汽车差速器及半轴设计

机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩目 录第一部分 差速器设计及驱动半轴设计1 车型数据 32 普通圆锥齿轮差速器设计42.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 4 2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 .42.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算 .52.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 .52.3.2 差速器齿轮的几何计算 .92.3.3 差速器齿轮的强度计算 .102.3.4 差速器齿轮的材料 .123 驱动半轴的设计 143.1 半浮式半轴杆部半径的确定 .143.2 半轴花键的强度计算 .163.3 半轴其他主要参数的选择 .173.4 半轴的结构设计及材料与热处理 .17第二部分 6109 客车总体设计要求 19 1. 6109 客车车型数据 191.1 尺寸参数 191.2 质量参数 19 1.3 发动机技术参数 191.3 传动系的传动比 191.5 轮胎和轮辋规格 202. 动力性计算 202.1 发动机使用外特性 20 2.2 车轮滚动半径 20 2.3 滚动阻力系数 f 202.4 空气阻力系数和空气阻力 202.5 机械效率 20 2.6 计算动力因数 20 2.7 确定最高车速 22 2.8 确定最大爬坡度 22 2.9 确定加速时间 23 3.燃油经济性计算 23 机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩4.制动性能计算234.1 最大减速度234.2 制动距离 S234.3 上坡路上的驻坡坡度 i1max：244.4 下坡路上的驻坡坡度 i2max：24 5. 稳定性计算 24 5.1 纵向倾覆坡度：245.2 横向倾覆坡度 24 N 结束语 24 参考文献 26 机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩第一部分 差速器设计及驱动半轴设计1 车型数据1.1 参数表参数名称 数值 单位汽车布置方式 前置后驱 总长 4320 mm 总宽 1750 mm 轴距 2620 mm前轮距 1455 mm后轮距 1430 mm整备质量 1480 kg总质量 2100 kg发动机型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L最大功率 76.0/5200 KW最大转矩 158/4000 NM 压缩比 8.7:1离合器 摩擦式离合器 变速器档数 五档 手动轮胎类型与规格 185R14 km/h转向器 液压助力转向前轮制动器 盘后轮制动器 鼓 前悬架类型 双叉骨独立悬架后悬架类型 螺旋弹簧最高车速 140 km/h机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩2 普通圆锥齿轮差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图 2-1 差速器差速原理如图 2-1 所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳 3 与行星齿轮轴 5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，固为主动件，设其角速度为 ；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为 和 。A、B 两点分别为012机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。行星齿轮的中心点为 C，A、B、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为 。r当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径 上的rA、B、C 三点的圆周速度都相等（图 2-1） ，其值为 。于是 = = ，即差速器不0r120起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度 自转时（图） ，啮合点 A 的圆周4速度为 = + ，啮合点 B 的圆周速度为 = - 。于是1r0r2r0r+ =（ + ）+( - )12r044即 + =2 （2-1）若角速度以每分钟转数 表示，则n（2-2）021式（2-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式 2-2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时） ，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 3-2 所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 2-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择载货汽车采用 2 个行星齿轮。2.行星齿轮球面半径 的确定BR圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径 ，它BR就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径 可按如下的经验公式确定：BRmm 12(2-3) 3TKRB机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩式中： 行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 2 个行星齿轮的载BK货汽车取小值；T计算转矩，取 Tce 和 Tcs 的较小值，Nm.计算转矩的计算（2-4） rp0amxghni=.37vi式中 车轮的滚动半径， =0.398mr righ变速器量高档传动比。igh =1根据所选定的主减速比 i0 值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等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。把 nn=5200r/n , =140km/h , r =0.398m , igh=1 代入（2-4）amxv计算出 i =5.910从动锥齿轮计算转矩 Tce（2-5） nikTfedce01max式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =158 Nmn计算驱动桥数，1；if变速器传动比，if=3.704；i0主减速器传动比，I 0=5.91；变速器传动效率，=0.96；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；i1变速器最低挡传动比，i1=1；代入式（2-5） ，有：Tce=3320.4 Nm主动锥齿轮计算转矩 T=896.4Nm根据上式 =2.7 =40mm 所以预选其节锥距 A =40mmBR34.2003.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩不少于 10。半轴齿轮的齿数采用 1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/ 在 1.52.0 的范围内。1z2差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数 ， 之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半Lz2R轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：(2-6) InzRL2式中： ， 左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说， =Lz2R Lz2Rz2行星齿轮数目；n任意整数。I在此 =12， =20 满足以上要求。1z24.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 ，12= =30.96 =90- =59.03211arctnz80rta再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 mm= = = =3.3510sinzA20siz96.30sin17.4查阅文献3 取 m=4mm得 =48mm =420=80mm41mzd 2mzd5.压力角 目前，汽车差速器的齿轮大都采用 22.5的压力角，齿高系数为 0.8。最小齿数可机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩减少到 10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为 20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选 22.5的压力角。6. 行星齿轮安装孔的直径 及其深度 L行星齿轮的安装孔的直径 与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：1.LnlTc302.nlTc1.03式中： 差速器传递的转矩，Nm；在此取 3320.4Nm0T行星齿轮的数目；在此为 4n行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d ， d 为半轴齿轮齿l l22面宽中点处的直径，而 d 0.8 ；22支承面的许用挤压应力，在此取 69 MPac根据上式 =64mm =0.564=32mm80.2dl18.4mm 20mm324691. 4.18L2.3.2 差速器齿轮的几何计算表 3-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号 项目 计算公式 计算结果机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩1 行星齿轮齿数 10，应尽量取最小值1z =121z2 半轴齿轮齿数 =1425，且需满足式（1-4）2 =2023 模数 m=4mmm4 齿面宽 b=(0.250.30)A ;b10m0 20mm续表 序号项目计算公式 计算结果5 工作齿高 mhg6.1=6.4mmgh6 全齿高 05.78.7.2037 压力角 22.58 轴交角 =909 节圆直径 ； 1mzd2z 481d0210 节锥角 ，211arctnz190=30.96，3.59211 节锥距 210siidA=40mm0A12 周节 =3.1416tm=12.56mmt13 齿顶高 ;21agahz2137.04.=4.14mm1ah=2.25mm214 齿根高 =1.788 - ; =1.788 -1fhm1ah2fm2ah=3.012mm;1f=4.9mm2f15 径向间隙 = - =0.188 +0.051cg =0.803mmc机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩16 齿根角 = 01arctnAhf; 022arctnAhf1=4.32; =6.981217 面锥角 ；o 1o=35.28 =66.01oo18 根锥角 ；11R22R=26.64 =52.051R2R19 外圆直径；11cosaohd220 mm.50dmm23.820节圆顶点至齿轮外缘距离1201sinhd22 mm6901mm7.2续表序号 项目 计算公式 计算结果21 理论弧齿厚21stmhtsan2 =5.92 mm1s=6.63 mm222 齿侧间隙 =0.2450.330 mmB=0.250mmB23 弦齿厚 263dsSiii =5.269mm1S=6.49mm224 弦齿高 iiidsh4co2 =4.29mm1h=2.32mm22.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度 为w机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩MPa 3210smwvnTkbdJ(3-6) 式中： 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式T nT6.0在此 为 498.06Nm；差速器的行星齿轮数；n半轴齿轮齿数；2z尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sK当 时， ，在此 0.6296.14.25mKs4.25sK载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时， 1.001.1；m mK其他方式支承时取 1.101.25。支承刚度大时取最小值。质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向vK跳动精度高时，可取 1.0;计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 1-1 可查得 =0.225J J图 1-2 弯曲计算用综合系数根据上式 = =478.6MPa980 MPaw25.082691.49103机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。此节内容图表参考了著作文献1中差速器设计一节。2.3.4 差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为 20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo 和 20CrMo 等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩3 驱动半轴的设计驱 动 半 轴 位 于 传 动 系 的 末 端 ， 其 基 本 功 用 是 接 受 从 差 速 器 传 来 的 转 矩 并 将 其 传给 车 轮 。 对 于 非 断 开 式 驱 动 桥 ， 车 轮 传 动 装 置 的 主 要 零 件 为 半 轴 ； 对 于 断 开 式 驱 动桥 和 转 向 驱 动 桥 ， 车 轮 传 动 装 置 为 万 向 传 动 装 置 。 万 向 传 动 装 置 的 设 计 见 第 四 章 ，以 下 仅 讲 述 半 轴 的 设 计 。2.1结构形式分析根 据 课 题 要 求 确 定 半 轴 采 用 半 浮 式 半 轴 结 构 ， 具 体 结 构 采 用 以 突 缘 直 接 与 车 轮轮 盘 及 制 动 鼓 相 联 接 参 考 文 献 1图 9-99（ b） 。半 浮 式 半 轴 (图 528a)的 结 构 特 点 是 半 轴 外 端 支 承 轴 承 位 于 半 轴 套 管 外 端 的 内孔 ， 车 轮 装 在 半 轴 上 。 半 浮 式 半 轴 除 传 递 转 矩 外 ， 其 外 端 还 承 受 由 路 面 对 车 轮 的 反力 所 引 起 的 全 部 力 和 力 矩 。 半 浮 式 半 轴 结 构 简 单 ， 所 受 载 荷 较 大 ， 只 用 于 轿 车 和 轻型 货 车 及 轻 型 客 车 上 。3.1 半浮式半轴杆部半径的确定半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力 X2 最大时(X2Z2 )，附着系数预取 0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力 Y2 最大时，其最大值发生于侧滑时，为 Z2 中， ，侧滑时轮胎与地1面的侧向附着系数 ，在计算中取 1.0，没有纵向力作用；1（3）垂向力 Z2 最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为 (Z2-机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩gw)kd， kd 是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即 22YXZ故纵向力 X2 最大时不会有侧向力作用，而侧向力 Y2 最大时也不会有纵向力作用。初步确定半轴直径在 0.040m 该值参考文献2半 浮 式 半 轴 设 计 应 考 虑 如 下 三 种 载 荷 工 况 ：(1) 纵 向 力 最 大 ， 侧 向 力 为 0： 此 时 垂 向 力 ， 取2xF2yF2/2GmFz10500N 纵 向 力 最 大 值 ， 计 算 时 可 取 1 2，/2Gmx取 0 8。 得 =6300N =5040N 2x2y半 轴 弯 曲 应 力 ， 和 扭 转 切 应 力 为32216drFaxzx式 中 ， a 为 轮 毂 支 承 轴 承 到 车 轮 中 心 平 面 之 间 的 距 离 ， a 取 0.06m= 77.08mpa = 199.63mpa 合 成 应 力= =406mpa 42(2)侧 向 力 最 大 ， 纵 向 力 =0， 此 时 意 味 着 发 生 侧 滑 ： 外 轮 上 的 垂 直2yF2xF反 力 。 和 内 轮 上 的 垂 直 反 力 分 别 为oz iz)(0.5GFF-122z20zoziBhg式 中 ， 为 汽 车 质 心 高 度 参 考 一 般 计 算 方 法 取 738.56mm； 为 轮 距 gh 2B=1430mm； 为 侧 滑 附 着 系 数 ， 计 算 时 可 取 1 0。21外 轮 上 侧 向 力 和 内 轮 上 侧 向 力 分 别 为oyFiyF212z20iFozi机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩内 、 外 车 轮 上 的 总 侧 向 力 为 。2yF1G这 样 ， 外 轮 半 轴 的 弯 曲 应 力 和 内 轮 半 轴 的 弯 曲 应 力 分 别 为0i3220)(daFriziyi ozroy= 565.1mpa =666.4 mpa 0i(3)汽 车 通 过 不 平 路 面 ， 垂 向 力 最 大 ， 纵 向 力 ， 侧 向 力 ：2zF02xF02yF此 时 垂 直 力 最 大 值 为 ：2zF221kGr式 中 ， 是 为 动 载 系 数 ， 轿 车 ： ， 货 车 ： ， 越 野 车 ：75.1k0.2k。5.k半 轴 弯 曲 应 力 ， 为=87.7mpa 323216dakGFz故校核半径取 0.040m 满足合成应力在 600mpa -750mpa 范围3.2 半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为（3-1）bzLdDTpABs4103半轴花键的挤压应力为（3-1）2/)(4/)(103ABABpc ddLzT式中 T半轴承受的最大转矩，T=3320.4Nm；DB半轴花键(轴)外径，DB=44mm；dA相配的花键孔内径，dA=40mm；机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩z花键齿数，在此取 20；Lp花键工作长度，Lp=55mm；b花键齿宽，b=3.75 mm；载荷分布的不均匀系数，取 0.75。将数据带入式（3-1） 、 （3-2）得：=51.1MPab=95.8 MPac根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力 不应超过 71.05 MPa，挤s压应力 不应超过 196 MPa，以上计算均满足要求。 c上述花键部分主要参考著作图书文献3表 4-33.3 半轴其他主要参数的选择花键参数：齿数：20 齿， 模数：1.5, 油封外圆直径：60,65半轴长度：744.5 参考文献（2）第四章第三节 法兰参数：5-16.2B10, 分布圆 120十孔位置度 0.2 上述参数主要参考网络文献（1）： 3. 4半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取 10 齿(轿车半轴)至18 齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi 等。40MnB 是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为 HB388444(突缘部分可降至 HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达 HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为 HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在 HB248277 范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40 号、45 号)钢的半轴也日益增多。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩第二部分 6109 客车总体设计要求1. 6109 客车车型数据1.1 尺寸参数：见表 1表 1 6108 客车整车尺寸参数尺寸类型 项目 参数值总长 LB 9000总宽 BB 2470整车外形尺寸（mm）总高 HB 3300长 LB 8100宽 BB 2300车厢内部尺寸（mm）高 HB 1930轴距 L 4300底盘布置尺寸（mm） 前后轮距 B1/B2 1930/1790最小离地间隙hmin（mm）230接近角 （） 9通过性参数（整车整备静态）离去角 （） 8.51.2 质量参数：见表 2表 2 6108 客车质量参数表类别 项目 参数值整车整备质量me（ kg）8100乘员数 30(座)+15( 立)+1 人质量参数最大总质量 ma (kg) 10500前轴 G1 5775最大轴载质量（kg） 后轴 G2 47251.3 发动机技术参数：见表 3 表 3 PE6T 发动机性能参数型号 PE6T额定功率 Pe (kw) 135额定功率转速 ne (rpm) 2500最大转矩 Ttq (nm) 710最大转矩时转速 nt (rpm) 1650全负荷最低燃油消耗量 b (kwh) 2201.3 传动系的传动比：见表 4表 4 变速器和主减速器的传动比机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩档位 档(ig1) 档(ig2) 档(ig3) 档(ig4) 档(ig5)倒档速比 6.93 4.03 2.365 1.40 1.00 6.93主减速器传动比ig06.1231.5 轮胎和轮辋规格：轮胎：9R22.5机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩2. 动力性计算2.1 发动机使用外特性：根据发动机厂提供的外特性曲线列成表 5表 5 发动机外特性参数表Ne（rpm）600 900 1200 1500 1800 2100Pe（kw）52.60 81.47 110.92141.50 168.09 192.10Ttq（N m）837.2 864.5 882.7 900.9 891.8 873.6B(g/ kwh)224 220 217 215 215 2172.2 车轮滚动半径：轮胎：9R22.5 rr 0.495m2.3 滚动阻力系数 f：为计算方便，近似取 0.0152.4 空气阻力系数和空气阻力：本车的空气阻力系数 CD=0.7迎风面积 ABB HB=2.473.3=8.151(m2)式中：BB 为汽车总宽 2470mm；HB 为汽车总高 3300mm2.5 机械效率：T= 变 * 主 * 传 式中： 变为变速器传动效率，近似取 95% 主为主减速器传动效率，取 96% 传为万向节传动效率，单个万向节取 98%，两个万向节取 96%T =95%*96%*96%=87.6%2.6 计算动力因数：各档动力因数的计算按下列公式计算)/(irn0.37Uagehkm )(rTF0tqt Nt机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩 )(21.5CFDWNUAa )(Gwt式中：ig各档传动比G汽车总重Ua车速Ft驱动力Fw空气阻力D动力因数各档的动力因数见表 6表 10表 6 档的计算结果Ua（ km/h）2.61 3.96 5.28 6.6 7.92 9.24Ft（N） 49050 50649.83 51681.5 52788 52255 51188Fw（N ） 1.823 4.23 7.52 11.76 16.93 23.05D 0.476 0.492 0.502 0.512 0.507 0.497表 7 档的计算结果Ua（ km/h）4.25 6.3 8.4 10.5 12.6 14.7Ft（N） 28524 29454 30075 30695 30385 29765Fw（N ） 4.87 10.7 19.05 29.7 42.8 58.3D 0.277 0.286 0.292 0.298 0.294 0.288表 8 档的计算结果Ua（ km/h）7.7 11.52 15.3 19.2 23 26.8Ft（N） 16734 17280 17644 18008 17826 17462Fw（N ） 16.0 35.7 63.2 99.53 142.8 193.9D 0.162 0.167 0.170 0.174 0.171 0.167表 9 档的计算结果Ua（ km/h）13.02 19.53 26.04 32.5 39.06 54.5Ft（N） 9909 10232 10447 10662 10553 10339Fw（N ） 45.77 102.9 183.08 285.1 411.9 568.8D 0.095 0.098 0.099 0.100 0.098 0.094表 10 档的计算结果Ua（ km/h）1832820.6 27.36 36.48 45.6 54.72 63.8Ft（N） 7078 7298 7451 7605 7528 7375Fw（N ） 90.22 202.1 359.3 561.4 808.4 1099D 0.068 0.070 0.069 0.068 0.065 0.061表 11 各档的最大动力因数表档位 档 档 档 档 档机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩最大动力因数 Dmax0.461 0.282 0.165 0.101 0.071动 力 特 性 图00.050.10.150.20.250.30.350.40 10 20 30 40 50 60 70 80Ua(km/h)D图 1 6117 客车的动力特性图2.7 确定最高车速：最高车速由下式求得：dtagD式中：旋转质量转换系数=f（cos+sin）该车在良好水平面上达到最高车速时=0 dua/dt=0故 D=f最高车速为发动机给定的最大转速 2100r/min 时所对应的最高车速，其计算式为：ua=0.377*2100*0.495/（1*6.123）=64（km/h） 2.8 确定最大爬坡度： 9.2015.2.512.0arcsin1arcsin22maxmx1 max1 ffDI1max=tg1ma=tg29.9=0.575=57.5%机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩同理可算出其余各档的最大爬坡度，见表 12档位 档 档 档 档 档最大爬坡度 57.5% 29.5% 16.1% 8.5% 5.5%2.9 确定加速时间：直接档