载货汽车动力匹配和总体设计
汽车发动机动力的匹配及传动系统参数的选择2.
FD1020D6K汽车动力性及传动系统主要参数的确定和选择计算条件：1.设计对象主要是运行于城市及城乡结合部的小型载货汽车2.汽车在满载时、挂直接档在平坦良好路面上用最高车速行驶3.满载总质量m=3300kg 前轴：1115 kg（34%）后轴2185 kg（66%）4.根据前后轴荷分配的情况，选定车轮,车轮胎用6.00-14LT 8层级普通钢丝子午线轮胎5.直接档速比=1, 希望直接档的最高车速V=68km/h 直接档经济车速V＇=50km/h一、汽车发动机动力的选择1.1.后桥主减速器比初步选择对于总重3吨左右的小型载货车而言，使用的柴油发动机多为480或485系列，它们的最高转速在3000-3200，经济转速约为2150，由满载直接档经济车速V＇=50km/h估算=1 ——汽车滚动半径，===；根据公式＝＞= 0.377 n / V＇=5.25选择212加强型后桥，主减速器比=5.375，额定轴荷2500kg1.2在满足上面设定的计算条件下，直接档的最高车速V=68km/h时所需发动机的功率为PP=（+）P ——发动机功率（kw）；——传动系数，4×2单级主减速器=0.86——重力加速度，取=9.8；——滚动阻力系数，对货车取0.021；——空气阻力系数，货车在0.8—1.00之间，取0.9；A——汽车正面投影面积：=2.28m2；V——最高车速 V=68km/h；——汽车总质量=3300kg,P==此时的P为装有全部附件时测得的最大有效功率,约比发动机外特性的最大功率值低12~20%，此处取16%。
则汽车在满载、挂直接档在平坦良好路面上用V=68km/h 车速行使时，所需发动机外特性最大功率为: =P/(1-16%=29.51.2 功率为时的转速n根据直接档最高车速V的值来推算＝＞ n=V*/0.377最高车速V=68km/h——汽车滚动半径，=；——计算常数，子午线胎用3.05，斜交胎用2.99 ；——变速器直接档传动比，；——后桥传动比，；n=68×1×5.375/（0.377×0.324）=29921.3 根据外特性曲线来选定发动机：1.3.1根据直接档V=68km/h时对发动机转速、功率的要求来选择发动机n=2992=29.5常柴CZ480QA发动机外特性曲线的参数符合上述要求1.3.2 发动机在n=2992时还应提供足够的扭矩，才能满足直接档V=68km/h的要求由转矩和功率的关系可知：T=T——发动机在时应提供的扭矩（N m）；n=2992；T ==94 N m查CZ480QA发动机外特性曲线，在n=2992所能提供的扭矩T=95N m，所以发动机提供的扭矩可以满足使用要求。
载货汽车汽车动力总成匹配及总体设计
长春大学课程设计说明书题目名称载货汽车动力总成匹配与总体设计院（系）机械与车辆工程学院课程名称汽车设计班级车辆10401班学生姓名赵阳指导教师王静起止日期2013.12.16~2013.12.27设计要求及参数设计要求：设计一辆用于长途城际运输，最大总质量不超过31t，额定载重为16t，最高车速为100km/h的重型载货汽车（售价不高于对标竞争车型）。
设计参数整车尺寸（长*宽*高）11976mm*2395mm*3750mm轴数/轴距4/（1950+4550+1350）mm额定载质量16000kg整备质量12000kg公路行驶最高车速100km/h最大爬坡度≥30％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u a =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 )761403600(1max 3max max a D a T e u A C u gf m P +≥η （1-1） 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%*95%*98%*96%=84.9%，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=28000kg ；g 是重力加速度，g=9.8m/s 2；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=0.008，参考《汽车设计课程设计指导书》表1-2得；C D 是空气阻力系数，一般中重型货车可取0.8～1.0，这里取C D =0.9；A 是迎风面积（㎡），取前轮距B1*总高H ，A=2.395×3.75㎡。
货车总体设计及各总成选型设计
货车总体设计及各总成选型设计货车总体设计摘要汽车的总体设计是汽车设计工作中最重要的一环，它对汽车的设计的质量、使用性能和在市场上的竞争力有着决定性的影响。
因为汽车性能的优劣不仅与相关总成及部件的工作性能有密切关系，而且在很大程度上还取决于有关总成及部件间的协调与参数匹配，取决于汽车的总体布置。
货车的总体设计主要包括货车的参数确定，发动机和轮胎的选择，总体布置和动力性的计算等一系列重要的步骤。
其中参数的确定又包括了汽车的质量参数，主要尺寸和性能参数的计算等。
而本次课程设计同时应用到了 EXCEL，AutoCAD 等计算机辅助软件，再通过多次校核质心位置和各部分的总成以保证货车的轴荷分配合理。
关键词：货车总体设计；整备质量；动力性；燃油经济性。
第1页货车总体设计第1章1.1 汽车总体设计的特点汽车的总体设计汽车主要在宽度有限的道路上行驶，同时与汽车比较，还有人、自行车、摩托车等弱势群体也在使用同一道路，因此存在交通隐患。
为了在有限的道路上容纳更多的车辆运行，减少交通事故以及从汽车造型和减轻质量等方面考虑，对汽车的外形尺寸需要予以限制。
1.2 汽车总体设计的基本要求(1) 汽车的各项性能、成本等，要求达到企业在商品计划中所确定的指标。
(2)严格遵守和贯彻有关法规、标准中的规定，注意不要侵犯专利。
(3)尽量大可能地去贯彻三化，即标准化、通用化和系列化。
(4)进行有关运动学方面的校核，保证汽车有正确的运动和避免运动干涉。
(5)拆装与维修方便。
1.3 汽车总体设计的一般顺序(1)调查研究与初始决策；其任务是选定设计目标，并制定产品设计工作方针及设计原则，调查研究的内容应包括：老产品在服役中的表现及用户意见；当前本行业与相关行业的技术发展，特别是竞争对手的新产品与新技术；材料、零部件、设备和工具等行业可能提供的条件；本企业在科研、开发及生产方面所取得的新成果等等，它们对新产品设计是很有价值的。
(2)总体方案设计；其任务是根据领导决策所选定的目标及对开发目标制定的工作方针、设计原则等主导思想的设想，因此又称为概念设计或构思设计。
载货汽车的整车性能匹配分析
载货汽车的整车性能匹配分析作者：北汽福田汽车工程研究院吴学华来源：汽车制造业本文借助Cruise软件对某款中型货车进行了整车性能分析，并通过整车动力传动系统的优化匹配分析，为以后同类车型的改进和升级提供了依据。
随着排放法规的日益严格，燃油资源的紧缺，对于汽车的排放和经济性的要求也更加严格。
通常汽车的动力性、经济性和排放性能的评价是在汽车研制过程中由实车进行道路试验和台架试验后得出的。
汽车的动力性和经济性在很大程度上取决于发动机和整车传动系统的匹配是否合理，发动机与传动系统的匹配方案可能有很多种，如果每款方案都经过实车试验，会增加开发费用、延长设计周期，所以，我们有必要在产品开发设计阶段即没有试验样车的情况下，做好整车动力传动系统的匹配分析工作。
动力性和经济性评价指标汽车的动力性常用评价指标为最高车速、加速时间（包括直接档加速时间和原地起步连续换档至某一车速的加速时间）和最大爬坡度等；燃油经济性常用的评价指标有等速行驶百公里燃油消耗量和多工况循环行驶工况的百公里燃油消耗量。
整车性能分析下面以某款中型货车为例进行整车性能匹配分析。
该载货汽车是在已开发的某系列载货车型基础换装发动机及相关配置（离合器、变速箱）后，通过优化设计而成。
借助Cruise软件对该车型进行燃油经济性、动力性分析和评估。
根据载货汽车的整车布置明细建立整车仿真分析模型。
对设计部门提供的整车及部件参数进行完善处理后嵌入整车模型文件展开整车性能分析。
本项目仿真分析车辆载重情况为满载。
整车仿真分析模型如图1所示，基本参数如下：整车外形尺寸（长×宽×高）为8655mm×2482mm×2760mm，轴距4700mm，整备质量5400kg，满载质量12005kg，空气阻力系数0.75，车辆迎风面积5.4m2，发动机排量4.257L，标定功率105kW，标定转速2800r/min，怠速转速750r/min，变速箱各档速比分别为6.515、3.917、2.347、1.429、1.00、0.814、R6.061，主减速器速比为6.33。
汽车动力总成匹配与整体设计设计说明书
合肥工业大学课程设计设计题目：汽车动力总成匹配与整体设计学生姓名：xxx学号：xxxxxxxx专业班级：车辆工程0x-x班指导老师：xxx2011年 12月 27日目录1,设计任务书 (4)2,动力总成匹配方案 (8)3,匹配方案动力性经济性计算 (10)4,匹配方案动力性经济性评价 (19)5,参考文献 (20)1130KR1型载货汽车设计任务书中卡动力匹配方案方案（2）后桥速比可选配：（3）驱动轮轮胎为8.25-20其滚动半径为0.464m，迎风面积为5.575m2,空气阻力系数取为0.85，传动系效率为0.9。
就上述XXX发动机和变速箱速比XXXX及后桥速比XXXX的方案分别进行动力性、经济性计算。
动力总成匹配方案的计算一，发动机功率选择计算计算参数：传动效率 ηT =0.9 汽车总质量 M t =13000KG 最高车速 V max =95km/h(满载) 空气阻力系数 C D =0.85 迎风面积 A=5.575 滚动阻力系数 f=0.02 最大功率P max =3m ax m ax ***1()0.9360076140t D M g f C A V V= 134kw比功率：比功率=m ax1000*tP M =10.3kw/t二，动力性计算设计参数：总质量 M t =13000KG滚动阻力系数 f=0.02 空气阻力系数 C D =0.85主减速比 4.875 传动效率 η=0.9 轮胎滚动半径 r=0.464m 迎风面积 A=5.575 发动机外特性图1，最高车速（1）计算方法：为全面地评价汽车在各个挡位和不同车速下的动力性，需要绘制驱动力——行驶阻力平衡图（动力特性曲线），以便清晰地表明汽车行驶时的受力情况及其平衡关系。
汽车的驱动力（单位为N ）为：t ri i T Ft g tq 0=式中，Ft 为汽车的驱动力；tqT 为对应于每一个汽车转速的汽车转矩；g i为汽车的减速器传动比；0i汽车的主减速器比；ηt 汽车的传动效率；r 汽车的车轮半径；在动力性计算中，目前一般采用稳态工况时发动机台架实验所得到的使用外特性中的功率与转矩曲线（常为采用最小二乘法拟合得到的多项式）。
载货汽车动力总成匹配与总体设计方案
载货汽车动力总成匹配与总体设计方案第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，要求设计的载货汽车最高车速是u a =110km/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)761403600(1max3max maxaD a T e u A C u gfm P +≥η （1-1）式中，max eP 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%*95%*98%*96%=84.9%，传动系各部件的传动效率参考《汽车设计课程设计指导书》表1-1得；a m 是汽车总质量，a m =5000kg ；g 是重力加速度，g=9.8m/s 2；f 是滚动阻力系数，由试验测得，在车速大于100km/h 的情况下不可认为是常数。
取f=0.008，参考《汽车设计课程设计指导书》表1-2得；C D 是空气阻力系数，一般轻型货车可取0.4～0.6，这里取CD=0.5；A 是迎风面积（㎡），取前轮距B1*总高H ，A=1.983×2.221㎡。
22382.4221.2983.15.0m m A C D =⨯⨯=故KW KW P 2.104）11076140221.2983.15.01103600008.081.95000（849.013emax =⨯⨯⨯+⨯⨯⨯≥参考《汽车理论第5版》图3-1，东风汽车公司货车、跃进汽车公司货车、国产微型货车等同类型汽车，在此初步选择汽车发动机的最大功率为130KW 。
1.1.2 发动机的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，可通过下式确定发动机的最大转矩。
pemaxemax n 9549P T α= （1-2）式中，T emax 是发动机最大转矩（N ·m ）；α是转矩适应性系数，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，pemaxT T =α，Tp 是最大功率时的转矩（N ·m ），α可参考同类发动机数值选取，初取α=1.05；Pemax 是发动机最大功率（KW ）;n p 是最大功率是的转速（r/min ）。
载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计
目录设计任务书·------------------------------------------------------[1]第1章汽车的总体设计------------------------------------------- [2]1.1汽车总体设计的特点---------------------------------------[2]1.2布置形式------------------------------------------------- [2]1.3轴数的选择------------------------------------------------[2]1.4-驱动形式轴数的选择---------------------------------------[3] 第2章汽车主要参数的选择及各部件型号的确定--------------------- [3]2.1 汽车主要尺寸参数的确定----------------------------------- [3] 2.2 汽车主要质量参数的确定------------------------------------[4] 2.3 汽车性能参数的确定----------------------------------------[4]2.4 发动机的选择----------------------------------------------[5]2.5、轮胎的选择------------------------------------------------[7]2.6、传动系最小传动比的确定-------------------------------------[8]2.7、传动系最大传动比的确定·----------------------------------[9] 第3章传动系各总成的选型·---------------------------------------[10]3.1、发动机的选型---------------------------------------------[11]3.2、离合器的初步选型-----------------------------------------[12]3.3、变速器的选型---------------------------------------------[11]3.4、传动轴的选型---------------------------------------------[13]3.5、驱动桥的选型----------------------------------------------[14] 设计总结---------------------------------------------------------[15]设计任务书载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计1、整车性能参数设计一辆用于长途运输固体物料或集装箱，载重质量为20t的重型载货汽车。
载货汽车总体布置设计的要素
载货汽车总体布置设计的要素一、前言汽车是一种性能要求高，负荷变化大的运输工具，其使用性能的好坏与各总成本身性能指标有关，但更主要的决定于各总成之间结构特性的协调。
即整车性能的好坏主要取决于总布置设计的合理性，故汽车总体设计是汽车设计中的重要工作环节，它是一项贯穿从商品策划直到汽车投入批量生产为止的整个过程的设计工作，是一个反复协商、调整的过程。
汽车总体布置设计的任务是：根据国家发展汽车工业的方针政策和汽车行业产品发展规划，考虑市场需求和使用单位的要求，参照同级汽车的国内外资料，对设计任务进行研究分析，按所设计汽车的用途、使用条件、经济条件及生产条件，从全局出发正确地选择整车型式及主要技术参数，各总成结构型式及参数，并进行合理布置。
在整个设计流程中，根据商品策划的汽车设计模式，设计流程略有不同。
它可分为：⑴新车开发（指一种全新车型的设计）；⑵改型设计（是指对现有车型的改良换型设计）；⑶局部改动（是指根据产品策划的要求对现生产商品车型进行局部有针对性的改良设计）；⑷微小改进（是指比局部改动变化更小的改良设计）。
其中⑴和⑵都需要进行总体布置设计，两种模式在设计流程上略有不同。
二、总体设计前的准备工作总体布置开始前，策划部门应完成以下一些工作，以便于设计部门顺利开展工作：⑴指定本次设计属于上述4种模式中的哪一种；⑵明确产品开发的目的（面向的用户群、销售地、车辆价格、大小）；⑶产品开发的概念（车型风格、造型设计的方向、装备等）、开发周期、销售量、利益目标；⑷车型的构成；⑸车辆的基本尺寸（总长，总宽，总高，轴距，前悬，后悬，车身内部尺寸，车箱内部尺寸等相关基本尺寸）；⑹车辆的基本构造（发动机、驱动系统、制动系统、车架系统、转向系统、悬架系统、车身及内饰系统和电气系统等）；⑺驱动方式与布置形式（发动机—驱动轮：后轮驱动、前后双驱动、六轮驱动等等，发动机纵置还是横置）⑻车辆的主要性能指标及所需满足的标准等。
最后制定和下达设计任务书及相关资料。
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汽车设计课程设计说明书学院：机械工程学院班级：姓名：学号：目录设计任务书 (3)第1章整车主要目标参数的初步确定 (4)发动机的选择 (4)发动机的最大功率及转速的确定 (4)发动机最大转矩及其转速的确定 (6)轮胎的选择 (7)传动系最小传动比的确定 (8)传动系最大传动比的确定 (10)第2章传动系各总成的选型 (11)发动机的选型 (11)离合器的初步选型 (12)变速器的选型 (14)传动轴的选型 (15)主减速器结构形式选择 (16)驱动桥的选型 (17)第3章整车性能计算 (17)配置潍柴发动机的整车性能计算 (17)汽车动力性能计算 (17)汽车经济性能计算 (20)第4章发动机与传动系部件的确定 (21)参考文献 (23)设计任务书载货汽车动力匹配和总体设计设计一辆用于长途运输固体物料，载重质量20t 的重型货运汽车。
整车尺寸：11980mm×2465mm×3530mm轴数：4；驱动型式：8×4；轴距：1950mm+4550mm+1350mm额定载质量：20000kg整备质量：11000kg公路最高行驶速度：90km/h最大爬坡度：大于30%设计任务：1) 查阅相关资料，根据题目特点，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、驱动桥、车轮匹配和选型；2) 进行汽车动力性、经济性估算，实现整车的优化匹配；3) 绘制车辆总体布置说明图；4) 编写设计说明书。
第1章 整车主要目标参数的初步确定发动机的选择发动机的最大功率及转速的确定汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的最大功率。
设计要求该载货汽车的最高车速是90km/h ，那么发动机的最大功率应该大于等于以该车速行驶时的行驶阻力功率之和，即：)761403600(13max max max a D a a T e u A C u f g m P ⋅+⋅⋅≥η （1-1）式中 max e P ——发动机最大功率，kW ；T η——传动系效率（包括变速器、传动轴万向节、主减速器的传动效率）%9.84%96%98%95%95=⨯⨯⨯=T η，各传动部件的传动效率见表1-1；表1-1传动系统各部件的传动效率a m ——汽车总质量，kg m a 31000=；g ——重力加速度，2/81.9s m g =；f ——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。
轮胎结构、充气压力对滚动阻力系数有较大影响，良好路面上常用轮胎滚动阻力系数见表1-2。
取012.0=f 。
表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数D C ——空气阻力系数，取D C =；一般中重型货车可取~；轻型货车或大客车~；中小型客车~；轿车~；赛车~。
A ——迎风面积)(2m ,取前轮距1B ×总高H ，A =⨯2m m ax a u ——该载货汽车的最高车速，m ax a u =90km ／h 。
故kW kW P e 78.1959076140530.3465.29.0903600012.081.931000849.013max =⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯+⨯⨯⨯≥也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值。
如选取功率为的发动机，则比功率为t kW t kW m P a e /315.6/3100078.19510001000max =⨯= （1-2） 参考日本五十铃、德国奔驰、瑞典斯堪的维亚等国外同类型汽车，其比功率都在6kW/t 以上，即总质量31t 的汽车，其发动机应该具有的功率kW P e 186316=⨯=；再考虑该载货汽车要求具有相对较高的车速，因此初步选择汽车发动机的最大功率为200kW 。
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。
pe e n P T maxmax 9549α= （1-3）式中，maxe T ——发动机最大转矩（N ·m ）；α——转矩适应性系数，α＝pe T T max ；pT ——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=；maxe P ——发动机最大功率，kW ；p n ——最大功率时的转速，r/min ，取p n =2200r/min 。
所以 m N m N T e ⋅=⋅⨯⨯=5.911220020005.19549max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，Tp n n α=Φ。
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。
通常，汽油机取～，柴油机取～，以保证汽车具有适当的最低稳定速度。
初取T n =1300r/min ，则Tp n n 692.113002200==，7769.1692.105.1=⨯=Φ。
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，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、总高等）的影响。
表1-3给出的部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。
通过查阅货车轮胎标准GB2977-2008《载重汽车轮胎规格、尺寸、气压与负荷》和参考同类车型所选轮胎规格，各轴轮胎规格选择如下：前轴轮胎规格为,轮胎数量为2；中间轴轮胎规格为，轮胎数量为2；后轮并装双轴双胎，型号为,轮胎数量为8。
所选轮胎的单胎最大负荷28700N ，气压，加深花纹，外直径1090mm 。
表1-3 大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件5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0i 。
主减速比0i 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，i 可按下式选择iu nr i gha prmax 0)472.0~377.0( （1-4）式中，r r —驱动车轮的滚动半径（m ），所选轮胎规格为的子午线轮胎， 其自由直径d=1090mm ，因计算常数F=(子午线轮胎F=,故滚动半径m mm mm Fd r r 5291.01.5291416.32109005.32==⨯⨯==π；p n 是发动机最大功率时的转速，p n =2200r/min;m ax a u 是最高车速，m ax a u =100km/h ；gh i 是变速器最高档传动比，gh i =。
所以104.6~876.40.19022005291.0)472.0~377.0(0=⨯⨯=i ，初取0.50=i 。
根据所选定的主减速比0i 的值，就可基本上确定主减速器的减速形式（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如表1-4所示。
其中，重型载货汽车的离地间隙要求在230～345mm 之间。
表1-4 汽车驱动桥离地间隙传动系最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的I 档传动比g i I 与主减速比0i 的乘积。
g i 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max 0max max max(cos sin )e g Ta a rT i i m g f m g r ηααψI ⋅⋅⋅≥⋅⋅⋅+=⋅⋅ （1-5）则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为max max 0a rgI e T m g r i T i ψη⋅⋅⋅≥⋅⋅ （1-6）式中 a m ——汽车总质量，a m =31000kg ；g ——重力加速度，g =2s ：max ψ——道路最大阻力系数，max ψ=max max (cos sin )f αα⋅+。
max α——道路最大坡度角，设计要求最大坡度为30%，即坡度角max α为°。
所以 30.07.16sin 7.16cos 012.0max ≈︒+︒⨯=ψrr ——驱动车轮的滚动半径（m ），按2r F dr π⋅=计算，F=，d=1090mm所以 r r =；max e T ——发动机最大转矩，·m ；i ——主减速比，0i =； Tη——传动系传动效率，T η=。
所以 47.12849.00.55.9115291.030.081.931000=⨯⨯⨯⨯⨯≥gI i根据驱动车轮与路面附着条件max 02e g TrT i i G r ηϕI ⋅⋅⋅≤ （1-7）求得变速器I 档传动比为2max 0rg e T G r i T i ϕηI ⋅⋅≤⋅⋅ （1-8）式中 2G ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，初步设计采用双联车桥驱动，每个驱动桥承受的质量为15t ； ϕ——道路的附着系数，在良好路面上ϕ取； r r ，max e T ，0i ，T η——同式（1-6）中的说明。
所以 097.16849.00.55.9115291.08.081.915000=⨯⨯⨯⨯⨯≤gI i综上，初步确定变速器I 档传动比96.12=gI i 。
第2章 传动系各总成的选型发动机的选型根据所需发动机的最大功率和最大转矩及相应转速，初步选择一汽大连柴油机股份有限公司的型号为BF6M1013-28E3的发动机，它的主要技术参数如下表2-1所示。
表2-1 大柴BF6M1013-28E3发动机的主要技术参数离合器的初步选型后备系数β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于1。
β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。
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。
显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使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。