載貨汽車動力總成匹配與總體設計含SW三維及CAD圖

載貨汽車動力總成匹配與總體設計含SW三維及CAD圖,載貨,汽車,動力,總成,匹配,總體,整體,設計,sw,三維,cad 設計任務書 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(shù)要求 根據(jù)給定參數(shù)，設計一輛最高速度≥90km/h、最大爬坡度≥30%的載貨汽車。 額定裝載質量（kg） 最大總質量（kg） 比功率 (KWt-1) 比轉矩(Nmt-1) 1500 3000 25 44 3、具體設計任務 1) 查閱相關資料，分析設計題目，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設計。 2) 根據(jù)所選總成進行汽車動力性、經濟性的估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化配置。 3) 繪制設計車輛的總體布置圖。 4) 完成≥1萬字的設計說明書。 目 錄 1.總體設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.1軸數(shù)、驅動形式、布置形式．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.2 汽車主要參數(shù)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.2.1 外形尺寸．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.2.2 貨箱尺寸．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.2.3軸荷分配．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 1.2.4 貨車動力性參數(shù)的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2 1.2.5其他參數(shù)的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．3 2.發(fā)動機的選?。? 2.1發(fā)動機最大功率的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．3 2.2發(fā)動機最大轉矩的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．4 2.3所選發(fā)動機參數(shù)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5 3.貨車輪胎的選?。? 3.1輪胎選擇要求．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5 3.2輪胎參數(shù)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．6 4.車橋的選?。? 4.1驅動橋的選?。? 4.1.1驅動橋結構形式和布置形式的選擇．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．6 4.1.2主減速器傳動比的確定（傳動系最小傳動比）．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．7 4.1.3主減速器結構形式選擇．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．7 4.1.4驅動橋參數(shù)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．8 4.2轉向橋的選取．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．8 5.變速器的選?。? 5.1變速器最大傳動比的確定（傳動系最大傳動比）．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．9 5.2變速箱參數(shù)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．10 6.傳動軸的選取．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．10 7.整車性能計算與函數(shù)曲線繪制．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11 7.1發(fā)動機外特性曲線（轉矩）．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11 7.2發(fā)動機外特性曲線（功率）．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11 7.3驅動力——行駛阻力曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．12 7.4功率平衡曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．14 7.4.1各檔功率曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．14 7.4.2平路功率平衡曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．15 7.4.3 30%坡度功率平衡曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．16 7.5各檔最大爬坡度曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．17 7.6汽車速度時間曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 7.5.1加速度倒數(shù)曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 7.5.2加速度倒數(shù)曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18 7.5.3加速度曲線倒數(shù)擬合．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．19 7.5.4速度時間圖像．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．20 7.6各檔最大爬坡度曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．21 7.7燃油消耗曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．22 7.7.1燃油消耗量曲線．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．23 7.7.2百公里燃油消耗量．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．23 參考文獻．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．26 1. 總體設計 已知設計參數(shù)如下： 表1-1 設計參數(shù) 額定裝載質量（kg） 最大總質量（kg） 比功率 (KWt-1) 比轉矩(Nmt-1) 1500 3000 25 44 根據(jù)已知數(shù)據(jù)，查有關書籍得以下初步總體設計方案： 1.1 軸數(shù)、驅動形式、布置形式 1.1.1 軸數(shù)：兩軸 1.1.2 驅動形式：4*2后輪雙胎 1.1.3 布置形式：平頭式發(fā)動機前置后驅動，發(fā)動機置于前軸之上，駕駛室之正下方。 1.2 汽車主要參數(shù)： 1.2.1 外形尺寸(mm)：5200*1900*2100 外廓尺寸的確定需考慮法規(guī)、汽車的用途、裝載質量及涵洞和橋梁等道路尺寸條件。GB 1589-1989規(guī)定了汽車外廓尺寸限界，貨車、整體式客車總長不應超過12m;汽車寬不超過2.5m，汽車高不超過4m等。根據(jù)EQ1061G2D3載貨汽車的技術參數(shù)，可以設計外廓尺寸為（5200*1900*2100）。 1.2.2 貨箱尺寸(mm)：3600*1800*380 車廂尺寸要考慮汽車的用途參考同類車型選取，但必須保證運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定的裝載質量。根據(jù)EQ1061G2D3載貨汽車的技術參數(shù)，車廂內部尺寸為（3600*1800*380）。 1.2.3軸荷分配： 整車整備質量的確定 汽車的整車整備質量是指車上帶有全部裝備，包括隨車工具和輪胎，加滿油和水，但沒有載貨和載人時的整車質量，用m0表示。 貨車總質量是指汽車整車整備質量、汽車裝載質量和駕駛室乘員（含駕駛室）質量三者之和，用ma表示。駕駛室乘員質量以每人65kg。按乘員人數(shù)為3人。 ma= m0+ me+3*65= m0+1500+195=3370 得出m0=1305kg) 由汽車設計課本得質量及軸荷分配如下： 表1-2 質量及軸荷分配 整備質量(kg) 1305 總質量（kg） 3370 空載前軸(kg) 652.5(50%) 滿載前軸(kg) 900（30%） 空載后軸(kg) 652.5（50%） 滿載后軸(kg) 2100（70%） 載貨車的主要性能、裝載面積和軸荷分配等各個方面要求下選取。各類載貨汽車的軸距選用范圍如表1-3所示。 表1-3 載貨汽車的軸距和輪距 總質量（T） 軸距（mm） 輪距（mm） 1.8-6.0 2300-3600 1300-1650 一般載貨汽車的前懸不宜過長，但要有足夠的縱向布置空間，以便布置發(fā)動機、水箱、轉向器等部件。后懸也不宜過長，一般為1200～2200mm。 貨車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，B1主要取決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪的最大轉角和輪胎寬度，同時還要考慮轉向拉桿、轉向輪和車架之間的運動間隙等因素。B2主要取決于車架后部寬度、后懸架寬度和輪胎寬度，同時還要考慮車輪和車架之間的間隙。 1.2.4 貨車動力性參數(shù)的確定 (1) 最高車速uamax的確定 載貨汽車的最高車速主要是根據(jù)汽車的用途以及使用條件和發(fā)動機功率大小來確定,給定的uamax 90km/h，取uamax=100 km/h (2) 最大爬坡度imax的確定 由于載貨汽車在各地路面上行駛，要求有足夠的爬坡能力，設計題目要求最大爬坡度≥30%。 1.2.5其他參數(shù)的確定 1）軸距(mm)：2800 2）前懸/后懸(mm)：1050/1350 3）前/后輪距(mm)：1810/1940 4）質量系數(shù)：1.1 5）貨車車頭長(mm)：1600 軸距、輪距、前懸、后懸的參數(shù)參照《汽車設計》教材選取。 2.發(fā)動機的選取 2.1 發(fā)動機最大功率計算 目前汽車發(fā)動機主要采用往復式內燃機，分為汽油機和柴油機兩大類。當前在我國的汽車上主要是汽油機，由于柴油機燃油經濟性好、工作可靠、排氣污染少，在汽車上應用日益增多。 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(shù)，按要求設計的載貨汽車選取uamax=100km/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 （2-1） 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），由《汽車設計》P29可知，對驅動橋用單級主減速器的4*2汽車ηT可取90%；ma是汽車總質量，ma=30000kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滾動阻力系數(shù)，由《汽車設計》P29可知對貨車取f=0.02，；CD是空氣阻力系數(shù)，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（㎡），A=1.9*2.1=3.99㎡。 故 （2-2） 比功率Pb是汽車裝發(fā)動機的標定最大功率Pemax與汽車最大總質量ma之比。即Pb=Pemax/Ma。有已知Pb=15 （KW·t-1）得Pemax=Ma*Pb所以 Pemax=3*25=75KW。 比轉矩Tb是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩Temax與汽車總質量Ma之比， Tb=Temax/Ma。它能反應汽車的牽引能力。由Tb=44(N·m·t-1)，所以Temax=Ma*Tb，即Temax=3x44=132(N·m） 因此選取發(fā)動機功率為80kW。 2.2發(fā)動機最大轉矩的確定 發(fā)動機最大轉矩Temax及其相應轉速nt的選擇 當發(fā)動機最大功率Pemax和相應的轉速np確定后，則發(fā)動機最大轉矩Temax和相應轉速nt可隨之確定，其值由下式計算： （2-3） 式中： —轉矩適應系數(shù)，一般1.1-1.3，在這里取1.1； Tp—最大功率時的轉矩， N.m Pemax____最大功率，80kw np______最大功率時轉速，3600r/min Temax____最大轉矩， N.m 一般用發(fā)動機轉矩適應性系數(shù),表示發(fā)動機轉速適應行駛工況的程度，Φ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(shù)，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?shù)淖畹头€(wěn)定車速，在這里取為1.7，則有： nt= Tp /1.7=3200/1.7=2117.65r/min (2-4) Temax=1.1x9550x80/3600=233.44N.m (2-5) 滿足所選發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速要求。 2．3發(fā)動機基本參數(shù) 根據(jù)已有數(shù)據(jù)所選取發(fā)動機的基本參數(shù)見表1-4 表1-4發(fā)動機基本參數(shù) 發(fā)動機： 福田環(huán)保動力4J28TC 系列： 4JB1柴油系列 發(fā)動機廠商： 環(huán)保動力 適配范圍： 中型卡車、皮卡、SUV、MPV的理想動力 進氣形式： 增壓吸氣 汽缸數(shù)： 4 燃料種類： 柴油 汽缸排列形式： 直列 排量： 2.771L 排放標準： 國四/歐四 最大輸出功率： 80kW 額定功率轉速： 3600rpm 最大馬力： 110.0馬力 最大扭矩： 280N.m 最大扭矩轉速： 1700-2300rpm 全負荷最低燃油耗率： 241g/kW.h 發(fā)動機形式： 直列、立式、水冷 發(fā)動機凈重： 251kg 發(fā)動機尺寸： 789.5X705.5X706.5mm 壓縮比： 18.2:1 缸徑x行程： 93x102mm 點火次序： 1-3-4-2 注：由于發(fā)動機自帶離合器，于是無需另選取離合器 3.貨車輪胎的選取 3.1輪胎選擇要求 輪胎及車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋（軸）與地面之間傳力，駕駛人員經操縱轉向輪，可實現(xiàn)對汽車運動方向的控制。 輪胎及車輪對汽車的許多重要性能，包括動力性、經濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性及行駛安全性和汽車的承載能力都有影響，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(shù)據(jù)，因此，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依據(jù)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(shù)、降低汽車質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車，在其輪胎負荷系數(shù)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(shù)的匹配和對整車尺寸參數(shù)（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，選取車胎為三角 TR668 (7.00R16)（具體數(shù)據(jù)見表3-1） 3.2輪胎參數(shù)： 表3-1 輪胎參數(shù) 輪胎系列： 中短途系列 輪胎花紋： TR668 輪胎規(guī)格： 7.00R16 負荷指數(shù)(單胎/雙胎)： 115/111 每胎負荷(單胎/雙胎)： 1220/1075kg 最大氣壓(單胎/雙胎)： 670/670Kpa 充氣后外緣(直徑)： 785mm 充氣后外緣(斷面寬)： 200mm 層級： 12 速度級別： M 最高速度： 130km/h 適合輪輞： 5.50F （數(shù)量：6，前2后4） 4.車橋的選取 4.1驅動橋的選取 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。 4.1.1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(shù)載貨汽車的驅動車輪采用非獨立懸架，相應的采用非斷開式車橋。 現(xiàn)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(lián)的布置。其優(yōu)點是不僅減少了傳動軸的數(shù)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。 4.1.2主減速器傳動比的確定（傳動系最小傳動比） 在選定最小的傳動比時，要考慮到最高擋行駛時有足夠的動力性能，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 。 (最高檔為直接檔) (4-1) 式中：為滾動半徑；為發(fā)動機額定功率時的轉速；為最高車速（應根據(jù)選定發(fā)動機后的參數(shù)重新估算）， 為變速器的最高擋傳動比，若最高擋為直接擋，則=1。 由已選輪胎得：自由直徑為：d=785mm其中：子午線輪胎：F=3.05；斜交輪胎：F=2.99，本胎為子午線輪胎故取F=3.05。由=Fd/2π得：滾動半徑=381.25mm。 由上述可知，=3600rpm；=100km/h 根據(jù)公式可得： (4-2) 故i0取5.286。 根據(jù)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。 4.1.3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(shù)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（）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(shù)和驅動形式為6x4，以及單級減速雙聯(lián)主減速器具有結構簡單等諸多優(yōu)點，結合所計算數(shù)據(jù)，選用單級減速雙聯(lián)主減速器。 4.1.4驅動橋參數(shù) 驅動橋參數(shù)見表4-1 表4-1驅動橋參數(shù) 車橋型號： 中聯(lián) HNQ060D-325 車橋型式： 驅動橋 適用輪胎： 使用范圍： 不同的車廂和車架寬度 額定軸荷： 6000kg 自重： 285kg 輪距： 1540mm 制動器： 氣壓滾輪制動器 制動器尺寸： Φ310×130 車輪螺栓： 6×M20×1.5mm 傳動速比： 5.286 最大輸出扭矩： 12000N.m 備注： 鑄造橋殼，單級中央減速 4.2轉向橋的選取 由前軸負荷及輪距綜合選取的轉向橋數(shù)據(jù)如表4-2所示。 表4-2轉向橋參數(shù) 車橋型號： 中聯(lián) HNQ026F 車橋型號： 轉向橋 車輪螺栓： 6×M20×1.5mm 額定軸荷： 2500kg 自重： 240kg 輪距： 1810mm 制動器： 氣壓滾輪制動器 制動器尺寸： Φ310×130 使用范圍： 輪距、板托中心距系列化，適合于不同的車身寬度及車架寬度 備注： 可選用間隙自動調整臂；可選用ABS防抱制動系統(tǒng) 5.變速器的選取 5.1變速器最大傳動比的確定（傳動系最大傳動比） 確定傳動系最大傳動比時，要考慮三方面：①最大爬坡度；②附著力；③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 （1-8） 則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為 （1-9） 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；Ψmax是最大道路阻力系數(shù)。 前面已將計算得rr=0.38125m；發(fā)動機最大轉矩Temax=280N.m；主減速比i0=5.833；傳動系傳動效率ηT=0.9。所以 (1-10) 根據(jù)驅動車輪與路面附著條件 （1-11） 求得變速器的Ι檔傳動比為 （1-12） 式中，是道路的附著系數(shù)，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），后驅動橋承受的質量為2100，則解得 4.71。 綜上所述，初步選取變速器Ι擋傳動比igΙ=2.693。 5.2變速箱參數(shù) 由于選取不到頭檔即在規(guī)定范圍的變速箱，退而求其次選取了二檔在計算傳動比范圍的變速箱，同時加大了動力性。 變速箱的參數(shù)見表5-1 表5-1變速箱參數(shù) 品牌： 金東 變速箱： 金東JDS515 系列： JDS5檔系列 換擋形式： 手動 前進檔位： 5檔 倒檔檔位數(shù)： 1個 最大扭矩： 150N.m 額定轉速： 3400rpm 主箱中心距： 70mm 頭檔速比： 4.605 2檔傳動比： 2.693 3檔傳動比： 1.645 4檔傳動比： 1 5檔傳動比： 0.839 倒檔1傳動比： 3.816 變速箱重量： 44kg 變速箱油容量： 1.1L 6.傳動軸的選取 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由增至時，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。 初步選取東風汽車傳動軸有限公司生產的重型汽車傳動軸總成2201RLC-010 傳動軸主要技術參數(shù)： 產品代號：??? 2201RLC-010 適用扭矩范圍：13000～18000 N.m 最大滑動量：? 150 mm 萬向節(jié)擺角：? 30 ° 發(fā)動機最大轉矩Temax=280N.m，不計傳動損失，傳到傳動軸上的最大轉矩為280*4.605=1289.4 N.m，遠小于傳動軸許用轉矩范圍。 7. 整車性能計算與函數(shù)曲線繪制 7.1發(fā)動機外特性曲線（轉矩） 已知發(fā)動機外特性曲線如下圖7-1（轉矩） 圖7-1發(fā)動機外特性曲線（轉矩） 7.2發(fā)動機外特性曲線（功率） 已知發(fā)動機外特性曲線如下圖7-2（功率） 圖7-2發(fā)動機外特性曲線（功率） 7.3驅動力——行駛阻力曲線 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 （7-3-1） 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 （7-3-2） 式中，Te是發(fā)動機轉矩（N·m）；ig是變速器速比；是變速器傳動比； i0是主減速器速比，io=5.286；ηT是傳動系效率，ηT=0.9；rr是車輪的滾動半徑（m），rr=0.38125m。 在驅動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉速n（r/min）所對應的汽車車速ua（Km/h）為 （7-3-3） 滾動阻力Ff為 （7-3-4） 式中，=3000kg，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(shù)，f=0.02。 空氣阻力Fw為 （7-3-5） 式中，CD是空氣阻力系數(shù)，CD=0.9；A是迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積，A=3.99㎡； ua是汽車行駛速度（km/h）。 坡度阻力Fi為 （7-3-6） 式中，i是道路坡度，計算時i取值從0%到30%。坡度阻力隨坡度角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。 做出各檔驅動力與行駛阻力平衡圖如下7-3所示 7-3驅動力——行駛阻力曲線 圖像數(shù)據(jù)分析：圖中兩條平行曲線下者為平路阻力上者為30%坡度時阻力，由圖可知，平路時驅動力與行駛阻力的交點橫坐標為116，即平路驅動力行駛阻力平衡條件下該車速度最大能達到116km/h；坡度為30%時阻力曲線與驅動力曲線有交點，且并未達到驅動力曲線的最高值，說明該車完全有能力爬上30%坡度的道路且能爬上更高坡度的道路，具體最大坡度詳見后文分析。 7.4功率平衡曲線 7.4.1各檔功率曲線 發(fā)動機的功率曲線是相同的而由于各檔傳動比不同，體現(xiàn)出車輛總體發(fā)揮出的功率在各檔也有不同，由公式及公式P=T*n/9550可得各檔功率曲線如圖7-4-1所示 圖7-4-1各檔功率曲線 汽車功率平衡方程式如下： /ηt 式中，=3000kg，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(shù)，f=0.02。CD是空氣阻力系數(shù)，CD=0.9；A是迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積，A=3.99㎡； ua是汽車行駛速度（km/h）。i是道路坡度。 7.4.2平路功率平衡曲線 與驅動力——阻力平衡圖相似，平路時只計算滾動阻力功率與空氣阻力功率，繪出平路汽車功率平衡圖如下圖7-4-2所示 圖7-4-2平路功率平衡曲線 圖像數(shù)據(jù)分析：由圖可知，驅動功率與阻力功率的交點在橫坐標為110.5處，再次證明該車完全符合所要求最大速度大于90km/h的要求，且檔位越低后備功率越大，檔位越高負荷率越大。 7.4.3 30%坡度功率平衡曲線 在有坡道的道路上還有坡道阻力功率，求得30%坡度功率平衡曲線如圖7-4-3所示。 圖7-4-3 30%坡度功率平衡曲線 圖像數(shù)據(jù)分析：由圖可知，30%坡道時阻力功率與驅動功率有交點，且同樣未達到一檔驅動功率的最大值，再次證明該車符合最大爬坡度大于30%的條件。 7.5速度時間曲線 加速阻力計算。為計算最大加速能力，這里就取道路坡道為零的平直道路上行駛進行計算。 ，由此可得 （7-4-1） 式中，δ是汽車旋轉質量換算系數(shù)，δ按式估算，取,ig為變速器速比。參照《汽車設計課程設計指導書》中的圖1-8繪制出汽車加速度曲線圖。 進而參照《汽車設計課程設計指導書》中的圖1-9繪制各擋加速度倒數(shù)曲線圖。 由得 （7-4-2） 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，可以參照《汽車設計課程設計指導書》中的圖1-10作出該汽車連續(xù)換擋加速時間曲線圖。 7.5.1加速度倒數(shù)曲線 貨車各檔加速度曲線如下圖7-5-1 圖7-5-1各檔加速度曲線 7.5.2加速度倒數(shù)曲線 貨車各檔加速度倒數(shù)曲線如下圖7-5-2所示 圖7-5各檔加速度倒數(shù)曲線 7.5.3加速度曲線倒數(shù)擬合 將各檔加速度倒數(shù)曲線平滑連接而得出的加速度曲線倒數(shù)擬合曲線如下圖7-5-3所示。 圖7-5-3加速度曲線倒數(shù)擬合曲線 7.5.4速度時間圖像 由加速度曲線倒數(shù)擬合曲線積分而得出的汽車速度時間圖像如圖8-5-4所示。（注：由于加速度單位為m/s^2，而速度單位為km/h，所以此處需單位換算） 7-5-4速度時間圖像 由圖可知該車從靜止加速到90km/h約需要35s。 7.6各檔最大爬坡度曲線 由驅動力阻力平衡公式得 即 式中是傳動系效率，=0.9；ma是汽車總質量；是滾動阻力系數(shù)，=0.02；CD是空氣阻力系數(shù)CD=0.9；A是迎風面積；ge是燃油消耗率（b），可根據(jù)發(fā)動機轉速從外特性曲線圖上讀取；ua是汽車車速（km/h）； 可得各檔爬坡度曲線如圖7-6所示 圖7-6各檔爬坡度曲線 圖像數(shù)據(jù)分析：由圖可知該車最大能爬上62%(即27.9度)的坡路。 7.7燃油消耗曲線 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(jù)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 （7-7） 式中，P是汽車以車速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），；是傳動系效率，=0.9；ma是汽車總質量；是滾動阻力系數(shù)，=0.02；CD是空氣阻力系數(shù)CD=0.9；A是迎風面積；ge是燃油消耗率（b），可根據(jù)發(fā)動機轉速從外特性曲線圖上讀?。籾a是汽車車速（km/h）；ρg是燃油的重度，柴油取7.94～8.13N/L，取ρg=8N/L。 經上述計算，參照《汽車設計課程設計指導書》中的圖1-16，繪制出汽車等速百公里燃油消耗量曲線。 7.7.1燃油消耗量曲線 發(fā)動機選取時知燃油消耗率b的曲線見圖7-7-1 圖7-7-1燃油消耗率曲線 7.7.2百公里燃油消耗量 百公里燃油消耗量是常用的一種評價指標，指汽車在一定載荷下以最高檔在水平良好路面上等速行駛100km的燃油消耗量。 貨車百公里燃油消耗量曲線如圖7-7-2所示 圖7-7-2百公里燃油消耗量 參考文獻 [1]余志生.汽車理論第五版[M].機械工業(yè)出版社，2014. 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