载货汽车动力总成匹配与总体设计含SW三维及CAD图
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共29页)
编号：26772633
类型：共享资源
大小：5.81MB
格式：ZIP
上传时间：2019-11-26
上传人：QQ14****9609
认证信息
个人认证
郭**（实名认证）
陕西
IP属地：陕西
30
积分
- 关 键 词：
-
载货
汽车
动力
总成
匹配
总体
设计
SW
三维
CAD
- 资源描述：
-
载货汽车动力总成匹配与总体设计含SW三维及CAD图,载货,汽车,动力,总成,匹配,总体,设计,SW,三维,CAD
- 内容简介：
-
设计任务书1、设计题目载货汽车动力总成匹配与总体设计2、性能参数要求根据给定参数，设计一辆最高速度90km/h、最大爬坡度30%的载货汽车。额定装载质量（kg）最大总质量（kg）比功率 (KWt-1)比转矩(Nmt-1)1500300025443、具体设计任务1) 查阅相关资料，分析设计题目，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、驱动桥以及车轮的选型设计。2) 根据所选总成进行汽车动力性、经济性的估算，实现整车的优化配置。3) 绘制设计车辆的总体布置图。4) 完成1万字的设计说明书。目 录1.总体设计11.1轴数、驱动形式、布置形式11.2 汽车主要参数11.2.1 外形尺寸11.2.2 货箱尺寸11.2.3轴荷分配11.2.4 货车动力性参数的确定21.2.5其他参数的确定32.发动机的选取32.1发动机最大功率的确定32.2发动机最大转矩的确定42.3所选发动机参数53.货车轮胎的选取53.1轮胎选择要求53.2轮胎参数64.车桥的选取64.1驱动桥的选取64.1.1驱动桥结构形式和布置形式的选择64.1.2主减速器传动比的确定（传动系最小传动比）74.1.3主减速器结构形式选择74.1.4驱动桥参数8 4.2转向桥的选取85.变速器的选取95.1变速器最大传动比的确定（传动系最大传动比）95.2变速箱参数106.传动轴的选取107.整车性能计算与函数曲线绘制117.1发动机外特性曲线（转矩）117.2发动机外特性曲线（功率）117.3驱动力行驶阻力曲线127.4功率平衡曲线147.4.1各档功率曲线147.4.2平路功率平衡曲线157.4.3 30%坡度功率平衡曲线167.5各档最大爬坡度曲线177.6汽车速度时间曲线187.5.1加速度倒数曲线187.5.2加速度倒数曲线187.5.3加速度曲线倒数拟合197.5.4速度时间图像207.6各档最大爬坡度曲线217.7燃油消耗曲线227.7.1燃油消耗量曲线237.7.2百公里燃油消耗量23参考文献261. 总体设计已知设计参数如下：表1-1 设计参数 额定装载质量（kg） 最大总质量（kg） 比功率 (KWt-1) 比转矩(Nmt-1)1500 30002544根据已知数据，查有关书籍得以下初步总体设计方案：1.1 轴数、驱动形式、布置形式1.1.1 轴数：两轴1.1.2 驱动形式：4*2后轮双胎1.1.3 布置形式：平头式发动机前置后驱动，发动机置于前轴之上，驾驶室之正下方。1.2 汽车主要参数：1.2.1 外形尺寸(mm)：5200*1900*2100外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，货车、整体式客车总长不应超过12m;汽车宽不超过2.5m，汽车高不超过4m等。根据EQ1061G2D3载货汽车的技术参数，可以设计外廓尺寸为（5200*1900*2100）。1.2.2 货箱尺寸(mm)：3600*1800*380车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。根据EQ1061G2D3载货汽车的技术参数，车厢内部尺寸为（3600*1800*380）。1.2.3轴荷分配： 整车整备质量的确定 汽车的整车整备质量是指车上带有全部装备，包括随车工具和轮胎，加满油和水，但没有载货和载人时的整车质量，用m0表示。货车总质量是指汽车整车整备质量、汽车装载质量和驾驶室乘员（含驾驶室）质量三者之和，用ma表示。驾驶室乘员质量以每人65kg。按乘员人数为3人。ma= m0+ me+3*65= m0+1500+195=3370 得出m0=1305kg)由汽车设计课本得质量及轴荷分配如下：表1-2 质量及轴荷分配整备质量(kg)1305总质量（kg）3370空载前轴(kg)652.5(50%)满载前轴(kg)900（30%）空载后轴(kg)652.5（50%）满载后轴(kg)2100（70%）载货车的主要性能、装载面积和轴荷分配等各个方面要求下选取。各类载货汽车的轴距选用范围如表1-3所示。 表1-3 载货汽车的轴距和轮距 总质量（T） 轴距（mm） 轮距（mm） 1.8-6.0 2300-3600 1300-1650一般载货汽车的前悬不宜过长，但要有足够的纵向布置空间，以便布置发动机、水箱、转向器等部件。后悬也不宜过长，一般为12002200mm。货车轮距B应该考虑到车身横向稳定性，B1主要取决于车架前部的宽度、前悬架宽度、前轮的最大转角和轮胎宽度，同时还要考虑转向拉杆、转向轮和车架之间的运动间隙等因素。B2主要取决于车架后部宽度、后悬架宽度和轮胎宽度，同时还要考虑车轮和车架之间的间隙。1.2.4 货车动力性参数的确定(1) 最高车速uamax的确定载货汽车的最高车速主要是根据汽车的用途以及使用条件和发动机功率大小来确定,给定的uamax 90km/h，取uamax=100 km/h(2) 最大爬坡度imax的确定 由于载货汽车在各地路面上行驶，要求有足够的爬坡能力，设计题目要求最大爬坡度30%。1.2.5其他参数的确定 1）轴距(mm)：28002）前悬/后悬(mm)：1050/13503）前/后轮距(mm)：1810/19404）质量系数：1.15）货车车头长(mm)：1600 轴距、轮距、前悬、后悬的参数参照汽车设计教材选取。2.发动机的选取2.1 发动机最大功率计算目前汽车发动机主要采用往复式内燃机，分为汽油机和柴油机两大类。当前在我国的汽车上主要是汽油机，由于柴油机燃油经济性好、工作可靠、排气污染少，在汽车上应用日益增多。汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的最大功率。参考该题目中的参数，按要求设计的载货汽车选取uamax=100km/h，那么发动机的最大功率应该大于或等于以该车速行驶时，滚动阻力功率与空气阻力功率之和，即 （2-1）式中，Pemax是发动机的最大功率（KW）；T是传动系效率（包括变速器、辅助变速器传动轴万向节、主减速器的传动效率），由汽车设计P29可知，对驱动桥用单级主减速器的4*2汽车T可取90%；ma是汽车总质量，ma=30000kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滚动阻力系数，由汽车设计P29可知对货车取f=0.02，；CD是空气阻力系数，一般中重型货车可取0.81.0，这里取CD=0.9；A是迎风面积（），A=1.9*2.1=3.99。故 （2-2）比功率Pb是汽车装发动机的标定最大功率Pemax与汽车最大总质量ma之比。即Pb=Pemax/Ma。有已知Pb=15 （KWt-1）得Pemax=Ma*Pb所以 Pemax=3*25=75KW。比转矩Tb是汽车所装发动机的最大转矩Temax与汽车总质量Ma之比，Tb=Temax/Ma。它能反应汽车的牵引能力。由Tb=44(Nmt-1)，所以Temax=Ma*Tb，即Temax=3x44=132(Nm）因此选取发动机功率为80kW。2.2发动机最大转矩的确定发动机最大转矩Temax及其相应转速nt的选择当发动机最大功率Pemax和相应的转速np确定后，则发动机最大转矩Temax和相应转速nt可随之确定，其值由下式计算： （2-3）式中： 转矩适应系数，一般1.1-1.3，在这里取1.1； Tp最大功率时的转矩， N.m Pemax_最大功率，80kw np_最大功率时转速，3600r/minTemax_最大转矩， N.m 一般用发动机转矩适应性系数,表示发动机转速适应行驶工况的程度，越大，说明发动机的转速适应性越好。采用值大得发动机可以减少换挡次数，减轻司机疲劳、减少传动系的磨损和降低油耗。通常，汽油机取1.21.4，柴油机取1.22.6，以保证汽车具有相当的最低稳定车速，在这里取为1.7，则有： nt= Tp /1.7=3200/1.7=2117.65r/min (2-4) Temax=1.1x9550x80/3600=233.44N.m (2-5) 满足所选发动机的最大转矩及相应转速要求。23发动机基本参数根据已有数据所选取发动机的基本参数见表1-4 表1-4发动机基本参数发动机：福田环保动力4J28TC系列：4JB1柴油系列发动机厂商：环保动力适配范围：中型卡车、皮卡、SUV、MPV的理想动力进气形式：增压吸气汽缸数：4燃料种类：柴油汽缸排列形式：直列排量：2.771L排放标准：国四/欧四最大输出功率：80kW额定功率转速：3600rpm最大马力：110.0马力最大扭矩：280N.m最大扭矩转速：1700-2300rpm全负荷最低燃油耗率：241g/kW.h发动机形式：直列、立式、水冷发动机净重：251kg发动机尺寸：789.5X705.5X706.5mm压缩比：18.2:1缸径x行程：93x102mm点火次序：1-3-4-2注：由于发动机自带离合器，于是无需另选取离合器3.货车轮胎的选取 3.1轮胎选择要求 轮胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥（轴）与地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮，可实现对汽车运动方向的控制。轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响，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，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、总高等）的影响。参考汽车设计课程设计指导书表1-3给出的部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。通过查阅货车轮胎标准GB2977-2008载重汽车轮胎规格、尺寸、气压与负荷和参考同类车型所选轮胎规格，选取车胎为三角 TR668 (7.00R16)（具体数据见表3-1）3.2轮胎参数：表3-1 轮胎参数轮胎系列：中短途系列轮胎花纹：TR668轮胎规格：7.00R16负荷指数(单胎/双胎)：115/111每胎负荷(单胎/双胎)：1220/1075kg最大气压(单胎/双胎)：670/670Kpa充气后外缘(直径)：785mm充气后外缘(断面宽)：200mm层级：12速度级别：M最高速度：130km/h适合轮辋：5.50F（数量：6，前2后4）4.车桥的选取4.1驱动桥的选取驱动桥处于传动系的末端，其基本公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、右驱动轮具有差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车价之间的垂向力、纵向力和横向力。4.1.1驱动桥结构形式和布置形式的选择驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式有关。绝大多数载货汽车的驱动车轮采用非独立悬架，相应的采用非断开式车桥。现代多桥驱动汽车都采用贯通式驱动桥的布置。在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动布置在同一个纵向垂直平面内，且相邻的两桥的传动轴是串联的布置。其优点是不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各种驱动桥零件的互通性，并且简化了结构，减少了体积和质量，成本较低。4.1.2主减速器传动比的确定（传动系最小传动比）在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能，普通载货汽车最高档通常选用直接挡，若无分动器或者轮边减速器，则传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比i0 。 (最高档为直接档) (4-1)式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速（应根据选定发动机后的参数重新估算）， 为变速器的最高挡传动比，若最高挡为直接挡，则=1。由已选轮胎得：自由直径为：d=785mm其中：子午线轮胎：F=3.05；斜交轮胎：F=2.99，本胎为子午线轮胎故取F=3.05。由=Fd/2得：滚动半径=381.25mm。由上述可知，=3600rpm；=100km/h根据公式可得： (4-2)故i0取5.286。 根据所选定的主减速比i0的值，就可基本上确定主减速器的减速形式（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。4.1.3主减速器结构形式选择主减速器形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，主要取决与动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比i0的大小以及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数目及减速形式等。双级主减速器有两集齿轮减速组成，结构复杂、质量大，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大（）且采用单级减速器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形式为6x4，以及单级减速双联主减速器具有结构简单等诸多优点，结合所计算数据，选用单级减速双联主减速器。4.1.4驱动桥参数驱动桥参数见表4-1表4-1驱动桥参数车桥型号：中联 HNQ060D-325车桥型式：驱动桥适用轮胎：使用范围：不同的车厢和车架宽度额定轴荷：6000kg自重：285kg轮距：1540mm制动器：气压滚轮制动器制动器尺寸：310130车轮螺栓：6M201.5mm传动速比：5.286最大输出扭矩：12000N.m备注：铸造桥壳，单级中央减速4.2转向桥的选取由前轴负荷及轮距综合选取的转向桥数据如表4-2所示。表4-2转向桥参数车桥型号：中联 HNQ026F车桥型号：转向桥车轮螺栓：6M201.5mm额定轴荷：2500kg自重：240kg轮距：1810mm制动器：气压滚轮制动器制动器尺寸：310130使用范围：轮距、板托中心距系列化，适合于不同的车身宽度及车架宽度备注：可选用间隙自动调整臂；可选用ABS防抱制动系统5.变速器的选取5.1变速器最大传动比的确定（传动系最大传动比）确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低稳定车速，以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合确定。汽车爬坡度时车速不高，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 （1-8）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （1-9）式中，max是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；max是最大道路阻力系数。 前面已将计算得rr=0.38125m；发动机最大转矩Temax=280N.m；主减速比i0=5.833；传动系传动效率T=0.9。所以 (1-10)根据驱动车轮与路面附着条件 （1-11）求得变速器的档传动比为 （1-12）式中，是道路的附着系数，在良好的路面上取=0.8；G2是汽车满载静止于水平路面时，驱动桥承受的载荷（N），后驱动桥承受的质量为2100，则解得 4.71。综上所述，初步选取变速器挡传动比ig=2.693。5.2变速箱参数由于选取不到头档即在规定范围的变速箱，退而求其次选取了二档在计算传动比范围的变速箱，同时加大了动力性。变速箱的参数见表5-1表5-1变速箱参数品牌：金东变速箱：金东JDS515系列：JDS5档系列换挡形式：手动前进档位：5档倒档档位数：1个最大扭矩：150N.m额定转速：3400rpm主箱中心距：70mm头档速比：4.6052档传动比：2.6933档传动比：1.6454档传动比：15档传动比：0.839倒档1传动比：3.816变速箱重量：44kg变速箱油容量：1.1L6.传动轴的选取该车前后轴距较大， 为了提高传动轴的的临界转速，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，需要加设安装在车架横梁上的弹性中间支撑，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传动和车架等变形所引起的位移。弹性元件能吸收传动轴的震动，降低噪声。这种弹性中间支撑不能传递轴向力，它只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。一般驱动桥传动轴均采用一对十字轴万向节。十字万向节两轴的夹角不宜过大，当由增至时，滚针轴承寿命将下降至原寿命的1/4。十字轴万向节夹角的允许范围参照汽车设计课程设计指导书表1-8。初步选取东风汽车传动轴有限公司生产的重型汽车传动轴总成2201RLC-010传动轴主要技术参数：产品代号： 2201RLC-010适用扭矩范围：1300018000 N.m最大滑动量： 150 mm万向节摆角： 30 发动机最大转矩Temax=280N.m，不计传动损失，传到传动轴上的最大转矩为280*4.605=1289.4 N.m，远小于传动轴许用转矩范围。7. 整车性能计算与函数曲线绘制7.1发动机外特性曲线（转矩）已知发动机外特性曲线如下图7-1（转矩）图7-1发动机外特性曲线（转矩）7.2发动机外特性曲线（功率）已知发动机外特性曲线如下图7-2（功率）图7-2发动机外特性曲线（功率）7.3驱动力行驶阻力曲线 汽车行驶过程中必须克服滚动阻力Ff和空气阻力Fw的作用，加速时会受到加速阻力Fj的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力坡度阻力Fi的作用。汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为 （7-3-1）发动机在转速n下发出的转矩Te，经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力Ft按下式计算 （7-3-2）式中，Te是发动机转矩（Nm）；ig是变速器速比；是变速器传动比； i0是主减速器速比，io=5.286；T是传动系效率，T=0.9；rr是车轮的滚动半径（m），rr=0.38125m。在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速n（r/min）所对应的汽车车速ua（Km/h）为 （7-3-3） 滚动阻力Ff为 （7-3-4） 式中，=3000kg，g是重力加速度，g=9.8m/s2;是坡道的坡度角（）；f是滚动阻力系数，f=0.02。空气阻力Fw为 （7-3-5）式中，CD是空气阻力系数，CD=0.9；A是迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，A=3.99； ua是汽车行驶速度（km/h）。坡度阻力Fi为 （7-3-6）式中，i是道路坡度，计算时i取值从0%到30%。坡度阻力随坡度角的增加而增大，且与变速器档位和车速无关。将各挡驱动力Ft随车速ua的变化关系和不同坡度i时的随ua的变化关系画在同一张纸上，则形成汽车的行驶性能曲线。由汽车的行驶性能曲线可知该车的最高车度、最大爬坡度、档位的使用情况及各档位某车速的爬坡能力。做出各档驱动力与行驶阻力平衡图如下7-3所示7-3驱动力行驶阻力曲线图像数据分析：图中两条平行曲线下者为平路阻力上者为30%坡度时阻力，由图可知，平路时驱动力与行驶阻力的交点横坐标为116，即平路驱动力行驶阻力平衡条件下该车速度最大能达到116km/h；坡度为30%时阻力曲线与驱动力曲线有交点，且并未达到驱动力曲线的最高值，说明该车完全有能力爬上30%坡度的道路且能爬上更高坡度的道路，具体最大坡度详见后文分析。7.4功率平衡曲线7.4.1各档功率曲线发动机的功率曲线是相同的而由于各档传动比不同，体现出车辆总体发挥出的功率在各档也有不同，由公式及公式P=T*n/9550可得各档功率曲线如图7-4-1所示图7-4-1各档功率曲线汽车功率平衡方程式如下：/t式中，=3000kg，g是重力加速度，g=9.8m/s2;是坡道的坡度角（）；f是滚动阻力系数，f=0.02。CD是空气阻力系数，CD=0.9；A是迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，A=3.99； ua是汽车行驶速度（km/h）。i是道路坡度。7.4.2平路功率平衡曲线与驱动力阻力平衡图相似，平路时只计算滚动阻力功率与空气阻力功率，绘出平路汽车功率平衡图如下图7-4-2所示图7-4-2平路功率平衡曲线图像数据分析：由图可知，驱动功率与阻力功率的交点在横坐标为110.5处，再次证明该车完全符合所要求最大速度大于90km/h的要求，且档位越低后备功率越大，档位越高负荷率越大。7.4.3 30%坡度功率平衡曲线在有坡道的道路上还有坡道阻力功率，求得30%坡度功率平衡曲线如图7-4-3所示。图7-4-3 30%坡度功率平衡曲线图像数据分析：由图可知，30%坡道时阻力功率与驱动功率有交点，且同样未达到一档驱动功率的最大值，再次证明该车符合最大爬坡度大于30%的条件。7.5速度时间曲线加速阻力计算。为计算最大加速能力，这里就取道路坡道为零的平直道路上行驶进行计算。 ，由此可得 （7-4-1）式中，是汽车旋转质量换算系数，按式估算，取,ig为变速器速比。参照汽车设计课程设计指导书中的图1-8绘制出汽车加速度曲线图。进而参照汽车设计课程设计指导书中的图1-9绘制各挡加速度倒数曲线图。由得 （7-4-2）通过上式可求得汽车从初始车速u1全力加速到u2的加速时间t，结合汽车的行驶性能曲线，可以参照汽车设计课程设计指导书中的图1-10作出该汽车连续换挡加速时间曲线图。7.5.1加速度倒数曲线货车各档加速度曲线如下图7-5-1图7-5-1各档加速度曲线7.5.2加速度倒数曲线货车各档加速度倒数曲线如下图7-5-2所示图7-5各档加速度倒数曲线7.5.3加速度曲线倒数拟合将各档加速度倒数曲线平滑连接而得出的加速度曲线倒数拟合曲线如下图7-5-3所示。图7-5-3加速度曲线倒数拟合曲线7.5.4速度时间图像由加速度曲线倒数拟合曲线积分而得出的汽车速度时间图像如图8-5-4所示。（注：由于加速度单位为m/s2，而速度单位为km/h，所以此处需单位换算）7-5-4速度时间图像
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号