轻型货车设计

1、货车总体设计（ =1500kg， =0.02，=90km/h）第1章 汽车形式的选择1.1汽车质量参数的确定 汽车质量参数包括整车整备质量、载客量、装载质量、质量系数、汽车总质量、载荷分配等1.1.1汽车载人数和装载质量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。 汽车载客量：3人 汽车的载重量：me=1500kg1.1.2整车整备质量mo确定 整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具，备胎等），加满燃料、 水、但没有装货和载人时的整车质量。质量系数mo是指汽车载质量与整车整备质量的比值，mo= m0me/m0。根据表1-1表1-1 货车质量系数mo总质量ma/tmo货车1.

2、8ma6.00.81.16.0ma14.01.201.35ma14.01.301.70本车型为轻型货车，1.8ma6.0，故取mo=0.8根据公式mo= me/m0 ；mo= me/mo=1500/0.8=1875kg1.1.3汽车总质量ma 汽车总质量ma是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。 ma= mo+ me+3×65kg （1-1） 式中：ma汽车总质量，kg； mo 整车整备质量，kg； me汽车载质量，kg；根据公式（2-1）可得：ma= mo+ me+3×65=1500+1875+3×65=3570kg汽车总质量：3570kg1.2 汽车轮

3、胎的选择表1-2 各类汽车轴荷分配满 载空 载前 轴后 轴前 轴后 轴商用货车4×2后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%4×2后轮双胎，长、端头式25%27%73%75%44%49%51%56%4×2后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%6×2后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%根据表1-2，本车型为4×2后轮双胎，平头式，故暂定前轴占30%，后轴占70%，则：前轮单侧：后轮单侧： 其中为轮胎所承受重量，其中为轮胎所承受重量，由于后轮采用双胎，两轮胎特性存在差异、载重质量分布不均

4、匀和路面不平等因素造成轮胎超载影响，此时双胎并装的负荷能力要比单胎负荷能力加倍后减少10%15%.故后轮每个轮胎承受载荷为：574.8+574.8*10%=632.3大于前轮轮胎承受负荷，根据轮胎所承受重量及GB9744一1997可选择轮胎为6.00-14LT；气压390；层级8，如表1-3表1-4所示表1-2 轻型载重普通断面子午线轮胎气压与负荷对应表负荷，kg 气压 kPa轮胎规格2502803203503904204604905305606.00-14LTS50054058066206556858-表1-4 轻型载重普通断面斜交线轮胎轮胎 规格基本参数主 要 尺 寸，mm允许使用轮辋层级

5、标准轮辋新 胎充 气 后轮胎最大只用尺寸双胎最小中心距断面宽度外直径负荷下静半径断面宽度外直径公路花纹越野花纹6.00-14LT6,84.5J170680-3241847071964J 5J1.3驾驶室布置载货车驾驶室一般有长头式、短头式、平头式三种。平头式货车的主要优点是：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能良好，汽车整备质量小，驾驶员视野得到明显的改善，平头汽车的面积利用率高。短头式货车最小转弯半径、机动性能不如平头式货车，驾驶员视野也不如平头式货车好，但与长头式货车比较，还是得到改善，动力总成操作机构简单，发动机的工作噪声、气味、热量和振动对驾驶员的影响与平头货车比较得到很大改

6、善，但不如长头式货车长头式货车的主要优点是发动机及其附件的接触性好，便于检修工作，离合器、变速器等操纵稳定机构简单，易于布置，主要缺点是机动性能不好，汽车整备质量大，驾驶员的视野不如短头式货车，更不如平头式货车好，面积利用率低。综上各货车的优缺点，本车选用平头式，该布置形式视野较好，汽车的面积利用较高，在各种等级的载重车上得到广泛采用、1.4驱动形式的选择汽车的驱动形式有很多种。汽车的用途，总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。本车采用普通商用车多采用结构简单、制造成本低的42后双胎的驱动形式。1.5轴数的选择汽车的总质量和道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽

7、车的结构等对汽车的轴数有很大的影响。总质量小于19吨的商用车一般采用结构简单、成本低廉的两轴方法,当汽车的总质量不超过32t时，一般采用三轴；当汽车的总质量超过32t时，一般采用四轴。故本车轴数定为两轴。1.6货车布置形式汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身的相互关系和布置而言。汽车的使用性能取决于整车和各总成。其布置的形式也对使用性能也有很重要的影响。本车为平头货车，发动机前置后桥驱动。1.7外廓尺寸的确定外形尺寸(mm)：5525*1900*2100外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，货车、整体式客车总

8、长不应超过12m;汽车宽不超过2.5m，汽车高不超过4m等。根据东风EQ1061G2D3载货汽车的技术参数，可以设计外廓尺寸为（5525*1900*2100）货箱尺寸(mm)：3880*1800*380车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。根据东风EQ1061G2D3载货汽车的技术参数，车厢内部尺寸为（3880*1800*380）。1.8轴距L的确定轴距L对整车质量、汽车总长、汽车最小转弯半径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。考虑本车设计要求和表3-1推荐，根据汽车总质量3570kg，并参考东风EQ1061G2D3载货汽车的技术参数选

9、取2700 mm。表3-1各型汽车的轴距和轮距类别轴距/mm轮距/mm4×2货车1.86.023003600130016506.014.036005500170020001.9前轮距B1和后轮距B2在选定前轮距B1范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动空间间隙。在确定后轮距B2时，应考虑车架两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应留有必要的间隙。根据表3-1，并参考东风EQ1061G2D3载货汽车的技术参数选取前轮距B1=1400mm后轮距B2=1426mm。1.10前悬LF和后悬LR前悬尺寸对汽车通

10、过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、下车和上车的方便性以及汽车造型等均有影响。初选的前悬尺寸，应当在保证能布置总成、部件的同时尽可能短些。后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货厢长度、汽车造型等有影响，并决定于轴距和轴荷分配的要求。总质量在1.814.0t的货车后悬一般在12002200mm之间。参考东风EQ1061G2D3载货汽车的技术参数选取，并根据本车结构特点确定前悬LF：1025mm 后悬LR：1800mm。1.11货车动力性参数的确定1.11.1 最高车速的确定 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90km/h。1.11.2

11、 最大爬坡度的确定 由于载货汽车在各地路面上行驶，要求有足够的爬坡能力。一般在30%左右。1.12货车燃油经济性参数的确定 参考指导书可知轻微型货车百公里燃油消耗量在3.0-4.0L之间 取3.5L（100t.Km）最小转变直径 转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径，称为汽车最小转弯直径。种类汽车的最小转变直径见汽车设计书表1-10 车型最大总质量ma/tDmin/m 商用货车 1.8ma6.010.0-19.0最小转弯直径Dmin=15m1.13货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、最小离地间隙和纵向通过半径等。其值主要根据汽车的用途

12、和使用条件选取，可参考汽车设计书表1-11。 表1-11载货汽车的通过性参数 汽车类型 最小离地间隙 接近角（度） 离去角（度）纵向通过半径 4x2货车 180-300mm 20-35 25-452.3-6.0m通过性几何参数hmin=200、1=21、2=16、1=4.01.14货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汽车设计书表1-12所示。 表1-12 载货汽车制动效能要求 总质量（t）初速30km/h制动距离（m）初速30km/h制动减速度（m/） 4.5t 7 5.430第2章 汽

13、车发动机的选择2.1发动机最大功率当发动机的最大功率和相应的转速确定后，则发动机最大转矩和相应转速可随之确定，其值由下面公式计算： （2-1）式中：最大功率，kw； 传动效率，取0.9； 重力加速度，取9.8m/s2； 滚动阻力系数，取0.02；空气阻力系数，取0.8；汽车正面迎风面积，其中为前轮距，为汽车总高 =1.4×2.1=2.94 m2；汽车总重,kg；汽车最高车速,km/h。根据公式（2-1）可得：=考虑汽车其它附件的消耗，可以在再此功率的基础上增加13.619即在49.452.5kw选择发动机。2.2发动机的最大转矩及其相应转速当发动机的最大功率和相应的转速确定后，则发动

14、机最大转矩和相应转速可随之确定，其值由下面公式计算： （2-2） 式中：转矩适应系数，一般去1.11.3，取1.1 最大功率时转矩，Nm 最大功率，kw 最大功率时转速，3200r/min（由汽车设计书P29知最大功率对应转速的范围：总质量小的货车用高速柴油机，值常取在3200-4000r/min。） 最大转矩，Nm其中，/在1.42.0之间取。这里取1.8根据公式（2-2） =/1.8=3200/1.8=1777.78r/min2.3选择发动机根据上述功率及发动机的最大转矩，选定CY4100Q：表2-1 CY4100Q主要技术参数CY4100Q主要技术参数  型 

15、0;  号： CY4100Q  形    式： 立式直列、水冷、四冲程、自然吸气  气 缸 数： 4100×118  工作容积： 3.707  燃烧室形式： 直喷四角型燃烧室  压 缩 比： 17:1  额定功率/转速： 66/3200  最大扭矩/转速： 230/1800  标定工况燃烧消耗率：   全负荷最低燃油消耗率： 228  最高空载转速

16、：  3520  怠速稳定转速： 700-750  机油消耗率： 1.2  工作顺序： 1-3-4-2  噪声限制： 116  烟    度： 3.5  排放标准： 欧  整机净质量：320  外形参考尺寸： 821×596×470发动机外特性曲线如图 2-1所示：图2.1 发动机外特性曲线第3章 传动比的计算和选择3.1驱动桥主减速器传动比的选择在选择驱动桥主减速器传动比时，首先可根据

17、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： （3-1）式中：汽车最高车速90km/h； 最高车速时发动机的转速，一般=（0.91.1），其中为发动机最大功率时对应的转速，r/min；这里取为1，则 =1×=1×3200=3200车轮半径0.324m。取=1；根据公式（3-1）可得：3.2变速器传动比的选择3.2.1变速器头档传动比的选择（1）在确定变速器头档传动比时，需考虑驱动条件和附着条件。为了满足驱动条件，其值应符合下式要求：式中：汽车的最大爬坡度，初选为16.7o。为了满足附着条件，其大小应符合下式规定：式中：驱动车轮所承受的质量，kg；由于第一章

18、中后轴轴荷分配暂定为70%，故=3570×70%=2499kg 附着系数。0.7-0.8之间，取=0.7。（2）各挡传动比确定：由于=6.18，且=1按等比数级分配各挡传动比,=则q=1.64,=6.38，=q3=4.45，=q2=2.69，=q1=1.64，=13.2.2变速器的选择实际上，对于挡位较少的变速器，各挡传动比之间的比值常常并不正好相等，即并不是正好按等比数级来分配传动比的，这主要是考虑到各挡利用率差别很大的缘故，汽车主要用较高挡位行驶的，中型货车4挡位变速器中的1、2、3三个挡位的总利用率仅为10%到15%，所以较高挡位相邻两个挡见的传动比的间隔应小些，特别是最高挡与

19、次高挡之间更应小些。参考中国汽车零配件大全,选取变速箱型号为MSG5E，如下表3-1 表3-1 MSG5E参数品牌系列型号重量1-5传动比倒档中心距A一汽一汽 CA6TB(X)系列一汽 CA6TBX070M超速档1档：5.8642档：3.5253档：2.1114档：1.2865档：15.455第4章 轴荷分配及质心位置的计算4.1轴荷分配及质心位置的计算根据力矩平衡原理，按下列公式计算汽车各轴的负荷和汽车的质心位置：g1l1+g2l2+g3l3+=G2L g1h1+g2h2+g3 h2+=Ghg g1+g2+g3+=G （4-1） G1+G2=G G1L=GbG2L=Ga式中：g1 、g2、

20、g3 各总成质量，kg； l1 、l2 、l3 各总成质心到前轴距离，mm； h1、 h2 、h2、 各总成质心到地面距离，mm；G1 前轴负荷，kg；G2 后轴负荷，kg；L 汽车轴距，m；a汽车质心距前轴距离，m；b汽车质心距后轴距离，m；hg汽车质心到地面距离，m。质心确定如表 4-1所示表4-1 各部件质心位置部件重量glihi（满）hi（空）glig hi（满）g hi（空）人19501.31.40253.5273发动机附件3200.40.91128288320离合器及操纵机构510.850.9465.15.65变速器及离合器壳950.40.850.9448.8103.7114.68

21、后轴及后轴制动器2553.30.70.82742.5157.5184.5后悬架及减振器1803.30.60.65594108117前悬架及减振器7500.60.7201821.6前轴前制动器轮毂转向梯形15000.70.80105120车轮及轮胎总成2802.30.60.65575150162.5车架及支架拖钩装置1902.60.70.8390105120转向器15-0.350.90.95-71819挡泥板401.60.60.7642428油箱及油管202.30.60.65461213蓄电池组452.20.60.6592.425.227.3车箱总成1502.40.91360135150驾驶室1

22、500.21.11.230165180货物15002.411.2036151800035706684.734731856.23.水平静止时的轴荷分配及质心位置计算根据表4-1所求数据和公式（4-1）可求满载：G2=kgG1=3570-2475.8=1094.2kgmm前轴荷分配：=30.6%后轴荷分配：=69.4m空载：986.9kg=1875-986.9=888.5kg后轴荷分配: 51.9前轴荷分配：48.1m根据下表得知以上计算符合要求表4-2各类汽车的轴荷分配满 载空 载前 轴后 轴前 轴后 轴商用货车4×2后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%4×

23、;2后轮双胎，长、端头式25%27%73%75%44%49%51%56%4×2后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%6×2后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%a.水平路面上汽车慢在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式计算： （4-2）式中：行驶时前轴最大负荷，kg； 行驶时候轴最大负荷，kg; 附着系数，在干燥的沥青或混凝土路面上，该值为0.70.8。令，式中：行驶时前轴轴荷转移系数，0.8-0.9； 行驶时后轴轴荷转移系数，1.1-1.2。根据式（2-2）可得:kgkg满足要

24、求b.汽车满载制动时各轴的最大负荷按下式计算： （4-3）式中：制动时的前轴负荷，kg； 制动时的后轴负荷，kg；令， 式中： 制动时前轴轴荷转移系数，1.4-1.6； 制动时后轴轴荷转移系数，0.4-0.6。根据式（2-3）可得：kgk第5章 动力性能计算5.1驱动平衡计算5.1.1驱动力计算汽车的驱动力按下式计算： （5-1） 式中：驱动力，N； 发动机转矩，Nm； 车速，km/h。5.1.2行驶阻力计算汽车行驶时，需要克服的行驶阻力为：= 式中：道路的坡路，度，平路上时，其值为0o； 行驶加速度，m/s2,等速行驶时，其值为0； = (5-2)根据公式（5-1）及（5-2）可计算出各档位

25、汽车行驶时，驱动力，车速， 需要克服的行驶阻力，如表 5-1 表5-2 所示：表5-1各档驱动力，速度转速n(r/min)1400.0 1600.0 1800.0 2200.0 2400.0 2600.0 2800.0 转矩T(N.m)224.0 228.0 230.0 224.0 220.0 215.0 210.0 一档Ft(N)15824.6 16107.2 16248.5 15824.6 15542.0 15188.8 14835.6 v1(km/h)6.7 7.7 8.6 10.6 11.5 12.5 13.4 二档Ft(N)9505.6 9675.3 9760.2 9505.6 93

26、35.8 9123.6 8911.5 V2(km/h)11.2 12.8 14.4 17.6 19.2 20.8 22.4 三档Ft(N)5697.9 5799.7 5850.6 5697.9 5596.2 5469.0 5341.8 V3(km/h)18.7 21.3 24.0 29.3 32.0 34.7 37.3 四档Ft4(N)3456.6 3518.3 3549.2 3456.6 3394.8 3317.7 3240.5 V4(km/h)30.8 35.2 39.6 48.4 52.8 57.2 61.6 五档Ft(N)2700.4 2748.7 2772.8 2700.4 2652

27、.2 2591.9 2531.7 V5(km/h)39.4 45.0 50.7 61.9 67.5 73.2 78.8 表5-2 行驶阻力Va(km/h)2030405060708090F阻(N)744.2799.8051877.6491977.73421100.061244.6281411.4361600.4865.1.3汽车驱动力-行驶阻力平衡图根据表5-1可绘出驱动力-行驶阻力平衡图 5.1 驱动力-行驶阻力平衡图 从图5-1上可以清楚的看出不同车速时驱动力和行驶阻力之间的关系。汽车以最高挡行驶时的最高车速，可以直接在图5-1上找到。显然，Ft5 曲线与FfFw曲线的交点便是uamax。

28、因为此时驱动力和行驶阻力相等，汽车处于稳定的平衡状态。图5-1中最高车速为95km/h，满足设计要求。5.2动力特性计算5.2.1动力因数D的计算汽车的动力因数按下式计算： （5-3）5.2.2行驶阻力与速度关系 0.0076+0.000056 （5-4）根据式（5-3）及式（5-4）得汽车各档行驶动力因数，如表 5-3所示：表5-3各档速度与动力因素转速n(r/min)1400.0 1600.0 1800.0 2200.0 2400.0 2600.0 2800.0 3200.0 转矩Te(N.m)224.0 228.0 230.0 224.0 220.0 215.0 210.0 200.0

29、一档Va1(km/h)6.7 7.7 8.6 10.6 11.5 12.5 13.4 15.4 D10.5 0.5 0.5 0.5 0.4 0.4 0.4 0.4 二档Va2(km/h)11.2 12.8 14.4 17.6 19.2 20.8 22.4 25.6 D20.3 0.3 0.3 0.3 0.2 0.2 0.2 0.2 三档Va3(km/h)18.7 21.3 24.0 29.3 32.0 34.7 37.3 42.7 D30.2 0.2 0.2 0.2 0.2 0.2 0.1 0.1 四档Va4km/h30.8 35.2 39.6 48.4 52.8 57.2 61.6 70.4

30、 D40.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 五档Va5(km/h)39.4 45.0 50.7 61.9 67.5 73.2 78.8 90.1 D50.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.0 表5-4 速度与滚动阻力系数的关系Va(km/h)2030405060708090f0.00870.009280.009840.01040.010960.011520.012080.012645.2.3动力特性图利用表5-3做出动力特性图 图5.2 动力特性图汽车在各挡下的动力因数与车速的关系曲线称为动力特性曲线。在动力特性图上作滚动阻力系数曲线f-ua，显

31、然线与直接挡D- ua曲线的交点即为汽车的最高车速。5.2.4汽车爬坡度计算汽车的上坡能力是用满载时汽车在良好路面上的最大爬坡度imax表示的。最大爬坡度是指I挡最大爬坡度。= （5-5）式中：汽车头档动力因数。由式（5-7）可得：=0.51最大爬坡度为：51%>30% 满足条件。5.2.5加速度倒数曲线由汽车行驶方程得： （5-6） 回转质量换算系数，其值可按下式估算： （5-7）式中：=0.030.05，取0.04； 0.06，取0.05； 变速器各档位时的传动比。公式（5-7）可得各档值：表5-4各档回转质量换算系数ig5.863.522.111.2812.756981.65952

32、1.262611.121921.09由此可得各档汽车行驶时各档加速度倒数，如表 5-5所示：表5-5各档速度、加速度倒数转速n(r.min)1400.0 1600.0 1800.0 2200.0 2400.0 2600.0 2800.0 3200.0 转矩T(N.m)224.0 228.0 230.0 224.0 220.0 215.0 210.0 200.0 一档Va1(km/h)6.7 7.7 8.6 10.6 11.5 12.5 13.4 15.4 1/a10.7 0.6 0.6 0.7 0.7 0.7 0.7 0.7 二档Va2(km/h)11.2 12.8 14.4 17.6 19.

33、2 20.8 22.4 25.6 1/a20.7 0.7 0.7 0.7 0.7 0.7 0.7 0.8 三档Va3km/h18.7 21.3 24.0 29.3 32.0 34.7 37.3 42.7 1/a30.9 0.9 0.9 0.9 0.9 1.0 1.0 1.1 四档Va4km/h30.8 35.2 39.6 48.4 52.8 57.2 61.6 70.4 1/a41.5 1.5 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.2 五档Va5km/h39.4 45.0 50.7 61.9 67.5 73.2 78.8 90.1 1/a52.1 2.1 2.2 2.5 2.7 3.0

34、3.4 4.8 由表5-5 可绘出加速度倒数曲线：图5.4 加速度倒数曲线对加速度倒数和车速之问的关系曲线积分,可以得到汽车在平路上加速行驶时的加速时间。从20Km/h加速到90Km/h的时间t=336*a/3.6=37.3s。（a为一个小格代表的时间的倒数）5.3功率平衡计算5.3.1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就是发动机使用外特性的功率值。根据求出发动机功率如表 5-6所示：表5-6发动机发出功率与速度关系转速n(r/min)1400.0 1600.0 1800.0 2200.0 2400.0 2600.0 2800.0 3200.0 转矩T(N.m)2

35、24.0 228.0 230.0 224.0 220.0 215.0 210.0 200.0 一档v(km/h)6.7 7.7 8.6 10.6 11.5 12.5 13.4 15.4 p(kw)32.8 38.2 43.4 51.6 55.3 58.5 61.6 67.0 二档v(km/h)11.2 12.8 14.4 17.6 19.2 20.8 22.4 25.6 p(kw)32.8 38.2 43.4 51.6 55.3 58.5 61.6 67.0 三档v(km/h）18.7 21.3 24.0 29.3 32.0 34.7 37.3 42.7 p(kw)32.8 38.2 43.4

36、 51.6 55.3 58.5 61.6 67.0 四档v(km/h)30.8 35.2 39.6 48.4 52.8 57.2 61.6 70.4 p(kw)32.8 38.2 43.4 51.6 55.3 58.5 61.6 67.0 五档v(km/h)39.4 45.0 50.7 61.9 67.5 73.2 78.8 90.1 p(kw)32.8 38.2 43.4 51.6 55.3 58.5 61.6 67.0 5.3.2汽车行驶时，所需发动机功率汽车行驶时，所需发动机功率即为克服行驶阻力所需发动机功率，其值按下式计算： （5-8）当汽车在平路上等速行驶时，其值为 （5-9）由公式

37、（5-9）得汽车在平路上等速行驶时所需发动机功率现将数据统计为下表表5-7阻力功率va2030405060708090p4.59387.405610.8351715.0884920.371526.8901134.850344.457945.3.3功率平衡图作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功率曲线，即得到汽车的功率平衡图图5.4 功率平衡图在不同档位时，功率大小不变，只是各挡发动机功率曲线所对应的车速位置不同，且低挡时车速低，所占速度变化区域窄，高档时车速高，所占变化区域宽。Pf在低速范围内为一条斜直线，在高速时由于滚动阻力系数随车速而增大，所以P

38、f随ua以更快的速率加大；Pw则是车度ua函数。二者叠加后，阻力功率曲线是一条斜率越来越大的曲线。高速行驶时，汽车主要克服空气阻力功率。图中发动机功率曲线四挡与阻力功率曲线相交点处对应的车速便是在良好水平路面上汽车的最高车速uamax，为105km/h。该车的四挡是经济挡位，用该挡行驶时发动机的负荷率高，燃油消耗量低。第6章 汽车燃油经济性计算在总体设计时，通常主要是对汽车稳定行驶时的燃油经济性进行计算，其计算公式： （6-1）式中：汽车稳定行驶时所需发动机功率，kw； 发动机的燃油消耗率，g/(kw.h),其值由发动机万有特性得到； 燃油重度，N/L,柴油为7.948.13，其值取8.00；

39、 汽车单位行程燃油消耗量，L/100km； 最高挡车速。图6.1 万有特性曲线根据计算公式（6-1）列出燃油消耗率，见下表表6-1燃油消耗va(km/h)40.0 45.0 50.0 62.0 68.0 73.0 78.0 90.0 n(r/min)1400.0 1600.0 1800.0 2200.0 2400.0 2600.0 2800.0 3200.0 Pe(kw)10.8 12.8 15.1 21.6 25.5 29.1 33.1 44.5 ge(L/100km)217216215217227230238248Q（L/100km）7.2 7.6 8.0 9.3 10.4 11.2 12

40、.4 15.0 根据表6-1做出燃油消耗图图6.2 等速百公里油耗第7章 汽车不翻倒条件计算7.1汽车满载不纵向翻倒的校核 > (7-1)式中：b汽车质心距后轴距离，m； hg汽车质心到地面距离，m；>=>=0.8 经计算符合条件7.2汽车满载不横向翻倒的校核汽车的侧倾角在初次达到稳态值之后有一个超调量，说明汽车在比准静态下更小的侧向加速度时，内侧车轮就可能离开地面，即汽车的瞬态侧倾阀值比准静态时的小。对于轿车和多用途车辆，阶跃转向时的侧倾阀值比/(2)低约30%，而货车则低约50%。 （7-2）式中：B汽车轮距，m； hg汽车质心到地面距离，m；经计算符合条件7.3汽车的最小转弯直径汽车的最小转弯半径公式：=2 （7-3）式中： 为汽车内轮的最大转角，这里取最大值45°代入相关数据，L=2700mm B=1400mm计算得：=9.3m影响汽车最小转弯直径的因素有两类，即与汽车本身有关的因素和法规及使用条件对最小转弯直径的限定。前者包括汽车转向轮最大转角、汽车轴距、轮距以及转向轮数(如全轮转向)等对汽车最小转弯直径均有影响，除此之外，有关