貨車傳動系統(tǒng)匹配與總體設(shè)計

1、太原科技大學汽車理論課程設(shè)計（論文）載貨汽車動力總成匹配與總體設(shè)計摘 要隨著我國公路運輸業(yè)的快速發(fā)展，汽車貨物運輸在綜合運輸體系中所占比重逐年上升，載貨汽車保有量的增加加劇了能源消耗，而動力傳動系統(tǒng)匹配是在保障載貨汽車動力性基礎(chǔ)上改善燃油經(jīng)濟性的有效方法，也是汽車工程和汽車運輸工程研究領(lǐng)域的焦點問題之一，因此研究載貨汽車動力總成匹配與總體設(shè)計具有十分重要的實際意義。本文以載貨汽車的動力總成匹配與總體設(shè)計為主線，通過對汽車進行動力性計算和傳動系總成的選型來設(shè)計一款最高時速90Km/h、最大爬坡度30%、最大總質(zhì)量ma=8700kg的載貨汽車。設(shè)計主要內(nèi)容如下：1) 發(fā)動機型號的確定：通過發(fā)動機的

2、外特性曲線計算出發(fā)動機的最大功率及轉(zhuǎn)速、最大轉(zhuǎn)矩及其轉(zhuǎn)速，最終選擇中國重汽MC05.14-40型號柴油發(fā)動機。2) 傳動系最小、最大傳動比的確定：通過最高車速和最大爬坡度計算出最小傳動比i6=0.733、最大傳動比i1=5.864，選擇一汽CA6TBX070M型號的六檔變速器，中國重汽MCY05J單后橋型號主減速器，主減速比i0=5.293) 動力性計算：通過汽車驅(qū)動力和行駛阻力及加速性能計算繪制出汽車驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖、加速度曲線圖、加速度倒數(shù)曲線圖、二擋原地起步加速到70km/h加速時間圖，并計算出該車最大爬坡度imax=0.381，最高車速umax=90.01km/h，70公里加速時

3、間t70=30.93s4) 汽車總體布置：該貨車采用平頭式、4x2前置后驅(qū)的布置形式。關(guān)鍵詞：載貨汽車；傳動參數(shù)；動力性匹配；發(fā)動機及傳動系部件定型目 錄摘 要I課程設(shè)計任務(wù)書11設(shè)計題目12性能參數(shù)要求13具體設(shè)計任務(wù)14參考文獻1第1章整體主要目標參數(shù)的初步確定21.1.發(fā)動機的選擇21.1.1.發(fā)動機最大功率及轉(zhuǎn)速的確定21.1.2.發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的確定31.2輪胎的選擇41.3.傳動系最小傳動比的確定51.4傳動系最大傳動比確定5第2章傳動系各總成選型62.1發(fā)動機選型62.2離合器的選型72.3變速器的選型72.4傳動軸選型82.5驅(qū)動橋的選型82.5.1驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式和布置形

4、式的選擇82.5.2主減速器結(jié)構(gòu)形式82.5.3驅(qū)動橋的選型8第3章整車性能計算93.1汽車動力性能計算93.1.1發(fā)動機外特性曲線93.1.2汽車驅(qū)動力和行駛阻力103.1.3動力特性因數(shù)123.1.4最大爬坡度及附著率133.2汽車加速性能計算143.3汽車功率平衡計算18第4章發(fā)動機與傳動系部件的確定214.1發(fā)動機與傳動系部件確定214.2總體布置圖21第5章設(shè)計總結(jié)225.1全文工作總結(jié)225.2設(shè)計心得體會22參考文獻23II課程設(shè)計任務(wù)書課程設(shè)計任務(wù)書1 設(shè)計題目載貨汽車動力總成匹配與總體設(shè)計2 性能參數(shù)要求根據(jù)給定的參數(shù)，設(shè)計一輛最高速度90km/h、最大爬坡度30%的載貨汽車

5、表0-1 設(shè)計參數(shù)表額定裝載質(zhì)量（kg）最大總質(zhì)量（Kg）比功率（Kw/t）比轉(zhuǎn)矩（Nm/t）學號500087002047203 具體設(shè)計任務(wù)1) 查閱相關(guān)資料，分析設(shè)計題目，進行發(fā)動機、離合器、變速箱傳動軸、驅(qū)動橋以及車輪的選型設(shè)計。2) 根據(jù)所選總成進行汽車動力性估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化配置。3) 繪制設(shè)計車輛的總體布置圖。4) 完成1萬字的設(shè)計說明書4 參考文獻1) 王望予.汽車設(shè)計.機械工業(yè)出版社.2) 余志生.汽車理論.機械工業(yè)出版社.3) 陳家瑞.汽車構(gòu)造.人民交通出版社.4) 汽車工程手冊.機械工業(yè)出版社.5) 成大先.機械設(shè)計手冊（第三版）.1第1章 整體主要參數(shù)的確定第1章 整體

6、主要目標參數(shù)的初步確定1.1. 發(fā)動機的選擇在汽車動力傳動系統(tǒng)中，發(fā)動機是重要的組成部分之一，發(fā)動機性能的好壞直接影響到整車的動力性和燃油經(jīng)濟性。除了混合動力汽車外，目前國內(nèi)應(yīng)用于貨運汽車上的發(fā)動機有兩類：汽油發(fā)動機和柴油發(fā)動機1。柴油機與汽油機不僅使用的燃料不同，而且因排放對環(huán)境造成的污染、工作噪聲、振動、使用可靠性、耐久性及質(zhì)量大小等諸多方面均有較大的區(qū)別2。相比于汽油機，柴油機主要有以下幾個優(yōu)點：1) 柴油發(fā)動機動力強勁。相對于汽油發(fā)動機來說，柴油發(fā)動機在尺寸方面限制較小，因而可以制造出壓縮比很高的發(fā)動機，產(chǎn)生更大功率與扭矩。2) 柴油發(fā)動機的工作方式為壓燃式，采用稀薄的混合氣燃燒，因此

7、熱效率高，工作可靠，工作壽命也要比汽油機高。3) 柴油機排放低，尤其是一氧化碳和碳氫化合物排放低，在環(huán)保節(jié)能方面性能突出。而且柴油機及價格相對便宜，工作可靠，燃油經(jīng)濟性好，所以在我國載貨汽車上得到普遍使用。確定了發(fā)動機的基本形式應(yīng)按照要求合理選擇發(fā)動機的最大功率。發(fā)動機的最大功率愈大汽車的動力性愈好，但發(fā)動機功率過大會使發(fā)動機利用功率降低，燃油經(jīng)濟性下降，動力傳動系質(zhì)量也要增大3。因此，應(yīng)合理選擇發(fā)動機的功率。1.1.1. 發(fā)動機最大功率及轉(zhuǎn)速的確定根據(jù)所設(shè)計汽車應(yīng)達到的最高車速vamax（km/h），用下式估算發(fā)動機最大功率。(1-1)式中：T傳動系效率，對驅(qū)動橋單級主減速的4X2汽車可取9

8、0%ma汽車的總質(zhì)量（kg）g 重力加速度（m/s2）fr滾動阻力系數(shù)，對貨車取0.02CD空氣阻力系數(shù)，貨車取0.601.00A汽車正面投影面積（m2）汽車的空氣阻力系數(shù)與迎風面積參照下表1-1 進行選取A=6m2，CD=0.8。表1-1 汽車的空氣阻力系數(shù)與迎風面積車型迎風面積A/m2空氣阻力系數(shù)CDCDA/m2備注貨車3-70.6-1.0客車4-70.5-0.8將T=90%，ma=8700kg代入式1-1得為了檢驗計算的合理性，我們通過式1-2計算其比功率與同級汽車的比功率統(tǒng)計值對比。（1-2）代入數(shù)據(jù)到式1-2得 表1-2 汽車動力性參數(shù)范圍汽車類別最高車速（km/h）比功率（kw/t

9、）比轉(zhuǎn)矩（Nm/t）貨車最大總質(zhì)量/t1.86.080-13515-2538-446.014.075-12010-20233-47比功率12.04kw/t在表1-2給定的范圍10-20kw/t之內(nèi)，所以初步選定發(fā)動機的功率為102.8kw。柴油機最大功率 對應(yīng)轉(zhuǎn)速 在1800-4000r/min之間，總質(zhì)量大些的貨車柴油機值在1800-2600r/min之間。采用高轉(zhuǎn)速的發(fā)動機雖然能提高功率，同時也有使活塞運動的平均速度增快、熱負荷增加、壽命降低等缺陷。1.1.2. 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的確定發(fā)動機的最大功率確定之后，還應(yīng)考慮發(fā)動機的最大扭矩 。發(fā)動機最大扭矩對汽車的動力性因數(shù)、加速性能和爬坡

10、能力都有直接影響。發(fā)動機的扭矩適應(yīng)系數(shù) 則標志著汽車行駛阻力增加時發(fā)動機沿著外特性曲線自動增加扭矩的能力。 值越大則換擋次數(shù)可顯著減小。車用柴油機的 值多在1.05-1.25之間4,這里 取1.2.發(fā)動機的最大功率和相應(yīng)的轉(zhuǎn)速確定后，可按照式（1-3）求發(fā)動機最大扭矩 （1-3）初選 =2400r/min，=1.2代入上式1-3得 一般用發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù) ，表示發(fā)動機轉(zhuǎn)速適應(yīng)行駛工況的程度， 值越大，說明發(fā)動機的轉(zhuǎn)速適應(yīng)性越好。采用 值大的發(fā)動機可以減小換擋次數(shù)，減輕司機疲勞、減少傳動系的磨損和降低油耗。通常，柴油機取1.2-1.6，以保證汽車具有適當?shù)淖畹头€(wěn)定車速。初取 =1450r/min

11、，則 ， 。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)5。選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的額定載荷以及汽車的行駛速度。參照汽車軸荷分配表1-3來計算前后輪胎所受的載荷。表1-3 汽車的軸荷分配車型滿載空載商用貨車4x2后輪單胎前軸后軸前軸后軸32%-40%60%-68%50%-59%41%-50%通過式1-4、1-5來計算前后輪胎滿載和空載時的負荷 （1-4）（1-5）將汽車的前后軸距、空載滿載的總質(zhì)量代入，汽車前后輪胎負荷的計算結(jié)果見表1-4表1-4 汽車滿載、空載狀態(tài)下輪胎負荷滿載空載前軸（N）后軸（N）前軸（N）后軸（N）2984155419269

12、9922050通過查閱貨車輪胎標準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的輪胎，輪胎規(guī)格選擇如下表1-5。表1-5載貨汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件輪胎規(guī)格層數(shù)主要尺寸/mm使用條件斷面寬外直徑最大負荷/N相應(yīng)氣壓P/（0.1Mpa）標準輪輞允許使用輪輞普通花紋10.00R20162781055263006.37.57.5V1.3. 傳動系最小傳動比的確定載貨汽車若無分動器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比乘以最高檔的傳動比 。主減速器比 是主減速器設(shè)計的原始數(shù)據(jù)，在汽車總體設(shè)計時確定的。普通載貨汽車最高檔通常選用直接檔6 , 主減速器比可按下式（

13、1-6）進行估算 （1-6）式中： 驅(qū)動輪滾動半徑（m），近似等于自由半徑r發(fā)動機最大功率時轉(zhuǎn)速（r/min）貨車最高車速，=90km/h變速器最高檔傳動比，=1所以 ，初取 =5.29確定了主減速器減速比在反過來進一步確定變速器最高檔傳動比，按照下式（1-7）進行計算（1-7）代入數(shù)據(jù)到式（1-7）得1.4 傳動系最大傳動比確定確定最大傳動比時要考慮三方面問題：最大爬坡度、附著率及汽車最低穩(wěn)定車速。就普通載貨汽車而言，傳動系最大傳動比 是變速器的I擋傳動比 與主減速器傳動比 的乘積。當已知時，確定傳動系最大傳動比也就是確定變速器I擋傳動比。7汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，汽車最大驅(qū)動

14、力通過下式（1-8） （1-8） （1-9）前面已經(jīng)計算得到r=0.527，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩=491；主減速器比 ，數(shù)據(jù)代入式（1-9）得。根據(jù)驅(qū)動車輪與路面附著條件按下式（1-10）計算 （1-10）求得變速器I擋傳動比為 （1-11）式中：道路系數(shù)，在良好道路面上取 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋承受的載荷（N）設(shè)計采用單橋驅(qū)動，軸荷分配見表1-3，則綜上所述，初步選取變速器I擋傳動比 第2章 傳動系各總成選型2.1 發(fā)動機選型根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速，初步選擇中國重汽MC05.14-40型號柴油發(fā)動機主要技術(shù)參數(shù)如表2-1所示表2-1 MC05.14-40型號柴油發(fā)動機

15、主要技術(shù)參數(shù)型號中國重汽MC05.14-40額定功率（kw）103最大扭矩時轉(zhuǎn)速（r/min）1400額定轉(zhuǎn)速（r/min）2400怠速時轉(zhuǎn)速（r/min）700最大扭矩（Nm）5357第2章 傳動系各總成選型2.2 離合器的選型離合器是汽車傳動系統(tǒng)中直接與發(fā)動機相聯(lián)系的部件，主要功用是：保證汽車平穩(wěn)起步、保證傳動系統(tǒng)換擋時工作平順、防止傳動系統(tǒng)過載8。為了保證離合器在任何工況下都能可靠傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，離合器的靜摩擦力矩 應(yīng)滿足下式（2-1） （2-1）式中： 離合器的后備系數(shù)后備系數(shù)是離合器設(shè)計的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度，在選擇時，應(yīng)考慮摩擦片在使用中磨

16、損后離合器仍能可靠傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載及操縱輕便等因素9。為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨時間過長，值不宜選的太大；采用柴油機時，由于工作粗暴，選取值應(yīng)偏大些。汽車離合器的取值范圍見表2-2表2-2 離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1.20-1.75最大總質(zhì)量為6-14t的商用車1.50-2.25掛車1.80-4.00根據(jù)表2-2，初步選取。所以離合器靜摩擦力矩由式（2-1）求得 。根據(jù) ，我們初步選定了東風傳動軸有限公司生產(chǎn)的，轉(zhuǎn)矩容量為1050Nm的DSP220拉式膜片彈簧離合器。2.3 變速器的選型輕型貨車和

17、中型貨車比功率小，所以一般采用五檔變速器，重型貨車的比功率更小，使用條件也更為復雜。重型車輛發(fā)動機工作時間長，油耗量大，且本身自重很大，一般采用6檔甚至十幾個檔的變速器，以適應(yīng)復雜的使用條件，使汽車具有足夠的動力性與良好的燃油經(jīng)濟性10。由前面的計算我們知道變速器的最小傳動比 ，最大傳動比 ，所以我們選擇一汽CA6TBX070M型號的六檔變速器，具體參數(shù)如下表表2-3 一汽CA6TBX070M型號六檔變速器參數(shù)系列最大扭矩檔位123456CA6TBX070M685超速檔5.8643.5252.111.28610.7332.4 傳動軸選型該車前后軸距不大，傳動軸不需要分段處理。傳動軸中由滑動叉和

18、矩形或漸開線型花鍵軸組成的滑動花鍵來實現(xiàn)長度變化。當傳遞轉(zhuǎn)矩的花鍵伸縮時，產(chǎn)生的軸向阻力 為 （2-2）一般驅(qū)動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字軸萬向節(jié)兩軸夾角不宜過大，當 由4增至16時，滾針軸承壽命下降至原來壽命的1/4.十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍如表2-4所示表2-3 十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍萬向節(jié)安裝位置或相連兩總成不大于驅(qū)動橋傳動軸汽車滿載靜止一般汽車6越野汽車12行駛中的極限夾角一般汽車15-20短軸距越野汽車302.5 驅(qū)動橋的選型驅(qū)動橋處于傳動系的末端，其基本功用是增大又傳動軸傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左右車輪，并使左右車輪具有差速功能；同時，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架

19、之間的垂向力、縱向力和橫向力。11 2.5.1 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式和布置形式的選擇驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式和布置形式有關(guān)，貨車的驅(qū)動輪采用非獨立懸架，相應(yīng)的采用非斷開式驅(qū)動橋。2.5.2 主減速器結(jié)構(gòu)形式減速器形式的選擇與汽車的類型和使用條件有關(guān)，主要取決于動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比 的大小及驅(qū)動橋的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及減速形式等。單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點，因而廣泛應(yīng)用于主減速比 的汽車上。由于所設(shè)計的載貨汽車的軸數(shù)和驅(qū)動形式為 型，所以選用單級主減速器。2.5.3 驅(qū)動橋的選型根據(jù)計算的主減速比，初步選擇中國重汽生產(chǎn)的MCY05J單級減速驅(qū)動橋，具體

20、參數(shù)見下表2-4表2-4 MCY05J單級主減速器驅(qū)動橋型號MCY05J單后橋型式中央單級減速器額定軸荷5500速比5.29板簧座中心距（mm）940標準輪距（mm）1595差速器鎖止裝置無制動器形式鼓式制動器重量不包括潤滑油305第3章 整車性能計算3.1 汽車動力性能計算3.1.1 發(fā)動機外特性曲線發(fā)動機外特性曲線我們無法直接計算，我們參考經(jīng)驗公式（3-1）來進行發(fā)動機數(shù)據(jù)的估算：（3-1）式中： 最大扭矩（Nm）最大功率時對應(yīng)的扭矩（Nm）最大功率時對應(yīng)的轉(zhuǎn)速（r/min）最大轉(zhuǎn)矩時對應(yīng)的轉(zhuǎn)速（r/min）利用matlab繪制的發(fā)動機外特性曲線如下圖（3-1）11第3章 整車性能計算圖3

21、-1 發(fā)動機外特性曲線Matlab程序如下：n=700:10:2400;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);3.1.2 汽車驅(qū)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 的作用，加速時會受到加速阻力 的作用，上坡時會受到重力沿坡道分力坡度阻力 的作用。汽車行駛時驅(qū)動力與行駛阻力的平衡方程為 （3-2）發(fā)動機在轉(zhuǎn)速n下發(fā)出的轉(zhuǎn)矩 ，經(jīng)汽車傳動系傳遞到驅(qū)動輪上的驅(qū)動力 按下式計算 （3-3） 式中： 發(fā)動機

22、轉(zhuǎn)矩（Nm） 變速器速比 轉(zhuǎn)減速器速比，在驅(qū)動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速n（r/min）所對應(yīng)的汽車的車速（km/h） 為 （3-4）滾動阻力 （3-5）式中：f滾動阻力系數(shù) 坡道的坡度角空氣阻力 為 （3-6）利用matlab繪制出汽車行駛-阻力平衡圖（3-2）圖3-2 驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖從圖3-2可以看出，選用中國重汽MC05.14-40型號柴油發(fā)動機的載貨汽車最高車速在90km/h附近。Matlab程序如下：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)

23、; hold on;endFf=G*f;ua=0:0.1:max(Ua)Fw=CdA*ua.2/21.15;plot(ua,(Ff+Fw);title(驅(qū)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);3.1.3 動力特性因數(shù)分析汽車的動力性我們也可以通過汽車的動力特性圖來分析，動力因數(shù)以符號D表示。 （3-7）通過

24、matlab繪制出的動力特性圖如下圖（3-3）所示圖3-3 動力特性圖Matlab程序如下：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; Fw=CdA*Ua.2/21.15; Dmax=(Ft-Fw)/G; plot(Ua,Dmax); hold on;endtitle(汽車動力特性圖);xlabel(Ua/(km/h);ylabel(Dmax);gtext(1),gtext(2),gtext(3),gtext(4),gtext(5),gtext(6);3.1.4 最大爬坡度及附著率最大

25、爬坡度 為I擋時的最大爬坡度。最高檔的最大爬坡度亦引起注意，特別是貨車，因為貨車經(jīng)常是以最高檔行駛的，如果最高檔的爬坡度過小，迫使貨車在遇到較小的坡度時經(jīng)常換擋，這樣就影響了行駛的平均車速。 （3-8）即最大坡度： （3-9）克服最大爬坡度時的附著率C （3-10）式中：C汽車驅(qū)動輪附著率a汽車質(zhì)心至前軸距離（m）L汽車軸距（m） 汽車質(zhì)心高度（m）利用matlab繪制的各擋爬坡度如下圖（3-4）圖3-4 汽車各檔爬坡度Matlab程序如下：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;

26、Ff=G*f; Fw=CdA*Ua.2/21.15; i=tan(asin(Ft-(Ff+Fw)/G); plot(Ua,i); axis(0 90 0 0.4) hold on;endtitle(汽車爬坡度);xlabel(Ua/(km/h);ylabel(i(%);gtext(1),gtext(2),gtext(3),gtext(4),gtext(5),gtext(6);3.2 汽車加速性能計算汽車的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時能產(chǎn)生的加速度評價，由于加速度數(shù)值不易測量，實際中常用加速時間來表示汽車加速能力。比如用直接擋行駛時，由最低穩(wěn)定車速加速到一定距離所需時間表明汽車的加速能力

27、。 （3-11）式中： 汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)在這里取道路坡度為零的平直路面上行駛進行計算，即 。通過計算得汽車各擋加速度曲線如圖3-5所示圖3-5 加速度曲線圖Matlab加速度程序如下：for ig=5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733 Ua=0.377*r*n/ig/i0; q=1+Iw/(m*r2)+If*ig2*i02*eff/(m*r2); Ft=Mx*ig*i0*eff/r; A=(Ft-(Ff+Fw)/q/m; plot(Ua,A); hold on;endtitle(加速度曲線);xlabel(Ua/(km/h);ylabel(a);gtext(a1),

28、gtext(a2),gtext(a3),gtext(a4),gtext(a5),gtext(a6);進而繪制各檔加速度倒數(shù)曲線如圖3-6圖3-6 加速度倒數(shù)曲線圖Matlab加速倒數(shù)曲線程序如下：for ig=5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733 Ua=0.377*r*n/ig/i0; q=1+Iw/(m*r2)+If*ig2*i02*eff/(m*r2); Ft=Mx*ig*i0*eff/r; A=(Ft-(Ff+Fw)/q/m; plot(Ua,1./A); hold on;endtitle(加速度倒數(shù)曲線);xlabel(Ua/(km/h);ylabel(1/a)

29、;gtext(1/a1),gtext(1/a2),gtext(1/a3),gtext(1/a4),gtext(1/a5),gtext(1/a6);由 得 （3-12）通過上式可求得汽車從初始車速0全力加速到70km/h的加速時間，結(jié)合汽車的行駛性能曲線，可以作出汽車連續(xù)換擋加速時間曲線如圖3-7所示。圖3-7 二擋原地起步加速到70km/h時間曲線圖從圖3-7可以看出，該貨車二擋原地加速到70km/h的加速時間為30s。Matlab加速時間程序如下：u(1)=0.377*r*700/i0/3.525;dt=0.01;w=1;t(1)=0;ig=3.525;while(u(w)=0.377*24

30、00*r/3.525/i0) 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;endfigure;plot(t,u);title(二擋原地加速起步加速到70km/h時間曲線);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(

31、x1);3.3 汽車功率平衡計算汽車行駛時，不僅驅(qū)動力和行駛阻力平衡，發(fā)動機功率和汽車的行駛阻力功率也總是平衡的。汽車功率行駛平衡方程式： （3-13）與力的平衡處理方式相同，功率平衡方程可用圖解法表示。若以縱坐標表示功率，橫坐標表示車速，將發(fā)動機功率 、汽車經(jīng)常遇到的阻力功率 對車速的關(guān)系曲線繪制在坐標圖上，得到汽車功率平衡圖如圖3-8.圖3-8 汽車功率平衡圖Matlab功率平衡圖程序如下：for ig=5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733 Ua=0.377*r*n/ig/i0; Pe=Mx.*n/9550; plot(Ua,Pe); hold on;endua=0

32、:0.1:max(Ua);Pf=G*f.*ua/3600;Pw=CdA.*ua.3/76140;plot(ua,(Pf+Pw)/eff);hold on;plot(ua,114,-);title(汽車功率平衡圖);xlabel(Ua/(km/h);ylabel(P/kw);gtext(1),gtext(2),gtext(3),gtext(4),gtext(5),gtext(6),gtext(Ff+Fw)/eff);x,y=ginput(1);disp(汽車最高車速);disp(x);disp(Km/h);我們稱為汽車的后備功率。就是說在一般情況下維持汽車的等速行駛所需的發(fā)動機功率并不大，發(fā)動機

33、節(jié)氣門開度較小。當需要爬坡或加速時，駕駛員加大節(jié)氣門開度，使汽車的全部或部分后備功率發(fā)揮作用。因此，汽車的后備功率越大，汽車的動力性越好。利用Matlab繪制的后備功率如下圖（3-9） 圖3-9 汽車后備功率Matlab程序如下：for ig=5.864,3.525,2.11,1.286,1,0.733 Ua=0.377*r*n/ig/i0; Pe=Mx.*n/9550; Pf=G*f.*Ua/3600; Pw=CdA.*Ua.3/76140; Ph=Pe-(Pf+Pw)/eff; plot(Ua,Pe-(Pf+Pw)/eff) hold on;endtitle(汽車后備功率);xlabel(Ua/(km/h);ylabel(Ph/kw);gtext(1),gtext(2),gtext(3),gtext(4),gtext(5),gtext(6);22第4章 發(fā)動機與傳動系部件的確定第4章 發(fā)動機與傳動系部件的確定4.1 發(fā)動機與傳動系部件確定根據(jù)前面的計算，可以確定