载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计

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 201212040110

2015年 12月 1日

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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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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

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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6150kg，最高车速为100m/h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 100km/h 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。

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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ua=100km/h，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

magfCDA3(umax?uamax) (1-1) Pemax??T360076140式中，Pemax是发动机的最大功率（KW）；ηT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），ηT=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=11000kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滚动阻力系数，由试验测得，在车速不大于100km/h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；CD是空气阻力系数，一般中重型货车可取0.8～1.0，这里取CD=0.9；A是迎风面积（㎡），取前轮距B1*总高H，A=2×3㎡。

CDA?0.9?2?3m2?5.4m2 (1-2)

故

1Pemax?111000?9.8?0.020.9?2?3（?100??1003）KW?146.98KW0.765360076140 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

1000Pemax1000?146.98?KW/t?13.36KW/t

ma11000

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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

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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735-835N·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

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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。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。

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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i0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7T/5.143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。

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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：

2Te?ane?bne?c； （3-1）

其中a??Temax?Tp?nT?nP?2；b?Temax?Tp2nT?Temax?TP?； c?T?emax22?nT?nP??nT?np?Tp?9549?Pe?Pemax； （3-2） npnTe； （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 TtqPe

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Ff和空气阻力Fw，加速时会受到加速阻力Fj的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力——坡度阻力Fi。

汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为：

Ft?Ff?Fw?Fi?Fj （3-4）

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发动机在转速n下发出的转矩Te经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力Ft按下式计算：

Ft?Te?ig?i0??Trr （3-5）

式中 Ft——汽车驱动力，N；

Te——发动机转矩，N.m； i0——主减速器速比，io=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ua（km/h）为： ua?0.377nrr （3-6） igi0式中 n——发动机转速，r/min； ig，i0，rr——同式（1.3）说明。 滚动阻力Ff：

Ff?magcos?f （3-7） 式中 g——重力加速度，g=9.8m/s2； ?——坡道的坡度角，?；

f——滚动阻力系数，同式（1-1）说明；

空气阻力Fw：

1 Fw?CDA?ua2 （3-8）

2式中 CD——空气阻力系数，CD=0.9；

A——迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积, A=2?3m；

2?——空气密度，一般??1.2258N.s2.m?4；

ua——汽车行驶速度，m/s。

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若ua以km/h计，则 Fw?坡度阻力Fi：

CDA2ua 21.15 Fi?magsin? （3-9） 坡道的坡度为i时 ??arctani 加速阻力Fj：

Fj??madu （3-10） dt式中 ?——汽车旋转质量换算系数，?按式??1??1??2ig2估算，取

?1??2?0.04，ig 为变速器速比；

ma——汽车总质量，ma=11000kg；

du——汽车行驶加速度，m/s2。 dt3.12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Te，由式（3-1）可求得汽车的驱动力Ft，由式（3-3）和（3-4）可求得Ff?Fw，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ua（km/h） 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（r/min） 944 一档传动比7.285 Te（N.m） Ft（N） 630 39916.8 Ff?Fw（N） 2162 车速（km/h） 8.7 二档传动比4.193 n（r/min） 940 Te（N.m） 610 16

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Ft（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 Ff?Fw（N） 2175 车速（km/h） 14.6 n（r/min） 930 三档传动比2.485 Te（N.m） Ft（N） 615 13290.2 Ff?Fw（N） 2210 车速（km/h） 23.6 n（r/min） 950 四档传动比1.563 Te（N.m） Ft（N） 620 8425 Ff?Fw（N） 2298 车速（km/h） 30.6 n（r/min） 940 五档传动比1.195 Te（N.m） Ft（N） 615 6389.9 Ff?Fw（N） 2395 车速（km/h） 36.8 n（r/min） 945 六档传动比1 Te（N.m） Ft（N） 630 5479.7 Ff?Fw（N） 2502 太原科技大学课程设计

坡度阻力Fi?magsin?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 Fi（N） 坡度（%） 坡度阻力Fi（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

Ft?Ff?FW?Fj （3-8） 或Fj???ma?a?Ft?Ff?FW，由此可得

a?Ft?Ff?FW??ma （3-9）

式中 ?——汽车旋转质量换算系数，?按式??1??1??2ig2估算，取

?1??2?0.04，ig 为变速器速比；

Ft、Ff、FW、ma如前所述。 得，t??dt??0tu2u1du11dua a?a dt?dua （3-10） adta通过上式可求得汽车从初始车速u1全力加速到u2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。

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表3-3 汽车连续换档加速时间曲线计算列表

车速ua（km/h） Ft（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 Ff?Fw（N） 一档传动比7.285 ? a（m/s2） 12（s/m） a车速ua（km/h） Ft（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 Ff?Fw（N） ? a（m/s2） 12（s/m） a车速ua（km/h） Ft（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 Ff?Fw（N） 三档传动比2.485 ? a（m/s2） 12（s/m） a车速ua（km/h） Ft（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 Ff?Fw（N） ? a（m/s2） 12（s/m） a0.489 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ua（km/h） Ft（N） Ff?Fw（N） ? 19

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a（m/s2） 12（s/m） a车速ua（km/h） Ft（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 Ff?Fw（N） ? a（m/s2） 12（s/m） a0.251 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（L/100km）表示。

汽车百公里燃油消耗量Qs（L/100km）为

Qs?p?ge （3-11）

1.02ua??g式中p——汽车以车速ua等速行驶时用于克服滚动阻力和空气阻力，发动机所消

1ma?g?f?uaCD?A?ua3耗的功率， p?(Pf?P(?)，kW； (3-12) W)??T?T3600761401

ma——汽车总质量，ma=11000kg； f，CD，A——同式(1.1)说明；

ge——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；

ua——汽车车速，km/h；

?g——燃油的重度，柴油取7.94~8.13N/L，取?g=8.10N/L。

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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ua（km/h） 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（r/min） ge（g/kW.h） P（kW） Qs（L/100km） 二档传动比4.193 车速（km/h） n（r/min） ge（g/kW.h） P（kW） Qs（L/100km） 车速（km/h） 三档传动比2.485 n（r/min） ge（g/kW.h） P（kW） Qs（L/100km） 四档传动比1.563 车速（km/h） n（r/min） ge（g/kW.h） P（kW） Qs（L/100km） 车速（km/h） 五档传动比1.195 n（r/min） ge（g/kW.h） P（kW） Qs（L/100km） 车速（km/h） 六档传动比1 n（r/min） ge（g/kW.h） P（kW） Qs（L/100km） 在常用车速50~60km/h，以直接档行驶时燃油消耗率较低，为20L/100km； 车速在40~50km/h，以五档行驶时燃油经济性较好； 车速在30~40km/h，以四档行驶时燃油经济性较好； 车速在20~30 km/h，以三档行驶时燃油经济性较好；

该车以最高车速100km/h等速行驶时燃油消耗率最高，为35 L/100km； 该车的等速百公里最低燃油消耗率为16L/100km，对应车速为9.7km/h

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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100km/h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/(2300r/min) 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

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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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参考文献

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[2] 王国权，龚国庆.汽车设计课程设计指导书[M].北京：机械工业出版社，2009. [3] 陈家瑞.汽车构造[M].3版.北京：机械工业出版社，2009. [4] 刘惟信.汽车设计[M].北京.清华大学出版社，2003. [5] 余志生.汽车理论[M].4版.北京：机械工业出版社，2004. [6] 田其铸.汽车设计手册（整车·底盘卷).长春汽车研究所.1998.

[7] 王丰元，马明星，邹旭东.汽车设计课程设计指导书.北京：中国电力出版社，2009.

[8] 中华人民共和国汽车行业标准委员会.QC/T29082-1992 汽车传动轴总成技

术条件[S].北京：中国标准出版社，1992.

[9]国家标准：GBT1589-2004/GBT2974-2008/GBT2977-2008/GBT2978-2008

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