3表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数u a max + e eC D ——空 气 阻 力 系 数 ， 取 C D =0.9； 一 般 中 重 型 货 车 可 取 0.8~1.0； 轻 型 货 车 或 大 客 车0.6~0.8；中小型客车 0.4~0.6；轿车 0.3~0.5；赛车 0.2~0.4。

A ——迎风面积, m 2 ,取前轮距B 1 ×总高 H ， A =2.465 ⨯ 3.53 m 2u a max ——该载货汽车的最高车速， u a max =90km ／h 。

将各值带入式 1-1 得：也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值：比功率 = 1000P max m a =fg C D A 3.600ηT 76.14m a ηT u a max 3（1-2）求得比功率为 6.311kw 。

因此，通过比功率计算得，该汽车选用发动机的功率kw参考日本五十铃、德国奔驰等同类型车型，同时由于该载货汽车要求的最高车速相对较高，因此应使其比功率相对较大，所选发动机功率应不小于 195.61KW ，初步选择发动机的最大功率为 200 kW ；发 动机最大功率时的转速 n p ,初取 n p =2200r/min 。

1.1.2 发动机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，可用下式确定发动机的最大扭矩。

（1-3）式中 T e max ——发动机最大转矩，N.m ；α ——转矩适应性系数， α ＝T e max T pT p ——最大功率时的转矩，N.m ；α 的大小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， α 可参考同类发动机数值 选取，初取 α =1.05；P max ——发动机最大功率，kW ；n p ——最大功率时的转速，r/min 。

所以一般用发动机适应性系数Φ表示发动机适应行驶工况的程度。

Φ=αn pn T，n pn T——转速适应系数，通常取1.4-2.0，以保证汽车具有适当的最低稳定车速。

Φ值越大，说明发动机的适应性越好。

采用Φ值大的发动机可以减少换档次数，减轻司机疲劳、减少传动系的磨损和降低油耗。

初取nT =1450r/min，则n pn T=1.60，。

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之一，因此，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。

为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。

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隙、总搞等）的影响。

表1-2给出了部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。

根据各类汽车的轴荷分配来看，前轴在满载的时候负载在19%~25%，后轴75%~81%。

经计算得到轮胎的最大静负载值为2790*9.8N，根据表1-2选择前轴轮胎规格为11.00R20，轮胎数量为2；第二轴轴轮胎规格为11.00R20，轮胎数量为2；第三轴轮胎规格为11.00R20，轮胎数量为4；第四轴轮胎规格为11.00R20。

所选轮胎的单胎最大负荷28700N，欺压0.74MPa，加深花纹，外直径1090mm。

表1-2大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件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档，若无分动器或轮边减速器，则传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比i0。

主减速比i0是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。

对于载货汽车，为了得到足够的功率储备而使最高车速有所下降，如图1-1中的曲线3所示，i0可按下式选择i0=(0.377~0.472)r r n pu max i gh（1-4）式中，r r—驱动车轮的滚动半径（m），轮胎规格为12.00R20，普通花纹轮胎外直径d=1090mm,,F=3.05,n p——发动机最大功率时的转速，n p=2200r/min;u a max——最高车速，u a max=90km/h;i gh——变速器最高档传动比，i gh=1.0。

所以，初取i0=5.0。

根据所选定的主减速比i0的值，就可基本上确定主减速器的减速型式（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见表1-3。

其中，重型载货汽车的离地间隙要求在230mm-345mm之间。

表1-3汽车驱动桥离地间隙1.4传动系最大传动比的确定= 0.0138⨯ cos16.7 + sin16.7 = 0.301传动系最大传动比为变速器的 I 档传动比 i g I 与主减速比 i 0 的乘积。

i g I 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。

汽车爬陡坡时车速不高，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 e max ⋅ i g I ⋅ i 0 ⋅ηTr r ≥ m a ⋅ g ⋅ ( f ⋅ cos αmax + sin αmax ) = m a ⋅ g ⋅ψ max（１-5）则由最大爬坡度要求的变速器 I 档传动比为i gI ≥ m a ⋅ g ⋅ψ max ⋅ r rT e max ⋅ i 0 ⋅ηT （１-6）式中m a ——汽车总质量， m a =31000kg ；g ——重力加速度， g =9.81m/ s 2 ：ψ max ——道路最大阻力系数，ψ max = ( f ⋅ cos αmax + sin αmax )o or r ——驱 动 车 轮 的 滚 动 半 径 （ m ）， 按 r r ==0.5294mm ；T e max ——发动机最大转矩，N.m ；i 0 ——主减速比， i 0 =5.0；ηT ——传动系传动效率，ηT =0.849。

所以根据驱动车轮与路面附着条件F ⋅ d 2π计 算 ， F=3.05， d=1090mm 所 以 r r T e max ⋅i g I ⋅i 0 ⋅ηTr r≤ G 2ϕ（1-7）求得变速器 I 档传动比为i g I ≤G 2 ⋅ϕ ⋅ r r T e max ⋅i 0 ⋅ηT（1-8）式中G 2 ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷ϕ——道路的附着系数，在良好路面上ϕ取0.8；r r，T e max，i0，ηT——同式（1-6）中的说明。

所以这里将每个驱动承受的质量设为13t综上，初步确定变速器I档传动比。

2.传动系各总成的选型2.1发动机的选型题目要求的发动机最大功率为200kw,最大转矩为911.5N，相应转速为2200rpm，经调查初步选择上海柴油机股份有限公司的型号为6CL320-2的发动机，以及潍坊动力股份有限公司的型号为WD615.56、WD615.50的两款发动机。

图2-1潍坊动力典型发动机参数表2-1上柴6CL320-2参数发动机型号6CL320-2外形尺寸(mm)1363×925×794汽缸数6气门4排量(ml)8820缸径(mm)114行程(mm)144标定功率(kW)235功率转速(r/min)2200扭矩(N.m)1250扭矩转速(r/min)1200最低燃料消耗率(g/kW.h)190净质量(kg)640it itt t单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点是结构简单、主减速器的质量较小、尺寸紧凑，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。

综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动型式为8⨯4，以及单级贯通式主减速器具有结构简单等诸多优点，同时又能满足使用要求。

所以，选用单级减速贯通式驱动桥。

3、驱动桥的选型根据计算的主减速比初步选择重庆红岩汽车车桥厂的单级减速双联驱动桥，产品型号：20048302。

中、后桥均采用铸钢桥壳，中、后驱动桥承载能力均为13吨。

最大输入扭矩40000N.m，大于最大的输入扭矩，主减速器传动比i0=4.875。

3整车性能计算3.1配置上柴6CL320-2发动机时的整车性能计算3.1.1汽车动力性能计算1）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。

汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为：F=F f+F w+F+F j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按下式计算：（3-1）式中F——汽车驱动力，N；T e——发动机转矩，N.m；i g——变速器速比；F=T e⋅i g⋅i0⋅ηTr r（3-2）i0——主减速器速比， 4.875；ηT——传动系效率，ηT=0.849；r r——车轮的滚动半径，m，；F w = C D A ρ u a 2i i 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 （km/h ）为： 式中n ——发动机转速，r/min ； u a = 0.377 nr ri g i 0（3-3）i g ， i 0 ， r r ——同式（1-10）说明。

滚动阻力 F f ：F f = m a g cos α f（3-4）式中 g ——重力加速度， g = 9.81m / s 2；α ——坡道的坡度角， o ；f ——滚动阻力系数，同式（1-1）说明；空气阻力 F w ：1 2（3-5）式中C D ——空气阻力系数，；A ——迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积, A =2.465 ⨯ 3.530 m 2 ；ρ ——空气密度，一般 ρ = 1.2258N .s 2.m -4 ；u a ——汽车行驶速度，m/s 。

若 u a 以 km/h 计，则 F w =坡度阻力 F ：C D A 21.15 u a 2F = m a g sin α（3-6）坡道的坡度为 i 时加速阻力 F j ：α = arctan iF j = δ m adu dt（3-7）式中δ ——汽车旋转质量换算系数， δ 按式 δ = 1+ δ1 + δ2i g 2估算，取 δ1 ≈ δ2 = 0.04 ， i g 为变速器速比；表 3-1 汽车驱动力与行驶阻力计算列表——汽车行驶加速度， m / s 。

t m a ——汽车总质量，；du dt22）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（3-2）可求得汽车的驱动力 F ，由式（3-4）和（3-5）可求得 F f + F w ，再作出汽车的行驶性能曲线。