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目 錄
摘要 3
Abstract 4
緒 論 5
第一章 總體設計 8
1.1基本設計參數(shù) 8
1.2 軸數(shù)、驅(qū)動形式、布置形式 8
1.3汽車主要參數(shù)： 8
1.4 軸荷分配： 8
表1-2 質(zhì)量及軸荷分配 9
1.5貨車動力性參數(shù)的確定 9
1.6 其他參數(shù)的確定 9
第二章 發(fā)動機的選取設計 11
2.1 發(fā)動機最大功率計算 11
2.2發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的確定 12
2．3發(fā)動機基本參數(shù) 12
2.4貨車輪胎的選取 13
第三章 車橋的選取 15
3.1驅(qū)動橋的選取 15
3.1.1驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式和布置形式的選擇 15
3.1.2主減速器傳動比的確定 15
3.1.3主減速器結(jié)構(gòu)形式選擇 16
3.1.4驅(qū)動橋參數(shù) 16
3.2轉(zhuǎn)向橋的選取 17
第四章 變速器的選取 18
4.1變速器最大傳動比的確定 18
4.2變速箱參數(shù) 19
第五章 傳動軸的選取 20
第六章 整車性能計算 21
6.1 驅(qū)動力—行駛阻力曲線 21
6.2功率平衡曲線 23
6.3速度時間曲線 23
6.4 各檔最大爬坡度曲線 24
6.5 燃油消耗曲線 25
總 結(jié) 26
致 謝 27
參考文獻 28
摘要
隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，車輛的生產(chǎn)不斷朝著系統(tǒng)化、集成化發(fā)展，各種生產(chǎn)模塊也不斷的推出。由于各種零部件的工業(yè)化、規(guī)?；拖到y(tǒng)化已經(jīng)完成，所以在車輛的設計中，目前更多的是一種類似的選擇和優(yōu)化模式。
本次畢業(yè)設計所研究的載貨汽車動力總成匹配和總體設計，首先考慮載貨汽車在工作中由于載人的屬性，所以需要確保動力性能、安全性能和舒適性能。載貨汽車由于每次載重量并不固定，所以需要根據(jù)最大重量進行計算分析。同時對分析計算，對指定參數(shù)載貨的動力匹配進行了校核，選擇了最佳的動力總成，確保了該車型的優(yōu)良性能。汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)和配合，零部件使用性能和產(chǎn)品的生命力起決定性的影響。
關鍵詞：載貨汽車；動力性能；總體設計
Abstract
With the continuous development of the automobile industry, the production of vehicles is developing towards systematization and integration, and various production modules are constantly introduced. As the industrialization, scale and systematization of various components have been completed, so in the design of vehicles, there are more similar selection and optimization models.
The power assembly matching and overall design of the truck studied in this graduation project firstly considers the power performance, safety performance and comfort performance of the truck because of the manned property in the work. Because the weight of each truck is not fixed, it is necessary to calculate and analyze it according to the maximum weight. At the same time, the dynamic matching of the specified parameters is checked and the best power assembly is selected to ensure the excellent performance of the vehicle. The performance of the automobile depends not only on the performance of the components that make up the automobile, but also on the coordination and coordination of the components to a great extent. The performance of the components and the vitality of the products play a decisive role.
Key words: truck; dynamic performance; overall design
緒 論
汽車自誕生以來，其發(fā)展速度不斷加快，與人們生活的聯(lián)系越來越緊密。汽車已經(jīng)不再是一個簡單的代步和運輸工具，它已成為許多人的生活必需品和文化生活的一部分。汽車的普及程度和技術水平甚至已經(jīng)成為一個國家或地區(qū)現(xiàn)代化程度的標志。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車的產(chǎn)銷量和保有量逐年增加，同時也帶來了能源消耗、環(huán)境污染等許多負面影響。傳統(tǒng)汽車對石油資源的需求越來越大，對生態(tài)環(huán)境的影響也越來越大。更糟糕的是，汽車排放的尾氣中二氧化碳對氣候變暖有著很大的影響；汽車尾氣中氮氧化合物、一氧化碳、未燃碳氫化合物和顆粒排放物等有害物質(zhì)，對人類的生態(tài)環(huán)境都產(chǎn)生了不利的影響。每年全球汽車排放有害氣體約2億噸以上，約占大氣污染總量的60％，是大氣污染的“頭號殺手"。為此，各國制定了一系列十分嚴格的排放法規(guī)，要求汽車生產(chǎn)廠家設法減少汽車排放，開發(fā)無污染和超低污染汽車。面對世界能源匱乏，油價高居不下，環(huán)境污染嚴重的現(xiàn)實，節(jié)油環(huán)保便成為社會關注的焦點。
貨車作為我國物流運輸?shù)闹饕ぞ咧?，其整體結(jié)構(gòu)的性能、穩(wěn)定性、節(jié)油環(huán)保性能等都直接關系到車輛的品行。所以目前我國對貨車的設計中，越來越對其整體結(jié)構(gòu)、動力匹配性進行了關鍵性的研究。避免車輛在設計過程中出現(xiàn)小馬拉大車或者大馬拉小車等現(xiàn)象，既不環(huán)保也不經(jīng)濟。所以對車輛的動力系統(tǒng)進行匹配性設計和總體設計就越發(fā)顯得更加重要。本次課程設計就是在此基礎上進行的。
汽車總體設計的特點：
汽車主要在寬度有限的道路上行駛，同時與汽車比較，還有人、自行車、摩托車等弱勢群體也在使用同一道路，因此存在交通隱患。為了在有限的道路上容納更多的車輛運行，減少交通事故以及從汽車造型和減輕質(zhì)量等方面考慮，對汽車的外形尺寸需要予以限制。
汽車總體設計的基本要求：
(1)汽車的各項性能、成本等，要求達到企業(yè)在商品計劃中所確定的指標。
(2)嚴格遵守和貫徹有關法規(guī)、標準中的規(guī)定，注意不要侵犯專利。
(3)盡量大可能地去貫徹三化，即標準化、通用化和系列化。
(4)進行有關運動學方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉。
(5)拆裝與維修方便。
汽車總體設計的一般順序
(1)調(diào)查研究與初始決策；其任務是選定設計目標，并制定產(chǎn)品設計工作方 針及設計原則，調(diào)查研究的內(nèi)容應包括：老產(chǎn)品在服役中的表現(xiàn)及用戶意見；當前本行業(yè)與相關行業(yè)的技術發(fā)展，特別是競爭對手的新產(chǎn)品與新技術；材料、零 部件、設備和工具等行業(yè)可能提供的條件；本企業(yè)在科研、開發(fā)及生產(chǎn)方面所取 得的新成果等等，它們對新產(chǎn)品設計是很有價值的。
(2)總體方案設計；其任務是根據(jù)領導決策所選定的目標及對開發(fā)目標制定 的工作方針、設計原則等主導思想的設想，因此又稱為概念設計或構(gòu)思設計。為 此要繪制不同的總體方案圖（比例為 1 ：10 ）供選擇。在總體方案圖上進行初 步布置和分析，對主要總成只畫出大輪廓而突出各方案間的主要差別，使方案對 比簡明清晰。經(jīng)過方案論證選出其中最佳者。
(3)繪制總布置草圖，確定整車主要尺寸、質(zhì)量參數(shù)與性能指標以及各總成 的基本型式。在總布置草圖上要較準確地畫出各總成及部件的外形和尺寸并進行 仔細的布置，對軸荷分配和質(zhì)心高度作計算與調(diào)整，以便較準確地確定汽車的軸 距、輪距、總長、總寬、總高、離地間隙、貨廂或車身地板高度等，并使之符合 有關標準和法規(guī)；進行性能計算及參數(shù)匹配。
(4)車身造型設計及繪制車身布置圖：繪制不同外形、不同方向、不同色彩 的車身外形圖．制作相應造型的 1：10 整車模型；從中選優(yōu)后再制作精確模型。 經(jīng)征求意見、工藝分析評審及風洞試驗后作進一步修改，審定后用三坐標測量儀 測量車身模型坐標點。
(5)編寫設計任務書：作為對以后的設計、試驗及工藝準備的指導和依據(jù)。 其內(nèi)容常包括：任務來源、設計原則和設計依據(jù)；產(chǎn)品的用途及使用條件；汽車 型號、承載容量、布置型式及主要技術指標和參數(shù)，包括空車及滿載下的整車尺 寸、軸荷及性能參數(shù)，有關的可靠性指標及環(huán)保指標等；各總成及部件的結(jié)構(gòu)型 式和特性參數(shù)；標準化、通用化、系列化水平及變型方案；擬采用的新技術、新 結(jié)構(gòu)、新裝備、新材料和新工藝；維修、保養(yǎng)及其方便性的要求；續(xù)駛里程；生產(chǎn)規(guī)劃、設備條件及預期制造成本和技術經(jīng)濟預測等。有時也加進與國內(nèi)外同類型汽車技術性能的分析和對比等。有的還附有汽車總布置方案草圖及車身外形方案圖。
(6)汽車的總布置設計：其主要任務是根據(jù)汽車的總體布置及整車性能提出 對各總成及部件的布置要求和特性參數(shù)等設計要求，協(xié)調(diào)整車與總成間、相關總 成問、總成與有關部件間的布置關系和參數(shù)匹配關系，使之組成一個在給定使用 條件下的使用性能達到最優(yōu)并滿足設計任務書所要求的整車參數(shù)和性能指標的 汽車。
第一章 總體設計
1.1基本設計參數(shù)
基本設計參數(shù)如下表1-1所示：
表1-1 設計參數(shù)
額定裝載質(zhì)量（kg）
最大總質(zhì)量（kg）
比功率 (KWt-1)
比轉(zhuǎn)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。
1.2 軸數(shù)、驅(qū)動形式、布置形式
1、軸數(shù)：兩軸
2、驅(qū)動形式：4*2后輪雙胎
3、布置形式：平頭式發(fā)動機前置后驅(qū)動，發(fā)動機置于前軸之上，駕駛室之正下方。
1.3汽車主要參數(shù)：
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(zhì)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）。
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(zhì)量。根據(jù)EQ1061G2D3載貨汽車的技術參數(shù)，車廂內(nèi)部尺寸為（3600*1800*380）。
1.4 軸荷分配：
整車整備質(zhì)量的確定
汽車的整車整備質(zhì)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(zhì)量，用m0表示。
貨車總質(zhì)量是指汽車整車整備質(zhì)量、汽車裝載質(zhì)量和駕駛室乘員（含駕駛室）質(zhì)量三者之和，用ma表示。駕駛室乘員質(zhì)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(zhì)量及軸荷分配如下：
表1-2 質(zhì)量及軸荷分配
整備質(zhì)量(kg)
1305
總質(zhì)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(zhì)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(zhuǎn)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(zhuǎn)角和輪胎寬度，同時還要考慮轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)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。
1.5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%。
1.6 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(zhì)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。
第二章 發(fā)動機的選取設計
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(nèi)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(jīng)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
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(qū)動橋用單級主減速器的4*2汽車ηT可取90%；ma是汽車總質(zhì)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
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(zhì)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(zhuǎn)矩Tb是汽車所裝發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax與汽車總質(zhì)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(zhuǎn)矩的確定
發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax及其相應轉(zhuǎn)速nt的選擇
當發(fā)動機最大功率Pemax和相應的轉(zhuǎn)速np確定后，則發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax和相應轉(zhuǎn)速nt可隨之確定，其值由下式計算：
式中： —轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩， N.m
Pemax____最大功率，80kw
np______最大功率時轉(zhuǎn)速，3600r/min
Temax____最大轉(zhuǎn)矩， N.m
一般用發(fā)動機轉(zhuǎn)矩適應性系數(shù),表示發(fā)動機轉(zhuǎn)速適應行駛工況的程度，Φ越大，說明發(fā)動機的轉(zhuǎn)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
Temax=1.1x9550x80/3600=233.44N.m
滿足所選發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及相應轉(zhuǎn)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2-4
表2-4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(zhuǎn)速：
3600rpm
最大馬力：
110.0馬力
最大扭矩：
280N.m
最大扭矩轉(zhuǎn)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
2.4貨車輪胎的選取
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?cè)藛T經(jīng)操縱轉(zhuǎn)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(jīng)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(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)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(nèi)，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(chǎn)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）
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）
第三章 車橋的選取
3.1驅(qū)動橋的選取
驅(qū)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(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動輪具有差速功能；同時，驅(qū)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。
3.1.1驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式和布置形式的選擇
驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動車輪的懸架形式有關。絕大多數(shù)載貨汽車的驅(qū)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(qū)動汽車都采用貫通式驅(qū)動橋的布置。
在貫通式驅(qū)動橋的布置中，各橋的傳動布置在同一個縱向垂直平面內(nèi)，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(qū)動橋零件的互通性，并且簡化了結(jié)構(gòu)，減少了體積和質(zhì)量，成本較低。
3.1.2主減速器傳動比的確定
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)
式中：為滾動半徑；為發(fā)動機額定功率時的轉(zhuǎn)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：
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。
3.1.3主減速器結(jié)構(gòu)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(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比i0的大小以及驅(qū)動橋的離地間隙、驅(qū)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(jié)構(gòu)復雜、質(zhì)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(qū)動汽車的貫通橋上，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，主減速器的質(zhì)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(qū)動形式為6x4，以及單級減速雙聯(lián)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單等諸多優(yōu)點，結(jié)合所計算數(shù)據(jù)，選用單級減速雙聯(lián)主減速器。
3.1.4驅(qū)動橋參數(shù)
驅(qū)動橋參數(shù)見表3-1
表3-1驅(qū)動橋參數(shù)
車橋型號：
中聯(lián) HNQ060D-325
車橋型式：
驅(qū)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
3.2轉(zhuǎn)向橋的選取
由前軸負荷及輪距綜合選取的轉(zhuǎn)向橋數(shù)據(jù)如表3-2所示。
表3-2轉(zhuǎn)向橋參數(shù)
車橋型號：
中聯(lián) HNQ026F
車橋型號：
轉(zhuǎn)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(diào)整臂；可選用ABS防抱制動系統(tǒng)
第四章 變速器的選取
4.1變速器最大傳動比的確定
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(qū)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(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有
則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為
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(zhuǎn)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(qū)動車輪與路面附著條件
求得變速器的Ι檔傳動比為
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(qū)動橋承受的載荷（N），后驅(qū)動橋承受的質(zhì)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。
4.2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4-1
表4-1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(zhuǎn)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
第五章 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(zhuǎn)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(qū)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(chǎn)的重型汽車傳動軸總成2201RLC-010
傳動軸主要技術參數(shù)：
產(chǎn)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(zhuǎn)矩Temax=280N.m，不計傳動損失，傳到傳動軸上的最大轉(zhuǎn)矩為280*4.605=1289.4 N.m，遠小于傳動軸許用轉(zhuǎn)矩范圍。
第六章 整車性能計算
6.1 驅(qū)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(qū)動力與行駛阻力的平衡方程式為
發(fā)動機在轉(zhuǎn)速n下發(fā)出的轉(zhuǎn)矩Te，經(jīng)汽車傳動系傳遞到驅(qū)動輪上的驅(qū)動力Ft按下式計算
式中，Te是發(fā)動機轉(zhuǎn)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(qū)動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速n（r/min）所對應的汽車車速ua（Km/h）為
滾動阻力Ff為
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
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
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(qū)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(qū)動力與行駛阻力平衡圖如下6-1所示
6-1驅(qū)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(qū)動力與行駛阻力的交點橫坐標為116，即平路驅(qū)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(qū)動力曲線有交點，且并未達到驅(qū)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。
6.2功率平衡曲線
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
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。
6.3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
式中，δ是汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)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
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(jié)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。
6.4 各檔最大爬坡度曲線
由驅(qū)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(zhì)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(zhuǎn)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6-2所示
圖6-2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。
6.5 燃油消耗曲線
汽車的燃油經(jīng)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(jīng)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
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(zhì)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(zhuǎn)速從外特性曲線圖上讀取；ua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(jīng)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。
總 結(jié)
這次課程設計做的是載貨汽車動力總成匹配與總體設計，經(jīng)過這次課程設計的過程，對以前所學的專業(yè)課《汽車理論》、《汽車設計》、《汽車構(gòu)造》等學科的知識以及汽車整體結(jié)構(gòu)與各個部件都有了更深入的理解和認識。
此次的課程設計，我先是查閱了大量的資料，參考后定出了貨車各項外形尺寸數(shù)據(jù)。然后我開始了計算和選取部件的過程： 1）先通過已有數(shù)據(jù)計算了發(fā)動機的最大功率和轉(zhuǎn)矩， 并參考同等總質(zhì)量的貨車選取了發(fā)動機 2）參考資料選取了輪胎 3）通過計算傳動系最小傳動比計算出了主減速器的傳動比，參考選擇了驅(qū)動橋，同時也對轉(zhuǎn)向橋進行了選取 4）進行了傳動系最大傳動比的計算，以此算出變速器的傳動比，參考資料并對變速器進行了選擇 5）對傳動軸進行了選取并進行簡單校驗 6）對整車的各方面性能進行了計算、函數(shù)曲線繪制和分析 7）進行貨車二維圖繪制。
紙上學來終覺淺 絕知此事要躬行，自己的所學只有真正在實踐中能夠得以完全展示，也只有實踐可以讓自己暴露更多的問題，在這次課程設計中，我強化了自己的畫圖能力、查閱資料的能力，針對此次課程設計，我個人暴露的問題有以下幾點：1）理論與實際結(jié)合有些脫節(jié)，在做課程設計初期只是一味計算而沒有做到實時選取，以致計算過程結(jié)束卻發(fā)現(xiàn)沒有能與計算結(jié)果匹配的部件，導致重新開始計算過程；2）粗心大意，由于經(jīng)過多次計算與選取過程，電腦中保存的部件數(shù)據(jù)也很多，在計算過程中有時會帶錯數(shù)據(jù)（把以前選取的部件數(shù)據(jù)帶入最后的計算結(jié)果，例如把上一次選取的變速器傳動比帶入這批部件的數(shù)據(jù)計算中），以致又多次進行糾錯計算；3）有拖延癥的壞習慣，過分自信，認為自己的實力只用最后的幾天時間就可以做好，然而最后幾天僅僅是做完，并未做到最好，離自己的極限還有一定距離。
這次的課程設計讓我有了一定的進步，也讓我認識到了自己的不足，我會繼續(xù)努力做好以后的每一件事，最后，在此向?qū)Ρ敬握n程設計盡心指導的指導老師表示衷心的感謝！
致 謝
本次設計及設計說明書是在老師的悉心指導下，經(jīng)過不斷的學習和修改完成的。老師嚴謹求實的態(tài)度，淵博的學識，豐富的實踐經(jīng)驗，使我受益匪淺、終生難忘將是我永遠學習的楷模。在整個畢業(yè)設計任務期間，老師對我嚴格要求，不斷督促我的進步，對我的問題及時指正并加以引導，幫助我成長。我從老師這里不僅學到了豐富的知識，更重要的是學到了一份鍥而不舍的鉆研精神、一份對事業(yè)對生活的態(tài)度，所有這些都將是我人生路上的寶貴財富。對此，我再一次向李老師表示誠摯的謝意！
在整個畢業(yè)設計期間，學院的各位老師我很大幫助和啟示，使我學到更多的知識，從而順利的完成畢業(yè)設計。在此一并表示衷心的感謝。祝愿他們身體健康，工作順利，事業(yè)上取得更大成功！
我還要感謝我的同學們，是他們給予了我精神上的鼓勵，互幫互助，互相學習，一起走過大學生活中這段最難忘的時光。
再次真誠地感謝所有在我此期間幫助過我的老師、同學和朋友，祝大家工作順利，學業(yè)有成，一生平安！
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[15]參考網(wǎng)頁：百度百科、卡車之家、中國第一汽車集團有限公司官網(wǎng)等。
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