整車配置課程設計.doc

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汽車動力總成匹配與總體設計說明書 指導老師： 董志強 設計者： 王旭東 班級： 車輛121201 學號： 201212040127 前言 “汽車設計課程設計”是汽車設計制造專業(yè)學生的必修的實踐教學環(huán)節(jié)，是鍛煉學生解決工程實踐與培養(yǎng)創(chuàng)新能力的一種具體手段。通過完成汽車某一總成的設計，或者解決某一具體設計實例問題，學習選擇汽車總成設計方案的思路，確定相應的機械結構，選取合理的參數(shù)，繪制的合格的設計圖樣，進行汽車設計的初步訓練，達到對前期所學“汽車構造”、“汽車理論”、“汽車設計”等課程專業(yè)知識的綜合應用。而汽車動力總成指的是車輛上產(chǎn)生動力，并將動力傳遞到路面的一系列零部件組件。廣義上包括發(fā)動機，變速箱，驅(qū)動軸，差速器，離合器等等，但通常情況下，動力總成，一般僅指發(fā)動機，變速器，以及集成到變速器上面的其余零件，如離合器/前差速器等。 關鍵詞：動力總成、傳動系總成選型、整車性能計算目 錄 設計任務書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)動機的最大轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的確定4 1.2、輪胎的選擇5 1.3、傳動系最小傳動比的確定6 1.4、傳動系最大傳動比的確定7 第2章 傳動系各總成的選型9 2.1、發(fā)動機的選型9 2.2、離合器的初步選型10 2.3、變速器的選型11 2.4、傳動軸的選型11 2.5、驅(qū)動橋的選型11 2.5.1、驅(qū)動橋結構形式和布置形式的選擇11 2.5.2、主減速器結構形式選擇12 2.5.3、驅(qū)動橋的選型13 第3章 整車性能計算14 3.1.汽車動力性能計算14 3.1.汽車經(jīng)濟性能計算20 第4 章 設計總結 22 致謝24 參考文獻24  課程設計任務書 1、設計題目 載貨汽車動力總成匹配與總體設計 2、性能參數(shù)要求 根據(jù)給定參數(shù)，設計一輛最高速度≥90km/h、最大爬坡度≥30%的載貨汽車。 額定裝載質(zhì)量（Kg） 最大總質(zhì)量（kg） 最大車速(Kmh-1) 比功率 (KWt-1) 比轉(zhuǎn)矩(Nmt-1) 學號 2750 5000 110 24 76 201212040127 3、具體設計任務 1) 查閱相關資料，分析設計題目，進行發(fā)動機、離合器、變速箱傳動軸、驅(qū)動橋以及車輪的選型設計。 2) 根據(jù)所選總成進行汽車動力性、經(jīng)濟性的估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化配置。 3) 繪制設計車輛的總體布置圖。 4) 完成≥1萬字的設計說明書。 4、參考文獻 1）王望予.汽車設計.機械工業(yè)出版社. 2）余志生.汽車理論.機械工業(yè)出版社. 3）陳家瑞.汽車構造.人民交通出版社. 4）汽車工程手冊.機械工業(yè)出版社. 5）成大先.機械設計手冊（第三版）. 附：有關公式 ； ； ；；；；； ；； 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)，要求設計的載貨汽車最高車速是ua=110km/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 （1-1） 式中，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=95%*95%*98%*96%=84.9%，傳動系各部件的傳動效率參考《汽車設計課程設計指導書》表1-1得；是汽車總質(zhì)量，=5000kg；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，在車速大于100km/h的情況下不可認為是常數(shù)。取f=0.008，參考《汽車設計課程設計指導書》表1-2得；CD是空氣阻力系數(shù)，一般輕型貨車可取0.4～0.6，這里取CD=0.5；A是迎風面積（㎡），取前輪距B1*總高H，A=1.9832.221㎡。 故 參考《汽車理論第5版》圖3-1，東風汽車公司貨車、躍進汽車公司貨車、國產(chǎn)微型貨車等同類型汽車，在此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為130KW。 1.1.2 發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及其轉(zhuǎn)速的確定 當發(fā)動機最大功率和其相應轉(zhuǎn)速確定后，可通過下式確定發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。 （1-2） 式中，Temax是發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（Nm）；α是轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩的能力，，Tp是最大功率時的轉(zhuǎn)矩（Nm），α可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，初取α=1.05；Pemax是發(fā)動機最大功率（KW）;np是最大功率是的轉(zhuǎn)速（r/min）。 所以 （其中是參考東風康明斯柴油機的產(chǎn)品所介紹） 一般用發(fā)動機適應性系數(shù),表示發(fā)動機轉(zhuǎn)速適應行駛工況的程度，Φ越大，說明發(fā)動機的轉(zhuǎn)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，以保證汽車具有相當?shù)淖畹头€(wěn)定車速。初取nT=1450r/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(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)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《汽車設計課程設計指導書》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： 前后軸輪胎規(guī)格為275/70R22.5,輪胎數(shù)量4個。所選輪胎的單胎最大負荷2900kg，氣壓900KPa，輪胎花紋XZE 2+，外直徑962mm。 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。 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 （1-3） 式中，是驅(qū)動輪的滾動半徑（m），所選輪胎規(guī)格為275/70R22.5的子午線輪胎，其自由直徑d=962mm，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(zhuǎn)速，np=2500r/min; uamax是最高車速，uamax=110km/h； igh是變速器最高檔傳動比，igh=1.0。 所以，初取i0=4.5。 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離地間隙相適應。 汽車驅(qū)動橋離地間隙要求參考《汽車設計課程設計指導書》表1-4所示。其中，輕型載貨汽車的離地間隙要求在220～280mm之間。 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Ι擋傳動比igΙ與主減速比的乘積。 igΙ應根據(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。 汽車爬坡度時車速不高，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 （1-4） 則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為 （1-5） 式中，αmax是道路最大坡度角，設計要求最大爬坡度為大于30%，取坡度角，此時最大爬坡度為57.7%，Ψmax是道路最大阻力系數(shù)。 前面已將計算得rr=0.467m；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax=533N.m；主減速比i0=4.5；傳動系傳動效率ηT=0.849。所以 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面附著條件 （1-6） 求得變速器的Ι檔傳動比為 （1-7） 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(qū)動橋承受的載荷（N），初步設計采用雙聯(lián)車橋驅(qū)動，每個驅(qū)動橋承受的質(zhì)量為13t，則 通過《汽車理論第五版》第三章了解到轎車的變速器普遍采用5擋變速器，也有六擋變速器，輕型貨車和中型貨車一般采用5擋變速器，如果超過五個（指前進擋）一般采用組合變速器。實際上，汽車傳動系的傳動比大體上是按等比級數(shù)分配的，所以可以認為，一般汽車的各檔傳動比大致符合如下關系 i_g1/i_g2 ≥i_g2/i_g3 ≥… (1-8) 式中q為常數(shù)，也就是各檔的公比，而且擋與擋之間的比值不宜大于1.7～1.8。由上述計算得知5.7≤≤6.74，所以有 計算各檔傳動比檔位： Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 倒擋 6.35 3.74 2.33 1.55 1 0.83 6.34  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)矩及相應轉(zhuǎn)速，初步選擇東風康明斯柴油機有限責任公司的ISDe180 30，它的主要技術參數(shù)以及外特性曲線如下表2-1、圖2-1所示。 表2-1 康明斯柴油發(fā)動機ISDe180 30的主要技術參數(shù) 發(fā)動機： 康明斯ISDe180 30 系列： 發(fā)動機廠商： 東風康明斯 適配范圍： 以輕型卡車、越野車（SUV）、皮卡車、輕型客車、多功能車（MPV）等為主要配套對象，市場前景非常廣闊 進氣形式： 增壓中冷 汽缸數(shù)： 6 燃料種類： 柴油 汽缸排列形式： 直列 排量： 6.7L 排放標準： 國三/國四 最大輸出功率： 133kW 額定功率轉(zhuǎn)速： 2500rpm 最大馬力： 180馬力 最大扭矩： 650N.m 最大扭矩轉(zhuǎn)速： 1400rpm 全負荷最低燃油耗 發(fā)動機形式： 直列六缸 電控系統(tǒng) 增強型高壓共軌 顆粒濾清器 發(fā)動機凈重： 280kg 發(fā)動機尺寸： 603676702mm 缸徑x行程： 96x102.5mm 康明斯ISDe180 30 圖2-1 康明斯ISDe180 30外特性曲線 2.2 離合器的初步選型 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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮以下幾點： 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(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應選取大些；貨車總質(zhì)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(zhuǎn)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(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值應大于單片離合器。各類汽車離合器β的取值范圍見表2-3。 表2-3 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)動機的最大轉(zhuǎn)矩及上述要求，初步選擇長春華眾離合器有限公司生產(chǎn)，轉(zhuǎn)矩容量為850Nm的DKS255膜片彈簧離合器。該離合器與康明斯ISDe180 30匹配時，其后備系數(shù)為1.31。 2.3 變速器的選型 由于輕型汽車的裝載質(zhì)量小，使用條件復雜，同時，輕型貨車滿載與空載的質(zhì)量變化極大，欲保證輕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，檔位越多，發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會就越大，可以提高汽車的加速與爬坡能力；同時也能增加發(fā)動機在地燃油消耗率的轉(zhuǎn)速范圍工作的機會，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟性。目前，機械變速器已經(jīng)成為輕型汽車的主要形式。 根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和變速器的I擋傳動比，初步選擇萬里揚WLY6T150 變速箱，最大扭矩5000Nm，該變速器最高檔采用直接擋，傳動比范圍為1～6.25。變速器各擋速比見表2-4。 表2-4 所選變速器各擋速比 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 倒 6.25 3.58 2.217 1.363 1 0.737 5.75 2.4 傳動軸的選型 該車前后軸距較大， 為了提高傳動軸的的臨界轉(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，需要加設安裝在車架橫梁上的彈性中間支撐，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。 一般驅(qū)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1/4。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。 初步選取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002，工作轉(zhuǎn)矩為6000Nm。 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)動橋結構形式和布置形式的選擇 驅(qū)動橋的結構形式與驅(qū)動車輪的懸架形式有關。絕大多數(shù)載貨汽車的驅(qū)動車輪采用非獨立懸架，相應的采用非斷開式車橋。 2.5.2 主減速器結構形式選擇 主減速器形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，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，結構復雜、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)點是結構簡單，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，初步選擇杭州匯豐車橋有限公司的單級減速雙聯(lián)驅(qū)動橋，產(chǎn)品型號：HF1058B。后橋采用沖焊橋殼，后驅(qū)動橋承載能力為4t，最大輸入轉(zhuǎn)矩為4500Nm，大于輸入轉(zhuǎn)矩6506.25Nm=4062.5Nm，主減速器傳動比=4.875和5.125兩種。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。  第3章 整車性能計算 3.1 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的作用，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——坡度阻力的作用。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n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Ft按下式計算 （3-2） 式中，Te是發(fā)動機轉(zhuǎn)矩（Nm）；ig是變速器速比；i0是主減速器速比，io=4.875；ηT是傳動系效率，ηT=0.849；rr是車輪的滾動半徑（m），rr=0.5249m。 在驅(qū)動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速n（r/min）所對應的汽車車速ua（Km/h）為 （3-3） 滾動阻力Ff為 （3-4） 式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;α是坡道的坡度角（）；f是滾動阻力系數(shù)，同式（1-1）說明。 空氣阻力Fw為 （3-5） 式中，CD是空氣阻力系數(shù)，CD=0.5；A是迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積，A=2.0653.390㎡；ρ是空氣密度，一般取ρ=1.2258Ns2m-4；ua是汽車行駛速度（m/s）,若ua以km/h計，則。 坡度阻力Fi為 （3-6） 式中，i是道路坡度，計算時i取值從0%到60%。坡度阻力隨坡度角α的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。 將各擋驅(qū)動力Ft隨車速Ua的變化關系和不同坡度i時的隨Ua的變化關系畫在同一張紙上，則形成汽車的行駛性能曲線(圖3-1)。由汽車的行駛性能曲線可知該車的最高車速、最大爬坡度、檔位的使用情況及各檔位某車速的爬坡能力。 選用康明斯ISDe180 30時，汽車的行駛性能曲線如圖3-1、圖3-2所示。 各檔位的轉(zhuǎn)速（r/min）以及車速（km/h）關系如下： 轉(zhuǎn)速\檔位 1 檔 2 檔 3 檔 4 檔 5 檔 6 檔 ─────────────────────────────────────── 500 | 3.13 5.464 8.824 14.899 19.562 26.543 (km/h) 600 | 3.756 6.557 10.588 17.879 23.475 31.851 (km/h) 700 | 4.382 7.65 12.353 20.858 27.387 37.16 (km/h) 800 | 5.008 8.743 14.118 23.838 31.299 42.469 (km/h) 900 | 5.634 9.836 15.883 26.818 35.212 47.777 (km/h) 1000 | 6.26 10.929 17.647 29.798 39.124 53.086 (km/h) 1100 | 6.886 12.021 19.412 32.777 43.037 58.394 (km/h) 1200 | 7.512 13.114 21.177 35.757 46.949 63.703 (km/h) 1300 | 8.138 14.207 22.942 38.737 50.861 69.012 (km/h) 1400 | 8.764 15.3 24.706 41.717 54.774 74.32 (km/h) 1500 | 9.39 16.393 26.471 44.696 58.686 79.629 (km/h) 1600 | 10.016 17.486 28.236 47.676 62.599 84.937 (km/h) 1700 | 10.642 18.579 30.001 50.656 66.511 90.246 (km/h) 1800 | 11.268 19.671 31.765 53.636 70.424 95.554 (km/h) 1900 | 11.894 20.764 33.53 56.615 74.336 100.863 (km/h) 2000 | 12.52 21.857 35.295 59.595 78.248 106.172 (km/h) 2100 | 13.146 22.95 37.059 62.575 82.161 111.48 (km/h) 2200 | 13.772 24.043 38.824 65.555 86.073 116.789 (km/h) 2300 | 14.398 25.136 40.589 68.534 89.986 122.097 (km/h) 2400 | 15.024 26.229 42.354 71.514 93.898 127.406 (km/h) 2500 | 15.65 27.321 44.118 74.494 97.811 132.714 (km/h) 2600 | 16.276 28.414 45.883 77.474 101.723 138.023 (km/h) 2700 | 16.902 29.507 47.648 80.453 105.635 143.332 (km/h) 各檔位的轉(zhuǎn)速（r/min）以及驅(qū)動力（kN）關系如下： 轉(zhuǎn)速\檔位 1 檔 2 檔 3 檔 4 檔 5 檔 6 檔 ─────────────────────────────────────── 500 | 7.648 4.381 2.713 1.607 1.457 .902 (kN) 600 | 15.671 8.977 5.559 3.292 2.985 1.848 (kN) 700 | 20.994 12.025 7.447 4.41 3.999 2.476 (kN) 800 | 24.628 14.107 8.736 5.174 4.691 2.904 (kN) 900 | 27.137 15.544 9.626 5.701 5.169 3.2 (kN) 1000 | 28.857 16.529 10.236 6.062 5.497 3.403 (kN) 1100 | 30.005 17.187 10.643 6.303 5.715 3.538 (kN) 1200 | 30.723 17.598 10.898 6.454 5.852 3.623 (kN) 1300 | 31.111 17.82 11.036 6.536 5.926 3.669 (kN) 1400 | 31.239 17.893 11.081 6.563 5.95 3.684 (kN) 1500 | 31.159 17.848 11.053 6.546 5.935 3.674 (kN) 1600 | 30.91 17.705 10.964 6.494 5.888 3.645 (kN) 1700 | 30.522 17.483 10.827 6.412 5.814 3.599 (kN) 1800 | 30.019 17.195 10.648 6.306 5.718 3.54 (kN) 1900 | 29.417 16.85 10.435 6.18 5.603 3.469 (kN) 2000 | 28.733 16.458 10.192 6.036 5.473 3.388 (kN) 2100 | 27.978 16.026 9.924 5.878 5.329 3.299 (kN) 2200 | 27.161 15.558 9.635 5.706 5.174 3.203 (kN) 2300 | 26.291 15.06 9.326 5.523 5.008 3.1 (kN) 2400 | 25.375 14.535 9.001 5.331 4.833 2.992 (kN) 2500 | 24.417 13.986 8.661 5.13 4.651 2.879 (kN) 2600 | 23.423 13.417 8.309 4.921 4.462 2.762 (kN) 2700 | 22.396 12.829 7.944 4.705 4.266 2.641 (kN) 圖3-1，汽車驅(qū)動力曲線行駛阻力曲線 各檔位的轉(zhuǎn)速（r/min）以及爬坡能力（%）關系如下： 轉(zhuǎn)速\檔位 1 檔 2 檔 3 檔 4 檔 5 檔 6 檔 ─────────────────────────────────────── 500 | 15.001 8.17 4.714 2.386 2.02 .779 (%) 600 | 32.879 17.798 10.561 5.799 5.088 2.615 (%) 700 | 46.448 24.445 14.491 8.057 7.105 3.791 (%) 800 | 57.072 29.159 17.205 9.589 8.46 4.549 (%) 900 | 65.356 32.517 19.093 10.633 9.37 5.023 (%) 1000 | 71.633 34.874 20.39 11.331 9.964 5.295 (%) 1100 | 76.154 36.472 21.252 11.777 10.326 5.417 (%) 1200 | 79.136 37.478 21.783 12.03 10.512 5.423 (%) 1300 | 80.797 38.019 22.057 12.135 10.561 5.337 (%) 1400 | 81.346 38.187 22.127 12.122 10.5 5.176 (%) 1500 | 80.984 38.056 22.033 12.014 10.351 4.953 (%) 1600 | 79.893 37.682 21.807 11.829 10.128 4.677 (%) 1700 | 78.231 37.112 21.472 11.578 9.844 4.356 (%) 1800 | 76.135 36.38 21.047 11.274 9.508 3.995 (%) 1900 | 73.715 35.515 20.546 10.923 9.127 3.599 (%) 2000 | 71.061 34.542 19.981 10.533 8.708 3.171 (%) 2100 | 68.244 33.48 19.362 10.108 8.254 2.715 (%) 2200 | 65.319 32.343 18.697 9.653 7.77 2.231 (%) 2300 | 62.328 31.145 17.992 9.172 7.26 1.723 (%) 2400 | 59.302 29.897 17.254 8.668 6.725 1.192 (%) 2500 | 56.265 28.606 16.485 8.142 6.168 .64 (%) 2600 | 53.234 27.281 15.691 7.598 5.591 .067 (%) 2700 | 50.22 25.927 14.874 7.037 4.995 -.526 (%) 圖3-2，汽車各檔爬坡度曲線 從圖3-1和3-3可以得出，最高車速應在138km/h，，一檔時最大爬坡度為。 （2）汽車的加速性能計算 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。 ，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,ig為變速器速比。通過計算得汽車各擋加速度曲線如圖3-4所示。 通過圖形得出汽車的最大加速度為4.4m/s2, 圖3-4，汽車行駛加速曲線 由得 （3-8） 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，可以作出該汽車連續(xù)換擋加速時間曲線如圖3-5所示。 (其中藍色曲線為直接擋加速時間曲線，紅色為1擋加速時間曲線) 圖3-5，汽車加速時間—速度曲線 3.2 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Qs為 （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），；是傳動系效率，=0.849；是汽車總質(zhì)量；是滾動阻力系數(shù)，=0.008；是空氣阻力系數(shù)=0.5；是迎風面積；是燃油消耗率，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=8.00N/L。 經(jīng)計算使用康明斯ISDe180 30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如下圖3-6所示。 一檔 ge/(g/KWh) 218.6 218.3 217.2 216.3 215.2 Us/(km/h) 3.13 6.26 9.39 12.52 15.65 Qs/(L(100km)-1) 3.4622 3.484462 3.51162 3.559413 3.62106 二擋 ge/(g/KWh) 214.2 213.2 212.2 211.2 210.2 Us/(km/h) 5.46 10.93 16.39 21.86 27.32 Qs/(L(100km)-1) 3.4105 3.47499 3.591726 3.760521 3.979942 三擋 ge/(g/KWh) 209.2 208.2 207.2 206.2 202.8 Us/(km/h) 8.824 17.65 26.47 35.5 44.1 Qs/(L(100km)-1) 3.3732 3.561552 3.883323 4.349542 4.861307 四擋 ge/(g/KWh) 206.9 207.5 208.5 209 209.9 Us/(km/h) 14.9 29.8 44.7 59.6 74.5 Qs/(L(100km)-1) 3.4614 4.05236 5.044631 6.421832 8.212178 五擋 ge/(g/KWh) 210.5 212.3 213.2 215.5 215 Us/(km/h) 19.56 39.1 58.7 78.2 97.8 Qs/(L(100km)-1) 3.6637 4.717844 6.45548 8.942999 12.03939 六擋 ge/(g/KWh) 216.6 215 217 216.4 219.3 Us/(km/h) 26.5 53 79.6 106 133 Qs/(L(100km)-1) 4.0609 5.934654 9.206733 13.63772 19.76818 圖3-6，配置康明斯ISDe180 30的汽車各檔位百公里燃油消耗量曲線 第4章 設計總結 根據(jù)前面的計算，可以確定設計車輛的動力傳動系統(tǒng)。萬里揚WLY6T150 變速箱、匯豐單級減速雙聯(lián)驅(qū)動橋與康明斯ISDe180 30匹配使用時，汽車的最高車速為138km/h，最大爬坡度為81.3%，從一檔起步連續(xù)換擋加速到75km/h車速的加速時間為15s，以常用車速等速行駛時百公里燃油消耗量為31.5L/100km。 最后確定的發(fā)動機和傳動系各部件如表4-1所示，整體布置圖如圖4-1所示。 表4-1 發(fā)動機和傳動系各部件選型 部件 型號 主要技術參數(shù) 發(fā)動機 康明斯ISDe180 30 最大功率及轉(zhuǎn)速 133kw/(2500r/min) 離合器 DKS255 轉(zhuǎn)矩容量 850Nm 變速器 萬里揚WLY6T150 變速箱 額定輸入轉(zhuǎn)矩 900Nm 傳動軸 重型汽車傳動軸002 工作轉(zhuǎn)矩 6000Nm 驅(qū)動橋 杭州匯豐車橋有限公司的單級減速雙聯(lián)驅(qū)動橋HF1058B 額定輸入轉(zhuǎn)矩4500Nm 圖4-1，整車總體布置草圖 總結： 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固，同時也更加系統(tǒng)全面的了解了汽車發(fā)動機與傳動系和驅(qū)動橋之間的匹配關系。  致 謝 課程設計中，會用到很多以前老師講解的知識，特別是不是課本上的知識。感謝大學幾年來，車輛工程專業(yè)的所有老師對我學習上的幫助和生活上的關懷，正是你們的辛勤工作，才使我們學到了專業(yè)的知識，同時知識面得到擴展。感謝所有任課老師和所有同學在這幾年來給自己的指導和幫助，是他們教會了我專業(yè)知識，教會了我如何學習，教會了我如何做人。正是由于他們，我才能在各方面取得顯著的進步，在此向他們表示我由衷的謝意。 另外，感謝校方給予我這樣一次機會，能夠獨立地完成一個課程設計，并在這個過程當中，給予我們各種方便，使我們在這學期快要結課的時候，能夠?qū)W到的知識應用到實踐中，增強了我們實踐操作和動手應用能力，提高了獨立思考的能力。我不僅學到了許多新的知識，而且也開闊了視野，提高了自己的設計能力。 參考文獻 [1] 王望予.汽車設計[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004. 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