毕业设计(论文)-载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计

太原科技大学课程设计城市中型载货汽车总体设计摘要:汽车设计理论是指导汽车设计实践的;而汽车设计实践经验的长期积累和汽车生产技术的发展与进步，又使汽车设计理论得到不断的发展与提高。汽车设计技术是汽车设计的方法和手段，是汽车设计实践的软件与硬件。汽车车身总布置设计是车身设计的重要内容。车身总布置设计是在整车总布置的基础上进行的，主要包括汽车车身底盘的布置、前围的布置、发动机选择、以及其它装备的布置。可以说车身总布置设计的好坏是决定车身设计好坏的一项重要内容。通过本次课程设计，充分了解和掌握了对汽车车身进行车身总布置设计的步骤和方法，这将为我们以后毕业从事汽车车身设计的工作打下基础。关键词：汽车，动力性，匹配，计算目录设计任务说明书 31、设计目的 32、整车参数 33、具体设计任务 3第1章整车主要目标参数的初步确定 41.1发动机的选择 41.2轮胎的选取 61.3传动系最小传动比的确定 71.4变速器最大传动比的确定 7第二章传动系各总成的选型 92.1发动机的选型 92.2离合器的初步选型 102.3变速器的选择 112.4传动轴的选型 122.5驱动桥的选型 13第三章整车性能计算 143.1发动机外特性计算 143.2汽车动力性能计算 16第四章发动机与传动系部件的确定 43第五章设计小结 44附录 45设计任务说明书1、设计目的城市中型载货汽车汽总体设计2、整车参数按要求设计一辆货车，最高车速≥90km/h，最大爬坡度≥30%的载货汽车。总质量额定装载质量比功率比转矩最高车速10000kg5500kg20kw/t45Nm/t≥90km/h3、具体设计任务查阅相关资料，根据设计题目中的具体特点，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；根据所选总成进行汽车动力性、实现整车的优化配置；绘制设计车辆的总体布置图，撰写说明书，详细记述自己的计算步骤与做法，原则上不少于10000字。第1章整车主要目标参数的初步确定1.1发动机的选择1.1.1发动机的最大功率及转速的确定汽车的动力的根本来源是发动机提供的转矩，功率。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最高车速是，综合考虑取最高车速为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(1)式中，是发动机的最大功率（KW）；ηT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），对于驱动桥用单级主减速器的汽车可取为ηT=90%；Ma是汽车总质量，Ma=10000kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滚动阻力系数，由试验测得，在车速不大于100km/h的情况下可认为是常数。故取f=0.02；CD是空气阻力系数，一般中重型货车可取0.8～1.0，这里取CD=0.9；A是迎风面积（㎡），取前轮距B1*总高H，A=2×2.5㎡。故为了验证计算结果的正确性，又采用比功率的方法进行了发动机功率的验算如选取功率为130.22KW的发动机，则比功率为再考虑该载货汽车要求具有相对高的车速，因此初步选择汽车发动机的最大功率为118kw。1.1.2发动机的最大转矩及其转速的确定当发动机最大功率和其相应转速确定后，可通过下式确定发动机的最大转矩。(2)式中，Temax是发动机最大转矩（N·m）；α是转矩适应性系数，标志着当行驶阻力增加时，发动机外特性曲线自动增加转矩的能力，，是最大功率时的转矩（N·m），α可参考同类发动机数值选取，参考了机械工业出版社的《汽车设计课程设计指导书》。其取值在1.1至1.3之间。初取α=1.2；是发动机最大功率（KW）;np是最大功率是的转速（r/min）。所以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，Φ越大，说明发动机的转速适应性越好。采用Φ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1.2～1.4，柴油机取1.2～2.6，以保证汽车具有相当的最低稳定车速。初取nT=2000r/min，则，。初步选择东风EQH160-40型号的发动机表1.1发动机初选最大输出功率118kW额定功率转速2400rpm最大马力160.0马力最大扭矩600N*m1.2轮胎的选取1.2.1轮胎与车轮应满足的基本要求轮胎及车轮对汽车的的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操作稳定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响。因此，选择轮胎是很重要的工作。轮胎及车轮部件应满足下述基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。1.2.2轮胎的确定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，在计算汽车的动力参数时要运用汽车轮胎的参数。所以，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。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的影响。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，各轴轮胎规格择如表1.1：表1.2大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件型号主要尺寸使用条件断面宽/mm外直径/mm最大负荷/N相应气压P/标准轮辋允许使用轮辋9.00R16LT255890185307.06.5H6.00G，6.5前轴轮胎规格为9.00R16LT,轮胎数量为2；后轮装单轴双胎，型号为9.00R16LT,轮胎数量为4；所选轮胎的单胎最大负荷18530N，气压0.7MPa，外直径890mm。1.3传动系最小传动比的确定汽车大多数时间是以最高档行驶的，即用最小传动比的档位行驶。因此，最小传动比的选定很重要的。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。主减速比是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。载重货车为了得到足够的功率储备而使最高的车速有所下降，可按下式选择（3）式中，是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为8.25R16LT的子午线轮胎，其自由直径d=855mm，因计算常数F=3.05(子午线轮胎F=3.05),故滚动半径；np是发动机最大功率时的转速，np=2400r/min;是最高车速，=90km/h；igh是变速器最高档传动比，igh=1.0。所以，初取i0=4.5。根据所选定的主减速比的值，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。1.4变速器最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的Ι挡传动比igΙ与主减速比的乘积。igΙ应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着条件、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（4）则由最大爬坡度要求的变速器Ι档传动比为（5）式中，αmax是道路最大坡度角，参考《汽车设计课程设计指导书》设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；是最大道路阻力系数。前面已将计算得rr=0.415m；发动机最大转矩Temax=830N.m；主减速比i0=4.5；传动系传动效率ηT=0.9。所以根据驱动车轮与路面附着条件（6）求得变速器的Ι档传动比为（7）式中，是道路的附着系数，在良好的路面上取=0.8；是汽车满载静止于水平路面时，驱动桥承受的载荷（N），初步设计采用中国重汽MCYO5单级减速桥驱动，每个驱动桥承受的质量为6.5t，则综上所述，初步选取变速器Ι挡传动比igΙ=5.5。第二章传动系各总成的选型2.1发动机的选型根据所需发动机的最大功率和最大转矩及相应转速，所选取的发动机的功率和转速应满大于所计算的参数。初步选择中国重汽MC07.21-50型号的发动机，它的主要技术参数如下表所示：表2.1发动机型号及主要参数发动机：东风EQH160-40系列：东风EQ系列发动机厂商：东风二汽适配范围：卡车用进气形式：增压中冷汽缸数：4燃料种类：柴油汽缸排列形式：直列排量：4.752L排放标准：国四/欧四最大输出功率：118kW额定功率转速：2400rpm最大马力：160.0马力最大扭矩：600N.m最大扭矩转速：1200-1600rpm全负荷最低燃油耗率：200g/kW.h发动机形式：直列、水冷、四冲程、增压中冷、高压共轨发动机净重：470kg每缸气门数：4个压缩比：16.5:1一米外噪音：≤97dB缸径x行程：125x110mm2.2离合器的初步选型离合器是汽车动力系统的重要部件，它担负着将动力与发动机之间进行切断与连接的工作。定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，称之为离合器的后备系数β。β必须大于1。为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。在选择β时，应考虑以下几点：1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩；2)防止离合器滑磨时间过长；3)防止传动系过载以及操纵轻便等。根据发动机的最大转矩及上述要求，由于载货车辆的载重量很高，通过挂车的β进行选型。初步选取膜片式弹簧离合器，膜片式弹簧离合器具有价格便宜，压力分布均匀可以提高使用寿命，平衡性能好，并且易于通风散热性好的优点。离合器的外径可以根据经验公式；其中KD为直径系数，中型货车的直径系数为16.0~18.5；通过查阅近似款车型资料，以及带入经验公式计算和与之后的变速器匹配初步选择法国F&S公司GMFZ2型（双片式）拉式膜片弹簧离合器，其转矩容量为1300N·m，紧压力为4300N。该离合器与中国重汽MC07.21-50发动机匹配时，其后备系数为1.57。2.3变速器的选择根据《汽车理论》上各个档位动力曲线图可求得，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，需要采用多档变速器。根据发动机最大转矩和变速器的I挡传动比，初取挡与挡之间的比值q=1.40试计算得各挡传动比如下表：表2.2各档传动比初选Ⅰ档Ⅱ档Ⅲ档Ⅳ档Ⅴ档Ⅵ档5.3783.8412.7441.9601.4001.000选择东风DF6S650变速箱。变速箱数据如下：表2.3变速箱型号及参数品牌：东风变速箱：东风6档系列：东风DF6S系列档位数：6档匹配范围：额定输入扭矩不大于650N·m的各种公路用车和轻型客车。产品特点：1、单中间轴全同步器。2、操纵形式多样。3、左右置双杆操纵。换挡行驶；手动前进档位：6档倒档档位数：1个是否有同步器：全同步器最大扭矩：650N.m额定转速：2400rpm2档传动比：3.6271档传动比：5.6064档传动比：1.4873档传动比：2.3136档传动比：0.7905档传动比：1.000变速箱重量：168kg倒档1传动比：5.0452.4传动轴的选型一般驱动桥传动轴均采用一对十字轴万向节。十字轴万向节结构简单，制造方便，维修容易。对汽车而言，由于一个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴(有一定的夹角)是不等速旋转的，为此必须采用双万向节(或多万向节)传动，并把同传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面，且使两万向节的夹角相等。这一点是十分重要的。在设计时应尽量减小万向节的夹角。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》。万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。该车前后轴距较大，容易运动过程中产生共振现象，产生共振现象时轴的转速是轴的临界转速。因此避免轴在高转速下共振。临界转速主要大小与材料的弹性特性，轴的形状和尺寸，轴的支撑形式和轴上的零件质量等有关。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。表2.4十字轴万向节夹角的允许范围万向节安装位置或相联两总成不大于离合器-变速器；变速器-分动器驱动桥传动轴汽车满载静止时一般汽车越野汽车行驶中的极限夹角一般汽车短轴距越野汽车初步采用东风2201RLC-010传动轴总成，其参数如下：表2.5传动轴型号及参数产品代号2201RLC-010适用扭矩范围13000～18000N.m最大滑动量150mm万向节摆角

30°检验：发动机最大转矩Temax=600N.m，不计传动损失，传到传动轴上的最大转矩为600*5.5=3300N.m，远小于传动轴许用转矩范围，所以选定的传动轴合格。2.5驱动桥、转向桥的选型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。经过查阅汽车设计课本，确定满载时所设计车型轴荷分配比为后轴承载65%，即Mmax*65%=6500kg。由此查阅相关资料选择合理的驱动桥。表2.6驱动桥形式及参数车桥型号：中联HNQ080D-380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：8000kg自重：498kg轮距：1800mm制动器：气压滚轮制动器制动器尺寸：Φ400×180车轮螺栓：8×M20×1.5mm传动速比：4.875最大输出扭矩：18000N.m备注：铸造桥壳，单级中央减速转向桥，是指承担转向任务的车桥。一般汽车的前桥是转向桥。它利用车桥中的转向节使两端的车轮偏转一定的角度，以实现汽车的转向。它除承担汽车的垂直载荷外，还承受纵向力和侧向力及这些力造成的力矩。经过查阅汽车设计课本，确定满载时所设计车型轴荷分配比为前轴承载35%，即Mmax*35%=3500kg。由此查阅相关资料选择合理的转向桥。表2.7转向桥形式及参数车桥型号：中联HNQ050F车桥类型：转向桥车轮螺栓：10×M24×1.5mm额定轴荷：5000kg自重：374kg轮距：1810mm制动器：气压滚轮制动器制动器尺寸：Φ400×1302.5.1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。大货车主要是后轮驱动。并且在后轴上布置的都是货箱，所以没有必要设计独立悬架，故大货车采用的都是非独立悬架。减速器分为单双级两种单级减速就是一级减速，简单，传动效率高，因传递能力大，对制造技术水平高双级减速就是两级减速，复杂，传达效率低，因传递能力一般，制造技术水平低。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。但对于中型货车来说单级主减速驱动桥就合适了。第三章整车性能计算3.1发动机外特性计算如将发动机的功率、转矩以及燃油消耗率b与发动机曲轴转速n之间的函数关系已曲轴表示，则此曲线称为发动机特性曲线。如果发动机节气门全开（或高压油泵在最大供油量位置），则此特性曲线称为外特性曲线；如果节气门部分开启（或部分供油），则称为发动机部分负荷特性曲线。发动机外特性计算公式：；（8）其中；；（9）；（10）则可得根据发动机特性试验数据，利用Matlab强大的数据运算处理功能，基于最小二乘法原理与多元线性回归理论模型，拟合得到其外特性和万有特性曲线，可以提高计算效率，并得到较高的试验精度。1.Matlab编程得发动机外特性曲线步骤：通过列出各档位功率、转矩与发动机对应的转速n的相关公式（查阅资料，选择合理公式并计算出自己所需要的参数）可知，T=600-0.0002*(1600-n).^2，Pe=T.*n/9550，进行matlab编程，在matlab软件中进行拟合，皆可得到发动机外特性的转速n-功率Pe图和转速n-转矩T图。程序如下：n=600:1:2400N=n/1000T=600-0.00002*(1600-n).^2Pe=T.*n/9550%发动机净功率figure(1)plot(n,T)xlabel('转速n/min')ylabel('转矩T')figure(2)plot(n,Pe)xlabel('转速n/min')ylabel('功率Pe/kw')由此matlab程序拟合出的特性曲线如下：（图1.发动机外特性中功率与转速曲线）（图2.发动机外特性中功率与转矩曲线）拟合发动机外特性曲线时最大转速应该有一定的富余，即转速应该不仅仅局限于额定转速2400r/min，这里在与老师沟通后，我重新选择的是3500转每分，并重新进行了曲线拟合。3.2汽车动力性能计算3.2.1汽车驱动力和行驶阻力汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为：（11）这是因为，汽车在水平道路上等速行驶时，必须克服来自地面的滚动阻力和来自空气的空气阻力。汽车滚动阻力以符号表示，空气阻力以符号表示。加速时还会受到加速阻力的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力，即坡度阻力。上述阻力中，滚动阻力和空气阻力是在任何行驶条件下均存在的，坡度阻力和加速阻力仅在一定行驶条件下存在。在水平道路上等速行驶时就没有坡度阻力和加速阻力。发动机在转速下发出的转矩经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力按下式计算：（12）式中——汽车驱动力，N；——发动机转矩，N.m；——主减速器速比，io=4.5；——传动系效率，0.9在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速所对应的汽车车速（km/h）为：（13）式中——发动机转速，r/min；滚动阻力：（14）式中——重力加速度，g=9.8m/s2；——坡道的坡度角，；——滚动阻力系数，同式（1-1）说明；空气阻力：（15）式中——空气阻力系数，CD=0.9；——迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积,=22.5；——空气密度，一般；——汽车行驶速度，m/s。若以km/h计，则坡度阻力：（16）坡道的坡度为时加速阻力：（17）式中——汽车旋转质量换算系数，按式估算，为变速器速比；——汽车总质量，=10000kg；——汽车行驶加速度，。汽车在水平路面上加速行驶时驱动力与行驶阻力平衡方程式（18）或，由此可得（19）式中——汽车旋转质量换算系数，按式估算，为变速器速比；、、、如前所述。得，（20）通过上式可求得汽车从初始车速全力加速到的加速时间。由式得和汽车的行驶性能曲线可以作出连续换档加速时间曲线（图6）、加速度曲线（图5）、加速度倒数曲线（图4）。计算和查表可得如下数据：表3.1飞轮参数表飞轮转动惯量二前轮转动惯量四后轮转动惯量轴距L=6.8m质心至前轴距离（满载）a=1.97m质心高度（满载）hg=0.7m变速器传动比ig(数据如下表)：表3.2各档实际传动比Ⅰ档Ⅱ档Ⅲ档Ⅳ档Ⅴ档Ⅵ档倒Ⅰ挡传动比5.6063.6272.3131.48710.7905.045综合上面的公式，进行拟合所需要的Matlab编程:n=600:1:2400N=n/1000T=600-0.0002*(1600-n).^2m=10000;g=9.8;nmin=600;nmax=2400;G=m*g;ig=[5.6063.6272.3131.48710.79];nT=0.9;r=0.445;f=0.02;CDA=4.5;i0=4.5;L=6.8;a=1.947;hg=0.7;If=0.218;Iw1=1.798;Iw2=3.598;Ft1=Tq*ig(1)*i0*nT/r;Ft2=Tq*ig(2)*i0*nT/r;Ft3=Tq*ig(3)*i0*nT/r;Ft4=Tq*ig(4)*i0*nT/r;Ft5=Tq*ig(5)*i0*nT/r;ua1=0.377*r*n/ig(1)/i0;ua2=0.377*r*n/ig(2)/i0;ua3=0.377*r*n/ig(3)/i0;ua4=0.377*r*n/ig(4)/i0;ua5=0.377*r*n/ig(5)/i0;ua=0:5:120;Ff=G*f;Fw=CDA*ua.^2/21.15;Fz=Ff+Fw;plot(ua1,Ft1,ua2,Ft2,ua3,Ft3,ua4,Ft4,ua5,Ft5,ua,Fz);title('驱动力-行驶阻力平衡图');xlabel('ua(km/s)');ylabel('Ft(N)');gtext('Ft1'),gtext('Ft2'),gtext('Ft3'),gtext('Ft4'),gtext('Ft5'),gtext('Ft+Fw');zoomon;[x,y]=ginput(1);zoomoff;disp('汽车最高车速=');disp(x);disp('km/h');'汽车最高车速=';109.3548;由此得出的汽车驱动力-阻力平衡图如下所示：(图3.驱动力-行驶阻力平衡图)图像数据分析：由上图可知，1档时驱动力Ft1远远大于行驶阻力Ft+Fw，即1档可用于爬坡等场合，2档可用于货车起步，当货车需要高速行驶时，即在较好的路况情况下，可以选择5档或6当行驶，这样具有合理的燃油经济性，同时驱动力在车速不大于110km/h情况下完全够用，而设计的货车在满载时重达10吨，市区内是绝不允许达到这样的高速的。3.2.2货车加速度性能计算汽车的加速度性能是反映汽车性能的主要标志，汽车从一定的初速度v0加速到一定的末速度vt，用的时间越少，表明它的加速性能越好汽车的加速性能包括汽车的原地起步加速时间和超车加速时间。原地起步加速时间，指汽车从静止状态下，由第一挡起步，并以最大的加速强度(包括选择最恰当的换挡时机)逐步换至高挡后，到某一预定的距离或车速所需的时间。目前，常用0—100km/h所需的时间(秒数)来评价。超车加速时间是指用最高挡或次高挡全力加速至某一高速所需要的时间。加速时间越短，汽车的加速性就越好，整车的动力性也就越高。汽车的加速性能越好，驾驶员的操纵就越灵活，也就意味着安全性越高。加速性能还看汽车能获得的最大加速度从物理原理知道加速度与汽车的动力，即发动机所提供的最大动力、汽车的质量以及路况有关，还与空气的流速及风速情况有关。查阅相关资料，已知Tq=600-0.00002*(1600-n).^2;进行matlab编程：n=600:1:2400N=n/1000;Tq=600-0.0002*(1800-n).^2;m=10000;g=9.8;nmin=600;nmax=2400;G=m*g;ig=[6.613.632.321.4910.8];nT=0.9;r=0.445;f=0.02;CDA=4.5;i0=4.5;L=6.8;a=1.947;hg=0.7;If=0.218;Iw1=1.798;Iw2=3.598;Ft1=Tq*ig(1)*i0*nT/r;Ft2=Tq*ig(2)*i0*nT/r;Ft3=Tq*ig(3)*i0*nT/r;Ft4=Tq*ig(4)*i0*nT/r;Ft5=Tq*ig(5)*i0*nT/r;ua1=0.377*r*n/ig(1)/i0;ua2=0.377*r*n/ig(2)/i0;ua3=0.377*r*n/ig(3)/i0;ua4=0.377*r*n/ig(4)/i0;ua5=0.377*r*n/ig(5)/i0;Fw1=CDA*ua1.^2/21.15;Fw2=CDA*ua2.^2/21.15;Fw3=CDA*ua3.^2/21.15;Fw4=CDA*ua4.^2/21.15;Fw5=CDA*ua5.^2/21.15;Ff=G*f;deta1=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(1)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);deta2=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(2)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);deta3=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(3)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);deta4=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(4)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);deta5=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(5)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);a1=(Ft1-Ff-Fw1)/(deta1*m);ad1=a1;a2=(Ft2-Ff-Fw2)/(deta2*m);ad2=a2;a3=(Ft3-Ff-Fw3)/(deta3*m);ad3=a3;a4=(Ft4-Ff-Fw4)/(deta4*m);ad4=a4;a5=(Ft5-Ff-Fw5)/(deta5*m);ad5=a5;plot(ua1,ad1,ua2,ad2,ua3,ad3,ua4,ad4,ua4,ad5);axis([099010]);title('汽车的加速度曲线');xlabel('ua(km/h)');ylabel('a');gtext('a1'),gtext('a2'),gtext('a3'),gtext('a4'),gtext('a5');拟合的加速度曲线如下图所示：（图4.加速度曲线图）一般来说，在排量一定的情况下，缸径小，行程长的汽缸较注重扭矩的发挥，转速都不会太高，即加速度都不会太高，比如设计的这款载货汽车。这种发动机也是为了适用于需要大载荷的车辆。3.2.3加速度倒数曲线拟合加速度倒数曲线同样可以反映出汽车的加速性能，从而让我们更直接的了解汽车的动力性能。有上述加速度曲线启发进行倒数曲线拟合matlab编程，程序如下：n=600:1:2400N=n/1000;Tq=600-0.0002*(1600-n).^2;m=10000;g=9.8;nmin=600;nmax=2400;G=m*g;ig=[6.613.632.321.4910.8];nT=0.9;r=0.445;f=0.02;CDA=4.5;i0=4.5;L=6.8;a=1.947;hg=0.7;If=0.218;Iw1=1.798;Iw2=3.598;Ft1=Tq*ig(1)*i0*nT/r;Ft2=Tq*ig(2)*i0*nT/r;Ft3=Tq*ig(3)*i0*nT/r;Ft4=Tq*ig(4)*i0*nT/r;Ft5=Tq*ig(5)*i0*nT/r;ua1=0.377*r*n/ig(1)/i0;ua2=0.377*r*n/ig(2)/i0;ua3=0.377*r*n/ig(3)/i0;ua4=0.377*r*n/ig(4)/i0;ua5=0.377*r*n/ig(5)/i0;Fw1=CDA*ua1.^2/21.15;Fw2=CDA*ua2.^2/21.15;Fw3=CDA*ua3.^2/21.15;Fw4=CDA*ua4.^2/21.15;Fw5=CDA*ua5.^2/21.15;Ff=G*f;deta1=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(1)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);deta2=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(2)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);deta3=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(3)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);deta4=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(4)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);deta5=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(5)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);a1=(Ft1-Ff-Fw1)/(deta1*m);ad1=1./a1;a2=(Ft2-Ff-Fw2)/(deta2*m);ad2=1./a2;a3=(Ft3-Ff-Fw3)/(deta3*m);ad3=1./a3;a4=(Ft4-Ff-Fw4)/(deta4*m);ad4=1./a4;a5=(Ft5-Ff-Fw5)/(deta5*m);ad5=1./a5;plot(ua1,ad1,ua2,ad2,ua3,ad3,ua4,ad4,ua4,ad5);axis([099010]);title('汽车的加速度倒数曲线');xlabel('ua(km/h)');ylabel('1/a');gtext('1/a1'),gtext('1/a2'),gtext('1/a3'),gtext('1/a4'),gtext('1/a5');a=max(a1);af=asin(max(Ft1-Ff-Fw1)/G);C=tan(af)/(a/L+hg*tan(af)/L);disp('假设后轮驱动，最大爬坡度相对应的附着力=');disp(C);'假设后轮驱动，最大爬坡度相对应的附着力=';0.3732;拟合出的曲线如下图所示：（图5.加速度倒数曲线图）加速度倒数曲线图与加速度曲线图一样，都是可以反映出汽车加速性能的matlab编程图，倒数曲线图更能直观地反映出一些加速度直接曲线图反映不出的性能，这也是在设计过程中已经出了加速度曲线图又再出倒数曲线图的原因。3.2.4各档最大爬坡度曲线由驱动力阻力平衡公式得即式中是传动系效率，=0.9；ma是汽车总质量；这里ma=10000kg，是滚动阻力系数，=0.02；CD是空气阻力系数CD=0.9；A是迎风面积这里A=2*2.5=5；ge是燃油消耗率（b），可根据发动机转速从外特性曲线图上读取；ua是汽车车速（km/h）；由上述公式进行matlab程序编程：n=600:1:2400;T=600-0.000022*(1600-n).^2i0=4.5;%减速器的传动比ig1=5.606%一档传动比ig2=3.627ig3=2.313ig4=1.487ig5=1ig6=0.79nT=0.89r=0.445f=0.02m1=4500m2=10000CdA=4.5Ff1=m1*9.8*fFf2=m2*9.8*fFf3=m2*9.8*f*0.96Fj=m2*9.8*0.29ft1=T*ig1*i0*nT/r%一档所产生的的驱动力ft2=T*ig2*i0*nT/rft3=T*ig3*i0*nT/rft4=T*ig4*i0*nT/rft5=T*ig5*i0*nT/rft6=T*ig6*i0*nT/rFt=[ft1;ft2;ft3;ft4;ft5;ft6]'ua1=0.377*r*n/(ig1*i0)%一档的速度ua2=0.377*r*n/(ig2*i0)ua3=0.377*r*n/(ig3*i0)ua4=0.377*r*n/(ig4*i0)ua5=0.377*r*n/(ig5*i0)ua6=0.377*r*n/(ig6*i0)ua=[ua1;ua2;ua3;ua4;ua5;ua6]'fw1=CdA*ua1.^2/21.15+Ff2%满载时一档的行驶阻力fw2=CdA*ua2.^2/21.15+Ff2fw3=CdA*ua3.^2/21.15+Ff2fw4=CdA*ua4.^2/21.15+Ff2fw5=CdA*ua5.^2/21.15+Ff2fw6=CdA*ua6.^2/21.15+Ff2Fz1=[fw1;fw2;fw3;fw4;fw5;fw6]';fw7=CdA*ua1.^2/21.15+Ff3+Fj%满载上坡时一档的行驶阻力fw8=CdA*ua2.^2/21.15+Ff3+Fjfw9=CdA*ua3.^2/21.15+Ff3+Fjfw10=CdA*ua4.^2/21.15+Ff3+Fjfw11=CdA*ua5.^2/21.15+Ff3+Fjfw12=CdA*ua6.^2/21.15+Ff3+FjFz2=[fw7;fw8;fw9;fw10;fw11;fw12]';P1=(ft1-fw1)/100000P2=(ft2-fw2)/100000P3=(ft3-fw3)/100000P4=(ft4-fw4)/100000P5=(ft5-fw5)/100000P6=(ft6-fw6)/100000Q1=asin(P1)Q2=asin(P2)Q3=asin(P3)Q4=asin(P4)Q5=asin(P5)Q6=asin(P6)i1=tan(Q1)*100i2=tan(Q2)*100i3=tan(Q3)*100i4=tan(Q4)*100i5=tan(Q5)*100i6=tan(Q6)*100i=[i1;i2;i3;i4;i5;i6]'figure(5)plot(ua,i)xlabel('ua/(km.h)')ylabel('i/%')title('汽车爬坡度图')axis([0100045])拟合出的曲线如图所示：图6汽车爬坡度图由拟合出的曲线图可以主观的看出汽车最大可以在1挡时爬上40度的坡道，此外较高车速的2档和3挡依然可以爬一定程度的坡道。汽车的爬坡能力完全满足≫30°的设计要求。而且从图上可以看出设计的汽车在5挡和6挡时是不适合爬坡度较大的坡道的，这也符合实际当中的情况。3.2.4换档加速时间曲线设计货车采用二挡加速，汽车加速时间反映出汽车的加速性能优良与否，汽车二挡起步加速时间性能优良与否决定了汽车从原地到达某一车速的性能。通过matlab软件分析汽车的这一性能具有直观、方便的特点。查阅相关资料，进行matlab编程如下：nT=0.9;r=0.427;f=0.02;CDA=5.4;i0=4;L=3.2;a=1.947;hg=0.9;If=0.218;Iw1=1.798;Iw2=3.598;g=9.8;m=8500;G=m*g;ig=[6.474.012.321.4310.8];nmin=600;nmax=2300;u1=0.377*r*nmin./ig/i0;u2=0.377*r*nmax./ig/i0;deta=0*ig;fori=1:5deta(i)=1+(Iw1+Iw2)/(m*r^2)+(If*ig(i)^2*i0^2*nT)/(m*r^2);endua=([0:0.01:99]);N=length(ua);n=0;Tq=0;Ft=0;inv_a=0*ua;delta=0*ua;Ff=G*f;Fw=CDA*ua.^2/21.15;fori=1:Nk=i;ifua(i)<=u2(2)n=ua(i)*(ig(2)*i0/r)/0.377;Tq=830-0.0008124*(1800-n).^2;Ft=Tq*ig(2)*i0*nT/r;inv_a(i)=(deta(2)*m)/(Ft-Ff-Fw(i));delta(i)=0.01*inv_a(i)/3.6;elseifua(i)<=u2(3);n=ua(i)*(ig(3)*i0/r)/0.377;Tq=830-0.0008124*(1800-n).^2;Ft=Tq*ig(3)*i0*nT/r;inv_a(i)=(deta(3)*m)/(Ft-Ff-Fw(i));delta(i)=0.01*inv_a(i)/3.6;elseifua(i)<=u2(4);n=ua(i)*(ig(4)*i0/r)/0.377;Tq=830-0.0008124*(1800-n).^2;Ft=Tq*ig(4)*i0*nT/r;inv_a(i)=(deta(4)*m)/(Ft-Ff-Fw(i));delta(i)=0.01*inv_a(i)/3.6;elseifua(i)<=u2(5);n=ua(i)*(ig(5)*i0/r)/0.377;Tq=830-0.0008124*(1800-n).^2;Ft=Tq*ig(5)*i0*nT/r;inv_a(i)=(deta(5)*m)/(Ft-Ff-Fw(i));delta(i)=0.01*inv_a(i)/3.6;elseua(i)<=u2(6);n=ua(i)*(ig(6)*i0/r)/0.377;Tq=830-0.0008124*(1800-n).^2;Ft=Tq*ig(6)*i0*nT/r;inv_a(i)=(deta(6)*m)/(Ft-Ff-Fw(i));deta(i)=0.01*inv_a(i)/3.6;enda=delta(1:k);t(i)=sum(a);endplot(t,ua);axis([01000100]);title('汽车二挡原地起步换挡加速时间曲线');xlabel('时间t(s)');ylabel('速度ua(km/h)');（图7.换挡时间曲线图）由拟合出的曲线可以看出，汽车而由2挡原地起步加速到40km/h只要10s，加速到要求车速90km/h只要40s，这就表明在设计要求下，汽车具有良好的原地起步加速性能。尤其是在要求市内载货行驶时，一般车速不高于60km/h，所设计的汽车在20s内就能达到这一车速。而如果是非满载情况下，这一性能将会有更好的提升。3.2.5功率平衡图n=600:1:2400N=n/1000Tq=600-0.0002*(1600-n).^2m=10000;g=9.8;nmin=600;nmax=2400;G=m*g;ig=[5.6063.6272.3131.48710.79];nT=0.9;r=0.445;f=0.02;CDA=4.5;i0=4.5;L=6.8;a=1.947;hg=0.7;If=0.218;Iw1=1.798;Iw2=3.598;n=700:10:2400;N=n/1000;Tq=535-0.0001628*(1700-n).^2;m=7330;g=9.8;nmin=700;nmax=2400;G=m*g;ig=[6.3143.9132.2621.39310.788];nT=0.9;r=0.421;f=0.02;CDA=5.4;i0=5;L=3.2;a=1.947;hg=0.9;If=0.218;Iw1=1.798;Iw2=3.598;ua1=0.377*r*n/ig(1)/i0;ua2=0.377*r*n/ig(2)/i0;ua3=0.377*r*n/ig(3)/i0;ua4=0.377*r*n/ig(4)/i0;ua5=0.377*r*n/ig(5)/i0;ua6=0.377*r*n/ig(6)/i0;Pe1=Tq.*ig(1)*i0.*ua1./(3600*r);Pe2=Tq.*ig(2)*i0.*ua2./(3600*r);Pe3=Tq.*ig(3)*i0.*ua3./(3600*r);Pe4=Tq.*ig(4)*i0.*ua4./(3600*r);Pe5=Tq.*ig(5)*i0.*ua5./(3600*r);Pe6=Tq.*ig(6)*i0.*ua6./(3600*r);ua=[0:10:100];Ff=G*f;Fw=CDA*ua.^2/21.15;Pf=Ff*ua/3600;Pw=Fw.*ua/3600;Pe0=(Pf+Pw)./nT;Pe=max(Pe1);plot(ua1,Pe1,ua2,Pe2,ua3,Pe3,ua4,Pe4,ua5,Pe5,ua,Pe0,ua,Pe);axis([01000180]);title('汽车功率平衡图');xlabel('ua(km/h)');ylabel('Pe/(kw)');gtext('1'),gtext('2'),gtext('3'),gtext('4'),gtext('5'),gtext('6'),gtext('(Pf+Pw)/et'),gtext('Pe');图8功率平衡图功率平衡图反映出了汽车在各档行驶时，达到某一车速时的功率情况，在设计车速90km/h的最大要求下，使用6挡时时所需功率只有90kw左右，发动机提供的功率车完全够用。而消耗功率较高的2,3，4挡在良好的路面上一般也应用较少，且这些档位工作时的车速也不可能达到峰值，也即是功率甚至不会接近110kw，这种条件下发动机功率可以保证有富余。因此，汽车的功率平衡性也符合设计的基本要求。第四章汽车各部件汇总表4-1发动机和传动系各部件选型部件型号主要技术参数发动机东风EQH160-40欧四发动机最大功率及转速118kw/(2400r/min)离合器F&S公司GMFZ2型转矩容量1300N·m变速器东风DF6S650系列额定输入转矩650N·m传动轴东风2201RLC-010传动轴工作转矩5800N·m驱动桥中联HNQ080D-380主减速器传动比4.50根据前面的计算，可以确定设计车辆的动力传动系统。变速器东风DF6S650系列变速箱、中联HNQ080D-380后驱动桥与160马力的东风EQH160-40发动机匹配使用时，整车的爬坡性能、加速性能和转矩适应性都有了较为显著的提高，经济车速的范围也较大，燃油经济性较好，同时也满足最高车速为90km/h的设计要求。表4-2车辆尺寸参数发动机布置前置长*宽*高mm8600*2000*2500货箱尺寸mm6600*1800*1500前轴载荷kg3500后轴载荷kg6500前轮轮距mm1800后轮轮距mm1850轴距mm6000图9.车辆的总体布置图）第五章设计小结汽车设计课已经结束，通过此次课程的学习，使我更加扎实的掌握了有关汽车设计方面的知识，学习的过程中虽然遇到了一些问题，但经过一次又一次的思考与询问，终于找出了原因所在，也暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。实践出真知，通过亲自动手制作课程设计，使我们掌握的知识不再是纸上谈兵。我们学习了汽车总体设计，包括汽车形式的选择，汽车主要参数的选择，发动机的选择以及车身总体布置等。这里汽车形式的选择主要是轴数、驱动形式、布置形式三个方面来设计。期间学习了离合器与机械式变速器的设计。离合器方面，首先对离合器结构方案的分析以及参数的选择，更精确地制作离合器，而且对于扭转减震器的设计有很大的帮助；大家都知道，变速器是汽车在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，获得不同的牵引力和速度同事使发动机在最有利的工况周围工作，因此变速器布置以及操纵方便性对于汽车的性能有很大关系。这里涉及到变速器传动机构的布置方式、参数的选择设计及计算，同时学习了同步器的设计以及机械式无级变速器，更加增广了我的知识面，对于以后各种变速器的设计有很大帮助。在汽车性能设计方面，选的发动机最大功率达到118kw，马力达到160马力，这对满足汽车的满载速度要求有一定的富余，型号采用的是东风EQH160-40欧四发动机，具体参数在上述设计中都有详细叙述。变速箱在综合计算了所需扭矩、传动比等参数后，最终选用的是东风DF6S650系列变速箱，这款型号刚好可以满足要求，并且自身重量也不大。传动轴选择的时候面临的问题是可用扭矩≫10000N.m，有富余，虽然最后用了i0*ig*Tmax计算所需扭矩最大值，但仍然有很大富余，这也是设计中一个瑕疵比较大的地方。动力性分析方面主要采用的是matlab软件进行分析，以为C++基础不好，主要是从网上找的软件，在和同学的合作下完成的更改工作，最终编写出自己的设计做需要的matlab程序，并成功的拟合出了相关曲线图，从而分析出了汽车的相关特性，是否满足设计要求与否等等。总之，这个过程困难还是蛮多的，而且有些问题的确很棘手，但只要能坚持下来，最后还是会有很多收获的。纸上得来终觉浅，绝知此事要躬行。很多事情，理论终究是理论，只有自己动手做了才会发现自己的缺陷在哪儿，哪里需要加强。这次的设计着实让人受益匪浅。最后，再次感谢老师不厌其烦的讲解以及同学们的帮助。李松2016.11.10参考文献[1]王望予.汽车设计[M].4版.北京：机械工业出版社，2004.[2]王国权，龚国庆.汽车设计课程设计指导书[M].北京：机械工业出版社，2009.[3]陈家瑞.汽车构造[M].3版.北京：机械工业出版社，2009.[4]刘惟信.汽车设计[M].北京.清华大学出版社，2003.[5]余志生.汽车理论[M].4版.北京：机械工业出版社，2004.[6]田其铸.汽车设计手册（整车·底盘卷).长春汽车研究所.1998.[7]王丰元，马明星，邹旭东.汽车设计课程设计指导书.北京：中国电力出版社，2009.[8]中华人民共和国汽车行业标准委员会.QC/T29082-1992汽车传动轴总成技术条件[S].北京：中国标准出版社，1992.[9]国家标准：GBT1589-2004/GBT2974-2008/GBT2977-2008/GBT2978-2008基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统HYPERLINK"/d