中型载货汽车动力总成匹配与总体设计



课程设计

题    目 中型载货汽车动力总成匹配与总体设计                     

指导老师            连晋毅                     

专业班级         车辆工程 121201               

姓    名                                

学    号         *********              

   

2015年 12月 1日

摘  要

汽车动力性是汽车最基本、最重要的性能。本文通过分析计算，对某客车的动力匹配进行了校核，选择了最佳的动力总成，确保了该车型的优良性能。汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于总体布置；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和产品的生命力起决定性的影响。

关键词：汽车；动力性；计算

Abstract:Automobile power is the basic and the most important function of Automobile．Through the analysis and calculation，the article proofread the power matching 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 the coordination and cooperation of the various components, depending on the general arrangement; the level of the overall design of the car's design quality, performance and product vitality decisive influence.

Key words：automobile ;  power;  calculation    

引 言

汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于总体布置；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和产品的生命力起决定性的影响。

汽车是一个系统，这是基于汽车只有如下属性而具备组成系统的条件：

1. 汽车是由多个要素（子系统及连接零件）组成的整体，每个要素对整体的行为有影响；

2. 组成汽车的各要素对整体行为的影响不是的；

3. 汽车的行为不是组成它的任何要素所能具有的。

由此，汽车具备系统的属性，对环境表现出整体性，一辆子系统属性匹配协调的汽车所具备的功能大于组成它的各子系统功能纯粹的、简单的总和；反之，如果子系统的属性因无序而相互干扰，即便是个体性能优良的子系统，其功能也会因相互扼制而抵消，功率循环就是这样的典型例子。

系统论所揭示的系统整体性和系统功能的等级性必然会映射到设计任务中来，用整体性来解释汽车设计的终极目标是整车性能的综合优化，道理是十分显然的。汽车设计任务的等级形态表现为：上位设计任务是确定下位设计任务要实现的目标，下位设计是实现上位设计功能的手段，上、下位体系可从总体设计逐级分至零件设计，总体设计无疑处于这种体系的最上位，设计子系统的全部活动必须在总体设计构建的框架内进行。子系统设计固然重要，但统揽全局，设计子系统组合和相互作用体系规则的总体设计对汽车的性能和质量的影响更加广泛、更为深刻。

1.整车性能参数

设计总质量量为6.75t的中型运输汽车。

整车尺寸                     8100mm*2480mm*3160mm

轴数/轴距                    2/3815mm

最大总质量                   6750kg

整备质量                     4200kg

公路行驶最高车速             120km/h

最大爬坡度                    ≥30%

货箱尺寸                     4675mm*2100mm*550mm

轴荷分配                        空载前轴：2100kg（50%）空载后轴：2100kg（50%）

满载前轴（2025）（30%）满载后轴：4725kg（70%）

                                 (以上数据由《汽车设计》表1-6可得)

轴距                         3815mm

前悬/后悬                    1714mm/2571mm

前/后轮距                    1680mm/10mm

质量系数（载质量/整备质量）    1.61

车头长                        2100mm

2.整车主要目标参数的初步确定

2.1 发动机的选择

2.1.1 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ua=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

                           （2-1）

ηT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），ηT=0.9，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=6750kg；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。参考《汽车理论》取f=0.0076＋0.000056Ua=0.01432，参考《汽车设计课程设计指导书》得；CD是空气阻力系数，一般中重型货车可取0.8～1.0，这里取CD=0.9；A是迎风面积（㎡），取前轮距B1*总高H，A=5㎡。

故

   A=5㎡

如果选取功率为138.5KW的发动机，则比功率为：

根据《专用汽车设计》

表2.1.1  汽车动力性参数

汽车类型	最大总质量	范围	最高车速	比功率
货车	ma	6.0＜ma＜14.0	75～120	10～20

    

    则此车的比功率20在10～20之间，取比功率为20kw/t，则Ma=6750kg的发动机应该具有的功率为135kw，135×1.63=220.05马力。考虑到载货汽车速度相对较高，初选发动机的功率为225马力，P=165kw

2.1.2 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。

                   （2-2）

式中，Temax是发动机最大转矩（N·m）；α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（N·m），α可参考同类发动机数值选取，初取α=1.05；;np为最大功率转速选为2500r/min.Pemax是发动机最大功率（KW）;np是最大功率是的转速（r/min）。

所以          

一般用发动机转矩适应性系数,表示发动机转速适应行驶工况的程度，Φ越大，说明发动机的转速适应性越好。采用Φ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1.2～1.4，柴油机取1.2～2.6，初选n=1500r/min,以保证汽车具有相当的最低稳定车速。由符合。

2.2 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》给出的部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。

表2.2.1  轮胎规格

轮胎规格	层数	主要尺寸/mm				使用条件
		断 面 宽	外直径			最大负荷/N	相应气压P/	标准轮辋	允许使 用轮辋
			普通花纹	加深花纹	越野花纹
9.00-20 (9.00R20)	10 12 14	259	1018	1030 (1025)	1038 (1030)	18350 20500 22550	4.9(5.3) 6.0(6.3) 7.0(7.4)	7.0	7.00T  7.5 7.50V 7.0T
10.00-20 (10.00R20)	12 14 16	278	1055	1067 (1060)	1073 (1065)	21600 24050 26300	5.3(5.6) 6.3(6.7) 7.4(7.7)	7.5	7.5V  8.0 8.0V 8.00V
11.00-20 (11.00R20)	14 16	293	1085	1100 (1090)	1105 (1095)	26250 28700	6.3(6.7) 7.4(7.7)	8.0	8.00V 8.5 8.50V 8.5V
12.00-20 (12.00R20)	16 18	315	1125		1145 (1135)	30850 32700	6.7(7.0) 7.4(7.7)	8.5	8.50V 9.00V
12.00-24 (12.00R24)	16	315	1225		1247 (1238)	34700	6.7(7.0)	8.5	8.5V 9.00V

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：

后轮采用双胎，负荷率增加10%-15%，所以使用6胎。米其林轮胎，纵向花纹16层，最大符合3550kg，最大气压830Pa。规格295/80R22.5-16  3550×4≥6000 可以。

2.3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 。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

                  （2-3）

式中，是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为295/80R20的子午线轮胎，其自由直径d=1044mm，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=2400r/min;uamax是最高车速，uamax=120km/h；igh是变速器最高档传动比，igh=1.0。

，初取i0=4。

根据所选定的主减速比i0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，中型载货汽车的离地间隙要求在210～275mm之间。

2.4 传动系最大传动比的确定

传动系最大传动比为变速器的Ι挡传动比igΙ与主减速比i0的乘积。igΙ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

      （2-4）

则由最大爬坡度要求的变速器Ι档传动比为

                      （2-5）

式中，是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；是最大道路阻力系数。

前面已将计算得=0.507m；发动机最大转矩Temax=850N.m；主减速比=4；传动系传动效率=0.9。所以

根据驱动车轮与路面附着条件

                      （2-6）

求得变速器的Ι档传动比为

                       （2-7）

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），后桥所受载荷为4725kg（根据满载时轴荷分配，后轴为70%），则

综上所述，初步选取变速器Ι挡传动比igΙ=9。

3.传动系各总成的选型

3.1 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，初步选择康明斯有限公司的型号为康明斯ISBE4+225的发动机，它的主要技术参数如表2.1.1所示，其外特性曲线见附图1。

表2.1.1  康明斯ISBE4+225的发动机发动机的主要技术参数

	单位	康明斯ISBE4+225
缸径/行程	mm	102*120
质量	㎏	612
排量	L	6.7
额定工况功率/转速	Kw/(r/min)	165/2500
最大转矩/转速/最大马力	N·m/(r/min)/马力	850/1500/225
最低燃油消耗率	g/(kw·h)	≤207
一米外噪音	B	99
满足排放要求		国四
进气形式/每缸气门数		增压中冷/2
气缸排列形式		直列6缸

3.2 离合器的初步选型

后备系数β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。β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β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，β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，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β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，β应选取大些；货车总质量越大，β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β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β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β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。各类汽车离合器β的取值范围见表2.2.1。

表3.2.1  离合器后备系数β的取值范围

车型	后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t的商用车	1.20～1.75
最大总质量为6～14t的商用车	1.50～2.25
挂车	1.80～4.00

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1800N·m的160 2B T-130单片干式螺旋弹簧离合器。该离合器与康明斯ISBE4+225匹配时，其后备系数为1.6。

表3.2.2  离合器

品牌 型号	160 2B T-130	工作性质	操纵式离合器
适用	货车，重汽	转矩	1600-1800
摩擦系数	0.47	摩擦面积	2
压盘尺寸	432×432×48mm	销孔	12mm
内径	240mm	摩擦表面内径	240mm
类型	干式操纵	摩擦表面外径	430mm

    

3.3 变速器的选择

根据汽车理论经验公式，为使提档平顺，n=igΙ/1.3=6.9，故初选7个档位。传动比分配7个档，igΙ取9，1*q^6=9，q=1.44，初选分配档位如下：

  表3.3.1  初选变速器各挡速比

Ⅰ	Ⅱ	Ⅲ	Ⅳ	Ⅴ	Ⅵ	Ⅶ
8.9	6.2	4.31	2.99	2.08	1.44	1

                    

由之前所算数据修正档位后得K，根据计算选择，初步选定大齿公司DC7J120T(9.204)七档组合变速器，最大扭矩1150N·m，各档传动比为：

表3.3.2  所选变速器各挡速比

Ⅰ	Ⅱ	Ⅲ	Ⅳ	Ⅴ	Ⅵ	Ⅶ	倒Ⅰ
9.204	6.082	3.982	2.506	1.586	1	0.829	9.056

变速箱主要参数如下表：

表2.3.3  大齿DC7J120T变速箱主要参数

品牌：	大齿	变速箱：	大齿DC7J120T
系列：	DC7J120T	档位数：	7档
换挡形式：	手动
匹配范围：	马力是180-210的道路用车和工程车	前进档位：	7档
倒挡档位数：	1个	是否有同步器：	是
最大扭矩：	900-1200NM	额定转速：	2600rpm
换挡方式：	手动	主箱中心距：	165mm
头档速比：	9.204	2档传动比：	6.082
3档传动比：	3.982	4档传动比：	1.586
5档传动比：	1.586	6档传动比：	1
7档传动比：	0.829	倒挡传动比：	9.506
变速箱重量：	320Kg	变速箱油容量：	15L
操纵形式：	可远程操纵或直接操纵

3.4 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α不宜过大，当α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。

初步采用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。工作扭矩为：1650N.m。

3.5 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。

3.5.1 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。

3.5.2 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i0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（）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4×2，以及单级减速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，选用单级减速主减速器。

3.5.3 驱动桥的选型

根据计算的主减速比，初步选择湖北车桥有限公司的“载荷5-6.5吨后桥总成”，产品型号：HT24K21。中、后桥均采用铸钢桥壳，后驱动桥承载能力为5-6.5t，最大输入转矩为13000N·m，大于最大的输入转矩850×9.204N·m=7670.4N·m，主减速器传动比i0=4.11和4.875两种。因车速要求较高，就选i0=4.11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。

表3.5.1  湖北车桥有限公司HT34H后桥总成基本参数

后桥总成基本参数	HT34H
适用车型	工程车、载货车
额定载荷(吨)	5-6.5
基本结构特点	冲焊110×120×8 116×120×10 126×126×10
轮距L(mm)	1680
板簧(气簧)距L1(mm)/倾角α	940/5.5°
最大输出扭矩(N.M)/主减中心高H(mm)/偏置距(右E×下F)	13000/280(49/34×30)
制动器结构形式/规格(mm)	气刹S凸轮滚轮式φ360×155 Φ400×155
车轮螺栓d/分布圆直径D(mm)	6×M20×1.5/222.25 8×M20×1.5/φ275
轮辋定位止口D1(mm)	Φ162/φ213
速比选用	4.11/4.875/5.286/5.83/6.33/6.83
性能特点	1.桥壳采取加强型设计,承载能力强；2.车轮轮辋定位方式可采用球面定位或止口定位；3.板簧距与轮距可以灵活调整
选装零部件	快插接口气室、ABS防抱死系统及自动间隙自动调整臂

4.整车性能计算

4.1发动机外特性

  所选发动机型号：康明斯ISBE+225。

  从发动机外特性曲线可得起转矩特性，并且用最小二乘法拟合成五次多项式，计算出各转速下发动机的输出转矩。

根据公式                                              （4-1）

  公式（4-1）中，n表示发动机转速（n/min），表示发动机输出扭矩（N.M）, 表示发动机输出功率（KW），发动机各转速F的输出转矩和输出功率如表4.1.1所示。

表4.1.1发动机外特性参数表

n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	720	763	806	850	805	760	716	672	650	620
	67.86	87.9	109.7	133.5	143.1	151.22	157.46	161.86	163.37	162

4.2 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

                   （4-2）

发动机在转速n下发出的转矩Te，经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力Ft按下式计算

                       （4-3）

式中，Te是发动机转矩（N·m）；ig是变速器速比；i0是主减速器速比，i0=4.11；ηT是传动系效率，ηT=0.9；rr是车轮的滚动半径（m），rr=0.507mm。

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

                       （4-4） 

滚动阻力Ff为

                      （4-5） 

式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;α是坡道的坡度角（º）；f是滚动阻力系数，同式（1-1）说明。

空气阻力Fw为

                            （4-6）

式中，CD是空气阻力系数，CD=0.9；A是迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，A=5㎡；ρ是空气密度，一般取ρ=1.2258N•s2•m-4；ua是汽车行驶速度（Km/s）,若ua以km/h计，则。

坡度阻力Fi为

                                                      （4-7）

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α的增加而增大，且与变速器档位和车速无关。

（2）汽车的行驶性能曲线

通过计算各档车速对应的发动机转速，由发动机外特性曲线可得到相应的发动机转矩，由式（3-2）可求得汽车的驱动力，由式（3-4）和（3-5）可求得，再作出汽车的行驶性能曲线，见附图2。计算数据见表3.1.2。

表3.1.2  汽车驱动力与行驶阻力计算列表

一档i=9.204	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	ua	4.67	5.71	6.75	7.79	8.83	9.86	10.09	11.94	12.46	12.98
	Ft	47051	49860	52671	55526	52605	499	467	43914	42476	40516
二档 i=6.082	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	ua	7.07	8.04	10.21	11.78	13.36	14.93	16.50	18.07	18.86	19.04
	Ft	31091	32948	34804	36704	34761	32818	30918	29018	28068	26772
三档 i=3.982	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	ua	10.08	13.2	15.6	18	20.4	22.8	25.2	27.6	28.8	30
	Ft	20355	21571	22787	24031	22759	21486	20242	198	18376	17528
四档 i=2.506	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	ua	17.16	20.98	24.79	28.6	32.4	36.22	40.04	43.86	45.76	47.67
	Ft	12810	13575	14340	15123	14323	13522	12739	11956	11565	11031
五档 i=1.586	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	ua	27.11	33.14	39.17	45.19	51.22	57.25	63.27	69.30	72.31	75.32

续表

	Ft	8107	8591	9076	9571	90	8558	8062	7567	7319	6981
六档 i=1	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	ua	43	52.5	62.16	71.68	81.23	90.79	100.3	109.9	114.7	119.5
	Ft	5112	5417	5722	6035	5725	5396	5083	4771	4615	4402
七档 i=0.829	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	ua	51.88	63.41	74.93	86.46	97.99	109.6	121.1	132.6	138.3	144.1
	Ft	4237	4490	4744	5003	4738	4473	4214	3955	3825	3694

（3）最大爬坡度的计算

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。由《汽车理论》可知最大坡度角的计算公式为：

                      （4-8）

式中Dmax为汽车动力因数，其计算公式为：

                                         （4-9）

Ft为驱动力；Fw为空气阻力，由公式算出，由此得出各档位动力因素表

表3.1.3  汽车各档位动力因素表

一档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	FW	4.5	6.94	9.69	12.9	16.57	20.7	25.29	30.34	33.03	35.84
二档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	FW	10.6	15.	22.2	29.55	37.95	47.4	58	69.5	75.65	82.08
三档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	FW	24.8	37	51.78	68.94	88.45	110.6	135.1	162.1	176.5	191.5
四档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	FW	62.66	93.6	130.7	174.0	223.5	279.2	341.1	409.2	445.6	483.5
五档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	FW	156.4	233.7	326.4	434.6	558.1	697.2	851.7	1021.	1112.	1207.
六档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	FW	393.5	587.8	821	1093.	1404	1753.	2142.	2570	2798.	3036
七档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	FW	553.4	855.4	1195	1590.	2043	2552	3117.	3739	4071.	4418.

（4）汽车的加速性能计算

加速阻力计算。为计算最大加速能力，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                 （4-10）

式中，δ是汽车旋转质量换算系数，δ按式估算，取,ig为变速器速比。参照《汽车设计课程设计指导书》绘制出汽车加速度曲线图，见附图3。

进而参照《汽车设计课程设计指导书》绘制各挡加速度倒数曲线图，见附图4。

   由得

                 （4-11）

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，可以做出该汽车连续换挡加速曲线，见附图5。

表3.1.4  汽车连续换档加速时间曲线计算列表

一档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	ua	4.67	5.71	6.75	7.79	8.83	9.86	10.1	11.9	12.5	13.0
		520	524	528	532	535	540	543	547	549	551
	a	1.56	1.65	1.745	1.84	1.74	1.	1.55	1.45	1.40	1.34
	1/a	0.	0.66	0.57	0.54	0.58	0.61	0.	0.69	0.71	0.75
二档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	u	7.07	8.04	10.2	11.9	13.4	15.0	16.5	18.1	18.9	19.0
		529	535	541	546	552	558	5	570	573	576
	a	1.8	1.9	2	2.13	2.02	1.9	1.8	1.68	1.62	1.54
	1/a	0.56	0.53	0.50	0.47	0.50	0.53	0.56	0.60	0.62	0.65
三档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500

续表

	u	10.1	13.2	15.6	18.0	20.4	22.8	25.2	27.6	28.8	30.0
		543	552	561	569	578	588	596	605	609	614
	a	1.76	1.87	1.98	2.09	1.97	1.86	1.75	1.	1.58	1.5
	1/a	0.57	0.53	0.51	0.48	0.51	0.54	0.57	0.61	0.63	0.67
四档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	u	17.2	21.0	24.8	28.6	32.4	36.2	40.0	43.9	45.8	47.7
		566	580	594	609	623	637	659	665	672	679
	a	1.41	1.5	1.58	1.67	1.58	1.48	1.38	1.29	1.24	1.17
	1/a	0.71	0.67	0.63	0.6	0.63	0.68	0.72	0.77	0.81	0.85
五档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	u	27.1	33.1	39.2	45.2	51.2	57.3	63.3	69.3	72.3	75.3
		603	625	8	670	693	715	737	759	771	782
	a	0.98	1.04	1.09	1.14	1.06	0.98	0.9	0.82	0.78	0.72
	1/a	1.02	0.96	0.92	0.877	0.94	1.02	1.11	1.22	1.28	1.39
六档	n	900	1100	1300	1500	1700	1900	2100	2300	2400	2500
	u	43	52.5	62.16	71.68	81.23	90.79	100.3	109.9	114.7	119.5
		662	698	733	768	804	839	875	910	928	945
	a	0.6	0.62	0.	0.65	0.56	0.48	0.39	0.29	0.24	0.24
	1/a	1.67	1.61	1.58	1.55	1.79	2.10	2.60	3.45	4.20	4.17

七档

n

900

1100

1300

1500

1700

1900

2100

2300

2400

2500

续表

	u	51.9	63.4	74.9	86.5	91.0	110	121	133	138	144
		1035	1078	1121	11	1207	1251	1294	1336	1358	1387
	a	0.47	0.47	0.46	0.45	0.35	0.25	0.15	0.03	-0.0	-0.1
	1/a	2.15	2.14	2.17	2.23	2.86	4.00	6.90	35.7	-31	-9.8

4.3 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

                     （4-12）

式中，P是汽车以车速ua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，=0.9；是汽车总质量；是滚动阻力系数，；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7.94～8.13N/L，取=8.1N/L。

表3.1.5  汽车燃油消耗

一档

n	ua		Q
900	4.67	205	4.018
1100	5.71	199	3.900
1300	6.75	196	3.935
1500	7.79	195	3.970
1700	8.83	197	4.060
1900	9.86	201	4.200
2100	10.90	206	4.370
2300	11.94	212	4.570
2400	12.46	220	4.780
2500	12.98	224	4.910

二档

n	ua		Q
900	7.07	205	4.13
1100	8.04	199	4.06
1300	10.21	196	4.12
1500	11.78	195	4.20
1700	13.36	197	4.34
1900	14.93	201	4.55
2100	16.50	206	4.78
2300	18.07	212	5.06
2400	18.86	220	5.33
2500	19.04	224	5.44

三档

n	ua		Q
900	10.8	205	4.35
1100	13.2	199	4.37
1300	15.6	196	4.48
1500	18	195	4.65
1700	20.4	197	4.91
1900	22.8	201	5.24
2100	25.2	206	5.63
2300	27.6	212	6.07
2400	28.8	220	6.46
2500	30	224	6.74

四档

n	ua		Q
900	17.16	205	4.82
1100	20.98	199	5.01
1300	24.79	196	5.31
1500	28.6	195	5.70
1700	32.4	197	6.23
1900	36.22	201	6.88
2100	40.04	206	7.
2300	43.86	212	8.51
2400	45.76	220	9.19
2500	47.67	224	9.74

五档

n	ua		Q
900	27.11	205	5.82
1100	33.14	199	6.39
1300	39.17	196	7.21
1500	45.19	195	8.05
1700	51.22	197	9.20
1900	57.25	201	10.60
2100	63.27	206	12.23
2300	69.30	212	14.11
2400	72.31	220	15.48
2500	75.32	224	16.55

六档

n	ua		Q
900	43	205	8.08
1100	52.5	199	9.54
1300	62.16	196	11.39
1500	71.68	195	13.56
1700	81.23	197	16.25
1900	90.79	201	19.47
2100	100.34	206	23.21
2300	109.9	212	27.56
2400	114.68	220	30.62
2500	119.46	224	33.11

七档（最高档）

n	ua		Q
900	51.88	205	9.71
1100	63.41	199	11.84
1300	74.93	196	14.46
1500	86.46	195	17.58
1700	97.99	197	21.41
1900	109.58	201	26.00
2100	121.05	206	31.31
2300	132.58	212	37.49
2400	138.34	220	41.81
2500	144.10	224	45.

经上述计算，参照《汽车设计课程设计指导书》，绘制出使用康明斯ISBE4+225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，见附图6。

5.发动机与传动系部件的确定及校核性能

5.1发动机和传动系各部件选型

根据前面的计算，可以确定设计车辆的动力传动系统。变速器大齿DC7J120T、单级减速双联驱动桥与225马力的康明斯ISBE4+225发动机匹配使用时，整车的爬坡性能、加速性能和转矩适应性都有了较为显著的提高，经济车速的范围也较大，燃油经济性较好，同时也满足最高车速为120km/h的设计要求。

最后确定的发动机和传动系各部件如表5.1.1所示，整体布置图附录7所示。

表5.1.1  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	康明斯ISBE4+225	额定工况功率/转速165Kw/2500rad/min
离合器	160 2B T-130	转矩容量 1800N·m
变速器	大齿DC7J120T	额定输入转矩 900-1200N·m
传动轴	重型汽车传动轴006	工作转矩 16500N·m
驱动桥	湖北车桥有限公司HT34H	额定输入转矩13000N·m

5.2各部件的性能校核

5.2.1发动机性能校核

比功率的统计值来确定发动机的功率值。 发动机康明斯ISBE4+225，则比功率为

                                                   （5-1）

公式5-1中，Pemax是发动机的最大功率138（KW）；Ma是汽车总质量，Ma=6750kg

                      

 参考同类型汽车，如表5.2.1汽车动力性参数其比功率都在20KW/t左右，由表5.2.1对比得则总质量6.5t的汽车，发动机的功率Pe=6.75×20=135kw。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165KW，为225马力。因此此发动机符合设计要求。

汽车类型	最大总质量	范围	最高车速	比功率	比转矩
货车	m（t）	6.0-14.0	75-120	10-20	33-47

表5.2.1  汽车动力性参数

5.2.2离合器性能参数校核

所选单片干式430推式螺旋弹簧离合器转矩容量为1600到1800N·m，该离合器与康明斯ISBE4+225匹配时，其后备系数为1.6，符合表5.2.2要求。

表5.2.2   离合器后备系数β的取值范围

车型	后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t的商用车	1.20～1.75
最大总质量为6～14t的商用车	1.50～2.25
挂车	1.80～4.00

  根据发动机的最大转矩及上述要求。离合器的外径可以根据经验公式 

                                                       （5-2）

算出，其中K为直径系数，中型货车的直径系数为16.8到18，离合器摩擦片最大外径D可取429mm。所选离合器符合要求。

5.2.3变速器性能校核

  不同类型的汽车具有不同的传动系档位数，就动力性而言，档位越多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速与爬坡能力。就经济性而言，档位越多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低了油耗。所以增加档位数会改善汽车的动力性与燃油经济性。挡数K=6.9，此变速箱大齿DC7J120T为7档，符合挡数要求。结合市面上现有的变速器与理论，故初步选择igI=9，7个档位则各个档位的传动比等比分配，分配传动比基本符合变速箱每档传动比。最大静摩擦力矩与发动机输出转矩相匹配，转速也相符合。故所选变速箱符合要求。

5.2.4传动轴006性能校核

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15000N•m。而传动轴实际承受的最大转矩为7823N•m。符合要求。 

5.2.5驱动桥性能校核

湖北车桥有限公司的“载荷5-6.5吨后桥总成”，产品型号：HT24K21。驱动桥承载能力为5-6.5t，大于满载后轴载重。最大输入转矩为13000N•m，大于最大的输入转矩850×9.204N*m=7823N•m，主减速器传动比=4.11和4.875两种，符合设计范围，且汽车阻力功率曲线见与发动机功率曲线交在其最大功率点上，符合设计要求。    

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，通过书本上的介绍，老师的讲解，以及同学之间的讨论，让我对汽车设计的过程有了更深的了解。

通过本次设计，让我对《汽车构造》、《汽车设计》和《汽车理论》上的一些重点内容又重新认识了一次，通过让我们自己动手动脑设计汽车，增强了我们的动手能力和思考能力。通过三周的设计，我不仅增长了知识，还开阔了眼界，对我们这个专业有了更深层次的了解，提升设计能力。

由于设计资料和能力比较有限，此次设计尚有许多不足之处，恳请各位老师和同学给予批评指正。 

最后，向对本次课程设计尽心指导的各位老师表示衷心的感谢！ 

                           

------车辆工程121201 李璇

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] 王丰元，马明星，邹旭东.汽车设计课程设计指导书.北京：中国电力出版社，2009.

[8] 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.

[9]国家标准：GBT15-2004/GBT2974-2008/GBT2977-2008/GBT2978-2008

[10]参考网页：百度百科、卡车之家、中国第一汽车集团有限公司官网等。

[11]龚礼洲.基于知识的汽车车身总布置系统的研究和开发.吉林工业大学博士论文.2000.

[12]张桢琪.基于国产三维CAD软件的载货汽车设计及整车性能计算与评估系统研究.西南交通大学博士论文,2007.

[13]黄朝胜.重型载货汽车底盘性能设计参数控制研究.吉林大学博士论文，2005.