西安交通大学汽车设计课程设计说明书载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计 姓名:班级:学号:专业名称: 指导老师:日期： 2104/12/1题目： 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：11980mmX 2465mm X 3530mm轴数：4； 驱动型式：8X4；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) 编写设计说明书本说明书将从整车主要目标参数的初步确定、传动系各总成的选型、整车性能计算、发动机与传动系部 件的确定四部分来介绍本课程设计的设计过程1. 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：P > -^（ ma - g - f U + C^AU3 ） （1-1）e max a max 76140 a maxT式中 P ――发动机最大功率，kW；emax耳——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）参考传动部件传动效T率计算得：耳T = 95% x95% x 98% x 96%二84.9%，各传动部件的传动效率见表1-1；传动效率（％）95959698表1-1传动系统各部件的传动效率部 件 名 称4-6档变速器辅助变速器（副变速器或分动器）单级减速主减速器传动轴万向节m ——汽车总质量，m =31 000kg （整备质量11 000kg,载重20 000kg）； aa重力加速度， g =9.81m／s2；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f = 0.012表1-2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数轮胎种类滚动阻力系数中重型载货车用子午线轮胎0.007-0.008中重型载货车用斜交轮胎0.010-0.012轻型载货车用子午线轮胎0.008-0.009轻型载货车用斜交轮胎0.010-0.012轿车用子午线轮胎0.012-0.017轿车用斜交轮胎0.015-0.025CD——空气阻力系数，取CD=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0.2~0.4ua maxA ——迎风面积，m2，取前轮距B]X总高H, A =2.465x 3.53 m2该载货汽车的最高车速，u =90km/ha max将各值带入式1-1得:岂沁竺竺心十az36CX)76140= !95^5kW也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值:比功率二1000£ maxma二 fg u3.600q 76.14 m 耳T a Tdu 3a max(1—2)(1—3)式中 Te max发动机最大转矩,N.m；a 转矩适应性系数，a=2—e maxTpTp——最大功率时的转矩,N.m；a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，«可参考同类发动机数值选取，初取a =1.05；Pe max发动机最大功率，kW；求得比功率为6.311kw。
p >6 195 6J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200kW ；发 动机最大功率时的转速np ,初取np =2200r/min1.1.2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QfPT 一9\4\- 曲1 max 一人宀」Tipnp 最大功率时的转速，r/min所以T^m-9549y 口沁""Nn仁知呦2200一般用发动机适应性系数①表示发动机适应行驶工况的程度n n①二a —，—――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n nT T^=L05xL60=1.68①值越大，说明发动机的适应性越好采用①值大的发动机可以减少换档次数，减轻司机疲劳、减n少传动系的磨损和降低油耗初取n =1450r/min，则-p =1.60,T nT1.2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、尺寸及使用条件轮胎it格层数断/N胡应吒压F/1C- KfPd标准鮒用轮憫评通码野花址9. QD-20(9. D0IS0)101314101B】屈(1030)30600225501.9 »6,0 (6.曲7.0(7,7.0真 MT 7.E7. 5CT7.0T 5°10.00-20(10.00R2O}V.2141627810551D67仃幽}J(J73(106£)21600Z40S02531005,3 (6. 6)& 3 (6.7)7.4(7.7>7.S7u5¥ 乩 08.0V 8,00V11. D0-2Q(11.0CE20}1416293108 &11(1090}1105(1095)26230ZS700G. 3 (B. 7>7.4(7. 7)8.0BL MV S. 5 氐50V氐旨V1.Z D0-20(12.00R20)is1B3151145(1135)3063032700fi. 7(". 0)几4⑺打£.5B. 50V9.00V1^00-2-4(13. OOR34)1631512251M7347006,7 (7.0}5,5B. SIT9.00V1.3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i。
主减速比i是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定0 0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，i可0按下式选择i = (0.377 〜0.472) r 叶o U imax gh(1—4)式中，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,巴一竺叫*2 兀 2x3 J 416r发动机最大功率时的转速，n =2200r/min;pu 最 高车速，u =90km/h;a max a maxi ——变速器最高档传动比，i =1.0o gh gh所以i ,-(0.377-0.472jx0.5291X2200Wxl.O-^4.876-6初取釘5・°o根据所选定的主减速比0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為地间隙/ aa.桥牢1 2 1 9 0小塑1 2 2 3 01 3 0 - 3 & 0载赏汽车1 9 G 7 2 0中坦210-2752^0-315越野汽书2 2 Q-J & U中墜、鱼樂2^0 — 40 0小塑1^0-220中坦.丈坦210-2901.4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i与主减速比i的乘积。
g I 0i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 g1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 - i - i F-emax__gi__0 匸 > m - g - (f - cos a + sin a )二 m - g .屮 (1-5)r a maxrmaxamax则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为:、m - g •屮-ri > a max /(1 -6)g T - i -ne max 0 T式中 m ——汽车总质量，m =31000kg；a ag——重力加速度，g =9.81m/ s 2:屮 一一道路最大阻力系数，屮 二(f - cos a + sin a )max max max max0.0138 x cosl6.7° + sinl6.7° = 0.301F. dr ——驱动车轮的滚动半径(m)，按r = 计算，F=3.05, d=1090mm所以r =0.5294mm；r r 2兀 rT ——发动机最大转矩，N.m；e maxi 主减速比，i =5.0；0 0传动系传动效率，n t =°・849。
所以31000x9.81 沁 301x0.52.9791L5K5X0.849-J2.48根据驱动车轮与路面附着条件(1-7)t - i - i -n --~e max gI 0 T -< G申r 2r求得变速器I档传动比为(1-8).‘ G 叩-ri < 2 ~g1 T - i -n e max 0式中G2——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷P ――道路的附着系数，在良好路面上申取0.8；r，T ，i，n——同式(1-6)中的说明 r e max 0 T所以13(X)0x9.81x0.8x0.5291911.5x5x0.84913.951这里将每个驱动承受的质量设为13t综上，初步确定变速器 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★竽 T总chndual PB「ann頑Modfll WDG1ET?PeCylinder NusnberB0f&TStruk&'miTi)DispiacenentRat&d Pawer(KW)Rotate sp&ed(r.''min)Max TcirqueiNnr.)Max Torcide.1' Speed (r/nniniMir Fuel CDRBumptnr wt Full Load：g^W.li)Emissior 呂tsindard3urb WeightfKG}WD61E.63. WD61556. IA，D61£.6C6126^1309.72&176. 193 20622001000.1100. 11601400- 160D. 1300-1800, 11M-16O0s19&Euro II375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)1363X925X794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)640排放标准(TAS)国II匹配车型客车、货车将三个型号发动机主要参数集中在表2-2中，以及外特性曲线:表 2-2 所选发动机的主要技术参数机型WD615.56WD615.506CL320-2缸径/行程（mm）126/130126/130114/144排量（L）9.7269.7269.0额定功率（kW）193213235额定转速（r/min）220022002200最大转矩（N.m）110011601250最大转速（r/min）1300-16001100-16001300-1500最低燃油消耗率（g/kW.h）< 198< 198< 198满足排放标准欧II欧II欧II2.2离合器的初步选型 根据发动机的最大转矩，可为该重型载货汽车初步选定离合器 离合器生产企业：东风传动轴有限公司 离合器型式： 拉式膜片弹簧离合器型号/规格： DSP430转矩容量： 2700N.m该离合器： 与WD615.56匹配时，其后备系数为2.45；与WD615.5匹配时，其后备系数为2.33；与6CL320-2匹配时，其后备系数为2.13。
2.3 变速器的选型重型货车需要多档变速器，用于适应复杂多变的使用条件，且易于保证重型汽车具有良好的动力性 经济型、加速性前，组合式机械变速器已成为重型汽车的主要形式，即，以一到两种4〜6档变速器为 主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同档数不同传动比范围的变速器系列根据发动机最大转矩911.5N和变速器的一档传动比5.0，初步选择中国第一汽车集团公司生产的10 档组合式机械变速器，变速器型号：CATS10-130,额定输入扭矩为1274N.m,该变速器最高档采用直接档, 传动比范围为12.961变速器各档速比见表2-3表2-3所选变速器格档速比12345678910倒1倒212.9619.6937.3705.5403.8463.372.5201.9161.4401.0002.93811.3012-4 传动轴的选型该车前后轴距较大，为了提高传动轴的临界转速，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，需加设安装在车架横梁上的中间支承，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窜动和车架等变形所引起的位移橡胶弹性元件 能吸收传动轴的振动，降低噪声。
这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主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初步采用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工作扭矩为：15000N.m2-5 驱动桥的选型驱动桥处于传动系的末端，其基本功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、右驱动车轮具有差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架之间的铅垂力、纵向力和 横向力1、驱动桥结构型式和布置型式的选择驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式相关绝大多数载货汽车的驱动车轮采用非独立悬挂，相 应地采用非断开式驱动桥现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置形式在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，且相邻两桥的传动轴是串联 布置的其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结 构，减少了体积和质量，成本较低2、主减速器结构型式选择减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得主减速比i0的大小及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数目及减速型式等。
双级主减速器有两级齿轮减速组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大（7.6气＜ 12）且采用单级减速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型式为8x4，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入扭矩中、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，大于最大的输主减速器传动比i； =4・8753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和空气阻力F，加速时会受到加速阻力J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:(3—1)发动机在转速n下发出的转矩T经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力F按下式计算：e trri • •T - i - i fF 二 eg 0 T (3—2)t rr式中 F——汽车驱动力，N；tT ——发动机转矩，N.m；ei ——变速器速比；gi ——主减速器速比， 4.875；0耳——传动系效率，―二0.849 ；T Tr——车轮的滚动半径，m， ；r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 (km/h)为:a(3—3)u 二 0.377 借a i ig o式中 n 发动机转速，r/min；i , i , r 同式（ITO）说明。
g 0 r滚动阻力F :fF = m g cos a f （3—4）f a式中 g ——重力加速度，g二9.81m/s2 ；a——坡道的坡度角，；f ――滚动阻力系数，同式（1-1）说明；空气阻力F:wF =-C Apu 2 （3-5）w 2 D a式中 C ――空气阻力系数， ；DA ――迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，A =2.465X 3.530 m2 ；p 空气密度，一般 P= 1.2258N.s2.m-A ；u 汽车行驶速度，m/sa、 厂 C A若 u 以 km/h 计，则 F =^~D u 2 a w 21.15 a坡度阻力F:i(3-6)F = m g sin aa 二 arctan ii a坡道的坡度为i时加速阻力F .：j(3-7)式中 8 ——汽车旋转质量换算系数，8按式8 = 1 + 8 +8 i 2估算，取8 = 0.04，i为变速1 2 g 1 2 g器速比；m ――汽车总质量， ；adu ,――汽车行驶加速度，m / s2 dt2）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 ，由式e（3-2）可求得汽车的驱动力F，由式（3-4）和（3-5）可求得F + F，再作出汽车的行驶性能曲线。
t f w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一档i 二 12.961g 1车速 u （km/h）a3.54567n （r/min）1108.01266.31582.91899.52216.1F （kN）t128.8128.6115.0113.3105.0F + F （N）f w3536.13537.53540.93544.93549.7二档i 二 9.693g 2车速 u （km/h）56789an （r/min）1183.81420.61657.31894.12130.9F （kN）t93.395.590.084.782.0F + F （N）f w3540.93544.93549.73555.33561.6三档i 二 7.370g 3车速 u （km/h）678911an （r/min）1080.11260.11440.21620.21980.2F （kN）t64.271.272.570.063.3F + F （N）f w3544.93549.73555.33561.63576.4四档i — 5.54g 4车速 u （km/h）810121416an （r/min）1082.61353.21623.81894.52165.1F （kN）t48.355.8952.548.346.7F + F （N）f w3555.33568.63584.93604.13626.3五档i — 3.846g 5车速 u （km/h）1114172023an （r/min）1033.41315.21597.01878.82160.7F （kN）t33.038.235.833.332.5F + F （N）f w3576.43604.13638.53679.63727.3六档i — 3.370g 6车速 u （km/h）1316202326an （r/min）1070.11317.01646.31893.32140.2F （kN）t30.032.529.729.228.3F + F （N）f w3594.13626.33679.63727.33781.7七档车速 u （km/h）1822263035n （r/min）1108.01354.21600.41846.62154.4i 二 2.520g 7F (kN)t22.025.825.023.321.7F + F (N)f w3651.53710.73781.73864.63984.9八档i 二 1.916g 8车速 u （km/h）2330354045an (r/min)1076.41404.01638.01872.02106.0F (kN)t11.313.015.018.818.7F + F (N)f w3727.33864.63984.94123.64280.9九档i 二 1.440g 9车速 u (km/h)3040455060an (r/min)1055.21406.91582.81758.72110.4F (kN)t9.714.713.313.211.5F + F (N)f w3864.64123.64280.94456.64863.6直接档i —1.0g 10车速 u (km/h)4560708090an (r/min)1099.21465.61709.81954.12198.3F (kN)t8.39.89.08.38.0F + F (N)f w4280.94863.65344.65899.66528.6表3-2 不同坡度时的坡度阻力坡度 i — tan a ( %)369121518坡度阻力F （N）i9119.218213.927259.836233.345111.857405.8坡度 i — tan a ( %)212427303336坡度阻力f（N）i6254.370971.079271.187385.395301.3103008.0将各档驱动力Ff随车速代的变化关系和不同坡度'时的Ff + Fw + F•随代的变化关系画在同一张图上，则形成汽车的行驶性能曲线。
发动机6CL320-2与变速器CATS10-130 （最高档为直接档）和单级 减速双联驱动桥（主减速比为4.875）匹配使用时的行驶性能曲线见图3-1由汽车的行驶性能曲线可知 该车的最高车速、最大爬坡度、档位的使用情况及各档位某车速的爬坡能力由图3-1可知该车的最高车速为92km/h （与发动机最大额定转速相对应）；由图3-1可计算一档最大爬坡度:一档时汽车能克服的最大行驶阻力为Ff ^7260N，对应的最大爬坡阻力为; —-- ，由 F = m g sin a 得 a = arcsin(—,i a m ga所以，a max 冏心J =岚呱翔黴广®31a3）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(3—8)F - F - F 或 F = 6 - m - a = F — F — F，由此可得 a = —t f Wj a t f W 6 - ma(3—9)式中5 —汽车旋转质量换算系数，5按式6= 1弋十吩估算’取9汽二°.°4'i为变速器g速比;F、F、F、m如前所述t f W adu 7 1 7 ft 7 f “ 2 1 7由 a = a ^得 dt = du ， t = dt = du dt a a o u1 a a(3—10)通过上式可求得汽车从初始车速ui全力加速到u的加速时间t。
由式（3-9）、（3-10）和汽车的行驶性能曲线可以作出各档加速时间曲线和连续换档加速时间曲线计算数据见表3-3表 3-3 汽车连续换档加速时间曲线计算列表一档i 二 12.961gi车速 u (km/h)3.54567aF (kN)t128.8128.6115.0113.3105.0F + F (N)f w3536.13537.53540.93544.93549.788 = 1+8 +8 i 2 = 1 + 0.04+0.04x 12.9612 = 7.761 2 ga ( m / s 2)0.5210.5200.4630.4560.422二档i 二 9.693g 2车速 u (km/h)56789aF (kN)t93.395.590.084.782.0F + F (N)f w3540.93544.93549.73555.33561.688 = 1+8 +8 i 2 = 1 + 0.04+0.04x9.6932 = 4.801 2 ga ( m / S 2 )0.6030.6180.5810.5450.527三档i 二 7.370g 3车速 u (km/h)678911F (kN)t64.271.272.570.063.3F + F (N)f w3544.93549.73555.33561.63576.488 = 1+8 +8 i 2 = 1 + 0.04+0.04x7.3702 = 3.2131 2 ga ( m / s 2)0.6090.6790.6920.6670.600四档i = 5.540g 4车速 u (km/h)810121416aF (kN)t48.355.8952.548.346.7F + F (N)f w3555.33568.63584.93604.13626.388 = 1+8 +8 i 2 = 1 + 0.04+0.04x5.542 = 2.2681 2 ga ( m / s 2)0.6360.7440.6960.6360.613五档i =3.846 g 5车速 u (km/h)1114172023aF (kN)t33.038.235.833.332.5F + F (N)f w3576.43604.13638.53679.63727.388 = 1+8 +8 i 2 = 1 + 0.04+0.04x3.8462 = 1.6321 2 ga ( m / s 2)0.5810.6840.6360.5860.569车速 u (km/h) a 1316202326图3-2 6CL320-2发送机用于货车的加速度曲线OS30 3Q 40 50 60 TO &0 90 100^a/tkmZh}. • L ・*^ ■ - 一- x _■>. «■< . . d ■ ■ d ■■■■ r . h ■ ■ r- — ■ . t* r■ - >s 专 f图3-3 6CL320-2发动机用于货车的加速度倒数曲线图3-4 6CL320-2发动机用于货车的加速时间曲线同理，可以求出用WD615.56、WD615.50两款发动机是汽车的性能曲线。
3.1.2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Q (L/100km )为s(3—11)式中 p――汽车以车速u等速行驶时用于克服滚动阻力和空气阻力，发动机所消耗的功率,a1 1 zm - g - f -u C - A-u 3p — (P + P ) — (—a a + D l )， kW；n f W 耳 3600 76140T T耳 传动系效率，耳二0.849 ；T Tm 汽车总质量，m = 32000kg ；a af，c，A――同式(1-1)说明；Dg ——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;e汽车车速，km/h；Pg ——燃油的重度，柴油取7.94~8.13N/L,取pg =8.04 N/L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3-4）忖4百 33.17 4氐％ 础」21E 呂二二=呼图3-4配置6CL320-2发动机时汽车各档位的等速百公里燃油消耗曲线JQO■从图3-2中可以看出随车速的提高，汽车的等速百公里油耗增大；在常用车速46.46~63.32km/h,以直接档行驶时燃油消耗率较低，为32.4 L/100km；车速在33.17~46.46 km/h，以九档行驶时燃油经济性较好；车速在24.68~33.17 km/h，以八档行驶时燃油经济性较好；车速在19.45~24.68 km/h，以七档行驶时燃油经济性较好；该车以最高车速92km/h等速行驶时燃油消耗率最高，为43.86 L/100km；该车的等速百公里最低燃油消耗率为27 L/100km，对应车速为3.5km/ho注：配置WD615.56和WD615.50两款发动机的性能计算同理，这里略。
4・发动机与传动系部件的确定1•变速器CATS10-130（最高档为直接档）、单级减速双联驱动桥（主减速比为4.875）与上柴6CL320-2 匹配使用时，汽车的最高车速为92km/h,最大爬坡度为45%，从一档起步连续换档加速到75km/h的加速 时间为254.3s;2.变速器CATS10-130、单级减速双联驱动桥与潍柴WD615.56匹配使用时，汽车的最高车速为90km/h, 最大爬坡度为38.1%，从一档起步连续换档加速到最高车速75km/h,需要306.1s；3相比之下，变速器CATS10-130、单级减速双联驱动桥与WD615.50匹配使用时，汽车的最高车速为 91.2km/h,最大爬坡度为35.1%，从一档起步连续换档加速到75km/h的加速时间为284.3s三种匹配情况下的整车性能比较见表4-1表4-1选择不同发动机时的整车性能比较整车主要性能发动机型号最高车速ua/ (km/h)最大爬坡度i /%一档起步加速到最高车速的加速时间t/s以常用车速等速行驶时百 公里燃油消耗量Qs(L/100km)上柴 6CL320-29245.0254.332.4潍柴 WD615.569033.4306.131.8潍柴 WD615.5091.235.1284.331.5可见，选用上柴6CL320-2时，整车的爬坡性能、加速性能有了显著的提高，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90km/h的设计要求。
最后确定的发动机和传动系各部件见表4-2表4-2发动机和传动系各部件选型部件发动机离合器型号上柴 6CL320-2DSP430主要技术参数最大功率及转速 235kW/ (2200r/min)转矩容量 2700N.m变速器传动轴CATS10-130重型汽车传动轴006额定输入扭矩 1274N.m工作扭矩 16500N.m驱动桥重庆红岩单级减速双联驱动桥20048302额定输入扭矩 16520N.m图4-1整车总体布置草图c—C。