法拟合成五次多项式，结果如表2-2所列。
表2-2 由潍柴WD615.50发动机外特性曲线算得的转矩、比油耗特性
转速 Ne/(r/min) 比油耗 Ge/(g/kw.h) 转矩 Te/(N.m) 比油耗特性拟合多项式 946 991 1045 1082 1118 1136 1136 1114 1082 1050 1027 991 950 198 196 194 193 192 190 193 194 195 198 200 207 212 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 be?47.1342(n5n4n3)?368.59()?1143.07()100010001000 n2n?172276.4()?1237.684()?138.5475110001000 转矩特性拟合 多项式 Te??1240.57(n5n4n3)?10479.6()?34534.4()100010001000 n2n?54909.51()?41648.259()?12981.447610001000
2.2 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
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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。各类汽车离合器β的取值范围见表2-3。
表2-3 离合器后备系数β的取值范围 车型 乘用车及最大总质量小于6t的商用车 最大总质量为6～14t的商用车 挂车 后备系数β 1.20～1.75 1.50～2.25 1.80～4.00
根据发动机的最大转矩及上述要求，初步选择东风传动轴有限公司生产，转矩容量为2700N·m的DSP430拉式膜片弹簧离合器。该离合器与潍柴WD615.50匹配时，其后备系数为2.33。
2.3 变速器的选择
由于重型汽车的装载质量大，使用条件复杂，同时，重型货车满载与空载的质量变化极大，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。因为，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，可以提高汽车的加速与爬坡能力；同时也能增加发动机在地燃油消耗率的转速范围工作的机会，可以提高汽车的燃油经济性。目前，组合式机械变速器已经成为重型汽车的主要形式，即以一到两种4～6挡变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同的挡数、不同传动比范围的变速器系列。
根据发动机最大转矩和变速器的I挡传动比，初步选择中国第一汽车集团公司生产的10挡组合式机械变速器，变速器型号：CATS10-130，额定输入转矩为1274N·m，该变速器最高档采用直接挡，传动比范围为1～12.961。变速器
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各挡速比见表2-4。
表2-4 所选变速器各挡速比
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 2.520 Ⅷ 1.196 Ⅸ 1.440 Ⅹ 倒Ⅰ 倒Ⅱ 12.961 9.693 7.370 5.540 3.846 3.370 1.000 12.938 11.301
2.4 传动轴的选型
该车前后轴距较大， 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。十字万向节两轴的夹角?不宜过大，当α由4?增至16?时，滚针轴承寿命将下降至原寿命的1/4。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1-8。
初步选取重庆重型汽车集团传动轴有限责任公司生产的重型汽车传动轴总成，编号为006，工作转矩为15000N·m。
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。绝大多数载货汽车的驱动车
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轮采用非独立悬架，相应的采用非断开式车桥。
现代多桥驱动汽车都采用贯通式驱动桥的布置。
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。
双级主减速器有两集齿轮减速组成，结构复杂、质量大，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大（7.6?i0?12）且采用单级减速器不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上。
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形式为8?4，以及单级减速双联主减速器具有结构简单等诸多优点，又能满足使用要求。所以，选用单级减速双联主减速器。
2.5.3 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13t，最大输入转矩为40000N·m，大于最大的输入转矩1274×12.961N·m=16512.31N·m，主减速器传动比i0=4.875和5.833两种。因车速要求较高，就选i0=4.875计算，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，再进行调整。
第三章 整车性能计算
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