货车总体设计说明书(共33页)

1、PAGE 货车总体设计（me=1250kg va=135km/h f=0.018） PAGE 目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc382223067 摘要(zhiyo) PAGEREF _Toc382223067 h 1 HYPERLINK l _Toc382223068 第一章 载货汽车主要(zhyo)技术参数的确定 PAGEREF _Toc382223068 h 2 HYPERLINK l _Toc382223069 1.1 汽车(qch)质量参数的确定 PAGEREF _Toc382223069 h 2 HYPERLINK l _Toc38222307

2、0 1.1.1 汽车载客量和装载质量 PAGEREF _Toc382223070 h 2 HYPERLINK l _Toc382223071 1.1.2 汽车整车整备质量预估 PAGEREF _Toc382223071 h 2 HYPERLINK l _Toc382223072 1.1.3 汽车总质量ma的确定 PAGEREF _Toc382223072 h 2 HYPERLINK l _Toc382223073 1.1.4 汽车轴数和驱动形式的确定 PAGEREF _Toc382223073 h 3 HYPERLINK l _Toc382223074 1.2汽车主要尺寸的确定 PAGEREF

3、 _Toc382223074 h 3 HYPERLINK l _Toc382223075 1.2.1汽车的外廓尺寸 PAGEREF _Toc382223075 h 3 HYPERLINK l _Toc382223076 1.2.2汽车轴距L的确定 PAGEREF _Toc382223076 h 3 HYPERLINK l _Toc382223077 1.2.3 汽车前轮距B1和后轮距B2 PAGEREF _Toc382223077 h 4 HYPERLINK l _Toc382223078 1.2.4 汽车前悬LF和后悬LR的确定 PAGEREF _Toc382223078 h 4 HYPER

4、LINK l _Toc382223079 1.2.5 汽车的车头长度 PAGEREF _Toc382223079 h 4 HYPERLINK l _Toc382223080 1.2.6 汽车车厢尺寸的确定 PAGEREF _Toc382223080 h 4 HYPERLINK l _Toc382223081 第二章 载货汽车主要部件的选择 PAGEREF _Toc382223081 h 5 HYPERLINK l _Toc382223082 2.1 发动机的选择 PAGEREF _Toc382223082 h 5 HYPERLINK l _Toc382223083 2.1.1 发动机型式的选择

5、 PAGEREF _Toc382223083 h 5 HYPERLINK l _Toc382223084 2.1.2 发动机的最大功率 PAGEREF _Toc382223084 h 5 HYPERLINK l _Toc382223085 2.1.3 发动机最大转矩 及其相应转速的选择 PAGEREF _Toc382223085 h 7 HYPERLINK l _Toc382223086 2.2 轮胎的选择 PAGEREF _Toc382223086 h 8 HYPERLINK l _Toc382223087 2.3 车架的选择 PAGEREF _Toc382223087 h 9 HYPERL

6、INK l _Toc382223088 2.4 油箱 PAGEREF _Toc382223088 h 9 HYPERLINK l _Toc382223089 2.5 离合器 PAGEREF _Toc382223089 h 9 HYPERLINK l _Toc382223090 2.6 万向传动轴 PAGEREF _Toc382223090 h 9 HYPERLINK l _Toc382223091 第三章 轴荷分配及质心位置计算 PAGEREF _Toc382223091 h 10 HYPERLINK l _Toc382223092 3.1 平静时的轴荷分配及质心位置计算 PAGEREF _T

7、oc382223092 h 10 HYPERLINK l _Toc382223093 3.2水平路面上汽车满载行驶时各轴的最大负荷计算 PAGEREF _Toc382223093 h 13 HYPERLINK l _Toc382223094 3.3.制动时各轴的最大负荷计算 PAGEREF _Toc382223094 h 14 HYPERLINK l _Toc382223095 第四章 传动比的计算和选择 PAGEREF _Toc382223095 h 15 HYPERLINK l _Toc382223096 4.1 驱动桥主减速器传动比的选择 PAGEREF _Toc382223096 h

8、15 HYPERLINK l _Toc382223097 4.2 变速器传动比的选择 PAGEREF _Toc382223097 h 15 HYPERLINK l _Toc382223098 4.2.1 变速器一档传动比的选择 PAGEREF _Toc382223098 h 15 HYPERLINK l _Toc382223099 4.2.2 变速器的选择 PAGEREF _Toc382223099 h 16 HYPERLINK l _Toc382223100 第五章 汽车动力性能计算 PAGEREF _Toc382223100 h 18 HYPERLINK l _Toc382223101 5

9、.1 驱动力与行驶阻力平衡计算 PAGEREF _Toc382223101 h 18 HYPERLINK l _Toc382223102 5.1.1 驱动力的计算 PAGEREF _Toc382223102 h 18 HYPERLINK l _Toc382223103 5.1.2 行驶阻力计算 PAGEREF _Toc382223103 h 19 HYPERLINK l _Toc382223104 5.1.3 驱动力与行驶阻力平衡图 PAGEREF _Toc382223104 h 19 HYPERLINK l _Toc382223105 5.2 动力(dngl)特性计算 PAGEREF _To

10、c382223105 h 20 HYPERLINK l _Toc382223106 5.2.1 动力因数(ynsh)计算 PAGEREF _Toc382223106 h 20 HYPERLINK l _Toc382223107 5.2.2 滚动(gndng)阻力系数与速度关系 PAGEREF _Toc382223107 h 21 HYPERLINK l _Toc382223108 5.2.3 动力特性图 PAGEREF _Toc382223108 h 21 HYPERLINK l _Toc382223109 5.2.4 加速时间t的计算 PAGEREF _Toc382223109 h 22 H

11、YPERLINK l _Toc382223110 5.2.5 汽车最大爬坡度计算 PAGEREF _Toc382223110 h 24 HYPERLINK l _Toc382223111 5.3 功率平衡计算 PAGEREF _Toc382223111 h 25 HYPERLINK l _Toc382223112 5.3.1 汽车行驶时发动机能够发出的功率 PAGEREF _Toc382223112 h 25 HYPERLINK l _Toc382223113 5.3.2 汽车行驶时所需发动机的功率 PAGEREF _Toc382223113 h 25 HYPERLINK l _Toc3822

12、23114 5.3.3 汽车功率平衡图 PAGEREF _Toc382223114 h 26 HYPERLINK l _Toc382223115 第六章 汽车燃油经济性计算 PAGEREF _Toc382223115 h 27 HYPERLINK l _Toc382223116 第七章 汽车稳定性计算 PAGEREF _Toc382223116 h 29 HYPERLINK l _Toc382223117 7.1 汽车不翻倒条件计算 PAGEREF _Toc382223117 h 29 HYPERLINK l _Toc382223118 7.1.1 汽车满载不纵向翻倒条件的计算 PAGEREF

13、 _Toc382223118 h 29 HYPERLINK l _Toc382223119 7.1.2汽车满载不横向翻倒条件的计算 PAGEREF _Toc382223119 h 29 HYPERLINK l _Toc382223120 7.2汽车的最小转弯半径 PAGEREF _Toc382223120 h 29 HYPERLINK l _Toc382223121 总 结 PAGEREF _Toc382223121 h 30 HYPERLINK l _Toc382223122 参考文献 PAGEREF _Toc382223122 h 31PAGE 34 PAGE 1摘要(zhiyo)根据(g

14、nj)本次课程设计的任务，完成(wn chng)了任务书上所要求的某货车的总体设计。本篇说明书说明了货车设计的总体过程，本次课程设计为载重量0.75吨的轻型货车的设计，首先对汽车的形式进行了确定，其中包括汽车外尺寸的设计，质量参数的确定，轮胎，轴数，驱动形式以及布置形式的选择。其次，以汽车的最高车速和总质量选择了汽车的发动机。查资料确定了汽车的整体结构，包括车身，车厢，车头的选择。细节有轮距，轴距的确定等。在确定了发动机之后，计算了车的传动比，选择了变速器，计算了汽车的动力特性，包括了驱动力与阻力的平衡，动力因数，加速度，加速时间的确定。然后计算了汽车的燃油经济性问题。最后计算了汽车的稳定情况

15、，保证了汽车可以安全的上路行使，完成了汽车的设计。关键词：总体设计，轴荷分配，动力性，燃油经济性第一章 载货汽车(qch)主要技术参数的确定1.1 汽车(qch)质量参数的确定1.1.1 汽车(qch)载客量和装载质量汽车载客量：2人汽车的装载质量：me=1250kg1.1.2 汽车整车整备质量预估 1.质量系数mo选取质量系数mo是指汽车装载质量与整车整备质量的比值： （1-1）表1-1 各类货车的质量系数汽车类型总质量ma/t载货汽车轻型1.86.00.801.10中型6.014.01.201.35重型ma14.01.301.70根据表1-1，对于轻型柴油载货汽车，质量系数为0.80-1.

16、00，取mo=0.8。2.估算整车整备质量mo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，但没有装货和载人的整车质量。 =/=1250/0.8=1562kg1.1.3 汽车总质量ma的确定汽车总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。商用货车的总质量ma由整备质量mo、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，乘员和驾驶员每人质量按65kg计，即ma= mo+ me+265kg=1562+1250+265=2942kg表1-2 质量(zhling)参数载质量me（Kg）质量系数m0整车整备质量m0（Kg）总质量（Kg）12500.8156229421.

17、1.4 汽车轴数和驱动形式(xngsh)的确定总质量小于19吨的商用车一般采用结构简单(jindn)、成本低廉的两轴方法，所以本车轴数定为二轴。商用车多采用结构简单、制造成本低的42驱动的形式。所以本车采用42后双胎的驱动形式。1.2汽车主要尺寸的确定1.2.1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，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。，取外廓尺寸:595518802140mm(长宽高)。1.2.2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的要求下选取。

18、各类载货汽车的轴距选用范围如表1-3所示表1-3 载货汽车的轴距和轮距42货车总质量（t）轴距（mm）轮距（mm）1.8-6.0 2300-36001300-1700参考江铃凯运109马力排半轻卡（JX1041TPG24）车型,选L=3360mm1.2.3 汽车(qch)前轮距B1和后轮距B2汽车(qch)轮距B应该考虑到车身(ch shn)横向稳定性,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。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

19、围如表1-3所示。参考江铃凯运109马力排半轻卡（JX1041TPG24）车型，考虑本次课设实际要求和根据表1-3提供的数据，前轮距B1=1385mm,后轮距B2=1425mm。1.2.4 汽车前悬LF和后悬LR的确定 前悬尺寸对汽车通过性、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，应当在保证能布置各总成、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。参考同类车型，取LF=1013mm，LR=140

20、0mm。1.2.5 汽车的车头长度货车车头长度指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离,车身形式对车头长度有绝对影响。由于设计车型为单排座平头货车，并考虑到舒适性及驾驶室内储物空间，故车头长度取1763mm。1.2.6 汽车车厢尺寸的确定 参考江铃凯运109马力排半轻卡（JX1041TPG24）车型同类车型，考虑本车设计要求，确定本车车箱尺寸：32801780380mm(长宽高)。第二章 载货(zi hu)汽车主要部件的选择2.1 发动机的选择(xunz)2.1.1 发动机型式(xn sh)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

21、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。2.1.2 发动机的最大功率 汽车的动力性主要取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计算,如下: =（+） （2-1）式中：最大功率,kw 传动系效率,对于单级减速器，取0.9 g重力加速度, f滚动阻力系数,取0.018 空气阻力系数,取0.8 A汽车的正面迎风面积, ，其中为前轮距为汽车总高 =1.4252.5=3.05 m2； 汽车总质量,本车为2942kg 汽车(qch)最高车速,本车为135km/h带入相关(xin

22、ggun)数据,可得:=（+）=109.2kw于是(ysh)，发动机的外特性功率为: =（1.11.2）=（120.12131.04）kw即在120.12131.04kw之间选择发动机。选取CY6102BZLQ-C型柴油机，主要参数见表2.1，其总功率外特性曲线如附录图2-1所示 表2-1 发动机主要技术参数 型 号：CY6102BZLQ 形 式：废气涡轮增压中冷 气 缸 数：6102118 工作容积：5.785 燃烧室形式：直喷圆形缩口燃烧室 压 缩 比：17:1 额定功率/转速：132/2600 最大扭矩/转速：560/14001600 标定工况燃烧消耗率： 全负荷最低燃油消耗率：240

23、最高空载转速： 3000100 怠速稳定转速：70050 机油消耗率：0.6 工作顺序：153624 噪声限制：115 烟 度：2.0 排放标准：达欧洲号标准 整机净质量：555 外形参考尺寸：1209.7662884.5图2-1 CY6102BZLQ型全负荷(fh)速度特性(txng)曲线图2.1.3 发动机最大转矩 及其相应(xingyng)转速的选择 当发动机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,其值由下式计算: = (2.2)式中: ：转矩适应性系数,一般1.11.3,取1.2；：最大功率时的转矩,：最大功率,kw：最大功率时转速,r /min：最大转矩,

24、而=1.4-2.0,在这里取为1.6,则有:=1625rmin=1.2=481.3Nm满足(mnz)所选发动机的最大转矩及相应转速要求。2.2 轮胎(lnti)的选择轮胎(lnti)所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数,大多数轮胎负荷系数取为0.91.0，以免超载。本次课程设计后轮采用双胎。承载量为:=1.12492=3236kg表2.1 载货汽车轴荷分配车型满载（%）空载（%）前轴后轴前轴后轴42后轮双胎，平头式3035657048544652由于两轮胎特性存在差异，装载质量分布不均匀和路面不平等因素造成轮胎超载的影响。此时双胎并装的负荷能力要比单胎负荷能力加倍后减少10-2

25、0！满载时前轮单轮载荷：满载时后轮单轮载荷： 其中为轮胎所承受重量， 根据GB9744-1997，此车选用6.50R15LT轻型载重普通断面子午线轮胎选取轮胎参数见表2-2表2.2 轮胎(lnti)参数轮胎 规格基本参数主 要 尺 寸，mm允许使用轮辋层级标准轮辋新 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6.50R15LT8,105.50F18073007403401957442126.00G2.3 车架(ch ji)的选择 参考中国(zhn u)汽车零配件大全一书，选取： 边梁式车架（轴距3360mm）：5740700210 2.4

26、 油箱参考同类车型，选取08AL型，镀铅板，筒式，滚焊，70L，4022826802.5 离合器双片干式盘形磨擦离合器2.6 万向传动轴 十字轴连接 第三章 轴荷分配(fnpi)及质心位置计算3.1 平静时的轴荷分配(fnpi)及质心位置计算(j sun)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: (3.1)式中: 、总成的质量，kg、各个总成质心到前轴的距离，m 、各个总成质心到地面的距离，m、前轴、后轴负荷，mL汽车轴距汽车质心到前轴的距离，m汽车质心到后轴的距离，m在总布置时,汽车的

27、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3-2表3-1 载货汽车轴荷分配车型满载（%）空载（%）前轴后轴前轴后轴42后轮双胎，平头式3035657048544652 表3-2 各部件质心(zh xn)坐标及质量主要部件部件质量（kg）空载时质心坐标满载时质心坐标（l，h）（l，h）发动机及其部件555（200,940）（200,890）变速器及离合器壳70（310,740）（310,690）万向节传动25（2300，640）（2300，590）后轴

28、及后轴制动器175(3360,340)（3360,340）后悬及减震器70(3400,420)（3400,380）前悬及减震器30(200,420)（200,380）前轴、前制动 器、轮毂转向梯形60(200，340)（200，340）前车轮及轮胎总成90(0，340)（0，340）车后轮及轮胎总成150(3360,340)（3360,340）车架及支架、拖钩装置100(2100,600)（2100,550）油箱及油管17(2400,500)（2400,450）蓄电池组10(2400,500)（2400,450）货箱总成130(2900,900)（2900,850）驾驶室40(-150,130

29、0)（-150,1250）前挡泥板15(0,500)（0,450）后挡泥板25（3360,500）（3360,450）人1300（200,1000）货物12500（3200,1200）汽车总质量2942由上表(shn bio)可得：1.空载(kn zi)时： G2=kg kg 前轴轴荷分配(fnpi) 后轴轴荷分配(fnpi) 前轴负荷在48%54%，后轴负荷在46%52%的范围，所求结果大致在这范围内，所以满足轴荷分配要求。2.满载时: mm kg 前轴轴荷分配 后轴轴荷分配(fnpi) 大致(dzh)符合(fh)前轴负荷在30%35%，后轴负荷在65%70%的范围内，所以满足轴荷分配要求。

30、3.2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： （3.2）式中：行驶时前轴最大负荷，kg； 行驶时后轴最大负荷，kg; 路面附着系数，在干燥的沥青或混凝土路面上，该值为0.70.8，取0.7。令， （3.3）式中：行驶时前轴轴荷转移系数，该值为0.80.9 行驶时后轴轴荷转移系数，该值为1.11.2根据公式（3.2）可得:kgkg3.3.制动(zh dn)时各轴的最大负荷计算汽车满载(mnzi)制动时各轴的最大负荷按下式计算： （3-3）式中：制动(zh dn)时的前轴负荷，kg； 制动时的后轴负荷，kg；令， 式中：

31、制动时前轴轴荷转移系数，该值为1.41.6 制动时后轴轴荷转移系数，该值为0.40.7根据公式（3.3）可得：kg 满足要求第四章 传动比的计算(j sun)和选择4.1 驱动(q dn)桥主减速器传动比的选择(xunz) 在选择驱动桥主减速器传动比时,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: (4.1)式中:ig=1;-汽车的最高车速,已知135km/h-最高车速时发动机的转速,一般,其中np为发动机最大功率对应转速r/min;r-车轮半径,r=0.340m故=0.377=2.464.2 变速器传动比的选择4.2.1 变速器一档传动比的选择 在确定变速器一档传

32、动比时,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: （4.3）式中：最大爬坡度，=代入相关(xinggun)数据,计算(j sun)得: =2.41同时为了满足附着(fzhu)条件,其值也应符合下式 因为为后轮驱动,为后轮负荷量， m2=ma*68=2200 式中：-路面附着系数,为0.70.8,这里取0.8带入相关数据,可得:即是2.41 4.73参考中国汽车零配件大全选取=44.2.2 变速器的选择轻型载货汽车采用45档变速,各档变速比遵循下式关系分配:参考中国汽车零配件大全,选取变速箱，型号为ZQCAS5-20G，确定各档传动比如下表4-1表4-1 变速器主要参数型号

33、中心距（mm）扭矩（N.M）速比档位操纵方式ZQCAS5-20G1005454.51,2.963，1.841，1.23811 23 45远距式直接第五章 汽车动力(dngl)性能计算(j sun)5.1 驱动力与行驶(xngsh)阻力平衡计算5.1.1 驱动力的计算 汽车驱动力按下式计算： （5.1）式中:发动机转矩,Nm；:发动机转速,汽车的车速,km/h:变速器的传动比: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 驱动力Ft与车速Vai02.462.462.462.462.462.462.462.46N(r/min)120014001600180020002200

34、24002600T (N.M)500550556548540525510496一档Ft14684 16152 16329 16094 15859 15418 14978 14567 V14 16 18 21 23 25 28 30 二档Ft9647 10612 10728 10573 10419 10130 9840 9570 V21 25 28 32 35 39 42 46 三档Ft5994 6593 6665 6570 6474 6294 6114 5946 V34 40 45 51 57 62 68 74 四档Ft4031 4434 4482 4418 4353 4232 4111 39

35、99 V51 59 67 76 84 93 101 109 五档Ft3256 3581 3621 3568 3516 3419 3321 3230 V63 73 83 94 104 115 125 135 5.1.2 行驶阻力(zl)计算汽车(qch)行驶时,需要克服的行驶(xngsh)阻力为:= (5.2)式中:-道路的坡度,平路是;-行驶加速度, ，等速行驶时为0;-汽车旋转质量换算系数,其值按估算,其中=0.04代入相关数据,得:=代入各个速度值,即得表5-2 表5-2 行驶阻力F阻与车速V的关系 V(km/s)3045607590105120135F阻（N）623 753 934 11

36、68 1453 1791 2180 2622 5.1.3 驱动力与行驶阻力平衡图 按照表5.1,5.2作 、曲线图,则得到汽车的驱动力-行驶阻力平衡图,如5-1所示。利用该图可以分析汽车的动力性,图中曲线与直接档曲线的交点对应的车速,即是汽车的最高车速。(Km/h)图5-1 驱动力-行驶(xngsh)阻力平衡图5.2 动力(dngl)特性计算5.2.1 动力(dngl)因数计算汽车的动力性因数按下式关系计算: (5.3)带入相关的数据,计算所得结果见表5-3表5-3 动力(dngl)因数D与车速VaN(r/min)12001400160018002000220024002600T (N.M)5

37、00550556548540525510496一档V1(km/h)14 16 18 21 23 25 28 30 D10.509 0.559 0.565 0.556 0.548 0.532 0.516 0.502 二档V2(km/h)21 25 28 32 35 39 42 46 D20.333 0.366 0.369 0.363 0.356 0.345 0.334 0.324 三档V3(km/h)34 40 45 51 57 62 68 74 D30.203 0.222 0.223 0.217 0.212 0.203 0.194 0.185 四档V4(km/h)51 59 67 76 84

38、93 101 109 D40.130 0.140 0.137 0.130 0.123 0.112 0.102 0.091 五档V5(km/h)63 73 83 94 104 115 125 135 D50.097 0.103 0.098 0.089 0.079 0.066 0.053 0.039 5.2.2 滚动(gndng)阻力系数与速度关系滚动阻力(zl)系数与车速的关系 （5.4）计算所得的数据如表5-4所示 表5-4 滚动阻力系数f与车速VaV(km/h)3045607590105120135f0.009 0.010 0.011 0.012 0.013 0.013 0.014 0.01

39、5 5.2.3 动力特性图按照公式5.3,5.4作、曲线图,则得到汽车的动力特性图,如图5.2所示。利用该曲线也可以分析汽车的动力性,图中线与直接档曲线的交点对应的车速是汽车的最高车速。(Km/h) 图5-2 动力(dngl)特性图5.2.4 加速时间(shjin)t的计算汽车(qch)在平路上等速行驶时,有如下关系： （5.5）即是 （5.6）其值可按下式估算式中：0.05 取0.050.06 取0.05变速器个档位传动比表5-5 各档汽车旋转(xunzhun)质量换算系数4.512.9631.8411.23812.0671.4891.2191.1271.10带入相关数据(shj)，可得到加

40、速度倒数的值，见表5-6表5-6 加速度(sd)倒数1/a与速度V关系N(r/min)12001400160018002000220024002600T (N.M)500550556548540525510496一档V1(km/h)14 16 18 21 23 25 28 30 D10.509 0.559 0.565 0.556 0.548 0.532 0.516 0.502 1/a10.430 0.390 0.386 0.392 0.398 0.410 0.423 0.436 二档V2(km/h)21 25 28 32 35 39 42 46 D20.333 0.366 0.369 0.36

41、3 0.356 0.345 0.334 0.324 1/a20.483 0.437 0.433 0.441 0.449 0.464 0.481 0.497 三档V3(km/h)34 40 45 51 57 62 68 74 D30.203 0.222 0.223 0.217 0.212 0.203 0.194 0.185 1/a30.671 0.609 0.607 0.624 0.642 0.673 0.708 0.747 四档V4(km/h)51 59 67 76 84 93 101 109 D40.130 0.140 0.137 0.130 0.123 0.112 0.102 0.091

42、1/a41.030 0.943 0.964 1.024 1.099 1.217 1.373 1.580 五档V5(km/h)63 73 83 94 104 115 125 135 D50.097 0.103 0.098 0.089 0.079 0.066 0.053 0.039 1/a51.416 1.322 1.407 1.591 1.855 2.339 3.243 5.453 做出关系曲线,如图5-3图5-3 加速度倒数(do sh)曲线对加速度倒数和车速之间的关系(gun x)曲线积分，可以得到汽车在平路上加速行驶(xngsh)时的加速时间。V档从60加速到80km/h的时间 (为一个小

43、格代表的时间=1.38s5.2.5 汽车最大爬坡度计算 (5.7)式中:-汽车变速器I档的最大动力因数,为0.565则 =60%30%，满足最大爬坡度的要求。5.3 功率平衡(pnghng)计算 5.3.1 汽车行驶时发动机能够发出(fch)的功率汽车(qch)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。发动机转速和汽车速度之间的关系，见表5.6根据公式 (5.8)代入相关数据，得表5-7 表5-7 发动机发出的功率Pe与速度V关系表N(r/min)12001400160018002000220024002600T (N.M)500550556548540525510496Pe（

44、kw）63 81 93 103 113 121 128 135 一档V1(km/h）14 16 18 21 23 25 28 30 二档V2（km/h）21 25 28 32 35 39 42 46 三档V3（km/h）34 40 45 51 57 62 68 74 四档V4（km/h）51 59 67 76 84 93 101 109 五档V5（km/h）63 73 83 94 104 115 125 135 5.3.2 汽车行驶时所需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: （5.9）当汽车在平路上(l shng)匀速行驶时，i=0，dv/d

45、t=0，可简化为下式： （5.10）代入相关(xinggun)的数据计算得表5.7所示 表5.7 行驶(xngsh)阻力所消耗功率Pe与车速V关系V(km/h)3045607590105120135阻力Pe（kw）5.77 10.45 17.30 27.03 40.37 58.04 80.75 109.23 5.3.3 汽车功率平衡图做出发动机能够发出的功率与车速之间的关系曲线,并作汽车在平路上匀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,利用该图分析汽车的动力性,上述两条曲线的交点所对应的车速就是汽车的最高车速。图5-4 功率平衡图 第六章 汽车(qch)燃油经济性计算在总