某貨車的總體設計

1、沈陽航空航天大學課 程 設 計題目 貨車總體設計 班 級 14060301 學 號 學 生 姓 名 張 超 能 指 導 教 師 劉 剛 沈陽航空航天大學課 程 設 計 任 務 書課 程 名 稱 汽車設計課程設計 院（系） 機電工程學院 專業(yè) 車輛工程 班級 14060301 學號 姓名 張超能 課程設計題目 貨車總體設計 課程設計時間: 2015 年 3 月 2日至 2015 年 3月 19 日課程設計的內(nèi)容及要求一、設計參數(shù)：裝載質(zhì)量me=2250kg 最大車速vmax=100km/h 滾動阻力系數(shù)fr=0.018總質(zhì)量=4580kg 二、設計內(nèi)容1.查閱資料、調(diào)查研究、制定設計原則。2.選

2、擇整車和各總成的結(jié)構(gòu)型式及主要技術(shù)特性參數(shù)和性能參數(shù)，形成一個完整的整車概念。3.汽車主要技術(shù)參數(shù)的確定和計算（1）汽車質(zhì)量參數(shù)的確定；（2）汽車主要尺寸參數(shù)的確定；（3）汽車主要性能參數(shù)的確定和計算。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(jié)構(gòu)尺寸和裝配尺寸。三、設計要求1.繪制汽車的總布置圖，0號圖紙一張。2.編寫設計說明書，編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通順，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反映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。指導教師 年 月 日負責教師 年 月

3、日學生簽字 年 月 日目錄摘 要1第一章 汽車形式的選擇21.1 汽車輪胎的選擇21.2 駕駛室布置31.3 驅(qū)動形式的選擇41.4 軸數(shù)的選擇41.5 貨車布置形式4 1.6 外廓尺寸4 1.7 軸距L5 1.8 前輪距B1和后輪距B25 1.9 前懸LF和后懸LR5 1.10 貨車車頭長度5 1.11 貨車車箱尺寸6第二章 汽車發(fā)動機的選擇72.1 發(fā)動機最大功率p72.2 發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩T及其相應轉(zhuǎn)速n82.3 選擇發(fā)動機8第三章 傳動比的計算和選擇103.1 驅(qū)動橋主減速器傳動比的選擇103.2 變速器傳動比的選擇103.2.1 變速器頭擋傳動比的選擇103.2.2 變速器的選擇11

4、第四章 軸荷分配及質(zhì)心位置的計算124.1 軸荷分配及質(zhì)心位置的計算12第五章 動力性能計算175.1 驅(qū)動平衡計算175.1.1 驅(qū)動力計算175.1.2 行駛阻力計算175.1.3 汽車行駛驅(qū)動力行駛阻力平衡圖185.2動力特性計算195.2.1 動力因數(shù)D的計算195.2.2 行駛阻力與速度關(guān)系195.2.3 動力特性圖205.2.4 汽車爬坡度計算205.2.5 加速度,加速度倒數(shù)曲線215.3 功率平衡計算235.3.1 汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率235.3.2 汽車行駛時，所需發(fā)動機功率235.3.3 功率平衡圖24第六章 汽車燃油經(jīng)濟性計算25第七章 汽車不翻倒條件計算27

5、7.1 汽車滿載不縱向翻倒的校核277.2 汽車滿載不橫向翻倒的校核27總 結(jié)29摘 要車的總體設計是汽車設計工作中最重要的一環(huán)，它對汽車的設計的質(zhì)量、使用性能和在市場上的競爭力有著決定性的影響。而這些主要取決于有關(guān)總成及部件間的協(xié)調(diào)與參數(shù)匹配，也就是汽車的總體布置。汽車設計的整個過程：首先根據(jù)任務書上所提供的原始數(shù)據(jù)進行計算，參考同噸位的車型可初步確定汽車的總體尺寸，然后計算所用發(fā)動機的最大功率，結(jié)合選定的發(fā)動機確定變速器的各檔傳動比及主減速器傳動比。其次，要對汽車上各總成進行總體合理布置和質(zhì)心位置的確定，以達到空載和滿載時軸荷分配在規(guī)定的范圍之內(nèi)。再次，對汽車的動力性及燃油經(jīng)濟性進行估算，

6、出現(xiàn)不符合要求的地方及時修改，再估算，再修改。最終完成載貨汽車總裝圖的繪制。關(guān)鍵詞：平頭貨車;尺寸參數(shù);性能參數(shù);動力性參數(shù);燃油經(jīng)濟性第一章 汽車形式的選擇1.1汽車輪胎的選擇表1.1 各類汽車軸荷分配滿 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1.1，本車型為4×2后輪雙

7、胎，平頭式，故暫定前軸占35%，后軸占65%，則：前輪：后輪：kg 其中為輪胎所承受重量， 由于后輪采用雙胎，兩輪胎特性存在差異、載重質(zhì)量分布不均勻和路面不平等因素造成輪胎超載影響，此時雙胎并裝的負荷能力要比單胎負荷能力加倍后減少10%15%.故后輪每個輪胎承受載荷為：,大于前輪輪胎承受負荷，則根據(jù)后輪輪胎承受負荷選擇輪胎。根據(jù)GB9744一1997可選擇輪胎如表1.2表1.3所示表1.2 輕型載重普通斷面子午線輪胎氣壓與負荷對應表負荷，kg 氣壓 kPa輪胎規(guī)格2502803203503904204604905305606006306707.50R16LTD65071076582568759

8、2597081020106511051011551195124012根據(jù)，選擇輪胎型號7.50R16LT，氣壓：390kPa表1.3 輕型載重普通斷面子午線輪胎輪胎 規(guī)格基本參數(shù)主 要 尺 寸，mm氣門嘴型號允許使用輪輞層級標準輪輞新 胎充 氣 后摯 帶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最小展平寬度中部厚度不小于邊緣厚度不大于斷面寬度外直徑公路花紋越野花紋7.50R16LT6,8,1012,146.00G2158058153751704.01.0230825255Z1-01-3 1.2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

9、和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機動性能良好，汽車整備質(zhì)量小，駕駛員視野得到明顯的改善，平頭汽車的面積利用率高。短頭式貨車最小轉(zhuǎn)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(gòu)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(gòu)簡單，易于布置，主要缺點是機動性能不好，汽車整備質(zhì)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，

10、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1.3驅(qū)動形式的選擇汽車的驅(qū)動形式有很多種。汽車的用途，總質(zhì)量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅(qū)動形式的主要因素。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的結(jié)構(gòu)越復雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之增加，同時也是汽車的總體布置工作變得困難。乘用車和總質(zhì)量小些的商用車，多采用結(jié)構(gòu)簡單、知道成本低的42驅(qū)動形式。本車采用普通商用車多采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的42后雙胎的驅(qū)動形式。1.4軸數(shù)的選擇汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。汽車的總質(zhì)量和道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等對汽車的軸數(shù)有很大的影響。總質(zhì)

11、量小于19噸的商用車一般采用結(jié)構(gòu)簡單、成本低廉的兩軸方法,當汽車的總質(zhì)量不超過32t時，一般采用三軸；當汽車的總質(zhì)量超過32t時，一般采用四軸。綜上所述，本車軸數(shù)定為兩軸。1.5貨車布置形式汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅(qū)動橋和車身的相互關(guān)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也有很重要的影響。本車為平頭貨車，發(fā)動機前置后橋驅(qū)動。1.6外廓尺寸汽車的長寬高成為汽車的外廓尺寸。我國法規(guī)對載貨汽車外廓尺寸的規(guī)定是：總高不大于4米，總寬不大于2.5米，外開窗、后視鏡等突出部分寬度不大于250mm，總長不大于12米。一般載貨汽車的外廓尺寸隨著載荷的增大而增大。在保證汽車主

12、要性能的條件下應盡量減小外廓尺寸。參考同類車型取外形尺寸長×寬×高=5920×2096×24230mm1.7軸距L軸距L對整車質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)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1.4，根據(jù)汽車總質(zhì)量4695kg，并參考同類車型，軸距L選為3360 mm。表1.4各型汽車的軸距和輪距類別軸距/mm輪距/mm4×2貨車1.86.023003600130016506.014.036005500170020001.8前輪距B1和后輪距B2汽車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，B1主要取決與車架前部的寬度、前懸架寬度、

13、前輪的最大轉(zhuǎn)角和輪胎寬度，同時還考慮轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向輪和車架之間的運動間隙等因素。B2主要取決于車架后部寬度、后懸架寬度和輪胎寬度，同時還要考慮車輪和車架之間的間隙。各類載貨汽車的輪距選用范圍如表1.3所示。參考同類車型選取B1=1580mm，B2=1595mm。1.9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?？傎|(zhì)量在1.814.0t的貨車后懸一般在12002

14、200mm之間。參考同類車型，并根據(jù)本車結(jié)構(gòu)特點確定前懸LF：860mm 后懸LR：1700mm。1.10貨車車頭長度貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離，平頭車頭車型一般在14001500。本車車頭長取1400mm1.11貨車車箱尺寸參考同類車型，考慮本車設計要求，確定本車車箱尺寸： 4175mm×1880mm×540mm。第二章 汽車發(fā)動機的選擇2.1發(fā)動機最大功率發(fā)動機的主要性能指標是發(fā)動機的最大功率和發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。汽車的動力性主要取決于發(fā)動機的最大功率值，發(fā)動機的功率值越大，動力性就越好。最大功率值根據(jù)所要求的最高車速Vamax計算，如下 （2.1

15、）式中：最大功率，kw； 傳動效率，取0.9； 重力加速度，取9.8m/s2； 滾動阻力系數(shù)，取0.018；空氣阻力系數(shù)，取0.9；汽車正面迎風面積，其中為前輪距，為汽車總高 =1.58×2.36=3.73m2；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1020即在81.31kw88.72kw選擇發(fā)動機2.2發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及其相應轉(zhuǎn)速當發(fā)動機的最大功率和相應的轉(zhuǎn)速確定后，則發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和相應轉(zhuǎn)速可隨之確定，其值由下面公式計算： （2.2）式中：轉(zhuǎn)矩適應系數(shù)，一般去1.11.3，取1.1 最大功率時轉(zhuǎn)矩，Nm

16、 最大功率，kw 最大功率時轉(zhuǎn)速，r/min 最大轉(zhuǎn)矩，Nm其中，/在1.42.0之間取。根據(jù)公式（2.2）=/1.7=2800/1.7=1647r/min滿足所選發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及相應轉(zhuǎn)速需求。2.3選擇發(fā)動機在選用發(fā)動機時，所選型號的發(fā)動機額定功率應比估算出的大10%到20%，于是發(fā)動機的額定功率選取范圍是81.31kw到88.72kw。根據(jù)九十年代發(fā)動機一書，選取CY4102BZLQ-A型柴油機，主要技術(shù)參數(shù)參見圖2-1，其全負荷速度特性曲線如附圖2.1所示。根據(jù)上述功率選定CY4102BZLQ-A：表2.1 CY4102BZLQ-A增壓中冷型主要技術(shù)參數(shù)增壓中冷型主要技術(shù)參數(shù)型

17、0;   號：CY4102BZLQ-A形    式：立式直列、水冷、四沖程、增壓中冷氣 缸 數(shù)：4102×118工作容積：3.856燃燒室形式：直噴圓型縮口燃燒室壓 縮 比：17:1額定功率/轉(zhuǎn)速：88/2800最大扭矩/轉(zhuǎn)速：343/1400-1800全負荷最低燃油消耗率：220最高空載轉(zhuǎn)速：3100機油消耗率：750工作順序：1-3-4-2噪聲限制：114煙    度：0.6凈質(zhì)量：340發(fā)動機外特性曲線如圖 2.1所示：圖2.1 發(fā)動機外特性曲線第三章 傳動比的計算和選擇3.1驅(qū)動橋主減速器傳動比的

18、選擇在選擇驅(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： （3.1）式中：汽車最高車速，km/h； 最高車速時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，一般=（0.91.1），其中為發(fā)動機最大功率時對應的轉(zhuǎn)速，r/min； 車輪半徑，m。 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變速器頭擋傳動比的選擇（1）在確定變速器頭擋傳動比時，需考慮驅(qū)動條件和附著條件。為了滿足驅(qū)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16.7o。為了滿足附著條件，其大小應符合下式規(guī)定：式中：驅(qū)動車輪所承受的質(zhì)量，kg；由于第一章中后軸軸荷分配暫定為65%，

19、 故=4580×65%=2977kg； 附著系數(shù)。0.6-0.7之間，取=0.7。（2）各擋傳動比確定：由于在4.226.26，取=6，且=1按等比數(shù)級分配各擋傳動比,=則q=1.57,=6，=q3=3.83，=q2=2.46，=q1=1.57，=13.2.2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之間更應

20、小些。 根據(jù)以上求得的各擋傳動比，結(jié)合實際情況，選擇變速器東風17Q50-00030。表3.1 東風17Q50-00030B參數(shù)變速器型號中心距最大輸入扭矩換擋方式變速箱重量東風17Q50-00030121mm440N.m手動112Kg各擋傳動比一擋：5.713 二擋：3.68 三擋：2.192 四擋：1.466五擋：1 R：5.985第四章 軸荷分配及質(zhì)心位置的計算4.1軸荷分配及質(zhì)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(zhì)心位置：g1l1+g2l2+g3l3+=G2Lg1h1+g2h2+g3h3+=Ghg g1+g2+g3+=G （4.1）G1+G2=GG1L=G

21、bG2L=Ga式中： g1 、g2、 g3 各總成質(zhì)量，kg； l1 、l2 、l3 各總成質(zhì)心到前軸距離，m； h1 、h2 、h3 各總成質(zhì)心到地面距離，m； G1 前軸負荷，kg； G2 后軸負荷，kg； L 汽車軸距，m； a汽車質(zhì)心距前軸距離，m； b汽車質(zhì)心距后軸距離，m； hg汽車質(zhì)心到地面高度，m。質(zhì)心確定如表 4.1所示表4.1 各部件質(zhì)心位置質(zhì)量（Kg） 質(zhì)心至前軸距離（m）質(zhì)心離地距離（空載）（m）質(zhì)心離地距離（滿載）（m）（空載）（滿載）發(fā)動機及附件340-0.110.9-34306306變速器及離合器殼1120.90.80.7100.878.478.4人1950.21

22、.41.3000貨物22502.901652502250萬向節(jié)傳動2820.650.555615.415.4后軸及后軸制動器2603.360.4620.362873.694.1294.12后懸架及減震器1403.360.540.44470.461.661.6前懸架及減震器4500.520.42018.918.9前軸前制動器輪轂轉(zhuǎn)向梯形14600.4620.362052.85252.852前輪及輪胎總成12000.3750.37504545后輪及輪胎總成2503.360.3750.37584093.7593.75車架支架拖吊裝置1751.90.750.65332.5113.75113.75油箱油

23、管182.20.650.550.359.99.9蓄電池組362.20.650.550.6519.819.8駕駛室總成13001.551.450188.5188.5擋泥板752.80.450.3521033.7526.25貨箱總成2602.91.21.1754286286總計458010168.31896.7223913.722.水平靜止時的軸荷分配及質(zhì)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=G1=4580-3026.3=1553.7kg前軸荷分配：=33.9后軸荷分配：=66.1空載：=kg前軸荷分配: 后軸荷分配：根據(jù)表4.2,得知以上計算符合要求表4.2各類汽車的軸荷

24、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%a.水平路面上汽車滿載行駛時軸荷轉(zhuǎn)移計算對于后輪驅(qū)動的載貨汽車在水平路面上滿載加速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； 行駛時后軸最大負荷，kg； 附著系數(shù)，在干燥的瀝青或混凝土路面上，該值為0.70.8

25、。令，式中：行駛時前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般為0.80.9； 行駛時后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般為1.11.2。根據(jù)式（3.2）可得:kgkgb.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(zhuǎn)移系數(shù),一般為1.41.6； 制動時后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般為0.40.6。根據(jù)公式（3.3）可得：kg第五章 動力性能計算5.1驅(qū)動平衡計算5.1.1驅(qū)動力計算汽車的驅(qū)動力按下式計算： （5.1）式中：驅(qū)動力，N； 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，Nm； 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

26、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）可計算出各擋位汽車行駛時，驅(qū)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各擋驅(qū)動力，速度N（r/min）123014001600180020002200240026002800T(N·m)323335345343340330320310300一檔V1(km/h8 9 10 11 12 14 15 16 17 Ft1（N）17538 18189 18732 18624 18461 17918 17375 16832 16289 二檔V2(

27、km/h12 14 16 17 19 21 23 25 27 Ft2（N）11297 11717 12066 11996 11891 11542 11192 10842 10492 三檔V3(km/h20 23 26 29 33 36 39 42 46 Ft3（N）6723 6973 7181 7139 7077 6869 6660 6452 6244 四檔V4(km/h30 34 39 44 49 54 58 63 68 Ft4（N）4500 4668 4807 4779 4737 4598 4459 4319 4180 五檔V5(km/h44 50 57 64 71 79 86 93 10

28、0 Ft5（N）3070 3184 3279 3260 3231 3136 3041 2946 2851 V5(km/h)44 50 57 64 71 79 86 93 100 （N）1114 1205 1327 1464 1619 1789 1975 2178 2397 表5.2 行駛阻力5.1.3汽車行駛驅(qū)動力行駛阻力平衡圖根據(jù)表5.1可繪出驅(qū)動力行駛阻力平衡圖圖5.1 驅(qū)動力-行阻力平衡圖從圖5.1上可以清楚的看出不同車速時驅(qū)動力和行駛阻力之間的關(guān)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(qū)動力和行駛阻力相

29、等，汽車處于穩(wěn)定的平衡狀態(tài)。圖5-1中最高車速為100km/h。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(guān)系 0.0076+0.000056 （5.4）根據(jù)式（5.3）及式（5.4）得汽車各擋行駛動力因數(shù)，如表 5-3所示：表5.3各擋速度與動力因素N(r/min)123014001600180020002200240026002800T(N·m)323335345343340330320310300一檔V1（km/h）8 9 10 11 12 14 15 16 17 D10.3910.4050.4170.4140.4

30、110.3990.3860.3740.362二檔V2（km/h）12 14 16 17 19 21 23 25 27 D20.2510.260.2680.2660.2640.2560.2470.2390.231三檔V3（km/h）20 23 26 29 33 36 39 42 46 D30.1480.1540.1580.1560.1540.1490.1430.1380.132四檔V4（km/h）30 34 39 44 49 54 58 63 68 D40.0970.10.1020.10.0970.0920.0870.0820.077五檔V5（km/h）44 50 57 64 71 79 86

31、93 100 D50.0620.0620.0610.0580.0540.0480.0420.0350.028f0.010.010.0110.0110.0120.0120.0120.0130.0135.2.3動力特性圖利用表5.2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(guān)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。=式中:-汽車變速器I檔的最大動力因數(shù),為0.40則 =24.07

32、°=44.67%30%，滿足最大爬坡度的要求 汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù)表示汽車的上坡能力。因乘用車、貨車、越野汽車的使用條件不同，對它們的上坡能力要求也不一樣。通常要求貨車能克服30%坡度，越野汽車能克服60%坡度。本車型最大爬坡度約為41.3%滿足貨車最大爬坡度要求。5.2.5加速度,加速度倒數(shù)曲線由汽車行駛方程得： （5.6） 回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，其值可按下式估算： （5.7）式中：=0.030.05，取0.04； 0.06，取0.05； 變速器各擋位時的傳動比。公式（5.7）可得各擋值：表5.4各擋回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)i5.7133.682.1921.46612.67

33、1.721.281.151.09由此可得各擋汽車行駛時各擋加速度及加速度倒數(shù)， (5-8)如表 5.5所示：一檔V1(km/h)8 9 10 11 12 14 15 16 17 1/a10.71 0.69 0.67 0.67 0.68 0.70 0.72 0.75 0.77 二檔V2(km/h)12 14 16 17 19 21 23 25 27 1/a20.72 0.70 0.68 0.68 0.69 0.71 0.74 0.76 0.79 三檔V3(km/h)20 23 26 29 33 36 39 42 46 1/a30.93 0.90 0.88 0.89 0.90 0.94 0.98

34、1.02 1.07 四檔V4(km/h)30 34 39 44 49 54 58 63 68 1/a41.34 1.30 1.28 1.31 1.35 1.44 1.54 1.66 1.80 五檔V5(km/h)44 50 57 64 71 79 86 93 100 1/a52.16 2.15 2.19 2.38 2.63 3.09 3.79 4.98 7.45 表5.5各擋速度、加速度與加速度倒數(shù)由表5.5 可繪出加速度倒數(shù)曲線：圖5.4 加速度倒數(shù)曲線汽車在平直的良好路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用的時間，稱為原地起步加速時間。對于最高車速低于100km/h的汽車，加速

35、時間可用加速到60km/h所需的時間來評價。裝載量22.5t的輕型載貨汽車的換擋加速時間多在17.530s。根據(jù)加速度倒數(shù)曲線可算出該車0到60km/h加速時間為59×13.1s滿足輕型載貨汽車加速時間要求。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)動機功率N(r/min)123014001600180020002200240026002800T(N·m)323335345343340330320310300V1(km/h)8 9 10 11 12

36、14 15 16 17 V2(km/h)12 14 16 17 19 21 23 25 27 V3(km/h)20 23 26 29 33 36 39 42 46 V4(km/h)30 34 39 44 49 54 58 63 68 V5(km/h)44 50 57 64 71 79 86 93 100 P1(kw)42 49 58 65 71 76 80 84 88 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)動機功率，其值按下式計算： （5.9）當汽車在平路上等速行駛時，其值為 （5.10）由公式（5.10）得汽車在平路上等速行駛時所需發(fā)動機功率 。

37、現(xiàn)將數(shù)據(jù)統(tǒng)計為下表表5.7阻力功率V5(km/h)44 50 57 64 71 79 86 93 100 Pe(kw)15 19 23 29 36 43 52 62 74 功率平衡圖作發(fā)動機能夠發(fā)出的功率與車速之間的關(guān)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 功率平衡圖在不同擋位時，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，高擋時車速高，所占變化區(qū)域?qū)?。Pf在低速范圍內(nèi)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

38、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V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。該車的V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。第六章 汽車燃油經(jīng)濟性計算 在保證動力性的條件下，汽車以盡量少的燃油消耗量經(jīng)濟形式的能力，稱車燃油經(jīng)濟性。在汽車設計與開發(fā)工作時，常需要根據(jù)發(fā)動機臺架試驗得到的萬有特性圖與汽車功率平衡圖，對汽車燃油經(jīng)濟性進行估算。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

39、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7.948.13，其值取8.00； 汽車單位行程燃油消耗量，L/100km； 最高擋車速。根據(jù)計算公式（6.1）及圖6.1發(fā)動機萬有特性曲線，列出燃油消耗率，見下表6.1表6.1燃油消耗N(r/min)123014001600180020002200240026002800g(kw·h)218 212 209 207 209 212 218 224 282 V5(km/h)44 50 57 64 71 79 86 93 100 Pe(kw)15 19 23 29 36 43 52 62 74 Q(L)10 10 11 12 12