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貨車總體設計
摘 要
汽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量、使用性能和在市場上的競爭力有著決定性的影響。因為汽車性能的優(yōu)劣不僅與相關總成及部件的工作性能有密切關系，而且在很大程度上還取決于有關總成及部件間的協(xié)調與參數(shù)匹配，取決于汽車的總體布置。
貨車的總體設計主要包括貨車的參數(shù)確定，發(fā)動機和輪胎的選擇，總體布置和動力性的計算等一系列重要的步驟。其中參數(shù)的確定又包括了汽車的質量參數(shù)，主要尺寸和性能參數(shù)的計算等。而本次課程設計同時應用到了EXCEL，AutoCAD等計算機輔助軟件，再通過多次校核質心位置和各部分的總成以保證貨車的軸荷分配合理。
關鍵詞：貨車總體設計；整備質量；動力性；燃油經(jīng)濟性。
第1章 汽車的總體設計
1.1 汽車總體設計的特點
汽車主要在寬度有限的道路上行駛，同時與汽車比較，還有人、自行車、摩托車等弱勢群體也在使用同一道路，因此存在交通隱患。為了在有限的道路上容納更多的車輛運行，減少交通事故以及從汽車造型和減輕質量等方面考慮，對汽車的外形尺寸需要予以限制。
1.2汽車總體設計的基本要求
(1)汽車的各項性能、成本等，要求達到企業(yè)在商品計劃中所確定的指標。
(2)嚴格遵守和貫徹有關法規(guī)、標準中的規(guī)定，注意不要侵犯專利。
(3)盡量大可能地去貫徹三化，即標準化、通用化和系列化。
(4)進行有關運動學方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉。
(5)拆裝與維修方便。
1.3汽車總體設計的一般順序
(1)調查研究與初始決策；其任務是選定設計目標，并制定產品設計工作方針及設計原則，調查研究的內容應包括：老產品在服役中的表現(xiàn)及用戶意見；當前本行業(yè)與相關行業(yè)的技術發(fā)展，特別是競爭對手的新產品與新技術；材料、零部件、設備和工具等行業(yè)可能提供的條件；本企業(yè)在科研、開發(fā)及生產方面所取得的新成果等等，它們對新產品設計是很有價值的。
(2)總體方案設計；其任務是根據(jù)領導決策所選定的目標及對開發(fā)目標制定的工作方針、設計原則等主導思想的設想，因此又稱為概念設計或構思設計。為此要繪制不同的總體方案圖（比例為1 ：10 ）供選擇。在總體方案圖上進行初步布置和分析，對主要總成只畫出大輪廓而突出各方案間的主要差別，使方案對比簡明清晰。經(jīng)過方案論證選出其中最佳者。
(3)繪制總布置草圖，確定整車主要尺寸、質量參數(shù)與性能指標以及各總成的基本型式。在總布置草圖上要較準確地畫出各總成及部件的外形和尺寸并進行仔細的布置，對軸荷分配和質心高度作計算與調整，以便較準確地確定汽車的軸距、輪距、總長、總寬、總高、離地間隙、貨廂或車身地板高度等，并使之符合有關標準和法規(guī)；進行性能計算及參數(shù)匹配。
(4)車身造型設計及繪制車身布置圖：繪制不同外形、不同方向、不同色彩的車身外形圖．制作相應造型的1：10整車模型；從中選優(yōu)后再制作精確模型。經(jīng)征求意見、工藝分析評審及風洞試驗后作進一步修改，審定后用三坐標測量儀測量車身模型坐標點。
(5)編寫設計任務書：作為對以后的設計、試驗及工藝準備的指導和依據(jù)。其內容常包括：任務來源、設計原則和設計依據(jù)；產品的用途及使用條件；汽車型號、承載容量、布置型式及主要技術指標和參數(shù)，包括空車及滿載下的整車尺寸、軸荷及性能參數(shù)，有關的可靠性指標及環(huán)保指標等；各總成及部件的結構型式和特性參數(shù)；標準化、通用化、系列化水平及變型方案；擬采用的新技術、新結構、新裝備、新材料和新工藝；維修、保養(yǎng)及其方便性的要求；續(xù)駛里程；生產規(guī)劃、設備條件及預期制造成本和技術經(jīng)濟預測等。有時也加進與國內外同類型汽車技術性能的分析和對比等。有的還附有汽車總布置方案草圖及車身外形方案圖。
(6)汽車的總布置設計：其主要任務是根據(jù)汽車的總體布置及整車性能提出對各總成及部件的布置要求和特性參數(shù)等設計要求，協(xié)調整車與總成間、相關總成問、總成與有關部件間的布置關系和參數(shù)匹配關系，使之組成一個在給定使用條件下的使用性能達到最優(yōu)并滿足設計任務書所要求的整車參數(shù)和性能指標的汽車。
1.4布置形式
本車采用發(fā)動機位于前軸的上方、駕駛室的正下方設計。
如圖1-1所示。這時駕駛室布置在發(fā)動機的正上方．其前端形成較平坦的車頭。故具有這種布置方案的汽車屬于“平頭車”型。這種布置的優(yōu)缺點正好與長頭車相反，可獲得最短的軸距和車長尺寸；自重輕；機動性及視野性好；面積利用率高。但駕駛室易受發(fā)動機的振動、噪聲、熱等影響，夏季悶熱；發(fā)動機罩突出于駕駛室內兩側座之間，不易設置中間座位；經(jīng)在駕駛室內設置的可打開的艙口維修發(fā)動機，其接近性仍差，維修不方便，采用可翻傾式駕駛室雖可解決這一間題，但也帶來操縱的傳動機構的復雜化；這種布置方案使駕駛室地板最高，上下車不方便。對于上述缺點，目前已有不少改善措施，如對駕駛室采取隔熱、通風、密封、采暖、隔振等措施以及加裝空調設備等，再加之其原有的優(yōu)點，使平頭式（包括下述布置）方案在現(xiàn)代輕、中型載貨汽車上得到了廣泛采用，甚至某些重型載貨汽車也采用了平頭式方案，但在重型牽引車上則多采用長頭式布置。
圖1-1 平頭貨車
1.5 軸數(shù)的選擇
汽車的軸又稱為汽車的橋，按軸數(shù)汽車分為二軸汽車、三軸汽車和四軸汽車。轎車、輕型及以下的車輛均采用二軸型式；根據(jù)汽車的用途、總質量、使用條件、公路車輛法規(guī)及輪胎最大標定負荷，中型及以上的汽車多采用三軸，少數(shù)采用四軸。我國公路及橋梁限定雙軸汽車的前后軸負荷應分別不超過60kN 和130kN ，而三軸汽車的前軸及雙后軸負荷應分別不超過80kN 和240kN ?？傎|量更大的公路用車可采用四軸。礦用自卸汽車為非公路汽車，不受此限制，其單軸負荷有的超過1000kN 。
本車為中型平頭貨車，因此采用兩軸型式。
1.6 驅動形式的選擇
驅動型式常用4 ×2 , 4 ×4 , 6 ×4 , 6 ×6 , 8×8 等代號表示。其中第一個數(shù)字為汽車的車輪總數(shù)，第二個數(shù)字為驅動輪數(shù)，對于雙胎車輪仍按一個車輪計。
汽車廠通常定汽車總質量小于19t 的公路用車，廣泛采用4x2 的驅動型式，因為其結構簡單、制造成本低；汽車廠定汽車總質量為19 － 26t ，的公路用車則可采用6×2 或6 ×4 的驅動型式；總質量為28 - 32t 的公路用車則采用8 ×4 的驅動型式口
礦用自卸汽車由于行駛場地較小，要求高機動性，因此，即使是重型礦用自卸汽車也多采用4×2 的驅動型式且為短軸距，少數(shù)采用4 ×4 和6 ×4 的驅動型式。
本車載重為3500kg，因此采用4×2后輪雙胎的驅動型式。
第2章 載貨汽車主要技術參數(shù)的確定
2.1 汽車質量參數(shù)的確定
2.1.1汽車載荷質量的確定
汽車的載荷質量是指汽車在良好路面上所允許的額定裝載質量，用表示。已知題目中給定的是3500kg。
2.1.2 整車整備質量的預估
汽車的整車整備質量是指車上帶有全部裝備，包括隨車工具和輪胎，加滿油和水，但沒有載貨和載人時的整車質量，用表示。
(1) 質量系數(shù)的選取
對于中型載貨汽車，質量系數(shù)為1.20—1.35，取=1.20。
(2) 估算整車整備質量
=/=3500/1.20=2910kg
2.1.3 汽車總質量的確定
汽車總質量是指汽車整車整備質量、汽車裝載質量和駕駛室乘員（含駕駛室）質量三者之和，用表示。駕駛室乘員質量以每人65kg。按乘員人數(shù)為2人。
=++265=6540kg
2.1.4 汽車軸數(shù)和驅動形式的確定
汽車軸數(shù)主要是根據(jù)車輛的總質量、公路車輛法規(guī)和汽車的用途來確定。由于汽車的總質量的不超過19t時，所以選42；
2.1.5 汽車的軸荷分配
汽車的軸荷分配影響汽車的使用性能和輪胎的使用壽命，為了使輪胎的壽命一致。表2-1為各類載貨汽車軸荷分配的數(shù)據(jù)。
表2-1 載貨汽車軸荷分配
貨車型式
滿載（%）
空載（%）
前軸
后軸
前軸
后軸
42，平頭
30-35
65-70
48-54
46-52
2.2汽車主要尺寸的確定
2.2.1汽車軸距L的確定
在汽車的主要性能、裝載面積和軸荷分配等各個方面要求下選取。各類載貨汽車的軸距選用范圍如表2-2所示。
表2-2 載貨汽車的軸距和輪距
總質量（t）
軸距（mm）
輪距（mm）
6.0-14.0
3600-5500
1700-2000
選取L=3650mm 。
2.2.2 汽車的前、后軸距和
汽車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，主要取決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪的最大轉角和輪胎寬度，同時還要考慮轉向拉桿、轉向輪和車架之間的運動間隙等因素。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1-2所示。選取= 1720mm，= 1700mm 。
2.2.3 汽車前懸和后懸的確定
一般載貨汽車的前懸不宜過長，但要有足夠的縱向布置空間，以便布置發(fā)動機、水箱、轉向器等部件。后懸也不宜過長，一般為1.2-2.2m。參考同類車型選取=1080mm,=1720mm 。
2.2.4 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載荷的增大而增大。在保證汽車主要使用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=645021002350mm 。車廂尺寸長寬高=45402000650mm 。
2.3汽車主要尺寸性能參數(shù)的確定
2.3.1 汽車動力性參數(shù)的確定
(1) 最高車速的確定
載貨汽車的最高車速主要是根據(jù)汽車的用途以及使用條件和發(fā)動機功率大小來確定,給定的=120km/h。
(2) 加速時間的確定
汽車起步連續(xù)換檔加速時間是汽車加速性能的一項重要指標。載貨汽車通常用 0-60km/h的加速時間來評價。
(3) 最大爬坡度的確定
由于載貨汽車在各地路面上行駛，要求有足夠的爬坡能力。一般在30%左右，即16.7°。
(4) 直接檔最大動力因數(shù)的確定
直接檔最大動力因數(shù)的確定主要是考慮汽車以直接檔行使時的爬坡能力及加速能力和燃油經(jīng)濟性的要求。中型汽車的如表2-3所示
表2-3 載貨汽車的動力參數(shù)
汽車類別
總質量（t）
直接檔最大動力因數(shù)
I檔最大動力因數(shù)
中型
6.0-14.0
0.04-0.06
0.30-0.45
(5)I檔最大動力因數(shù)的確定
I檔最大動力因數(shù)的確定主要是考慮汽車的最大爬坡能力，并與汽車的起步連續(xù)換檔加速能力有關。各類汽車的參見表2-3。
2.3.2 汽車燃油經(jīng)濟性參數(shù)的確定
載貨汽車的燃油經(jīng)濟性常用單位燃油消耗量來評價。單位燃油消耗量是汽車每一噸總質量行使100km所消耗的燃油量。載貨汽車的單位燃油消耗量如表2-4所示。
表2-4 貨車單位質量百公里燃油消耗量 [L(100t·km)-1]
總質量(t)
汽油機
柴油機
6.0-12.0
2.68-2.82
1.55-1.86
2.3.3 汽車通過性參數(shù)的確定
載貨汽車的通過性參數(shù)主要有接近角、離去角、最小離地間隙和最小轉彎直徑等。
其值主要根據(jù)汽車的用途和使用條件選取，可參考表2-5。
表2-5 載貨汽車的通過性參數(shù)
汽車類型
最小離地間隙
接近角
離去角
最小轉彎半徑
4x2貨車
180-300 mm
40°-60°
25°-45°
12.0-20.0m
2.3.4 汽車制動性參數(shù)的確定
汽車制動性常用制動距離和制動減速度作為設計評價參數(shù)。行車制動在產生最大制動作用時踏板力不得大于700N，行車制動效能的要求如表2-6所示。
表2-6 載貨汽車制動效能要求
車輛類型
行車制動
制動初車速
制動距離
FMDD
試車道寬度
踏板力
滿載
30km/h
≤10m
≥5.0m
3.0m
≤700N
空載
≤9m
≥5.4m
≤450N
應急制動
制動初車速
制動距離
FMDD
操縱力≤
滿載
30 km/h
≤20m
≤2.2m
手600N
腳700N
空載
第3章 載貨汽車主要部件的選擇及布置
3.1 發(fā)動機的選擇與布置
3.1.1 發(fā)動機形式的選擇
目前汽車發(fā)動機主要采用往復式內燃機，分為汽油機和柴油機兩大類。當前在我國的汽車上主要是汽油機，由于柴油機燃油經(jīng)濟性好、工作可靠、排氣污染少，在汽車上應用日益增多。
輕中型汽車可采用汽油機和柴油機，參考同類車型，本車選取柴油發(fā)動機。
3.1.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇
發(fā)動機的主要性能指標是發(fā)動機最大功率和發(fā)動機的最大轉矩。
(1) 發(fā)動機最大功率及其相應轉速的選擇
汽車的動力性主要決于發(fā)動機的最大功率值，發(fā)動機的功率越大，動力性就好. 最大功率值根據(jù)所要求的最高車速計算，如下：
（3-1）
式中：……最大功率，kw
………傳動系效率，對于單級減速器取0.9
g…………重力加速度，m/
f…………滾動阻力系數(shù)，取0.016
…….空氣阻力系數(shù)，取0.80
A…………汽車的正面迎風面積，取2.67
………汽車總質量，kg
……汽車最高車速，km/h
帶入相關數(shù)據(jù)，可得：
==91.8kw
于是，發(fā)動機的外特性功率為：
=(1.12～1.18)=91.8(1.12～1.18)=102.8～108.3 kw
查閱資料由《九十年代發(fā)動機》一書，選取YC6105QC型柴油機 廣西玉林柴油機總廠主要技術參數(shù)見表3-1。
表3-1 主要技術參數(shù)
型 號
YC6105QC
氣 缸 數(shù)
6
氣缸布置方式
直列
進 氣 方 式
自然吸氣
燃燒室方式
直噴
缸徑/行程（mm）
105/125
排 量/L
6.494
最大功率/ 轉速（kw/r/min）
105.1/2800
最大扭矩/轉速（kw/r/min）
402/1600～1900
全負荷最低燃油消耗率 g/kwh
≤224
機油消耗率（g/(kwh)）
≤1.47
長寬高（mm）
1295605695
凈質量（kg）
550
其總功率特性曲線如圖3-1所示。
(2)發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速的選擇
當發(fā)動機最大功率和相應的轉速確定后，則發(fā)動機最大轉矩和相應轉速可隨之確定，其值由下式計算：
== （3-2）
式中： —轉矩適應系數(shù)，一般1.1-1.3，在這里取1.3；
—最大功率時的轉矩，Nm
____最大功率，kw
______最大功率時轉速，r/min
____最大轉矩，Nm
中型貨車的 值在4000-5000r/min，中型貨車的值更低些。柴油機的值在1800-4000r/min之間。這里取為3500r/min。
=1.3=372.5Nm
滿足所選發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速要求。
3.2輪胎的選擇
載貨汽車輪胎主要是根據(jù)軸荷分配、輪胎的額定復合、使用條件以及車速來選擇，所選的輪胎在使用中靜載荷應等于或接近于輪胎的額定負荷值。輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎負荷值之比稱為輪胎負荷稀疏，為了避免超載，此值應在0.9-1.0之間。
此車選用的輪胎為7.00-20，斷面寬度216mm。
表3-2 輪胎參數(shù)
輪胎 規(guī)格
層數(shù)
標準輪輞
斷面寬度
靜半徑
外直徑
雙胎最小中心距
允許使用輪輞
7.00-20
10，20
5.5mm
216mm
430mm
940mm
230mm
5.50s，6.0
3.3離合器的選擇
雙片干式盤形摩擦離合器。
3.4萬向傳動軸的選擇
選用兩軸式傳動軸,并用十字軸連接。
3.5主減速器的形式
單級主減速器圓柱齒輪傳動。
第4章 總體布置的計算
4.1 軸荷分配及質心位置計算
4.1.1平靜時的軸荷分配及質心位置
總布置的側視圖上確定各個總成的質心位置，及確定各個總成執(zhí)行到前軸的距離和距地面的高度。根據(jù)力矩平衡的原理，按下列公式計算各軸的負荷和汽車的質心位置：
++……=L
++……=
++…………= （4-1）
式中：、、……各個總成的質量，kg
、、………各個總成質心到前軸的距離，mm
、…………各個總成質心到地面的距離，mm
、 ………前、后軸負荷，mm
……….汽車質心高度，mm
………汽車軸距,mm
………汽車質心到前軸的距離，mm
………汽車質心到后軸的距離，mm
在總布置時，汽車的左右負荷分配應盡量相等，一般可以不計算，軸荷分配和質心位置應滿足要求，否則，要重新布置各總成的位置，如調整發(fā)動機或車廂位置，以致改變汽車的軸距。各總成質量及其質心到前軸的距離、離地高度見表4-1。
表4-1
主要部件
質量（kg）
空載時質心坐標x.y（mm）
滿載時質心坐標x.y(mm)
發(fā)動機
550
(-185,985)
（-185，865）
離合器
12
(545,985)
（545，865）
變速器
100
(950,985)
(950,865)
萬向節(jié)
42
(2265,565)
(2265,445)
后懸及減振器
180
(3650,525)
(3650,405)
前懸及減振器
75
(150,515)
(150,395)
后軸及后制動器
340
(3650,465)
(3650,465)
前軸及前制動器
200
(150,465)
(150,465)
車架及其總成
285
(2210,850)
(2210,730)
驅動橋
15
(3650,465)
(3650,465)
油箱
25
(2150,500)
(2150,405)
蓄電池
50
(2150,500)
(2150,405)
車箱
350
(2850,1450)
(2150,1330)
駕駛室
100
(-200,1550)
(-200,1430)
備胎
50
(4550,525)
(4550,405)
車輪及車胎總成
416
(2433,475)
(2433,475）
前擋泥板
7
（0，670）
（0，625）
后擋泥板
5
（3650，670）
（3650，625）
人
130
（0，0）
（100，1450）
貨物
3500
（0，0）
（3150，1330）
由表4-1可得：
1. 空載時： 5252908=3650
2313500=2910
+=2910
3650=2910b
3650=2910a
所以=1439.15kg，=1470.85kg，a=1805.12mm,b=1844.88mm,=795.02mm 。
空載時前軸負荷率為=50.5%，后軸負荷率為=49.5%。滿足要求。
2. 滿載時，16045908=3650
6926195=6540
+=6540
3650=6540b
3650=6540a
所以=4396.14kg，=2143.86kg，a=2453.50mm, b=1196.50mm ,=1060.43mm。
滿載時前軸負荷率為=32.8%，后軸負荷率為=67.2%。滿足要求。
4.1.2 水平路面上汽車滿載行駛時各軸的最大負荷計算
對于后輪驅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列公式計算：
（4-2）
式中： ：行駛時前軸最大負荷，kg
:行駛時后軸最大負荷,kg
令：= ， （4-3）
式中：：行駛時前軸軸荷轉移系數(shù)，該值為0.8-0.9；
：行駛時后軸軸荷轉移系數(shù)，該值為1.1-1.2。
代入相關數(shù)據(jù)，計算的：
=1021.58kg
==5518.42kg
于是有: ==0.5, =1.2 基本滿足要求。
4.1.3 制動時各軸的最大負荷計算
汽車制動時各軸的最大負荷按下列公式計算：
（4-4）
式中：：行駛時前軸最大負荷，kg;
：行駛時后軸最大負荷，kg;
令： =， （4-5 ）
式中： ：行駛時前軸軸荷轉移系數(shù)，1.4-1.6;
：行駛時后軸軸荷轉移系數(shù)，0.4-0.6;
代入相關數(shù)據(jù)，計算得到：
==3473.91kg
==3066.09kg
于是有：==1.6 , =0.7 基本滿足要求。
4.2驅動橋主減速器傳動比的選擇
在選擇驅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：
（4-6）
式中: ………汽車的最高車速,已知120km/h;
…………最高車速時發(fā)動機的轉速，r/min,一般==2800r/min;
r……………車輪靜半徑，r=430mm
故==0.377=3.78
4.3變速器傳動比的選擇
4.3.1變速器一檔傳動比的選擇
在確定變速器一檔傳動比時,需要考慮驅動條件和附著條件。為了滿足驅動條件，其值應符合下式子：
式中：……最大爬坡度，=16.7°。
代入相關數(shù)據(jù)，計算得：
==6.16
=13.8
4.3.2變速器檔數(shù)和各檔傳動比的選擇
這中型載貨汽車采用5檔變速，各檔變速比遵循下式關系分配：
（4-7）
參考同類車型確定各檔傳動比為如下：
1 =6.47，2 =3.29， 3 =1.90，4 =1.35，5 =1，R=5.83。
第5章 汽車動力性及燃油經(jīng)濟性計算
5.1 汽車動力性能的計算
5.1.1驅動平衡的計算
(1) 驅動力的計算
汽車的驅動力按下式進行計算：
（5-1）
式中：:力，N
:動機轉矩，NM;
:發(fā)動機轉速，r/min;
:汽車的車速，km/h
:主減速器的傳動比。
代入相關數(shù)據(jù)，計算所得數(shù)據(jù)如下表5-1所示。
表5-1 相關計算結果列表
n(r/min)
1400
1600
1800
2000
2200
2400
2600
2800
Te(Nm)
400
402
400
398
390
381
374
363
Ⅰ
檔
(N)
2075
20578
20475
20373
19963
19503
19144
18581
(km/h)
9.28
10.61
11.93
13.26
14.58
15.91
17.23
18.56
0.313
0.314
0.313
0.311
0.305
0.298
0.292
0.284
1/
1.195
1.191
1.195
1.203
1.228
1.259
1.286
1.325
Ⅱ
檔
(N)
10412
10464
10412
10360
10151
9917
9735
9449
(km/h)
18.25
20.86
23.46
26.07
28.68
31.28
33.89
36.50
0.159
0.159
0.158
0.157
0.154
0.150
0.147
0.142
1/
1.182
1.182
1.190
1.199
1.225
1.261
1.290
1.341
Ⅲ
檔
(N)
6013
6043
6013
5983
5863
5727
5622
5457
(km/h)
31.60
36.11
40.63
45.14
49.66
54.17
58.69
63.20
0.090
0.090
0.089
0.088
0.086
0.083
0.081
0.077
1/
1.703
1.703
1.726
1.750
1.800
1.881
1.938
2.066
Ⅳ
檔
(N)
4272
4294
4272
4251
4165
4069
3885
3877
(km/h)
44.47
50.83
57.18
63.54
69.89
76.24
82.60
88.95
0.062
0.061
0.060
0.059
0.056
0.053
0.051
0.047
1/
2.500
2.556
2.614
2.674
2.875
3.108
3.286
3.710
Ⅴ
檔
(N)
3165
3180
3165
3149
3086
3014
2959
2872
(km/h)
60.04
68.62
77.20
85.77
94.35
102.93
111.50
120.08
0.043
0.041
0.039
0.037
0.033
0.030
0.026
0.022
1/
4.074
4.400
4.783
5.238
6.470
7.857
11.000
18.333
R
檔
(N)
18450
18542
18450
18358
17989
17574
17251
16743
(km/h)
10.30
11.77
13.24
14.71
16.18
17.65
19.13
20.60
0.282
0.283
0.282
0.280
0.275
0.268
0.263
0.255
1/
1.158
1.154
1.158
1.167
1.189
1.222
1.247
1.289
(1)行駛阻力的計算
汽車行駛時，需要克服的行駛阻力為：
（5-2）
式中：:道路的坡度，平路是0
：行駛加速度，m/等速行駛時為0
:回轉質量換算系數(shù),其值按=1+估算,其中
=0.03-0.05,取為0.04；=0.04-0.06,取為0.06 ；
故1=3.55，2=1.69，3=1.26，4=1.15，5=1.10，R=3.08。
:變速器各檔的傳動比。
代入i=0,=0及相關數(shù)據(jù)，可得：
=65409.8
=1046.400+0.101 (5-3)
代入各個速度值,即得表5-2.
表5-2 行駛阻力與車速
Va（km/h）
10
20
40
60
80
100
120
F阻(N）
1056.5
1086.8
1208
1410
1692.8
2056.4
2500.8
(2) 驅動力——行駛阻力平衡圖
按照公式5-1，5-2作——、——曲線圖，則得到汽車的驅動力—行駛阻力平衡圖，如圖5-1所示。利用該圖可以分析汽車的動力性，圖中曲線與直接檔——曲線沒相交,所以五檔的最大速度即是汽車的最高車速。
圖5-1 汽車驅動力-行駛阻力平衡圖
5.1.2動力特性的計算
(1) 動力因數(shù)D的計算
汽車的動力性因數(shù)按下式關系計算：
D=
（5-4）
代入相關的數(shù)據(jù)，計算所得結果見表5-1。
(2) 滾動阻力系數(shù)f與車速的關系
f=0.0076+0.000056 (5-5)
計算所得的數(shù)據(jù)如表5-3所示.
表5-3 滾動阻力系數(shù)f與車速
Va(km/h)
10
20
40
60
80
100
120
f
0.00816
0.00872
0.00984
0.01096
0.01208
0.0132
0.01432
(3) 動力特性圖
按照公式5-4，5-5作D—、f-曲線圖，則得到汽車的動力特性圖，如圖5-2所示。
圖5-2 汽車動力特性圖
D1
D2
D3
D5
D4
(4) 加速時間t的計算
f
汽車在平路上等速行駛時，有如下關系：
（5-6）
5檔
即是 （5-7）
代入相關的數(shù)據(jù)，可得到加速度倒數(shù)1/a的值，見表5-1 。
1檔
2檔
3檔
4檔
作出1/a-關系曲線，如圖5-3，對加速度倒數(shù)和車速之間的關系曲線積分，可以得到汽車在平路上加速行駛時的加速時間。加速時間為從穩(wěn)定車速到車速為60m/s時所需的時間. 可得:
5740.4=25.3（s）
圖5-3
(5) 汽車最大爬坡度的計算
=
= (5-8)
式中: :汽車變速器頭檔的最大動力因數(shù),為0.314。
則 =
==17.4°
=tan=0.31>30%，滿足最大爬坡度的要求。
5.2功率平衡計算
(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)動機使用外特性時的功率值。
發(fā)動機轉速和汽車速度之間的關系同前。
(2)汽車行駛時所需要的發(fā)動機的功率
汽車行駛時，所需要的發(fā)動機的功率是克服行駛阻力所消耗的功率，其值按下式計算：
（5-9）
當汽車在平路上行駛的時候，簡化為下式：
（5-10）
代入相關的數(shù)據(jù)計算得到圖表5-4所示：
表5-4 所需發(fā)動機功率
Va（km/h）
10
20
40
60
80
100
120
Pe(kw)
3.26
6.71
14.91
26.11
41.80
63.47
92.62
作出發(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)動機的功率的曲線，即得到汽車的功率平衡圖，如圖5-4所示.
圖5-4 功率平衡圖 P3
P2
Pf
P5
P4
P1
5.3汽車燃油經(jīng)濟性的計算
在總體設計時，通常是計算汽車穩(wěn)定行駛時的燃油經(jīng)濟性，計算公式如下：
（5-11）
式中： ：汽車穩(wěn)定行駛時所需發(fā)動機的功率，kw;
: 汽車等速百公里燃油消耗量，l/100km;
:燃油消耗率 ,g/(kwh)
:燃油重度，N/L,柴油為7.94-8.16，這里取8.00 。
查萬有特性曲線圖（3-1）,并計算表（5-5）
表5-5 燃油經(jīng)濟性計算結果
n(r/min)
1400
1600
1800
2000
2200
2400
2600
2800
Pe(kw)
56
66
75
82
90
96
101
105
Va（km/h）
34.54
39.47
44.41
49.34
54.28
59.21
64.15
69.08
g/(kwh)
222
218
219
221
223
225
228
232
Q(L/kwh)
44.11
44.67
45.32
46.12
47.04
48.16
49.45
50.81
根據(jù)數(shù)據(jù)作出曲線如圖5-5。
圖 5-5 最高檔燃油消耗
5.4 汽車不翻倒的條件計算
5.4.1汽車不縱向翻倒的條件計算
汽車不縱向翻倒的條件計算： （5-12）
代入相關數(shù)據(jù)有 滿足要求。
5.4.2 汽車不橫向翻倒的條件計算
汽車不橫向翻倒的條件計算： （5-13）
代入相關的數(shù)據(jù)有： 滿足要求。
5.5 汽車的最小轉彎半徑
汽車的最小轉彎半徑的計算公式是：
（5-14）
式中：：汽車前內輪的最大轉角，這里取最大值45°。
代入相關數(shù)據(jù)，計算得：
13119mm≈13.12m
滿足要求。
總 結
經(jīng)過整整三周的汽車設計課程設計,使我對汽車專業(yè)的相關知識又有了更深的了解,這次的貨車總體設計，不僅對貨車整體從質量參數(shù)，主要尺寸，到性能參數(shù)等一系列數(shù)據(jù)進行設計，而且對發(fā)動機和輪胎進行選擇計算。
在整個課程設計的過程中，同時運用了Word，Excel和AutoCAD等多種計算機輔助軟件，因為設計過程比較繁瑣復雜，故在老師的指導和同學們的共同努力下，同時在老師提供的幾本參考手冊的查閱中，使設計過程中的各個總成和發(fā)動機部分得以順利完成。經(jīng)過了三周的課程設計，我不僅在汽車專業(yè)上學到了很多的設計思路和方法，同時也學到了查閱資料和與人溝通的能力。
我相信這次的汽車設計課程設計一定會對我今后的學習和工作起到巨大的幫助，也再次感謝在此次課程設計中幫助我的老師和同學。
參考文獻
[1] 王望予主編.汽車設計. 北京.機械工業(yè)出版社.2006；
[2] 余志生主編.汽車理論. 北京.機械工業(yè)出版社.2007
[3] 王豐元 馬明星主編.汽車設計課程設計指導書. 北京.中國電力出版社.2009
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