汽车设计课程设计

西安交通大学

汽车设计课程设计说明书

专业名称:

指导老师：

日期：2104/12/1

题目：

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 x 2465mm x 3530mm

轴数：4；额定载质量：驱动型式：8 x 4;轴距：1950mm+4550mm+1350mm 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。

本说明书将从整车主要目标参数的初步确定、传动系各总成的选型、整车性能计算、发动机与传动系部件的确定四部分来介绍本课程设计的设计过程。

1?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

式中 Rmax ――发动机最大功率，kW ；

T ――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）

，参考传动部件传动效

率计算得：T 95% 95% 98% 96% 84.9%，各传动部件的传动效率见表

1-1 ；

m a ――汽车总质量， m a =31 000kg （整备质量11 000kg,载重20 000kg ）；

2

g --- 重力加速度， g =9.81m/s ；

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

C D ――空气阻力系数，取C D =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 ;

P e max

(

m a g f 3600

u a max

C D A 3 )

a max /

76140

(1-1)

中小型客车 0.4~0.6 ;轿车

0.3~0.5 ;赛车0.2~0.4。

A ——迎风面积，m 2

,取前轮距B i X 总高H, A =2.465

3.53 m 2

U a max — 该载货汽车的最咼车速，

U amax =90km j/ h 。

将各值带入式1-1得:

7.83x9^ x

p

>

\-195.65kW

、

3600

76 J 40 )

也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值:

求得比功率为6.311kw 。

因此，通过比功率计算得，该汽车选用发动机的功率

引灯上必⑹kw

参考日本五十铃、德国奔驰等同类型车型，同时由于该载货汽车要求的最高车速相对较高，因此应 使其比功率相对较大，所选发动机功率应不小于 195.61KW,初步选择发动机的最大功率为

200kW ；发

动机最大功率时的转速

n p ,初取n p =2200r/min 。

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。

(1-3 )

式中

T emax 一一发动机最大转矩，

N.m ；

T p ――最大功率时的转矩， N.m ；

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, 选取，初取 =1.05 ;

P emax 一一发动机最大功率，kW ；

n p --- 最大功

率时的转速，

r/min 。

所以

比功率

WOO^max

m a

fg 3.600 T

U amax

C D A 76.14m a T

3 U a max

(1-2 )

转矩适应性系数,

emax

T P

可参考同类发动机数值

2200

般用发动机适应性系数 表示发动机适应行驶工况的程度。

转速适应系数，通常取 1.4-2.0，以保证汽车具有适当的最低稳定车速。

值越大，说明发动机的适应性越好。采用 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。初取n T =1450r/min ,则土 =1.60 ,心=匚°衆人60=人6占。

rh

I.

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之一，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、降低汽车及其质心的高度、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、总搞等）的影响。表 1-2给出了部分国产汽车轮胎的规

格、尺寸及使用条件。

根据各类汽车的轴荷分配来看， 前轴在满载的时候负载在 19%~25%，后轴75%~81%。经计算得到 轮胎的最大静负载值为 2790*9.8N ，根据表1-2选择前轴轮胎规格为 11.00R20，轮胎数量为2；第二轴轴 轮胎规格为11.00R20，轮胎数量为2;第三轴轮胎规格为 11.00R20，轮胎数量为4;第四轴轮胎规格为 II. 00R20。所选轮胎的单胎最大负荷

28700N ，欺压0.74MPa ，加深花纹，外直径 1090mm 。

表1-2大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件

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i 。。主减速比i 。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，如图 按下式选择

n p n p n T ?

n T

1-1中的曲线3所示，i 0可

式中，r r —驱动车轮的滚动半径（m ）,轮胎规格为12.00R20 ,普通花纹轮胎外直径

d=1090mm,,F=3.05,

二 一—心诗

n p ――发动机最大功率时的转速， n p =2200r/mi n;

U amax 最咼 车速，U amax =90km/h ；

i g h ――变速器最高档传动比， i gh =1.0。

根据所选定的主减速比i °的值，就可基本上确定主减速器的减速型式（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。

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

档传动比i g 与主减速比i 0的乘积。

i g 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

汽车驱动桥离地间隙要求见表 1-3。其中，重型载货汽车的离地间隙要求在

i

o

(0.377 ~ 0.472)

"P

(1-4 )

U max

i

gh

所以

! ^(0.377-0^72)x

0.5291x2200 ~9()xi.O~

初取i °

5.0。

230mm-345mr 之 间。

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

i m a g max 「「

i

gi

i

T

emax i

0 T

i ° ——主减速比，i °=5.0 ；

根据驱动车轮与路面附着条件

T

e max i g

i

0 T

——g —— G2

求得变速器档传动比为

G 2

r 「

i

g

T i

I emax i

0 T

式中

G 2 ――汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷

r

r , T

emax , i

0 ,

T - -—同式(1-6 )中的说明。

Temax ig i0 T

m a g (f cos max sin

max

)m a g max

(1-5 )

则由最大爬坡度要求的变速器 档传动比为

(1-6 )

式中

m a 汽车总质量， m a =31000kg ;

g 重力加速度,

g =9.81m/ s 2 :

max ――道路最大阻力系数,

max =

( f

COS

max sin

max

)

0.0138 cos16.7O

sin 16.7° 0.301

r r ——驱动车轮的滚动半径 F d

(m ),按 r r — —计算，F=3.05 , d=1090mm 所以 r r =0.5294mm ；

2

T emax

发动机最大转矩， N.m ；

所以

T ——传动系传动效率,

T =0.849。

拦迴竺竺翌驾竺羽我

9] 1.5x5x0.849

(1-7 )

(1-8 )

道路的附着系数，在良好路面上

取 0.8 ;

这里将每个驱动承受的质量设为 13t

综上，初步确定变速器 档传动比

o

2?传动系各总成的选型

2.1发动机的选型

200kw,最大转矩为911.5N ，相应转速为2200rpm ，经调查初步选择上海 6CL320-2的发动机，以及潍坊动力股份有限公司的型号为 WD615.56、

[阜 Tectinical Parameter

Modal

WD€1S

WD€15 55: WD615 5€.OT616.SO G

126-130

5 72S 175 193 20

6 "200

1000；11C0 1160

1400-1600 1300-1600 1100-1600

s19fl Euro II

dirb 讥&6l(KG) 675

图2-1潍坊动力典型发动机参数

所以 题目要求的发动机最大功率为 柴油机股份有限公司的型号为 WD615.50的两款发动机。

C /Imder Numbtr 忙Lhrnn] D

R itale

n ；

M AY 「arq. a Nr -)

M.Ti Tn 町 IF Sppp-|

将三个型号发动机主要参数集中在表2-2中，以及外特性曲线:

2.2离合器的初步选型

根据发动机的最大转矩，可为该重型载货汽车初步选定离合器。

离合器生产企业：东风传动轴有限公司

离合器型式：拉式膜片弹簧离合器

型号/规格：DSP430

转矩容量：2700N.m

该离合器：与WD615.56匹配时，其后备系数为 2.45 ；

与WD615.5匹配时，其后备系数为 2.33 ；

与6CL320-2匹配时，其后备系数为 2.13 。

2.3变速器的选型

重型货车需要多档变速器，用于适应复杂多变的使用条件，且易于保证重型汽车具有良好的动力性、

经济型、加速性。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 911.5N和变速器的一档传动比 5.0 ,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所选变速器格档速比

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。

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，其基本功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、右驱动车轮具有差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架之间的铅垂力、纵向力和横向力。

1、驱动桥结构型式和布置型式的选择

驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式相关。绝大多数载货汽车的驱动车轮采用非独立悬挂，相应地采用非断开式驱动桥。

现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置形式。

在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，且相邻两桥的传动轴是串联布置的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构，减少了体积和质量，成本较低。

2、主减速器结构型式选择

减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得

主减速比i0 的大小及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数目及减速型式等。

双级主减速器有两级齿轮减速组成，结构复杂、质量加大，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型式为8 4 ，以及单级贯通式主减速器具有结构简

单等诸多优点，同时又能满足使用要求。所以，选用单级减速贯通式驱动桥。