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本科學生畢業(yè)設計 CA10TA190M 雙中間軸變速器的設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-1 班 學生姓名： 張會金 指導教師： 紀峻嶺 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Thesis for Bachelor's Degree Design of the CA10TA190M Twin Countershaft Transmission Candidate：Zhang Huijin Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-1 Supervisor：Associate Prof. Ji Junling Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 II 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，是汽車總成部件中的重要組 成部分，是主要的傳動系統(tǒng)。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔 操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。 CA10TA190M 變速器是一款雙中間軸重型汽車專用變速器。主副箱變速箱組合 設計，主箱變速箱為手動操縱，副箱變速箱為氣動操縱，具有 10 個前進檔，2 個倒 檔。該變速箱使用功率范圍 260～420 馬力之間的重型車用發(fā)動機，廣泛適應中國目 前的道路狀況和運輸情況。 本設計研究了 CA10TA190M 雙中間軸十檔手動變速器。其主要目的是以機械設 計基礎、工程力學、機械精度設計與監(jiān)測基礎、金屬工藝學、汽車構造、汽車設計、 汽車制造工藝學等課程為依托，并運用 AutoCAD、PRO/E、ANSYS 設計校核軟件對 該變速箱進行仿形設計。本設計的主要成果：深入了解了國內外各大重型商用車組合 式變速器生產廠家的研發(fā)現狀；進行了該裝配工藝的分析；進行了該變速箱的總體布 置并確定了傳動方案；完成了主箱一軸總成、主箱二軸總成，主箱左右中間軸總成、 主箱換擋滑動套、主箱換擋操縱機構、副箱左右中間軸總成、副箱輸出軸總成的設計 與校核；進行了該變速箱的箱體設計；進行了該變速箱性能分析。主要包括變速器對 整車動力性經濟性影響的計算，換擋時機與車速的匹配；對該變速器主副箱各軸進行 了 ANSYS 靜力學分析；繪制了該變速箱的 1 張裝配圖與 23 張零件圖；通過這些設 計成果，基本完成了 CA10TA190M 雙中間軸十檔手動變速器的仿形設計。 關鍵詞：CA10TA190M；變速器；雙中間軸；設計 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 III ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. CA10TA190M transmission is a paragraph of heavy duty truck special twin countershaft transmission. Lord vice box transmissionassembly design, Lord box transmissionmanually manipulation, vice box for the pneumatic manoeuvring, with transmission10 forward gears, 2 in reverse. The trasmissionuse power range between 260 ~ 420 horsepower engine, widely The transmission assembly process analysis; The overall layout of the transmission and determine the transmission scheme; Completed a shaft assembly, Lord box second shaft assembly, Lord box about Lord box, Lord box Countershaft assembly, Lord box of shift sliding shift operation, deputy box Countershaft assembly, deputy box around the output shaft assembly design and checking; Conducted this transmission cabinet design; The transmission properties were analyzed. Mainly includes the transmission, the influence on the economy of vehicle dynamic calculation, the shift timing and speed matching; Lord the vice box the axis ANSYS statics analysis; Painted this transmission assembly drawings of 1 card with 23 zhang parts graph; Through this design results, basic completed CA10TA190M twin manual shift transmission Countershaft ten imitation shape design. Key words: CA10TA190M；Transmission；Twin Countershaft；Design 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 目 錄 摘要 Ⅰ AbstractⅡ 第 1 章 緒論 1 1.1 選題的目的依據和意義 .1 1.1.1 選題的目的 1 1.1.2 選題的依據 1 1.1.3 選題的意義 4 1.2 重型商用車變速器的研究現狀 .4 1.2.1 國外重型商用車變速器的研究現狀 4 1.2.2 國內重型商用車變速器的研究現狀 5 1.3 設計的基本內容與解決的主要問題 .9 1.3.1 設計的基本內容 9 1.3.2 設計解決的主要問題 9 第 2 章 車型參數的確定與校核 .11 2.1 一汽解放 J6 車型參數 11 2.1.1 車型參數的確定 11 2.1.2 車橋參數的確定 14 2.2 車型技術參數校核 .14 2.2.1 質量參數 14 2.2.2 軸距和輪距 15 2.2.3 軸荷分布 15 2.2.4 動力性參數 16 2.2.5 燃油經濟性參數 16 2.2.6 最小轉彎直徑 17 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 2.2.7 通過性 17 2.2.8 操作穩(wěn)定性 17 2.2.9 制動性 18 2.2.10 發(fā)動機最大功率與最大功率轉速 18 2.2.11 發(fā)動機最大轉矩與最大轉矩轉速 19 2.2.12 主減速比 19 2.3 本章小結 .22 第 3 章 變速器的裝配工藝性分析 23 3.1 變速器的裝配工藝性分析 .23 3.1.1 產品能分成若干個獨立裝配的單元 23 3.1.2 要有正確的裝配基準 23 3.1.3 便于裝配與拆卸 24 3.1.4 正確選擇裝配方法是盡量減少裝配時的修配和機加工 25 3.2 本章小結 .26 第 4 章 CA10TA190M 雙中間軸變速器的總體布置 27 4.1 CA10TA190M 雙中間軸變速器的結構特點 27 4.1.1 主副箱結構 27 4.1.2 換擋滑套與同步器 28 4.1.3 細高齒與“ 對齒” 29 4.1.5 潤滑與密封 31 4.1.6 齒輪強度 31 4.1.7 操縱機構 31 4.1.8 取力形式 31 4.1.9 成本與壽命 31 4.2 CA10TA190M 雙中間軸變速器的工作原理和動力傳遞路線 32 4.2.1 CA10TA190M 雙中間軸變速器的工作原理 .32 4.2.2 CA10TA190M 雙中間軸變速器的動力傳遞路線 .34 4.3 CA10TA190M 雙中間軸變速器的裝配 34 4.4 變速器傳動機構分析和布置方案的設計 .34 4.4.1 兩軸式變速器和中間軸式變速器多中間軸式變速器的特點分析 35 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 4.4.2 變速器倒檔 布置方案分析確定 36 4.4.3 傳動機構布置中齒輪安排的分析確定 37 4.5 變速器零部件結構方案分析確定 .38 4.5.1 齒輪形式 38 4.5.2 變速器自動脫檔機構形式分析確定 39 4.6 本章小結 .40 第 5 章 變速器主要參數的確定 .41 5.1 變速器檔位數目及各檔傳動比 .41 5.1.1 變速器檔位數目的確定 41 5.1.2 變速器一檔傳動比的確定 41 5.1.3 變速器各檔傳動比的確定 43 5.2 變速器中心距的確定 .48 5.3 變速器的外形尺寸 .50 5.4 變速器的齒輪參數的確定 .50 5.4.1 齒輪齒數 50 5.4.2 齒輪模數 51 5.4.3 齒形、壓力角及螺旋角 54 5.4.4 齒寬 55 5.4.5 齒頂高系數 56 5.4.6 齒輪的修正 56 5.5 變速器各檔齒輪齒數的分配 .58 5.5.1 確定主箱一檔 齒輪副參數 60 5.5.2 確定主箱常嚙合齒輪副參數 64 5.5.3 確定主箱二檔齒輪副參數 67 5.5.4 確定主箱三檔齒輪副參數 71 5.5.5 確定主箱四檔齒輪副參數 74 5.5.6 確定主箱取力齒輪參數 77 5.5.7 確定主箱二軸倒檔齒輪與惰輪傳動副參數 78 5.5.8 確定主箱倒檔惰輪與左右中間軸倒檔齒輪副參數 82 5.5.9 確定副箱高檔齒輪副參數 85 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 5.5.10 確定副箱低檔齒輪副參數 89 5.6 精確計算主副箱各檔傳動比 .94 5.7 主副箱各檔齒輪幾何參數 .97 5.8 本章小結 .97 第 6 章 變速器齒輪的設計及校核 98 6.1 齒輪的材料選擇 .98 6.1.1 齒輪壞損形式及防止措施 98 6.1.2 齒輪傳動設計準則 100 6.1.3 齒輪的材料選擇 100 6.2 計算主副箱各軸轉矩 .102 6.3 齒輪的強度計算 .103 6.3.1 輪齒的彎曲應力 103 6.3.2 輪齒接觸應力 106 6.3.3 主副箱各檔齒輪的強度計算校核 107 6.4 計算主副箱各檔齒輪的在嚙合點處的受力 .119 6.4.1 主箱一檔齒輪受力 120 6.4.2 主箱二檔齒輪受力 120 6.4.3 主箱三檔齒輪受力 120 6.4.4 主箱四檔齒輪受力 121 6.4.5 主箱常嚙合齒輪受力 121 6.4.6 主箱倒檔齒輪受力 122 6.4.7 主箱一檔時副箱低檔齒輪受力 123 6.4.8 主箱一檔時副箱高檔齒輪受力 123 6.4.9 變速器 R2 檔時副箱低檔齒輪受力 .124 6.4.10 變速器 R2 檔時副箱高檔齒輪受力 .124 6.5 本章小結 .125 第 7 章 變速器主副箱各總成的設計 .127 7.1 軸的設計 .127 7.1.1 軸的功用及其設計要求 127 7.1.2 軸的結構設計 127 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 7.1.3 初步確定軸的尺寸 129 7.2 主副箱各軸尺寸設計 .131 7.2.1 主副箱各軸總成詳細尺寸 131 7.2.2 主副箱各軸總成軸段設計 131 7.3 計算主副箱各軸與齒輪的花鍵 .134 7.3.1 花鍵的特點及應用 134 7.3.2 主副箱各軸花鍵的設計公式 135 7.3.3 計算主副箱各軸與齒輪漸開線花鍵 135 7.4 主副箱各軸總成校核 .140 7.4.1 主箱一軸總成校核 140 7.4.2 主箱二軸總成校核 146 7.4.3 主箱左右中間軸總成校核 158 7.4.4 主箱倒檔惰輪軸總成校核 167 7.4.5 副箱左右中間軸總成校核 171 7.4.6 副箱輸出軸總成校核 179 7.5 本章小結 .183 第 8 章 操縱機構和箱體的確定 .184 8.1 換擋操縱機構概述 .184 8.1.1 換擋操縱機構的功用 184 8.1.2 換擋操縱機構結構的設計要求 184 8.2 換檔操縱機構零部件的選用185 8.2.1 換擋位置圖 185 8.2.2 變速器換檔機構形式 185 8.3 變速器的操縱形式 .188 8.3.1 直接操縱手動換擋變速器 188 8.3.2 遠距離操縱手動換擋變速器 189 8.4 鎖止裝置 .189 8.4.1 互鎖裝置 189 8.4.2 自鎖裝置 191 8.4.3 倒檔鎖裝置 192 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 8.5 變速器箱體的設計 .193 8.6 本章小結 .194 第 9 章 變速器與整車匹配性計算 195 9.1 汽車動力性評價指標 .195 9.1.1 汽車的最高車速 195 9.1.2 汽車的加速時間 195 9.1.3 汽車的最大爬坡度 195 9.2 汽車燃油經濟性的評價指標 .196 9.2.1 單位行駛里程的燃油消耗量 196 9.2.2 單位運輸工作量的燃油消耗量 196 9.2.3 消耗單位燃油所行駛的里程 196 9.2.4 汽車燃油經濟性的影響因素 196 9.2.5 變速器檔數對燃油經濟性的影響 197 9.3 汽車動力性計算 .197 9.3.1 發(fā)動機功率—扭矩曲線 197 9.3.2 汽車速度—發(fā)動機轉速曲線 197 9.3.3 汽車行駛驅動力圖 198 9.3.4 汽行駛驅動力—行駛阻力圖 198 9.3.5 加速性能曲線 199 9.3.6 最大驅動力與經濟車速分析 200 9.4 換擋時機與發(fā)動機轉速的匹配 .200 9.4.1 車速與發(fā)動機轉速之間的關系 200 9.4.2 兩腳離合換擋方法舉例 201 9.5 本章小結 .203 第 10 章 主副箱各軸 ANSYS 靜力學分析 .204 10.1 有限元基本理論簡介 .204 10.2 有限元分析的基本步驟 .205 10.2.1 一軸的 ANSYS 靜力學分析 .205 10.2.2 二軸的 ANSYS 靜力學分析 .209 10.2.3 主箱左右中間軸的 ANSYS 靜力學分析 .224 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 10.2.4 副箱左上中間軸的 ANSYS 靜力學分析 .228 10.2.5 副箱右下中間軸的 ANSYS 靜力學分析 .231 10.2.6 輸出軸的 ANSYS 靜力學分析 .234 10.3 本章小結 .237 結論 238 參考文獻 .240 致謝 243 附錄 A244 附錄 B 254 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 1.1 選題的目的、依據和意義 1.1.1 選題的目的 我國公路運輸的迅速發(fā)展，對大功率發(fā)動機的需求量不斷增加，重型貨車新品動 力總成方面的變化主要表現在發(fā)動機功率水平正在提高，排量為 10L 以上的發(fā)動機裝 車率不斷增長，大排量發(fā)動機成為企業(yè)研發(fā)的熱點。但重型商用車變速器的研發(fā)處于 相對滯后狀態(tài)，阻礙了重型商用車的發(fā)展。為了滿足重型商用車不斷地高轉速化、大 傳遞轉矩的發(fā)展趨勢，因此本課題進行了 CA10TA190M 雙中間軸變速器的設計。 1.1.2 選題的依據 雙中間軸變速器在重型商用車上應用十分廣泛，而變速器是整車的關鍵總成之一。 其功用是在不同的使用條件下, 改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速, 使汽車得到 不同的牽引力和速度, 同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。 在汽車開發(fā)過程中變速器參數的選擇十分重要。因為它們關系到車輛的動力性和 燃油經濟性。如不同車速時驅動力和行駛阻力之間的關系，當車速低于最高車速時， 驅動力大于行駛阻力，這樣汽車就可以利用剩余的驅動力加速或爬坡，這些都與變速 器的參數有關。通過對CA10TA190M雙中間軸變速器設計讓我更加的了解變速器參 數的選擇過程和優(yōu)化過程。 汽車變速器的設計是一個復雜的系統(tǒng)工程。其設計的優(yōu)劣決定著整車的動力性、 燃油經濟性和行駛平順性等多方面的使用性能。這就對變速器設計人員提出較高的要 求。因此，采用成型軟件進行齒輪、軸的設計與校核，軸承的校核。采用PRO/E軟件 進行齒輪、軸立體圖的繪制，并將所得圖形導入到ANSYS軟件中對其進行靜力學分 析。采用AutoCAD繪制二維平面圖。這樣能夠較好的提高設計的效率和質量。 重型汽車變速器是指與重型商用車和大型客車匹配的變速器，盡管在行業(yè)中對變 速器的容量劃分沒有明確的界限，但我們通常將標定輸入扭矩在 900 以上的汽車Nm× 變速器稱為重型汽車變速器。 重型汽車機械式變速器的技術特點：重型汽車的裝載質量大，使用條件復雜。欲 保證重型汽車具有良好的動力性、經濟性和加速性，必須擴大變速器傳動比的范圍并 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 2 增加檔位數。為避免變速器的結構過于復雜和便于系列化生產，多采用組合式機械變 速器。即以一種 4～6 檔變速器為主體，通過更換系列齒輪副和配置不同的副變速器， 得到一組不同檔位數、不同傳動比范圍的變速器系列。目前，組合式機械變速器已成 為重型汽車采用的主要型式。組合式機械變速器一般分為倍檔(分段式配檔)組合式機 械變速器和半檔(插入式配檔)組合式機械變速器。 倍檔組合式機械變速器，如圖 1-1 所示。 圖 1-1 雙中間軸倍檔組合式變速器 倍檔組合式機械變速器是在主變速器后部串聯安裝一個 2 檔(高檔和低檔)副變速 器，將主變速器的檔位數增加 1 倍，所增加的檔位傳動比數值等于主變速器傳動比和 副變速器傳動比的乘積，而且齒輪對數少于檔位數，因此箱體尺寸縮短，軸的長度減 短，剛度增大，所以增大了變速器的容量。例如在一個 5 檔主變速器后端，串聯安裝 一個具有高、低 2 檔的副變速器，即可組成 10 檔(或 9 檔)倍檔組合式機械變速器。 增加倍檔組合式變速器最大輸入扭矩和最低檔傳動比的技術難點是副變速器低檔齒輪 的強度容量不足，超出齒輪輪齒的承載能力。解決的辦法是將由一個輪齒承受的載荷 分流給幾個輪齒來承擔。這樣一來，輸入齒輪扭矩不變，每個輪齒的負荷將等于同時 接觸齒數的平均數值。 倍檔組合式變速器的副變速器功率分流方法有兩種：一種是采用行星齒輪系的傳 動方法，這種結構非常緊湊，體積小而扭矩容量大，直到現在仍廣泛應用；另一種功 率分流的方法是采用雙中間軸傳動結構。雙中間軸傳動最大工藝難點是保證主傳動齒 輪能和所嚙合的雙中間軸齒輪的輪齒同時接觸問題，解決的辦法是用浮動主傳動齒輪 的方法來消除齒軸對位的制造誤差，確保輪齒同時接觸，達到功率分流的目的。與此 相適應的換檔同步器也有一定的浮動量。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 3 雙中間軸倍檔組合式變速器具有如下優(yōu)點： 1．由于一軸和二軸上各檔齒輪同時與兩根中間軸上對應的齒輪相嚙合，功率分 流，從理論上講，每對齒輪上傳遞的扭矩為 ，這就使每對齒輪傳遞的扭矩減少 50%，1/2 使變速器的中心距、齒輪模數和寬度可以減小，從而減小變速器的質量和尺寸，特別 是長度尺寸。 2．由于二軸從動齒輪在軸上處于徑向浮動狀態(tài)，兩根中間軸的軸心線均勻分布 在以二軸理論軸心為圓心、以中心距為半徑的圓柱面上，所以二軸上各檔齒輪及一軸 齒輪在與兩根中間軸上的對應齒輪相嚙合產生的徑向力達到平衡，即互相抵消。二軸 不承受徑向力，只傳遞扭矩，這樣二軸可以設計得細一些，結構可以簡單一些，其后 軸承可以選擇較小的規(guī)格，這也有助于減小變速器的質量和尺寸。 3．由于二軸齒輪的徑向浮動和二軸的鉸接式浮動的結果，使得齒輪在嚙合時能 自動抵消一部分制造和裝配誤差，嚙合質量優(yōu)于單中間軸。嚙合區(qū)容易達到設計要求， 實際使用情況也證實了這點。這就有利于降低嚙合噪聲和提高耐用度。 4．由于雙中間軸倍檔組合式變速器可以明顯地減小變速器的質量和軸向尺寸， 利用這種優(yōu)點，可提高變速器的最大傳遞功率和扭矩，擴大使用范圍。 半檔組合式機械變速器，如圖 1-2 所示 圖 1-2 ZF 公司 ECOSPLIT-16S 半檔組合式機械變速器 將副變速器傳動比均勻地插入傳動比間隔大的主變速器各檔傳動比之間，使變速 器的檔位數增加 1 倍。半檔副變速器串聯在主變速器前部，它只有一對齒輪副和換檔 同步器。早期的半檔副變速器由單獨的一個箱子組成，近年來發(fā)展成將半檔齒輪副直 接放到主變速器之內，既縮短變速器長度又簡化半檔結構。半檔副變速器由一對類似 一軸常嚙合齒輪副組成，齒圈套在動力輸入軸上自由轉動，當動力輸入軸上的齒圈與 主變速器一軸結合時，各檔傳動比均由主變速器一軸齒輪副組成。當齒圈與動力輸入 軸上的接合齒連接時，常嚙合齒輪與主變速器上的中間軸連接，因此主變速器中間軸 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 4 也旋轉，由此組成的各檔傳動比均勻地插人主變速器各檔傳動比之間。型號為 ZFAK/6-80+GV80 的半檔組合式機械變速器，由 6 檔 AS6-80 主變速器串聯半檔副變 速器組成。最大輸入扭矩為 ，傳動比范圍 0.83～9.0，倒檔傳動比為 7.05/8.46。Nm× 這種變速器曾在歐洲廣泛使用，如歐曼、依維柯、斯太爾、沃爾沃等。ZF 公司開發(fā) 的 ECOSPLIT-16S 型 16 檔組合式機械變速器，在 4 檔主變速器前端加裝一對半檔齒 輪副等機構，再在后端串聯行星齒輪傳動副變速器。主變速器二軸一直伸入半檔齒輪 副的動力輸入軸孔內，主變速器一軸在中間軸上自由轉動。變速器最大輸入扭矩 1600 ，傳動比范圍為 1.00～13.63 或 0.85～11.46，倒檔傳動比為 9.41/11.06 或Nm× 8.64/10.15，長度約 950 ，總質量約 300 。kg 半檔組合式變速器在國外被廣泛應用，特別是在歐洲中型和中重型汽車大量采用 這種變速器，其中長途汽車(包括大客車)應用得更多些。汽車發(fā)動機功率從 85～200Kw 的各種車輛多用半檔副變速器增加檔位，因為半檔組合式變速器的長度 小于倍檔組合式變速器，而且它的結構簡單、成本低、維修保養(yǎng)容易，深受用戶青睞。 國外中型和重型汽車發(fā)動機功率在 200 以下的基本上都采用半檔組合變速器，發(fā)kW 動機功率在 200 以上的多采用倍檔(或倍檔加半檔)組合式變速器。kW 1.1.3 選題的意義 汽車變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬 坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時是發(fā)動機 在最有利的工況范圍內工作。隨著汽車對安全、節(jié)能、環(huán)保的不斷重視，汽車變速器 作為整車的一個關鍵部件，其產品的質量對整車的安全使用及整車性能的影響是非常 大的，因而對汽車變速器進行有效的優(yōu)化設計計算是非常必要的。雙中間軸變速器在 我國重型商用車商應用十分廣泛，通過CA10TA190M雙中間軸變速器的設計，讓我 充分了解變速器的構造和設計過程，鍛煉了獨立思考能力和繪圖能力，并使 CA10TA190M雙中間軸變速器的性能得到優(yōu)化。 1.2 重型商用車變速器的研究現狀 1.2.1 國外重型商用車變速器的研究現狀 在國外，變速器專業(yè)化生產廠家很注重產品系列化，為主機廠選擇最滿意的變速 器提供了極大的方便和靈活性。例如德國 ZF(采埃孚)公司有中心距 80、95、105、115、120、143、154 7 種基型變速器，適應輸入扭矩為 130～1900m ，檔位數 3 到 17 個，有各種操縱方式的變速器適應不同匹配要求的車輛。日本Nm× 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 5 豐田汽車公司愛信精機公司備有中心距 72、78、88、98、135 5 種基型組合，286m 種變速器供用戶選擇。而我國眾多的汽車變速器生產企業(yè)，尚沒有形成本企業(yè)的變速 器系列化產品。在國際市場上，德國采埃孚公司是單中間軸結構的代表，美國伊頓公 司是雙中間軸結構的代表。 1．德國 ZF9S109 多檔變速器結構特點 德國 ZF 公司生產的 9S109 同步器型倍檔 9 檔組合式變速器，主變速器有 5 個前 進檔，副變速器為行星齒輪系傳動結構。當副變速器中的同步器接合套與固定外齒圈 接合時，行星齒輪內齒圈被固定而不能轉動，則副變速器掛入低檔，此時將主變速器 分別掛入 5 個不同檔位可得到組合式變速器 5 個較大的傳動比。當使接合套與副變速 器高檔齒圈接合時，行星齒輪軸、輸出軸、行星齒輪內齒圈和副變速器輸入軸齒輪固 定在一起而同步旋轉，則副變速器掛入高檔(直接檔)，主變速器的 5 個檔位傳動比即 分別等于組合式變速器 5 個較小的傳動比。由于有兩個傳動比數值很接近，故省掉一 個傳動比，組成 9 檔變速器。變速器最大輸入扭矩 1250 ，總質量 310 ，與發(fā)Nm×kg 動機直接連接或獨立安裝，左臥式或右臥式。變速器的操縱系統(tǒng)由旋轉軸遠距離操縱 或直接操縱，雙 H 型換檔排列，副變速器由壓縮空氣自動換檔，爬行檔和倒檔用嚙合 套換檔，其他檔用同步器換檔。 2．美國伊頓公司富勒系列雙中間軸變速器結構特點 美國伊頓公司生產的 RT-11509C 雙中間軸倍檔 9 檔組合式機械變速器，主副變 速器皆采用雙中間軸結構。主變速器有 5 個前進檔。副變速器為 2 檔(高檔和低檔)齒 輪傳動，由于有 2 個傳動比很接近，故省掉一個，組成 9 檔變速器。變速器最大輸入 扭矩 1250 ，總質量 310 ，與發(fā)動機直接連接或獨立安裝，左臥式或右臥式。Nm×kg 變速器的操縱系統(tǒng)由旋轉軸遠距離操縱或直接操縱，雙 H 型換檔排列，副變速器由 壓縮空氣自動換檔，爬行檔和倒檔用嚙合套換檔，其他檔用同步器換檔。 這是短軸距大功率重型汽車和特種車輛最理想的變速器。RT-11509C 型變速器最 大輸入扭矩 1500 ，最大輸入功率 265 ，總長度 735mm，雙 H 或單 H 操縱，Nm×kW 可左操縱亦可右操縱，總質量 270 。g 1.2.2 國內重型商用車變速器的研究現狀 國內重型車變速器產品的技術多源于美國、德國、日本幾個國家，引進技術多為 國外上世紀 80～90 年代的產品。作為汽車高級技術領域的重型汽車變速器在國內漫 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 6 長的引進消化過程中，如今已有長足的進步，能夠在原有技術引進的基礎上，通過改 型自行開發(fā)出符合配套要求的新產品，每年重型車變速器行業(yè)都能有十幾個新產品推 向市場。但從當今重型車變速器的發(fā)展情況來看，在新產品開發(fā)上國內重型車變速器 仍然走的是一般性的開發(fā)過程，沒有真正的核心技術產品；從國內重型汽車變速器市 場容量來看，有三分之一的產品來自進口，而另外三分之二的產品中有 80%以上源自 國外技術，國內自主開發(fā)的重型汽車變速器產品銷量很小，從而說明國內重型汽車變 速器廠家的自主開發(fā)能力仍然很薄弱，應對整車新車型配套產品的能力遠遠不夠。我 國城市車輛將重點發(fā)展的 13.8 客車上使用的變速器，目前只有 ZF 一家能向國內企m 業(yè)供應，就足以說明國內的重型車變速器企業(yè)仍然很渺小，在技術方面仍然有很長的 路要走。 國內重型汽車變速器幾乎由陜西法士特齒輪有限責任公司、綦江齒輪傳動有限公 司、山西大同齒輪集團有限責任公司、一汽哈爾濱變速器廠等幾大家包攬。這些企業(yè) 生產的變速器產品針對的市場各有側重，像陜西法士特在 8 以上重型車市場占有率t 達到 40%以上，并且在 15 以上重型車市場占有絕對的優(yōu)勢，擁有 85%以上的市場份t 額；綦江齒輪傳動有限公司主要為安凱、西沃、亞星奔馳、桂林大宇及廈門金龍等企 業(yè)的 7～12 高檔大、中型客車以及總質量在 14～50 重型載貨車、鞍式牽引車、自mt 卸車及各種專用車、特種車配套；山西大同齒輪集團配套市場主要在 8～10 級的低t 噸位重型載貨車。 市場結構情況是法士特一家獨大，內部配套尚難以滿足。國內重卡廠家中，現在 僅有一汽、重汽和北奔內部有相應的變速器廠可以生產重卡變速器（東風和江淮的內 部變速器廠主要生產中卡和輕卡變速器） ，但這些集團內部重卡變速器供應商所占市 場份額僅在 10%左右，90%的重卡變速器市場份額由獨立的專業(yè)變速器供應商配套， 而這其中法士特又一家獨大。 1．國內重型商用車企業(yè)變速器配套情況 中國重汽、一汽解放和東風商用車作為商用車的三強企業(yè)，其重型車的市場份額 都 15%以上，三家共占重型商用車 55.79%以上的市場份額。 從表 1.1 可以看出，前三強的商用車企業(yè)均設有附屬的變速器生產廠，或是內總 生產廠，或是控股企業(yè)，因此，大部分變速器均來自內配。 重汽自配變速器占 60%，其它的 40%來自法士特、綦齒等企業(yè)，2008 年末，重汽重 組了山西大同齒輪公司，而其位于山東濟南章丘的變速器生產線也開始生產 AMT 變 速器，且是國內第一臺批量生產并裝配上市整車的 AMT 變速器，重汽變速器的需求 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 7 將更多來自其下屬生產廠的提供，同時將進一步減少法士特、綦齒等企業(yè)的配套份額。 表 1.1 商用車三強與福田重卡變速器資源狀況對比 企業(yè)名稱 內部變速器企業(yè) 控股變速器企業(yè) 不可控社會變速器 企業(yè) 中國重汽 重汽橋箱公司的變速器 配套份額大約占 60% — 法士特、綦齒（少 量）等： 40% 一汽解放 解放變速器分公司的變速器配套約占 40% 一汽哈爾濱變速器 12% 法士特、ZF 等：48% 東風商用車 東風變速器公司 35% — 法士特 52%；重汽 大齒、韶關齒輪、 ZF 等 13% 北汽福田 — — 法士特 90%、重汽大齒等 10% 表 1.2 我國主要重型商用車用變速器生產企業(yè)產能及配套情況 生產企業(yè) 產能 產品配套 陜西法士特 80 萬臺 重卡變速器市場占有率 80%，進入客車配套 領域。占東風商用車變速器 52%、北汽福田 90%的配套份額 綦江齒輪傳動有限公司 6 萬臺 適用于 7～12 米高檔大、中型客車，總質量 10～50 噸重型載貨車及各式專用車、特種車。 在 7～8 米客車市場占據 43%份額，在 9 米以 上客車領域份額達到 70% 中國重汽集團大同齒輪有 限公司 12 萬臺 中、重型卡車的單中間軸變速器。2008 年大 齒正式進入中國重汽集團，占北汽福田變速 器 10%的份額 一汽哈爾濱變速器廠 12 萬臺 10 米以上客車、15～20 卡車用變速器，客t 車占優(yōu)勢，占一汽解放變速器配套 12%的份 額 一汽解放汽車有限公司變 速器分公司 15 萬臺 一汽解放 J5 和 J6 指定產品，約占一汽解放變 速器 40%的份額 東風汽車變速器有限公司 16.5 萬臺 產品可配套重、中、輕等商用車各系列車型 中國重汽（香港）有限公 司變速器部 5 萬臺 重點研發(fā)、制造重卡變速器，主要配套中國 重汽卡車 采埃孚傳動技術（杭州） 有限公司 4 萬臺 為寶馬、奔馳、沃爾沃等整車廠商配套 一汽解放下屬生產變速器的廠家有兩個，40%來自一汽解放變速器分公司，12% 的配套來自控股公司一汽哈變，48%的配套則來自法士特、ZF 等企業(yè)。2008 年，一 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 8 汽哈變?yōu)橐黄夥盘峁?2 萬臺左右的變速器，一汽解放變速器分公司為一汽解放提供 了約 5 萬臺變速器，法士特提供了 6 萬多臺變速器，可見法士特仍是一汽解放重型變 速器的主要供應商。 東風商用車自配的變速器份額為 35%，其它 52%來自法士特，13%則來自重汽大 齒、韶關齒輪以及 ZF 等企業(yè)。北汽福田沒有自己的變速器廠，其車型所使用的變速 器 90%以上都來自法士特，10%則來自重汽大齒等企業(yè)。 從國內這三強的商用車企業(yè)以及福田重卡變速器的配套情況可以看出，國內的重 型汽車變速器幾乎由陜西法士特、綦江齒輪傳動有限公司、重汽集團大同齒輪和一汽 哈爾濱變速器廠等幾大廠家包攬。 2．一汽解放汽車有限公司變速器分公司生產企業(yè)情況介紹 表 1.3 一汽解放變速器分公司主要產品技術平臺及參數情況 技術平臺 產品型號 扭矩（ ）Nm× 匹配 （ ）hp檔位 適用車型 CA6T123 520～685 130～180日本日野 CA6T138 735～835 180～220 機械式同步器 變速器 CA6T150 930～1470 220～280 6 CA7T156 1078～1176 180～260 7自主研發(fā)美國 伊頓優(yōu)化 CA8T150 1350～1500 240～280 8 公路載重車、自卸車、 牽引車、高檔客車、 起重機、礦用及重型 消防車等 FS(O)10209 1500～1750 260～350 解放 J6 換代卡車指定匹配產品 美國伊頓 CA9T160 1500～1750 260～350 9 解放 J5P 奧威歐 Ⅲ系 列重卡指定匹配產品 自主研發(fā)美國 伊頓優(yōu)化 CA10T150 1350～1750 260～350 10 公路載重車、自卸車、 牽引車、高檔客車、 起重機、礦用及重型 消防車等 一汽解放汽車有限公司變速器分公司是一汽集團中重型卡車變速器產品的專業(yè)生 產企業(yè)，擁有年產 15 萬套變速器的生產能力。一汽解放汽車有限公司變速器分公司 先后引進了日本日野、美國伊頓公司的變速器產品和技術，通過技術吸收和創(chuàng)新，成 功開發(fā)了不同規(guī)格的產品，扭矩覆蓋 530 ～2200 ，擁有 6、7、8、9、10 等Nm× 檔位，并形成了中、重型兩大類共 7 個產品系列，可完全滿足國Ⅲ環(huán)境保護標準要求。 一汽哈變產品除供給一汽集團外，部分產品也為國內其它重型商用車企業(yè)，如安徽江 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 9 淮、中通、丹東黃海、亞星商用車、恒通、安凱、福田等等配套，部分總成和零部件 產品已經實現出口。 1.3 設計的基本內容、解決的主要問題 1.3.1 設計的基本內容 1．進行變速箱的裝配工藝分析 2．確定設計方案與基本參數； 3．進行主副箱各檔齒輪的設計與校核； 4．進行主副箱軸的設計與校核； 5．進行主副箱軸承的選擇與校核； 6．進行主箱滑動套的設計與校核； 7．進行操縱機構的設計和副箱同步器的選用； 8．進行變速器箱體設計； 9．進行變速箱的性能分析； 10．進行了主副箱各軸 ANSYS 靜力學分析； 11．撰寫設計說明書； 12．繪制變速器總裝圖與零件圖； 13．檢查設計說明書與圖紙。 1.3.2 設計解決的主要問題 1．參考相關文獻資料，利用所選定的車型參數，完成 CA10TA190M 雙中間軸 變速器的結構布置，并且掌握 CA10TA190M 雙中間軸變速器的工作原理和結構特點； 2．根據設計參數并結合結構工藝性和變速器的徑向尺寸等要求，確定 CA10TA190M 雙中間軸變速器的傳動方案； 3．確定 CA10TA190M 雙中間軸變速器的齒輪參數。根據重型商用車變速器傳 動方案確定各檔齒輪齒數的分配，按齒輪受力、轉速、噪聲要求等情況選擇齒輪的變 位系數、壓力角、螺旋角、模數和齒頂高系數； 4．使用相關書籍資料，采用已有的設計與校核軟件，進行齒輪、軸、軸承的設 計與校核； 5．使用 CAD 軟件繪制 CA10TA190M 雙中間軸變速器的裝配圖、零件圖，撰寫 設計說明書； 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 10 6．使用 PRO/E 軟件繪制 CA10TA190M 雙中間軸變速器主箱一軸、主箱二軸、 主箱左右中間軸、副箱左右中間軸、輸出軸立體圖，導入到 ANSYS 中，對二者分別 進行靜力學分析，得出相應結論； 7．進行汽車變速器換擋時機與車速、發(fā)動機轉速的匹配，以及汽車動力性、經 濟性的校核，實現與整車性能的優(yōu)化匹配。 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 11 第 2 章 車型參數的確定與校核 2.1 一汽解放 J6 車型參數 2.1.1 車型參數的確定 表 2.1 解放 J6 重卡 350 馬力 6×4 自卸車(平頭)(CA3250P66K2L1T1A1E)車型參數 基本信息 公告型號 CA3250P66K2L1T1A1E 類型 自卸車 驅動形式 6×4 軸距 3800+1350m 車身長度 8480m車身寬度 2495 車身高度 3300 輪距 前輪距：2050后輪距：1830/1830 前懸 1470 后懸 1460 整車重量 12t額定載重 12.805t 最大總質量 25 最高車速 75 /kmh 接近角 24° 離去角 24° 噸位級別 重卡 最大爬坡度 70%（34.99°） 備注：選裝環(huán)保上蓋,貨廂自卸方式為后卸，額定載質量 12805kg 對應準乘人數為 3 人額定 貨箱參數 貨箱(斗)長度 5800m貨箱(斗)寬度 2300m 貨箱(斗)高度 1160 貨箱(斗)形式 自卸式 發(fā)動機 發(fā)動機型號 錫柴 CA6DL2-35E3F 汽缸數 6 燃油種類 柴油 汽缸排列形式 直列 排量 8.6L 排放標準 國Ⅲ 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 12 馬力 350hp最大輸出功率 231kW 扭矩 1350 Nm×最大扭矩轉速 1400 RPM 發(fā)動機廠商 錫柴 額定轉速 2100 系列 6DM 奧神 發(fā)動機形式 直列六缸、四沖程、水冷 卻、增壓中冷、電控共軌 直接噴射式 全負荷最低燃 油耗率 195 /gkWh×發(fā)動機凈重 1000kg 進氣形式 增壓中冷 壓縮比 17.5∶1 一米外噪音 95dB汽缸行程 155m 汽缸缸徑 123m每缸氣門數 4 離合器形式 430 — — 變速器 變速器型號 一汽 CA10TA190M 直接檔 變速器形式 雙中間軸、主副箱結構， 副箱帶同步器 變速器檔位數 前進擋 10 個，倒檔 2個 變速器油容量 13/13.5(帶取力器)L 變速器重量 342kg取力器 SAE1#傳動比 1.026，采 用后取力器，增大取力器 扭矩，950 Nm× 倒檔 R1 傳動 比 3.382 倒檔 R2 傳動比 15.098 10 檔傳動比 1 9 檔傳動比 1.345 8 檔傳動比 1.83 7 檔傳動比 2.464 6 檔傳動比 3.301 5 檔傳動比 4.464 4 檔傳動比 6.003 3 檔傳動比 8.166 2 檔傳動比 11 1 檔傳動比 14.78 副箱中心距 148m主箱中心距 148m 換擋方式 手動 操縱形式 直接操縱，遠距離單、雙 桿操縱 最大輸入扭矩 1900 N×是否有同步器 是 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 13 底盤和輪胎 前橋允許載荷 7000kg后橋型號 300 輪減橋 后橋形式 并裝雙軸 后橋允許載荷 18000kg 輪胎形式 轉向輪:真空胎 后輪:鋼絲胎 輪胎數 10 個 輪胎規(guī)格 12.00R20 — — 圖 2-1 一汽解放 J6 重卡 350 馬力 6×4 自卸車(平頭)(CA3250P66K2L1T1A1E) 圖 2-2 一汽 CA10TA190M 雙中間軸變速器 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 14 圖 2-3 一汽解放 300 輪邊減速橋 2.1.2 車橋參數的確定 表 2.2 一汽解放 300 輪邊減速橋技術參數 型號 形式 額定載荷 / kg 從動齒直 徑/ m制動器尺寸 / 速比 300 冷軋內脹 2×16000 300 410×220 5.128/5.769/6.561/4.682 300 整體鑄造 2×16000 300 410×220 5.128/5.769/6.561/4.682 一汽在車橋研發(fā)上，采用先進技術的同時，吸收和借鑒了引進日產柴產品的技術 和經驗，同時采用例如等高齒、整體擴張橋殼等技術，開發(fā)出滿足一汽商用車需求的 產品，覆蓋從輕型車、中型車、重型車及客車等車橋產品線。目前，中重卡產品主要 采用一汽車橋分公司、一汽山改企業(yè)生產的車橋。300 輪邊減速橋在產品的承載、傳 扭、速比范圍、制動力、噪聲和效率等各項指標均領先于國內同類產品。本設計選擇 一汽解放 300 輪減橋速比是 5.769。 2.2 車型技術參數校核 2.2.1 質量參數 0mh 質量系數 是指汽車裝載質量與整車整備質量的比值。該系數反映了汽車的設 計水平和工藝水平， 值越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進，其影響汽車0m 的成本和使用經濟性。 表 2.3 貨車的質量系數 0m? 參數 車型 總質量 ta/0m 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 15 1.8＜ ≤6.0am0.80～1.10 6.0＜ ≤14.0 1.20～1.35貨 車 ＞14.0a1.30～1.70 注：裝柴油機的貨車為 0.80～1.00。 汽車的整備質量利用系數 ： 0m?0eh= 式中： —汽車的載質量； em —整車整備質量。0 ﹤0.80～1.00 （2.1）012.850.9emh== 質量系數在表 2.3 范圍內，所選車型符合要求。 2.2.2 軸距和輪距 軸距 L 對整備質量、汽車總長、最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑有 影響。當軸距短時，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配有影響。轎車的級別 越高，裝載量或載客量多的貨車或客車軸距取得長，對機動性要求高的汽車軸距宜取 短些。增大輪距，隨之而來的是室內寬并有利于增加側傾剛度，但是此時汽車總寬和 總質量增加，并影響最小轉彎直徑變化，受汽車總寬不得超過 2.5 限制，輪距不宜m 過大。 表 2.4 車型軸距和輪距 車 型 類 別 軸 距 /L輪 距 /B 4×2 載貨汽車 1425amt=:4.10～5.60 2.50～4.00 礦用自卸車 60￡3.20～4.20 1.84～3.20 所選車型是 6×4 重型載貨汽車，軸距 3.80+1.35 ，前輪距：2.05 ，后輪距：mm 1.83/1.83 ，因為沒有 6×4 重型載貨汽車軸距輪距參數，所以選擇近似車型軸距和輪m 距進行類比。經過比較，所選車型軸距與輪距均在表 2.4 范圍內，所選車型符合要求。 2.2.3 軸荷分布 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 16 軸荷是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直載荷。也可以 用占空載或滿載總質量的百分比來表示。軸荷分配對輪胎壽命和汽車的使用性能有影 響。 表 2.5 車型軸荷分配 車 型 滿 載 空 載 商用貨車 6×4 后輪雙胎 前 軸：19%～25% 后 軸：75%～81% 前 軸：31%～37% 后 軸：63%～69% 滿載：前軸 19%～25% （2.2）710%285′=@ 后軸 75%～81% （2.3）82 空載：前軸 31%～37% （2.4）.431045′ 后軸 63%～69% （2.5）6.82= 計算所得滿載和空載前后軸載荷分布，基本在表 2.5 范圍內，所選車型基本符合 要求。 2.2.4 動力性參數 微型、輕型貨車最高車速大于中型、重型貨車的最高車速，重型貨車最高車速較 低。 比功率是汽車所裝發(fā)動機的標定最大功率與汽車最大總質量之比。它可以綜合反 映汽車的動力性。我國 GB7258-1997《機動車運行安全技術條件 》規(guī)定：機動車不小 于 4.8 。/kWt 比轉矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩與汽車總質量之比。它能反映汽車的牽引能力。 最高車速： ﹤75～120 （2.6）1max75vkh-=×1kmh-× 比功率： ﹤6～20 （2.7）ax2610.45ebP1kWt- 1kt- 比轉矩： 2 9～50 （2.8）max34.025ebT==1Nmt-×@1Nmt-× 表 2.6 汽車動力性參數范圍 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 17 汽車類別 最高車速 max1vkh-×比功率 1bPkWt-×比轉矩 1bTNmt-× 貨車最大總質量 ﹥14.0tam75～120 6～20 29～50 所選車型的最高車速、比功率、比轉矩基本在表 2.6 范圍內，所選車型基本符合 要求。 2.2.5 燃油經濟性參數 汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經濟車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消 耗量（L/100km）。 表 2.7 貨車單位質量百公里燃油消耗量 總質量 /amt柴油機燃油消耗量 1(0)Ltkmh-éù×êú?? ﹥12 1.43～1.53 所選車型單位質量百公里燃油消耗量 1.48 在表 2.7 范圍內，所選1()t- 車型符合要求。 2.2.6 最小轉彎直徑 inmD 表 2.8 最小轉彎直徑 inmD 車型 級別 最小轉彎直徑 / inm 商用貨車 最大總質量 ﹥14.0 /att13.0～21.0 最小轉彎直徑是指轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪輪轍中心在支承平面 上的軌跡圓的直徑。機動車的最小轉彎直徑不得大于 24 。當轉彎直徑為 24 時， 前轉向軸和末軸的內輪差（以兩內輪軌跡中心計）不得大于 3.5 。m 所選車型最小轉彎直徑 23.2 在表 2.8 范圍內，所選車型符合要求。m 2.2.7 通過性 表 2.9 汽車通過性的幾何參數 車型 最小離地間隙 /minh接近角 /( °)1g離去角 /( °)2g 6×4 貨車 260～350 45～60 35～45 所選車型最小離地間隙 285 ，接近角 24°，離去角 24°，基本在表 2.9 范圍內， 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 18 所選車型基本符合要求。 2.2.8 操作穩(wěn)定性 汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數較多，與總體設計有關并能作為設計指標的有： 1．轉向特性參數 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉向。通常用汽車以 0.4g 的向心加速度沿定圓轉向時，前、后輪側偏角之差( )作為評價參數。此參12d- 數在 1°～3°為宜。 2．車身側傾角 汽車以 0.4 的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制在 3o 以內較好，g 最大不允許超過 7°。 3．制動前俯角 為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以 0.4 減速度制動時，車身的前俯角不大于g 1.5°。 2.2.9 制動性 汽車制動性是指汽車在制動時，能在盡可能短的距離內停車且保持方向穩(wěn)定，下 長坡時能維持較低的安全車速并有在一定坡道上長期駐車的能力。以制動距離 和平tS 均制動減速度 兩項評價汽車的制動效能。j 2.2.10 發(fā)動機最大功率 與最大功率轉速emaxPPn3axmaxmax1()36076140arDeTgfCApuuh3+ 式中： —發(fā)動機最大功率， ；maxePkW —傳動系傳動效率，貨車傳動系效率 可在 0.82～0.85 之間取值T?T? 余志生《汽車理論》 ；6P —汽車總質量， ；amkg —重力加速度， ；g2/ms —滾動阻力系數，對載貨汽車取 0.02；rf 黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計 19 —最高車速， ；maxu/kmh —空氣阻力系數，貨車取 0.8～1.0；DC —汽車正面投影面積， ，若無測量數據，可按前輪距 B1、汽車總高A2 H、汽車總寬 B 等尺寸近似計算。 對載貨汽車 A≈B 1 H=2.495×3.1=7.7345 。2m （2.9）3max2509.8(0.81)7.45(75)0.8.366ep′3 +:: =160.42～176.75 kW 若按此計算得是發(fā)動機 裝有全部附件時，測得的最大有效功率。此功率約maxeP 比發(fā)動機最大功率值低 10%～20%。 因此 （2.10）ax(1.20)(46.217.5)e=:: =179.67～212.11 kW 所選車型發(fā)動機最大輸出功率是 261 ，后備功率足，所選車型符合要