3畢業(yè)設(shè)計說明書

車與力程院業(yè)計明第二章車總體設(shè)

汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)和配合，取決于總體布置；總體設(shè)計水平的高低對汽車的設(shè)計質(zhì)量、使用性能和產(chǎn)品的生命力起決定性的影響。汽車是一個系統(tǒng)，這是基于汽車只有如下屬性而具備組成系統(tǒng)的條件：①汽車是由多個要素（子系統(tǒng)及連接零件）組成的整體，每個要素對整體的行為有影響；②組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的；③汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。由此，汽車具備系統(tǒng)的屬性，對環(huán)境表現(xiàn)出整體性、一輛子系統(tǒng)屬性匹配協(xié)調(diào)的汽車所具備的功能大于組成它的各子系統(tǒng)功能純粹的、

簡單的總和、反之，如果子系統(tǒng)的屬性因無序而相互干擾，即便是個體性能優(yōu)良的子系統(tǒng)，其功能也會因相互扼制而抵消，功率循環(huán)、軸轉(zhuǎn)向等就是這樣的典型例子。系統(tǒng)論所揭示的系統(tǒng)整體性和系統(tǒng)功能的等級性必然會映像到設(shè)計任務(wù)中來、用整體性來解釋汽車設(shè)計的終極目標(biāo)是整車性能的綜合優(yōu)化，道理是十分顯然的、汽車設(shè)計任務(wù)的等級形態(tài)表現(xiàn)為：上位設(shè)計任務(wù)是確定下位設(shè)計任務(wù)要實現(xiàn)的目標(biāo)，下位設(shè)計是實現(xiàn)上位設(shè)計功能的手段、上、下位體系可從總體設(shè)計逐級分至零件設(shè)計，總體設(shè)計無疑處于這種體系的最上位，設(shè)計子系統(tǒng)的全部活動必須在總體設(shè)計構(gòu)建的框架內(nèi)進行、子系統(tǒng)設(shè)計固然重要，但統(tǒng)攬全局、設(shè)計子系統(tǒng)組合和相互作用體系規(guī)則的總體設(shè)計對汽車的性能和質(zhì)量的影響更加廣泛、更為深刻。

汽車型式一般包括：驅(qū)動型式、布置型式、及車身型式。汽車的型式對汽車的使用性能，外形尺寸、重量、軸荷分配和制造成本等方面影響很大。1

車與力程院業(yè)計明§2.2.1、軸數(shù)和驅(qū)動形式不同類型的汽車有不同的軸數(shù)和驅(qū)動型式，這主要根據(jù)使用條件、用途、工廠的生產(chǎn)條件、制造成本及公路的軸荷限值等因素進行選擇。我國公路干線和橋梁所允許的雙軸汽車后軸的單軸負(fù)荷不超過130KN，前軸的允許負(fù)荷不超過國家的法規(guī)不一樣，但相同的是后軸負(fù)荷大多在100-130KN之間。雙軸汽車總重量一般不超過。結(jié)合以上的敘述，對于本次設(shè)計的噸柴油動力貨車，選用兩軸即可。汽車最常用的布置形式是兩軸、后驅(qū)動汽車，其中轎車還可以采用4×2驅(qū)動式結(jié)構(gòu)。對于一般總重小于19t的汽車，都采用4×2后驅(qū)動的布置型式，因為這種汽車結(jié)構(gòu)簡單、布置合理、機動性好、成本低、適合于公路使用，是—種典型的、成熟的結(jié)構(gòu)型式。隨著汽車載重量的增加，各相關(guān)總成也要相應(yīng)的加大，汽車的自重也要增加，這樣會造成4×2式汽車單軸的負(fù)荷增加，以至于超過公路、橋梁所規(guī)定的承載限值(公路允許單負(fù)荷為雙后軸負(fù)荷為24t)為解決此矛盾，一般采用增加汽車軸數(shù)的辦法來減少單軸的負(fù)荷，如從4×2成6×2、6×4，如果想增加驅(qū)動能力，提高越野通過性能，可以采用4×4、6×6增加前驅(qū)動型式的結(jié)構(gòu)，同時也可提高載重量。采用增加軸數(shù)的辦法，可以提高載重量而不增加單軸負(fù)荷，同時還不會增加車箱底板的離地高度，提高通用化、系列化水平，便于生產(chǎn)、降低生產(chǎn)成本等。所以汽車廠家多年來一直都采用這種辦法變型出更多品種的汽車。對于一般輕型的貨車經(jīng)常在良好的公路上行駛，與動力性要求相比對通過性的要求較低些，所以3噸的輕型貨車采用4×2輪驅(qū)動比較好?！?.2.2、車頭、駕駛室的型式車頭、駕駛室的型式是汽車的最主要的型式之一。其選擇主要決定于用戶的要求、安全性、維修保養(yǎng)的方便性和生產(chǎn)條件等因素。車頭的型式如長頭、短頭、平頭等都各有其優(yōu)缺點。車頭、駕駛室與發(fā)動機，前軸的布置位置，也可組成不同的布置結(jié)構(gòu)，形成不同風(fēng)格的整車外形，使軸荷分配、軸距、轉(zhuǎn)彎直徑等發(fā)生變化。對使用、性能也有一定的影響。2

車與力程院業(yè)計明平頭式——貨車的發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)短頭式——貨車的發(fā)動機大部分位于駕駛室前部，小部分位于駕駛室內(nèi)長頭式——貨車的發(fā)動機位于駕駛室的前部（下為長頭和平頭車的簡圖）通過查找數(shù)據(jù)、參照當(dāng)今市場上現(xiàn)存貨車的布置形式以及從燃油經(jīng)濟性考慮，最后經(jīng)過和同組同學(xué)們商量確定采用平頭式。平頭式貨車主要的優(yōu)點敘述如下：1、汽車長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎半徑小、機動性能好；2、不需發(fā)動機罩和翼子板，加之總長縮短等因素的影響，汽車整備質(zhì)量減??；3、駕駛視野得到明顯改善；4、采用轉(zhuǎn)式駕駛室能改善發(fā)動機及其附件的接近性；5、汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭式貨車的該項指標(biāo)比較高。§2.2.3胎的選擇的寸和型號行車和繪總布置圖要原，因，在開定，而車輪。力—傳數(shù)(汽等)影。3

車與力程院業(yè)計明所受的最大荷輪荷之，稱為輪荷系。大車取為0.91.0以。轎、型、輪動，故應(yīng)；對的，其。在面胎達1.1載，甚。試：輪胎載％時，其壽命將降30％降、減簧，對系內(nèi)。數(shù)下

：—1輪胎規(guī)格（采用縱向花紋）標(biāo)準(zhǔn)輪輞允許使用輪輞輪胎斷面寬度輪胎外直徑內(nèi)胎雙層厚度不小于墊帶：最小展平寬度中部厚度不小于邊緣厚度不大于氣門嘴型號

8.25—166.50G6.00G240mm860mm3.5mm180mm4.0mm1.5mmTZ—784

HJHJ§2.3

車與力程院業(yè)計明汽主要參選擇：外距、輪車車：§1.3.1寸定一、外廓尺寸長La=L+LR

(mm)L

a

=3650+1015+1795=6460mm寬Ba=1880mm高Ha=2220mm；二、軸距軸距L對整備質(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。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。在整車選型初期,可根據(jù)要求及駕駛室布置尺寸初步確定距

:LLLH

R式中，

L--——貨箱長度可根據(jù)汽車的裝載質(zhì)量、載貨長度來確定，或參考同類型、同裝載量汽車的貨廂長度和裝載面積來初步確定；L--—前輪中心至駕駛室后壁的距離它與布置方案選擇有關(guān)，在該布置方案選定后，可通過對駕駛室、發(fā)動機和前軸的初步布置或參考同型、同類布置的汽車的這一尺寸初步確定；——駕駛室與貨廂之間的間隙，一般取

50；L——后懸尺寸，可根據(jù)道路條件或參考同類型汽車初步確定。表表2-2）：L=3650mm三、前輪距和后輪距5

車與力程院業(yè)計明寬、且于2.5m，足、同類取前輪距B

1

=1385mm后輪距B2=1425mm四、前懸和后懸近，。定：前懸LF后懸LR

汽車質(zhì)量參數(shù)的確定：整量

m

0、

汽車量

m

a

、軸荷分配等。一、水平靜止時的軸荷算在整車設(shè)計方案確立后，總布置設(shè)計草圖初步完成的情況下，應(yīng)首先對整車質(zhì)量參數(shù)(包括：空載態(tài)下的整車整備質(zhì)量、軸荷分配、質(zhì)心高度；滿載狀態(tài)下的整車最大總質(zhì)量、軸荷分配以及非懸架質(zhì)量等)進行估算為整車性能計算和總成設(shè)計提供依據(jù)。各總成品質(zhì)6

Mi

，可通過樣件實測得到，亦

車與力程院業(yè)計明可參照同類車型樣件實測值修正得到。一般整車總布置圖在滿載狀態(tài)下繪制，在確定各總成質(zhì)心在空載狀態(tài)下的離地高度時應(yīng)考慮到前、后輪胎和懸架相對滿載狀態(tài)的垂直變形的影響；空載狀態(tài)下各總成質(zhì)心縱向位置相對滿載狀態(tài)的變化忽略不記。

總成或部件名稱

重量g(kg)

重心距前軸L(m)

重心距地面h(m)

g.L(kgm)g.h(kgm)發(fā)動機及附件離合器及操縱機構(gòu)傳動軸變速器機離合器殼后橋、輪轂及后制動器車價及支架前軸、輪轂、轉(zhuǎn)向梯形及前制動前懸及減震器后懸即減震器后輪及輪胎總成拖鉤裝置轉(zhuǎn)向器、縱拉桿及固定件手制動器及操縱機構(gòu)制動系驅(qū)動機構(gòu)油箱及油管消音器及排氣管水箱及軟管蓄電池組儀表及其固定零件貨箱駕駛室

420873612036036018960135300363621182712395712300150

0.230.521.13.62-0.0503.52.415.45-11.51.21.94.2-0.22.3-0.93-0.5

0.680.530.50.50.4310.430.50.550.4310.70.50.50.60.40.80.571.51.21.5

96.643.5721321296720-9.450472.5723196.2-3631.521.651.350.4-7.8131.1-10.8900-75

285.646.111860154.836081.273074.251293625.210.5916.24.831.232.49183602257

112233lllhh112233lllhhh擋泥板等30-3.50.8-105水、機油、燃料及裝備1950.80.7156貨物30002.81.28400

24136.53600計算離a的度h：g

1.1+l2+gl3…2.GL

2-1gh+g+gh+……h(huán)總重

2-2）式中g(shù)g2g—

）1、2、3—

（m12、3——

（G

2——

）G

總——

汽車）h

重—

(m)又有

g1.1g+g3.

+……=

G

總

2-3）G1G=G

總

G1荷(kg)

（2-4）G1=G總G2L總

2-5）2-6）a—b—

重心距前軸的距離m）重心距后軸的距(m)：G

2

=1328.67kgG=3000-G2h

重

=0.723（m）ab

=2.033(m)=1.617(m)：G

2

=3630kgG=6000-G28

1總重重2重車與力程院業(yè)計明1總重重2重h

重

=

0.961(m)ab

=2.208(m)=1.152(m)

質(zhì)重心距前軸重心距后軸重心高度

a(m)b(m)h(m)

空載2.0331.6170.723

滿載2.20821.44180.961前軸

—4空載

配滿載后軸前軸

后軸55.70%44.30%36.80%63.20%算，，盡使。二、汽車行駛中的軸荷算道。設(shè)，，好加。平；于的：Z

G（b）L

（2-7）Z

GL

重

（2-8）式中：ab軸（m9

111222總重a11制2制22111222總重a11制2制22

車與力程院業(yè)計明——數(shù)Z1—（kg）Z2—（kg）：Z1=1688.98kgZ2=4311.02kg：m2370

(2-9)

1.188G3630

(2-10)制動軸的最大負(fù)荷式計算：

1

G（b）L

(2-11)Z

2

G總（

L

h

(2-12)：ZZ

制1制2

=3317.84kg=2682.16kg：

制1G

1.42370

(2-13)Z2682.160.74G足。三、汽車穩(wěn)定性的計算10

(2-14)

重重‘’‘車與力程院業(yè)計明重重‘’‘1證件是b1.4418h0.961

(2-15)足2證彎：1.3852*

(2-16)求3最小轉(zhuǎn)彎半徑R

minR

min

5.5m—5

項目外形尺寸軸距(mm)前/后輪(mm)前/后懸(mm)整備品質(zhì)m0(kg)最大總質(zhì)量(kg)

參數(shù)6460×210036501385/14251015/179530006000接近角/離角

19

31/

30最高車速(km/h)乘員數(shù)(人最小轉(zhuǎn)彎半徑(m)最小離地間隙(mm)發(fā)動機型號最大功率(kw/r/min)最大扭矩Nm/r/min)

952≤5.5240CY4D43T88/3200340/180011

maxmax車與力程院業(yè)計明maxmax§2.4發(fā)擇發(fā)動機選型的依據(jù)因素很多，如汽車的類型、用途、使用條件、總布置型式、總質(zhì)量及動力性指針、經(jīng)濟性要求、材料和燃料資源、排氣污染和噪聲方面的法規(guī)限制、已有的發(fā)動機系列及其技術(shù)指針?biāo)?、技術(shù)發(fā)展趨勢、生產(chǎn)條件與制造成本、市場預(yù)測情況以及將來的配件供應(yīng)及維修條件等，通常要經(jīng)過多種方案的比較甚至通過先行的試驗研究才能選定一個好的方案?！?.4.1發(fā)動機基本形式的選擇至今世界上絕大多數(shù)的汽車都是采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機，其中絕大多數(shù)的轎車采用汽油機，而幾乎全部的重型貨車、絕大多數(shù)的中型貨車和相當(dāng)一部分輕型貨車則采用柴油機。在汽車發(fā)動機基本型式的

選擇中首先應(yīng)確定的是采用汽油機

還是柴油機，其次是氣缸的排列型式和發(fā)動機的冷卻方式。結(jié)合汽車的動力性及最高車速；對于3噸的輕型貨車，發(fā)動機選取水冷、4缸直列、渦輪增壓的柴油發(fā)動機?！?.4.2主要性能指針的選擇一、發(fā)機最大功率Pemax發(fā)動機功率愈大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率降低，燃料經(jīng)濟性下降，動力傳動系的質(zhì)量也要加大。因此，應(yīng)合理地選擇發(fā)動機功率。設(shè)計初可參考同類型、同級別且動力性相近的汽車的比功率進行P

emax的估算或選取。P

eman

亦可根據(jù)所要求的最高車速U

emax

。按下式計算出Pemax

mgfCAV

(2-17)12

n車與力程院業(yè)計明n式中：

T

—_發(fā)動機最大功率，；emax——傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅(qū)動橋的4×2式汽車取

T

≈0.9m——汽車總質(zhì)量，；——重力加速度，m／s2——滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02，f

——最高車速，／hC——空氣阻力系數(shù)，轎車取0.4～0.6，客車取，貨車取D—1.0A——汽車正面投影面積，㎡，若無測量資料，可按前輪距B、汽車1總高、汽車總寬B尺寸近似計算：對載貨汽車A≈BH。1按上式求出的P

e

應(yīng)為發(fā)動機在裝有全部附件下測定時得到的大有效功率或凈輸出功率，它比一般發(fā)動機外特性的最大功率值低％％將數(shù)據(jù)帶入得Pemax

160009.80.024.1736(95360076140

)kw根據(jù)所得的功率選取發(fā)動機最大功率Pemax=88kw

型號CY4D43T對應(yīng)的轉(zhuǎn)速p=3200r/min二、矩。

發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax當(dāng)發(fā)動機最大功率和其相應(yīng)轉(zhuǎn)速確定后，可用下式確定發(fā)動機的最大扭Te

max

(2-18)式中：—發(fā)動機最大扭矩，N·m13

車與力程院業(yè)計明——扭矩適應(yīng)性系數(shù)；＝

TeTp

，柴油機

~1.25；的大小，標(biāo)志著行駛阻力增加時，發(fā)動機沿外特性曲線自動增加扭矩的能力。的數(shù)值進行選取。取=1.2

的大小可參考同類樣機

——為最大功率點的扭矩，N·m；

——最大功率點轉(zhuǎn)速，r。將所選發(fā)動機的參數(shù)帶入驗證發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩：Te9549

1.23200

Nm所選發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩為Temax選擇發(fā)動機的型式及參數(shù)為：

所以能夠滿足要求。型號形式

CY4D43T廢氣渦輪增壓汽缸數(shù)-缸×行程(mm)工作容積(L)燃燒室形式壓縮比額定功率/轉(zhuǎn)速（kw/r/min)最大扭矩/轉(zhuǎn)速（Nm/r/min)工作順序機油消耗率(g/kwh)煙度排放標(biāo)準(zhǔn)外形尺寸長×寬×高（mm)

4-112×1104.334直噴圓形縮口燃燒室18﹕188/3200340/18001-3-2-4≤115≤3.0達歐I標(biāo)1121.5×78814

車與力程院業(yè)計明第三章汽車的整體布置和各部件的選擇在總成進行方案布置和設(shè)計計算的同時，要進行整車總體布置的有關(guān)計(參數(shù)確定和性能計算)工作，并要在整車方案布置草圖及各總成匹配布置的基礎(chǔ)上正式繪制和布置整車總布置圖。整車總布置圖包括側(cè)視圖、俯視圖、前視圖和必要的斷面布置圖、局部布置圖。在繪制整車總布置圖的過程中，要隨時配合、調(diào)整和確認(rèn)其各總成的外廓尺寸、結(jié)構(gòu)、布置型式、連接方式、各總成之間的相互關(guān)系、操縱機構(gòu)的布置要求，懸置的結(jié)構(gòu)與布置要求、管線路的布置與固定、裝調(diào)的方便性等。整車布置應(yīng)從車型系列化角度出發(fā)，減少基礎(chǔ)布置的變動，并可變型出多種車型，以適應(yīng)大量生產(chǎn)和用戶不同的使用要求，從而可以降低成本，提高可靠性。在布置某一新車型時，在圖面上同時考慮短軸距的4×2、6×4自卸和牽引車的底盤布置要求，同時還考慮軸距加長后的幾種變型車的布置關(guān)系，如油箱、備胎、貯氣筒、電瓶、取力位置及方式、排氣系統(tǒng)、進氣系統(tǒng)、傳動軸夾角的變化、懸架和車箱的系列化設(shè)計等。這雖然增加了不少工作量，但對車型的系列化發(fā)展及生產(chǎn)組織、管理會帶來巨大的好處。§3.1.1整車布置的基準(zhǔn)線——零線的確定汽車在滿載狀態(tài)下，確定整車的零線(三維坐標(biāo)面的交線)、正負(fù)方向及標(biāo)注方式。(1)車在滿載狀態(tài)、車頭向左來確定整車的坐標(biāo)線。X坐標(biāo)線：通過左右前輪中心的鉛垂面，在側(cè)視和俯視圖上的投影線即15

車與力程院業(yè)計明為X坐標(biāo)線，前為、后為“+，該線標(biāo)記為

X

。Z坐標(biāo)線：取車架縱梁上翼面上較長的一段平面，或承載式車身中部底板的下表面，并與水平面平行時，該面在前視和側(cè)視圖上的投影線即為ZZ標(biāo)線，上為“+”、下為“-”，標(biāo)記為。y坐標(biāo)線：通過汽車縱向中心線的鉛垂面，在前視和俯視圖上的投影線為了坐標(biāo)線，前視圖中右側(cè)為“+”、右側(cè)為“-”，標(biāo)記為

Y

。(2)新車設(shè)計時，整車的坐標(biāo)線確定后，車身(車頭、駕駛室、車架的坐標(biāo)線也確定了，三者是統(tǒng)一的。XY上述的、、三條線，統(tǒng)稱為三個方向的零線。在繪制總布置圖時，先確定零線的位置。一般是從側(cè)視圖上開始，根據(jù)整車的前懸及車架上表面至地面的高度，確定XZ標(biāo)線的交點，然后通過該點畫一水平線和一垂直線，分別代表

XZ和。俯視圖和前視圖坐標(biāo)線的0畫法可照此法處理，但須保證X、Y、Z個坐標(biāo)線互相垂直。地面線可暫時不畫，待前、后輪中心至車架上表面距離確定后，再以前、后輪中心為圓心，以車輪靜力半徑為半徑，分別畫兩個圓弧，則兩圓弧的切線即為地干線。16

車與力程院業(yè)計明§3.2.1、后輪中心至車架表面——零線的距離在前輪不驅(qū)動，僅后輪驅(qū)動的汽車上，前、后車輪中心至車架上表面——零線的最小布置距離取決于后驅(qū)動橋處在滿載狀態(tài)下的布置尺寸。參見圖圖中車架縱粱上表面與整車零線重合時，

后輪中心至車架上表面—零線的距離為a+b+c其中a為車架縱梁在后橋中心斷面處的斷面高度。b為滿載時后橋殼至車架最大跳動距離。對于中、重型貨車一般取95mm。c為后橋殼中心至與車架下表面相碰時的橋殼上表面的距離。下表面相碰時的橋殼上表面的距離。17

§3.2.2

車與力程院業(yè)計明前輪中心至車架上表面——零線的距離前輪中心至車架上表面——零線的距離，一般均小于后輪中心至零線的距離這樣可以保證車架上表在滿載狀態(tài)下與地面有一前低后高的夾角

，使汽車在行駛時貨物不會向后移。前輪中心至車架上表面——零線的距離所以能小于后輪處，就因為前軸允許有一落差值，車架前端可以向下傾斜，以便滿足布置上的要求。見圖，其中為前輪中心至車架上表面——零線的距離c滿載時前輪最大跳動量，對于中重型貨車，其值為95mm～105mm左右，為板簧總成的最大厚度，e為前軸落差值，即轉(zhuǎn)向節(jié)中心至簧座上表面距離。前輪中心至零線的距離a=b+c+d-e。一般載貨汽車的角取～0.7

。轎車多取0

。18

3.3

車與力程院業(yè)計明§發(fā)動機及傳動系的布置根據(jù)總布置草圖中所確定的發(fā)動機、前軸及前輪的相互位置關(guān)系、發(fā)動機總成、散熱器總成、車頭駕駛室總成的外形圖，一起在總布置圖中進行細化、準(zhǔn)確定位，最后確定其坐標(biāo)位置。布置時要注意以下幾點：①油底殼與前軸的最小跳動距離；②油底殼與橫拉桿的間隙，除前軸垂直跳動量外，還要考慮制動時由于前簧的變形而造成前軸向前有一轉(zhuǎn)角(約3

～4

)所要求的額外間隙。別是前驅(qū)動橋的傳動軸與油底殼或附近的橫梁等零件的間隙也應(yīng)如此。③散熱器與風(fēng)扇的位置關(guān)系。一般風(fēng)扇至散熱器芯部表面至少留40mm以上的間隙。風(fēng)扇中心與散熱器芯部中心可以對齊，或者高于芯部中心，但風(fēng)扇不要超過上水室下邊，這樣的布置冷卻效果差；④曲軸中心線與車架上表面——零線，有一前高后低的夾角(2°～5°)，一般取3°左右。目的是能使汽車在滿載狀態(tài)時，傳動系的軸線互相之間夾角最小，甚至從前至后成為一條直線，以提高萬向節(jié)的傳動效率和減少磨損；⑤滿載時傳動軸的正常夾角在4°以下最好希望不超過8°。越野車的傳動夾角可達11°多。有條件時，驅(qū)動橋自身可以傾斜一個角度，以便滿足傳動軸的等角速運轉(zhuǎn)，或減小傳動軸的夾角；⑥單根傳動軸不易過長，必要時可加中間支承，變成兩根或多根傳動軸傳動。19

車與力程院業(yè)計明§3.3.2車頭、駕駛室的布置在發(fā)動機與車架、前軸、前輪布置關(guān)系確定后，即可布置車頭、駕駛室，在總成設(shè)計階段，對其關(guān)系進行協(xié)調(diào)。因此在這僅對其相互位置關(guān)系進行最后布置上的確認(rèn)和坐標(biāo)、尺寸的確定?！?.3.3

傳動軸的布置當(dāng)發(fā)動機離合器及變速器這一動力傳動總成和后驅(qū)動橋的位置確定后，則可布置萬向節(jié)與傳動軸。下圖給出了一根傳動軸兩端裝有萬向節(jié)這種最簡單的萬向節(jié)傳動的兩種布置應(yīng)使萬向節(jié)傳動兩端的夾角盡量相等，其數(shù)值在汽車滿載靜止時不應(yīng)大于4o，最大應(yīng)超過7o。有些車為了盡量降低傳動軸的高度，切萬向節(jié)叉軸線夾角不超過允許，要用圖中所示的型布置方案來滿足這一要求。而當(dāng)載荷變動使后驅(qū)動橋離開設(shè)計位置時，U型布置傳動軸的前后萬向節(jié)叉的軸線夾角的差值將增大而破壞等速條件，這也是引起傳動系振動的原因，應(yīng)采取專門的措施，例如，選擇適宜的后懸架導(dǎo)向裝置的幾何參數(shù)，采用非對稱板簧，采用等速萬向節(jié)等。萬向節(jié)傳動軸與地板之間的間隙可取～15mm。20

車與力程院業(yè)計明§3.3.4

懸架的置以載貨車的板簧為主，介紹布置上的要求。前板簧的布置要保證主銷后傾角的要求，同時這種前高后低的布置也有利于產(chǎn)生不足轉(zhuǎn)向。板簧的支架應(yīng)盡量減少懸臂的長度，以求在較小尺寸和質(zhì)量的前提下，獲得較大的強度和剛度。后板簧的布置應(yīng)做到前低后高，亦可獲得不足轉(zhuǎn)向。特別是高速轎車、輕型客車及吉普車等一定要考慮。對于載貨車，可能因結(jié)構(gòu)原因而造成布置上難度較大，則可較少考慮。減振器應(yīng)盡量布置成垂直狀態(tài)，以最大限度地利用其有效行程和減少偏差。若空間不允許，也可斜置。布置時應(yīng)注意下支點的離地高度，后減振器的上支點不應(yīng)高出車架上表面太高(不應(yīng)超過80mm)以免影響改裝車的裝配和布置。注意減振器上下行程的分配，不能發(fā)生上下頂死現(xiàn)象。前懸架采用獨立懸架時，要注意導(dǎo)向機構(gòu)的運動對前輪定位角、輪距變化的影響及布置上的抗點頭角的作用，拆裝油底殼的方便性等?！?.3.5

車架總成外形及其橫梁的布置先確定車架縱梁的斷面高度，參考同類樣車的車架最大斷面高度，決定車架的最大斷面高度。車架縱粱的外形，對于一般載貨汽車來講，前后軸之間的車架縱梁的斷面高度為最大值，而在前、后軸附近及前、后端的斷面高度均可變小，大多數(shù)車的前軸和后橋中心都處在車架縱粱斷面高度變化的過渡區(qū)內(nèi)。車架前部的變斷面，除要保證足夠的強度和剛度外，形狀的變化及選擇，要考慮布置上的需要和沖壓的工藝性，如前簧的布置，主銷后傾角度、前輪的跳動量、發(fā)動機和散熱器等的懸置結(jié)構(gòu)和處理是否理想、車頭或駕駛室懸置的布置等，最后進行綜合平衡后再確定車架前部外形尺寸和斷面高度。車架總成外寬的確定：不同的車型、不同的廠家，所選的車架總成外寬不一樣，雖然國家制訂了車架外寬的標(biāo)準(zhǔn)，但目前國內(nèi)沒有達到統(tǒng)一。21

車與力程院業(yè)計明對車架總成的外寬，其前、中、后部不等，主要取決于布置上的需要。前部外寬取決于發(fā)動機的外寬及懸置結(jié)構(gòu)的布置、散熱器的尺寸及懸置、前輪距、前輪胎的型號及車輪最大轉(zhuǎn)角、轉(zhuǎn)向縱拉桿和減振器的布置、前懸架的結(jié)構(gòu)型式和布置位置等因素。后部車架的外寬取決于后懸架的結(jié)構(gòu)、尺寸、布置及后輪胎特別是雙胎)的型號布置尺寸、整車外寬(允許超過2.5m)。車架中部的外寬主要考慮國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定，及前、后部寬度的差值的大小和過渡區(qū)的工藝性等，盡量采用前、中、后部等外寬的車架，這樣工藝性比較好，質(zhì)量容易保證。車架總成的橫梁布置應(yīng)均勻、結(jié)構(gòu)合理，在膠板上有總成固定支架的地(即力的作用點，應(yīng)布置橫梁，以便減少縱梁腹板的側(cè)彎。懸架支架、發(fā)動機懸置、油箱、電瓶、駕駛室懸置等處都應(yīng)考慮布置橫梁?！?.3.6

轉(zhuǎn)向系的布置轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置，主要是保證駕駛員操縱輕便、舒適，并使汽車具有較高的機動性和靈敏度，轉(zhuǎn)彎時減少車輪的側(cè)滑，減輕轉(zhuǎn)向盤上的反沖力和有自動回正作用。轉(zhuǎn)向系布置的關(guān)鍵要保證轉(zhuǎn)向傳動裝置及拉桿系統(tǒng)有足夠的剛度和較小的傳動比變化量。轉(zhuǎn)向機及轉(zhuǎn)向柱的固定要牢靠，角度及轉(zhuǎn)向盤的高度位置應(yīng)保證駕駛員操作靈便，手臂沒有被架高的感覺，抬腿蹬踏板時不碰轉(zhuǎn)向盤。拉桿必須有足夠的剛度，特別是彎拉桿，要保證沒有彈性變形。在前輪左右最大轉(zhuǎn)角區(qū)間內(nèi)，各節(jié)點不能出現(xiàn)發(fā)卡，磨擦現(xiàn)象，拉桿之間不能出現(xiàn)死角，在轉(zhuǎn)向過程當(dāng)中傳動比的變化應(yīng)盡量小。在系列車型設(shè)計當(dāng)中，由于軸距的變化會影響梯形底角的變化，在實際生產(chǎn)中，這種細小的變動很難處理，管理上容易出現(xiàn)誤裝或錯裝，生產(chǎn)也不好安排，為此就應(yīng)在設(shè)計時回避這一誤區(qū)。轉(zhuǎn)向梯形的確定，以系列車型中，產(chǎn)量最大的、或軸距居中的車型、亦可兩者兼顧后決定以某一車型為基礎(chǔ)設(shè)計其轉(zhuǎn)向梯形，其它車型直接乘用，這樣便于組織生產(chǎn)和發(fā)展變型車；對使用影響也不大。在縱置板簧的布置中，轉(zhuǎn)向垂臂的球頭中心應(yīng)與板簧的跳動中心重合或接近，上節(jié)臂的球頭中心應(yīng)與主片的高度相差，這樣可以減少車輪跳動時的22

車與力程院業(yè)計明干涉量，緊急制動時的干涉跑偏問題。轉(zhuǎn)向盤的高度、轉(zhuǎn)向柱的角度固定方式等要與駕駛室、腳踏板及座椅的布置共同考慮?！?.3.7

制動系統(tǒng)的布置國家標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定：汽車上應(yīng)配有行車制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)、應(yīng)急制動功能，三者可以獨立、亦可互相聯(lián)系，當(dāng)某二者失靈，另一系統(tǒng)仍具有應(yīng)急的制動功能。應(yīng)急制動的操作必須方便可靠，它可與行車制動或駐車制動的操縱機構(gòu)結(jié)合，但三者不能合在一起。對于駐車制動，要求它必須通過機械裝置把工作部件鎖止，解除也應(yīng)方便可靠。行車制動必須采用雙回路或多回路系統(tǒng)，當(dāng)部分管路失效后，其余部分仍有至少％的制動效能。整車設(shè)計人員要與總成設(shè)計人員共同商定，選擇行車和駐車制動器的方案、制動操縱方式及驅(qū)動機構(gòu)的型式、結(jié)構(gòu)和布置。一般輕型貨車上均采用液壓制動系統(tǒng)。兩種不同的驅(qū)動機構(gòu)要求制動器的布置、整車制動系統(tǒng)的配置、操縱機構(gòu)的型式和結(jié)構(gòu)等也各不相同，所以對制動系統(tǒng)的方案選擇和進行合理的布置是非常關(guān)鍵的?！?.3.8

進、排氣系統(tǒng)的布置進氣與排氣系統(tǒng)方案的選擇及布置的合理性，對整車的性能、可靠性、排放和振動噪聲等有影響?？諝鉃V清器及進氣管路是保證發(fā)動機得到充足和清潔空氣的通道，所以吸氣口要放在空氣暢通、清潔、灰塵少的部位，管道長度應(yīng)盡量短，以便減少阻力?？諝鉃V清器的容量要足夠，特別在風(fēng)沙、灰土大的地區(qū)，要加大空氣濾清器的容量，增加濾清效果，減少發(fā)動機的磨損和保證其正常地工作。一般平頭車的空氣濾清器都放在車頭的外面，有的從駕駛室背后豎起一個煙囪式的通氣管道，吸氣口在上端朝下或朝外。有的平頭車的進氣管道放在了乘客側(cè)的車門和風(fēng)窗玻璃的交接縫處，雖然不美觀，但對性能有益。排氣系的布置要保證發(fā)動機排氣暢通，阻力小，同時要盡量減少噪聲和振動，排氣口要朝左或右，不許朝向人行道。排氣管道的布置與油箱的距離應(yīng)大于300mm，盡可能把它們布置在底盤23

車與力程院業(yè)計明的不同側(cè)，若布置不開時，中間可加隔熱板。排氣管道的任何部位(除排氣尾管的排氣口外)不允許發(fā)生漏氣現(xiàn)象，以防止產(chǎn)生振動的噪聲。消聲器進氣管應(yīng)盡量與動力總成固定在一起，以減少振動干涉。排氣系統(tǒng)在整車上要用軟墊進行支承和固定，以減少管道各接口處的振動和干涉。在布置消聲器時，注意離地間隙大小，不應(yīng)影響通過性?！?.3.9操縱系統(tǒng)的布置轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向柱的布置前面已經(jīng)論述，這里僅對踏板(離合器、制動、油)裝置、變速操縱，駐車制動裝置等進行論述。所有踏板和操縱手柄位置都應(yīng)按人體工程學(xué)的要求進行布置，有條件的情況下可以在1:1的內(nèi)模中進行布置。要求所有的操縱機構(gòu)都要有足夠的剛度，運動件的連接處配合間隙要合理，盡量減小自由間隙，運動件不能出現(xiàn)發(fā)卡和干涉現(xiàn)象，確保操縱動作的靈活與準(zhǔn)確。特別是變速操縱機構(gòu)，使用頻繁、要求輕便、自由間隙小、不僅要求操縱機構(gòu)本身剛度好，而且要求用來固定操縱機構(gòu)的基體件的剛度也要好，這樣才能保證在換檔操作過程中靈活、準(zhǔn)確、手感強。車箱的布置根據(jù)車型所確定的載重量、用戶對車箱長度的要求、整車的外廓尺寸、車箱底板是否允許有車輪鼓包、貨物的情況等，合理地選擇車箱的內(nèi)部尺寸，但必須要保證符合公司內(nèi)部所確定的車箱內(nèi)部尺寸系列，不應(yīng)隨意變動，這樣可以便于組織生產(chǎn)和變型，有利于系列化和通用化。車箱前板及保險架離駕駛室后圍或相關(guān)部件的間隙應(yīng)不小于40mm。保險架的高度應(yīng)超出駕駛室頂部70mm。車箱縱、橫梁布置要合理，保證自身有足夠的強度和剛度，使車箱底板在長期承載使用狀態(tài)下，不會產(chǎn)生永久變形。車箱縱梁的后端允許超出車架尾端不大于200mm以便減輕車架的質(zhì)量。24

車與力程院業(yè)計明第四章運動校核轉(zhuǎn)輪動目前，國內(nèi)的載貨汽車大多數(shù)采用非獨立懸架的結(jié)構(gòu)，應(yīng)對其進行運動校核。采用非獨立懸架的前橋()相對于車架、車身上下跳動，其跳動受懸架和縱拉桿的限制。在進行運動校核時，首先要確定前橋的跳動極限位置，一側(cè)車輪在平地上或過坑而暫時懸空，而另一側(cè)車輪遇到路面凸起，使前軸傾斜。但是在具體作法上，目前不統(tǒng)—。有的以一側(cè)車輪上跳到鋼板彈簧蓋板與車架下翼面接觸(即鐵碰鐵)時的位置作為最高位置。此時假設(shè)緩沖塊已丟失；有的假定橡膠緩沖塊被壓縮

11或為車輪上跳的最高位置。32平頭駕駛室結(jié)構(gòu)的車型，發(fā)動機的油底殼一般布置在前軸上方，前軸、橫拉桿和油底殼也有相對運動。一般情況下，非獨立懸架的輕型車前橋的動行程，即前橋滿載位置到緩沖塊壓縮橫拉桿和油底殼的間隙應(yīng)不小于。

12

時為左右，那么靜止?jié)M載時前軸、按下列方法步驟繪制前輪跳動圖:①畫出汽車滿載靜止時車架、前軸鋼板彈簧、輪胎等有關(guān)部件的三個視圖；②根據(jù)車輪內(nèi)外最大轉(zhuǎn)角，作出滿載狀態(tài)的外輪廓線，然后投影到側(cè)視圖上；③確定前軸斜跳的回轉(zhuǎn)中心為

O點，該點是處在左、右鋼彈簧主體厚度中點的聯(lián)在線且與汽車對稱中點線偏離一個距離(偏向壓得較緊的彈簧一)根據(jù)第一汽車集團公司CAl0B車試驗結(jié)果，距為前鋼板彈簧中心距的％。然而其比例關(guān)系不一定適合每個車型，在缺乏試驗數(shù)據(jù)的情況下，可近似地把汽車對稱中心和板簧主片厚度中心聯(lián)線的交點作為跳動中心。以O(shè)為圓心，以O(shè)點到前軸中心線的垂直距離為半徑畫個圓弧，

按確定的前軸對車架的側(cè)角

做一直線(D)與該圓弧相切。則此切線為斜跳后的前軸中25

車與力程院業(yè)計明心線。在這條在線的上面畫出上跳后輪胎形狀，并將外輪廓線投影到其余視圖上。選取不同斷面，用上述方法作圖，就可以得到較完整的車輪跳動圖。有了跳動圖，就可以判斷轉(zhuǎn)向輪與相鄰的零部件是否會發(fā)生干涉，從而更好地確定它們的位置和形狀。另外還要考慮必要的間隙(如胎面需裝防滑鏈等)。采用作圖的方法進行校核。為了簡化作圖時不考慮主銷內(nèi)傾和后傾，即假定主銷垂直于地面。作圖時首先畫出俯視圖,即畫出轉(zhuǎn)向輪繞主銷中心O點向左和向右轉(zhuǎn)的極限位置。分別在不同的截面畫出車輪的外包絡(luò)線，然后使車輪上跳，即可得到車輪既轉(zhuǎn)又跳的外包絡(luò)線。因此可近似認(rèn)為車輪上跳為一種平動。采用非獨立懸架時轉(zhuǎn)向輪跳動圖如圖

4.1。26

車與力程院業(yè)計明27

111車與力程院業(yè)計明111目的：確定傳動軸上下跳動的極限位置及最大擺角；確定空載時萬向節(jié)傳動的夾角；確定傳動軸長度的變化量(伸縮)設(shè)計時應(yīng)保證傳動軸長度最大時花鍵與軸不致脫開，而在長度小時不致頂死；(4)校核后輪和車箱橫梁和車箱地板的間隙。畫法：隨懸架型式而異?，F(xiàn)就以貨車上最常用的鋼板彈簧懸架為例說明其畫法.首先，畫出汽車滿載時車架、后鋼板彈簧、后橋殼和傳動軸的位置，對于一端固定的對稱的鋼板彈簧，可以足夠準(zhǔn)確認(rèn)為：夾緊的一段及后橋殼在車輪上下跳動時作平移運動。

(1)彈簧主片中部與橋殼彈簧主片中點(主片厚度平均線的中點)A的軌跡為一圓弧其圓心點的位置在縱向與卷耳中心1C相距Le(為卷耳中心至前U型螺栓中心的距離)。在高度上與卷耳中41心相距e，由于后輪隨著彈簧中部作平移運動，故后萬向節(jié)中心2

B與主片中心A的聯(lián)線也是作平移運動，因此，直線

AB

可看成平行四邊形機構(gòu)上的一條邊，作出這個平行四邊形，即可求出了

B點的回轉(zhuǎn)中心O。為此，在圖上畫出A點的跳動中心，連接OA和AB兩條直線，從B點作A的并行線，從點作的并行線，交于點，此點即為所求的后萬向節(jié)中心

B的旋轉(zhuǎn)中心。以為圓心，OB為半徑畫圓弧EE

'

，此圓弧為B點的運動軌跡。過B點作車架的垂直線，在線上分別取

等于撓度f，BF

'

等于靜撓度，以及FF等于反跳撓度f(相當(dāng)于車輪遇坑下落到彈簧超過自由狀態(tài)的情況)過F

'

和

點作平行于車架的線段與

B點的運動軌跡交于E、E和E''三點，這三點分別相應(yīng)于懸架壓緊

(沖塊被壓緊)、自由和反跳三種狀態(tài)下萬向節(jié)中心的位置。連接

DEDE

'

和

即得相應(yīng)工況傳動軸的位置。其中為傳動軸上跳的極限位置，和相當(dāng)于下跳的極限位置(視路條件而定)EDE<EE

''

為傳動軸的最大擺角。此角以不超過40

為(每邊)動軸的最大長度等于DO和最短長度為和DE中較短的一個。汽車空載時的傳動軸位置和夾角可用類似的方法求得。28

1111211車與力程院業(yè)計明1111211目的：檢查轉(zhuǎn)向拉桿與懸架導(dǎo)向機構(gòu)的運動是否協(xié)調(diào)，以及校核轉(zhuǎn)向傳動的零件在轉(zhuǎn)向和懸架變形時是否會與其它零件相碰。前懸架采用鋼板彈簧的情況下，當(dāng)前輪相對車身上、下振動時，轉(zhuǎn)向節(jié)臂與縱拉桿相連的鉸接點(球銷中心A一方面要隨前輪沿著彈簧主片所決定的軌跡運動，同時又要繞著縱拉桿另一端擺動。如果這兩運動軌跡偏差較大，則會引起前輪擺振和反向沖擊。因此，要求轉(zhuǎn)向搖臂下端的

B，點盡量與轉(zhuǎn)向節(jié)臂的球銷中心

A的擺動中心點O接近，點位置取決于彈簧主片中點C的擺動中心。根據(jù)試驗研究，C點的軌跡近似于一段弧，其圓心的位置與彈簧固定端的卷耳中心相距

1L()在高度上相距圖上2

(L1L2為鋼板彈簧前半段后半段的有效長度，e為卷耳內(nèi)孔半徑)由于C與A點在空間作同一運動，其聯(lián)線CA作平移運動，故找到了C點的擺動中心后，即可按平行四邊形機構(gòu)原理，作平行四邊形C找出O找出O點于點是在彈簧固定端一側(cè)，故現(xiàn)在國內(nèi)所有廠家生產(chǎn)的輕型車)的轉(zhuǎn)向機構(gòu)都布置在彈簧固定端附近。

(干29

111111車與力程院業(yè)計111111懸架與轉(zhuǎn)向的運動校核步驟:以轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心

A的擺動中心O為中心，以A為半徑畫出圓弧JJ

'

，再以轉(zhuǎn)向器搖臂下端B為圓心，為半徑作圓弧

'

。過A點作主片卷耳聯(lián)線的垂直線

'

，并以點向上截取距離為動撓度

f的點，向下截以距離為靜撓度f的點，通過這兩點作垂直于

的直線與兩個運動軌跡分別交于GH和‘

H

四點，GH‘H

為鋼板彈簧與轉(zhuǎn)向縱拉桿運動不協(xié)調(diào)所造成的軌跡偏差，GH和‘H應(yīng)盡量小一些，尤其在常遇到的跳動范圍內(nèi)應(yīng)保證輪胎的彈性范圍以內(nèi)，如果偏差較大則應(yīng)對轉(zhuǎn)向器的位置，轉(zhuǎn)向搖臂長度作適當(dāng)修改，轉(zhuǎn)向垂臂下端的

B應(yīng)盡量布置在的運動中心O的附近。當(dāng)前輪采用獨立懸架時，校核方法判斷不同，此時應(yīng)根據(jù)前懸架導(dǎo)向機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點，找出轉(zhuǎn)向節(jié)臂鉸接點的運動軌跡的瞬心，看它是否與分段式轉(zhuǎn)向橫拉桿的鉸接點(斷開點)相重合，則懸架的變形不會引起前輪轉(zhuǎn)向。30

ii車與力程院業(yè)計明ii第五章

汽車性能數(shù)的計算和定所能汽車是一種高效

t§5.1.1各種參數(shù)的計算和曲線隨著道路條件的改善，汽車的速度越來越高。根據(jù)設(shè)計要求確定最高車速為95km/h，并進行計算驗證。一、各文件速度的計算0.377

rng0

（5-1式中：r汽車行駛時的滾動半徑（m）n發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速(r/min)ig—變速器各檔的傳動比io—汽車主減速器傳動比由發(fā)動機的外特性曲線和一些主要參數(shù)，代入上式得下列表格：31

hm(g車與力程院業(yè)計明hm(g1400160018002000220024002600280030003200

I9.36088510.6981512.0354213.3726914.7099616.0472317.384518.7217720.0590421.39631

II16.6249318.9999221.3749123.749926.1248928.4998830.8748733.2498635.6248537.99984

III26.3269330.0879233.8489137.6099141.370945.1318948.8928852.6538756.4148660.17585

IV41.5623347.4998153.4372859.3747665.3122371.2497177.1871883.1246689.0621494.99961各檔速度曲線)/KV度速

100806040200

I檔II檔III檔IV檔1400160018002000220024002600280030003200轉(zhuǎn)速n(r/min)

、文件驅(qū)動力計算和驅(qū)動力圖Ft

Ttqiir

5-2）計算結(jié)果如下表：32

NFDDNFDD)(

1400160018002000220024002600280030003200

車與力程院業(yè)計明ⅠⅡⅢⅣ15336.338635.3195453.0323454.128161999121.0565759.7653648.42216294.859175.0275793.8463670.01116151.079094.0715742.7243637.62815815.598905.1735623.4393562.06915288.48608.3345435.9913443.33414809.148338.485265.5843335.39214281.958041.6415078.1363216.65713419.297555.9054771.4033022.36212604.547097.1534481.712838.861驅(qū)動力平4080V、氣阻力的計算AVa

/21.15

5-3）式中

—汽車行駛速度C—空氣阻力系數(shù)，輕型貨車取

0.6—汽車迎風(fēng)面積，即汽車行駛方向的投影面積（代入數(shù)據(jù)得下表：33

m2）取輪距乘車高

輪內(nèi)車與力程院業(yè)計明輪內(nèi)

1400160018002000220024002600280030003200

ⅠⅡⅢⅣ15.5624149.08657123.0959306.776420.3264164.11308160.7783400.687525.7256181.14311203.485507.120131.76002100.1767251.2161626.074338.42962121.2138303.9715757.549945.73442144.2544361.7512901.546953.67443169.2986424.55521058.06562.24963196.3463492.38351227.10671.46004225.3975565.23621408.66781.30564256.4523643.11321602.75阻力的計算f

5-4）又

f=f

低速

+

）f低=0.33+0.4

Q3由《汽車運用工程師手冊》可得最大負(fù)荷為：

輪胎8.25—16的一些參數(shù)氣壓為：

輪胎斷面高度為：22.7cm輪胎斷面寬度為：24cm車輪載荷為：∴

f

低速

=0.33+0.4

34.2

=0.53(%)∴可知滾動阻力系數(shù)f=0.0053+0.000002V

34

代入數(shù)據(jù)得下表：

車與力程院業(yè)計明擋滾ⅠⅡⅢⅣ14000.0054750.0058530.0066860.00875516000.0055290.0060220.0071110.00981218000.005590.0062140.0075910.01101120000.0056580.0064280.0081290.01235122000.0057330.0066650.0087230.01383124000.0058150.0069240.0093740.01545326000.0059040.0072070.0100810.01721628000.0060010.0075110.0108450.01911930000.0061050.0078380.0116650.02116432000.0062160.0081880.0125420.02335汽車各擋的滾動阻力Ff=G.f計結(jié)果

1400160018002000220024002600280030003200

ⅠⅡⅢⅣ321.9448344.1433393.1494514.7855325.0994354.0933418.1013576.9728328.6745365.3699446.3801647.4519332.6703377.9732477.9858726.2226337.0866391.9032512.9184813.2849341.9236407.1598551.1779908.6389347.1812423.7431592.76441012.285352.8594441.6531637.67771124.222358.9581460.8897685.9181244.451365.4775481.453737.48521372.97135

車與力程院業(yè)計明五、牽引力功率的計算牽引力功率：Pe=Ft*Va/(3600*T)（5—6Pe—牽引力功率KwηT傳動系效率Ft—驅(qū)動力（NVa—格擋速度(km/h)代入數(shù)據(jù)計算結(jié)果如下表

ⅠⅡⅢⅣ140044.3091444.3091444.3091444.30914160053.4874653.4874653.4874653.48746180060.5294460.5294460.5294460.52944200066.6615166.6615166.6615166.66151220071.8045471.8045471.8045471.80454240075.7211575.7211575.7211575.72115260079.4597379.4597379.4597379.45973280082.5257782.5257782.5257782.52577300083.0796383.0796383.0796