大轉矩及上述要求。離合器的外徑可以根據(jù)經(jīng)驗公式 </p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　算出，其中K為直徑系數(shù)，中型貨車的直徑系數(shù)為16.8到18，離合器摩

73、擦片最大外徑D可取429mm。所選離合器符合要求。</p><p>　　5.2.3變速器性能校核</p><p>　　不同類型的汽車具有不同的傳動系檔位數(shù)，就動力性而言，檔位越多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速與爬坡能力。就經(jīng)濟性而言，檔位越多，增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，降低了油耗。所以增加檔位數(shù)會改善汽車的動力性與燃油經(jīng)濟性。擋數(shù)K=6.9，此變速箱

74、大齒DC7J120T為7檔，符合擋數(shù)要求。結合市面上現(xiàn)有的變速器與理論，故初步選擇igI=9，7個檔位則各個檔位的傳動比等比分配，分配傳動比基本符合變速箱每檔傳動比。最大靜摩擦力矩與發(fā)動機輸出轉矩相匹配，轉速也相符合。故所選變速箱符合要求。</p><p>　　5.2.4傳動軸006性能校核</p><p>　　重慶重型汽車集團傳動軸有限責任公司生產(chǎn)的重型汽車傳動軸總成，編號為006，工作

75、轉矩為15000N?m。而傳動軸實際承受的最大轉矩為7823N?m。符合要求。 </p><p>　　5.2.5驅動橋性能校核</p><p>　　湖北車橋有限公司的“載荷5-6.5噸后橋總成”，產(chǎn)品型號：HT24K21。驅動橋承載能力為5-6.5t，大于滿載后軸載重。最大輸入轉矩為13000N?m，大于最大的輸入轉矩850×9.204N*m=7823N?m，主減速器傳

76、動比=4.11和4.875兩種，符合設計范圍，且汽車阻力功率曲線見與發(fā)動機功率曲線交在其最大功率點上，符合設計要求。    </p><p><b>　　設計總結</b></p><p>　　課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，也是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程。通過這次的汽車課程設計，使我之前學習的課本知識得以鞏

77、固，同時也更加系統(tǒng)全面的了解了汽車，通過書本上的介紹，老師的講解，以及同學之間的討論，讓我對汽車設計的過程有了更深的了解。</p><p>　　通過本次設計，讓我對《汽車構造》、《汽車設計》和《汽車理論》上的一些重點內(nèi)容又重新認識了一次，通過讓我們自己動手動腦設計汽車，增強了我們的動手能力和獨立思考能力。通過三周的設計，我不僅增長了知識，還開闊了眼界，對我們這個專業(yè)有了更深層次的了解，提升設計能力。</p&

78、gt;<p>　　由于設計資料和能力比較有限，此次設計尚有許多不足之處，懇請各位老師和同學給予批評指正。 </p><p>　　最后，向對本次課程設計盡心指導的各位老師表示衷心的感謝！ </p><p>　　------車輛工程121201 李璇</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>

79、;　　[1] 王望予.汽車設計[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004.</p><p>　　[2] 王國權，龔國慶.汽車設計課程設計指導書[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.</p><p>　　[3] 陳家瑞.汽車構造[M].3版.北京：機械工業(yè)出版社，2009.</p><p>　　[4] 劉惟信.汽車設計[M].北京.清華大學出版社，2003.<

80、;/p><p>　　[5] 余志生.汽車理論[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004.</p><p>　　[6] 田其鑄.汽車設計手冊（整車·底盤卷).長春汽車研究所.1998.</p><p>　　[7] 王豐元，馬明星，鄒旭東.汽車設計課程設計指導書.北京：中國電力出版社，2009.</p><p>　　[8] 中華人民共和國

81、汽車行業(yè)標準委員會.QC/T29082-1992 汽車傳動軸總成技術條件[S].北京：中國標準出版社，1992.</p><p>　　[9]國家標準：GBT1589-2004/GBT2974-2008/GBT2977-2008/GBT2978-2008</p><p>　　[10]參考網(wǎng)頁：百度百科、卡車之家、中國第一汽車集團有限公司官網(wǎng)等。</p><p>　　

82、[11]龔禮洲.基于知識的汽車車身總布置系統(tǒng)的研究和開發(fā).吉林工業(yè)大學博士論文.2000.</p><p>　　[12]張楨琪.基于國產(chǎn)三維CAD軟件的載貨汽車設計及整車性能計算與評估系統(tǒng)研究.西南交通大學博士論文,2007.</p><p>　　[13]黃朝勝.重型載貨汽車底盤性能設計參數(shù)控制研究.吉林大學博士論文，2005.</p><p>　　請刪除以下內(nèi)容，

83、O(∩_∩)O謝謝?。?！The origin of taxation in the United States can be traced to the time when the colonists were heavily taxed by Great Britain on everything from tea to legal and business documents that were required by the St

84、amp Tax. The colonists' disdain for this taxation without representation (so-called because the colonies had no voice in the establishment of the taxes) gave rise to revolts such as the Boston Tea Party. However, eve