整車配置課程設計-載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計

目錄設計任務書························································2第1章整車主要目標參數的初步確定·································31.1、發(fā)動機的選擇·················································31.1.1、發(fā)動機的最大功率及轉速的確定·······························31.1.2、發(fā)動機的最大轉矩及轉速的確定·······························41.2、輪胎的選擇···················································41.3、傳動系最小傳動比的確定·······································51.4、傳動系最大傳動比的確定·······································6第2章傳動系各總成的選型·········································72.1、發(fā)動機的選型·················································72.2、離合器的初步選型·············································92.3、變速器的選型················································102.4、傳動軸的選型················································112.5、驅動橋的選型················································112.5.1、驅動橋結構形式和布置形式的選擇····························112.5.2、主減速器結構形式選擇······································122.5.3、驅動橋的選型··············································12第3章整車性能計算··············································123.1、配置濰柴WD615.50發(fā)動機時的整車性能計算·····················123.1.1、汽車動力性能計算··········································133.1.2、汽車經濟性能計算··········································17第4章發(fā)動機與傳動系部件的確定·································18設計總結·························································19致謝·····························································19參考文獻·························································20附錄·····························································211設計任務書載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計1、設計題目載貨汽車動力總成匹配與總體設計2、性能參數要求根據給定參數，設計一輛最高速度≥90km/h、最大爬坡度≥30%的載貨汽車。整車尺寸（長*寬*高）11976mm*2065mm*3390mm軸數4軸距（5750+1350）mm額定載質量20000kg整備質量12000kg公路行駛最高車速90km/h最大爬坡度≥30%2、具體設計任務查閱相關資料，根據設計題目中的具體特點，進行發(fā)動機、離合器、變速箱傳動軸、驅動橋以及車輪的選型。根據所選總成進行汽車動力性、經濟性的估算，實現整車的優(yōu)化配置。繪制設計車輛的總體布置圖。完成至少1萬字的設計說明書。2第1章整車主要目標參數的初步確定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，要求設計的載貨汽車最高車速是 ua=90km/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Pemax1(mgfumaxCAu3amax)（1-1）aDT360076140式中，Pemax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；Ma是汽車總質量，Ma=32000kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滾動阻力系數，由試驗測得，在車速不大于100km/h的情況下可認為是常數。取f=0.010，參考《汽車設計課程設計指導書》表1-2得；CD是空氣阻力系數，一般中重型貨車可取0.8～1.0，這里取CD=0.9；A是迎風面積（㎡），取前輪距B1*總高H，A=2.0653.390㎡。CDA0.92.0653.390m26.3m2故Pemax1（320009.810.010900.92.0653.390903）KW163.49KW0.849360076140也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。如選取功率為163.49KW的發(fā)動機，則比功率為1000Pemax 1000 163.49ma 32000

KW/t 5.109KW/t3參考日本五十鈴、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，則整備質量32t的汽車，其發(fā)動機應具有的功率 Pe=6*32=192kw再考慮該載貨汽車要求具有相對高的車速， 因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為200kw。1.1.2 發(fā)動機的最大轉矩及其轉速的確定當發(fā)動機最大功率和其相應轉速確定后，可通過下式確定發(fā)動機的最大轉矩。PT9549emaxemaxnp式中，Temax是發(fā)動機最大轉矩（N·m）；α是轉矩適應性系數，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矩的能力， Temax，Tp是最大功Tp率時的轉矩（N·m），α可參考同類發(fā)動機數值選取，初取α=1.05；Pemax是發(fā)動機最大功率（KW）;np是最大功率是的轉速（r/min）。所以T95491.05200N·m911.5N·memax2200一般用發(fā)動機適應性系數np,表示發(fā)動機轉速適應行駛工況的程度，nTΦ越大，說明發(fā)動機的轉速適應性越好。采用Φ值大得發(fā)動機可以減少換擋次數，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的最低穩(wěn)定車速。初取n=1500r/min，T則np1.47，1.051.471.5435。nT1.2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據， 因此，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依據是車型、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、降低汽車質心的高度、 減4小非簧載質量，對公路用車，在其輪胎負荷系數以及汽車離地間隙允許的范圍內，應盡量選取尺寸較小的輪胎。同時還應考慮與動力—傳動系參數的匹配和對整車尺寸參數（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,輪胎數量為2；中間軸輪胎規(guī)格為11.00R20，輪胎數量為2；后輪并裝雙軸雙胎，型號為11.00R20,輪胎數量為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。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 i0。主減速比i0是主減速器設計的原始數據，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， i0可按下式選擇i0（0.377~0.472）rrnp（1-3）uamaighx式中，rr是驅動輪的滾動半徑（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F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑rrFd3.051090mm529.1mm0.5291m；np是發(fā)動機最大功率時的轉速，223.1416np=2200r/min;uamax是最高車速，uamax=90km/h；igh是變速器最高檔傳動比，igh=1.0。所以i0（0.377~0.472）0.529122004.876~6.104，初取i0=5.0。901.0根據所選定的主減速比i0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。5汽車驅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，重型載貨汽車的離地間隙要求在 230～345mm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i0的乘積。igΙ應根據汽車最大爬坡度、驅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，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有Temaxigi0Tmag(fcosmaxsinmax)magmax（1-4）rr則由最大爬坡度要求的變速器 Ι檔傳動比為igmagmaxrrTemaxi（1-5）0T式中，αmax是道路最大坡度角，設計要求最大爬坡度為 30%，即坡度角max 16.7；Ψmax是道路最大阻力系數。max （fcosmax sin max）0.012 cos16.7 sin16.7 0.30前面已將計算得 rr=0.5291m；發(fā)動機最大轉矩 Temax=911.5N.m；主減速比i0=5.0；傳動系傳動效率ηT=0.849。所以ig320009.80.30.5291911.55.012.860.849根據驅動車輪與路面附著條件Temaxigi0TG2rr（1-6）求得變速器的Ι檔傳動比為6G2rrig（1-7）Temaxi0T式中，是道路的附著系數，在良好的路面上取=0.8；G2是汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋承受的載荷（N），初步設計采用雙聯車橋驅動，每個驅動橋承受的質量為13t，則130009.80.5291ig5.013.937911.50.849綜上所述，初步選取變速器 Ι擋傳動比igΙ=12.96。第二章傳動系各總成的選型2.1發(fā)動機的選型根據所需發(fā)動機的最大功率和最大轉矩及相應轉速， 初步選擇濰柴動力股份有限公司的型號為 WD615.50的發(fā)動機，它的主要技術參數如下表 2-1所示。表2-1濰柴WD615.50發(fā)動機的主要技術參數單位WD615.50缸徑/行程mm126/130排量L9.726額定工況功率/轉速Kw/(r/min)206/2200最大轉矩/轉速N·m/(r/min)1160/1100最低燃油消耗率g/(kw·h)≤198質量㎏875滿足排放要求歐Ⅱ外形尺寸（長×寬×高）mm1586×582×10257濰柴WD615.50發(fā)動機的外特性曲線如下圖 2-1所示。由圖可知，濰柴 WD615.50的轉速范圍為1000～2200r/min。從上述發(fā)動機的外特性曲線可得其轉矩特性、 比油耗特性，并且用最小二乘8法擬合成五次多項式，結果如表 2-2所列。表2-2 由濰柴WD615.50發(fā)動機外特性曲線算得的轉矩、比油耗特性轉速1000110012001300140015001600170018001900200021002200Ne/(r/min)比油耗198196194193192190193194195198200207212Ge/(g/kw.h)轉矩946991104510821118113611361114108210501027991950Te/(N.m)比油耗特性擬be47.1342(n)5368.59(n)41143.07(n)3合多項式100010001000nn172276.4()21237.684()138.5475110001000轉矩特性擬合Te1240.57(n)510479.6(n)434534.4(n)3多項式100010001000nn54909.51()241648.259()12981.4476100010002.2 離合器的初步選型后備系數β為離合器的后備系數，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，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。 在選擇β時，應考慮以下幾點：摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩；防止離合器滑磨時間過長；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；貨車總質量9越大，β也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小， 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β的取值范圍車型后備系數β乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.20～1.75最大總質量為6～14t的商用車1.50～2.25掛車1.80～4.00根據發(fā)動機的最大轉矩及上述要求，初步選擇東風傳動軸有限公司生產，轉矩容量為2700N·m的DSP430拉式膜片彈簧離合器。該離合器與濰柴WD615.50匹配時，其后備系數為2.33。2.3變速器的選擇由于重型汽車的裝載質量大，使用條件復雜，同時，重型貨車滿載與空載的質量變化極大，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經濟性和加速性，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速范圍工作的機會，可以提高汽車的燃油經濟性。目前，組合式機械變速器已經成為重型汽車的主要形式，即以一到兩種4～6擋變速器為主體，通過更換系列齒輪副和配置不同的副變速器，得到一組不同的擋數、不同傳動比范圍的變速器系列。根據發(fā)動機最大轉矩和變速器的I擋傳動比，初步選擇中國第一汽車集團公司生產的10擋組合式機械變速器，變速器型號：CATS10-130，額定輸入轉矩為1274N·m，該變速器最高檔采用直接擋，傳動比范圍為1～12.961。變速器10各擋速比見表2-4。表2-4所選變速器各擋速比ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧⅨⅩ倒Ⅰ倒Ⅱ12.9619.6937.3705.5403.8463.3702.5201.1961.4401.00012.93811.3012.4 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4增至16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的重型汽車傳動軸總成，編號為006，工作轉矩為15000N·m。2.5驅動橋的選型驅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矩， 將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動輪具有差速功能；同時，驅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 驅動橋結構形式和布置形式的選擇驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式有關。 絕大多數載貨汽車的驅動車11輪采用非獨立懸架，相應的采用非斷開式車橋。現代多橋驅動汽車都采用貫通式驅動橋的布置。在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動布置在同一個縱向垂直平面內， 且相鄰的兩橋的傳動軸是串聯的布置。 其優(yōu)點是不僅減少了傳動軸的數量， 而且提高了各種驅動橋零件的互通性，并且簡化了結構，減少了體積和質量，成本較低。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、經濟性等整車性能所要求的主減速比 i0的大小以及驅動橋的離地間隙、驅動橋的數目及減速形式等。雙級主減速器有兩集齒輪減速組成， 結構復雜、質量大，制造成本也顯著增加，僅用于主減速比較大（ 7.6 i0 12）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動汽車的貫通橋上， 其優(yōu)點是結構簡單，主減速器的質量較小，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和驅動形式為 8 4，以及單級減速雙聯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， 選用單級減速雙聯主減速器。2.5.3 驅動橋的選型根據計算的主減速比，初步選擇重慶紅巖汽車車橋廠的單級減速雙聯驅動橋，產品型號：20048302。中、后橋均采用鑄鋼橋殼，中、后驅動橋承載能力均為 13t，最大輸入轉矩為 40000N·m，大于最大的輸入轉矩 1274×12.961N·m=16512.31N·m，主減速器傳動比i0=4.875和5.833兩種。因車速要求較高，就選i0=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，再進行調整。第三章整車性能計算123.1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）汽車驅動力和行駛阻力汽車行駛過程中必須克服滾動阻力 Ff和空氣阻力 Fw的作用，加速時會受到加速阻力 Fj的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力——坡度阻力 Fi的作用。汽車行駛時驅動力與行駛阻力的平衡方程式為FtFfFwFiFj（3-1）發(fā)動機在轉速n下發(fā)出的轉矩Te，經汽車傳動系傳遞到驅動輪上的驅動力Ft按下式計算Teigi0TFt（3-2）rr式中，Te是發(fā)動機轉矩（N·m）；ig是變速器速比；i0是主減速器速比，io=4.875；T是傳動系效率，ηT=0.849；rr是車輪的滾動半徑（m），rr=0.5249m。在驅動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉速（nr/min）所對應的汽車車速u（aKm/h）為ua0.377nrr（3-3）igio滾動阻力Ff為Ffmagcosf（3-4）式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;α是坡道的坡度角（o）；f是滾動阻力系數，同式（1-1）說明?？諝庾枇w為Fw1CDAua2（3-5）213式中，CD是空氣阻力系數，CD=0.55；A是迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積，2 -4A=2.065×3.390㎡；ρ是空氣密度，一般取ρ=1.2258N·s·m；ua是汽車行駛aCDAua2以km/h計，則Fw。速度（m/s）,若u21.15坡度阻力Fi為Fimagi（3-6）式中，i是道路坡度，計算時i取值從0%到40%。坡度阻力Fimagsin隨坡度角α的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。將各擋驅動力Ft隨車速ua的變化關系和不同坡度i時的FfFwFi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。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。選用濰柴WD615.50發(fā)動機時，汽車的行駛性能曲線如圖 3-1所示。從圖3-1可以看出，最高車速應在 90km/h，經計算，一檔時最大爬坡度為i1max 35.1%。14（2）汽車的加速性能計算加速阻力FjF(FfFF)計算。為計算最大加速能力，這里twi就取道路坡道為零的平直道路上行駛進行計算。FjmaaFtFwFf，由此可得aFtFwFf（3-7）ma式中，δ是汽車旋轉質量換算系數，δ按式112ig2估算，取20.04,ig為變速器速比。通過計算得汽車各擋加速度曲線如圖3-2所示。進而繪制各擋加速度倒數曲線如圖3-3所示。由a dua得dt 1dua,故dt at1dtu21dua（3-8）0u1a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3-4所示。15163.1.2 汽車經濟性能計算汽車的燃油經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，根據發(fā)動機特性和汽車功率平衡圖對汽車的燃油經濟性進行評算，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QsPge（3-9）1.02uag式中，P是汽車以車速ua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），P1Pw）1magfuaCDAua3是傳動系效（Pf()；TTT3607614017率， T=0.849；ma是汽車總質量； f是滾動阻力系數， f=0.010；CD是空氣阻力系數CD=0.9；A是迎風面積；ge是燃油消耗率(g/(kwh))，可根據發(fā)動機轉速從外特性曲線圖上讀?。?ua是汽車車速（km/h）； g是燃油的重度，柴油取7.94～8.13N/L，取 g=8.04N/L。經計算使用濰柴 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如下圖 3-5所示。第四章發(fā)動機與傳動系部件的確定根據前面的計算，可以確定設計車輛的動力傳動系統(tǒng)。變速器 CATS10-130、18單級減速雙聯驅動橋與濰柴 WD615.50匹配使用時，汽車的最高車速為 91.2km/h，最大爬坡度為35.1%，從一檔起步連續(xù)換擋加速到 75km/h車速的加速時間為284.3s，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