载货汽车动力匹配和总体设计.docx
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汽车设计课程设计说明书
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目 录
设计任务书 3
第1章整车主要目标参数的初步确定 4
1.1发动机的选择 4
1.1.1发动机的最大功率及转速的确定 4
1.1.2发动机最大转矩及其转速的确定 6
1.2轮胎的选择 7
1.3传动系最小传动比的确定 8
1.4传动系最大传动比的确定 10
第2章传动系各总成的选型 12
2.1发动机的选型 12
2.2离合器的初步选型 13
2.3变速器的选型 14
2.4传动轴的选型 15
2.5.2主减速器结构形式选择 16
2.5.3驱动桥的选型 17
第3章整车性能计算 18
3.1配置潍柴WD615.50发动机的整车性能计算 18
3.1.1汽车动力性能计算 18
3.1.2汽车经济性能计算 21
第4章发动机与传动系部件的确定 22
参考文献 23
设计任务书
载货汽车动力匹配和总体设计
设计一辆用于长途运输固体物料,载重质量20t 的重型货运汽车。
整车尺寸:
11980mm×2465mm×3530mm轴数:
4;
驱动型式:
8×4;
轴距:
1950mm+4550mm+1350mm额定载质量:
20000kg
整备质量:
11000kg
公路最高行驶速度:
90km/h最大爬坡度:
大于30%
设计任务:
1)查阅相关资料,根据题目特点,进行发动机、离合器、变速箱传动轴、驱动桥、车轮匹配和选型;
2)进行汽车动力性、经济性估算,实现整车的优化匹配;
3)绘制车辆总体布置说明图;
4)编写设计说明书。
第1章整车主要目标参数的初步确定
1.1发动机的选择
1.1.1发动机的最大功率及转速的确定
汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的最大功率。
设计要求该载货汽车的最高车速是90km/h,那么发动机的最大功率应该大于等于以该车速行驶时的行驶阻力功率之和,即:
P ³1
(ma×g×fu
+CD×Au3 )
(1-1)
h
emax
T
3600
amax
76140
amax
式中 Pemax——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)
95
单级减速主减速器
96
传动轴万向节
98
ma——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
0.010-0.012
轿车用子午线轮胎
0.012-0.017
轿车用斜交轮胎
0.015-0.025
CD——空气阻力系数,取CD=0.9;一般中重型货车可取
0.8~1.0;轻型货车或大客车0.6~0.8;中小型客车0.4~0.6;轿车
0.3~0.5;赛车0.2~0.4。
1
A——迎风面积(m2),取前轮距B
×总高H,A=2.465´3.530
m2
uamax——该载货汽车的最高车速,uamax=90km/h。
故
P ³ 1
æ31000´9.81´0.012´90+0.9´2.465´3.530´ 3ö
=195.78kW
emax
0.849ç
3600
76140
90÷kW
è
ø
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
1000Pemax
ma
=1000´195.78kW/t=6.315kW/t
31000
(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=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。
Temax
=9549aPemax
np
(1-3)
式中,Temax——发动机最大转矩(N·m);
a——转矩适应性系数,a=Temax;
Tp
Tp——最大功率时的转矩(N·m);
a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;
Pemax——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 Temax
=9549´1.05´200N×m=911.5N×m
2200
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,
p
n
F=a
nT
。
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1.2~1.4,柴油机取1.2~2.6,以保证汽车具
有适当的最低稳定速度。
初取nT=1300r/min,则np
nT
=2200=1.692,1300
F=1.05´1.692=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。
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/10-1
MPa
标准轮辋
允许使用轮辋
普通
花纹
加深花
纹
越野花
纹
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
7.0T5o
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
8.0V8.00V
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
8.00V8.5
8.50V8.5V
12.00-20
(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,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
u
i=(0.377~0.472)rrnp
(1-4)
amaxi
0
gh
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
=Fd
2p
=3.05´1090mm=529.1mm=0.5291m;2´3.1416
np是发动机最大功率时的转速,np=2200r/min;uamax是最高车速,
uamax=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。
i0 90´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230~345mm之间。
表1-4汽车驱动桥离地间隙
车型
离地间隙/mm
轿车
微型
120~190
小型
中级
120~230
高级
130~160
载货汽车
微型、轻型
190~220
中型
210~275
重型、超重型
230~345
越野汽车
微型、轻型
220~280
中型、重型
280~400
客车
小型
180~220
中型、大型
210~290
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
Temax×igI×i0×hT³m
·g×(f×cosa
+sina
)=m
·g×y
r
a max max a
r
max
(1-5)
则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为
i ³ma×g×ymax×rr
emax 0
T
gI T ×i×h
(1-6)
式中 ma——汽车总质量,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°»0.30
r
rr——驱动车轮的滚动半径(m),按r
=F×d
2p计算,
F=3.05,d=1090mm所以
rr=0.5291mm;
Temax——发动机最大转矩,911.5N·m;
i0——主减速比,i0=5.0;
hT——传动系传动效率,hT=0.849。
所以 igI
³31000´9.81´0.30´0.5291=12.47911.5´5.0´0.849
根据驱动车轮与路面附着条件
Temax×igI×i0×hTrr
£G2j
(1-7)
求得变速器I档传动比为
i £ G2×j×rr
emax 0
T
gI T ×i×h
(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,Temax,i0,hT——同式(1-6)中的说明。
所以 igI
£15000´9.81´0.8´0.5291=16.097911.5´5.0´0.849
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)
mm
1146×622×897
缸径/行程
mm
108/130
质量
㎏
650
排量
L
7.14
额定工况功率/转速
Kw/(r/min)
206/2200
最大转矩/转速/最大马力
N·m/(r/min)/马
力
1050/1400/280
最低燃油消耗率
g/(kw·h)
≤203
一米外噪音
B
96
压缩比
18.1
满足排放要求
国Ⅱ/国Ⅲ
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β为离合器的后备系数,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。
β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β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,β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,β又不宜选取太大;当发动机后备功率较大、使用条件较好时,β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,β应选取大些;货车总质量越大,
β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β值应比汽油机大些;发动机缸数越多,转矩波动越小,
β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β值可比螺旋弹簧离合器小些;双片离合器的β值应大于单片离合器。
各类汽车离合器β的取值范围见表2-2。
表2-2离合器后备系数β的取值范围
车型
后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
1.20~1.75
最大总质量为6~14t的商用车
1.50~2.25
挂车
1.80~4.00
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2700N·m的DSP430拉式膜片弹簧离合器。
该离合器与潍柴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4~6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
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
1.440
1.000
2.938
11.301
2.4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
6o
越野汽车
12o
行驶中的极限夹角
一般汽车
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40000N·m,大于最大的输入转矩1274×12.961N·m=16512.31N·m,主减速器传动比
i0=4.875和5.833两种。
因车速要求较高,就选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:
t
F=Te×ig×i0×hT
rr
(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;
r
rr——车轮的滚动半
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