貨車總體設計 - 24

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1、貨車總體設計（ =1000kg， =0.02，=100km/h） 沈航北方科技學院 課程設計說明書 課程名稱 貨車總體設計 教 學 部 機械工程系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化（汽車工程方向） 班 級 B042141 學 號 B04214124 學生姓名 王文博 指導教師 王志中

2、 2013年12月 32 沈航北方科技學院 課程設計任務書 教 學 部 機械工程系 專業(yè) 機械設計制造及其自動化（汽車工程） 課程設計題目 貨車總體設計（me =1000kg；v amax= 100km/h fr = 0.02） 班級 B042141 學號 B04214124 姓名 王文博 課程設計時間: 2013 年 11 月25日至 2012 年 12 月 13 日 課程設計的內容及要求：

3、 （一）主要內容 1．查閱資料、調查研究、制定設計原則 2．選擇整車和各總成的結構型式及主要技術特性參數(shù)和性能參數(shù)，形成一個完整的整車概念。選型過程中要進行必要的計算，并繪制總布置草圖，以檢驗所選擇的總成能否滿足選型時確定的整車性能和尺寸要求。 3．汽車主要技術參數(shù)的確定 （1）汽車質量參數(shù)的確定：汽車裝載質量、整車整備質量、汽車總質量、汽車軸數(shù)和驅動型式、汽車的軸荷分配。 （2）汽車主要尺寸參數(shù)的確定：汽車軸距、汽車的前后輪距、汽車的前懸和后懸、汽車的外廓尺寸。 （3）汽車主要性能參數(shù)的確定：汽車動力性能參數(shù)（汽車最高車速 vamax、加速時間、最大爬坡度 i

4、max、直接檔最大動力因數(shù) D0max、Ⅰ檔最大動力因數(shù) DⅠmax） 、燃料經(jīng)濟性參數(shù)、通過性參數(shù)、制動性參數(shù)、操縱穩(wěn)定性參數(shù)、行使平順性參數(shù)。 4．繪制總布置圖 （1）明確繪制總布置圖的基準； （2）標注主要結構尺寸和裝配尺寸。 （二）基本要求 1．繪制汽車的總布置圖，0 號圖紙一張。 2．編寫設計說明書，設計說明書應包括以下內容： （1） 汽車形式的選擇； （2）汽車各總成的選擇； （3）汽車主要技術參數(shù)的確定； （4）汽車主要性能的計算；包括：汽車動力性、經(jīng)濟性、操縱穩(wěn)定性等。 （5）參考文獻。 3. 設計進度與時間安排： （1）明確任務，

5、分析有關原始資料，復習有關講課內容及熟悉參考資料0.5周； （2）設計計算，1.0 周； （3）繪圖，1.0 周； （4）編寫說明書、答辯，0.5 周。 4.注意事項： （1）為保證設計進度及質量，設計方案的確定、設計計算的結果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制總布置圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 （三）主要參考文獻

6、 1．成大先 機械設計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設計 機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論 機械工業(yè)出版社 （四）評語

7、

8、 （五）成績 本課程設計的成績按優(yōu)秀、良好、中等、及格、不及格五級評定，根據(jù)課設工作態(tài)度、出勤情況、設計方案、性能計算、圖紙質量、說明書質量、答辯情況等綜合評定每個同學的課程設計成績。 指導教師 年 月 日 負責教師 年 月 日 目錄 1. 汽車形式的選擇 1 1.1汽車質量參數(shù)的確定 1 1.1.1汽車載人數(shù)和裝

9、載質量 1 1.1.2整車整備質量確定 1 1.1.3汽車總質量 1 1.2汽車輪胎的選擇 2 1.3駕駛室布置 3 1.4驅動形式的選擇 4 1.5軸數(shù)的選擇 4 1.6貨車布置形式 4 1.7外廓尺寸的確定 4 1.8軸距L的確定 5 1.9前輪距B1和后輪距B2 5 1.10前懸LF和后懸LR 5 1.11貨車車頭長度 5 1.12貨車車箱尺寸 6 2. 汽車發(fā)動機的選擇 7 2.1發(fā)動機最大功率 7 2.2發(fā)動機的最大轉矩及其相應轉速 8 2.3選擇發(fā)動機 8 3. 傳動比的計算和選擇 10 3.1驅動橋主減速器傳動比的選擇 10 3.2變速器傳

10、動比的選擇 10 3.2.1變速器頭檔傳動比的選擇 10 3.2.2變速器的選擇 11 4. 軸荷分配及質心位置的計算 12 4.1軸荷分配及質心位置的計算 12 5. 動力性能計算 17 5.1驅動平衡計算 17 5.1.1驅動力計算 17 5.1.2行駛阻力計算 17 5.1.3汽車行駛平衡圖 18 5.2動力特性計算 19 5.2.1動力因數(shù)D的計算 19 5.2.2行駛阻力與速度關系 19 5.2.3動力特性圖 20 5.2.4汽車爬坡度計算 20 5.2.5加速度倒數(shù)曲線 21 5.3功率平衡計算 24 5.3.1汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率 2

11、4 5.3.2汽車行駛時，所需發(fā)動機功率 24 5.3.3功率平衡圖 25 6. 汽車燃油經(jīng)濟性計算 26 7. 汽車不翻倒條件計算 27 7.1汽車滿載不縱向翻倒的校核 27 7.2汽車滿載不橫向翻倒的校核 27 7.3汽車的最小轉彎直徑 27 總 結 29 參考文獻 30 附錄 31 參考車型時代 小卡之星BJ1032V3JB3.A輕卡基本參數(shù) 31 摘要 根據(jù)本次課程設計的任務，完成了任務書上所要求的貨車的總體設計。 本次課程設計為載重量1噸的輕型貨車的設計，首先對汽車的形式進行了確定，其中包括汽車外尺寸的設計，質量參數(shù)的確定，輪胎，軸數(shù)，驅動形式以

12、及布置形式的選擇。其次，以汽車的最高車速和總質量選擇了汽車的發(fā)動機。查資料確定了汽車的整體結構，包括車身，車廂，車頭的選擇。有輪距，軸距的確定等。在確定了發(fā)動機之后，計算了車的傳動比，選擇了變速箱，計算汽車的動力特性，包括了驅動力與阻力的平衡，動力因數(shù)，加速度，加速時間的確定。然后計算了汽車的燃油經(jīng)濟性問題。完成了汽車的設計。 關鍵詞：總體設計，軸荷分配，動力性，燃油經(jīng)濟性。 第1章 汽車形式的選擇 1.1汽車質量參數(shù)的確定 汽車質量參數(shù)包括整車整備質量、載客量、裝載質量、質量系數(shù)、汽車總質量、載荷分配等。 1.1.1汽車載人數(shù)和裝載質量 汽車的載荷質量是指汽車在良好路面

13、上所允許的額定裝載質量。 汽車載客量：2人 汽車的載重量：me=1000kg 1.1.2整車整備質量mo確定 整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具，備胎等），加滿燃料、水、但沒有裝貨和載人時的整車質量。 質量系數(shù)ηmo是指汽車載質量與整車整備質量的比值，ηmo= m0me/m0。根據(jù)表1-1 表1-1 貨車質量系數(shù)ηmo 總質量ma/t ηmo 貨車 1.8＜ma≤6.0 0.8～1.1 6.0＜ma≤14.0 1.20～1.35 ma≥14.0 1.30～1.70 本車型為輕型貨車，1.8＜ma≤6.0，故取ηmo=0.8 根據(jù)公式ηmo= m

14、e/m0 ；mo= me/ηmo=1000/0.8=1250kg 1.1.3汽車總質量ma 汽車總質量ma是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。 ma= mo+ me+2×65kg （1.1） 式中：ma——汽車總質量，kg； mo ——整車整備質量，kg； me——汽車載質量，kg； 根據(jù)公式（2.1）可得： ma= mo+ me+2×65kg=1000+1250+2×65=2380kg 汽車總質量：2380 kg 1.2汽車輪胎的選擇 表1-2 各類

15、汽車軸荷分配 滿 載 空 載 前 軸 后 軸 前 軸 后 軸 商 用 貨 車 4×2后輪單胎 32%～40% 60%～68% 50%～59% 41%～50% 4×2后輪雙胎，長、端頭式 25%～27% 73%～75% 44%～49% 51%～56% 4×2后輪雙胎，平頭式 30%～35% 65%～70% 48%～54% 46%～52% 6×2后輪雙胎 19%～25% 75%～81% 31%～37% 63%～69% 根據(jù)表1-2，本車型為4×2后輪雙胎，平頭式，故暫定前軸占32%，后軸占68%，則： 前輪單側： 后

16、輪單側： 其中為輪胎所承受重量。 根據(jù)GB9744一1997可選擇輪胎如表1.3表1.4所示 表1-3 輕型載重普通斷面斜膠輪胎氣壓與負荷對應表 負荷，kg 氣壓 kPa 輪胎規(guī)格 250 280 320 350 390 420 460 490 530 560 6.00.14LT S 500 540 580 [6] 620 655 685 [8] . . . . 根據(jù)，選擇輪胎型號6.00.14LT，氣壓：390kPa，層級：8。 輪 胎 規(guī) 格 基本參數(shù) 主 要 尺 寸，mm 允

17、 許 使 用 輪 輞 層 級 標 準 輪 輞 新 胎 充 氣 后 輪胎最大只用尺寸 雙胎最小中心距 斷面寬度 外直徑 負荷下靜半徑 斷 面 寬 度 外 直 徑 公路花紋 越野花紋 6.00.14LT 6,8 4.5J 170 680 . 324 184 707 196 4J 5J 表1-4 輕型載重普通斷面斜交線輪胎 1.3駕駛室布置 載貨車駕駛室一般有長頭式、短頭式、平頭式三種。 平頭式貨車的主要優(yōu)點是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能良好，汽車整備質量小，駕駛員視野得到明顯的改善，平頭汽車的面

18、積利用率高。 短頭式貨車最小轉彎半徑、機動性能不如平頭式貨車，駕駛員視野也不如平頭式貨車好，但與長頭式貨車比較，還是得到改善，動力總成操作機構簡單，發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛員的影響與平頭貨車比較得到很大改善，但不如長頭式貨車。 長頭式貨車的主要優(yōu)點是發(fā)動機及其附件的接觸性好，便于檢修工作，離合器、變速器等操縱穩(wěn)定機構簡單，易于布置，主要缺點是機動性能不好，汽車整備質量大，駕駛員的視野不如短頭式貨車，更不如平頭式貨車好，面積利用率低。 綜上各貨車的優(yōu)缺點，本車選用平頭式，該布置形式視野較好，汽車的面積利用較高，在各種等級的載重車上得到廣泛采用。 1.4驅動形式的選擇

19、 汽車的驅動形式有很多種。汽車的用途，總質量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅動形式的主要因素。本車采用普通商用車多采用結構簡單、制造成本低的42后雙胎的驅動形式。 1.5軸數(shù)的選擇 汽車的總質量和道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結構等對汽車的軸數(shù)有很大的影響。總質量小于19噸的商用車一般采用結構簡單、成本低廉的兩軸方法,當汽車的總質量不超過32t時，一般采用三軸；當汽車的總質量超過32t時，一般采用四軸。故本車軸數(shù)定為兩軸。 1.6貨車布置形式 汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋和車身的相互關系和布置而言。汽車的使用性能取決于整車和各總成。其布置的形式也對使用性能

20、也有很重要的影響。 本車為平頭貨車，發(fā)動機前置后橋驅動。 1.7外廓尺寸的確定 GB1589—1989汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車、整體式客車總長不應超過12m，不包括后視鏡，汽車寬不超過2.25m；空載頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；根據(jù)課設要求，并參考同類車型時代 小卡之星BJ1032V3JB3.A輕卡，本車的外廓尺寸如下：5060×1730×2045（mm*mm*mm）。 1.8軸距L的確定 軸距L對整車質量、汽車總長、汽車最小轉彎半徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。考慮本車設計要求和表3-1推薦，根據(jù)汽車總質量2380kg，并參考同類車型時代 小卡之星BJ1032V3

21、JB3.A輕卡，軸距L選為2850 mm。 表3-1各型汽車的軸距和輪距 類別 軸距/mm 輪距/mm 4×2貨車 1.8～6.0 2300～3600 1300～1650 6.0～14.0 3600～5500 1700～2000 1.9前輪距B1和后輪距B2 在選定前輪距B1范圍內，應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動空間間隙。在確定后輪距B2時，應考慮車架兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應留有必要的間隙。根據(jù)表3.1，并參考同類車型時代 小卡之星BJ1032V3JB3.A

22、輕卡，前輪距B1=1345mm　后輪距B2=1240mm。 1.10前懸LF和后懸LR 前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長度、下車和上車的方便性以及汽車造型等均有影響。初選的前懸尺寸，應當在保證能布置總成、部件的同時盡可能短些。后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨廂長度、汽車造型等有影響，并決定于軸距和軸荷分配的要求。總質量在1.8～14.0t的貨車后懸一般在1200～2200mm之間。參考同類車型時代 小卡之星BJ1032V3JB3.A輕卡，并根據(jù)本車結構特點確定前懸LF：906mm 后懸LR：1304mm。 1.11貨車車頭長度 貨車車頭長度系指從汽

23、車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。參考時代 小卡之星BJ1032V3JB3.A輕卡，本車車頭長1500mm 1.12貨車車箱尺寸 參考時代 小卡之星BJ1032V3JB3.A輕卡，考慮本車設計要求，確定本車車箱尺寸： 3300mm×1610mm×360mm。 第2章 汽車發(fā)動機的選擇 2.1發(fā)動機最大功率 當發(fā)動機的最大功率和相應的轉速確定后，則發(fā)動機最大轉矩和相應轉速可隨之確定，其值由下面公式計算： （2.1） 式中：——最大功率，kw； ——傳動效率，取0.9； ——重力加速度，

24、取10m/s2； ——滾動阻力系數(shù)，取0.02； ——空氣阻力系數(shù)，取0.8； ——汽車正面迎風面積，，其中為前輪距（見第三章），為汽車總高（見第三章） ； =1.345×2.045=2.75 m2； ——汽車總重,kg； ——汽車最高車速,km/h。 根據(jù)公式（2.1）可得： = 考慮汽車其它附件的消耗，可以在再此功率的基礎上增加12％～20％即在58.9～63.11kw選擇發(fā)動機。 2.2發(fā)動機的最大轉矩及其相應轉速 當發(fā)動機的最大功率和相應的轉速確定后，則發(fā)動機最大轉矩和相應轉速可隨之確定，其值由下面公式計算：

25、 α （2.2） 式中：α——轉矩適應系數(shù)，一般去1.1～1.3，取1.1 ——最大功率時轉矩，N?m ——最大功率，kw ——最大功率時轉速，r/min ——最大轉矩，N?m 其中，/在1.4～2.0之間取。這里取1.7 根據(jù)公式（2.2） =/1.7=3200/1.7=1800r/min 2.3選擇發(fā)動機 根據(jù)上述功率及發(fā)動機的最大轉矩，選定CY4100Q： 表2-1 CY4100Q主要技術參數(shù) CY4100Q主要技術參數(shù) ? 型??? 號： ?

26、CY4100Q ? 形??? 式： ?立式直列、水冷、四沖程、自然吸氣 ? 氣 缸 數(shù)： ?4—100×118 ? 工作容積： ?3.707 ? 燃燒室形式： ?直噴四角型燃燒室 ? 壓 縮 比： ?17:1 ? 額定功率/轉速： ?66/3200 ? 最大扭矩/轉速： ?230/1800 ? 標定工況燃燒消耗率： ? ? 全負荷最低燃油消耗率： ?≤228 ? 最高空載轉速： ?3520 ? 怠速穩(wěn)定轉速： ?700.750 ? 機油消耗率： ?≤1.2 ? 工作順序： ?1.3.4.2 ? 噪聲限制： ?116 ? 煙??? 度：

27、 ?≤3.5 ? 排放標準： ?歐Ⅰ ? 整機凈質量： ?168.8 ? 外形參考尺寸： ?679×462×600 發(fā)動機外特性曲線如圖 2-1所示： 圖2-1 發(fā)動機外特性曲線 第3章 傳動比的計算和選擇 3.1驅動橋主減速器傳動比的選擇 在選擇驅動橋主減速器傳動比時，首先可根據(jù)汽車的最高車速、發(fā)動機參數(shù)、車輪參數(shù)來確定，其值可按下式計算： （3.1） 式中：——汽車最高車速（km/h）； ——最高車速時發(fā)動機的轉速，一般=（

28、0.9～1.1），其中為發(fā)動機最大功率時對應的轉速，r/min； 這里取為1，則 =1×=1×3200=3200 ——車輪半徑，m。 選用超速檔變速箱，取=1； 根據(jù)公式（3.1）可得： 3.2變速器傳動比的選擇 3.2.1變速器頭檔傳動比的選擇 （1）在確定變速器頭檔傳動比時，需考慮驅動條件和附著條件。 為了滿足驅動條件，其值應符合下式要求： 式中：——汽車的最大爬坡度，初選為16.5o。 為了滿足附著條件，其大小應符合下式規(guī)定： 式中：——驅動車輪所承受的質量，kg；由于第一章中后軸軸荷分配暫定為68%，故=2380×68%=1618.4kg

29、 ——附著系數(shù)。0.7—0.8之間，取=0.8。 （2）各擋傳動比確定： 由于在2.89～5.18，取=5.18，且ig5=1 按等比數(shù)級分配各擋傳動比,=== 則q==1.51,=5.18，=q3=3.44，=q2=2.28，=1.51，ig5=1 3.2.2變速器的選擇 實際上，對于擋位較少的變速器，各擋傳動比之間的比值常常并不正好相等，即并不是正好按等比數(shù)級來分配傳動比的，這主要是考慮到各擋利用率差別很大的緣故，汽車主要用較高擋位行駛的，中型貨車5擋位變速器中的1、2、3三個擋位的總利用率僅為10%到15%，所以較高擋位相鄰兩個擋見的傳動比的間隔應小些，特別是最高擋與次高擋

30、之間更應小些。 表3-1變速箱參數(shù) 變速箱參數(shù)>> 變速箱品牌： 萬里揚 變速箱型號： 萬里揚 WLY525 變速箱系列： 萬里揚 WLY5系列 變速箱檔位數(shù)： 5個 變速箱形式： 單中間軸、全同步 產(chǎn)品特點： 匹配范圍： 前進檔檔位數(shù)： 5個 倒檔檔位數(shù)： 1個 是否有同步器： 是 最大輸入扭矩： 200N·m 額定轉速： rpm 換擋方式： 手動 主箱中心距： 95mm 副箱中心距： mm 1檔傳動比： 5.36 2檔傳動比： 3.95 3檔傳動比： 2.87 4檔傳動比： 1.49 5檔傳動比：

31、1 倒檔1傳動比： 5.25 里程表傳動比： 變速箱重量： 56Kg 變速箱油容量： 1.7L 第4章 軸荷分配及質心位置的計算 4.1軸荷分配及質心位置的計算 根據(jù)力矩平衡原理，按下列公式計算汽車各軸的負荷和汽車的質心位置： g1l1+g2l2+g3l3+…=G2L g1h1+g2h2+g3 h2+…=Ghg g1+g2+g3+…=G （4.1） G1+G2=G G1L=Gb G2L=Ga 式中：g1 、g2、 g

32、3—— 各總成質量，kg； l1 、l2 、l3—— 各總成質心到前軸距離，mm； h1、 h2 、h2、—— 各總成質心到地面距離，mm； G1—— 前軸負荷，kg； G2—— 后軸負荷，kg； L—— 汽車軸距，mm； a——汽車質心距前軸距離，mm； b——汽車質心距后軸距離，mm； hg———汽車質心到地面距離，mm。 質心確定如表 4-1所示 表4-1 各部件質心位置 主要部件 部件 質量 kg 空載質心坐標（mm） 滿載質心坐標（mm） 空g*l 空g*h 滿g*l 滿g*

33、h l h l h G發(fā)動機 140 100 550 100 500 14000 77000 14000 70000 G離合器 5 400 550 400 500 2000 2750 2000 2500 變速器及離合器殼 35 600 470 600 420 21000 16450 21000 14700 萬向節(jié)傳動軸 15 2000 400 2000 350 30000 6000 30000 5250 后軸，后軸制動器 160 2850 324 2850 274 456000

34、 51840 456000 43840 后懸架及減震 50 2850 500 2850 450 142500 25000 142500 22500 前懸架及減震器 20 0 500 0 450 0 10000 0 9000 前軸，前制動輪轂轉向梯形 40 50 324 50 274 2000 12960 2000 10960 前輪胎總成 60 0 324 0 274 0 19440 0 16440 后輪胎總成 120 2850 324 2850 274 342000 38880 34200

35、0 32880 車架及支架，拖鉤 100 1950 600 1950 550 195000 60000 195000 55000 轉向器 10 -600 900 -600 850 -6000 9000 -6000 8500 手制動器 6 0 920 0 870 0 5520 0 5220 制動驅動機構 5 -500 500 -500 450 -2500 2500 -2500 2250 油箱及油管 8 1500 500 1500 450 12000 4000 12000 3600 消音器

36、，排氣管 3 2500 300 2500 250 7500 900 7500 750 蓄電池組 20 1000 500 1000 450 20000 10000 20000 9000 儀表及其固定零件 2 -400 800 -400 750 -800 1600 -800 1500 車箱總成 100 1850 790 1850 740 185000 79000 185000 74000 駕駛室 90 0 900 0 850 0 81000 0 76500 前擋泥板 5 500 380 50

37、0 330 2500 1900 2500 1650 后擋泥板 5 3300 380 3300 330 16500 1900 16500 1650 人 130 0 0 200 950 0 0 26000 123500 貨物 1000 0 0 2100 800 0 0 2800000 800000 整體 2380 100 1620350 517640 4446350 1391190 ⑴.水平靜止時的軸荷分配及質心位置計算 根據(jù)表4-1所求數(shù)據(jù)和公式（4.1）可求 滿載： G2=Kg G1=23

38、80—1560.12=819.88kg mm mm 前軸荷分配：=35％ 后軸荷分配：=65％ mm 空載： kg =1250.568.54=681.46kg 前軸荷分配: ％ 后軸荷分配：％ mm 根據(jù)下表得知以上計算符合要求 表4-2各類汽車的軸荷分配 滿 載 空 載 前 軸 后 軸 前 軸 后 軸 商 用 貨 車 4×2后輪單胎 32%～40% 60%～68% 50%～59% 41%～50% 4×2后輪雙胎，長、端頭式 25%～27% 73%～75% 44%～49% 51%～56% 4×

39、2后輪雙胎，平頭式 30%～35% 65%～70% 48%～54% 46%～52% 6×2后輪雙胎 19%～25% 75%～81% 31%～37% 63%～69% a.水平路面上汽車滿載加速行駛時各軸的最大負荷計算 對于后輪驅動的載貨汽車在水平路面上滿載行駛時各軸的最大負荷按下式計算： （4.2） 式中：——行駛時前軸最大負荷，kg； ——行駛時候軸最大負荷，kg; ——附著系數(shù)，在干燥的瀝青或混凝土路面上，該值為0.7～0.8。 令， 式中：——行駛時前軸軸荷轉移系數(shù)，0.8—

40、0.9； ——行駛時后軸軸荷轉移系數(shù)，1.1—1.2。 根據(jù)式（2.2）可得: kg kg 滿足要求 b.汽車滿載制動時各軸的最大負荷按下式計算： （4.3） 式中：——制動時的前軸負荷，kg； ——制動時的后軸負荷，kg； 令， 式中： ——制動時前軸軸荷轉移系數(shù)，1.4—1.6； ——制動時后軸軸荷轉移系數(shù)，0.4—0.7。 根據(jù)式（2.3）可得： kg kg

41、

42、

43、

44、 第5章 動力性能計算 5.1驅動平衡計算 5.1.1驅動力計算 汽車的驅動力按下式計算： （5.1） 式中：——驅動力，N； ——發(fā)動機轉矩

45、，N·m； ——車速，km/h。 5.1.2行駛阻力計算 汽車行駛時，需要克服的行駛阻力為： = 式中：——道路的坡路，度，平路上時，其值為0o； ——行駛加速度，m/s2,等速行駛時，其值為0； = (5.2) 根據(jù)公式（5.1）及（5.2）可計算出各檔位汽車行駛時，驅動力，車速， 需要克服的行駛阻力，如表 5-1 表5-2 所示： 表5-1各檔驅動力，速度 　 　 T（N·m） 224 228 230 228 224

46、 220 215 210 200 n(r/min) 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3200 一 擋 Ft1(N) 12602 12828 12939 12827 12602 12377 12096 11814 11252 v1(km/h) 8 10 11 12 13 14 16 17 19 二 擋 Ft2(N) 8369 8518 8593 8518 8369 8219 8032 7846 7472 v2(km/h) 13

47、15 16 18 20 22 24 25 30 三 擋 Ft3(N) 5546 5646 5695 5646 5546 5447 5324 5200 4952 v3(km/h) 19 21 24 27 30 32 35 38 43 四 擋 Ft4(N) 3673 3739 3772 3739 3673 3608 3526 3444 3280 v4(km/h) 21 24 27 30 33 36 39 42 48 五擋 Ft5(N) 2432 2476 2498 24

48、76 2432 2389 2335 2280 2172 V5(km/h) 43.73 49 56 62 68 74 81 87 99 表5-2 行駛阻力 Va 15.000 35.000 55.000 65.000 80.000 90 .000 100.000 F阻 499.40 603.42 790.65 915.47 1141.72 1318.55 1516.18 5.1.3汽車驅動力.行駛阻力平衡圖 根據(jù)表5-1可繪出驅動力.行駛阻力平衡圖 ? 圖5.1 驅動力.行駛阻力平衡圖 從圖5.1上可

49、以清楚的看出不同車速時驅動力和行駛阻力之間的關系。汽車以最高擋行駛時的最高車速，可以直接在圖5.1上找到。顯然，F(xiàn)t5 曲線與Ff﹢Fw曲線的交點便是uamax。因為此時驅動力和行駛阻力相等，汽車處于穩(wěn)定的平衡狀態(tài)。圖5.1中最高車速大于105km/h，滿足設計要求。 5.2動力特性計算 5.2.1動力因數(shù)D的計算 汽車的動力因數(shù)按下式計算： （5.3） 5.2.2行駛阻力與速度關系 0.0076+0.000056

50、 （5.4） 根據(jù)式（5.3）及式（5.4）得汽車各檔行駛動力因數(shù)，如表 5-3所示： 表5-3各檔速度與動力因素 　 Te 224 228 230 228 224 220 215 210 200 　 Ne 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3200 1擋 　 Va1 8 9 10 12 13 14 15 16 19 D 0.529 0.538 0.543 0.538 0.528 0.519 0.507 0.495 0.471 2擋 　 Va2

51、12 14 16 18 19 21 23 25 29 D 0.350 0.357 0.359 0.356 0.349 0.343 0.335 0.326 0.310 3擋 　 Va3 19 21 24 27 30 32 35 38 43 D 0.231 0.235 0.236 0.233 0.229 0.224 0.218 0.212 0.199 4擋 　 Va4 21 24 27 30 33 3 39 42 48 D 0.152 0.154 0.155 0.153 0.149

52、 0.145 0.141 0.136 0.127 5擋 Va5 43 49 56 62 68 74 81 87 99 D 0.093 0.093 0.091 0.086 0.081 0.075 0.069 0.062 0.048 Va 15.000 35.000 55.000 65.000 80.000 90.000 100.000 f 0.008 0.008 0.008 0.008 0.008 0.008 0.008 表5-4 速度與滾動阻力系數(shù)的關系 5

53、.2.3動力特性圖 利用表5-3做出動力特性圖 圖5.2 動力特性圖 汽車在各擋下的動力因數(shù)與車速的關系曲線稱為動力特性曲線。在動力特性圖上作滾動阻力系數(shù)曲線f.ua，顯然線與直接擋D. ua曲線的交點即為汽車的最高車速。 5.2.4汽車爬坡度計算 汽車的上坡能力是用滿載時汽車在良好路面上的最大爬坡度imax表示的。最大爬坡度是指I擋最大爬坡度。 = （5.5） 式中：——汽車頭檔動力因數(shù)。 由式（5.7）可得： ==0.6 最大爬坡度為：60%>30% 滿足條件。 5.2.5加速度倒數(shù)曲線 由汽

54、車行駛方程得： （5.6） ——回轉質量換算系數(shù)，其值可按下式估算： （5.7） 式中：=0.03～0.05，取0.04； ～0.06，取0.05； ——變速器各檔位時的傳動比。 公式（5.7）可得各檔δ值： 表5-4各檔回轉質量換算系數(shù) ig 5.18 3.44 2.28 1.51 1 δ 2.38 1.

55、63 1.30 1.15 1.09 由此可得各檔汽車行駛時各檔加速度及加速度倒數(shù)，如表 5-5所示： 表5-5各檔速度、加速度與加速度倒數(shù) 　 Ne 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3200 　 Te 224 228 230 228 224 220 215 210 200 1擋 　 　 v1 (km/h） 8 9 10 12 13 14 15 16 19 a(m/s2) 2.139 2.178 2.198 2.17

56、8 2.138 2.097 2.047 1.997 1.895 1/a 0.467 0.458 0.454 0.459 0.467 0.476 0.488 0.500 0.527 2擋 　 　 v2 (km/h) 12 14 16 18 19 21 23 25 29 a(m/s2) 2.030 2.067 2.085 2.064 2.023 1.983 1.933 1.882 1.780 1/a 0.492 0.48 0.479 0.484 0.494 0.504 0.517 0.531 0.56

57、1 3擋 　 　 v3 (km/h) 19 21 24 27 30 32 35 38 43 a(m/s2) 1.626 1.654 1.666 1.645 1.608 1.570 1.524 1.477 1.382 1/a 0.614 0.604 0.600 0.607 0.621 0.636 0.656 0.676 0.723 4擋 　 　 v4 (km/h) 21 24 27 30 33 36 39 42 48 a(m/s2) 1.151 1.169 1.175 1.157 1.12

58、5 1.093 1.055 1.015 0.934 1/a 0.868 0.854 0.850 0.864 0.888 0.914 0.947 0.984 1.069 5擋 v5 (km/h) 43 49. 56 62 68 74 81 87 99 a(m/s2) 0.677 0.670 0.652 0.614 0.564 0.512 0.452 0.388 0.253 1/a 1.475 1.490 1.532 1.627 1.770 1.952 2.211 2.570 3.949 由表5-

59、5 可繪出加速度倒數(shù)曲線： 圖5.4 加速度倒數(shù)曲線 對加速度倒數(shù)和車速之問的關系曲線積分,可以得到汽車在平路上加速行駛時的加速時間。從20Km/h加速到100Km/h的時間t=188*a/3.6=37.6s。（a為一個小格代表的時間的倒數(shù)） 5.3功率平衡計算 5.3.1汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率 汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率就是發(fā)動機使用外特性的功率值。 根據(jù)求出發(fā)動機功率如表 5-6所示： 表5-6發(fā)動機發(fā)出功率與速度關系 　 n(r/min) 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800

60、 3200 　 T (N?m) 224 228 230 228 224 220 215 210 200 1擋 　 v1(km/h) 8 9 10 12 13 14 15 16 19 P1(kw) 32 38 43 47 51 55 58 61 67 2擋 　 v2(km/h) 12 14 16 18 19 21 23 25 29 P2(kw) 32 38 43 47 50 55 58 61 67 3擋 　 v3(km/h) 19 21 24 27 3

61、0 32 35 38 43 P3(kw) 32 38 43 47 51 55 58 61 67 4擋 　 v4(km/h) 21 24 27 30 33 36 39 42 48 P4(kw) 32 38 43 47 51 55 58 61 67 5 v5(km/h) 43 49 56 62 68 74 81 87 99 擋 P5(kw) 32 38 43 47 51 55 58 61 67 5.3.2汽車行駛時，所需發(fā)動機功率 汽車行駛時，所需發(fā)動機功率即為克服行駛阻力所需發(fā)

62、動機功率，其值按下式計算： （5.8） 當汽車在平路上等速行駛時，其值為 （5.9） 由公式（5.9）得汽車在平路上等速行駛時所需發(fā)動機功率 現(xiàn)將數(shù)據(jù)統(tǒng)計為下表 表5-7阻力功率 Va (km/h) 15.000 35.000 55.000 65.000 80.000 90.000 100.000 Pe(kw) 2 6 13 18 28 36 46 5.3.3功率平衡圖 作發(fā)動機能夠發(fā)出的

63、功率與車速之間的關系曲線，并作汽車在平路上等速行駛時所需發(fā)動機功率曲線，即得到汽車的功率平衡圖 圖5.4 功率平衡圖 在不同檔位時，功率大小不變，只是各擋發(fā)動機功率曲線所對應的車速位置不同，且低擋時車速低，所占速度變化區(qū)域窄，高檔時車速高，所占變化區(qū)域寬。Pf在低速范圍內為一條斜直線，在高速時由于滾動阻力系數(shù)隨車速而增大，所以Pf隨ua以更快的速率加大；Pw則是車度ua函數(shù)。二者疊加后，阻力功率曲線是一條斜率越來越大的曲線。高速行駛時，汽車主要克服空氣阻力功率。 圖中發(fā)動機功率曲線四擋與阻力功率曲線相交點處對應的車速便是在良好水平路面上汽車的最高車速uamax，為100km/h。該車

64、的四擋是經(jīng)濟擋位，用該擋行駛時發(fā)動機的負荷率高，燃油消耗量低。 第6章 汽車燃油經(jīng)濟性計算 在總體設計時，通常主要是對汽車穩(wěn)定行駛時的燃油經(jīng)濟性進行計算，其計算公式： （6.1） 式中：——汽車穩(wěn)定行駛時所需發(fā)動機功率，kw； ——發(fā)動機的燃油消耗率，g/(kw.h),其值由發(fā)動機萬有特性得到； ——燃油重度，N/L,柴油為7.94～8.13，其值取8.00； ——汽車單位行程燃油消耗量，L/100km； ——最高擋車速。 圖6.1

65、萬有特性曲線 根據(jù)計算公式（6.1）列出燃油消耗率，見下表 表6.1燃油消耗 Va (km/h) 37 44 51 58 65 72 79 86 93 100 N （r/min） 1184 1408 1632 1856 2080 2304 2528 2752 2976 3200 Pe(kw) 7 9 11 14 18 22 27 33 39 46 Ge g/(kw.h) 280 285 288 280 270 252 251 254 248

66、 239 QL/100km 6.54 7.30 8.13 8.74 9.34 9.67 10.68 11.96 12.90 13.70 根據(jù)表6-1繪出燃油經(jīng)濟圖 圖6.2 等速百公里油耗 第7章 汽車不翻倒條件計算 7.1汽車滿載不縱向翻倒的校核 > (7.1) 式中：b——汽車質心距后軸距離，m； hg——汽車質心到地面距離，m； >=>=0.8 經(jīng)計算符合條件 7.2汽車滿載不橫向翻倒的校核 汽車的側傾角在初次達到穩(wěn)態(tài)值之后有一個超調量，說明汽車在比準靜態(tài)下更小的側向加速度時，內側車輪就可能離開地面，即汽車的瞬態(tài)側傾閥值比準靜態(tài)時的小。對于轎車和多用途車輛，階躍轉向時的側傾閥值比/(2)低約30%，而貨車則低約50%。 （7.2） 式中：B——汽車輪距，m； hg