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1、汽车设计课程设计说明书汽车设计课程设计说明书题 目：小型客车汽车动力总成匹配与总体设计小型客车汽车动力总成匹配与总体设计目 录设计任务书设计任务书 第第 1 1 章章 整车主要目标参数的初步确定整车主要目标参数的初步确定 1.1 汽车主要尺寸的确定 1. 1.1 外廓尺寸 1.1.2 轴距 L1.1.3 前轮距和后轮距1B2B1.1.4 前悬和后悬FLRL1.2、发动机的选择 1.2.1、发动机的最大功率及转速的确定 1.2.2、发动机的最大转矩及转速的确定 1.3、轮胎的选择 1.4、传动系最小传动比的确定 1.5、传动系最大传动比的确定 第第 2 2 章章 传动系各总成的选型传动系各总成的
2、选型 2.1、发动机的选型 2.2、离合器的初步选型 2.3、变速器的选型 2.4、传动轴的选型 2.5、驱动桥的选型 2.5.1、驱动桥结构形式和布置形式的选择 2.5.2、主减速器结构形式选择 2.5.3、驱动桥的选型 第第 3 3 章章 整车性能计算整车性能计算 3.1 汽车动力性的分析 3.1.1 汽车的驱动力与行驶阻力 3.1.2 汽车驱动力行驶阻力平衡图与动力特性图 3.2 下面用 MATLAB 编程计算并画出各个性能曲线 3.2.1 汽车的驱动力行驶阻力平衡图 3.2.2 汽车动力特性图 3.2.3 加速度倒数图 3.2.4 汽车的功率平衡 设计总结设计总结设计任务书载货汽车汽车
3、动力总成匹配与总体设计1、整车性能参数设计一辆用于城市短途运输的小型客车。整车尺寸（长宽高） 6000mm2200mm2500mm轴数 2 座位数 17总质量 4500kg公路行驶最高车速 120km最大爬坡度 30%2、要求1）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。2）根据所选总成进行汽车动力性、经济性的估算。3）绘制设计车辆的总体布置图。4）完成设计说明书。第 1 章 整车主要目标参数的初步确定1.1 汽车主要尺寸的确定1. 1.1 外廓尺寸汽车的总长、总宽和总高应根据汽车的用途、道路条件、吨位、外形设计、公路限制和结构布置等因素
4、来确定。在总体设计时要力求减少汽车的外廓尺寸，以减轻汽车总重，提高汽车的动力性、经济性和机动性。各国对公路运输车辆的外廓尺寸均有法规限制。这是为了适合本国的公路、桥梁和运输标准以及保证驾驶的安全性。GB1589-89 汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过 12，单铰接式客车不超m过 18，半挂汽车列车不超过 16.5，全挂汽车列车不超过 20；不包括后mmm视镜，汽车宽不超过 2.5；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过 4；后视mm镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处 250；顶窗、换气装置开启时不得超出mm车高 300。mm根据本车的特点，参考同类车型，本车的外廓
5、尺寸如下：总长：6000mm；aL总宽：2200mm ；aB总高：2600mm。aH1.1.2 轴距L轴距对整备质量、汽车总长、最小转弯半径、传动轴长度、纵向通过半L径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢（箱）长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。各类汽车的轴距和轮距标准见下表 2.1。表表 2.12.1 各类汽车的轴距和轮距各类汽车的轴距和轮距车型类别轴距/Lmm轮距/Bmm轿车微型级普通级中级中、高级高级200022002100254025002860
6、2850340029003900110013801150150013001500140015801560162042 货车微型轻型中型重型1700290023003600360055004500560011501350130016501700200018402000矿用自卸车总质量m/t60320042003900480020004000大客车城市大客车（单车）长途大客车（单车）450050005000650017402050本车为小型客车，参照表 1，轴距选取为 3573 。Lmm1.1.3 前轮距和后轮距1B2B汽车轮距对汽车的总宽、总重、横向稳定性和机动性影响较大。轮距越大，则横向稳定性
7、越好，悬架的角刚度也越大，对增大汽车车厢内宽也有利。但轮距加宽，汽车的总宽和总重一般也加大，而且容易产生向车身侧面甩泥的缺点，所以轮距不宜过大，轮距的数值必须与所要求的汽车总宽相适应。汽车的前轮距主要取决于车架前部的宽度、前悬架的宽度、前轮最大转角、轮胎宽度、转向拉杆与转向轮以及车架间的运动间隙等因素，因此要通过具体布置才能最后确定。汽车的后轮距取决于车架后部的宽度、弹簧宽度、弹簧与车架和车轮之间的间隙以及轮胎宽度等因素。根据表 1，并且参考同类车型以及根据本车的结构和布置，选取本车的前后轮距分别为：1809 ；1780 。1Bmm2Bmm1.1.4 前悬和后悬FLRL前悬的长度应能布置保险杠
8、、散热器、风扇、发动机等部件。从撞车安全性考虑希望前悬长些，从视野角度考虑又要求前悬短些。前悬对平头汽车上下车的方便性有影响，前钢板弹簧长度也影响前悬尺寸。汽车的前悬长度不宜过长，否则汽车的接近角过小，不利于通过性。后悬的长度主要取决于轴距和轴荷分配的要求，同时要保证适当的离去角。一般来说，后悬不宜过长，否则上、下坡时容易刮地 ，转弯时也不灵活。城市大客车的后悬一般不大于轴距的 60%，货车的后悬一般在 12002200之mmmm间。经过分析并参考同类样车，根据本车的结构性能要求，本车选取前悬为FL1388，后悬为 1042 。mmRLmm1.2 发动机的选择1.2.1 发动机的最大功率及转速
9、的确定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，按要求设计的小型客车最高车速是 ua=120km/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（1-1）)761403600(1 max3maxmaxaDaTeuACugfmP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） ，T=95%*95%*98%*96%=84.9%，传动系各部件的传动效率参考了机械工业出版社的汽车设计课程设计指导书表 1-1 得；Ma 是汽车总质量，Ma=4000kg；g 是重
10、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120km/h 的情况下可认为是常数。取 f=0.012；CD是空气阻力系数，一般小型客车可取 0.4-0.6，这里取 CD=0.6；A 是迎风面积（） ，取前轮距 B1*总高H，A=2.22.6。225 . 26 . 22 . 25 . 0mmACD故KWKWP57.93120761406 . 22 . 26 . 01203600012. 08 . 94000849. 013emax）（也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值。 如选取功率为 93.57KW 的发动机，则比功率为t /39.23t /400057.
11、931000 m1000aemaxKWKWP再考虑该小型客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 100KW。1.2.2 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。（1-2）pemax emaxn9549PT式中，Temax是发动机最大转矩（Nm） ； 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，Tp 是最大pemax TT功率时的转矩（Nm） ， 一般在 1.11.3 之间选取，初取 =1.2；Pemax 是发动机最大功率（KW）;np是最大功率时的转速（r/min） ，常取在 32
12、00-4000r/min之间,取 np =3500r/min.所以 mNmNT4 .32735001002 . 19549emax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Tp nn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。初取nT=2000r/min，则，。75. 120003500 nnpT1 . 275. 12 . 11.3 轮胎的选择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之一，因此，在总
13、体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数的影响。轮胎所承受的最大静负荷于轮胎额定负荷之比，称为轮胎的负荷系数。大多数汽车的轮胎的负荷系数取为0.91.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故他们的轮胎负荷系数应接近下限。按轮胎中帘线的排列不同，常见有三种形式可共选择：普通斜线胎，子午线胎和带束斜交胎。普通斜线胎的胎体帘线较多帘，胎侧厚，不易划破，侧向刚度也大，其缺点是缓冲性较差；子午线胎的结构特点是帘线呈子午线排列，这样帘线的刚度就能得到充分利用。前轴轮胎
14、规格为 7.5R16LT,轮胎数量为 2；后轮轮胎型号为 7.5R16LT,轮胎数量为 2。所选轮胎的单胎最大负荷 14651N，气压 740KPa，加深花纹，外直径804mm。1.4 传动系最小传动比的确定普通小型客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0i0i原始数据，应在汽车总体设计时就确定。小型客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0i选择（1-3） ghxamapr 0iunr472. 0377. 0i）（式中，是驱动轮的滚动半径（m） ，所选轮胎规格为 7.5R16LT 的子午线轮
15、胎，rr其自由直径 d=805mm，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，m391. 0mm00.391mm14. 3280505. 32drrFnp=3500r/min;uamax是最高车速，uamax=120km/h；igh是变速器最高档传动比，igh=1.0。所以，初取.3835299. 40 . 1120 3500391. 0472. 0377. 0i0）（i0=5.0。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0i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。汽车驱动桥离地间隙要求参考汽车设计课程设计指导书表 1-4 所示。其中，小型客车的离地间隙要求在 180-220mm 之间。1.5 传动系最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的 挡传动比 ig与主减速比的乘积。0iig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（1-maxmaxmax0max)sincos(gmfgmriiTaa rTge4）则由最大爬坡度要求的变速器 档传动比为（1-5） Tera giTrgmi0maxmax
