貨車總體設計課程設計

1、<p>　　載貨汽車主要技術參數(shù)的確定</p><p><b>　　汽車質量參數(shù)的確定</b></p><p>　　1.1.1 汽車載客量和裝載質量</p><p><b>　　汽車載客量：2人</b></p><p>　　汽車的裝載質量：me=2750kg</p><

2、p>　　1.1.2 汽車整車整備質量預估 </p><p>　　1.質量系數(shù)ηmo選取</p><p>　　質量系數(shù)ηmo是指汽車裝載質量與整車整備質量的比值：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　1-1 各類貨車的質量系數(shù)</p><p>　　根據表1-1

3、，對于輕型柴油載貨汽車，質量系數(shù)為0.80-1.00，取ηmo=1.0。</p><p>　　2.估算整車整備質量mo</p><p>　　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。</p><p>　　=/=2750/1=2750kg</p><p>　　1.1.3 汽車總質量ma的

4、確定</p><p>　　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。</p><p>　　商用貨車的總質量ma由整備質量mo、載質量me和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，乘員和駕駛員每人質量按65kg計，即ma= mo+ me+2×65kg=2750+2750+2×70=5640kg</p><p>　　表1-2 質量參數(shù)：&l

5、t;/p><p>　　1.1.4 汽車軸數(shù)和驅動形式的確定</p><p>　　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(shù)定為二軸。</p><p>　　商用車多采用結構簡單、制造成本低的42驅動的形式。所以本車采用42后雙胎的驅動形式。</p><p><b>　　汽車主要尺寸的確定</b>

6、</p><p>　　1.2.1汽車的外廓尺寸</p><p>　　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:5813×2096×2096mm(長×寬×高)。</p>&l

7、t;p><b>　　汽車軸距L的確定</b></p><p>　　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1-3所示</p><p>　　表1-3 載貨汽車的軸距和輪距</p><p><b>　　選L=3400mm</b></p><p>　

8、　1.2.3 汽車前輪距B1和后輪距B2</p><p>　　汽車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性,在選定前輪距B1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。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1-3提供的數(shù)據，前輪距B1

9、=1600mm,　后輪距B2=1485mm。</p><p>　　1.2.4 汽車前懸LF和后懸LR的確定</p><p>　　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

10、?？傎|量在1.8～14.0t的貨車后懸一般在1200～2200mm之間。參考同類車型，取LF=1013mm，LR=1400mm。</p><p>　　1.2.5 汽車的車頭長度</p><p>　　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1763mm。</p>

11、<p>　　1.2.6 汽車車廂尺寸的確定</p><p>　　參考同類車型，考慮本車設計要求，確定本車車箱尺寸：3980×2096×500mm。</p><p>　　載貨汽車主要部件的選擇</p><p>　　2.1 發(fā)動機的選擇</p><p>　　2.1.1 發(fā)動機型式的選擇</p><

12、p>　　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。當前在我國的汽車上主要是汽油機,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。</p><p>　　2.1.2 發(fā)動機的最大功率</p><p>　　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。最大功

13、率值根據所要求的最高車速計算,如下:</p><p>　　=（+） （2-1）</p><p>　　式中：………最大功率,kw</p><p>　　…………傳動系效率=95%*95%*98%*96%=84.9%</p><p>　　g……………重力加速度,</p><p>　　f…………滾動阻力系數(shù),取0.02&

14、lt;/p><p>　　…………空氣阻力系數(shù),取0.8</p><p>　　A…………汽車的正面迎風面積,本車A=前輪距*總高=1.6*2.096=3.4m2</p><p>　　…………汽車總質量,本車為5640kg</p><p>　　…………汽車最高車速,本車為110km/h</p><p>　　帶入相關數(shù)據,可得:

15、</p><p>　　=（+）=96.6kw</p><p>　　于是，發(fā)動機的外特性功率為:</p><p>　　=×（1.10～1.20）=（106～116）kw</p><p>　　即在113～118kw之間選擇發(fā)動機。選取CY6102BZLQ-C型柴油機，主要參數(shù)見表2.1，其總功率外特性曲線如附錄圖2-1所示 <

16、/p><p>　　表2-1 發(fā)動機主要技術參數(shù)</p><p>　　圖2-1 CY6102BZLQ-C型全負荷速度特性曲線圖</p><p>　　2.1.3 發(fā)動機最大轉矩 及其相應轉速的選擇</p><p>　　當發(fā)動機最大功率和相應的轉速確定后,則發(fā)動機最大轉矩和相應轉速可隨之確定,其值由下式計算:</p><p>　

17、　== (2.2)</p><p>　　式中: ：轉矩適應性系數(shù),一般1.1～1.3,取1.2；</p><p>　?。鹤畲蠊β蕰r的轉矩,</p><p><b>　?。鹤畲蠊β?kw</b></p><p>　?。鹤畲蠊β蕰r轉速,r /min</p><p>

18、<b>　　：最大轉矩, </b></p><p>　　而=1.4-2.0,在這里取為1.6,則有:</p><p>　　===1750r∕min</p><p>　　=1.1×=427.68N·m</p><p>　　滿足所選發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速要求。</p><p>

19、<b>　　2.2 輪胎的選擇</b></p><p>　　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(shù),大多數(shù)輪胎負荷系數(shù)取為0.9～1.0，以免超載。本次課程設計后輪采用雙胎。</p><p>　　單胎承載量為:=1.0×5640／6=940kg</p><p>　　根據GB9744-1997，此車選用215R16LT

20、輕型載重普通斷面子午線輪胎</p><p>　　選取輪胎參數(shù)見表2-3</p><p><b>　　2-3 輪胎參數(shù)</b></p><p><b>　　2.3 車架的選擇</b></p><p>　　參考《中國汽車零配件大全》一書，選取：</p><p>　　邊梁式車架（

21、軸距3400mm）：5713×821×180</p><p>　　前要斷面尺寸：180×69×3 </p><p><b>　　重量：170kg</b></p><p><b>　　滿載負荷：45KN</b></p><p>　　2.4 油箱：參考同類

22、車型，選取08AL型，鍍鉛板，筒式，滾焊，70L，402×282×680</p><p>　　2.5 離合器：雙片干式盤形磨擦離合器</p><p>　　2.6 萬向傳動軸 十字軸連接 </p><p>　　3、 軸荷分配及質心位置計算</p><p>　　3.1 平靜時的軸荷分配及質心位置計算</p>&

23、lt;p>　　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:</p><p><b>　　(3.1)</b></p><p>　　式中: 、、……總成的質量，kg</p><p>　　、、……各個總成質心到前軸的距離，m </p&

24、gt;<p>　　、、……各個總成質心到地面的距離，m</p><p><b>　　、……后軸負荷，m</b></p><p><b>　　L………汽車軸距</b></p><p>　　………汽車質心到前軸的距離，m</p><p>　　汽車質心到后軸的距離，m</p>

25、<p>　　在總布置時,汽車的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</p><p>　　表3-1 載貨汽車軸荷分配</p><p>　　表3-2 各部件質心坐標及質量</p><p><b

26、>　　由上表可得：</b></p><p><b>　　1.空載時：kg</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　kg</b></p><p><b>　　前軸軸荷分配 </b></p>

27、<p><b>　　后軸軸荷分配 </b></p><p>　　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。</p><p><b>　　2.滿載時: kg</b></p><p><b>　　mm</b></p><p&g

28、t;<b>　　kg</b></p><p><b>　　前軸軸荷分配 </b></p><p><b>　　后軸軸荷分配 </b></p><p>　　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。</p><p>　　3.2水平路

29、面上汽車滿載行駛時各軸的最大負荷計算</p><p>　　對于后輪驅動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：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　式中：——行駛時前軸最大負荷，kg；</p><p>　　——行駛時后軸最大負荷，kg;</p><

30、p>　　——路面附著系數(shù)，在干燥的瀝青或混凝土路面上，該值為0.7～0.8。</p><p>　　令， （3.3）</p><p>　　式中：——行駛時前軸軸荷轉移系數(shù)，該值為0.8～0.9</p><p>　　——行駛時后軸軸荷轉移系數(shù)，該值為1.1～1.2</p><p>　　根據公式（3.2）可得

31、:</p><p><b>　　kg</b></p><p><b>　　kg</b></p><p>　　3.3.制動時各軸的最大負荷計算</p><p>　　汽車滿載制動時各軸的最大負荷按下式計算：</p><p><b>　?。?-3）</b>&l

32、t;/p><p>　　式中：——制動時的前軸負荷，kg；</p><p>　　——制動時的后軸負荷，kg；</p><p><b>　　令， </b></p><p>　　式中：——制動時前軸軸荷轉移系數(shù)，該值為1.4～1.6</p><p>　　——制動時后軸軸荷轉移系數(shù)，該值為0.4～0.7<

33、;/p><p>　　根據公式（3.3）可得：</p><p><b>　　kg</b></p><p><b>　　滿足要求</b></p><p>　　4、 傳動比的計算和選擇</p><p>　　4.1 驅動橋主減速器傳動比的選擇</p><p>　　

34、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(shù)、車輪參數(shù)來確定,其值可按下式計算: </p><p><b>　　(4.1)</b></p><p><b>　　式中:ig=1;</b></p><p>　　--汽車的最高車速,已知110km/h</p><p>　　--最高車

35、速時發(fā)動機的轉速,一般,r/min;</p><p>　　r--車輪半徑,r=0.344m</p><p>　　故=0.377×=3.30</p><p>　　4.2 變速器傳動比的選擇</p><p>　　4.2.1 變速器一檔傳動比的選擇</p><p>　　在確定變速器一檔傳動比時,需要考慮驅動條件和附

36、著條件。為了滿足驅動條件,其值應符合下式:</p><p><b>　　（4.3）</b></p><p>　　式中：………最大爬坡度，=</p><p>　　代入相關數(shù)據,計算得:</p><p><b>　　==4.92</b></p><p>　　同時為了滿足附著條件,

37、其值也應符合下式</p><p>　　式中：φ--路面附著系數(shù),為0.7～0.8,這里取0.8</p><p>　　帶入相關數(shù)據,可得:</p><p><b>　　==12.85</b></p><p>　　即是4.92≤≤ 12.85</p><p>　　參考《中國汽車零配件大全》選取=6.8

38、02</p><p>　　4.2.2 變速器的選擇</p><p>　　輕型載貨汽車采用4～5檔變速,各檔變速比遵循下式關系分配:</p><p>　　參考《中國汽車零配件大全》,選取變速箱，型號為DF5S300，確定各檔傳動比如下表4-1</p><p>　　表4-1變速器主要參數(shù)</p><p>　　5、 汽車動力

39、性能計算</p><p>　　5.1 驅動力與行駛阻力平衡計算</p><p>　　5.1.1 驅動力的計算</p><p>　　汽車驅動力按下式計算：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　式中::發(fā)動機轉矩,N·m；</p><p&g

40、t;<b>　　:發(fā)動機轉速,</b></p><p>　　∶汽車的車速,110km/h</p><p><b>　　:變速器的傳動比</b></p><p>　　:主減速器的傳動比為3.3</p><p>　　代入相關數(shù)據,計算所得數(shù)據如下表5-1所示</p><p>　　

41、表5-1 驅動力Ft與車速Va</p><p>　　5.1.2 行駛阻力計算</p><p>　　汽車行駛時,需要克服的行駛阻力為:</p><p>　　= (5.2)</p><p>　　式中:--道路的坡度,平路是;</p><p>　　--行駛加速度, ，等速行駛時為0;</p>&l

42、t;p>　　--汽車旋轉質量換算系數(shù),其值按估算,其中==0.04</p><p><b>　　代入相關數(shù)據,得:</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　5640×10×0.02＋</p><p>　　=1128+0.13</p>

43、<p>　　代入各個速度值,即得表5-2</p><p>　　表5-2 行駛阻力F阻與車速Va</p><p>　　5.1.3 驅動力與行駛阻力平衡圖</p><p>　　按照表5.1,5.2作 、曲線圖,則得到汽車的驅動力--行駛阻力平衡圖,如5-1所示。利用該圖可以分析汽車的動力性,圖中曲線與直接檔曲線的交點對應的車速,即是汽車的最高車速。<

44、;/p><p>　　圖5-1 驅動力--行駛阻力平衡圖</p><p>　　5.2 動力特性計算</p><p>　　5.2.1 動力因數(shù)計算</p><p>　　汽車的動力性因數(shù)按下式關系計算:</p><p><b>　　(5.3)</b></p><p>　　帶入相關

45、的數(shù)據,計算所得結果見表5-3</p><p>　　表5-3 動力因數(shù)D與車速Va</p><p>　　5.2.2 滾動阻力系數(shù)與速度關系</p><p>　　滾動阻力系數(shù)與車速的關系</p><p><b>　?。?.4）</b></p><p>　　計算所得的數(shù)據如表5-4所示</p&

46、gt;<p>　　表5-4 滾動阻力系數(shù)f與車速Va</p><p>　　5.2.3 動力特性圖</p><p>　　按照公式5.3,5.4作、曲線圖,則得到汽車的動力特性圖,如圖5.2所示。利用該曲線也可以分析汽車的動力性,圖中線與直接檔曲線的交點對應的車速是汽車的最高車速。</p><p>　　圖4-2 動力特性圖</p>&l

47、t;p>　　5.2.4 加速時間t的計算</p><p>　　汽車在平路上等速行駛時,有如下關系：</p><p><b>　?。?.5）</b></p><p>　　即是 （5.6）</p><p>　　帶入相關數(shù)據，可得到加速度倒數(shù)的值，見表5-5</p>

48、;<p>　　表5-5 加速度倒數(shù)</p><p>　　做出關系曲線,如圖5-3</p><p>　　圖5-3 加速度倒數(shù)曲線</p><p>　　對加速度倒數(shù)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。</p><p>　　V檔從60加速到80km/h的時間 (為一個小格代表的時間=1.38s<

49、;/p><p>　　5.2.5 汽車最大爬坡度計算</p><p><b>　　(5.7)</b></p><p>　　式中:--汽車變速器I檔的最大動力因數(shù),為0.457</p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　=</b><

50、;/p><p>　　=49%﹥30%，滿足最大爬坡度的要求。</p><p>　　5.3 功率平衡計算 </p><p>　　5.3.1 汽車行駛時發(fā)動機能夠發(fā)出的功率</p><p>　　汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率就是發(fā)動機使用外特性的功率值。發(fā)動機轉速和汽車速度之間的關系，見表5.6</p><p>　　根據公式

51、 (5.8)</p><p>　　代入相關數(shù)據，得表5-6</p><p>　　表5-6 發(fā)動機發(fā)出的功率與速度關系表</p><p>　　5.3.2 汽車行駛時所需發(fā)動機的功率</p><p>　　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><p

52、><b>　?。?.9）</b></p><p>　　當汽車在平路上勻速行駛時，i=0，dv/dt=0，可簡化為下式：</p><p><b>　?。?.10）</b></p><p>　　代入相關的數(shù)據計算得表5.7所示</p><p>　　表5.7 行駛阻力所消耗的功率與車速</p

53、><p>　　5.3.3 汽車功率平衡圖</p><p>　　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時所需發(fā)動機的功率的曲線,即得到汽車的功率平衡圖,如圖5-4所示,利用該圖分析汽車的動力性,上述兩條曲線的交點所對應的車速就是汽車的最高車速。</p><p>　　圖5-4 功率平衡圖</p><p>　　6、

54、汽車燃油經濟性計算</p><p>　　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：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中：Qs——汽車等速百公里燃油消耗量，L/kw*h； </p><p>　　——汽車穩(wěn)定行駛時所需發(fā)動機功率，kw；</p&g

55、t;<p>　　——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；</p><p>　　——燃油重度，N/L,柴油為7.94～8.13，其值取8.00；</p><p><b>　　——最高擋車速。</b></p><p>　　查萬有特性曲線圖，計算得，見表6-1</p><p>　　

56、表6-1 燃油消耗</p><p>　　根據表6-1可作出汽車等速百公里燃油消耗曲線：如圖所示</p><p>　　汽車等速百公里油耗曲線</p><p><b>　　發(fā)動機萬有特性曲線</b></p><p>　　7、 汽車穩(wěn)定性計算</p><p>　　7.1 汽車不翻倒條件計算</

57、p><p>　　7.1.1 汽車滿載不縱向翻倒條件的計算</p><p>　　汽車滿載不縱向翻倒的條件： (7.1)</p><p>　　帶入相關數(shù)據得： 滿足要求。</p><p>　　汽車滿載不橫向翻倒條件的計算</p><p>　　汽車滿載不橫向翻倒的條件： （7.2）</p>

58、<p>　　代入相關數(shù)據得： 滿足要求。</p><p><b>　　汽車的最小轉彎半徑</b></p><p>　　汽車的最小轉彎半徑的計算公式：</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　式中:為汽車前內輪的最大轉角,這里取最大值45度</p>

59、<p>　　代入相關數(shù)據，計算得：</p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p><b>　　總 結</b></p><p>　　通過這次的課程設計，使我對之前所學的汽車構造，汽車理論，汽車設計等知識有了進一步的認識和總結，也為下學期的畢業(yè)設計奠定了良好的基礎。</p>&

60、lt;p>　　在課設過程中，通過查閱相關書籍及技術手冊，利用所學的相關知識，完成了汽車各個部件的選取與設計，從而對整車進行了大體的布局和設計。通過計算機計算和繪圖，使我更加深入的了解了相關軟件的功能并加以熟練掌握應用。通過這次的汽車設計課程設計，使我充分認識到，只有在實踐中才能使自己學的知識得以應用和熟練掌握，使自己學到的知識在以后的工作中得到更好的運用。</p><p>　　本次課設使我懂得在學習理論知識

61、的同時，應注重把理論與實踐結合起來，加深對理論知識的理解，同時又鍛煉了綜合實踐能力。也是對將要步入社會工作的我們一個良好工作態(tài)度的培養(yǎng)，工作能力的鍛煉，為我們以后的事業(yè)發(fā)展奠定了很好基礎。我們只有不斷的把理論與實際相結合，通過在實踐中加深自己理論知識的理解和運用，才能不斷提升自己的學習能力，為以后的事業(yè)發(fā)展奠定堅實的基礎。</p><p><b>　　參考文獻</b></p>

62、<p>　　[1] 王望予編. 汽車設計. 第4版. 北京：機械工業(yè)出版社，2004</p><p>　　[2] 張文春編. 汽車理論. 北京：機械工業(yè)出版社，2005</p><p>　　[3] 陳家瑞編. 汽車構造 北京:機械工業(yè)出版社，2005</p><p>　　[4] 龔微寒編. 汽車現(xiàn)代設計制造.北京：人民交通出版社，2005</p&g

63、t;<p>　　[5] 中國汽車工業(yè)經濟技術信息研究所編. 中國汽車零配件大全. 機械工業(yè)出版社，2000</p><p>　　[6] 趙士林編. 九十年代內燃機. 上海:上海交通大學出版社</p><p>　　[7] 唐新蓬編. 汽車總體設計 北京：高等教育出版社，2010</p><p>　　[8] 王國權 龔國慶編.汽車設計課程設計指導書