【正文】 與行駛阻力 汽車驅動力－行駛 阻力平衡圖與動力特性圖 下面用 MATLAB 編程計算并畫出各個性能曲線 汽車的驅動力 — 行駛阻力平衡圖 汽車動力特性圖 加速度倒數(shù) 圖 汽車的功率平衡 設計總結 設計任務書 載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計 整車性能參數(shù) 設計一輛用于城市短途運輸?shù)男⌒涂蛙嚒? 整車尺寸（長寬高） 6000mm 2200mm 2500mm 軸數(shù) 2 座位數(shù) 17 總質量 4500kg 公路行駛最高車速 120km 最大爬坡度 ≥ 30% 要求 1）查閱相關資料，根據(jù)設計題目中的具體特點，進行發(fā)動機、離合器、變速箱、傳動軸、驅動橋以及車輪的選型。 3）繪制設計車輛的總體布置圖。 第 1 章 整車主要目標參數(shù)的初步確定 汽車主要尺寸的確定 1. 外廓尺寸 汽車的總長、總寬和總高應根據(jù)汽車的用途、道路條件、噸位、外形設計、公路限制和結構布置等因素來確定。 各國對公路運輸車輛的外廓尺寸均有法規(guī)限制。 GB158989 汽車外廓尺寸限界規(guī)定汽車外廓尺寸長：貨車、越野車、整體式客車不應超過 12m ，單鉸接式客車不超過18m ，半掛汽車列車不超過 ，全掛汽車列車不超過 20m ；不包括后視鏡，汽車寬不超過 ；空載、頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過 4m ；后視鏡等單側外伸量不得超出最大寬度處 250mm ；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm 。 軸距 L 軸距 L 對整備質量、汽車總長、最小轉彎半徑、傳動軸長度、縱向通過半徑有影響。此外，軸距還對軸荷分配有影響。 各類汽車的軸距和 輪距標準見下表 。 前輪距 1B 和后輪距 2B 汽車輪距對汽車的總寬、總重、橫向穩(wěn)定性和機動性影響較大。但輪距加寬，汽車的總寬和總重一般也加大，而且容易產(chǎn)生向車身側面甩泥的缺點，所以輪距不宜過大，輪距的數(shù)值必須與所要求的汽車總寬相適應。 汽車的后輪距取決于車架后部的寬度、彈簧寬度、彈簧與車架和車輪之間的間隙以及輪胎寬度等因素。 前懸 FL 和后懸 RL 前懸的長度應能布置保險杠、散熱器、風扇、發(fā)動機等部件。前懸對平頭汽車上下車的方便性有影響，前鋼板彈簧長度也影響前懸尺寸。 后懸的長度主要取決于軸距和軸荷分配的要求，同時要保證適當?shù)碾x去角。城市大客車的后懸一般不大于軸距的 60%，貨車的后懸一般在 1200mm ～ 2200mm 之間。 發(fā)動機的選擇 發(fā)動機的最大功率及轉速的確定 汽車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。取 f=； CD是空氣阻力系數(shù)，一般 小型客車 可取 ，這里取 CD=； A是迎風面積（㎡），取前輪距 B1*總高 H， A= ㎡。 如選取功率為 的發(fā)動機，則比功率為 t/??? 再考慮該 小 型客車 要求具有相對高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為 100KW。 pe m a xe m a x n9549 PT ?? （ 12） 式中， Temax是發(fā)動機最大轉矩（ N m）， α一般在 ~ 之間選取 ，初取 α=； Pemax 是發(fā)動機最大功率（ KW） 。采用Φ值大得發(fā)動機可以減少換擋次數(shù)，減輕司機疲勞、減少傳動系的磨損和降低油耗。初取 nT=2021r/min，則 20213500nn p ??T， ???? 。當然還應考慮與動力－傳動系參數(shù)的匹配以及對整車尺寸參數(shù)的影響。大多數(shù)汽車的輪胎的負荷系數(shù)取為 ～ ，以免超載。 按輪胎中簾線的排列不同，常見有三種形式可共選擇：普通斜線胎，子午線胎和帶束斜交胎。 前軸輪胎規(guī)格為 ,輪胎數(shù)量為 2；后輪 輪胎 型號為 ,輪胎數(shù)量為 2。 傳動系最小傳動比的確定 普通 小型客車 最高檔通常選用直接擋，若無分動器或者輪邊減速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比 0i 。 小型客車 為了得到足夠的功率儲備而使最高的車速有所下降， 0i 可按下式選擇 ghxa m apr0 iu~ ）（? （ 13） 式中， r 是驅動輪的滾動半徑（ m），所選輪胎規(guī)格為 的子午線輪胎，其自由直徑 d=805mm，因計算常數(shù) F=(子午線輪胎 F=),故滾動半徑 dr r ??? ??? ?F ； np 是發(fā)動機最大功率時的轉速，np=3500r/min。 所以 .3835~ ~0 ????? ）（，初取 i0=。 汽車驅動橋離地間隙要求參考《汽車設計課程設計指導書》表 14 所示。 傳動系最大傳動比的確定 傳動系最大傳動比為變速器的Ι擋傳動比 igΙ 與主減速比 0i 的乘積。 汽車爬坡度時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。 i o i nc o s m a xm a xm a x ???????? ）（ ??? f 前面已將計算得 rr=；發(fā)動機最大轉矩 Temax=；主減速比i0=；傳動系傳動效率η T=。根據(jù)公路對汽車軸載質量的限制、所設計汽車的總質量、輪胎的負荷能力以及使用條件等，可以確定汽車的軸數(shù)。參照中國重汽，美馳系列橋： Model JTA52160，初步設計采用雙聯(lián)后驅動橋，可承受額定軸荷 ： 213,000Kg，兩軸平均受荷，那么，所設計的小型客車每個驅動橋承受的質量為 NgmG aT ????? 則 : ??? ????gi 綜上所述，初步選取變速器Ι擋傳動比 igΙ =。 表 21 大柴 BF6M101328E3發(fā)動機的主要技術參數(shù) 單位 玉柴 YC4E18030 外形尺寸（長寬高） mm 910 750 890 缸徑 /行程 mm 112x110 質量 ㎏ 380 排量 L 額定工況功率 /轉速 Kw/(r/min) 100/2500 最大 扭矩 /最大扭矩轉速 /最大馬力 N h) ≤ 200 一米外噪音 dB 95 壓縮比 滿足排放要求 國 Ⅲ 進氣形式 /每缸氣門數(shù) 增壓中冷 /2 氣缸排列形式 直列 離合器的初步選型 后備系數(shù)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)動機最大轉矩之比，必須大于 1。在選擇β時，應考慮以下幾點： 1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩； 2)防止離合器滑磨時間過長 ； 3)防止傳動系過載以及操縱輕便等。各類汽車離合器β的取值范圍見表 23。因為，檔位越多，發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會就越大，可以提高汽車的加速與爬坡能力；同時也能增加發(fā)動機在地燃油消耗率的轉速范圍工作的機會，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟性。 根據(jù)發(fā)動機最大轉矩和變速器的 I擋傳動比，初步選擇 法士特 公 司生產(chǎn)的型號 為 4J120T 的 變速箱 ，額定輸入轉矩為 1200N變速器各擋速比見表 24。當傳動軸分 段時，需要加設安裝在車架橫梁上的彈性中間支撐，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的傳動和車架等變形所引起的位移。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，它只要承受傳 動軸因動不平衡，偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。十字萬向節(jié)兩軸的夾角 ? 不宜過大，當α由 ?4 增至 ?16 時，滾針軸承壽命將下降至原壽命的 1/4。 初步選取 洛陽銘迪傳動軸有限 公司生產(chǎn)的 輕型 汽車傳動軸總成，編號為 11，工