载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计Word下载.docx
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1.1汽车总体设计的一般顺序
汽车总体设计首先要对汽车性能、质量以及成本有重大影响的外形尺寸（汽车的长、宽、高、轴距、轮距等）、驾驶室内布置及货箱的长、宽、高等尺寸应予以规定。
对发动机、离合器、变速器、驱动桥、悬架、转向系、制动系、车身的基本结构和尺寸和轮胎等也要做出选择。
有了基本尺寸和主要总成结构之后，就可以画出总布置草图。
此后要对各总成质心的位置进行确定，计算轴和分配和质心的位置，必要时还要进行调整，以保证整车各项性能指标达到预定要求。
1.2汽车的布置形式
发动机是汽车的动力心脏，它的布置是汽车整体布置最重要的组成部分。
为满足不同的使用要求，汽车总体构造和布置形式是不相同的。
发动机在汽车中的位置可依其布置形式分为前置、中置和后置三种。
就货车而言，发动机前置后轮驱动是目前采用最为广泛的布置形式。
它的优点在于发动机的通用性好，既可选装直列和卧式，又可采用V型发动机，维修时也方便。
另外货箱地板高度较低，整车对路面要求也比较低在良好的路面上启动、加速或爬坡时，驱动轮的负荷增大（即驱动轮的附着压力增大），其牵引性能比前置前驱型式优越，轴荷分配比较均匀，因而具有良好的操纵稳定性和行驶平顺性，并有利于延长轮胎的使用寿命；
.发动机、离合器和变速器等总成临近驾驶室，简化了操纵机构的布置；
转向轮是从动轮，转向机构结构简单、便于维修。
而发动机的中置、后置同前置相比，发动机的通用性差；
只能选用卧式发动机，维修时也很不方便，货箱地板比较高，对路面要求也比较高。
因此本车采用已得到广泛应用的平头式货车，同时采用发动机的前置后桥驱动。
1.3轴数的选择
货车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。
影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。
对于总质量大于19t的公路运输车辆来说，要采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案，即本次设计采用四轴的货车。
1.4驱动形式的选择
汽车的驱动形式有很多，汽车的用途、总质量和对汽车通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。
对于乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单和制造成本低的12×
4驱动形式。
第2章整车主要目标参数的初步确定
2.1汽车主要尺寸参数的确定
汽车的主要尺寸参数包括外廓尺寸、轴距L、前轮距B1和后轮距B2、前悬Lf和后悬Lr、货车车头的长度、货车车箱尺寸等。
2.1.1汽车外廓尺寸
由于设计的汽车较轻型的货车根据GB1589-1989汽车外廓尺寸限界规定并参考同类车型最终确定该车的外廓尺寸：
全长取11976mm
总宽取2065mm
总高取空车时3390mm满载3000mm
后视镜单侧外伸量180mm
顶窗和换气装置开启后超出总车高（空载时）200mm
2.1.2轴距L
因为汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。
参考文献[5]规定汽车外廓尺寸长：
货车、越野车、整体式客车不应超过12m，不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m；
空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m；
后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm；
顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm。
已知货车的外廓尺寸为：
11976mm
2065mm
3390mm。
轴距L=5750mm，
=1300mm，
=1500mm
2.1.3前轮距B1和后轮距B2
参考同类车型取
前轮距B1=1900mm后轮距B2=1850m
2.1.4前悬Lf和后悬Lr
前悬Lf=1300mm后悬Lr=1500mm
2.1.5货车车头的长度
取长度为1550mm
2.1.6货车车箱尺寸
根据相关原则，取尺寸长度为500mm
2.2汽车质量参数的确定
货车的质量参数包括整车整备质量mo、装载质量me、质量系数ηmo、汽车总质量ma和轴荷分配等。
2.2.1整车整备质量和装载质量
在设计阶段，整车整备质量需估算确定，由收集的同类型的汽车各总成、部件和整车的有关数据，结合本车的设计特点和工艺水平，估算mo=12000kg
由基础数据，me=20000kg
2.2.2质量系数和汽车总质量
汽车的质量系数ηmo是汽车的装载量me与整备质量mo之比，即
ηmo=me/mo=20000/12000=1.67
由基础数据，汽车的最大总质量ma=mo+me+3·
65kg=32195kg
2.2.3轴荷分配
参考汽车设计表1-6，轴荷分配取满载时前轴33%，空载时52%。
满载：
前轴荷M1=4220X33%=1393kg
后轴荷M2=4220-1393=2827kg
空载：
前轴荷M1´
=2000·
52%=1040kg
后轴荷M2´
=2000-1040=960kg
2.3汽车性能参数的确定
2.3.1动力性参数
2.3.1.1最高车速
由基础数据得最高车速为90km/h
2.3.1.2加速时间
指此车在平直路面上，从原地起步到车速为90km/h的时间，取值为13s
2.3.1.3上坡能力
最大爬坡度≥30%
2.3.1.4汽车比功率和比转矩
由基础数据，比功率Pb=20kw/t;
比转矩Tb=41N·
m/t
2.3.2燃油经济性参数
货车的燃油经济性参数用汽车在水平的水泥或者沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶单位质量百公里燃油消耗量来评价。
此车的数值=2.5L/（100t·
km）
2.3.3汽车的最小转弯直径Dmin
由GB7258-1997《机动车安全运行条件》及此车的设计试用条件
参考汽车设计考表1-10取Dmin=12m
2.3.4通过性几何参数
通过性集合参数主要有：
最小离地间隙hmin，接近角γ1，离去角γ2，纵向通过半径ρ1等。
参考汽车设计表1-11hmin=200mmγ1=50°
γ2=30°
ρ1=4m
2.3.5操纵稳定性参数
转向特性参数=3°
，车身侧倾角=5°
，制动前俯角=1°
2.4发动机的选择
2.4.1发动机形式的选择
世界范围而言，大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机，
轻型载货汽车采用柴油机的也不少，甚至欧洲已将小型高速柴油机用到某些轿车
上。
与汽油机相比，柴油机具有油耗低、燃料经济性好、无点火系统，故障少、
工作更可靠，耐久性好、寿命长，排气污染较低和防火安全性好等优点。
但一般
柴油机的振动及噪声较大，轮廓尺寸及质量较大，造价较高，起动较困难并易冒
黑烟。
近年来，由于柴油机在产品设计和制造工艺方面的不断完善，其上述缺点
已得到较好的克服。
较大马力、高转速、低噪声、小型化且运转平稳的柴油机的
研制开发成功，使装柴油机的轻型汽车日益增多，在轿车上的装用也取得成功。
鉴于柴油机的特性，本车选用柴油机。
按气缸排列型式，发动机又有直列、水平对置和V型等区别。
直列式的结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上和排量不大的轿车上得到了广泛应用。
本车采用直列式。
按冷却方式，发动机又有水冷式和风冷式之分。
水冷发动机冷却均匀可靠，
散热好，气缸变形小，缸盖、活塞等主要零件的热负荷较低，可靠性高；
能很好
地适应大功率发动机的冷却要求；
发动机增压后也易于采取措施（加大水箱、增
加泵量）加强散热；
噪声小；
故本车采用水冷发动机。
综合各项技术及参考条件，发动机采用V型水冷柴油机。
2.4.2发动机主要性能指标的选择
2.4.3发动机最大功率Pemax及其相应转速np
发动机功率愈大则汽车的动力性愈好，但功率过大会使发动机功率利用率降低，燃料经济性下降，动力传动系的质量也要加大。
因此，应合理地选择发动机功率。
设计初可参考同类型、同级别且动力性相近的汽车的比功率进行Pemax的估算或选取。
Pemax亦可根据所要求的最高车速Vmax。
按下式计算出:
=286.5kw
式中：
Pemax——发动机最大功率/kw
ηt——传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的12×
8式汽车取
ηt≈0.876;
ma——汽车总质量，32195kg
g——重力加速度，10m/s²
;
f——滚动阻力系数，对载货汽车取0.02;
Vmax——最高车速，90km/h;
CD——空气阻力系数，货车取0.85;
A——汽车正面投影面积/㎡，无测量数据，可按前轮距B1、汽车总高H等尺寸近似计算：
A=B1·
H=1.90X3.400=6.460m²
综上，选取最大功率为286.5kw，np=2600r/min的水冷柴油发动机。
2.4.4发动机最大转矩Temax及其相应转速nt
Temax=9549·
α·
Pemax/np=1128N·
m
式中Temax——最大转矩/N·
m;
α——转矩适应性系数，取1.2;
Pemax——发动机最大功率，286.5kw;
np——最大功率转速，2600r/min;
取np/nt=1.5，nt=np/1.5=2600/1.5=1733r/min。
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286.5KW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290kw。
2.5轮胎的选择
轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性以及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响。
因此，选择轮胎式很重要的工作。
子午线轮胎的特点是滚动阻力小、温升低、胎体缓冲性能和胎面附着能力都比斜交轮胎要好，因此是汽车设计时的首选轮胎。
另外双胎并装的负荷能力要比单胎负荷能力加倍。
因此选用子午线轮胎，后轮双胎并装。
各胎的平均负荷
轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数,大多数轮胎负荷系数取为0.9～1.0，以免超载。
本次课程设计后轮采用双胎。
单胎承载量为:
=1.1×
32195／12=2951.2kg
根据GB9744-1997，此车选用7.00-15LT重型载重普通断面子午线轮胎
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12。
所选轮胎的单胎最大负荷29510N，气压0.74MPa，加深花纹，外直径1100mm。
2.6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
（1-3）
式中，
是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为11.00R20的子午线轮胎，其自由直径d=1100mm，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=2600r/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
，初取i0=5.5。
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，重型载货汽车的离地间隙要求在230～345mm之间。
2.7传动系最大传动比的确定
传动系最大传动比为变速器的Ι挡传动比igΙ与主减速比
的乘积。
igΙ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
（1-4）
则由最大爬坡度要求的变速器Ι档传动比为
（1-5）
式中，αmax是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角
Ψmax是最大道路阻力系数。
前面已将计算得rr=0.553m；
发动机最大转矩Temax=1128N.m；
主减速比i0=5.5；
传动系传动效率ηT=0.876。
第3章传动系各总成的选型
3.1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，潍柴WP13系列欧四发动机，它的主要技术参数如下表所示。
发动机参数>
>
发动机型号：
潍柴WP13
系列：
WP13
发动机厂商：
潍柴
适配范围：
卡车柴油机
进气形式：
汽缸数：
6
燃料种类：
柴油
汽缸排列形式：
直列
排量：
12.54L
排放标准：
国四/欧四
最大输出功率：
404kw
额定功率转速：
2100RPM
最大马力：
550马力
最大扭矩：
2300N.m
最大扭矩转速：
1000-2000r/min
全负荷最低燃油耗率：
185g/kW.h
发动机形式：
直列六缸
发动机净重：
905Kg
发动机尺寸：
mm
压缩比：
一米外噪音：
dB
缸径x行程：
127x165mm
每缸气门数：
4个
点火次序：
3.2离合器的初步选型
3.2.1离合器设计的基本要求
在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。
接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。
分离时要迅速、彻底。
从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。
应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。
操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。
具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。
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。
各类汽车离合器β的取值范围见表2-3。
表2-3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2.3。
3.3变速器的选择
变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。
它的作用是：
1.在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。
2.实现倒车行驶
汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。
3.实现空档
当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。
例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。
变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。
变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；
操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。
机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。
简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。
如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。
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，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，可以提高汽车的加速与爬坡能力；
同时也能增加发动机在地燃油消耗率的转速范围工作的机会，可以提高汽车的燃油经济性。
目前，组合式机械变速器已经成为重型汽车的主要形式，即以一到两种4～6挡变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同的挡数、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I挡传动比，初步选择中国第一汽车集团公司生产的10挡组合式机械变速器，变速器型号：
CATS10-130，额定输入转矩为1274N·
m，该变速器最高档采用直接挡，传动比范围为1～9.6。
变速器各挡速比见表2-4。
表2-4所选变速器各挡速比
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
Ⅷ
Ⅸ
Ⅹ
倒Ⅰ
倒Ⅱ
9.51
9.29
6.30
5.540
3.846
3.370
2.520
1.196
1.440
1.000
9.5
8.6
3.4传动轴的选型
万向传动轴在汽车上应用比较广泛。
发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶时，由于悬架不断变形，变速器或分动器的输出轴与驱动桥输入轴轴线之间的相对位置经常变化，因而普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴。
本设计注重实际应用，考虑整车的总体布置，改进了设计方法，力求整车结构及性能更为合理。
传动轴是由轴管、万向节、伸缩花键等组成。
伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化；
万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输；
万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。
传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响
该车前后轴距较大，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。
十字万向节两轴的夹角
不宜过大，当α由
增至
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参照《汽车设计课程设计指导书》表1-8。
初步选取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，工作转矩为16500N·
m。
3.5驱动桥的选型
驱动桥的作用就是将半轴传来的动力（前置后驱车发动机输出经变速箱减速增距后传给传动轴）
京驱动桥中的差速器、减速器、半轴最终传递给车轮实现车辆行驶运动
驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是：
①将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速胎、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速增大转矩；
②通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；
③通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向；
④通过桥壳体和车轮实现承载及传力作用。
驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。
驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。
当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主传动、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在里面；
当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。
这种驱动桥无刚性的整体外壳，主传动器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身做上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。
1.非断开式驱动桥:
其结构简单、造假低廉、工作可靠，被广泛用于各种载货汽车上。
由于整个驱动桥都是簧下质量，因此对汽车的行驶平顺性和操作稳定性均不利，并且差速器壳的尺寸较大，使汽车的离地间隙不能很大。
2.断开式驱动桥:
断开式驱动桥
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