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货车总体设计

摘 要

汽车的总体设计是汽车设计工作中最重要的一环，它对汽车的设计的质量、使用性能和在市场上的竞争力有着决定性的影响。因为汽车性能的优劣不仅与相关总成及部件的工作性能有密切关系，而且在很大程度上还取决于有关总成及部件间的协调与参数匹配，取决于汽车的总体布置。

货车的总体设计主要包括货车的参数确定，发动机和轮胎的选择，总体布置

和动力性的计算等一系列重要的步骤。其中参数的确定又包括了汽车的质量参数，主要尺寸和性能参数的计算等。而本次课程设计同时应用到了EXCEL，AutoCAD等计算机辅助软件，再通过多次校核质心位置和各部分的总成以保证货车的轴荷分配合理。

关键词：货车总体设计；整备质量；动力性；燃油经济性。

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第1章 汽车的总体设计

1.1 汽车总体设计的特点

汽车主要在宽度有限的道路上行驶，同时与汽车比较，还有人、自行车、摩托车等弱势群体也在使用同一道路，因此存在交通隐患。为了在有限的道路上容纳更多的车辆运行，减少交通事故以及从汽车造型和减轻质量等方面考虑，对汽车的外形尺寸需要予以限制。

1.2汽车总体设计的基本要求

(1)汽车的各项性能、成本等，要求达到企业在商品计划中所确定的指标。 (2)严格遵守和贯彻有关法规、标准中的规定，注意不要侵犯专利。

(3)尽量大可能地去贯彻三化，即标准化、通用化和系列化。

(4)进行有关运动学方面的校核，保证汽车有正确的运动和避免运动干涉。

(5)拆装与维修方便。

1.3汽车总体设计的一般顺序

(1)调查研究与初始决策；其任务是选定设计目标，并制定产品设计工作方针及设计原则，调查研究的内容应包括：老产品在服役中的表现及用户意见；当前本行业与相关行业的技术发展，特别是竞争对手的新产品与新技术；材料、零部件、设备和工具等行业可能提供的条件；本企业在科研、开发及生产方面所取得的新成果等等，它们对新产品设计是很有价值的。

(2)总体方案设计；其任务是根据领导决策所选定的目标及对开发目标制定的工作方针、设计原则等主导思想的设想，因此又称为概念设计或构思设计。为此要绘制不同的总体方案图（比例为1 ：10 ）供选择。在总体方案图上进行初步布置和分析，对主要总成只画出大轮廓而突出各方案间的主要差别，使方案对比简明清晰。经过方案论证选出其中最佳者。

(3)绘制总布置草图，确定整车主要尺寸、质量参数与性能指标以及各总成的基本型式。在总布置草图上要较准确地画出各总成及部件的外形和尺寸并进行仔细的布置，对轴荷分配和质心高度作计算与调整，以便较准确地确定汽车的轴距、轮距、总长、总宽、总高、离地间隙、货厢或车身地板高度等，并使之符合有关标准和法规；进行性能计算及参数匹配。

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(4)车身造型设计及绘制车身布置图：绘制不同外形、不同方向、不同色彩的车身外形图．制作相应造型的1：10整车模型；从中选优后再制作精确模型。经征求意见、工艺分析评审及风洞试验后作进一步修改，审定后用三坐标测量仪测量车身模型坐标点。

(5)编写设计任务书：作为对以后的设计、试验及工艺准备的指导和依据。其内容常包括：任务来源、设计原则和设计依据；产品的用途及使用条件；汽车型号、承载容量、布置型式及主要技术指标和参数，包括空车及满载下的整车尺寸、轴荷及性能参数，有关的可靠性指标及环保指标等；各总成及部件的结构型式和特性参数；标准化、通用化、系列化水平及变型方案；拟采用的新技术、新结构、新装备、新材料和新工艺；维修、保养及其方便性的要求；续驶里程；生产规划、设备条件及预期制造成本和技术经济预测等。有时也加进与国内外同类型汽车技术性能的分析和对比等。有的还附有汽车总布置方案草图及车身外形方案图。

(6)汽车的总布置设计：其主要任务是根据汽车的总体布置及整车性能提出对各总成及部件的布置要求和特性参数等设计要求，协调整车与总成间、相关总成问、总成与有关部件间的布置关系和参数匹配关系，使之组成一个在给定使用条件下的使用性能达到最优并满足设计任务书所要求的整车参数和性能指标的汽车。

1.4布置形式

本车采用发动机位于前轴的上方、驾驶室的正下方设计。

如图1-1所示。这时驾驶室布置在发动机的正上方．其前端形成较平坦的车头。故具有这种布置方案的汽车属于“平头车”型。这种布置的优缺点正好与长头车相反，可获得最短的轴距和车长尺寸；自重轻；机动性及视野性好；面积利用率高。但驾驶室易受发动机的振动、噪声、热等影响，夏季闷热；发动机罩突出于驾驶室内两侧座之间，不易设置中间座位；经在驾驶室内设置的可打开的舱口维修发动机，其接近性仍差，维修不方便，采用可翻倾式驾驶室虽可解决这一间题，但也带来操纵的传动机构的复杂化；这种布置方案使驾驶室地板最高，上下车不方便。对于上述缺点，目前已有不少改善措施，如对驾驶室采取隔热、通风、密封、采暖、隔振等措施以及加装空调设备等，再加之

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其原有的优点，使平头式（包括下述布置）方案在现代轻、中型载货汽车上得到了广泛采用，甚至某些重型载货汽车也采用了平头式方案，但在重型牵引车上则多采用长头式布置。

图1-1 平头货车

1.5 轴数的选择

汽车的轴又称为汽车的桥，按轴数汽车分为二轴汽车、三轴汽车和四轴汽车。轿车、轻型及以下的车辆均采用二轴型式；根据汽车的用途、总质量、使用条件、公路车辆法规及轮胎最大标定负荷，中型及以上的汽车多采用三轴，少数采用四轴。我国公路及桥梁限定双轴汽车的前后轴负荷应分别不超过60kN 和130kN ，而三轴汽车的前轴及双后轴负荷应分别不超过80kN 和240kN 。总质量更大的公路用车可采用四轴。矿用自卸汽车为非公路汽车，不受此限制，其单轴负荷有的超过1000kN 。

本车为中型平头货车，因此采用两轴型式。

1.6 驱动形式的选择

驱动型式常用4 ×2 , 4 ×4 , 6 ×4 , 6 ×6 , 8×8 等代号表示。其中

第一个数字为汽车的车轮总数，第二个数字为驱动轮数，对于双胎车轮仍按一个车轮计。

汽车厂通常定汽车总质量小于19t 的公路用车，广泛采用4x2 的驱动型式，因为其结构简单、制造成本低；汽车厂定汽车总质量为19 － 26t ，的公路用车则可采用6×2 或6 ×4 的驱动型式；总质量为28 - 32t 的公路用车则采用

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8 ×4 的驱动型式口

矿用自卸汽车由于行驶场地较小，要求高机动性，因此，即使是重型矿用自卸汽车也多采用4×2 的驱动型式且为短轴距，少数采用4 ×4 和6 ×4 的驱动型式。

本车载重为3500kg，因此采用4×2后轮双胎的驱动型式。

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第2章 载货汽车主要技术参数的确定

2.1 汽车质量参数的确定

2.1.1汽车载荷质量的确定

汽车的载荷质量是指汽车在良好路面上所允许的额定装载质量，用m示。已知题目中给定的是3500kg。 2.1.2 整车整备质量的预估

e表

汽车的整车整备质量是指车上带有全部装备，包括随车工具和轮胎，加满油和水，但没有载货和载人时的整车质量，用m0表示。 (1) 质量系数

?m0的选取

对于中型载货汽车，质量系数为1.20—1.35，取(2) 估算整车整备质量m0 m0=me/

?m0=1.20。

?m0=3500/1.20=2910kg

2.1.3 汽车总质量的确定

汽车总质量是指汽车整车整备质量、汽车装载质量和驾驶室乘员（含驾驶室）质量三者之和，用ma表示。驾驶室乘员质量以每人65kg。按乘员人数为2人。

m=m+ma0e+2?65=6540kg

2.1.4 汽车轴数和驱动形式的确定

汽车轴数主要是根据车辆的总质量、公路车辆法规和汽车的用途来确定。由于汽车的总质量的不超过19t时，所以选4?2； 2.1.5 汽车的轴荷分配

汽车的轴荷分配影响汽车的使用性能和轮胎的使用寿命，为了使轮胎的寿命一致。表2-1为各类载货汽车轴荷分配的数据。

表2-1 载货汽车轴荷分配

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货车型式 满载（%） 前轴 后轴 65-70 空载（%） 前轴 48-54 后轴 46-52 4?2，平头 30-35 2.2汽车主要尺寸的确定

2.2.1汽车轴距L的确定

在汽车的主要性能、装载面积和轴荷分配等各个方面要求下选取。各类载货汽车的轴距选用范围如表2-2所示。

表2-2 载货汽车的轴距和轮距

总质量（t） 6.0-14.0 轴距（mm） 3600-5500 轮距（mm） 1700-2000 选取L=3650mm 。

2.2.2 汽车的前、后轴距B1和B2

汽车轮距B应该考虑到车身横向稳定性，B1主要取决于车架前部的宽度、前悬架宽度、前轮的最大转角和轮胎宽度，同时还要考虑转向拉杆、转向轮和车架之间的运动间隙等因素。B2主要取决于车架后部宽度、后悬架宽度和轮胎宽度，同时还要考虑车轮和车架之间的间隙。各类载货汽车的轮距选用范围如表1-2所示。选取B1= 1720mm，B2= 1700mm 。 2.2.3 汽车前悬LF和后悬LR的确定

一般载货汽车的前悬不宜过长，但要有足够的纵向布置空间，以便布置发动机、水箱、转向器等部件。后悬也不宜过长，一般为1.2-2.2m。参考同类车型选取LF=1080mm,LR=1720mm 。 2.2.4 汽车的外廓尺寸

我国法规对载货汽车外廓尺寸的规定是：总高不大于4米，总宽不大于2.5米，外开窗、后视镜等突出部分宽度不大于250mm ,总长不大于12米。一般载货汽车的外廓尺寸随载荷的增大而增大。在保证汽车主要使用性能的条件下应尽量减小外廓尺寸。

参考同类车型取外形尺寸长?宽?高=6450?2100?2350mm 。车厢尺寸长?第7页

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宽?高=4540?2000?650mm 。

2.3汽车主要尺寸性能参数的确定

2.3.1 汽车动力性参数的确定 (1) 最高车速Vamax的确定

载货汽车的最高车速主要是根据汽车的用途以及使用条件和发动机功率大小来确定,给定的V(2) 加速时间的确定

汽车起步连续换档加速时间是汽车加速性能的一项重要指标。载货汽车通常用 0-60km/h的加速时间来评价。 (3) 最大爬坡度imax的确定

由于载货汽车在各地路面上行驶，要求有足够的爬坡能力。一般imax在30%左右，即16.7°。

(4) 直接档最大动力因数D0max的确定

直接档最大动力因数的确定主要是考虑汽车以直接档行使时的爬坡能力及加速能力和燃油经济性的要求。中型汽车的D0max如表2-3所示

表2-3 载货汽车的动力参数

汽车类别 中型 总质量（t） 6.0-14.0 直接档最大动力因数 I档最大动力因数 0.04-0.06 0.30-0.45 amax=120km/h。

(5)I档最大动力因数DImax的确定

I档最大动力因数的确定主要是考虑汽车的最大爬坡能力，并与汽车的起步连续换档加速能力有关。各类汽车的DImax参见表2-3。 2.3.2 汽车燃油经济性参数的确定

载货汽车的燃油经济性常用单位燃油消耗量来评价。单位燃油消耗量是汽车每一吨总质量行使100km所消耗的燃油量。载货汽车的单位燃油消耗量如表2-4所示。

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表2-4 货车单位质量百公里燃油消耗量 [L(100t·km)-1]

总质量(t) 6.0-12.0 汽油机 2.68-2.82 柴油机 1.55-1.86

2.3.3 汽车通过性参数的确定

载货汽车的通过性参数主要有接近角、离去角、最小离地间隙和最小转弯直径等。

其值主要根据汽车的用途和使用条件选取，可参考表2-5。

表2-5 载货汽车的通过性参数

汽车类型 4x2货车 最小离地间隙 180-300 mm 接近角 40°-60° 离去角 25°-45° 最小转弯半径 12.0-20.0m

2.3.4 汽车制动性参数的确定

汽车制动性常用制动距离和制动减速度作为设计评价参数。行车制动在产生最大制动作用时踏板力不得大于700N，行车制动效能的要求如表2-6所示。

表2-6 载货汽车制动效能要求 车辆类型 满载 空载 满载 空载

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制动初车速 30km/h 制动初车速 30 km/h 行车制动 制动距离 FMDD ≤10m ≥5.0m ≤9m ≥5.4m 应急制动 制动距离 FMDD ≤20m ≤2.2m 试车道宽度 3.0m 踏板力 ≤700N ≤450N 操纵力≤ 手600N 脚700N 货车总体设计

第3章 载货汽车主要部件的选择及布置

3.1 发动机的选择与布置

3.1.1 发动机形式的选择

目前汽车发动机主要采用往复式内燃机，分为汽油机和柴油机两大类。当前在我国的汽车上主要是汽油机，由于柴油机燃油经济性好、工作可靠、排气污染少，在汽车上应用日益增多。

轻中型汽车可采用汽油机和柴油机，参考同类车型，本车选取柴油发动机。 3.1.2 发动机主要性能指标的选择

发动机的主要性能指标是发动机最大功率和发动机的最大转矩。 (1) 发动机最大功率

pemax及其相应转速np的选择

汽车的动力性主要决于发动机的最大功率值，发动机的功率越大，动力性就好. 最大功率值根据所要求的最高车速Vamax计算，如下：

) （3-1）

Pemax?式中：

1?gfvm(aamaxT3600?C76140vamaxDA3pemax??最大功率，kw

?T???传动系效率，对于单级减速器取0.9

2g????重力加速度，m/s f????滚动阻力系数，取0.016

CmD ??.空气阻力系数，取0.80

2A????汽车的正面迎风面积，取2.67m

a???汽车总质量，kg ??汽车最高车速，km/h

vamax带入相关数据，可得：

1?6540?9.8?0.016?1200.8?2.67?1203???? p==91.8kw ??emax0.9?360076140?第10页

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于是，发动机的外特性功率为：

p=peemax?(1.12～1.18)=91.8?(1.12～1.18)=102.8～108.3 kw

查阅资料由《九十年代发动机》一书，选取YC6105QC型柴油机 广西玉林柴油机总厂主要技术参数见表3-1。

表3-1 主要技术参数

型 号 气 缸 数 气缸布置方式 进 气 方 式 燃烧室方式 缸径/行程（mm） 排 量/L 最大功率/ 转速（kw/r/min） 最大扭矩/转速（kw/r/min） 全负荷最低燃油消耗率 g/kw?h 机油消耗率（g/(kw?h)） 长?宽?高（mm） 净质量（kg） YC6105QC 6 直列 自然吸气 直喷 105/125 6.494 105.1/2800 402/1600～1900 ≤224 ≤1.47 1295?605?695 550 其总功率特性曲线如图3-1所示。

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(2)发动机最大转矩Temax及其相应转速nT的选择

当发动机最大功率

pemax和相应的转速np确定后，则发动机最大转矩Temax和相应转速nT可随之确定，其值由下式计算：

Temax=?TP=?9550Pemaxn （3-2）

p式中： ?—转矩适应系数，一般1.1-1.3，在这里取1.3； TP—最大功率时的转矩，N?m

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pTemax____最大功率，kw

np______最大功率时转速，r/min

emax____最大转矩，N?m

中型货车的np 值在4000-5000r/min，中型货车的np值更低些。柴油机的

np值在1800-4000r/min之间。这里取np为3500r/min。

Temax=1.3?9550?105=372.5N?m

3500 满足所选发动机的最大转矩及相应转速要求。

3.2轮胎的选择

载货汽车轮胎主要是根据轴荷分配、轮胎的额定复合、使用条件以及车速来选择，所选的轮胎在使用中静载荷应等于或接近于轮胎的额定负荷值。轮胎所承受的最大静负荷与轮胎负荷值之比称为轮胎负荷稀疏，为了避免超载，此值应在0.9-1.0之间。

此车选用的轮胎为7.00-20，断面宽度216mm。 表3-2 轮胎参数 轮胎 规标准断面层数 静半径 格 轮辋 宽度 7.00-20 10，20 5.5mm 216mm 430mm

外直径 940mm 双胎最小中心距 230mm 允许使用轮辋 5.50s，6.0 3.3离合器的选择

双片干式盘形摩擦离合器。

3.4万向传动轴的选择

选用两轴式传动轴,并用十字轴连接。

3.5主减速器的形式

单级主减速器圆柱齿轮传动。

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第4章 总体布置的计算

4.1 轴荷分配及质心位置计算

4.1.1平静时的轴荷分配及质心位置

总布置的侧视图上确定各个总成的质心位置，及确定各个总成执行到前轴的距离和距地面的高度。根据力矩平衡的原理，按下列公式计算各轴的负荷和汽车的质心位置： g1l+gl122+??=G2L +??=Ggh+gh1122hg

g+g12+????=G （4-1）

G1?G2?G G1L?Gb G2L?Ga

式中：g、g、??各个总成的质量，kg

12 l1、l2、???各个总成质心到前轴的距离，mm h1、h2????各个总成质心到地面的距离，mm G1、G2 ???前、后轴负荷，mm hg???.汽车质心高度，mm L???汽车轴距,mm

a???汽车质心到前轴的距离，mm

b???汽车质心到后轴的距离，mm

在总布置时，汽车的左右负荷分配应尽量相等，一般可以不计算，轴荷分配和质心位置应满足要求，否则，要重新布置各总成的位置，如调整发动机或车厢位置，以致改变汽车的轴距。各总成质量及其质心到前轴的距离、离地高度见表4-1。

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表4-1 主要部件 发动机 离合器 变速器 万向节 后悬及减振器 前悬及减振器 后轴及后制动器 前轴及前制动器 车架及其总成 驱动桥 油箱 蓄电池 车箱 驾驶室 备胎 车轮及车胎总成 前挡泥板 后挡泥板 人 货物

由表4-1可得：

1. 空载时： 5252908=3650G2

2313500=2910hg 质量（kg） 550 12 100 42 180 75 340 200 285 15 25 50 350 100 50 416 7 5 130 3500 空载时质心坐标x.y（mm） (-185,985) (545,985) (950,985) (2265,565) (3650,525) (150,515) (3650,465) (150,465) (2210,850) (3650,465) (2150,500) (2150,500) (2850,1450) (-200,1550) (4550,525) (2433,475) （0，670） （3650，670） （0，0） （0，0） 满载时质心坐标x.y(mm) （-185，865） （545，865） (950,865) (2265,445) (3650,405) (150,395) (3650,465) (150,465) (2210,730) (3650,465) (2150,405) (2150,405) (2150,1330) (-200,1430) (4550,405) (2433,475） （0，625） （3650，625） （100，1450） （3150，1330） 第15页

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G1+G2=2910 3650G1=2910b

3650G2=2910a

所以G2=1439.15kg，G1=1470.85kg，a=1805.12mm,b=1844.88mm,hg=795.02mm 。 空载时前轴负荷率为要求。

2. 满载时，16045908=3650G2 6926195=6540hg G1 +G2=6540 3650G1=6540b 3650G2=6540a

所以G2=4396.14kg，G1=2143.86kg，a=2453.50mm, b=1196.50mm ,hg=1060.43mm。 满载时前轴负荷率为要求。

4.1.2 水平路面上汽车满载行驶时各轴的最大负荷计算

对于后轮驱动的载货汽车在水平路面上满载行驶时各轴的最大负荷按下列公式计算：

FZ1?2143.864396.14=32.8%，后轴负荷率为=67.2%。满足654065401470.851439.15=50.5%，后轴负荷率为=49.5%。满足29102910G(b??hg)L??hg

FZ2?Ga （4-2）

L??hg式中： FZ1：行驶时前轴最大负荷，kg

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FZ2:行驶时后轴最大负荷,kg

令：FZ1=m1 ，FZ2?m2 （4-3）

G1G2式中：m1：行驶时前轴轴荷转移系数，该值为0.8-0.9； m2：行驶时后轴轴荷转移系数，该值为1.1-1.2。 代入相关数据，计算的：

FZ1?FZ2?G(b??hg)L??hg=

6540??1196.50?0.7?1060.43??1021.58kg

3650?0.7?1060.43Ga6540?2453.50==5518.42kg

L??hg3650?0.7?1060.43于是有: FZ1=m1=0.5, FZ2?m2=1.2 基本满足要求。

G1G24.1.3 制动时各轴的最大负荷计算

汽车制动时各轴的最大负荷按下列公式计算： FZr1? FZr2?G(b??hg)LG(a??hg)L

（4-4）

式中：FZr1：行驶时前轴最大负荷，kg;

FZr2：行驶时后轴最大负荷，kg;

令： FZr1=m1， FZr2?m2 （4-5 ）

G1G2式中： m1：行驶时前轴轴荷转移系数，1.4-1.6; m2：行驶时后轴轴荷转移系数，0.4-0.6; 代入相关数据，计算得到：

G(b??hg)6540??1196.50?0.7?1060..43? FZr1?==3473.91kg

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G(a??hg)6540??2453.50?0.7?1060.43?==3066.09kg FZr2?L3650于是有：FZr1=m1=1.6 , FZr2?m2=0.7 基本满足要求。

G1G2 4.2驱动桥主减速器传动比i0的选择

在选择驱动桥主减速器传动比i0时，首先可根据汽车的最高车速、发动机参数、车轮参数来确定，其值可按下式计算：

i0?0.377virnv （4-6）

amaxg5 式中: vamax???汽车的最高车速,已知120km/h;

np????最高车速时发动机的转速，r/min,一般nv=np=2800r/min; r?????车轮静半径，r=430mm 故i0=0.377virnv=0.377?amaxg50.43?2800=3.78

1204.3变速器传动比ig的选择

4.3.1变速器一档传动比ig的选择

在确定变速器一档传动比ig时,需要考虑驱动条件和附着条件。为了满足驱动条件，其值应符合下式子： ig1?ma11g(fcosimax?sinimax)rTemax0i?

T 式中：imax??最大爬坡度，imax=16.7°。 代入相关数据，计算得：

mg(fcosi?sini?iTi?amaxg1emax0Tmax)r6540?9.8?0.016?cos16.70?sin16.70??0.43==6.1

402?3.68?0.96

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ig?1Gr?Ti?tq0T6540?9.8?cos16.70?0.43?0.7=?13.8

402?3.78?0.9 4.3.2变速器档数和各档传动比的选择

这中型载货汽车采用5档变速，各档变速比遵循下式关系分配：

iig1g2?iig2g3?iig3g4?iig4g5 （4-7）

参考同类车型确定各档传动比为如下：

i1

g =6.47，ig =3.29， ig =1.90，ig =1.35，ig =1，ig=5.83。

2345R

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第5章 汽车动力性及燃油经济性计算

5.1 汽车动力性能的计算

5.1.1驱动平衡的计算

(1) 驱动力的计算

汽车的驱动力按下式进行计算：

Ft?Tii?eg0Tr

（5-1）

va?0.377iirneg0式中：Ft:力，N

Te:动机转矩，N?M;

ne:发动机转速，r/min;

via:汽车的车速，km/h

o:主减速器的传动比。

代入相关数据，计算所得数据如下表5-1所示。

表5-1 相关计算结果列表

n(r/min) Te(N?m) Ⅰ 档 1400 400 2075 9.28 0.313 1.195 1600 402 20578 10.61 0.314 1.191 1800 400 20475 11.93 0.313 1.195 2000 398 20373 13.26 0.311 1.203 2200 390 19963 14.58 0.305 1.228 2400 381 19503 15.91 0.298 1.259 2600 374 19144 17.23 0.292 1.286 2800 363 18581 18.56 0.284 1.325 Fa1t1(N) V(km/h) D1 1/a 1第20页

货车总体设计

Ⅱ 档 Fa2t2(N) 10412 18.25 0.159 10464 20.86 0.159 1.182 6043 36.11 0.090 1.703 4294 50.83 0.061 2.556 3180 68.62 0.041 4.400 18542 11.77 0.283 1.154 10412 23.46 0.158 1.190 6013 40.63 0.089 1.726 4272 57.18 0.060 2.614 3165 77.20 0.039 4.783 18450 13.24 0.282 1.158 10360 26.07 0.157 1.199 5983 45.14 0.088 1.750 4251 63.54 0.059 2.674 3149 85.77 0.037 5.238 18358 14.71 0.280 1.167 10151 28.68 0.154 1.225 5863 49.66 0.086 1.800 4165 69.89 0.056 2.875 3086 94.35 0.033 6.470 17989 16.18 0.275 1.189 9917 31.28 0.150 1.261 5727 54.17 0.083 1.881 4069 76.24 0.053 3.108 3014 9735 33.89 0.147 1.290 5622 58.69 0.081 1.938 3885 82.60 0.051 3.286 2959 9449 36.50 0.142 1.341 5457 63.20 0.077 2.066 3877 88.95 0.047 3.710 2872 V (km/h) D2 1/ Ⅲ 档 a21.182 6013 31.60 0.090 Ft3(N) V a3(km/h) D3 1/ Ⅳ 档 a31.703 4272 44.47 0.062 2.500 3165 60.04 0.043 4.074 18450 10.30 0.282 1.158 Ft4(N) Va4(km/h) D4 1/ Ⅴ 档 a4Ft5(N) Va5(km/h) 102.93 111.50 120.08 0.030 7.857 17574 17.65 0.268 1.222 0.026 0.022 D5 1/ R 档 a511.000 18.333 17251 19.13 0.263 1.247 16743 20.60 0.255 1.289 Fartr(N) V(km/h) r Dr 1/a (1)行驶阻力的计算

汽车行驶时，需要克服的行驶阻力为：

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货车总体设计

2F阻?magfcosi?magsini?

CDAva21.15??madv （5-2） dt式中：i:道路的坡度，平路是0

dv2：行驶加速度，m/s等速行驶时为0 dt ?:回转质量换算系数,其值按?=1+ ?1=0.03-0.05,取为0.04；故?1

?1??2ig估算,其中

22?=0.04-0.06,取为0.06 ；

=3.55，?2=1.69，?3=1.26，?4=1.15，?5=1.10，?R=3.08。

ig:变速器各档的传动比。 代入i=0,

dv=0及相关数据，可得： dtF阻?magfcosi?magsini?=6540?9.8?0.016?2CDAva21.152??madv dt0.8?3.522Va

21.15=1046.400+0.101va (5-3) 代入各个速度值,即得表5-2.

表5-2 行驶阻力F阻与车速va Va（km/h） F阻(N） 10 1056.5 20 1086.8 40 1208 60 1410 80 1692.8 100 2056.4 120 2500.8 (2) 驱动力——行驶阻力平衡图

按照公式5-1，5-2作Ft——va、F阻——va曲线图，则得到汽车的驱动力—行驶阻力平衡图，如图5-1所示。利用该图可以分析汽车的动力性，图中F阻曲线与直接档Ft——va曲线没相交,所以五档的最大速度即是汽车的最高车速。

图5-1 汽车驱动力-行驶阻力平衡图

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2500020000Fw+FfFt1Ft2Ft3Ft4Ft5F(N)150001000050000020406080V(km/h)100120140

5.1.2动力特性的计算

(1) 动力因数D的计算

汽车的动力性因数按下式关系计算：

Tii?eg0TD=

r?aCDAvarneg02mg21.15

va?0.377ii （5-4）

代入相关的数据，计算所得结果见表5-1。

(2) 滚动阻力系数f与车速va的关系

f=0.0076+0.000056va (5-5) 计算所得的数据如表5-3所示.

表5-3 滚动阻力系数f与车速va

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货车总体设计

Va(km/h) f 10 20 40 60 80 100 120 0.00816 0.00872 0.00984 0.01096 0.01208 0.0132 0.01432 (3) 动力特性图

按照公式5-4，5-5作D—va、f-va曲线图，则得到汽车的动力特性图，如图5-2所示。

图5-2 汽车动力特性图

0.350.30.250.2f1档2档3档4档5档D0.150.10.050020406080V(km/h)100120140

(4) 加速时间t的计算

汽车在平路上等速行驶时，有如下关系： D?f??dvgdt （5-6）

即是

1dv??? （5-7） adtg(D?f) 代入相关的数据，可得到加速度倒数1/a的值，见表5-1 。

作出1/a-va关系曲线，如图5-3，对加速度倒数和车速之间的关系曲线积分，可以得到汽车在平路上加速行驶时的加速时间。加速时间为从稳定车速到车速为60m/s时所需的时间. 可得:

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60 t??201816141210864200011000=25.3（s） dv?57?4?0.4?3600a1档2档3档4档5档1/a20406080V(km/h)100120140

图5-3 (5) 汽车最大爬坡度imax的计算

imax=tanamax 2amax=arcsinD1max?f1?D12max?f1?f2 (5-8) 式中: D1max:汽车变速器头档的最大动力因数,为0.314。 则 amax=arcsinD1max?f1?D12max?f1?f22

0.314?0.0161?0.3142?0.0162 =arcsin=17.4°

1?0.0162 imax=tanamax=0.31>30%，满足最大爬坡度的要求。 5.2功率平衡计算

(1) 汽车行驶时发动机能够发出的功率 汽车行驶时，发动机能够发出的功率率值。

发动机转速np和汽车速度va之间的关系同前。

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pe就是发动机使用外特性时的功

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(2)汽车行驶时所需要的发动机的功率

汽车行驶时，所需要的发动机的功率是克服行驶阻力所消耗的功率，其值按下式计算：

Pe?3600?Va(magfcosi?magsini?TCDAva21.152??madv ) （5-9）

dt 当汽车在平路上行驶的时候，简化为下式： Pe?3600?Va(magf?TCDAva21.152 ) （5-10）

代入相关的数据计算得到图表5-4所示： 表5-4 所需发动机功率Pe Va（km/h） Pe(kw)

作出发动机能够发出的功率与车速之间的关系曲线，并作汽车在平路上等速行驶时所需发动机的功率的曲线，即得到汽车的功率平衡图，如图5-4所示.

图5-4 功率平衡图

12010080Pf1档2档3档4档5档10 3.26 20 6.71 40 14.91 60 26.11 80 41.80 100 63.47 120 92.62 Pe(kw)6040200020406080V(km/h)100120140

5.3汽车燃油经济性的计算

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在总体设计时，通常是计算汽车稳定行驶时的燃油经济性，计算公式如下：

gp Q?1.02v?rn?0.377viieeaea （5-11）

0g式中：

pge：汽车稳定行驶时所需发动机的功率，kw;

Q: 汽车等速百公里燃油消耗量，l/100km;

e:燃油消耗率 ,g/(kw?h)

?:燃油重度，N/L,柴油为7.94-8.16，这里取8.00 。

查万有特性曲线图（3-1）,并计算表（5-5）

表5-5 燃油经济性计算结果

n(r/min) Pe(kw) 1400 56 1600 66 1800 75 2000 82 2200 90 2400 96 2600 101 2800 105 69.08 232 50.81 Va（km/h） 34.54 39.47 44.41 49.34 54.28 59.21 64.15 218 44.67 219 45.32 221 46.12 223 47.04 225 48.16 228 49.45 geg/(kw?h) 222 44.11 Q(L/kw?h) 根据数据作出曲线如图5-5。

最高档燃油消耗5251504948474645444302040V(km/h)6080

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Q(L/100km)最高档燃油消耗 货车总体设计

图 5-5 最高档燃油消耗

5.4 汽车不翻倒的条件计算

5.4.1汽车不纵向翻倒的条件计算 汽车不纵向翻倒的条件计算：代入相关数据有

b?? （5-12） hb1196.5??1.13???0.7 满足要求。 h1060.43B2hg5.4.2 汽车不横向翻倒的条件计算

汽车不横向翻倒的条件计算：

?? （5-13）

代入相关的数据有：

B1720??0.85???0.7 满足要求。 2hg2?1060.435.5 汽车的最小转弯半径

汽车的最小转弯半径的计算公式是：

L)2 （5-14）

tan?max Dmin?2L2?(B?式中：?max：汽车前内轮的最大转角，这里取最大值45°。 代入相关数据，计算得：

Dmin?2?L2?(B?L)2?2?36502?(1720?3650)2?13119mm≈13.12m

tan?max满足要求。

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总 结

经过整整三周的汽车设计课程设计,使我对汽车专业的相关知识又有了更深的了解,这次的货车总体设计，不仅对货车整体从质量参数，主要尺寸，到性能参数等一系列数据进行设计，而且对发动机和轮胎进行选择计算。

在整个课程设计的过程中，同时运用了Word，Excel和AutoCAD等多种计算机辅助软件，因为设计过程比较繁琐复杂，故在老师的指导和同学们的共同努力下，同时在老师提供的几本参考手册的查阅中，使设计过程中的各个总成和发动机部分得以顺利完成。经过了三周的课程设计，我不仅在汽车专业上学到了很多的设计思路和方法，同时也学到了查阅资料和与人沟通的能力。

我相信这次的汽车设计课程设计一定会对我今后的学习和工作起到巨大的帮助，也再次感谢在此次课程设计中帮助我的老师和同学。

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参考文献

[1] 王望予主编.汽车设计. 北京.机械工业出版社.2006； [2] 余志生主编.汽车理论. 北京.机械工业出版社.2007

[3] 王丰元 马明星主编.汽车设计课程设计指导书. 北京.中国电力出版社.2009

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/2s0g.html