载货汽车动力匹配和总体设计doc.docx
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汽车设计课程设计说明书
学院：
机械工程学院
班级：
姓名：
学号：
设计任务书3
第1章整车主要目标参数的初步确定4
发动机的选择
4
发动机的最大功率及转速的确定
4
发动机最大转矩及其转速的确定
6
轮胎的选择6
传动系最小传动比的确定
8
传动系最大传动比的确定
9
第2章传动系各总成的选型
11
发动机的选型
11
离合器的初步选型
12
变速器的选型
13
传动轴的选型
14
主减速器结构形式选择15
驱动桥的选型
16
第3章整车性能计算16
配置潍柴发动机的整车性能计算
16
汽车动力性能计算
16
汽车经济性能计算
19
第4章发动机与传动系部件的确定
20
参考文献21
设计任务书
载货汽车动力匹配和总体设计
设计一辆用于长途运输固体物料，载重质量20t的重型货运汽车。
整车尺寸：
11980mm×2465mm×3530mm
轴数：
4；
驱动型式：
8×4；
轴距：
1950mm+4550mm+1350mm
额定载质量：
20000kg
整备质量：
11000kg
公路最高行驶速度：
90km/h
最大爬坡度：
大于30%
设计任务：
1）查阅相关资料，根据题目特点，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、驱动桥、车轮匹配和选型；
2）进行汽车动力性、经济性估算，实现整车的优化匹配；
3）绘制车辆总体布置说明图；
4）编写设计说明书。
第1章整车主要目标参数的初步确定发动机的选择
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。
设计要求该
载货汽车的最高车速是90km/h，那么发动机的最大功率应该大于等
于以该车速行驶时的行驶阻力功率之和，即：
Pemax
1（magfuamax
CDAua3
max）
（1-1）
T3600
76140
式中
Pemax——发动机最大功率，kW；
T——传动系效率（包括变速器、传动轴万向节、主减速器的传动效率）T95%95%98%96%84.9%，各传动部件的传动效率见表1-1；
表1-1传动系统各部件的传动效率
部件
名称
传动效率（
%）
4-6档变速器
95
辅助变速器（副变速器或分动器）95
单级减速主减速器
96
传动轴万向节
98
ma——汽车总质量，ma
31000kg；
g——重力加速度，g
9.81m/s2；
f——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。
轮胎结构、充气压力对滚动阻力系数有较大影响，良
好路面上常用轮胎滚动阻力系数见表1-2。
取f0.012。
表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数
轮胎种类滚动阻力系数
中重型载货车用子午线轮胎
中重型载货车用斜交轮胎
轻型载货车用子午线轮胎
轻型载货车用斜交轮胎
轿车用子午线轮胎
轿车用斜交轮胎
CD——空气阻力系数，取CD=；一般中重型货车可取~；轻型货车或大客车~；中小型客车~；轿车~；赛车~。
A——迎风面积（m2）,取前轮距B1×总高H，A=m2uamax——该载货汽车的最高车速，uamax=90km／h。
故
Pemax
1
310009.810.012
90
0.92.4653.530
903kW195.78kW
0.849
3600
76140
也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值。
如选取功率为的发动机，则比功率为
1000Pemax
1000195.78
（1-2）
ma
kW/t6.315kW/t
31000
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
比功率都在6kW/t以上，即总质量31t的汽车，其发动机应该具有的
功率Pe631186kW；再考虑该载货汽车要求具有相对较高的车速，
因此初步选择汽车发动机的最大功率为200kW。
发动机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，可用下式确定发动机的最大
扭矩。
Pemax
Temax9549
（1-3）
np
式中，Temax——发动机最大转矩（N·m）；
——转矩适应性系数，
＝Temax；
Tp
Tp——最大功率时的转矩（N·m）；
的大小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，可参考同类发动机数值选取，初取=；
Pemax——发动机最大功率，kW；
np——最大功率时的转速，r/min，取np=2200r/min。
所以Temax95491.05
200Nm911.5Nm
2200
一般用发动机适应性系数
表示发动机适应行驶工况的程度，
np。
值越大，说明发动机的适应性越好。
采用
值大的发动
nT
机可以减少换档次数，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～，柴油机取～，以保证汽车具有适当的最低稳定速
度。
初取nT=1300r/min，则np
2200
1.692，1.051.6921.7769。
nT
1300
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。
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,轮胎数量为2；中间轴轮胎规格为，轮胎数量为2；
后轮并装双轴双胎，型号为,轮胎数量为8。
所选轮胎的单胎最大负荷
28700N，气压，加深花纹，外直径1090mm。
表1-3
大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件
主要尺寸/mm
使用条件
相应气压
层
断
外直径
最大负
P/101
标准
允许使
轮胎规格
数
面
荷/N
轮辋
用轮辋
MPa
宽
普通
加深花
越野花
花纹
纹
纹
10
1030
1038
18350
12
259
1018
20500
（1025）
（1030）
14
22550
5o
12
1055
1067
1073
21600
14
278
24050
（1060）
（1065）
16
26300
14
293
1085
1100
1105
26250
16
（1090）
（1095）
28700
16
315
1125
1145
30850
18
（1135）
32700
16
315
1225
1247
34700
（1238）
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档，若无分动器或轮边减速器，则
传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比i0。
主减速比i0是主减
速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。
对于载货汽车，为了得到足够的功率储备而使最高车速有所下降，i0
可按下式选择
i0
（0.377~0.472）rrnp
（1-4）
uamaxigh
式中，rr—驱动车轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为的子午线轮
胎，其自由直径d=1090mm，因计算常数F=（子午线轮胎F=,故滚动半
径rr
Fd
3.051090mm
mm
m
；np是发动机最大功率时
2
2
3.1416
529.1
0.5291
的转速，np=2200r/min;uamax是最高车速，uamax=100km/h；igh是变
速器最高档传动比，igh=。
所以
0.5291
2200
，初取i0
5.0。
i0
（0.377~0.472）
4.876~6.104
90
1.0
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如表1-4所示。
其中，重型载货汽车的离地
间隙要求在230～345mm之间。
表1-4汽车驱动桥离地间隙
车型离地间隙／mm
微型
１２０～１９０
小型
轿车
中级
１２０～２３０
高级
１３０～１６０
微型、轻型
１９０～２２０
载货汽车
中型
２１０～２７５
重型、超重型
２３０～３４５
微型、轻型
２２０～２８０
越野汽车
中型、重型
２８０～４００
小型
１８０～２２０
客车
中型、大型
２１０～２９０
传动系最大传动比的确定
传动系最大传动比为变速器的
档传动比
i
g
与主减速比
i0
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。
汽车爬陡坡时车速不高，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
Temaxig
i0T
mag（fcosmax
sinmax）magmax
rr
（1-5）
则由最大爬坡度要求的变速器
档传动比为
mag
maxrr
igI
（1-6）
Temaxi
0T
式中ma——汽车总质量，ma=31000kg；
g——重力加速度，g=s2：
max——道路最大阻力系数，max=（fcosmaxsinmax）。
max——道路最大坡度角，设计要求最大坡度为30%，即坡度角max
为°。
所以max0.012cos16.7sin16.7
0.30
F
d
rr——驱动车轮的滚动半径（m），按
rr
计算，F=，d=1090mm
2
所以rr=；
Temax——发动机最大转矩，·m；
i0——主减速比，i0=；
T——传动系传动效率，T=。
所以
igI
310009.810.300.529112.47
911.5
5.0
0.849
根据驱动车轮与路面附着条件
Temaxigi0
T
G2
rr
（1-7）
求得变速器档传动比为
G2
rr
ig
i0
Temax
T
（1-8）
式中G2——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，初步设计采用双联车桥驱动，每个驱动桥承受的质量为15t；
——道路的附着系数，在良好路面上取；
rr，Temax，i0，T——同式（1-6）中的说明。
所以
igI
150009.810.80.5291
16.097
911.5
5.0
0.849
综上，初步确定变速器
档传动比igI
12.96
。
第2章传动系各总成的选型发动机的选型
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BF6M1013-28E3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
1146×622×897
缸径/行程
mm
108/130
质量
㎏
650
排量
L
额定工况功率/转速
Kw/（r/min）
206/2200
最大转矩/转速/最大马力
N·m/（r/min）/马力
1050/1400/280
最低燃油消耗率
g/（kw·h）
≤203
一米外噪音
B
96
压缩比
满足排放要求
国Ⅱ/国Ⅲ
进气形式/每缸气门数
增压中冷/4
气缸排列形式
直列
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：
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；
防止离合器滑磨时间过长；
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。
表2-2离合器后备系数β的取值范围
车型
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
最大总质量为6～14t的商用车
挂车
后备系数β
～
～
～
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2700N·m的DSP430拉式膜片弹簧离合器。
该离合器与潍柴匹配时，其后备系数为。
变速器的选型
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，档位数越多，发动机发挥最大
功率附近高功率的机会越大，提高汽车的加速与爬坡能力；同时，增
加发动机在低燃油消耗率区工作的机会，提高汽车的燃油经济性。
目
前，组合式机械变速器已成为重型汽车的主要形式，即，以一到两种
4～6档变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，
得到一组不同档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一档传动比，初步选择中国第一汽车
集团公司生产的10档组合式机械变速器，变速器型号：
CATS10-130,
额定输入扭矩为，该变速器最高档采用直接档，传动比范围为。
变速
器各档速比见表2-3。
表2-3所选变速器各档速比
12345678910倒1倒2
传动轴的选型
该车前后轴距较大，为了提高传动轴的临界转速，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，需加设安
装在车架横梁上的中间支承，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窜动和车架等变形
所引起的位移。
橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。
这种
弹性中间支承不能传递轴向力，它主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。
十字轴万向节两轴的夹
角不宜过大，当由4o增至16o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见表2-4。
表2-4十字轴万向节夹角的允许范围
万向节安装位置或相联两总成
不大于
离合器-变速器；变速器-分动器
1o~3o
（相联两总成均装在车架上）
一般汽车
6o
汽车满载静止时
12o
驱动桥传动
越野汽车
轴
一般汽车
15o~20o
行驶中的极限夹角
30o
短轴距越野汽车
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：
。
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。
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。
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（7.6i012）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84，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。
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：
。
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1274
×·m=·m，主减速器传动比i0=和两种。
因车速要求较高，就选i0=
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3章整车性能计算
配置潍柴发动机的整车性能计算汽车动力性能计算
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
，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。
汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为：
Ft
Ff
FwFi
Fj
（3-1）
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：
Ft
Teigi0T
rr
（3-2）
式中Ft——汽车驱动力，N；
Te——发动机转矩，；
ig——变速器速比；
i0——主减速器速比，i04.875；
T——传动系效率，T0.849；
rr——车轮的滚动半径，m，rr
0.5291m；
在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速n所对应的汽车车速ua（km/h）
为：
ua
0.377nrr
igi0
（3-3）
式中
n——发动机转速，r/min；
ig，i0，rr——同式（1-10）说明。
滚动阻力Ff：
Ff
magcosf
（3-4）
式中
g——重力加速度，g9.81m/s2
；
——坡道的坡度角，o；
f——滚动阻力系数，同式（1-1）说明；
空气
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