载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计

太原科技大学课程设计课程设计 题 目 载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计 指导老师 专业班级 姓 名 学 号 载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计摘要:“汽车设计课程设计”就是锻炼汽车设计制造专业的学生解决工程实践问题与培养创新能力的一种具体手段，是培养应用车辆工程技术人才实践技能的一个极其重要的环节，着力点在训练学生解决工程实际问题。 随着我国公路运输的发展，货车数量也在急剧上升。货车的上升会使得能源消耗加剧，而节约型能源使我们国家早就提出来的课题了，只有设计合理才能减少汽车生产的浪费，因此研究载货汽车的动力总成匹配与总体设计的意义就显得很重大了。通过本次课程设计，期间运用了汽车设计、汽车理论、专用车辆设计、汽车构造等书籍里面的知识，一方面是对课本知识的回顾，另一方面是对知识的应运和实践，知识只有用起来才是活的，才是有用的，才能体现它的价值。此次课程设计让我们充分了解和掌握了对汽车动力总成匹配与总体设计的步骤和方法，也对问题的解决有了一定的解决能力，这将为我们以后毕业从事汽车整体设计的工作打下良好的基础。关键词：能源节约、载货汽车、动力总成、总体设计 目录摘要 1设计任务书 3第一章 整车主要目标参数的初步确定 41.1 发动机的选择 41.1.1 发动机的最大功率及转速的确定 41.1.2 发动机的最大转矩及其转速的确定 51.2 轮胎的选择 61.3传动系最小动比的确定 71.4 变速器最大传动比的确定 8第二章 传动系各总成的选型 82.1 发动机的选型 102.2 离合器的初步选型 102.3 变速器的选择 112.4 传动轴的选型 122.5 驱动桥的选型 132.5.1 驱动桥结构形式和布置形式的选择 142.5.2 主减速器结构形式选择 142.5.3 驱动桥的选型 14第三章 整车性能计算 153.1汽车动力性能计算 153.1.1 汽车驱动力和行驶阻力 15 3.12汽车的行驶性能曲线 17 3.13汽车的加速性能计算 17 第4章 发动机与传动系部件的确定 20第五章 设计总结 22 设计任务书1、 设计题目 载货汽车动力总成匹配与总体设计2、性能参数要求 按要求设计一辆总质量为2000kg,最高车速为130m/h的载货汽车。总质量 2000kg整备质量 1000kg公路行驶最高车速 130km/h最大爬坡度 30%3、具体设计任务1) 查阅相关资料，根据设计题目中的具体特点，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、驱动桥以及车轮的选型。2) 根据所选总成进行汽车动力性、经济性的估算，实现整车的优化配置。3) 绘制设计车辆的总体布置图。4） 完成至少1万字的设计说明书。4、参考文献1 王望予.汽车设计机械工业出版社.2 余志生.汽车理论机械工业出版社.3 陈家瑞.汽车构造机械工业出版社.4汽车工程手册.机械工业出版社.5 成大龙.机械设计手册（第三版）.26第1章 整车主要目标参数的初步确定1.1 发动机的参数1.1.1 发动机的最大功率及转速的确定汽车的动力的根本来源是发动机提供的转矩，功率。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=130km/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 (1-1)式中，Pemax是发动机的最大功率（KW）；T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），T=90%，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=2000kg；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130km/h的情况下可认为是常数。取f=0.02，参考汽车设计课程设计指导书表1-2得；CD是空气阻力系数，一般中重型货车可取0.81.0，这里取CD=0.9；A是迎风面积（），取前轮距B1*总高H， A=23。 (1-2)故 为了验证计算结果的正确性，又采用比功率的方法进行了发动机功率的验算 如选取功率为188.86KW的发动机，则比功率为再考 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206kw。1.1.2 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。 (1-3) 式中，Temax是发动机最大转矩（Nm）；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（Nm），可参考同类发动机数值选取，参考了机械工业出版社的汽车设计课程设计指导书。其取值在1至1.3之间。初取=1.2；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，越大，说明发动机的转速适应性越好。采用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1.21.4，柴油机取1.22.6，以保证汽车具有相当的最低稳定车速。初取nT=2000r/min， 则，。初步选择中国重汽 MC07.28-40型号的发动机，表1.1 1.1中国重汽 MC07.28-40发动机参数最大输出功率206kW额定功率转速2300rpm最大马力280马力最大扭矩1100N*m1.1.3发动机外特性计算 根据发动机外特性计算公式：； （1-4）其中； （1-5）； （1-6）计算得出中国重汽MC07.28-40发动机外特性曲线见（图1-1） 1-1发动机外特性曲线1.2 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，在计算汽车的动力参数时要运用汽车轮胎的参数所以，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。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，各轴轮胎规格择如表1.2表1.2 大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件轮胎规格主要尺寸使用条件断面宽/mm外直径/mm最小双胎间隙mm充气压力kpa标准轮辋允许使用轮辋6.00R151707182003504.50E4.5j前后轴轮胎规格为6.00R15,轮胎数量各为2；所选轮胎的单胎气压350kPa，外直径718mm。1.3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 （1-7） 式中，是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为6.00R15的子午线轮胎，其自由直径d=718mm，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=2300r/min;uamax是最高车速，uamax=130km/h；igh是变速器最高档传动比，igh=1.0。所以， 初取i0=5.29。 根据所选定的主减速比的值，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，为了使载货汽车有着良好的通过性。轻型载货汽车的离地间隙要求在190220mm之间。1.4 变速器最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的挡传动比ig与主减速比的乘积。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 （1-8） 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （1-9） 式中，max是道路最大坡度角，参考汽车设计课程设计指导书设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；max是最大道路阻力系数。 前面已将计算得rr=0.3485mm发动机最大转矩Temax=674.4N.m；主减速比i0=5.29；传动系传动效率T=0.9。所以根据驱动车轮与路面附着条件 （1-10） 求得变速器的档传动比为 （1-11） 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），初步设计采用双联车桥驱动，每个驱动桥承受的质量为800kg，则 综上所述，初步选取变速器挡传动比ig=5.864。第2章 传动系各总成的选型2.1 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，所选取的发动机的功率和转速应满大于所计算的参数。初步选择中国重汽 MC07.28-40型号的发动机，它的主要技术参数如下表2.1所示：2.1中国重汽 MC07.28-40型号发动机技术参数发动机：中国重汽 MC07.28-40系列：MC系列发动机厂商：中国重汽适配范围：卡车用进气形式：增压中冷汽缸数：4燃料种类：柴油汽缸排列形式：直列排量：6.87L排放标准：国四最大输出功率：206kW额定功率转速：2300rpm最大马力：280马力最大扭矩：1100N.m最大扭矩转速：1200-1800rpm全负荷最低燃油耗率：199g/kW.h发动机形式：四冲程、增压中冷、共轨、 EDC17发动机净重：kg发动机尺寸：mm压缩比：18:1一米外噪音：dB缸径x行程：108x125mm每缸气门数：个 2.2 离合器的初步选型离合器是汽车动力系统的重要部件，它担负着将动力与发动机之间进行切断与连接的工作。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， 称之为离合器的后备系数。必须大于1。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为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，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，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，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，应选取大些；货车总质量越大，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，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，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，选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。在选择时，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。根据发动机的最大转矩及上述要求，由于载货车辆的载重量很高，通过挂车的进行选型。初步选取膜片式弹簧离合器，膜片式弹簧离合器具有价格便宜，压力分布均匀可以提高使用寿命，平衡性能好，并且易于通风散热性好的优点。离合器的外径可以根据经验公式 算出，其中KD为直径系数，轻型货车的直径系数为16.018.5通过查阅近似款车型资料，以及带入经验公式计算和与之后的变速器匹配初步选择EQ153膜片弹簧离合器，其转矩容量为2000Nm。该离合器与中国重汽MC07.28-40 发动机匹配时，其后备系数为1.3。2.3 变速器的选择根据汽车理论上各个档位动力曲线图可求得，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，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。根据发动机最大转矩和变速器的I挡传动比，初取挡与挡之间的比值q=1.66试计算得各挡传动比如下表2.2：2.2各档传动比VI5.8643.5252.111.2821.000.733选择重汽HW20505TCL变速箱。变速箱数据如下表2.3：2.3重汽HW20505TCL变速箱数据品牌：重汽变速箱：HW20505TCL系列：HW系列档位数：6档换挡形式：手动产品特点：单中间轴、全同步器匹配范围：公路用车 工程用车前进档位：6档倒档档位数：1个是否有同步器：全同步器最大扭矩：835N.m额定转速：2600rpm2档传动比：3.5251档传动比：5.8644档传动比：1.2823档传动比：2.116档传动比0.7335档传动比：1变速箱重量：56kg倒档1传动比：5.042.4 传动轴的选型 万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。该车前后轴距较大，容易运动过程中产生共振现象，产生共振现象时轴的转速是轴的临界转速。因此避免轴在高转速下共振。 临界转速主要大小与材料的弹性特性，轴的形状和尺寸，轴的支撑形式和轴上的零件质量等有关。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。十字轴万向节结构简单，制造方便，维修容易。对汽车而言，由于一个十字轴万向节的输 出轴相对于输入轴(有一定的夹角)是不等速旋转的，为此必须采用双万向节(或多万向节)传动，并把同传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面，且使两万向节的夹角相等。这一点是十分重要的。在设计时应尽量减小万向节的夹角。 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（相联两总成均装在车架上）驱动桥传 动轴汽车满载静止时一般汽车越野汽车行驶中的极限夹角一般汽车短轴距越野汽车初步采用东风EQ153传动轴总成，工作扭矩为：5800N.m。2.5 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。2.5.1 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。大货车主要是后轮驱动。并且在后轴上布置的都是货箱，所以没有必要设计独立悬架，故大货车采用的都是非独立悬架。减速器分为单双级两种单级减速就是一级减速，简单，传动效率高，因传递能力大，对制造技术水平高双级减速就是两级减速，复杂，传达效率低，因传递能力一般，制造技术水平低。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。 2.5.2 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。综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动形式为，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。2.5.3 驱动桥的选型根据计算的主减速比，初步选择东风风行CM7 2.0T后驱动桥。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，再调整。 第三章整车性能计算3.1、汽车动力性能计算 3.11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和空气阻力，加速时会受到加速阻力的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力坡度阻力。汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为： （3-1） 发动机在转速下发出的转矩经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力按下式计算： （3-2）式中 汽车驱动力，N；发动机转矩，N.m；主减速器速比，io=5.0；传动系效率， 0.90 在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速所对应的汽车车速（km/h）为： （3-3）式中 发动机转速，r/min； ，同式（1.3）说明。滚动阻力： （3-4）式中 重力加速度，g=9.8m/s2； 坡道的坡度角，； 滚动阻力系数，同式（1-1）说明； 空气阻力： （3-5）式中 空气阻力系数，CD=0.9；迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积, =23；空气密度，一般；汽车行驶速度，m/s。若以km/h计，则 坡度阻力： （3-6）坡道的坡度为时 加速阻力： （3-7）式中 汽车旋转质量换算系数，按式估算，取， 为变速器速比； 汽车总质量，=2000kg； 汽车行驶加速度，。3.12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（图3-1）。3-1行驶性能曲线3.13汽车的加速性能计算汽车在水平路面上加速行驶时驱动力与行驶阻力平衡方程式 （3-8）或，由此可得 （3-9）式中 汽车旋转质量换算系数，按式估算，取， 为变速器速比； 、如前所述。得， （3-10）通过上式可求得汽车从初始车速全力加速到的加速时间。由式（3-9）、（3-10）和汽车的行驶性能曲线可以作出连续换档加速时间曲线（图3-2）、加速度曲线（图3-3）、加速度倒数曲线（图3-4）。 图3-2连续换档加速时间曲线 图3-3加速度曲线 图3-4加速度倒数曲线第4章 发动机与传动系部件的确定 根据前面的计算，可以确定设计车辆的动力传动系统。变速器重汽HW20505TCL 变速箱、 单级减速双联驱动桥与280马力的中国重汽 MC07.28-40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130km/h的设计要求。最后确定的发动机和传动系各部件如下表4.1所示: 表4.1 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中国重汽MC07.28-40发动机最大功率及转速 206kw/(2300r/min)离合器EQ153离合器转矩容量 2000Nm变速器重汽HW20505TCL 变速箱主减速器传动比5.29传动轴东风EQ153传动轴驱动桥东风风行CM7 2.0T驱动桥表4.2 车辆参数轴数2驱动形式4*2发动机布置前置长*宽*高mm7800*2280*2600货箱尺寸mm4200*2000*1300前轴载荷 kg800后轴载荷 kg1200前轮轮距 mm1810后轮轮距 mm1600轴距 mm4200总体布置简图第五章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发动机与传动系和驱动桥之间的匹配关系。本次课程设计中，会用到很多以前老师讲解过的知识，尤其是汽车构造、汽车设计和汽车理论上的一些重点内容，我们不仅学到了许多新的知识，而且也开阔了视野，提高了自己的设计能力。在这次设计过程中，体现出了自己设计开发系统的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以弥补。在今后的学习中，我们应该发现自己的不足然后虚心学习，更加完善自己，为今后步入社会参加工作打下足够的基础。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，恳请董老师给予批评指正。附: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：GBT1589-2004/GBT2974-2008/GBT2977-2008/GBT2978-2008%发动机外特性曲线n=700:10:2400;Mx=535-0.00008025.*(1400-n).2;Pe=Mx.*n/9550;plotyy(n,Pe,n,Mx);title(发动机外特性曲线图);xlabel(n(r/min);ylabel(P/kw);%驱动力行驶-阻力平衡图for ig=5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733 Ua=0.377*r*n/ig/i0; Ft=Mx*ig*i0*eff/r; plot(Ua,Ft); hold on;endFf=G*f;ua=0:0.1:max(Ua)Fw=CdA*ua.2/21.15;plot(ua,(Ff+Fw);title(驱动力-行驶阻力图);xlabel(Ua/(Km/h);ylabel(Ft/N);gtext(Ft1),gtext(Ft2),gtext(Ft3),gtext(Ft4),gtext(Ft5),gtext(Ft6),gtext(Ff+Fw);x,y=ginput(1);disp(汽车最高车速);disp(x);disp(Km/h);%加速时间曲线u(1)=0.377*r*700/i0/3.525;dt=0.01;w=1;t(1)=0;ig=3.525;while(u(w)=0.377*2400*r/3.525/i0) ig=2.11 end if(u(w+1)=0.377*2400*r/2.11/i0) ig=1.286 end if(u(w+1)=0.377*2400*r/1.286/i0) ig=1 end if(u(w+1)=0.377*2400*r/1/i0) ig=0.733 end t(w+1)=(w+1)*dt; w=w+1;endfigure;plot(t,u);title(二挡原地加速起步加速到70km/h时间曲线);xlabel(时间t/s);ylabel(车速u/(km/h);x1,y1=ginput(1);disp(加速到70km/h的时间);disp(x1);%加速度曲线figure;for ig=5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733 Ua=0.377*r*n/ig/i0; q=1+Iw/(m*r2)+If*ig2*i02*eff/(m*r2); Ft=Mx*ig*i0*eff/r; A=(Ft-(Ff+Fw)/q/m; plot(Ua,A); hold on;endtitle(加速度曲线);xlabel(Ua/(km/h);ylabel(a);gtext(a1),gtext(a2),gtext(a3),gtext(a4),gtext(a5),gtext(a6);%加速度倒数曲线figure;for ig=5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733 Ua=0.377*r*n/ig/i0; q=1+Iw/(m*r2)+If*ig2*i02*eff/(m*r2); Ft=Mx*ig*i0*eff/r; A=(Ft-(Ff+Fw)/q/m; plot(Ua,1./A); hold on;endtitle(加速度倒数曲线);xlabel(Ua/(km/h);ylabel(1/a);gtext(1/a1),gtext(1/a2),gtext(1/a3),gtext(1/a4),gtext(1/a5),gtext(1/a6);