1、 A u3）（1-1）he maxT3600a max76140式中Pe max 发动机最大功率，kW；hT 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）hT= 95% 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）单级减速主减速器96传动轴万向节98ma 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
2、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 f= 0.012 。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0.007-0.008中重型载货车用斜交轮胎0.010-0.012轻型载货车用子午线轮胎0.008-0.009轻型载货车用斜交轮胎轿车用子午线轮胎0.012-0.017轿车用斜交轮胎0.015-0.025CD 空气阻力系数，取CD =0.9；一般中重型货车可取0.81.0；轻型货车或大客车 0.60.8；中小型客车 0.40.6；轿车0.30.5；赛车 0.20.4。1A 迎风面积（m2 ） ,取前轮距 B总高H ，
3、 A =2.465 3.530m2ua max 该载货汽车的最高车速， ua max =90kmh。故1 31000 9.81 0.012 90 + 0.9 2.465 3.530 3 = 195.78kW0.849 90 kW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 195.78kW 的发动机，则比功率为1000Pe maxma= 1000 195.78 kW / t = 6.315kW / t31000（1-2）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Pe = 6 31 =
4、186kW ；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。1.1.2 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。Te max= 9549aPe maxnp（1-3）式中， Te max 发动机最大转矩（Nm）；a转矩适应性系数，a Te max ；TpTp 最大功率时的转矩（Na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，a可参考同类发动机数值选取，初取a=1.05；Pe max 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Te
5、max= 9549 1.05 200 N m = 911.5N m2200一般用发动机适应性系数F 表示发动机适应行驶工况的程度，pnF =anT。F 值越大，说明发动机的适应性越好。采用F 值大的发动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 1.21.4，柴油机取 1.22.6，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 ， 1300F = 1.051.692 = 1.7769 。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，因此，在总体设计开始阶段就应选定。
6、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 11.00R20,轮胎数量为 2；中间轴轮胎规格为11.00R20，轮胎数量为 2；后轮并
7、装双轴双胎，型号为 11.00R20,轮胎数量为 8。所选轮胎的单胎最大负荷 28700N，气压 0.74MPa，加深花纹，外直径 1090mm。表 1-3 大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件轮胎规格层数主要尺寸/mm使用条件断面宽外直径最大负荷/N相应气压P/10-1MPa标准轮辋允许使用轮辋普通花纹加深花纹越野花9.00-20 （9.00R20）10121425910181030（1025）1038（1030）1835020500225504.9（5.3）6.0（6.3）7.0（7.4）7.07.00T7.57.50V7.0T 5o10.00-20 （10.00R20）16278
8、10551067（1060）1073（1065）2160024050263005.3（5.6）6.3（6.7）7.4（7.7）7.57.5V8.08.0V 8.00V11.00-20（11.00R20）29310851100（1090）1105（1095）26250287008.08.00V 8.58.50V 8.5V12.00-20（12.00R20）1831511251145（1135）30850327006.7（7.0）8.58.50V9.00V12.00-24（12.00R24）12251247（1238）347008.5V1.3 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档
9、，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ui = （0.377 0.472） rr np （1-4）a max igh式中， rr 驱动车轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为 11.00R20的子午线轮胎， 其自由直径 d=1090mm，因计算常数 F=3.05（子午线轮胎 F=3.05）,故滚动半径rr= Fd2p= 3.051090 mm = 529.1mm = 0.5291m ； 2 3.1416np 是发动机最
10、大功率时的转速， np =2200r/min; ua max 是最高车速，ua max =100km/h； igh 是变速器最高档传动比， igh =1.0。所以= （0.377 0.472） 0.5291 2200 = 4.876 6.104 ，初取i= 5.0 。i090 1.0 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 230345mm 之间。表 1-4 汽车驱动桥离地间隙车型离地间隙mm微型小型中级高级载货
11、汽车微型、轻型中型重型、超重型越野汽车中型、重型客车中型、大型1.4 传动系最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的I 档传动比igI 与主减速比i0 的乘积。igI 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Te max igI i0 hT （ f cosa+ sina） = myramaxmaxamax（1-5）则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为i ma ymax rre max0gIT i （1-6）式中ma 汽车总
12、质量， ma =31000kg；g 重力加速度， g =9.81m/ s2 ：ymax 道路最大阻力系数，ymax =（ f cosamax + sinamax ） 。amax 道路最大坡度角，设计要求最大坡度为 30%，即坡度角amax 为 16.7。所以 ymax = 0.012 cos16.7 + sin16.7 0.30rr 驱动车轮的滚动半径（m），按 r= F d2p 计算，F=3.05，d=1090mm 所以rr =0.5291mm；Te max 发动机最大转矩，911.5Nm；i0 主减速比， i0 =5.0；hT 传动系传动效率，hT =0.849。所以igI 0.30 0.
13、5291 = 12.47 911.5 5.0 0.849根据驱动车轮与路面附着条件hT rr G2j（1-7）求得变速器I 档传动比为iG2 j（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；j道路的附着系数，在良好路面上j取 0.8；rr ，Te max ， i0 ，hT 同式（1-6）中的说明。 15000 0.8 0.5291 = 16.097 911.5综上，初步确定变速器I 档传动比igI= 12.96 。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，初步选择一
14、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）mm1146622897缸径/行程108/130质量650排量L7.14额定工况功率/转速Kw/（r/min）206/2200最大转矩/转速/最大马力Nm/（r/min）/马力1050/1400/280最低燃油消耗率g/（kwh）203一米外噪音B压缩比18.1满足排放要求国/国进气形式/每缸气门数增压中冷/4气缸排列形式直列2.2 离合器的初步选型后备系数 为离合器的
15、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。 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 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。显然，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
16、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。各类汽车离合器 的取值范围见表 2-2。表 2-2 离合器后备系数 的取值范围后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车1.201.75最大总质量为 614t 的商用车1.502.25挂车1.804.00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 2700Nm 的 DSP430 拉式膜片弹簧离合器。该离合
17、器与潍柴 WD615.56 匹配时，其后备系数为 2.45。2.3 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 46 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
18、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 1274N.m，该变速器最高档采用直接档， 传动比范围为 12.961。变速器各档速比见表 2-3。表 2-3 所选变速器各档速比23456789倒 1倒 212.9619.6937.3705.5403.8463.372.5201.9161.4401.0002.93811.3012.4 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
19、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a不宜过大，当a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a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）1o 3o驱动桥传动轴汽车满载静止时一般汽车6o12o行驶中
20、的极限夹角15o 20o短轴距越野汽车30o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：15000N.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。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
21、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（ 7.6 i0 12 ）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
22、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8 4 ，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。2.5.3 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：20048302。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 40000Nm，大于最大的输入转矩 127412.961Nm=16512.31Nm，主减速器传动比i0 =4.875 和 5.833 两种。因车速要求较高，就选
23、i0 =4.875 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3.1 配置潍柴 WD615.50 发动机的整车性能计算3.1.1 汽车动力性能计算（1）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+ Fw + Fi + 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：tF = Te ig hTrr（3-2）式中Ft 汽车驱动力，N；Te 发动机转矩，N.m；ig 变速器速比；i0 主减速器速比， i0 = 4.875 ；hT 传动系效率，hT = 0.849 ；rr 车轮的滚动半
