【文章內(nèi)容簡介】 = ?????.3 =參考相同噸位的已有車型，可選發(fā)動機型號為 EQB21020，它的主要優(yōu)點有：結(jié)構(gòu)緊湊、可靠耐久、升功率和扭矩儲備率高、啟動性能優(yōu)異、油耗小、排放和噪聲低等。其主要技術(shù)參數(shù)如下表所示吸收形式 渦輪增壓，空對空中冷排放認證 GB17691/GB14761干重（Kg） 407濕重（Kg） 431壓縮比 ：1重心距缸體前端面距離（mm） 328重心距曲軸中心線距離（mm） 155缸體后端面容許最大彎矩 1356怠速轉(zhuǎn)速：r/min 750最大空載轉(zhuǎn)速：r/min 2800排量 缸徑 102mm缸數(shù) 6沖程 102mm由上表可知，發(fā)動機的 =155 ，對應功率下的轉(zhuǎn)速 =2500r/min。maxePkwp由 參 考 文 獻 [1]可 得 ， 發(fā) 動 機 的 最 大 轉(zhuǎn) 矩 為 ： （ 22）maxax954eepPTn???式 中 轉(zhuǎn) 矩 適 應 性 系 數(shù) ， 一 般 在 之 間 ， 取 =。?帶 入 上 述 數(shù) 據(jù) ， 可 得 ：Temax＝ 所選的發(fā)動機扭矩符合要求。10 發(fā)動機的比功率 和比轉(zhuǎn)矩bPbT比功率 是汽車所裝發(fā)動機的標定最大功率 與汽車最大總質(zhì)量 之比，如b maxePam下式所示： （23）aeb? = 839510? =??由 參 考 文 獻 [1]可 知 ， 的貨車， 的范圍為 1020 ，所以ambP1kWt??所得的 = 符合范圍。它綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速bPkWt??性能、速度性能要好于比功率小些的汽車，乘用車的比功率明顯大于貨車和客車，貨車的比功率隨著總質(zhì)量的增加而減少。為保證路上行駛車輛的動力性不低于一定的水平，防止某些動力性能差的車輛阻礙交通，應對車輛的最小比功率作出規(guī)定。參考文獻[6]規(guī)定：農(nóng)用運輸車與運輸用拖拉機的比功率 ，?。?比轉(zhuǎn)矩 是汽車所裝發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 與汽車總質(zhì)量 之比，它反映汽車的bTmaxeTa牽引能力，其計算公式如下： （24）axeb? = 8395104.? =?? 最小傳動比的選擇在普通的載貨汽車上，變速器的最高擋大都取 ，則傳動系的最小總傳動比即為驅(qū)動橋的主減速比 , 有：0i （25）??11式中 r—車輪滾動半徑（mm） ； 最大功率轉(zhuǎn)速(r/min)；pn 變速器最高檔傳動比。ghi 其中 r＝( 9d)/(2pi)＝代入數(shù)據(jù)，得：ｉ0= 102547.? = 最大傳動比最小值的選擇確定最大傳動比時，要考慮三方面的問題：最大爬坡度、附著率及汽車最低穩(wěn)定車速。最大傳動比為變速器的頭檔速比與主減速比的乘積。該速比主要是用于汽車爬坡或道路條件很差（阻力大）的情況下（此時空氣阻力可以不計）汽車仍能行駛。 由參考文獻[3]可知變速器最大速比公式： （26）maxax10(cosin)geTfri??????式中 最大爬坡角度（ ） ，一般貨車的最大爬坡度約為 25%，即 ；max?? max???車輪滾動半徑（m） ，滾動半徑與靜力半徑有一定差別，但一般不計它們的r差別，所以取 r=； 滾動阻力系數(shù)，取 ；f傳動系的傳動效率，由前面所選的數(shù)據(jù)可取 =，帶入數(shù)據(jù)，得：T? T?ig1 ?????? 又因為 q＝ ＝Ig4＝q＝ ig3＝q2＝ ig2＝q3＝ ig1＝q4＝123 離合器的結(jié)構(gòu)方案的選擇 已知參數(shù) （mm）:全車總長寬高（mm ）：799522702450 ：最高車速（Km/h）: 100 最大爬坡度（%）： 25 ：裝載質(zhì)量（Kg）： 3990 總質(zhì)量（Kg）: 8395 ：駕駛室準乘人數(shù)： 3 平頭車 變速箱檔位數(shù) 3一、從動盤數(shù)及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器其結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動，慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合平順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于 的大型客車和重型貨車上也有所推廣。當轉(zhuǎn)矩更大時可采用雙片式或雙片濕式摩擦離合器。因本設計的離合器用于輕型貨車上的，采用單片干式摩擦離合器。二 壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)型式及布置的選擇 周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在同一個圓周上。有的重型汽車將壓緊彈簧布置在同心的兩個圓周上。其結(jié)構(gòu)簡單制造容易，因此應用較為廣泛。在高速離心力的作用下，周置彈簧易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力；另外，壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速很高時周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至出現(xiàn)彈簧斷裂的現(xiàn)象。中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，這時壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，因此壓盤由于摩擦而產(chǎn)生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失效。壓簧的壓緊力是經(jīng)杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并比杠桿力大，因此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，使操縱輕便。采用中央圓柱螺旋彈簧時離合器的軸向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造比較困難，故中央彈簧離合器多用于在重型汽車上以減輕其操縱力。根據(jù)國外的統(tǒng)計資料：當載貨汽車的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩大于 時，常常采用中央彈簧離合器。斜置彈簧離合器是重型汽車采用的一種新型結(jié)構(gòu)。以數(shù)目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，分別以傾角 α 斜向作用于傳力套上，后者在推動壓桿并按杠桿比放大后作用到壓盤上。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，其突出的優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力約可降低 35%。膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)主要特點是采用一個膜片代替?zhèn)鹘y(tǒng)的螺旋彈簧和分離杠桿。其結(jié)構(gòu)特點如下：13，這有利于在提高離合器傳遞能力的情況下離合器的軸向尺寸。，故不需專門的分離杠桿，使離合器結(jié)構(gòu)大大的簡化，零件數(shù)目少，質(zhì)量輕。，所以可以適當增加壓盤的厚度，提高熱容量；而且還可以在壓盤上增設散熱筋及在離合器蓋上開設較大的通風孔來改善散熱條件。，可以采用沖壓加工，大批量生產(chǎn)時可以降低生產(chǎn)成本。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷的提高，因而這種離合器在轎車及微型、輕型和中型客車上已得到廣泛的采用，而且逐漸擴展到載貨汽車上。綜上所述設計中采用膜片彈簧離合器。三．分離軸承的類型的選擇分離軸承在工作中主要承受軸向力；在分離離合器時由于分離軸承旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力，形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要由徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適用于高轉(zhuǎn)速低軸向負荷，后者適用于相反情況。在本設計中選用含潤滑的密封止推球軸承。四 壓盤的驅(qū)動方式 壓盤的驅(qū)動方式主要由凸塊窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前兩種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊和噪音，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結(jié)構(gòu)，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤一鉚釘或螺釘聯(lián)接，傳動片的彈性容許其作軸向移動。當發(fā)動機驅(qū)動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。綜合比較，因為傳動片式其綜合性能相對好些，所以在設計中首先選擇這種驅(qū)動方式。汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)和配合，取決于總體布置；總體設計水平的高低對汽車的設計質(zhì)量、使用性能和產(chǎn)品的生命力起決定性的影響。汽車是一個系統(tǒng)，這是基于汽車只有如下屬性而具備組成系統(tǒng)的條件：1. 汽車是由多個要素（子系統(tǒng)及連接零件）組成的整體，每個要素對整體的行為有影響；2. 組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的；3. 汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。由此，汽車具備系統(tǒng)的屬性，對環(huán)境表現(xiàn)出整體性，一輛子系統(tǒng)屬性匹配協(xié)調(diào)的汽車所具備的功能大于組成它的各子系統(tǒng)功能純粹的、簡單的總和；反之，如果子系統(tǒng)的屬性因無序而相互干擾，即便是個體性能優(yōu)良的子系統(tǒng)，其功能也會因相互扼制而抵消，功率循環(huán)就是這樣的典型例子。系統(tǒng)論所揭示的系統(tǒng)整體性和系統(tǒng)功能的等級性必然會映射到設計任務中來，用整體性來解釋汽車設計的終極目標是整車性能的綜合優(yōu)化，道理是十分顯然的。汽車設計任務的等級形態(tài)表現(xiàn)為：上位設計任務是確定下位設計任務要實現(xiàn)的目標，下位設計是實現(xiàn)上位設計功能的手段，上、下位體系可從總體設計逐級分至零件設計，總體設計無疑處于這種體系的最上位，設計子系統(tǒng)的全部活動必須在總體設計構(gòu)建的框架內(nèi)進行。子系統(tǒng)設計固然重要，但統(tǒng)攬全局，設計子系統(tǒng)組合和相互作用體系規(guī)則14的總體設計對汽車的性能和質(zhì)量的影響更加廣泛、更為深刻。 整車總布置設計的任務1．從技術(shù)先進性、生產(chǎn)合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標、質(zhì)量和主要尺寸參數(shù)，提出總體設計方案，為各部件設計提供整車參數(shù)和設計要求；2．對各部件進行合理布置和運動校核；3. 對整車性能進行計算和控制，保證汽車主要性能指標實現(xiàn)；4. 協(xié)調(diào)好整車與總成之間的匹配關(guān)系，配合總成完成布置設計，使整車的性能、可靠性達到設計要求。 設計原則、目標1. 汽車的各項性能、成本等，要求達到企業(yè)在商品計劃中所確定的指標；2. 進行有關(guān)運動學方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉；3. 應從已有的基礎(chǔ)出發(fā)，對原有車型和引進的樣車進行分析比較，繼承優(yōu)點，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進技術(shù)與結(jié)構(gòu)，開發(fā)新車型；4. 嚴格遵守核貫徹有關(guān)法規(guī)、標準中的規(guī)定，注意不要侵犯專利；5. 力求零件標準化、部件通用化、產(chǎn)品系列化；6. 拆裝和維修方便。4 離合器主要參數(shù)的選擇摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可以表示為：Tc=fFZRc (31)式中，Tc 為靜摩擦力矩；f 為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算時一般取 ；F 為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；Rc 為摩擦片得平均摩擦半徑；Z 為摩擦面數(shù)，是從動盤數(shù)目的兩倍。在該設計中，f 取 ，Z 取 2假設摩擦片上工作壓力均勻，則有F=poA=poπ(D 2d2)/4 （32）式中，p o為摩擦面單位壓力，A 為一個摩擦的面積；D 為摩擦片外徑；d 為摩擦片內(nèi)徑。摩擦片的平均摩擦半徑 Rc根據(jù)壓力均勻的假設，可以表示為Rc=（D 3d3）/3（D 2d2） (33)15當 d/D≥ 時，R C可相當準確地由下式計算RC=(D+d)/4 (34)將式（b） 、式（c）代入式（a）得TC=πfZp oD3(1c3)/12 (35)式中，c 為摩擦片內(nèi)外徑之比，c=d/D,一般在 之間為了保證離合器在任何工況下都能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，設計時 TC 應該大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，即TC=βT emax (36) 式中，T emax 為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩； β 為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比，β 必須大于 1.由此可得出，離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù) β 和 po,尺寸參數(shù) D 和 d 以及摩擦片厚度 b。 離合器后備系數(shù) β 的確定后備系數(shù) β 是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇 β 是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇 β 時，應該考慮一下幾點：（1）摩擦片在使用中磨損后，離合器還應該能可靠的傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。（2）要防止離合器滑磨過大。（3）要能防止傳動系過載。顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過大，β 不宜選取太小；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β 不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β 可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖車掛車時，為了提高起步能力、減少離合器滑磨，β 應