貨車總體設計（含貨車總布置圖參考車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡）【含CAD圖紙、說明書】【QX系列】

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貨車總體設計me=1500kg,vamax=100km/h,fr=0.02 目錄 1. 汽車形式的選擇 1 1.1汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 1 1.1.1汽車載人數(shù)和裝載質(zhì)量 1 1.1.2整車整備質(zhì)量mo確定 1 1.1.3汽車總質(zhì)量ma 1 1.2汽車輪胎的選擇 2 1.3駕駛室布置 3 1.4驅(qū)動形式的選擇 3 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 4 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 5 2. 汽車發(fā)動機的選擇 6 2.1發(fā)動機最大功率 6 2.2發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及其相應轉(zhuǎn)速 7 2.3選擇發(fā)動機 7 3. 傳動比的計算和選擇 9 3.1驅(qū)動橋主減速器傳動比的選擇 10 3.2變速器傳動比的選擇 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(zhì)心位置的計算 12 4.1軸荷分配及質(zhì)心位置的計算 12 5. 動力性能計算 17 5.1驅(qū)動平衡計算 17 5.1.1驅(qū)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 23 5.3.1汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率 23 5.3.2汽車行駛時，所需發(fā)動機功率 23 5.3.3功率平衡圖 24 6. 汽車燃油經(jīng)濟性計算 25 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(zhuǎn)彎直徑 27 總 結(jié) 29 參考文獻 30 附錄 31 參考車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)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某貨車的總體設計。 本篇說明書說明了貨車設計的總體過程，本次課程設計為載重量1.5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(zhì)量參數(shù)的確定，輪胎，軸數(shù)，驅(qū)動形式以及布置形式的選擇。其次，以汽車的最高車速和總質(zhì)量選擇了汽車的發(fā)動機。查資料確定了汽車的整體結(jié)構，包括車身，車廂，車頭的選擇。細節(jié)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，選擇了變速器，計算了汽車的動力特性，包括了驅(qū)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。最后計算了汽車的穩(wěn)定情況，保證了汽車可以安全的上路行使，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 1 第1章 汽車形式的選擇 1.1汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量、載荷分配等。 1.1.1汽車載人數(shù)和裝載質(zhì)量 汽車的載荷質(zhì)量是指汽車在良好路面上所允許的額定裝載質(zhì)量。 汽車載客量：3人 汽車的載重量：me=1500kg 1.1.2整車整備質(zhì)量mo確定 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。 質(zhì)量系數(shù)ηmo是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，ηmo= m0me/m0。根據(jù)表1.1 表1.1 貨車質(zhì)量系數(shù)ηmo 總質(zhì)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= me/m0 ；mo= me/ηmo=1500/0.8=1875kg 1.1.3汽車總質(zhì)量ma 汽車總質(zhì)量ma是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量。 ma= mo+ me+3×65kg （1.1） 式中：ma——汽車總質(zhì)量，kg； mo ——整車整備質(zhì)量，kg； me——汽車載質(zhì)量，kg； 根據(jù)公式（2.1）可得： ma= mo+ me+3×65kg=1500+1875+3×65=3570kg 汽車總質(zhì)量：3570kg 1.2汽車輪胎的選擇 表1.2 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1.2，本車型為4×2后輪雙輪胎，平頭式，故暫定前軸占32%，后軸占68%，則： 前輪單側(cè)： 后輪單側(cè)： 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 輕型載重普通斷面斷面斜交線線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 表1.4 輕型載重普通斷面斜交線輪胎 輪 胎 規(guī) 格 基本參數(shù) 主 要 尺 寸，mm 允 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 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(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(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，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(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。本車采用普通商用車多采用結(jié)構簡單、制造成本低的42后雙胎的驅(qū)動形式。 1.5軸數(shù)的選擇 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)構等對汽車的軸數(shù)有很大的影響?？傎|(zhì)量小于19噸的商用車一般采用結(jié)構簡單、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。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(qū)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。 1.7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，并參考同類車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，本車的外廓尺寸如下：5995×2180×2700（mm× mm×mm）。 1.8軸距L的確定 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3-1推薦，根據(jù)汽車總質(zhì)量3570kg，并參考同類車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)，軸距L選為3360mm。 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(nèi)，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(zhuǎn)向空間，同時轉(zhuǎn)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，并參考同類車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，前輪距B1=1650mm　后輪距B2=1568mm。 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?？傎|(zhì)量在1.8～14.0t的貨車后懸一般在1200～2200mm之間參考同類車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，并根據(jù)本車結(jié)構特點確定前懸LF：1090mm 后懸LR1545mm。 1.11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。參考江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，本車車頭長1500mm 1.12貨車車箱尺寸 參考江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，考慮本車設計要求，確定本車車箱尺寸：4080mm×2180mm×380mm。 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(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： （2.1） 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0.02； ——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） ； =2.7×1.65=4.46m2； ——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82.5 ～88.6kw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： α （2.2） 式中：α——轉(zhuǎn)矩適應系數(shù)，一般去1.1～1.3，取1.1 ——最大功率時轉(zhuǎn)矩，N?m ——最大功率，kw ——最大功率時轉(zhuǎn)速，r/min ——最大轉(zhuǎn)矩，N?m 其中，/在1.4～2.0之間取。這里取1.8 根據(jù)公式（2.2） =/1.8=2800/1.8=1555r/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(zhuǎn)矩，選定CY4102BZLQ-A： 表2-1 CY4D43TI主要技術參數(shù) CY4102BZLQ-A增壓中冷型主要技術參數(shù) ? 型??? 號： CY4D43TI增壓中冷型 ? 形??? 式： 立式直列、水冷、四沖程、增壓中冷 ? 氣 缸 數(shù)： ??4—102×118 ? 工作容積： 3.856 ? 燃燒室形式： 直噴圓形型縮口燃燒室 ? 壓 縮 比： 17:1 ? 額定功率/轉(zhuǎn)速： 88/2800 ? 最大扭矩/轉(zhuǎn)速： 343/1400-1800 ? 標定工況燃燒消耗率： ? ? 全負荷最低燃油消耗率： ?220 ? 最高空載轉(zhuǎn)速： ?3100 ? 怠速穩(wěn)定轉(zhuǎn)速： 750 ? 機油消耗率： ?0.6 ? 工作順序： ?1-3-4-2 ? 噪聲限制： ?114 ? 煙??? 度： 0.6 ? 排放標準： ?達歐洲II號標準 ? 整機凈質(zhì)量： ?340 ? 外形參考尺寸： 963.1×693×820.8 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(qū)動橋主減速器傳動比的選擇 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=（0.9～1.1），其中為發(fā)動機最大功率時對應的轉(zhuǎn)速，r/min； 這里取為1，則 =1×=1×2800=2800 r/min ——車輪半徑，0.324m。 取=0.855； 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(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68%，故=3570×68%=2427.6kg ——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2.82～4.99取=3.75，且=0.855 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、4、5五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小些。 參考《中國汽車零配件大全》,選取變速箱，型號為MSG5E，確定各檔傳動比如下表3.1 表3.1 MSG5E參數(shù) 品牌 系列 型號 重量 (KG) 1-5 傳動比 倒檔 中心距A 江鈴 TFR54 MSG5E 32 1檔：3.75 2檔：2.17 3檔：1.418 4檔：1 5檔：0.855 3.72 69.5 mm 第4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+…=G2L g1h1+g2h2+g3 h2+…=Ghg g1+g2+g3+…=G （4.1） G1+G2=G G1L=Gb G2L=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，mm； h1、 h2 、h2、—— 各總成質(zhì)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(zhì)心距前軸距離，mm； b——汽車質(zhì)心距后軸距離，mm； hg———汽車質(zhì)心到地面距離，mm。 質(zhì)心確定如表 4.1所示 表4.1 各部件質(zhì)心位置 主要部件 部件質(zhì)量 kg 空載質(zhì)心坐標 滿載質(zhì)心坐標 空g* l 空g*h 滿g* l 滿g*h l y h l y h G發(fā)動機 340 -100 700 550 -100 700 500 -16875 92812.5 -16875 84375 G離合器 17.85 250 690 550 250 690 500 1171.875 2578.125 1171.875 2343.75 變速器及離合器殼 60 600 710 470 600 710 420 16875 13218.75 16875 11812.5 萬向節(jié)傳動軸 53.55 1850 700 400 1850 700 350 27750 6000 27750 5250 后軸，后軸制動器 428.4 2515 700 324 2515 700 274 306515.6 39487.5 306515.6 33393.75 后懸架及減震 214.2 2415 700 500 2415 700 450 135843.8 28125 135843.8 25312.5 前懸架及減震器 71.4 100 700 500 100 700 450 -1875 9375 -1875 8437.5 前軸，前制動輪轂轉(zhuǎn)向梯形 214.2 100 700 324 100 700 274 -5156.25 16706.25 -5156.25 14128.13 車輪，前輪胎總成 71.4 0 700 324 0 700 274 0 15187.5 0 12843.75 車輪，后輪胎總成 214.2 3360 700 324 2515 700 274 294726.6 37968.75 294726.6 32109.38 車架及支架，拖鉤 214.2 1300 700 600 1300 700 550 134062.5 61875 134062.5 56718.75 轉(zhuǎn)向器 428.4 600 300 900 600 300 850 -5062.5 7593.75 -5062.5 7171.875 手制動器 327 0 650 920 0 650 870 0 5175 0 4893.75 制動驅(qū)動機構 35.7 600 250 500 600 250 450 -2250 1875 -2250 1687.5 油箱及油管 21.42 1200 100 500 1200 100 450 10125 4218.75 10125 3796.875 消音器，排氣管 17.85 1500 1000 300 1500 1000 250 4218.75 843.75 4218.75 703.125 蓄電池組 28.56 800 500 500 800 500 450 12000 7500 12000 6750 儀表及其固定零件 10.71 500 500 800 500 500 750 -937.5 1500 -937.5 1406.25 車箱總成 71.4 2250 700 790 2250 700 740 210937.5 74062.5 210937.5 69375 駕駛室 7.14 300 700 900 300 700 850 -8437.5 25312.5 -8437.5 23906.25 前擋泥板 17.85 400 0 380 400 0 330 7500 7125 7500 6187.5 后擋泥板 17.85 2915 0 380 2915 0 330 54656.25 7125 54656.25 6187.5 人 195 0 　 0 300 500 950 0 0 58500 185250 貨物 1500 0 　 0 2200 700 800 0 0 1650000 600000 整體 3570 7317072 2283372 ⑴.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=kg G1=3570-2177.7=1392.3kg mm mm 前軸荷分配：=32％ 后軸荷分配：=68％ mm 空載： kg =1875-935.02=939.98kg 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% 4×2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.水平路面上汽車慢在行駛時各軸的最大負荷計算 對于后輪驅(qū)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(zhuǎn)移系數(shù)，0.7-0.9； ——行駛時后軸軸荷轉(zhuǎn)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(zhuǎn)移系數(shù)，1.4-1.6； ——制動時后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，0.4-0.7。 根據(jù)式（2.3）可得： kg kg 第5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，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(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各檔驅(qū)動力，速度 T(N*m) 300 360 385 385 382 380 370 365 360 350 N(r/min) 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 一 檔 Ft1（N） 12500.00 15000.00 16041.67 16041.67 15916.67 15833.33 15416.67 15208.33 15000.00 14583.33 V1(km/h) 10.59 11.40 13.03 14.66 16.29 17.92 19.54 20.36 21.17 22.80 二 檔 Ft2（N） 7233.33 8680.00 9282.78 9282.78 9210.44 9162.22 8921.11 8800.56 8680.00 8438.89 V2(km/h) 18.29 19.70 22.52 25.33 28.14 30.96 33.77 35.18 36.59 39.40 三 檔 Ft3（N） 4726.67 5672.00 6065.89 6065.89 6018.62 5987.11 5829.56 5750.78 5672.00 5514.44 V3(km/h) 28.00 30.15 34.46 38.76 43.07 47.38 51.68 53.84 55.99 60.30 四 檔 Ft4（N） 3333.33 4000.00 4277.78 4277.78 4244.44 4222.22 4111.11 4055.56 4000.00 3888.89 V4(km/h) 39.70 42.75 48.86 54.97 61.07 67.18 73.29 76.34 79.40 85.50 五 檔 Ft5（N） 2850.00 3420.00 3657.50 3657.50 3629.00 3610.00 3515.00 3467.50 3420.00 3325.00 V5(km/h) 46.43 50.00 57.15 64.29 71.43 78.57 85.72 89.29 92.86 100.00 Va 10.00 20.00 30.00 40.00 50.00 60.00 70.00 80.00 90.00 100.00 F阻 716.59 767.20 851.55 969.64 1121.47 1307.04 1526.35 1779.40 2066.19 2386.72 表5.2 行駛阻力 5.1.3汽車驅(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 5.1 驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖 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，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 （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 T(N*m) 300 360 385 385 382 380 370 365 360 350 N(r/min) 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 一 檔 Va1(km/h) 10.59 11.40 13.03 14.66 16.29 17.92 19.54 20.36 21.17 22.80 D1 0.35 0.42 0.45 0.45 0.44 0.44 0.43 0.42 0.42 0.41 二 檔 Va2(km/h) 18.29 19.70 22.52 25.33 28.14 30.96 33.77 35.18 36.59 39.40 D2 0.20 0.24 0.26 0.26 0.25 0.25 0.24 0.24 0.24 0.23 三 檔 Va3(km/h) 28.00 30.15 34.46 38.76 43.07 47.38 51.68 53.84 55.99 60.30 D3 0.13 0.15 0.16 0.16 0.16 0.16 0.15 0.15 0.14 0.14 四 檔 Va4(km/h) 39.70 42.75 48.86 54.97 61.07 67.18 73.29 76.34 79.40 85.50 D4 0.09 0.10 0.11 0.11 0.10 0.10 0.09 0.09 0.08 0.07 五 檔 Va5(km/h) 46.43 50.00 57.15 64.29 71.43 78.57 85.72 89.29 92.86 100.00 D5 0.07 0.08 0.09 0.08 0.08 0.07 0.06 0.06 0.06 0.05 表5.4 速度與滾動阻力系數(shù)的關系 Va(km/h) 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 f 0.00816 0.00872 0.00928 0.00984 0.0104 0.01096 0.01152 0.01208 0.01264 0.0132 5.2.3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： ==0.87 最大爬坡度為：87%>30% 滿足條件。 5.2.5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：=0.03～0.05，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(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) ig 3.75 2.17 1.418 1 0.855 δ 1.74 1.28 1.14 1.09 1.08 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) T(N*m) 300 360 385 385 382 380 370 365 360 350 N(r/min) 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 一 檔 Va1(km/h) 10.59 11.40 13.03 14.66 16.29 17.92 19.54 20.36 21.17 22.80 1/a 0.53 0.44 0.41 0.41 0.41 0.41 0.42 0.43 0.44 0.45 二 檔 Va2(km/h) 18.29 19.70 22.52 25.33 28.14 30.96 33.77 35.18 36.59 39.40 1/a 0.71 0.58 0.54 0.54 0.55 0.55 0.57 0.58 0.59 0.61 三 檔 Va3(km/h) 28.00 30.15 34.46 38.76 43.07 47.38 51.68 53.84 55.99 60.30 1/a 1.04 0.84 0.79 0.80 0.81 0.83 0.87 0.89 0.92 0.97 四 檔 Va4(km/h) 39.70 42.75 48.86 54.97 61.07 67.18 73.29 76.34 79.40 85.50 1/a 1.64 1.30 1.23 1.27 1.33 1.41 1.55 1.64 1.74 1.99 五 檔 Va5(km/h) 46.43 50.00 57.15 64.29 71.43 78.57 85.72 89.29 92.86 100.00 1/a 2.16 1.68 1.60 1.71 1.86 2.06 2.45 2.71 3.05 4.11 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 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： T(N*m) 300 360 385 385 382 380 370 365 360 350 N(r/min) 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 一 檔 v1(km/h) 10.59 11.40 13.03 14.66 16.29 17.92 19.54 20.36 21.17 22.80 P1(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 二 檔 v2(km/h) 18.29 19.70 22.52 25.33 28.14 30.96 33.77 35.18 36.59 39.40 P2(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 三 檔 v3(km/h) 28.00 30.15 34.46 38.76 43.07 47.38 51.68 53.84 55.99 60.30 P3(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 四 檔 v4(km/h) 39.70 42.75 48.86 54.97 61.07 67.18 73.29 76.34 79.40 85.50 P4(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 五 檔 V5(km/h) 46.43 50.00 57.15 64.29 71.43 78.57 85.72 89.29 92.86 100.00 P5(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 表5.6發(fā)動機發(fā)出功率與速度關系 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： （5.8） 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) 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 Pe(kw) 1.79 3.84 6.39 9.70 14.02 19.61 26.71 35.59 46.49 59.67 5.3.3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)動機功率曲縣，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?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，阻力功率曲線是一條斜率越來越大的曲線。 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。 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) 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 N （r/min） 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 Pe(kw) 1.79 3.84 6.39 9.70 14.02 19.61 26.71 35.59 46.49 59.67 Ge( 215 210 205 205 200 210 215 220 220 230 Q(L) 4.72 4.94 5.35 6.09 6.87 8.41 10.05 11.99 13.93 16.82 根據(jù)表6.1做出燃油消耗圖 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(zhì)心距后軸距離，m； hg——汽車質(zhì)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(cè)傾角在初次達到穩(wěn)態(tài)值之后有一個超調(diào)量，說明汽車在比準靜態(tài)下更小的側(cè)向加速度時，內(nèi)側(cè)車輪就可能離開地面，即汽車的瞬態(tài)側(cè)傾閥值比準靜態(tài)時的小。對于轎車和多用途車輛，階躍轉(zhuǎn)向時的側(cè)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——汽車質(zhì)心到地面距離，m； 經(jīng)計算符合條件 7.3汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑公式： =2 （7.3） 式中： 為汽車內(nèi)輪的最大轉(zhuǎn)角，這里取最大值45° 代入相關數(shù)據(jù)，L=3360mm B=1650mm 計算得： ==12.06m 影響汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑的因素有兩類，即與汽車本身有關的因素和法規(guī)及使用條件對最小轉(zhuǎn)彎直徑的限定。前者包括汽車轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角、汽車軸距、輪距以及轉(zhuǎn)向輪數(shù)(如全輪轉(zhuǎn)向)等對汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑均有影響，除此之外，有關的國家法規(guī)規(guī)定和汽車的使用道路條件對最小轉(zhuǎn)彎直徑的確定也是重要的影響因素。轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角越大，軸距越短，輪距越小和參與轉(zhuǎn)向的車輪數(shù)越多時，汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑越小，表明汽車在停車場上調(diào)頭和通過彎道半徑較小路段的能力越強。對機動性要求高的汽車，最小轉(zhuǎn)彎直徑應取小些。GB7258—1997《機動車運行安全技術條件》中規(guī)定：機動車的最小轉(zhuǎn)彎直徑不得大于24m。 根據(jù)表7.1可知本車滿足最小轉(zhuǎn)彎半徑要求。 表7.1 商用貨車的最小轉(zhuǎn)彎直徑 車型 級別 Dmin 商 用 貨 車 ma≤1.8 8.0～12.0 1.8＜ma≤6.0 10.0～19.0 6.0＜ma≤14.0 12.0～20.0 ma＞14.0 13.0～21.0 總 結(jié) 通過歷時三周的課程設計，讓我進一步理解了貨車的結(jié)構與設計過程，根據(jù)課程設計的要求，要在這三周設計出汽車的總體構造，汽車的尺寸，性能，還需要用AutoCAD畫出汽車構造的零號圖。這就要求我們熟練使用AutoCAD制圖軟件，能在以后的工作中熟練使用。 經(jīng)過本次課程設計不僅復習了上學期在實習中所學到的知識，而且對汽車的構造有了更深一步的了解。尤其在使用Excel表格方面有了長足的進步，對這次課設的幫助不小。還鞏固了機械制圖知識，在本次課程設計改變了以往手工制圖的要求，而是要求使用AutoCAD軟件制圖，雖然之前有過接觸這個軟件，但是沒有達到一定的熟練程度，經(jīng)過這次課設后對軟件有了更深入的了解，這為即將到來的畢業(yè)設計打下了堅實的基礎，并且在這次課設過程中，老師給于我們己大力的支持和耐心的指導，這使我們完成任務要順利得多。在這里我很感謝老師這些天對我們的幫助。 總之，這次課設讓我們做到了溫故而知新，還讓我們在學習知識