課程設計載貨汽車主要技術參數的確定

1、課程設計載貨汽車主要技術參數的確定LT®河由M火摩機電工程學院汽車設計課程設計任務書題 目：學生姓名：張宗華學 號：專業(yè)班級：車輛1103指導教師：年 月曰汽車設計課程設計任務書1.本設計應達到的目的:(1)培養(yǎng)學生理論聯系實際，綜合應用“汽車構造”、“汽車理論”、“汽車設計”等專業(yè)知識的能力，為畢業(yè)設計和生產實際奠定基礎;(2)提高學生結構設計能力，掌握汽車總體設計的程序和方法，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和分析問題、解決問題的能力:(3)掌握查閱和應用國家標準、規(guī)范、手冊、冊和相關技術資料的方法;(4)掌握設計說明書的撰寫方法。2.本設計任務的內容和要求(包括原始數據、技術

2、要求、工作要求等):原始數據:額定裝載 質量(Kg)最大總 質量 (kg)最大車速(Km -h1)比功率(KW t1)比轉矩(N *m )設計內容和要求:(1)確定總體設計的結構形式;(2)確定總體設計的主要參數;(3)設計、計算總體設計的相關尺寸和參數;(4)繪制總體設計總布置圖;(5)完成設計說明書的撰寫;(6)完成課程設計的文檔整理。3.對課程設計成果的要求（包括課程設計、圖表、實物樣品等）:（1）課程設計圖紙一套（機繪），總量不少于1張零號圖紙的總體設計圖;（2）設計計算說明書一份（手寫），不少于8000字;（3）課程設計光盤一張（含全部設計成果）。4.汽車設計課程設計工作進度計劃：工

3、作內容時間（天）熟悉汽車設計的基本內容（含指導教師講授）1確定總體設計的結構形式1選擇、確定總體設計的主要參數1設計計算總體設計的相關尺寸和參數2繪制總體設計總布置圖共計1張A03撰寫設計說明書0.8萬字以上1答辯、修改完善資料、歸檔。15.汽車設計課程設計時間：年 月 日一年 月 日指導教師簽名:年 月日1、載貨汽車主要技術參數的確定1.1 汽車質量參數的確定1.1.1 汽車載客量和裝載質量汽車載客量：2人汽車的裝載質量：m.=1750kg1.1.2 汽車整車整備質量預估1 .質量系數n a選取質量系數n.是指汽車裝載質量與整車整備質量的比值:7兒=山外(1-1)1-1各類貨車的質量系數汽車

4、類型總質量Dla/t載貨汽車輕型1.86. 00. 801.10中型6. 014. 01. 201. 35重型ma>14. 01. 301. 70根據表1-1,對于輕型柴油載貨汽車，質量系數為0.80-1. 00,取1）8=0.8。2 .估算整車整備質量風整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水, 但沒有裝貨和載人的整車質量。mo = me / "w =1750/0. 8=2187kg1.1.3汽車總質量n的確定汽車總質量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。商用貨車的總質量叱由整備質量叱、載質量。和駕駛員以及隨行人員質量三部分 組成，乘員

5、和駕駛員每人質量按65kg計，即nu+ nu+2X65kg=2187+1750+2X 65=4067kg表1-2質量參數：載質量”(Kg) 質量系數n. 整車整備質量n (Kg) 總質量(Kg)17500.8218740671.1. 4汽車軸數和驅動形式的確定總質量小于19噸的商用車一般采用結構簡單、成本低廉的兩軸方法，所以本車軸數 定為二軸。商用車多采用結構簡單、制造成本低的4x2驅動的形式。所以本車采用4x2后雙 胎的驅動形式。1. 2汽車主要尺寸的確定1. 2.1汽車的外廓尺寸我國法規(guī)對載貨汽車外廓尺寸的規(guī)定是：總高不大于4米，總寬不大于2. 5米，總 長不大于12米。一般載貨汽車的外廓

6、尺寸隨載荷的增大而增大。在保證汽車主要使 用性能的條件下應盡量減小外廓尺寸。參考同類車型，取外廓尺寸:5813X2096X 2096mm (長X 寬 X 高)。2. 2. 2 汽車軸距L的確定在汽車的主要性能，裝載面積和軸荷分配等各個方面的要求下選取。各類載貨汽車的軸距選用范圍如表13所示表1-3載貨汽車的軸距和輪距4X2總質量a, （t）軸距（皿）輪距（mm）貨車1. 8-6. 02300-36001300-1700L=3400min1. 2. 3汽車前輪距Bi和后輪距B2汽車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性,在選定前輪距艮范圍內，應能布置下發(fā)動 機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向

7、空間，同時轉向桿系與車架、車 輪之間有足夠的運動空間間隙。層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。各類載貨汽車的輪距選用范圍如表1-3所示?？紤]本次課設實際要求和根據表卜3提供的數據，前輪距BF1600mm,后輪距BE485mm。1. 2. 4汽車前懸L和后懸L的確定前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長度、下車和上車 的方便性以及汽車造型等均有影響。初選的前懸尺寸，應當在保證能布置各總成、部 件的同時盡可能短些。后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨廂長度、汽 車造型等有影響，并決定于軸距和軸荷分配的要求?？傎|量在1.81

8、4. Ot的貨車后懸lllll一般在12002200mm之間。參考同類車型，取Lp=1013mm, U=14001. 2. 5汽車的車頭長度貨車車頭長度指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離,車身形式對車頭長度有絕對影響。由于設計車型為單排座平頭貨車，并考慮到舒適性及駕駛室內儲物空間，故車頭長度取1763IIIII1. 2. 6汽車車廂尺寸的確定IIIII參考同類車型，考慮本車設計要求，確定本車車箱尺寸：3980X2096X 5002、載貨汽車主要部件的選擇3. 1發(fā)動機的選擇2.1.1 發(fā)動機型式的選擇目前汽車發(fā)動機主要采用往復式內燃機,分為汽油機和柴油機兩大類。當前在我 的汽車上主要是汽油機

9、,由于柴油機燃油經濟性好、工作可靠、排氣污染少，在汽車上 應用日益增多。輕型汽車可采用汽油機和柴油機,參考同類車型,本車選取柴油發(fā)動 機。2.1.2 發(fā)動機的最大功率匕皿汽車的動力性主要取決于發(fā)動機的最大功率值,發(fā)動機的功率越大,動力性就好。4大功率值根據所要求的最高車速匕皿計算,如下:=± (皿V+ /x %3600 加' 76140 ，max(2-1)式中：匕皿最大功率,kW%傳動系效率，對于單級減速器，取0.9g重力加速度,9.8/n/j2f滾動阻力系數,取0.016Cd空氣阻力系數,取0.8A汽車的正面迎風面積,本車A為3.7 m2ma汽車總質量,本車為4067kgJ

10、汽車最高車速,本車為125km/h帶入相關數據，可得：10?54067x9.8x0.0163600n q y 2 7xl25+xl253 ) =103. 2kw76140于是，發(fā)動機的外特性功率為：C = maxX <1-10-1.18) = (113118) kw即在113118kw之間選擇發(fā)動機。選取CY6102BZLQ-C型柴油機，主要參數見W2.1,其總功率外特性曲線如附錄圖2-L所示CY61O2BZLQ-C增壓中冷型主要技術參數型號：CY6102BZLQ形式：廢氣渦輪增壓中冷氣缸數：6102x118工作容積：5.785燃燒室形式：直噴圓形縮口燃燒室壓縮比：17:1額定功率/轉速

11、：114/2800最大扭矩/轉速：431/16001800標定工況燃燒消耗率：表2-1發(fā)動機主要技術參數5全負荷最低燃油消耗率：<231最高空載轉速：3200±100怠速穩(wěn)定轉速：700±50機油消耗率：<0.6工作順序：15362-4噪聲限制：115煙度：<2.0排放標準：達歐洲口號標準整機凈質量：555外形參考尺寸：1209.7x662x884.52-1 CY6102BZLQ-C型全負荷速度特性曲線2.1.3 發(fā)動機最大轉矩1nm及其相應轉速叫的選擇當發(fā)動機最大功率和相應的轉速p確定后,則發(fā)動機最大轉矩（皿、和相應轉 速%可隨之確定,其值由下式計算：9

12、55(F(2. 2)T aTn a勺皿'1 -11式中：。：轉矩適應性系數，一般L11.3,取1.2； Tpz最大功率時的轉矩，N.加 Rmax：最大功率,“ np ：最大功率時轉速,r /min4mX：最大轉矩，N-m而 J% =1. 4-2. 0,在這里取為1. 6,則有:產% = 28°%,6=1750r/min9550x105emax=l. 2X -2800=421. 6N m滿足所選發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速要求。2.2輪胎的選擇輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比稱為輪胎負荷系數,大多數輪胎負 荷系數取為0.9L0,以免超載。本次課程設計后輪采用雙胎。單胎承載

13、量為：/二11X4067 / 6=745. 6kg根據GB9744-1997,此車選用7.00T5LT輕型載重普通斷面子午線輪胎選取輪胎參數見表2-3輪胎規(guī)格層數斷面 寬度負荷下 靜半徑相應氣壓最大使用尺 寸外直徑7.00-15LT6, 8,10,200mm357mm390kPa780mm2-3輪胎參數2. 3車架的選擇參考中國汽車零配件大全一書，選?。哼吜菏杰嚰埽ㄝS距3400mm）： 5713X821X180前要斷面尺寸：180X69X3重量：170kg滿載負荷：45KN2.4油箱：參考同類車型，選取08AL型，鍍鉛板，筒式，滾焊，70L, 402X282X6802. 5離合器：雙片干式盤形

14、磨擦離合器2.6萬向傳動軸 十字軸連接3、軸荷分配及質心位置計算3.1平靜時的軸荷分配及質心位置計算總布置的側視圖上確定各個總成的質心位置，及確定各個總成執(zhí)行到前軸的距離和 距地面的高度。根據力矩平衡的原理,按下列公式計算各軸的負荷和汽車的質心位置:8ih + 且2,2 +=G2L©4 + S2h2 +=Ghg(3.1)g + g2 +=GG + G)= GGJ = GbG、L = Ga式中：缸g2、總成的質量，kg乙、4、各個總成質心到前軸的距離，m 用、魚、各個總成質心到地面的距離，md、G2后軸負荷，m汽車軸距。汽車質心到前軸的距離，m汽車質心到后軸的距離，m在總布置時,汽車的

15、左右負荷分配應盡量相等，一般可以不計算，軸荷分配和質心 位置應滿足要求，否則，要重新布置各總成的位置，如調整發(fā)動機或車廂位置，以致改變汽車的軸距。各總成質量及其質心到前軸的距離、離地高度見表3-2表3-1載貨汽車軸荷分配車型滿載（%）空載（%）前軸后軸前軸后軸4X2后輪雙胎，平頭30-3565-70485446529表3-2各部件質心坐標及質量主要部件部件質量 (kg)空載時質心坐標滿載時質心坐標(x, y)(x, y)發(fā)動機及其部件555(200,1000)(200, 890)變速器及離合器殼115(310,800)(310, 690)萬向節(jié)傳動30(2300, 700)(2300, 590

16、)后軸及后軸制動器280(3400, 357)(3400, 357)后懸及減震器120(3600, 370)(3600, 370)前懸及減震器50(200, 370)(200, 370)前軸、前制動器、輪轂轉向梯形140(200, 357)(200, 357)前車輪及輪胎總成150(0, 357)(0, 357)車后輪及輪胎總成190(3400, 357)(3400, 357)車架及支架、拖鉤裝置200(210,600)(2100, 490)油箱及油管27(2400, 600)(2400, 490)蓄電池組30(2400, 600)(2400, 490)貨箱總成200(2900, 900)(2

17、900, 790)駕駛室60(-150,1400)(-150,1290)前擋泥板15(0, 500)(0, 390)后擋泥板25(3400, 500)(3400, 390)人1300(200, 840)貨物17500(3200,1090)汽車總質量4067(1603. 7, 493)(2246. 2, 816)由上表可得:1.空載時:35089503400=1032 kg1440420 =493區(qū) 2920G = 2188-G2=1156kg人出156x3400 T96.2188。=冬=些* = 1603.72188前軸軸荷分配管=察=52.83%G 2 loo后軸軸荷分配 與=黑 =47.1

18、7%G2 loo符合前軸負荷在48%54%,后軸負荷在46%52%的范圍內，所以滿足軸荷分配要 求。91349502.滿載時：= 2686.8kg3318850 =816mm4067G =4067G? = 13802 kg4067,G.L 1380.2x3400 h = 5 = 1153.8mm4067"烏二 2686.8x34。=2246.2前軸軸荷分配 點=與磐=33.9%G 406/11后軸軸荷分配 合=翼等= 66.1%G 4067符合前軸負荷在30%35%,后軸負荷在65%70%的范圍內，所以滿足軸荷分配要 求。3. 2水平路面上汽車滿載行駛時各軸的最大負荷計算對于后輪驅動

19、的載貨汽車在水平路面上滿載行駛時各軸的最大負荷按下列公式計 算:(3.2)式中：F：l行駛時前軸最大負荷，kg；FZ1行駛時后軸最大負荷，kg;（P路面附著系數，在干燥的瀝青或混凝土路面上，該值為0.70.8。(3.3)式中：恤行駛時前軸軸荷轉移系數，該值為0.80.9叫行駛時后軸軸荷轉移系數，該值為L 11. 2根據公式（3.2）可得：G（一血）4067x(1153.8-0.75x816)3400-0.75x816= 790.35 kg790.3513802=0.64130x183972800-0.7x817.5=341Q6kg3276626868123. 3.制動時各軸的最大負荷計算汽車滿

20、載制動時各軸的最大負荷按下式計算:五zr2 =G(b+(ph )LG(。一嘰)L(3-3)式中：制動時的前軸負荷，kg； %制動時的后軸負荷，kg；令年口，制動時前軸軸荷轉移系數，該值為1. 4L 6叫2一一制動時后軸軸荷轉移系數，該值為0.40.7根據公式（3. 3）可得:G(b+帆)4067x(11518 + 0.75x816)3400= 211221kg滿足要求F.rl 211221 一2_” = = 1.2)z" G1 13802mzr2 =G("鞏)_ 4067x(22462-0.75x816)L" 195479 = 0 7G2 268683400=19

21、5479 依134、傳動比的計算和選擇3.1 驅動橋主減速器傳動比。的選擇在選擇驅動橋主減速器傳動比時,首先可根據汽車的最高車速、發(fā)動機參數、車 輪參數來確定,其值可按下式計算:(4.1)= 0.37714式中：ig=l；.max-汽車的最高車速，已知125km/hny最高車速時發(fā)動機的轉速,一般小=(0.9-l.l)/?p, r/min;r一車輪半徑,r=0. 357m. co rnv0.357x2800 o故，o =0.377 =0. 377X=3. 01v1253.2 變速器傳動比4的選擇3.2.1 變速器一檔傳動比的選擇在確定變速器一檔傳動比上1時,需要考慮驅動條件和附著條件。為了滿足

22、驅動條 件，其值應符合下式:(4.3)之叫gtfcosLx + sinJxT,m/o"r式中：心X最大爬坡度，心工=16.7。代入相關數據，計算得:2 %g(/cos/；max+ sininJmaxZo7l_4067xl0x(0.016x cosl 6.7° + sin 16.7° )x 0.3 5 7-O. i v431x3.01x0.9同時為了滿足附著條件,其值也應符合下式式中：。一路面附著系數,為0.70.8,這里取08 帶入相關數據，可得：< Gr(/>Go%15=9. 954O67xlOxO.357xO.8 431x3.01x0.9即是3.7

23、6W*W 9. 95 A參考中國汽車零配件大全選取3=5.6844. 2.2變速器的選擇輕型載貨汽車采用45檔變速,各檔變速比遵循下式關系分配:參考中國汽車零配件大全，選取變速箱，型號為CAS525,確定各檔傳動比如下表4一1表4-1變速器主要參數型號額定輸 入扭矩(N m)中心 距 (mm)總成 干重 (Kg)速比檔位操縱南京17H434401021155. 684, 3.1111. 736,1, 0.781,2,3,4, 5式直 接5、汽車動力性能計算165. 1驅動力與行駛阻力平衡計算5.1.1驅動力的計算汽車驅動力按下式計算：口 _'r -(5.1)匕=0.377口3oj式中：

24、7：發(fā)動機轉矩,Nm；“3發(fā)動機轉速，”min匕：汽車的車速,95km/hi8 :變速器的傳動比i。：主減速器的傳動比代入相關數據,計算所得數據如下表5-1所示表5-1驅動力Ft與車速VaNe(r/min)14001600180020002200240026002800Te (N m)420431418410393380363345IFti (N)1811518590180291768416451163901565714880檔Vai (km/h)1113141617192022IIFt2(N)991510175986896799278897185698144檔Va2(km/h)2023262

25、932343740IIFt3 (N)55335678550654015177500647824545I檔Va3(km/h)3641465257626772IVFt4(N)31873271317231112982288427552618檔Va4(km/h)637280899810711612517VFt5 (N)24862551247424272326224921492042檔Va5(km/h)80721031151261381491615.1. 2行駛阻力計算汽車行駛時,需要克服的行駛阻力為：廠 ,， . CdAvI £ dv(5. 2)2 1.12) at式中：，一道路的坡度,平路

26、是0"；z7p齊-行駛加速度，西，等速行駛時為0;5 汽車旋轉質量換算系數，其值按5 = 1 + 4+心片估算，其中 6二& =0< 04代入相關數據，得:=ma gf cost + ma g sin i +21.15dv It=4067X10X0. 016+ °-8x3-7 v；21.15 fl=650.72+0.14"代入各個速度值,即得表5-2表5-2 行駛阻力F阻與車速VaVa(Km/h)355575859510511512F 阻(N)822.221074. 221438. 221662. 221914. 222194. 222502. 22

27、2855.1. 3驅動力與行駛阻力平衡圖按照表5.1,5.2作E-匕、曲線圖，則得到汽車的驅動力一行駛阻力平衡,如5-1所示。利用該圖可以分析汽車的動力性,圖中，-也曲線與直接檔£ -匕曲線的交點對應的車速,即是汽車的最高車速。185-1驅動力一行駛阻力平衡5. 2動力特性計算 5. 2.1動力因數計算汽車的動力性因數按下式關系計算:Taio 小(5. 3)D= r 21.15rn均=0.377帶入相關的數據,計算所得結果見表5-3表5-3動力因數D與車速Va5. 2. 2滾動阻力系數與速度關系(5. 4)滾動阻力系數/與車速也的關系/ = 0.0078 0.000056：,計算所得

28、的數據如表5-4所示按照公式5. 3, 5. 4作。-匕、/ -以曲線圖,則得到汽車的動力特性圖,如5.2所Va(Km/h)153555758595105115f0. 0080.0100.0110.0120.0120.0130.0140. 014表5-4滾動阻力系數f與車速Va5. 2. 3動力特性圖示。利用該曲線也可以分析汽車的動力性,圖中/線與直接檔。-也曲線的交點對應的 車速是汽車的最高車速。20HK- fq I檔*II檔 in檔-iv 檔-v檔4-2動力特性(Km/5. 2.4加速時間t的計算汽車在平路上等速行駛時,有如下關系:即是D = f +變 gdl1 Jv _6a di g(D

29、-f)(5.5)(5.6)帶入相關數據，可得到加速度倒數的值，見表5-5表5-5加速度倒數I檔Vai1113141617192022Di0. 450. 460. 440.430. 420. 400. 380. 361/ai0. 620. 600. 620. 640. 670. 690.720. 76II檔Va22023262932343740D20.240.250.240.240.230. 220.210. 20l/a20.670. 660. 680. 690. 730. 760. 800. 85III 檔Vas3641465257626772D30.130.130.130.120.120.1

30、10.100. 09l/a31.031.011.061.101.191.271.381.53IVVa46372808998107116125D40. 070. 060. 060. 050. 040. 030. 020.0121檔l/a42.222. 322. 733. 304. 547. 2721. 800. 00V檔Vas8092103115126138149161Ds0.040.030. 020.010.000. 000.000. 00l/a54. 655. 9413. 380. 000. 000. 000. 000. 00做出1/a -匕，關系曲線，如圖5-35-3加速度倒數曲線對加速度

31、倒數和車速之間的關系曲線積分，可以得到汽車在平路上加速行駛時的加速 時間。V檔從60加速到80km/h的時間，=27.5x。= 27.5x 1.38 = 37.95s (a為一個小格代表的時間 a = 5km/hx Is2 Im =1. 38s 5. 2. 5汽車最大爬坡度計算max(5. 7)式中：Amax一汽車變速器I檔的最大動力因數,為0. 45722則仆=arcsinQmax/Jl 0】mx + /- 1X1 a A，/.0.457- 0.016x V1 - 0.4572 +0.0162 =arcsin1 + 0.0162/nux = tam/gx = taii26.28=49% &g

32、t; 30%,滿足最大爬坡度的要求。5. 3功率平衡計算5. 3.1汽車行駛時發(fā)動機能夠發(fā)出的功率汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率P；就是發(fā)動機使用外特性的功率值。發(fā)動機轉 速時和汽車速度匕之間的關系，見表5.6P =Lih_ '9550 根據公式.匕=0.377匹代入相關數據，得表5-6表5-6發(fā)動機發(fā)出(5. 8)J1的功率與速度關系表Ne(r/min)140 01600180020002200240026002800Te (N m)420431418410393380363345IVai (km/h)1113141617192022檔Pei (kw)627279869196991

33、01IIVa2(km/h)2023262932343740檔Pe2 (kw)62727986919699101IIIVa3 (km/h)3641465257626772檔Pe3 (kw)62727986919699101IVVa4(km/h)637280899810711612523檔Pe4 (kw)62727986919699101VVa5 (km/h)8092103115126138149161檔Pe5 (kw)627279869196991015. 3. 2汽車行駛時所需發(fā)動機的功率(5.9)汽車行駛時,所需要的發(fā)動機的功率是克服行駛阻力所消耗的功率,其值按下式計 算：P = m fco

34、si + m tg sin i +t e 3600。I a6J 於 21.15 d dt當汽車在平路上勻速行駛時，i=0, dv/dt=0,可簡化為下式:3600小、21.15 ,(5. 10)代入相關的數據計算得表5.7所示表5.7行駛阻力所消耗的功率與車速Va (km/h)1535557595105115125Pe (kw)3.168. 8818.2 433. 2956.1371.1188.81109.5 05. 3.3汽車功率平衡圖做出發(fā)動機能夠發(fā)出的功率與車速之間的關系曲線,并作汽車在平路上勻速行駛 汽車的動力性,上述兩條曲線的交點所對應的車速就是汽車的最高車速。時所需發(fā)動機的功率的曲

35、線，即得到汽車的功率平衡，如5-4所示,利用該圖分析24三三c IIV p I I I I V5-4功率平衡6、 汽車燃油經濟性計算在總體設計時，通常主要是對汽車穩(wěn)定行駛時的燃油經濟性進行計算，其計算公 式如下:Q = gR(6-1)5 1.02vflZu =0.3 7 72 y。式中：Qs汽車等速百公里燃油消耗量，L/kw*h：Pe汽車穩(wěn)定行駛時所需發(fā)動機功率，kw；25g,一一發(fā)動機的燃油消耗率，g/(kW. h),其值由發(fā)動機萬有特性曲線得到;y燃油重度，N/L,柴油為7.948.13,其值取8. 00；匕一一最高擋車速。查萬有特性曲線計算得，見表6-120406080100表6-1燃油消耗n(r/min)14451609177319362100226424272591Pe(kw)1923283238445158Va (km/h)5359657177838995ge g/(kw*h)238230227225220222