商用汽車總體設計（課程設計）

商用汽車總體設計（課程設計）,商用,汽車,總體,整體,設計,課程設計 一、 題目要求 額定裝載質(zhì)量（Kg） 最大總質(zhì)量（kg） 最大車速(Km·h-1) 比功率 (KW·t-1) 比轉(zhuǎn)矩(N·m·t-1) 序號 5000 8930 100 15 40 11 二、 設計內(nèi)容 1、 汽車形式的選擇 1.1、 軸數(shù)和驅(qū)動形式 商用貨車驅(qū)動形式有4×2、4×4、6×2、6×6、8×4、8×8等，普通商用貨車一般采用4×2發(fā)動機前置后橋驅(qū)動。本車屬于中型商用貨車，總質(zhì)量居中，考慮到制造成本和使用條件等因素，所以采用4×2后橋4輪的形式。 1.2、 布置形式 汽車布置形式是指發(fā)動機、驅(qū)動軸和車身（或駕駛室）的相互關系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關參數(shù)以外，汽車的布置形式對使用性能也有重要影響。 貨車按駕駛室與發(fā)動機相對位置不同分為長頭式、短頭式、平頭式和偏置式。 本車的設計采用平頭式。平頭式貨車在各種級別的貨車上得到廣泛應用。它有以下優(yōu)點：汽車總長和軸距尺寸短；最小轉(zhuǎn)彎直徑??；機動性良好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，使整車整備質(zhì)量較??；駕駛員視野得到明顯改善；面積利用率高。其缺點如下：前軸負荷大，因而汽車通過性能變壞；因為駕駛室有自翻轉(zhuǎn)機構(gòu)和鎖住機構(gòu)，使機構(gòu)復雜；進、出駕駛室不如長頭式貨車方便；離合器、變速器等操作機構(gòu)復雜；駕駛室內(nèi)受熱及振動均比較大；汽車正門與其他物體發(fā)生碰撞時，駕駛員和前排乘客受到嚴重傷害發(fā)可能性增加。 貨車按照發(fā)動機位置不同，可分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。其中發(fā)動機前置后橋驅(qū)動貨車得到廣泛應用。 本車的設計采用前置后驅(qū)的形式。它有以下主要優(yōu)點：維修發(fā)動機方便；離合器、變速器等操縱機構(gòu)簡單；貨箱地板高度低；可以采用直列發(fā)動機、V型發(fā)動機貨臥式發(fā)動機；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障容易。此方案的缺點是：如果采用平頭式駕駛室，而且發(fā)動機布置在前軸之上，處于兩側(cè)座位之間時，駕駛室內(nèi)部擁擠，隔熱、隔振、密封和降低噪聲等問題難以解決。 2. 汽車主要技術參數(shù)的確定 2.1、 汽車主要尺寸的確定 2.1.1、外廓尺寸 汽車的總長、總寬和總高應根據(jù)汽車的用途、道路條件、噸位、外形設計、公路限制和結(jié)構(gòu)布置等因素來確定。在總體設計時要力求減少汽車的外廓尺寸，以減輕汽車總重，提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和機動性。 各國對公路運輸車輛的外廓尺寸均有法規(guī)限制。這是為了適合本國的公路、橋梁和運輸標準以及保證駕駛的安全性。GB1589-89汽車外廓尺寸限界規(guī)定汽車外廓尺寸長：貨車、越野車、整體式客車不應超過12m，單鉸接式客車不超過18m，半掛汽車列車不超過16.5m，全掛汽車列車不超過20m；不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m；空載、頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側(cè)外伸量不得超出最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。 根據(jù)本車的特點，參考同類車型，本車的外廓尺寸如下： 總長：＝7200mm ； 總寬：＝2250mm； 總高：＝2460 mm。 由于本火車是鄉(xiāng)村用貨車，多用來運輸沙石等，參考同類車型，本車的貨箱尺寸如下： 長：5300mm 寬：2150mm 高：550mm 2.1.2、軸距 軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑有影響。當軸距短時，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配有影響。軸距過短會使車廂（貨）長度不足或后懸過長；上坡或制動時軸荷轉(zhuǎn)移過大，汽車制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角振動增大，對平順性不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。 貨車軸距和輪距標準見下表： 貨車的軸距和輪距 車型 類別 軸距/ 輪距/ 4×2貨車 微型 輕型 中型 重型 1700～2900 2300～3600 3600～5500 4500～5600 1150～1350 1300～1650 1700～2000 1840～2000 本車為中型貨車，參照表和同類車型，軸距L選取為4050 。 2.1.3、輪距 受汽車總寬度不超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在取定的前輪輪距b1的范圍內(nèi)，應該能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙、再確定后輪距b2時應考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及他們之間應留有必要的間隙 根據(jù)上表，并且參考同類車型以及根據(jù)本車的結(jié)構(gòu)和布置，選取本車的前后輪距分別為：b1＝1790mm ；b2＝1686mm（雙胎中心線距離） 。 2.1.4、汽車的前懸和后懸 前、后懸加長時，汽車接近角和離去角都小，影響汽車通過性能。對長頭汽車，前懸不能縮短，原因是在這段尺寸內(nèi)要布置保險杠、散熱器、風扇、發(fā)動機等部件。從撞車安全性考慮，希望前懸長些，從視野角度考慮又要求前懸短些。前懸對平頭汽車上下車的方便性有影響，前鋼板彈簧長度也影響前懸尺寸。 后懸的長度主要取決于軸距和軸荷分配的要求，同時要保證適當?shù)碾x去角。一般來說，后懸不宜過長，否則上、下坡時容易刮地 ，轉(zhuǎn)彎時也不靈活。貨車的后懸一般在1200mm～2200mm之間。 經(jīng)過分析并參考同類樣車，根據(jù)本車的結(jié)構(gòu)性能要求，本車選取前懸LF為1100mm，后懸LR為2050mm 。 2.2、 汽車主要質(zhì)量參數(shù)的確定 2.2.1、貨車的整備質(zhì)量 整車整備質(zhì)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(zhì)量。 整車整備質(zhì)量對汽車的成本和使用經(jīng)濟性均有影響。目前，盡可能減少整車整備質(zhì)量的目的是通過減輕整車整備質(zhì)量增加裝載量或載客量；抵消因滿足安全標準、排氣凈化標準和噪聲標準所帶來的整備質(zhì)量的增加；節(jié)約燃料。減少整車整備質(zhì)量的措施主要有：采用強度足夠的輕質(zhì)材料，新設計的車型應使其結(jié)構(gòu)更合理。減少整車整備質(zhì)量，是從事汽車設計工作中必須遵守的一項重要原則。 參考同類車型，本車的整車整備質(zhì)量m0定為3750kg 。 2.2.2、裝載質(zhì)量 貨車裝載質(zhì)量的確定，首先應與行業(yè)產(chǎn)品規(guī)劃的系列符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。 本車為中型貨車，裝載質(zhì)量在設計任務書中已經(jīng)給定為5000kg 。 2.2.3、貨車質(zhì)量系數(shù) 質(zhì)量系數(shù)是指汽車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即= / 。該系數(shù)反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進。參照下表，并結(jié)合給出數(shù)據(jù)，本車為1.33。 不同類型汽車的質(zhì)量系數(shù) 汽車類型 總質(zhì)量ma（kg） 貨車 180014000 0.80～1.10 1.20～1.35 1.30～1.70 2.2.4、貨車總質(zhì)量 本車總質(zhì)量已經(jīng)給出，為8930kg。 2.2.5.軸荷分配 貨車的軸荷分配參考下表 貨車的軸荷分配 車型 滿載 空載 前軸 (%) 后軸 (%) 前軸 (%) 后軸 (%) 4×2后輪單胎 4×2后輪雙胎，長、短頭式 4×2后輪雙胎，平頭式 6×4后輪雙胎 32～40 25～27 30～35 19～25 60～68 73～75 65～70 75～81 50～59 44～49 48～54 31～37 41～50 51～56 46～52 63～69 本車軸荷分配的設計目標是：滿載時前軸30％，后軸70％?？蛰d時前軸48％，后軸52％。 2.2.6、貨車質(zhì)心高度h 汽車質(zhì)心的位置，與汽車受力的情況有密切的關系，直接影響汽車的軸荷分配、穩(wěn)定性和平順性以及制動、驅(qū)動和坡道行駛時的前后軸質(zhì)量的轉(zhuǎn)移。參考同類車型，空載質(zhì)心高度計算值取為880mm，滿載質(zhì)心高度為1064mm。 2.3、 汽車各總成的選擇 2.3.1、發(fā)動機的選擇 2.3.1.1、發(fā)動機形式的選擇 對于發(fā)動機形式選擇應該考慮此車可以采用四沖程汽油或柴油發(fā)動機，從提高燃油經(jīng)濟性以及農(nóng)用車用途出發(fā)，優(yōu)先選用柴油發(fā)動機，對于中型以及以下的貨車上一般采用直列式柴油機。本車為中型貨車，故采用直列式柴油發(fā)動機。 2.3.1.2、發(fā)動機主要性能指標的選擇 發(fā)動機最大功率和相應轉(zhuǎn)速： 根據(jù)需要的最高車速（km/h），用下式估算發(fā)動機最大功率： 上式中：——發(fā)動機最大功率 ——傳動系效率，對驅(qū)動橋用單級主減速器的4×2汽車可取為0.9，對于雙級主減速器可取為0.8，本車用的是單級主減速器 ma—— 汽車總質(zhì)量（kg） g —— 重力加速度（m/s2） vamax——最高車速（km/h） fr—— 滾動阻力系數(shù)，對貨車取0.02 CD——空氣阻力系數(shù)，貨車取0.8～1.0，本車設計取0.9 A—— 汽車正面投影面積（m2），參考同類車型，取4.635m2。 代入數(shù)據(jù)，得： 114.90(kW) 根據(jù)題目給出的比功率和最大總質(zhì)量計算得到=133.95（kw）。 對以上兩個計算結(jié)果對比后，為滿足設計和動力性的要求取=145kw。 最大功率對應轉(zhuǎn)速：參照下表： 最大功率對應轉(zhuǎn)速范圍 （r/min） 柴油機 1800--4000 乘用車、輕、微型貨車 3200--4000 大貨車 1800--2600 參考同類車型，利用設計要求給出的MATLAB程序，本車取為2200r/min。 最大轉(zhuǎn)矩及相應轉(zhuǎn)速： 用下式計算確定： 上式中：——最大轉(zhuǎn)矩（）； —— 最大功率時轉(zhuǎn)矩（）； —— 轉(zhuǎn)矩適應性系數(shù)，一般在1.1～1.3之間選?。? ——發(fā)動機最大功率（）； —— 最大功率時轉(zhuǎn)速（）。 代入數(shù)據(jù)，得： 692.3025～818.18() 本車所選發(fā)動機的為716，合適。 選擇時希望在1.4～2.0之間，如果取得太高，使小于1.4，則直接擋穩(wěn)定車速將變高，在通過市區(qū)交叉路口時換擋次數(shù)變多，沖破性能變壞。本發(fā)動機＝1.72，滿足要求，即=1278r/min。 結(jié)合計算所得的相關參數(shù)、參考同類車型和設計要求給出的MATLAB程序，選定發(fā)動機的排量為4.8L，有MATLAB程序可以得出以下數(shù)據(jù)： T-MAX=754N·m N-MAX=2310r/min KW-MAX=145kw 2.4、 輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。子午線胎的結(jié)構(gòu)特點是簾線呈子午線排列，這樣簾線的剛度就能得到充分利用，本車設計采用子午線輪胎。 國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格及使用條件 輪胎規(guī)格 層 數(shù) 主要尺寸 使用條件 斷面寬 外直徑 最大負荷 相應氣壓 標準 輪輞 允許 使用 輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 轎車、中小型客車、輕型貨車及其掛車輪胎 7.00R20 8 10 12 200 904 915 1385 1580 7.0 7.7 5.5 5.50S,6.0, 6.0S 7.50R20 8 10 12 215 935 947 1655 1885 7.7 8.4 6.0 6.00T 6.5 6.50T 8.25R20 10 12 14 232 971 983 1940 2205 7.7 8.4 6.5 6.50T 7.0 7.00T 9.00R20 10 12 14 259 1018 1030 2255 2575 7.4 8.1 7.0 7.00T 7.5 7.50V 根據(jù)前面軸荷分配計算，滿載時： 前軸負荷： 后軸負荷： 考慮到貨車的載質(zhì)量比較大，制動時需要較大的制動力矩，故制動鼓的尺寸較大，參考同類車型，本車輪胎采用8.25R20。 2.5、 傳動比的計算和選擇 2.5.1、主減速器傳動比的確定 在選擇驅(qū)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： 上式中：——汽車最高車速； —— 最高車速時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，一般，其中為發(fā)動機最大功率時對應的轉(zhuǎn)速，本車取= ； r ——車輪半徑，取0.4628m 3.838 同時還要考慮到最高擋（一般為直接擋）行駛時汽車有足夠的動力性能，即保證最高擋的動力因數(shù)足夠大。 和有以下關系： 式中：ma——汽車總質(zhì)量； g——重力加速度； ——直接擋時，發(fā)動機發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩時的汽車車速。 ＝34.28（km/h） =0.062 而中型貨車的動力因數(shù)取值范圍：0.04～0.08，符合要求，為了配合主減速器主、從動齒輪齒數(shù)的選擇，把主減速器傳動比調(diào)整為=3.818，經(jīng)驗算，動力因數(shù)也符合要求，本車采用單級主減速器，主減速器傳動比≤7，符合要求。 2.5.2、最大傳動比的確定 確定傳東西最大傳動比，要考慮三方面的問題，最大爬坡度或1檔最大動力因數(shù) 、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系最大傳動比通常是變速器1檔傳動比與主減速器傳動比的乘積。 當汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應為 或 即 一般汽車的最大爬坡度約為，其余各參數(shù)按照前面計算值代入，得 ＝4.791 1檔傳動比還應滿足附著條件： 對于后軸驅(qū)動汽車有： =7.997 為了減小換擋難度，相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下，故取=5 2.5.3、變速器各檔傳動比的確定 在確定傳動比時，最關鍵的一步是確定變速器。不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位，其原因在于他們的使用條件不同、對整車性能的要求不同、汽車本身的比功率不同。而且傳動比檔位數(shù)與汽車動力性、燃油經(jīng)濟性有著密切的關系。就動力性而言，擋位數(shù)多，增大了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速與爬坡能力；就燃油經(jīng)濟性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率下工作的可能行，降低了油耗。 所以，為了提高汽車的動力性和經(jīng)濟性，盡可能使檔位數(shù)多一些，但是，如果檔位數(shù)超過了五個就會使結(jié)構(gòu)大為復雜。本車采用四檔變速器，各檔傳動比分別為： Ⅰ擋：5 Ⅱ擋：2.92 Ⅲ擋：1.71 Ⅳ擋：1 倒擋：5 3. 汽車主要性能參數(shù)的選擇計算 由于汽車是一種高效率的運輸工具，運輸效率的高低在很大程度上取決于汽車的動力性，所以動力性是汽車各種性能中最基本、最重要的性能。所謂汽車的動力性是指汽車在良好的路面上直線行駛時由汽車受到的縱向外力決定的、所能達到的平均行駛速度。 （1）、汽車的最高車速，題目已經(jīng)給出100km/h，實際算出的數(shù)據(jù)也在此附近。 （2）、汽車的加速時間 ；載貨汽車常用0～60km/h的換檔加速時間或者在直接檔由20km/h加速到某一車速的時間t來評價。載貨質(zhì)量在2～2.5t的輕型載貨汽車的0～60km/h的換檔時間多在17.5～30s。重型貨車的0～50km/h的換擋加速時間為40～60s。 （3）、汽車的最大爬坡度，前文確定為30%，即16.7°。 3.1.1、汽車驅(qū)動力—行駛阻力平衡圖與動力特性圖 汽車的行駛方程式為 或 ＝＋＋＋ 此公式表明了汽車行駛時驅(qū)動力和外界阻力之間相互關系的普遍情況。當發(fā)動機的轉(zhuǎn)速特性、變速器的傳動比、主減速比、傳動效率、車輪半徑、空氣阻力系數(shù)、汽車迎風面積以及汽車質(zhì)量等初步確定后，便可利用此公式分析在附著性良好的典型路面（混凝土、瀝青路面）上的行駛能力，即確定汽車在節(jié)氣門全開時可能達到的最高車速、加速能力和爬坡能力。為了清晰而形象的表明汽車行駛時的受力情況及其平衡關系，一般是將汽車行駛方程式用圖解法來進行分析的，就是說把汽車的驅(qū)動力和汽車在行駛中經(jīng)常遇到的滾動阻力和空氣阻力都畫出來，作出汽車的驅(qū)動力－行駛阻力平衡圖，并以它來確定汽車的動力性。 汽車的動力性計算公式如下： （和可由發(fā)動機的外特性曲線查得）； ； ； ； ； ； 。 其中：——發(fā)動機發(fā)出的功率； ——發(fā)動機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩； ——驅(qū)動力； ——滾動阻力； ——空氣阻力； ——行駛加速度； ——汽車總質(zhì)量； ——汽車的車輪半徑； ——滾動阻力系數(shù)； ——動力因數(shù)； 通過matlab程序匯出下面圖形： 3.1.2、汽車的功力平衡 汽車行駛時，不僅驅(qū)動力和阻力相互平衡，發(fā)動機功率和汽車行駛的阻力功率也總是平衡的。 將發(fā)動機功率、汽車經(jīng)常遇到的阻力功率對車速的關系曲線繪在坐標圖上，即得到汽車功率平衡圖。 通過matlab程序繪制出下面圖形： 3.2、燃油經(jīng)濟性 等速行駛百公里燃油消耗量是常用的一種評價指標，指汽車在一定載荷（我國標準規(guī)定轎車為半載、貨車為滿載）下，以最高擋在水平良好的路面上等速行駛100km的燃油消耗量。常測出每隔10km/h或20km/h速度間隔的等速百公里燃油消耗量，然后在圖上連成曲線，成為等速百公里燃油消耗量曲線，用它來評價汽車的燃油經(jīng)濟性。 等速行駛工況燃油消耗量計算： 發(fā)動機萬有特性曲線圖 根據(jù)發(fā)動機的萬有特性圖上的等燃油消耗率曲線，可以確定發(fā)動機在一定轉(zhuǎn)速n，發(fā)出一定功率時的燃油消耗率。計算時，還需要汽車在水平路面上等速行駛，為克服滾動阻力與空氣阻力，發(fā)動機應提供的功率為。 根據(jù)等速行駛車速及阻力功率，在萬有特性圖上（利用插值法）可確定相應的燃油消耗率，從而計算出以該車速等速行駛時單位時間內(nèi)的燃油消耗量（單位為）為 上式中：——燃油消耗率（）； ——燃油的重度，汽油可取，柴油可取。 整個等速過程行經(jīng)行程的燃油消耗量為 折算成等速百公里燃油消耗量為 當處于最高檔時，選定四個速度，得到四個等速油耗值： u=54.84km/h Pe=41.76KW b=226.2733 g/(kw·h) Q=21.116L/100km u=63.98km/h Pe=53.10KW b=226.146 g/(kw·h) Q=23.001L/100km u=73.12km/h Pe=66.46KW b=239.3125 g/(kw·h) Q=26.656L/100km u=82.25km/h Pe=82.11KW b=238.24 g/(kw·h) Q=29.146L/100km 3.3、最小轉(zhuǎn)彎直徑 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，汽車前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑稱為最小轉(zhuǎn)彎直徑。用來描述汽車轉(zhuǎn)向機動性，是汽車轉(zhuǎn)向能力和轉(zhuǎn)向安全性能的一項重要指標。設計要求中提到，前輪最大轉(zhuǎn)向角22度（外側(cè)輪），根據(jù)軸距可以算出本車的最小轉(zhuǎn)彎直徑：23.7m。 3.4、通過性的幾何參數(shù) 總體設計要確定的通過性幾何參數(shù)有最小離地間隙，接近角，離去角，縱向通過半徑等。各類汽車的通過性參數(shù)視車型和用途而異，其范圍見表： 汽車的通過性參數(shù) 車型 （mm） （°） （°） ρ（m） 4×2貨車 180～300 40～60 23～45 2.3～6.0 4×4、6×6貨車 260～350 45～60 35～45 1.9～3.6 本車的通過性幾何參數(shù)： 最小離地間隙（滿載）： 前軸下：280mm（初定） 后軸下：210mm（初定） 縱向通過半徑：待定 接近角：35°（初定） 離去角：23°（初定） 3.5、操縱穩(wěn)定性 汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數(shù)較多，與總體設計有關并能作為設計指標的如下： 1）、為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉(zhuǎn)向。通常用汽車以0.4g的向心加速度沿定圓轉(zhuǎn)向時，前、后測偏角之差（δ1－δ2）作為評價參數(shù)。此參數(shù)在1°～3°為宜。本車設計目標為2°。 2）、汽車以0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側(cè)傾角控制在3°以內(nèi)為好，最大不超過7°。本車側(cè)傾角設計目標為2°。 3）、為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以0.4g減速度制動時，車身的前俯角不大于1.5°。 3.6、制動性參數(shù) 常以制動距離、制動減速度和制動踏板力作為汽車制動性能的主要設計指標和評價參數(shù)。對貨車制動效能的要求如下表所示，且規(guī)定在踏板力不大于700N的條件下，總制動距離不得大于表中規(guī)定值的120％，制動減速度不得大于該表規(guī)定值的80％。 貨車路試檢驗行車制動和應急制動性能要求 車輛類型 行車制動 應急制動 制動初速（km/h） 制動距離（m） FMDD（m/s2） 試車道寬度（m） 踏板力（N） 制動初速（km/h） 制動距離（m） FMDD（m/s2） 操縱力（N）≤ ma≤4.5t 滿載 50 ≤22 ≥5.4 2.5 ≤700 30 ≤18 ≥2.6 手600 腳700 空載 ≤21 ≥5.8 ≤450 其他汽車 滿載 50 ≤10 ≥5.0 3.0 ≤700 30 ≤20 ≥2.2 手600 腳700 空載 ≤9 ≥5.4 ≤450 15