載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計

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1、太原科技大學課程設計 課程設計 題 目 載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計 指導老師 專業(yè)班級 姓 名 學 號 載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計 摘要:“汽車設計課程設計”就是鍛煉汽車設計制造專業(yè)的學生解決工程實踐問題與培養(yǎng)創(chuàng)新能

2、力的一種具體手段，是培養(yǎng)應用車輛工程技術人才實踐技能的一個極其重要的環(huán)節(jié)，著力點在訓練學生解決工程實際問題。 隨著我國公路運輸?shù)陌l(fā)展，貨車數(shù)量也在急劇上升。貨車的上升會使得能源消耗加劇，而節(jié)約型能源使我們國家早就提出來的課題了，只有設計合理才能減少汽車生產的浪費，因此研究載貨汽車的動力總成匹配與總體設計的意義就顯得很重大了。通過本次課程設計，期間運用了汽車設計、汽車理論、專用車輛設計、汽車構造等書籍里面的知識，一方面是對課本知識的回顧，另一方面是對知識的應運和實踐，知識只有用起來才是活的，才是有用的，才能體現(xiàn)它的價值。此次課程設計讓我們充分了解和掌握了對汽車動力總成匹配與總體設計的步

3、驟和方法，也對問題的解決有了一定的解決能力，這將為我們以后畢業(yè)從事汽車整體設計的工作打下良好的基礎。 關鍵詞：能源節(jié)約、載貨汽車、動力總成、總體設計 目錄 摘要 1 設計任務書 3 第一章 整車主要目標參數(shù)的初步確定

4、 4 1.1 發(fā)動機的選擇 4 1.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉速的確定 4 1.1.2 發(fā)動機的最大轉矩及其轉速的確定 5 1.2 輪胎的選擇 6 1.3傳動系最小動比的確定 7 1

5、.4 變速器最大傳動比的確定 8 第二章 傳動系各總成的選型 8 2.1 發(fā)動機的選型 10 2.2 離合器的初步選型 10 2.3 變速器的選擇 11 2.4 傳動

6、軸的選型 12 2.5 驅動橋的選型 13 2.5.1 驅動橋結構形式和布置形式的選擇 14 2.5.2 主減速器結構形式選擇 14 2.5.3 驅動橋的選型 14 第三章 整車性能計算

7、 15 3.1汽車動力性能計算 15 3.1.1 汽車驅動力和行駛阻力 15 3.12汽車的行駛性能曲線 17 3.13汽車的加速性能計算 17

8、 第4章 發(fā)動機與傳動系部件的確定 20 第五章 設計總結 22 設計任務書 1、 設計題目 載貨汽車動力總成匹配與總體設計 2、性能參數(shù)要求 按要求設計一輛總質量為2000kg,最高車速為130m/h的載貨汽車。 總質量

9、 2000kg 整備質量 1000kg 公路行駛最高車速 130km/h 最大爬坡度 ≥30% 3、具體設計任務 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。 2) 根據(jù)所選總成進行汽車動力性、經濟性的估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化配置。 3) 繪制設計車輛的總體布置圖。 4） 完成至少1萬字的設計說明書。 4、參考文獻 [1] 王望予.汽車設計機械工業(yè)出版社. [2]

10、余志生.汽車理論機械工業(yè)出版社. [3] 陳家瑞.汽車構造機械工業(yè)出版社. [4]汽車工程手冊.機械工業(yè)出版社. [5] 成大龍.機械設計手冊（第三版）. 26 第1章 整車主要目標參數(shù)的初步確定 1.1 發(fā)動機的參數(shù) 1.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉速的確定 汽車的動力的根本來源是發(fā)動機提供的轉矩，功率。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。參考該題目中的參數(shù)，按要求設計的載貨汽車最高車速是ua=130km/h，那么發(fā)動機的最大功率應該大于或等于以該車速行駛時，滾動阻力功率與空氣阻力功率之和，即 (1-1) 式中，P

11、emax是發(fā)動機的最大功率（KW）；ηT是傳動系效率（包括變速器、輔助變速器傳動軸萬向節(jié)、主減速器的傳動效率），ηT=90%，傳動系各部件的傳動效率參考了機械工業(yè)出版社的《汽車設計課程設計指導書》表1-1得；Ma是汽車總質量，Ma=2000kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滾動阻力系數(shù)，由試驗測得，在車速不大于130km/h的情況下可認為是常數(shù)。取f=0.02，參考《汽車設計課程設計指導書》表1-2得；CD是空氣阻力系數(shù)，一般中重型貨車可取0.8～1.0，這里取CD=0.9；A是迎風面積（㎡），取前輪距B1*總高H， A=23㎡。 (1-

12、2) 故 為了驗證計算結果的正確性，又采用比功率的方法進行了發(fā)動機功率的驗算 如選取功率為188.86KW的發(fā)動機，則比功率為 再考

13、

14、

15、

16、 慮該載貨汽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206kw。 1.1.2 發(fā)動機的最大轉矩及其轉速的確定 當發(fā)動機最大功率和其相應轉速確定后，可通過下式確定發(fā)動機的最大轉矩。 (1-3) 式中，Temax是發(fā)動機最大轉矩（Nm）；α是轉矩適應性系數(shù)，標志著當行駛

17、阻力增加時，發(fā)動機外特性曲線自動增加轉矩的能力，，Tp是最大功率時的轉矩（Nm），α可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，參考了機械工業(yè)出版社的《汽車設計課程設計指導書》。其取值在1至1.3之間。初取α=1.2；Pemax是發(fā)動機最大功率（KW）;np是最大功率是的轉速（r/min）。 所以 一般用發(fā)動機轉矩適應性系數(shù),表示發(fā)動機轉速適應行駛工況的程度，Φ越大，說明發(fā)動機的轉速適應性越好。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。通常，汽油機取1.2～1.4，柴油機取1.2～2.6，以保證汽車具有相當?shù)淖畹头€(wěn)定車速。初取nT=2000r/min， 則，。

18、 初步選擇中國重汽 MC07.28-40型號的發(fā)動機，表1.1 1.1中國重汽 MC07.28-40發(fā)動機參數(shù) 最大輸出功率 206kW 額定功率轉速 2300rpm 最大馬力 280馬力 最大扭矩 1100N*m 1.1.3發(fā)動機外特性計算 根據(jù)發(fā)動機外特性計算公式： ； （1-4） 其中；； ； （1-5） ； （1-6） 計

19、算得出中國重汽MC07.28-40發(fā)動機外特性曲線見（圖1-1） 1-1發(fā)動機外特性曲線 1.2 輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)，在計算汽車的動力參數(shù)時要運用汽車輪胎的參數(shù)所以，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。同時還應考慮與動力—傳動系參數(shù)的匹配和對整車尺寸參數(shù)（例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。參考《汽車設計課程設計指導書》表1-3給出的部分國產汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件。通過查閱貨車輪胎標準

20、GB2977-2008《載重汽車輪胎規(guī)格、尺寸、氣壓與負荷》和參考同類車型所選輪胎規(guī)格，各軸輪胎規(guī)格擇如表1.2 表1.2 大客車、載貨汽車及掛車的規(guī)格、尺寸及使用條件 輪胎規(guī)格 主要尺寸 使用條件 斷面寬/mm 外直徑/mm 最小雙胎間隙mm 充氣壓力kpa 標準輪輞 允許使用輪輞 6.00R15 170 718 200 350 4.50E 4.5j 前后軸輪胎規(guī)格為6.00R15,輪胎數(shù)量各為2； 所選輪胎的單胎氣壓350kPa，外直徑718mm。 1.3傳動系最小傳動比的確定 普通載貨汽車最高檔通常選用直接擋，若無分動器或者輪邊減

21、速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比 。主減速比是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 載重貨車為了得到足夠的功率儲備而使最高的車速有所下降，可按下式選擇 （1-7） 式中，是驅動輪的滾動半徑（m），所選輪胎規(guī)格為6.00R15的子午線輪胎，其自由直徑d=718mm，因計算常數(shù)F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑；np是發(fā)動機最大功率時的轉速，np=2300r/min;uamax是最高車速，uamax=130km/h；igh是變速器最高檔傳動比，igh=1.0。 所以， 初取i0=5.29。

22、 根據(jù)所選定的主減速比的值，就可基本上確定主減速器的減速形式（單級、雙級以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 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1-4所示。其中，為了使載貨汽車有著良好的通過性。輕型載貨汽車的離地間隙要求在190～220mm之間。 1.4 變速器最大傳動比的確定 傳動系最大傳動比為變速器的Ι擋傳動比igΙ與主減速比的乘積。 igΙ應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合確定。 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

23、面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （1-8） 則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為 （1-9） 式中，αmax是道路最大坡度角，參考《汽車設計課程設計指導書》設計要求最大爬坡度為30%，即坡度角；Ψmax是最大道路阻力系數(shù)。 前面已將計算得rr=0.3485mm發(fā)動機最大轉矩Temax=674.4N.m；主減速比i0=5.29；傳動系傳動效率ηT=0.9。所以 根據(jù)驅動車輪與路面附著條件 （

24、1-10） 求得變速器的Ι檔傳動比為 （1-11） 式中，是道路的附著系數(shù)，在良好的路面上取=0.8；是汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋承受的載荷（N），初步設計采用雙聯(lián)車橋驅動，每個驅動橋承受的質量為800kg，則 綜上所述，初步選取變速器Ι擋傳動比igΙ=5.864。 第2章 傳動系各總成的選型 2.1 發(fā)動機的選型 根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最大轉矩及相應轉速，所選取的發(fā)動機

25、的功率和轉速應滿大于所計算的參數(shù)。初步選擇中國重汽 MC07.28-40型號的發(fā)動機，它的主要技術參數(shù)如下表2.1所示： 2.1中國重汽 MC07.28-40型號發(fā)動機技術參數(shù) 發(fā)動機： 中國重汽 MC07.28-40 系列： MC系列 發(fā)動機廠商： 中國重汽 適配范圍： 卡車用 進氣形式： 增壓中冷 汽缸數(shù)： 4 燃料種類： 柴油 汽缸排列形式： 直列 排量： 6.87L 排放標準： 國四 最大輸出功率： 206kW 額定功率轉速： 2300rpm 最大馬力： 280馬力 最大扭矩： 1100N.m 最大扭矩轉速： 1200-

26、1800rpm 全負荷最低燃油耗率： ≤199g/kW.h 發(fā)動機形式： 四沖程、增壓中冷、共軌、 EDC17 發(fā)動機凈重： kg 發(fā)動機尺寸： mm 壓縮比： 18:1 一米外噪音： dB 缸徑x行程： 108x125mm 每缸氣門數(shù)： 個 2.2 離合器的初步選型 離合器是汽車動力系統(tǒng)的重要部件，它擔負著將動力與發(fā)動機之間進行切斷與連接的工作。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， 稱之為離合器的后備系數(shù)β。β必須大于1。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)動機最大轉矩的可靠程度 為可靠傳遞發(fā)動

27、機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太??；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又不宜選取太大；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，需要拖帶掛車時，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些；貨車總質量越大，β也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應大于單片離合器。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

28、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。 根據(jù)發(fā)動機的最大轉矩及上述要求，由于載貨車輛的載重量很高，通過掛車的β進行選型。初步選取膜片式彈簧離合器，膜片式彈簧離合器具有價格便宜，壓力分布均勻可以提高使用壽命，平衡性能好，并且易于通風散熱性好的優(yōu)點。離合器的外徑可以根據(jù)經驗公式 算出，其中KD為直徑系數(shù)，輕型貨車的直徑系數(shù)為16.0~18.5 通過查閱近似款車型資料，以及帶入經驗公式計算和與之后的變速器匹配初步選擇EQ153膜片彈簧離合器，其轉矩容量為2000Nm。該離合器與中國重汽MC07.28-40 發(fā)動機匹配時，其后備系數(shù)為1.3

29、。 2.3 變速器的選擇 根據(jù)《汽車理論》上各個檔位動力曲線圖可求得，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，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經濟性和加速性，需要采用多檔變速器。 根據(jù)發(fā)動機最大轉矩和變速器的I擋傳動比，初取擋與擋之間的比值q=1.66試計算得各擋傳動比如下表2.2： 2.2各檔傳動比 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ VI 5.864 3.525 2.11 1.282 1.00 0.733 選擇重汽HW20505TCL變速箱。 變速箱數(shù)據(jù)如下表2.3： 2.3重汽HW20505TCL變速箱數(shù)據(jù) 品牌： 重汽 變速箱

30、： HW20505TCL 系列： HW系列 檔位數(shù)： 6檔 換擋形式： 手動 產品特點： 單中間軸、全同步器 匹配范圍： 公路用車 工程用車 前進檔位： 6檔 倒檔檔位數(shù)： 1個 是否有同步器： 全同步器 最大扭矩： 835N.m 額定轉速： 2600rpm 2檔傳動比： 3.525 1檔傳動比： 5.864 4檔傳動比： 1.282 3檔傳動比： 2.11 6檔傳動比 0.733 5檔傳動比： 1 變速箱重量： 56kg 倒檔1傳動比： 5.04 2.4 傳動軸的選型 萬向傳動軸一般是

31、由萬向節(jié)、傳動軸和中間支承組成。該車前后軸距較大，容易運動過程中產生共振現(xiàn)象，產生共振現(xiàn)象時軸的轉速是軸的臨界轉速。因此避免軸在高轉速下共振。 臨界轉速主要大小與材料的彈性特性，軸的形狀和尺寸，軸的支撐形式和軸上的零件質量等有關。為了提高傳動軸的的臨界轉速，避免共振以及考慮整車總布置上的需要，常將傳動軸分段。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。彈性元件能吸收傳動軸的震動，降低噪聲。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

32、萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。 一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字軸萬向節(jié)結構簡單，制造方便，維修容易。對汽車而言，由于一個十字軸萬向節(jié)的輸 出軸相對于輸入軸(有一定的夾角)是不等速旋轉的，為此必須采用雙萬向節(jié)(或多萬向節(jié))傳動，并把同傳動軸相連的兩個萬向節(jié)叉布置在同一平面，且使兩萬向節(jié)的夾角相等。這一點是十分重要的。在設計時應盡量減小萬向節(jié)的夾角。 十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍參照《汽車設計課程設計指導書》 表2.4十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍 萬向節(jié)安裝位置或相聯(lián)兩總成 不大于 離合器-變速器；變速器-分動器 （相聯(lián)兩總成均裝在車

33、架上） 驅動橋傳 動軸 汽車滿載靜止時 一般汽車 越野汽車 行駛中的極限夾角 一般汽車 短軸距越野汽車 初步采用東風EQ153傳動軸總成，工作扭矩為：5800N.m。 2.5 驅動橋的選型 驅動橋處于傳動系的末端，其基本公用是增大由傳動軸傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動輪具有差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車價之間的垂向力、縱向力和橫向力。 2.5.1 驅動橋結構形式和布置形式的選擇 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式有關。大貨車主要是后輪驅動。并且在后軸上布置的都是貨箱，所以沒有必要設

34、計獨立懸架，故大貨車采用的都是非獨立懸架。減速器分為單雙級兩種單級減速就是一級減速，簡單，傳動效率高，因傳遞能力大，對制造技術水平高雙級減速就是兩級減速，復雜，傳達效率低，因傳遞能力一般，制造技術水平低。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動布置在同一個縱向垂直平面內，且相鄰的兩橋的傳動軸是串聯(lián)的布置。其優(yōu)點是不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各種驅動橋零件的互通性，并且簡化了結構，減少了體積和質量，成本較低。 2.5.2 主減速器結構形式選擇 主減速器形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，主要取決與動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比的大小以及驅動橋的離地間隙、驅動橋的數(shù)目

35、及減速形式等。 綜上所述，由于所設計的載貨汽車的軸數(shù)和驅動形式為，以及單級減速主減速器具有結構簡單等諸多優(yōu)點，又能滿足使用要求。 2.5.3 驅動橋的選型 根據(jù)計算的主減速比，初步選擇東風風行CM7 2.0T后驅動橋。如果汽車阻力功率曲線與發(fā)動機功率曲線不能交在其最大功率點上，再調整。 第三章整車性能計算 3.1、汽車動力性能計算 3.11汽車驅動力和行駛阻力 汽車行駛過程中必須克服滾動阻力和空氣阻力，加速時會受到加速阻力的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力——坡度阻力。 汽車行駛時驅動力與行駛阻力

36、的平衡方程式為： （3-1） 發(fā)動機在轉速下發(fā)出的轉矩經汽車傳動系傳遞到驅動輪上的驅動力按下式計算： （3-2） 式中 ——汽車驅動力，N； ——發(fā)動機轉矩，N.m； ——主減速器速比，io=5.0； ——傳動系效率， 0.90 在驅動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉速所對應的汽車車速（km/h）為： （3

37、-3） 式中 ——發(fā)動機轉速，r/min； ，，——同式（1.3）說明。 滾動阻力： （3-4） 式中 ——重力加速度，g=9.8m/s2； ——坡道的坡度角，； ——滾動阻力系數(shù)，同式（1-1）說明； 空氣阻力： （3-5） 式中 ——空氣阻力系數(shù)，CD=0.9； ——迎風

38、面積，即汽車行駛方向的投影面積, =23； ——空氣密度，一般； ——汽車行駛速度，m/s。 若以km/h計，則 坡度阻力： （3-6） 坡道的坡度為時 加速阻力： （3-7） 式中 ——汽車旋轉質量換算系數(shù)，按式估算，取， 為變速器速比； ——汽車總質量，=2000kg； ——汽車行駛加速度，。 3.12汽車的行駛性能曲線 通過計

39、算各檔車速對應的發(fā)動機轉速，由發(fā)動機外特性曲線可得到相應的發(fā)動機轉矩，由式（3-2）可求得汽車的驅動力，由式（3-4）和（3-5）可求得，再作出汽車的行駛性能曲線（圖3-1）。 3-1行駛性能曲線 3.13汽車的加速性能計算 汽車在水平路面上加速行駛時驅動力與行駛阻力平衡方程式 （3-8） 或，由此可得 （3-9） 式中 ——汽車旋轉質量換算系數(shù)，按式估算，取， 為變速器速比；

40、 、、、如前所述。 得， （3-10） 通過上式可求得汽車從初始車速全力加速到的加速時間。 由式（3-9）、（3-10）和汽車的行駛性能曲線可以作出連續(xù)換檔加速時間曲線（圖3-2）、加速度曲線（圖3-3）、加速度倒數(shù)曲線（圖3-4）。 圖3-2連續(xù)換檔加速時間曲線 圖3-3加速度曲線 圖3-4加速度倒數(shù)曲線

41、 第4章 發(fā)動機與傳動系部件的確定 根據(jù)前面的計算，可以確定設計車輛的動力傳動系統(tǒng)。變速器重汽HW20505TCL 變速箱、 單級減速雙聯(lián)驅動橋與280馬力的中國重汽 MC07.28-40發(fā)動機匹配使用時，整車的爬坡性能、加速性能和轉矩適應性都有了較為顯著的提高，經濟車速的范圍也較大，燃油經濟性較好，同時也滿足最高車速為130km/h的設計要求。 最后確定的發(fā)動機和傳動系各部件如下表4.1所示: 表4.1 發(fā)動機和傳動系各部件選型 部件 型號 主要技術參數(shù) 發(fā)動機 中國重汽MC07.28-40發(fā)動機

42、 最大功率及轉速 206kw/(2300r/min) 離合器 EQ153離合器 轉矩容量 2000Nm 變速器 重汽HW20505TCL 變速箱 主減速器傳動比5.29 傳動軸 東風EQ153傳動軸 驅動橋 東風風行CM7 2.0T驅動橋 表4.2 車輛參數(shù) 軸數(shù) 2 驅動形式 4*2 發(fā)動機布置 前置 長*寬*高mm 7800*2280*2600 貨箱尺寸mm 4200*2000*1300 前軸載荷 kg 800 后軸載荷 kg 1200 前輪輪距 mm 1810 后輪輪距 mm 1600 軸距 mm 4200

43、 總體布置簡圖 第五章設計總結 課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，也是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程。通過這次的汽車課程設計，使我之前學習的課本知識得以鞏固，同時也更加系統(tǒng)全面的了解了汽車發(fā)動機與傳動系和驅動橋之間的匹配關系。 本次課程設計中，會用到很多以前老師講解過的知識，尤其是《汽車構造》、《汽車設計》和《汽車理論》上的一些重點內容，我們不僅學到了許多新的知識，而且也開闊了視野，提高了自己的設計能力。 在這次設計過程中，體現(xiàn)出了自己設計開發(fā)系統(tǒng)的能力以及綜合運用知識的能力，體會了學以致用、突出自己勞動成

44、果的喜悅心情，從中發(fā)現(xiàn)自己平時學習的不足和薄弱環(huán)節(jié)，從而加以彌補。在今后的學習中，我們應該發(fā)現(xiàn)自己的不足然后虛心學習，更加完善自己，為今后步入社會參加工作打下足夠的基礎。 由于設計資料和能力比較有限，此次設計尚有許多不足之處，懇請董老師給予批評指正。 附: 參考文獻 [1] 王望予.汽車設計[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [2] 王國權，龔國慶.汽車設計課程設計指導書[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009. [3] 陳家瑞.汽車構造[M].3版.北京：機械工業(yè)出版社，2009. [4] 劉惟信.汽車設計[

45、M].北京.清華大學出版社，2003. [5] 余志生.汽車理論[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [6] 田其鑄.汽車設計手冊（整車底盤卷).長春汽車研究所.1998. [7] 王豐元，馬明星，鄒旭東.汽車設計課程設計指導書.北京：中國電力出版社，2009. [8] 中華人民共和國汽車行業(yè)標準委員會.QC/T29082-1992 汽車傳動軸總成技術條件[S].北京：中國標準出版社，1992. [9]國家標準：GBT1589-2004/GBT2974-2008/GBT2977-2008/GBT2978-2008 %發(fā)動機外特性曲線 n=700:10:2400

46、; Mx=535-0.00008025.*(1400-n).^2; Pe=Mx.*n/9550; plotyy(n,Pe,n,Mx); title(發(fā)動機外特性曲線圖);xlabel(n(r/min)));ylabel(P/kw); %驅動力行駛-阻力平衡圖 for ig=[5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733] Ua=0.377*r*n/ig/i0; Ft=Mx*ig*i0*eff/r; plot(Ua,Ft); hold on; end Ff=G*f; ua=0:0.1:max(Ua) Fw=CdA

47、*ua.^2/21.15; plot(ua,(Ff+Fw));title(驅動力-行駛阻力圖); xlabel(Ua/(Km/h));ylabel(Ft/N); gtext(Ft1),gtext(Ft2),gtext(Ft3),gtext(Ft4),gtext(Ft5),gtext(Ft6),gtext(Ff+Fw); [x,y]=ginput(1);disp(汽車最高車速);disp(x);disp(Km/h); %加速時間曲線 u(1)=0.377*r*700/i0/3.525;dt=0.01; w=1;t(1)=0;ig=3.525; while(u(w)<88)

48、 n(w)=u(w)*ig*i0/0.377/r; Mx(w)=535-0.00008025.*(1400-n(w))^2; Ft(w)=Mx(w)*ig*i0*eff/r; Ff=G*f; Fw(w)=CdA*u(w)^2/21.15; q=1+Iw/(m*r^2)+If*ig^2*i0^2*eff/(m*r^2); A(w)=3.6*(Ft(w)-(Ff+Fw(w)))/q/m; u(w+1)=u(w)+A(w)*dt; if(u(w+1)>=0.377*2400*r/3.525/i0)

49、 ig=2.11 end if(u(w+1)>=0.377*2400*r/2.11/i0) ig=1.286 end if(u(w+1)>=0.377*2400*r/1.286/i0) ig=1 end if(u(w+1)>=0.377*2400*r/1/i0) ig=0.733 end t(w+1)=(w+1)*dt; w=w+1; end figure; plot(t,u); title(二擋原地加速起步加速到70km/h時間曲線);

50、 xlabel(時間t/s);ylabel(車速u/(km/h)); [x1,y1]=ginput(1);disp(加速到70km/h的時間);disp(x1); %加速度曲線 figure; for ig=[5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733] Ua=0.377*r*n/ig/i0; q=1+Iw/(m*r^2)+If*ig^2*i0^2*eff/(m*r^2); Ft=Mx*ig*i0*eff/r; A=(Ft-(Ff+Fw))/q/m; plot(Ua,A); hold on; end

51、title(加速度曲線);xlabel(Ua/(km/h));ylabel(a); gtext(a1),gtext(a2),gtext(a3),gtext(a4),gtext(a5),gtext(a6); %加速度倒數(shù)曲線 figure; for ig=[5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733] Ua=0.377*r*n/ig/i0; q=1+Iw/(m*r^2)+If*ig^2*i0^2*eff/(m*r^2); Ft=Mx*ig*i0*eff/r; A=(Ft-(Ff+Fw))/q/m; plot(Ua,1./A); hold on; end title(加速度倒數(shù)曲線);xlabel(Ua/(km/h));ylabel(1/a); gtext(1/a1),gtext(1/a2),gtext(1/a3),gtext(1/a4),gtext(1/a5),gtext(1/a6);