人与人之间的关爱作文-六年级下册教学计划

课程设计









题 目
载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计
指导老师
连晋毅

专业班级
车辆工程 121201

姓 名
何洪涛

学 号
2




2015年 12月 1日


0

太原科技大学课程设计
载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计

摘要: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：车身总布置设计、发动机选择、车身外形布置设计
Abstract:General layout design is an important part of body design.
General layout design is carried out on the basis of the general layout
of the vehicle, which mainly includes the layout of the chassis, the layout
of the front, the engine room, and other equipment. It can be said that
the general layout design of the body is good or bad is to determine the
body design is an important part of the body. Through this course design,
fully understand and master the car body to the general layout design of
the steps and methods, which will be for us after graduation engaged in
car body design work to lay the foundation.
Key words: the general layout design of body engineering body shape layout
design of the body interior layout design







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太原科技大学课程设计
目录

设计任务书 3
第一章 整车主要目标参数的初步确定 4
1.1 发动机的选择 4
1.1.1 发动机的最大功率及转速的确定 4
1.1.2 发动机的最大转矩及其转速的确定 5
1.2 轮胎的选择 6
1.3传动系最小动比的确定 6
1.4 变速器最大传动比的确定 7
第二章 传动系各总成的选型 8
2.1 发动机的选型 9
2.2 离合器的初步选型 9
2.3 变速器的选择 10
2.4 传动轴的选型 12
2.5 驱动桥的选型 13
2.5.1 驱动桥结构形式和布置形式的选择 13
2.5.2 主减速器结构形式选择 13
2.5.3 驱动桥的选型 13
第三章 整车性能计算 14
3.1 配置中国重汽 MC07.21-50发动机的整车性能计算
3.1.1 汽车动力性能计算 14
3.1.2 汽车经济性能计算 20
第四章 发动机与传动系部件的确定 22
设计总结 23




2

14

太原科技大学课程设计

设计任务书

1、整车参数

按要求设计一辆重型货车，总质量为11000kg,整备质量为6 150kg，最高车
速为100mh的重型载货汽车(售价不高于对标竞争车型)。
总质量 11000kg
整备质量 6150kg
公路行驶最高车速 100kmh
最大爬坡度 ≥30%
2、具体设计任务
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，实现整车的优化配置。
3) 绘制设计车辆的总体布置图。
4）完成至少1万字的设计说明书。
3

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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u
a
=100kmh，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
m
a
gfC
D
A
3
(u
max
u
amax
)
(1-1)
P
emax


T
360076140
式中，Pemax是发动机的最 大功率（KW）；η
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），η
T
=95%*96%*98%=89%，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=1100 0kg；g是重力加速度，g=9.8ms
2
；f是滚动
阻力系数，由试验测得，在车 速不大于100kmh的情况下可认为是常数。取
f=0.02，参考《汽车设计课程设计指导书》表1 -2得；C
D
是空气阻力系数，一般
中重型货车可取0.8～1.0，这里取C
D
=0.9；A是迎风面积（㎡），取前轮距B1*
总高H，A=2×3㎡。

C
D
A
0.923
m
2
5.4
m
2
(1-2)
故
1
P
emax

1110009.80.020.923
（100100< br>3
）
KW
146.98
KW
0.765360076140
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146.98KW的发动机，则比功率为
1000
P
emax
1000146.98

KW
t13.36
KW
t
m
a
11000

4

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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151kw。
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。

T
emax
9549

P
emax
n
p
(1-3)
式中，T
emax
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，


Temax
，Tp是最大功
Tp
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至1.3之间。初取α=1.2；Pemax是发动机最大功率（KW）;n
p
是最大功率是的转速（rmin）。
所以
T
emax
9549
1.2146.98
N
·
m
481.2
N
·
m

3500
n
p
n
T
,表示发动机转速适应行驶工况的程一般用发动机转矩适应性系数


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n
T
=2000rmin， 则
n
p
n
T

3500
1.75
，

1.21.752.1
。
2000
初步选择中国重汽 MC07.21-50型号的发动机
最大输出功率
最大马力




151kW
210.0马力
额定功率转速
最大扭矩
2300rpm
830N*m
5

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1.2 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，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（例如汽车的最小离地间< br>隙、总高等）的影响。参考《汽车设计课程设计指导书》表1-3给出的部分国产
汽车轮胎的规格 、尺寸及使用条件。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1.1 大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件

轮胎规格
主要尺寸
断面宽mm 外直径mm 最大负荷
N
10.00R20 278 1054 25000
使用条件
相应气压
P
10
1
MP
a

6.3 7.5
标准轮辋 允许使用
轮辋
7.5、8.0

前轴轮胎规格为11.00R20,轮胎数量为2；
后轮并装双轴双胎，型号为11.00R20,轮胎数量为4。
所选轮胎的单胎最大负荷25000N，气压0.63MPa，外直径1054mm。

1.3传动系最小传动比的确定

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
i
0
。主减速比
i
0
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，
i
0
可按下式选
择
6

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i
0
（0.377~0.472）
u
ama
x
igh
r
r
n
p
（1-4）
式中，
r
r
是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为11.00R20的 子午线轮胎，
其自由直径d=1054mm，因计算常数F=3.05(子午线轮胎F=3.05),故 滚动半径
r
r

F
d3.051054
n
p是发动机最大功率时的转速，
mm511.64mm0.5116m
；
2< br>
23.1416
n
p
=2300rmin;u
amax< br>是最高车速，u
amax
=100kmh；i
gh
是变速器最高档传动 比，i
gh
=1.0。
所以
i
0
（0.377~0.4 72）
0.51162300
4.436~5.554
，初取i
0=5.0。
1001.0
根据所选定的主减速比
i
0
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。
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，为了使载货汽车有着良好的通过性。重型载货汽车的离地间隙要求在230～
345 mm之间。

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i
gΙ
与主减速比
i
0
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
T
emax
i
g
i
0

T
r
r
m
a
g(fco s

max
sin

max
)m
a
g

max
（1-5）
则由最大爬坡度要求的变速器Ι档传动比为
m
a
g

max
r
r

i
g

T
emax
i
0

T< br>式中，α
max
（1-6）
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
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最大爬坡度为30%，即坡度角

m ax
16.7
；Ψmax是最大道路阻力系数。

max
（
f
cos

max
sin

max
） 0.02cos16.7sin16.70.31

前面已将计算得rr
=0.5116m；发动机最大转矩T
emax
=830N.m；主减速比i< br>0
=5.0；
传动系传动效率η
T
=0.89。所以
ig

110009.80.310.5116
4.63

8305.00.89
根据驱动车轮与路面附着条件

T
emax
i
g
i
0

T
r< br>r
G
2

（1-7）
求得变速器的Ι档传动比为

i
g
G
2

r
r

（1-8）
T
emax
i
0

T
式中，
是道路的附着系数，在良好的路面上取

=0.8；
G
2是汽车满载
静止于水平路面时，驱动桥承受的载荷（N），初步设计采用双联车桥驱动，每
个驱动桥承受的质量为7.7t，则
i
g


77009.8 0.51160.8
8.36

8305.00.89
综上所述，初 步选取变速器Ι挡传动比i
gΙ
=7.0。










8

太原科技大学课程设计
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：
发动机：
发动机厂商：
进气形式：
燃料种类：
排量：
最大输出功率：
最大马力：
最大扭矩转速：
中国重汽 MC07.21-50
中国重汽
增压中冷
柴油
6.87L
151kW
210.0马力
1200-1800rpm
系列：
适配范围：
汽缸数：
汽缸排列形式：
排放标准：
额定功率转速：
最大扭矩：
全负荷最低燃油耗
率：
发动机形式： 直列六缸、水冷、四冲程、
增压中冷、高压共轨
发动机尺寸：
一米外噪音：
每缸气门数：
mm
≤97dB
4个
压缩比：
缸径x行程：

16.5:1
108x125mm

发动机净重： 640kg
MC系列
卡车用
6
直列
国五欧五
2300rpm
830N.m
≤198gkW.h


2.2 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。β是离合器设计时用到的一
个重要参 数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度
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
9

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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
数，重型货车的直径系数为22.5~24.0 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EQ153膜片弹 簧离合器，其转矩容量为2000N·m。该离合器与中国重汽
MC07.21-50 发动机匹配时，其后备系数为2.4。

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=1.49试计算得各挡传动比如下表：
Ⅰ
7.34
Ⅱ
4.93
Ⅲ
3.31
Ⅳ
2.22
Ⅴ
1.49
Ⅵ
1.00
算出，其中KD为直径系

10

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选择一汽CA6TB085M 变速箱。

变速箱数据如下：
品牌：
系列：
换挡形式：
一汽
CA6TB系列
手动
变速箱：
档位数：
产品特点：
CA6TB085M直接档
6档
1、1档和倒档采用滑动
齿套。
2、2-6档采用单锥同步
器。
3、可前置、后置安装。
4、可配装左取力器。
5、可配缓速器。
匹配范围： 额定输入扭矩为
7 35-835N·m的各种公路载
重车、自卸车、越野车、牵
引车、高档客车、汽车起重
机、矿用车及重型消防车
等。
倒档档位数： 1个 是否有同步
器：
最大扭矩：
2档传动比：
4档传动比：
6档传动比：
变速箱重量：
835N.m
4.193
1.563
1
190kg
额定转速：
1档传动比：
3档传动比：
5档传动比：
2300rpm
7.285
2.485
1.195
全同步器
前进档位： 6档

倒档1传动比： 6.777



11

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2.4 传动轴的选型

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< br>。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。这种弹性中间支撑不能传递轴向力，
它只要承 受传动轴因动不平衡，偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加
弯矩所引起的径向力。
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》

表2.3十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
离合器- 变速器；变速器-分动器
（相联两总成均装在车架上）
驱
汽车满载
一般汽车
动
静止时
越野汽车
桥
一般汽车
传
行驶中的
动
极限夹角
短轴距越野汽车
轴

不大于
1

~3


6


12


15

~20


30


初步采用东风EQ153传动轴总成，工作扭矩为：5800N.m。


12

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2.5 驱动桥的选型

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< br>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。

2.5.1 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。

2.5.2 主减速器结构形式选择

主减速器形式的选择与汽车的类型 及使用条件有关，主要取决与动力性、经
济性等整车性能所要求的主减速比
i
0
的大小以及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数
目及减速形式等。
综上所述，由于所设计的载货 汽车的轴数和驱动形式为
42
，以及单级减速
主减速器具有结构简单等诸多优点，又 能满足使用要求。

2.5.3 驱动桥的选型

根据计算的主减速比， 初步选择东风柳汽乘龙中卡的7T5.143后驱动桥。
如果汽车阻力功率曲线与发动机功率曲线不能交 在其最大功率点上，再调整。
13

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第三章整车性能计算

3.1发动机外特性计算

根据发动机外特性计算公式：
2
T
e
an
e
bn
e
c
； （3-1）
其中
a
T
emax
T
p
n
T
n
P

2
；
b
T
e max
T
p
2n
T

T
emax
T< br>P

；
cT
emax
2
2

n
T
n
P


n
T
n
p
T
p
9549
P
e

P
ema x
； （3-2）
n
p
nT
e
； （3-3）
9549
计算得出中国重汽MC07.21-50发动机外特性曲线见（图1）
中国重汽MC07.21-50发动机外特性表：
n 900
772.2

72.8

1100
808.0
83.1
1300
826.6
102.5
1500
826.2
119.8
1700
807.4
121.7
1900
770.0
133.2
2100
714.6
140.2
2300
640.6
147.3
2500
548.2
147.5
T
tq
P
e

3.1、汽车动力性能计算

3.11汽车驱动力和行驶阻力

汽车行驶过程中必须克服滚动阻力
F
f
和空气阻力
F
w
，加 速时会受到加速阻
力
F
j
的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力——坡度阻 力
F
i
。
汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为：

F
t
F
f
F
w
F
i
F< br>j
（3-4）

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太原科技大学课程设计
发动机在转速
n
下发出的转矩
T
e
经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力
F
t
按下式计算：

F
t

Te
i
g
i
0


T
r
r
（3-5）
式中
F
t
——汽车驱动力，N；
T
e
——发动机转矩，N.m；
i
0
——主减速器速比，i
o
=5.0；

T
——传动系效率， 0.89
在驱动轮不打滑的情况下，发动机转 速
n
所对应的汽车车速
u
a
（kmh）为：

u
a
0.377
nr
r
（3-6）
i
g
i
0
式中
n
——发动机转速，rmin；

i
g
，
i
0
，
r
r
——同式（1.3）说明。
滚动阻力
F
f
：

F
f
m
a
gcos

f
（3-7）
式中
g
——重力加速度，g=9.8ms
2
；


——坡道的坡度角，

；
f
——滚动阻力系数，同式（1-1）说明；
空气阻力
F
w
：
1

F
w
C
D
A

u
a
2
（3-8）
2
式中
C
D
——空气阻力系数，C
D
=0.9；
A
——迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积,
A
=2

3
m
；
2

——空气 密度，一般

1.2258N.s
2
.m
4
；
u
a
——汽车行驶速度，ms。
15

太原科技大学课程设计
若
u
a
以kmh计，则
F
w

坡度阻力
F
i
：
C
D
A
2
u
a

21.15

F
i
m
a
gsin

（3-9）
坡道的坡度为
i
时

arctani

加速阻力
F
j
：

F
j


m
a
du
（3-10）
dt
式中

——汽车旋转质量换算系数，

按式

1

1


2
ig
2
估算，取

1


2
0.04
，
i
g
为变速器速比；

m
a
——汽车总质量，
m
a
=11000kg；
du
——汽车行驶加速度，
ms
2
。
dt
3.12汽车的行驶性能曲线

通过计算各档车速对应 的发动机转速
n
，由发动机外特性曲线可得到相应的
发动机转矩
T
e
，由式（3-1）可求得汽车的驱动力
F
t
，由式（3-3）和（3-4）可
求得
F
f
F
w
，再作出汽车的行驶性能曲线（图2）。计 算数据见表3-1。
表3-1 汽车驱动力与行驶阻力计算列表
车速
u
a
（kmh）
5 7.2
1360
830
52588.8
2169
12.5
1359
825
9.4
1775
735
46569.6
2179
16.3
1772
740
11.6
2191
670
42451.2
2190
20.1
2185
660
13.8
2600
610
38649.6
2205
23.7
2580
620
n
（rmin） 944

一档传动比
7.285
T
e
（N.m）
F
t
（N）
630
39916.8
F
f
F
w
（N）
2162
车速（kmh） 8.7

二档传动比
4.193
n
（rmin） 940
T
e
（N.m）
610
16

太原科技大学课程设计
F
t
（N）
22246.7 30087.8
2196
20.9
1346
830
17936.3
2268
33.8
1370
828
11252.5
2448
43.8
1357
830
8623.7
2646
52.6
1364
825
7175.9
2862
17

26987.8
2224
27.2
1752
745
16099.5
2345
44.0
1783
750
10192.5
2650
57.0
1766
745
7740.6
2985
68.4
1773
765
6654
3350
24070.2
2259
33.5
2158
635
13722.4
2443
54.2
2196
650
8833.5
2906
70.2
2175
675
7013.3
3414
84.2
2183
670
5827.7
3966
22611.4
2299
39.9
2570
615
13290.2
2562
64.2
2600
600
8154
3208
83.2
2580
625
6493.8
3927
100
2592
640
5566.7
4709
F
f
F
w
（N）
2175
车速（kmh） 14.6
n
（rmin） 930

三档传动比
2.485
T
e
（N.m）
F
t
（N）
615
13290.2
F
f
F
w
（N）
2210
车速（kmh） 23.6
n
（rmin） 950

四档传动比
1.563
T
e
（N.m）
F
t
（N）
620
8425
F
f
F
w
（N）
2298
车速（kmh） 30.6
n
（rmin） 940

五档传动比
1.195
T
e
（N.m）
F
t
（N）
615
6389.9
F
f
F
w
（N）
2395
车速（kmh） 36.8
n
（rmin） 945

六档传动比
1
T
e
（N.m）
F
t
（N）
630
5479.7
F
f
F
w
（N）
2502

太原科技大学课程设计

坡度阻力
F
i
 m
a
gsin

随坡度角

的增加而增大，且与变速器档位 和车速无
关。坡度与爬坡阻力的关系见表3-2。
表3-2 不同坡度时的坡度阻力
坡度（%）
坡度阻力
3
15899.7
21
108872.2
6
31755.7
24
123566.6
9
47524.8
27
137922.3
12
63163.6
30
151900
15
78629.2
33
165461.3
18
93879.4
36
178569.2
F
i
（N）
坡度（%）
坡度阻力
F
i
（N）
3.13汽车的加速性能计算
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

F
t
F
f
F
W
F
j
（3-8）
或
F
j


m
a
aF
t
F
f
F
W
，由此可得

a
F
t
F
f
F
W

m< br>a
（3-9）
式中

——汽车旋转质量换算系数，

按式

1

1


2
i
g
2
估算，取
1


2
0.04
，
i
g
为变速器速比；

F
t
、
F
f
、< br>F
W
、
m
a
如前所述。
得，
t

dt

0
tu2
u1
du
11
du< br>a

a
a

dtdu
a
（3-10）
adta
通过上式可求得汽车从初始车速
u
1
全力加 速到
u
2
的加速时间
t
。
由式（3.8）、（3.9）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3）、加速度曲线（图4）、加速度倒数曲线（ 图5）。计算数据见表3-3。






18

太原科技大学课程设计
表3-3 汽车连续换档加速时间曲线计算列表
车速
u
a
（kmh）
F
t
（N）
5
39916.8
2162
7.2
52588.8
2169
9.4
46569.6
2179
3.16
11.6
42451.2
2190
13.8
38649.6
2205
F
f
F
w
（N）
一档传动比
7.285


a
（
ms
2
）
1
2
（
sm
）
a
车速
u
a
（kmh）
F
t
（N）
1.086
0.921
8.7
22246.7
2175
1.451
0.689
12.5
30087.8
2196
1.277
0.783
16.3
26987.8
2224
1.74
1.158
0.863
20.1
24070.2
2259
0.761
1.314
23.7
22611.4
2299


二档传动比
4.193
F
f
F
w
（N）


a
（
ms
2
）
1
2
（
sm
）
a
车速
u
a
（kmh）
F
t
（N）
1.049
0.954
14.6
13290.2
2210
1.457
0.686
20.9
17936.3
2268
1.398
0.715
27.2
16099.5
2345
1.29
1.139
0.878
33.5
13722.4
2443
1.016
0.942
39.9
13290.2
2562
F
f
F
w
（N）
三档传动比
2.485


a
（
ms
2
）
1
2
（
sm
）
a
车速
u
a
（kmh）
F
t
（N）
0.781
1.281
23.6
8425
2298
1.104
0.906
33.8
11252.5
2448
0.969
1.032
44.0
10192.5
2650
1.14
0.795
1.258
54.2
8833.5
2906
0.756
1.323
64.2
8154
3208


四档传动比
1.563
F
f
F
w
（N）


a
（
ms
2
）
1
2
（
sm
）
a
0.489
2.047
30.6
6389.9
2395
0.702
1.424
43.8
8623.7
2646
0.601
1.663
57.0
7740.6
2985
1.10
0.473
2.116
70.2
7013.3
3414
0.394
2.535
83.3
6493.8
3927


五档传动比
1.195
车速
u
a
（kmh）
F
t
（N）
F
f
F
w
（N）


19

太原科技大学课程设计
a
（
ms
2
）
1
2
（
sm
）
a
车速
u
a
（kmh）
F
t
（N）
0.33
3.029
36.8
5479.7
2502
0.455
2.199
52.6
7175.9
2862
0.393
2.544
68.4
6654
3350
1.08
0.297
3.362
84.2
5827.7
3966
0.212
4.714
100
5566.7
4709


六档传动比1
F
f
F
w
（N）


a
（
ms
2
）
1
2
（
sm
）
a
0.251
3.989
0.363
2.754
0.278
3.596
0.157
6.381
0.072
13.851

3.14汽车经济性能计算
汽车的燃油经济性是汽车使用中的另一项重要性能。我国汽车燃油 经济性的
主要评价指标有等速行驶燃油消耗量和循环工况行驶燃油消耗量，一般用等速百
公里油 耗（L100km）表示。
汽车百公里燃油消耗量
Q
s
（L100km）为
Q
s

pg
e
（3-11）
1.02u
a


g
式中
p
——汽车以车速
u
a
等速行驶时用于克服滚动阻力和 空气阻力，发动机所消
1
m
a
gfu
a
C
D
Au
a
3
耗的功率，
p(P
f
P()
，kW； (3-12)
W)

T

T
360076140
1


m
a
——汽车总质量，
m
a
=11000kg；

f
，
C
D
，
A
——同式(1.1)说明；

g
e
——燃油消耗率，g(kW.h)，可根据发动机转速 从外特性曲线上读
取；

u
a
——汽车车速，kmh；


g——燃油的重度，柴油取7.94~8.13NL，取

g
=8.10NL。
20

太原科技大学课程设计
通过计算，可作出汽车在各档位的等速百公里燃油消耗量曲线（图6）。
计算数据列表见表3-4：
表3-4各档位等速百公里油耗计算列表
车速
u
a
（kmh）
一档传动比
7.285
5
944
206.5
3.375
16.861
8.7
940
204.5
5.907
16.786
14.6
930
205.3
10.072
17.083
23.6
950
205.6
16.928
17.394
30.6
940
206.9
22.874
18.142
36.8
945
206.5
28.734
19.014
7.2
1360
202.5
4.875
16.579
12.5
1359
199.5
8.567
16.502
20.9
1346
201.5
14.791
16.989
33.8
1370
200.4
25.821
17.496
43.8
1357
202.3
36.169
18.975
52.6
1364
201.5
46.992
20.740
9.4
1775
198.8
6.392
16.342
16.3
1772
199.0
11.314
16.648
27.2
1752
198.6
19.907
17.156
44.0
1783
198.2
36.396
18.162
57.0
1766
198.1
53.113
20.357
68.4
1773
198.3
71.528
23.499
11.6
2191
202.3
7.930
17.953
20.1
2185
203.3
14.173
17.251
33.5
2158
198.8
25.538
17.688
54.2
2196
201.0
49.160
19.513
70.2
2175
202.5
74.806
23.118
84.2
2183
203.3
104.228
28.088
13.8
2600
211.5
9.496
18.056
23.7
2580
211.5
17.009
18.246
39.9
2570
207.3
31.911
19.103
64.2
2600
209.0
64.287
20.840
83.2
2580
209.2
102.114
26.776
100
2592
208.2
146.979
33.741
n
（rmin）
g
e
（gkW.h）
P
（kW）
Q
s
（L100km）


二档传动比
4.193
车速（kmh）
n
（rmin）
g
e
（gkW.h）
P
（kW）
Q
s
（L100km）
车速（kmh）
三档传动比
2.485
n
（rmin）
g
e
（gkW.h）
P
（kW）
Q
s
（L100km）


四档传动比
1.563
车速（kmh）
n
（rmin）
g
e
（gkW.h）
P
（kW）
Q
s
（L100km）
车速（kmh）

五档传动比
1.195
n
（rmin）
g
e
（gkW.h）
P
（kW）
Q
s
（L100km）
车速（kmh）

六档传动比1
n
（rmin）
g
e
（gkW.h）
P
（kW）
Q
s
（L100km）
在常用车速50~60kmh，以直接档行驶时燃油消耗率较低，为20L100km；
车速在40~50kmh，以五档行驶时燃油经济性较好；
车速在30~40kmh，以四档行驶时燃油经济性较好；
车速在20~30 kmh，以三档行驶时燃油经济性较好；
该车以最高车速100kmh等速行驶时燃油消耗率最高，为35 L100km；
该车的等速百公里最低燃油消耗率为16L100km，对应车速为9.7kmh
21

太原科技大学课程设计
第四章 发动机与传动系部件的确定

根据前面的计算，可以确定设计车辆的动力传动系统。变速器一汽CA6TB085M 变速箱、单级减速双联驱动桥与210马力的中国重汽MC07.21-50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100kmh的设计要求。
最后确定的发动机和传动系各部件如表所示:

表4-1 发动机和传动系各部件选型
部件
发动机
离合器
变速器
传动轴
驱动桥
型号
中国重汽MC07.21-50 欧五 发动机
EQ153离合器
一汽CA6TB085M 变速箱
东风EQ153传动轴
东风柳汽乘龙中卡7T

主要技术参数
最大功率及转速 151kw(2300rmin)
转矩容量 2000N·m
额定输入转矩835N·m
工作转矩 5800N·m
主减速器传动比5.143
表4-2 车辆参数
轴数
驱动形式
发动机布置
长*宽*高mm
货箱尺寸mm
前轴载荷 kg
后轴载荷 kg
前轮轮距 mm
后轮轮距 mm
轴距 mm


22

2
4*2
前置
6500*2000*3000
4200*2000*1300
2400
7700
1850
1800
4000

太原科技大学课程设计

设计小结

课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，也是我们迈向社会， 从
事职业工作前一个必不少的过程。通过这次的汽车课程设计，使我之前学习的课
本知识得以巩 固，同时也更加系统全面的了解了汽车发动机与传动系和驱动桥之
间的匹配关系。
本次课程设 计中，会用到很多以前老师讲解过的知识，尤其是《汽车构造》、
《汽车设计》和《汽车理论》上的一些 重点内容，我们不仅学到了许多新的知识，
而且也开阔了视野，提高了自己的设计能力。
在这 次设计过程中，体现出了自己设计开发系统的能力以及综合运用知识的
能力，体会了学以致用、突出自己 劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习
的不足和薄弱环节，从而加以弥补。在今后的学习中，我们 应该发现自己的不足
然后虚心学习，更加完善自己，为今后步入社会参加工作打下足够的基础。
由于设计资料和能力比较有限，此次设计尚有许多不足之处，恳请老师给予
批评指正。
再感谢连老师的精心教导，细心关注。












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太原科技大学课程设计


参考文献
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