載貨汽車動力匹配和總體設(shè)計

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1、如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 學院：機械工程學院 班級： 姓名： 學號： 1 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 目錄 設(shè)計任務(wù)書 3 第1章 整車主要目標參數(shù)的初步確定 4 1.1 發(fā)動機的選擇 4 1.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉(zhuǎn)速的確定 4 1.1.2 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及其轉(zhuǎn)速的確定 6 1.2 輪胎的選擇 7 1.3 傳動系最小傳動比的確定 8 1.4 傳動系最大傳動比的確定 10 第2章 傳動系各總成的選型 12 2.1 發(fā)動機的選型 12 2.2離合

2、器的初步選型 13 2.3變速器的選型 14 2.4傳動軸的選型 15 2.5.2主減速器結(jié)構(gòu)形式選擇 16 2.5.3驅(qū)動橋的選型 17 第3章 整車性能計算 18 3.1配置濰柴WD615.50發(fā)動機的整車性能計算 18 3.1.1汽車動力性能計算 18 3.1.2汽車經(jīng)濟性能計算 21 第4章發(fā)動機與傳動系部件的確定 22 參考文獻 23 2 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 設(shè)計任務(wù)書 載貨汽車動力匹配和總體設(shè)計 設(shè)計一輛用于長途運輸固體物料，載重質(zhì)量20t 的重型貨運汽車。 整車尺寸：11980mm2465mm3530mm 軸

3、數(shù)：4； 驅(qū)動型式：84； 軸距：1950mm+4550mm+1350mm 額定載質(zhì)量：20000kg 整備質(zhì)量：11000kg 公路最高行駛速度：90km/h 最大爬坡度：大于30% 設(shè)計任務(wù)： 1) 查閱相關(guān)資料，根據(jù)題目特點，進行發(fā)動機、離合器、變速箱傳動軸、驅(qū)動橋、車輪匹配和選型； 2) 進行汽車動力性、經(jīng)濟性估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化匹配； 3) 繪制車輛總體布置說明圖； 4) 編寫設(shè)計說明書。 3 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第1章 整車主要目標參數(shù)的初步確定 1.1 發(fā)動機的選擇 1.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉(zhuǎn)速的確定 汽

4、車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。設(shè)計要求該載貨汽車的最高車速是90km/h，那么發(fā)動機的最大功率應(yīng)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(fā)動機最大功率，kW； ——傳動系效率（包括變速器、傳動軸萬向節(jié)、主減速器的傳動效率），各傳動部件的傳動效率見表1-1； 表1-1傳動系統(tǒng)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(jié) 98 ——汽車總質(zhì)量，； ——重力加速度，； 4 / 27

5、 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! ——滾動阻力系數(shù),由試驗測得，在車速不大于100km/h的情況下可認為是常數(shù)。輪胎結(jié)構(gòu)、充氣壓力對滾動阻力系數(shù)有較大影響，良好路面上常用輪胎滾動阻力系數(shù)見表1-2。取。 表1-2良好路面上常用輪胎滾動阻力系數(shù) 輪胎種類 滾動阻力系數(shù) 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 0.010-0.012 轎車用子午線輪胎 0.012-0.017 轎車用斜交輪胎 0.015-0.025 ——空

6、氣阻力系數(shù)，取=0.9；一般中重型貨車可取0.8~1.0；輕型貨車或大客車0.6~0.8；中小型客車0.4~0.6；轎車0.3~0.5；賽車0.2~0.4。 ——迎風面積,取前輪距總高，=2.4653.530 ——該載貨汽車的最高車速，=90km／h。 故也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。 5 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 如選取功率為195.78kW的發(fā)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(zhì)量31t的汽車，其發(fā)動機應(yīng)該具有的功率；

7、再考慮該載貨汽車要求具有相對較高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為200kW。 1.1.2 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及其轉(zhuǎn)速的確定 當發(fā)動機最大功率和其相應(yīng)轉(zhuǎn)速確定后，可用下式確定發(fā)動機的最大扭矩。 （1-3） 式中，——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（Nm）； ——轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性系數(shù)，＝； ——最大功率時的轉(zhuǎn)矩（Nm）； 的大小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(zhuǎn)矩的能力，可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，初取=1.05； ——發(fā)動機最大功率，kW； ——最大功率時的轉(zhuǎn)速，r/min，取=2200r/min。 所以 6 / 27

8、如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 一般用發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù)表示發(fā)動機適應(yīng)行駛工況的程度，。值越大，說明發(fā)動機的適應(yīng)性越好。采用值大的發(fā)動機可以減少換檔次數(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，以保證汽車具有適當?shù)淖畹头€(wěn)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(shù)據(jù)，因此，在總體設(shè)計開始階段就應(yīng)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(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)量，對公路用車，在其輪胎負

9、荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內(nèi)，應(yīng)盡量選取尺寸較小的輪胎。同時還應(yīng)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。表1-3給出的部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件。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： 前軸輪胎規(guī)格為11.00R20,輪胎數(shù)量為2；中間軸輪胎規(guī)格為11.00R20，輪胎數(shù)量為2；后輪并裝雙軸雙胎，型號為11.00R20,輪胎數(shù)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。 8 / 27

10、如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 表1-3 大客車、載貨汽車及掛車的規(guī)格、尺寸及使用條件 輪胎規(guī)格 層數(shù) 主要尺寸/mm 使用條件 斷 面 寬 外直徑 最大負荷/N 相應(yīng)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) 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

11、.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、 (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 1.3 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 8 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 是主減速

13、器設(shè)計的原始數(shù)據(jù)，應(yīng)在汽車總體設(shè)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(qū)動車輪的滾動半徑（m），所選輪胎規(guī)格為11.00R20的子午線輪胎，其自由直徑d=1090mm，因計算常數(shù)F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑；是發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)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(jù)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

14、離地間隙相適應(yīng)。 汽車驅(qū)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230～345mm之間。 表1-4 汽車驅(qū)動橋離地間隙 車型 離地間隙／mm 轎車 微型 １２０～１９０ 小型 中級 １２０～２３０ 9 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 高級 １３０～１６０ 載貨汽車 微型、輕型 １９０～２２０ 中型 ２１０～２７５ 重型、超重型 ２３０～３４５ 越野汽車 微型、輕型 ２２０～２８０ 中型、重型 ２８０～４００ 客車 小型 １８０～２２０ 中型、大型 ２１０～２９０

15、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(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)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(qū)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(qū)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(zhì)量，=31000kg； 10 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! ——重力加速度，=9.81m/：

16、 ——道路最大阻力系數(shù)，=。 ——道路最大坡度角，設(shè)計要求最大坡度為30%，即坡度角為16.7。 所以 ——驅(qū)動車輪的滾動半徑（m），按計算，F(xiàn)=3.05，d=1090mm 所以 =0.5291mm； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，911.5Nm； ——主減速比，=5.0； ——傳動系傳動效率，=0.849。 所以 根據(jù)驅(qū)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(qū)動橋給地面的載荷，初步設(shè)計采用雙聯(lián)車橋驅(qū)動

17、，每個驅(qū)動橋承受的質(zhì)量為15t； ——道路的附著系數(shù)，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。 11 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第2章 傳動系各總成的選型 2.1 發(fā)動機的選型 根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速，初步選擇一汽大連柴油機股份有限公司的型號為BF6M1013-28E3的發(fā)動機，它的主要技術(shù)參數(shù)如下表2-1所示。 表2-1大柴BF6M1013-28E3發(fā)動機的主要技術(shù)參數(shù) 單位 大柴BF6M1013-28E3 外形尺寸（長寬高） m

18、m 1146622897 缸徑/行程 mm 108/130 質(zhì)量 ㎏ 650 排量 L 7.14 額定工況功率/轉(zhuǎn)速 Kw/(r/min) 206/2200 最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速/最大馬力 Nm/(r/min)/馬力 1050/1400/280 最低燃油消耗率 g/(kwh) ≤203 一米外噪音 B 96 壓縮比 18.1 滿足排放要求 國Ⅱ/國Ⅲ 進氣形式/每缸氣門數(shù) 增壓中冷/4 氣缸排列形式 直列 12 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 2.2離合器的初步選型 后備系數(shù)β為離合器的后備

19、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(zhuǎn)矩之比，必須大于1。β是離合器設(shè)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(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇β時，應(yīng)考慮以下幾點： 1) 摩擦片在使用中磨損后，離合器還應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； 2) 防止離合器滑磨時間過長； 3) 防止傳動系過載以及操縱輕便等。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)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(yīng)選取大些

20、；貨車總質(zhì)量越大，β也應(yīng)選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的β值應(yīng)比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)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(yīng)大于單片離合器。各類汽車離合器β的取值范圍見表2-2。 13 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 表2-2離合器后備系數(shù)β的取值范圍 車型 后備系數(shù)β 乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質(zhì)量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 根據(jù)發(fā)動

21、機的最大轉(zhuǎn)矩及上述要求，初步選擇東風傳動軸有限公司生產(chǎn)，轉(zhuǎn)矩容量為2700Nm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(shù)為2.45。 2.3變速器的選型 由于重型汽車的裝載質(zhì)量大，使用條件復(fù)雜，同時，重型貨車滿載與空載的質(zhì)量變化極大，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經(jīng)濟性和加速性,需要采用多檔變速器。因為，檔位數(shù)越多，發(fā)動機發(fā)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(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)工作的機會，提高汽車的燃油經(jīng)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4～6檔變速器為主體，通過更換系列齒輪副和

22、配置不同的副變速器，得到一組不同檔數(shù)不同傳動比范圍的變速器系列。 根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)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(chǎn)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2-3。 15 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 表2-3 所選變速器各檔速比 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 倒1 倒2 12.961 9.693 7.370 5.540 3.846 3.37 2.520 1.916 1

23、.440 1.000 2.938 11.301 2.4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(zhuǎn)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(shè)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(fā)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，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。 一般驅(qū)動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字軸萬向節(jié)兩軸的夾角不宜過大，當由增至時，滾針軸承壽命

24、將下降至原壽命的。十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍見表2-4。 表2-4 十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍 萬向節(jié)安裝位置或相聯(lián)兩總成 不大于 離合器-變速器；變速器-分動器 15 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! （相聯(lián)兩總成均裝在車架上） 驅(qū)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(chǎn)的重型汽車傳動軸總成，編號為：006。工作扭矩為：15000N.m。 2.5驅(qū)動橋的選型 驅(qū)動橋處于傳動系的末端，其基本公用是增大由傳動軸傳來

25、的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動輪具有差速功能；同時，驅(qū)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(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式和布置形式的選擇 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動車輪的懸架形式有關(guān)。絕大多數(shù)載貨汽車的驅(qū)動車輪采用非獨立懸架，相應(yīng)的采用非斷開式車橋。 現(xiàn)代多橋驅(qū)動汽車都采用貫通式驅(qū)動橋的布置。 在貫通式驅(qū)動橋的布置中，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(qū)動橋零件的互通性，并且簡化了結(jié)構(gòu)，減少了體積和質(zhì)量，成本較低。 16 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按

26、鈕下載! 2.5.2主減速器結(jié)構(gòu)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(guān)，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的大小以及驅(qū)動橋的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及減速形式等。 雙級主減速器有兩集齒輪減速組成，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)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(qū)動汽車的貫通橋上，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，主減速器的質(zhì)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。 綜上所述，由于所設(shè)計的載貨汽車的軸數(shù)和驅(qū)動形式為，以及單級減速雙聯(lián)主減速

27、器具有結(jié)構(gòu)簡單等諸多優(yōu)點，又能滿足使用要求。所以，選用單級減速雙聯(lián)主減速器。 2.5.3驅(qū)動橋的選型 根據(jù)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(lián)驅(qū)動橋，產(chǎn)品型號：20048302。中、后橋均采用鑄鋼橋殼，中、后驅(qū)動橋承載能力均為13t，最大輸入轉(zhuǎn)矩為40000Nm，大于最大的輸入轉(zhuǎn)矩127412.961Nm=16512.31Nm，主減速器傳動比=4.875和5.833兩種。因車速要求較高，就選=4.875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。 17 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第3章 整車性能計算

28、3.1配置濰柴WD615.50發(fā)動機的整車性能計算 3.1.1汽車動力性能計算 （1） 汽車驅(qū)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(qū)動力與行駛阻力的平衡方程式為： （3-1） 發(fā)動機在轉(zhuǎn)速下發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)汽車傳動系傳遞到驅(qū)動輪上的驅(qū)動力按下式計算： （3-2） 式中 ——汽車驅(qū)動力，N； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，N.m； ——變速器速比； ——主減速器速比，； ——傳動系效率，；

29、 ——車輪的滾動半徑，，； 在驅(qū)動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速所對應(yīng)的汽車車速（km/h）為： 18 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! （3-3） 式中 ——發(fā)動機轉(zhuǎn)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(shù)，同式（1-1）說明； 空氣阻力： （3-5） 式中

30、 ——空氣阻力系數(shù)，； ——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α的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關(guān)。 19 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 將各擋驅(qū)動力隨車速的變化關(guān)系和不同坡度i時的隨的變化關(guān)系畫在同一張紙上，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

31、。 選用濰柴WD615.50發(fā)動機時，參照《汽車設(shè)計課程設(shè)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(jīng)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，δ是汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，δ按式估算，取,為變速器速比。參照《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導書》中的圖1-12繪制出汽車加速度曲線圖。 進而參照《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導書》中的圖1-13繪制各擋加速度倒數(shù)曲線圖。 由得故 （3

32、-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(jié)合汽車的行駛性能曲線，可以參照《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導書》中的圖1-14作出該汽車連續(xù)換擋加速時間曲線圖。 21 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 3.1.2汽車經(jīng)濟性能計算 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(shè)計開發(fā)過程中，常需要在實際樣車制成之前，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。 汽車百公里燃油消耗量為

33、 （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(fā)動機所消耗的功率（kw）；是燃油消耗率（g/(kWh)），可根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速從外特性曲線圖上讀??；是汽車車速（km/h）；是燃油的重度，柴油取7.94～8.13N/L，取=8.04N/L。 經(jīng)上述計算，參照《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導書》中的圖1-17，繪制出使用濰柴WD615.50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。 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49.78～63.3km/h以直接檔行駛時燃油消耗率低，為31.0 L/1

34、00km； 21 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 車速在36.32～49.78 km/h，以九檔行駛時燃油經(jīng)濟性較好； 車速在27.29～36.32 km/h，以八檔行駛時燃油經(jīng)濟性較好； 車速在20.86～27.29 km/h，以七檔行駛時燃油經(jīng)濟性較好； 該車以最高車速91.2km/h等速行駛時燃油消耗率最高，為41.8L/100km； 該車的等速百公里最低燃油消耗率為26.5L/100km，對應(yīng)車速為4.68km/h。 第4章發(fā)動機與傳動系部件的確定 根據(jù)前面的計算，可以確定設(shè)計車輛的動力傳動系統(tǒng)。變速器CATS10-130、單級減速雙聯(lián)驅(qū)動橋與2

35、80馬力的濰柴WD615.50發(fā)動機匹配使用時，整車的爬坡性能、加速性能和轉(zhuǎn)矩適應(yīng)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90km/h的設(shè)計要求。 最后確定的發(fā)動機和傳動系各部件如表4-1所示，整體布置圖附錄所示。 表4-1發(fā)動機和傳動系各部件選型 部件 型號 主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機 濰柴WD615.50 最大功率及轉(zhuǎn)速206kw/(2200r/min) 離合器 DSP430 轉(zhuǎn)矩容量2700Nm 變速器 CATS10-130 額定輸入轉(zhuǎn)矩1274Nm 22 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 傳動

36、軸 重型汽車傳動軸006 工作轉(zhuǎn)矩16500Nm 驅(qū)動橋 重慶紅巖單級減速雙聯(lián)驅(qū)動橋20048302 額定輸入轉(zhuǎn)矩16512Nm 圖1 整車總體布置草圖 參考文獻 [1]王望予.汽車設(shè)計[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [2]王國權(quán)，龔國慶.汽車設(shè)計課程設(shè)計指導書[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009. [3]陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].3版.北京：機械工業(yè)出版社，2009. [4]劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京.清華大學出版社，2003. [5]余志生.汽車理論[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [6]國家標準：GBT1589-2004/GBT2974-2008/GBT2977-2008/ GBT2978-2008 23 / 27 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! （注：可編輯下載，若有不當之處，請指正，謝謝!） 24 / 27