沈阳航空航天大学
课 程 设 计
题目
班
级 学 号学 生 姓 名 张 超 能 指 导 教 师
沈阳航空航天大学
课 程 设 计 任 务 书
课 程 名 称 汽车设计课程设计 院（系） 机电工程学院 专业 车辆工程 班级 学号 姓名 张超能 课程设计题目 货车总体设计 课程设计时间: 2015 年 3 月 2日至 2015 年 3月 19 日 课程设计的内容及要求
一、设计参数：
装载质量me=2250kg
最大车速vmax=100km/h 滚动阻力系数fr=0.018
总质量=4580kg
二、设计内容
1.查阅资料、调查研究、制定设计原则。
2.选择整车和各总成的结构型式及主要技术特性参数和性能参数，形成一个完整的整车概念。 3.汽车主要技术参数的确定和计算
（1）汽车质量参数的确定；（2）汽车主要尺寸参数的确定；（3）汽车主要性能参数的确定和计算。
4.绘制总布置图
（1）明确绘制总布置图的基准；（2）标注主要结构尺寸和装配尺寸。 三、设计要求
1.绘制汽车的总布置图，0号图纸一张。
2.编写设计说明书，编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通顺，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反映出学生独立工作和解决问题的能力。
3.独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。
指导教师 负责教师 年 月 日 学生签字 年 月 日
目录
摘 要.............................................................. 1 第一章 汽车形式的选择............................................... 2
1.1 汽车轮胎的选择 .............................................. 2 1.2 驾驶室布置 .................................................. 3 1.3 驱动形式的选择 .............................................. 4 1.4 轴数的选择 .................................................. 4 1.5 货车布置形式 ................................................ 4 1.6 外廓尺寸.................................................... 4 1.7 轴距L ...................................................... 5 1.8 前轮距B1和后轮距B2 ......................................... 5 1.9 前悬LF和后悬LR ............................................. 5 1.10 货车车头长度............................................... 5 1.11 货车车箱尺寸............................................... 6 第二章 汽车发动机的选择............................................. 7
2.1 发动机最大功率p............................................. 7 2.2 发动机的最大转矩T及其相应转速n............................. 8 2.3 选择发动机 .................................................. 8 第三章 传动比的计算和选择.......................................... 10
3.1 驱动桥主减速器传动比的选择 ................................. 10 3.2 变速器传动比的选择 ......................................... 10
3.2.1 变速器头挡传动比的选择................................ 10 3.2.2 变速器的选择.......................................... 11
第四章 轴荷分配及质心位置的计算.................................... 12
4.1 轴荷分配及质心位置的计算 .................................. 12 第五章 动力性能计算................................................ 17
5.1 驱动平衡计算 ............................................... 17
5.1.1 驱动力计算............................................ 17 5.1.2 行驶阻力计算.......................................... 17
5.1.3 汽车行驶驱动力行驶阻力平衡图.......................... 18 5.2动力特性计算................................................ 19
5.2.1 动力因数D的计算...................................... 19 5.2.2 行驶阻力与速度关系.................................... 19 5.2.3 动力特性图............................................ 20 5.2.4 汽车爬坡度计算........................................ 20 5.2.5 加速度,加速度倒数曲线................................. 21 5.3 功率平衡计算 ............................................... 23
5.3.1 汽车行驶时，发动机能够发出的功率...................... 23 5.3.2 汽车行驶时，所需发动机功率............................ 23 5.3.3 功率平衡图............................................ 24
第六章 汽车燃油经济性计算.......................................... 25 第七章 汽车不翻倒条件计算.......................................... 27
7.1 汽车满载不纵向翻倒的校核 ................................... 27 7.2 汽车满载不横向翻倒的校核 ................................... 27 总 结............................................................. 29
摘 要
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。而这些主要取决于有关总成及部件间的协调与参数匹配，也就是汽车的总体布置。
汽车设计的整个过程：首先根据任务书上所提供的原始数据进行计算，参考同吨位的车型可初步确定汽车的总体尺寸，然后计算所用发动机的最大功率，结合选定的发动机确定变速器的各档传动比及主减速器传动比。其次，要对汽车上各总成进行总体合理布置和质心位置的确定，以达到空载和满载时轴荷分配在规定的范围之内。再次，对汽车的动力性及燃油经济性进行估算，出现不符合要求的地方及时修改，再估算，再修改。最终完成载货汽车总装图的绘制。
关键词：平头货车;尺寸参数;性能参数;动力性参数;燃油经济性
第一章 汽车形式的选择
1.1汽车轮胎的选择
表1.1 各类汽车轴荷分配
根据表1.1，，本车型为4×2后轮双胎，平头式，故暂定前轴占35%，后轴占65%，则：
前轮：Fzϕ1=后轮：Fzϕ2
G⨯0.354580⨯0.35
==801.5kg n2
G⨯0.654580⨯0.65===1488.5kgkg
n2
其中Fzϕ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：
1488.5
=826.9kg,大于前轮轮胎承受负
2⨯(1-10%)
荷，则根据后轮轮胎承受负荷选择轮胎。
根据GB9744一1997可选择轮胎如表1.2表1.3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
根据Fz ，选择轮胎型号7.50R16LT，气压：390kPa
表1.3 轻型载重普通断面子午线轮胎
1.2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
1.3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。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也是汽车的总体布置工作变得困难。乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、知道成本低的4⨯2驱动形式。本车采用普通商用车多采用结构简单、制造成本低的4⨯2后双胎的驱动形式。
1.4轴数的选择
汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。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。
综上所述，本车轴数定为两轴。
1.5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。
1.6外廓尺寸
汽车的长宽高成为汽车的外廓尺寸。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着载荷的增大而增大。在保证汽车主要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=5920×2096×24230mm
1.7轴距L
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1.4，根据汽车总质量4695kg，并参考同类车型，轴距L选为3360 mm。
表1.4各型汽车的轴距和轮距
1.8前轮距B1和后轮距B2
汽车轮距B应该考虑到车身横向稳定性，B1主要取决与车架前部的宽度、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1.3所示。参考同类车型选取B1=1580mm，B2=1595mm。
1.9前悬LF和后悬LR
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1.8～14.0t的货车后悬一般在1200～2200mm之间。参考同类车型，并根据本车结构特点确定前悬LF：860mm 后悬LR：1700mm。
1.10货车车头长度
货车车头长度系指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离，平头车头车型一般在1400～1500。
本车车头长取1400mm
1.11货车车箱尺寸
参考同类车型，考虑本车设计要求，确定本车车箱尺寸： 4175mm×1880mm×540mm。
第二章 汽车发动机的选择
2.1发动机最大功率Pemax
发动机的主要性能指标是发动机的最大功率和发动机的最大转矩。汽车的动力性主要取决于发动机的最大功率值，发动机的功率值越大，动力性就越好。最大功率值根据所要求的最高车速Vamax计算，如下
Pemax=
CDA3⎫1⎛Ggf
v+vamax⎪ （2.1） amax
ηT⎝360076140⎭
式中：Pemax——最大功率，kw； ηT——传动效率，取0.9； g ——重力加速度，取9.8m/s2； f——滚动阻力系数，取0.018；
CD——空气阻力系数，取0.9；
A——汽车正面迎风面积，A=B1H1，其中B1为前轮距，H1为汽车总高 A=B1H1=1.58×2.36=3.73m2；
G——汽车总重,kg；
vamax——汽车最高车速,km/h。
根据公式（2.1）可得：
Pemax=
CA3⎫1⎛Ggf
vamax+Dva max⎪=
ηT⎝360076140⎭
1⎛4580⨯9.8⨯0.0180.9⨯3.73⎫
⨯100+⨯1003⎪=73.93kw
0.9⎝360076140⎭
考虑汽车其它附件的消耗，可以在再此功率的基础上增加10％～20％即在81.31kw～88.72kw选择发动机
2.2发动机的最大转矩Temax及其相应转速nT
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：
Temax=α
9550Pemax
（2.2） nP
式中：α——转矩适应系数，一般去1.1～1.3，取1.1 TP——最大功率时转矩，N•m Pemax——最大功率，kw nP——最大功率时转速，r/min Temax——最大转矩，N•m 其中，nP/nT在1.4～2.0之间取。 根据公式（2.2）
Temax=1.1⨯
9550⨯88
=330.16N∙m
2800
nT=nP/1.7=2800/1.7=1647r/min
满足所选发动机的最大转矩及相应转速需求。
2.3选择发动机
在选用发动机时，所选型号的发动机额定功率应比估算出的Pemax大10%到20%，于是发动机的额定功率选取范围是81.31kw到88.72kw。根据《九十年代发动机》一书，选取CY4102BZLQ-A型柴油机，主要技术参数参见图2-1，其全负荷速度特性曲线如附图2.1所示。根据上述功率选定CY4102BZLQ-A：
表2.1 CY4102BZLQ-A增压中冷型主要技术参数
增压中冷型主要技术参数
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
9
第三章 传动比的计算和选择
3.1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=
0.377rnv
（3.1）
vamaxig5
式中：vamax——汽车最高车速，km/h；
nv——最高车速时发动机的转速，一般nv=（0.9～1.1）np，其中np
为发动机最大功率时对应的转速，r/min；
r——车轮半径，m。 取ig5=1；
根据公式（3.1）可得：
i0=
0.377rnv0.377⨯0.375⨯2800
==3.96
100⨯1vamaxig5
3.2变速器传动比ig的选择
3.2.1变速器头挡传动比ig1的选择
（1）在确定变速器头挡传动比ig1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：
ig1≥
G(fcosαmax+sinαmax)rg
Temaxi0ηT
4580⨯(0.018⨯cos16.7︒+sin16.7 )⨯0.375⨯9.8=
343⨯3.96⨯0.9
=4.22
式中：αmax——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：
ig1≤
FzϕϕrgTemaxi0ηT
=
2977⨯0.7⨯0.375⨯9.8
=6.26
343⨯3.96⨯0.9
式中：Fzϕ——驱动车轮所承受的质量，kg；由于第一章中后轴轴荷分配暂定为65%， 故Fzϕ=4580×65%=2977kg；
ϕ——附着系数。0.6-0.7之间，取ϕ=0.7。 （2）各挡传动比确定：
由于ig1在4.22≤ig1≤6.26，取ig1=6，且ig5=1 按等比数级分配各挡传动比,
ig1ig2
=
ig2ig3
=
ig3ig4
=
ig4ig5
则q=g1=1.57,ig1=6，ig2=q3=3.83，ig3=q2=2.46，ig4=q1=1.57，ig5=1
3.2.2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5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，特别是最高挡与次高挡之间更应小些。
根据以上求得的各挡传动比，结合实际情况，，选择变速器东风17Q50-00030。
表3.1 东风17Q50-00030B参数
第四章 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+g3h3+…=Ghg
g1+g2+g3+…=G （4.1）
G1+G2=G G1L=Gb G2L=Ga
式中： g1 、g2、 g3—— 各总成质量，kg；
l1 、l2 、l3—— 各总成质心到前轴距离，m； h1 、h2 、h3—— 各总成质心到地面距离，m； 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——汽车质心到地面高度，m。 质心确定如表 4.1所示
表4.1 各部件质心位置
⑴.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=
∑gl
i=1
n
ii
L
=
10168.3
=3026.3kg 3.36
G1=4580-3026.3=1553.7kg
a=
G2⨯L3026.3⨯3.36
==2.22m G4580
b=L-a=3.36-2.22=1.14m
G11553.7
==33.9％ G4580G3026.3
后轴荷分配：2==66.1％
G4580
前轴荷分配：
hg=
∑gh
i=1
n
ii
G
=
3913.722
=0.854m
4580
空载：
'=G2
∑gl
i=1
n
ii
L
=
10168.3-6525
=1084.3Kg
3.36
'=G'-G2'=4580-2250-1084.3=1245.7kg G1
a=
G'2⨯L1084.3⨯3.36
==1.56m G'2330
b=L-a=3.36-1.56=1.8m
G1'1245.7
==53.5% 'G2330G'1084.3
=46.5% 后轴荷分配：2=
G'2330
前轴荷分配:
hg=
∑gh
i=1
n
ii
G'
=
1896.722
=0.814
2330
根据表4.2,得知以上计算符合要求
表4.2各类汽车的轴荷分配
a.水平路面上汽车满载行驶时轴荷转移计算
对于后轮驱动的载货汽车在水平路面上满载加速行驶时各轴的最大负荷按下式计算：
Fz1=
G(b-ϕhg)L-ϕhg
Fz2=
Ga
（4.2）
L-ϕhg
式中：Fz1——行驶时前轴最大负荷，kg； Fz2——行驶时后轴最大负荷，kg；
ϕ——附着系数，在干燥的沥青或混凝土路面上，该值为0.7～0.8。
令
Fz1F
=m1，z2=m2 G1G2
式中：m1——行驶时前轴轴荷转移系数，一般为0.8～0.9； m2——行驶时后轴轴荷转移系数，一般为1.1～1.2。
根据式（3.2）可得:
Fz1=
G(b-ϕhg)L-ϕhg
=
4580⨯(1.15-0.7⨯0.799)
=965.97kg
3.36-0.7⨯0.799
m1=
Fz1965.97==0.617 G11565.33
Fz2=
Ga4580⨯2.21
==3614.03kg
L-ϕhg3.36-0.7⨯0.799
m2=
Fz23614.03
==1.19 G23014.67
b.汽车满载制动时各轴的最大负荷按下式计算：
Fzτ1=
G(b+ϕhg)⎫
⎪⎪L
⎬ （4.3）
G(a-ϕhg)⎪=⎪L⎭
Fzτ2
式中：Fzτ1——制动时的前轴负荷，kg； Fzτ2——制动时的后轴负荷，kg；
令
Fzτ1F
=mτ1， zτ2=mτ2 G1G2
式中： mτ1——制动时前轴轴荷转移系数,一般为1.4～1.6； mτ2——制动时后轴轴荷转移系数，一般为0.4～0.6。
根据公式（3.3）可得：
Fzτ1=
G(b+ϕhg)
L
=
4580⨯(1.15+0.7⨯0.799)
=2329.94kg
3.36
mzτ1=
G(a-ϕhg)
L
Fzτ12329.94
==1.49 G11565.33
Fzτ2=
=
4580⨯(2.21-0.7⨯0.799)
=2250.07kg
3.36
mzτ2=
Fzτ22250.07
==0.75 G23014.67
第五章 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：
Teigi0ηT⎫
⎪r⎪
（5.1）
rne⎬⎪va=0.377
igi0⎪⎭
Ft=
式中：Ft——驱动力，N； Te——发动机转矩，Nm； va——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F阻为：
2
CDAvadv
+δG F阻=Ggfcosα+Ggsinα+
21.15dt
式中：α——道路的坡路，度，平路上时，其值为0o；
dv
——行驶加速度，m/s2,等速行驶时，其值为0； dt
2
CDAva
F阻=Ggf+ (5.2)
21.15
根据公式（5.1）及（5.2）可计算出各挡位汽车行驶时，驱动力Ft，车速va， 需要克服的行驶阻力F阻，如表 5-1 表5-2 所示：
表5.1各挡驱动力，速度
表5.2 行驶阻力
5.1.3汽车行驶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
图5.1 驱动力-行阻力平衡图
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Ff+Fw曲线的交点便是uamax。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100km/h。
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：
2
CDAva-D=
G
rn
va=0.377e
igi0
Teigi0ηT
⎫⎪⎪⎪
⎬ （5.3） ⎪⎪⎪⎭
5.2.2行驶阻力与速度关系
f=0.0076+0.000056ua （5.4）
根据式（5.3）及式（5.4）得汽车各挡行驶动力因数，如表 5-3所示：
表5.3各挡速度与动力因素
5.2.3动力特性图
利用表5.2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，显然f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
imax
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。
i=tanα
α=arcsin
Ft-(Ff+Fw)
G
式中:D1max--汽车变速器I档的最大动力因数,为0.40
D1max-f-D12max+f2
则αmax=arcsin
1+f2
0.417-0.01⨯-0.4172+0.012
=arcsin
1+0.012
=24.07°
imax=tanαmax=tan24.07o=44.67%﹥30%，满足最大爬坡度的要求
汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数imax表示汽车的上坡能力。因乘用车、货车、越野汽车的使用条件不同，对它们的上坡能力要求也不一样。通常要求货车能克服30%坡度，越野汽车能克服60%坡度。本车型最大爬坡度约为41.3%满足货车最大爬坡度要求。 5.2.5加速度,加速度倒数曲线
由汽车行驶方程得：
du1=Ft-(Ff+Fw) （5.6） dtδm
[]
δ——回转质量换算系数，其值可按下式估算：
2
δ=1+δ1+δ2ig （5.7）
式中：δ1=0.03～0.05，取0.04； δ2=0.04～0.06，取0.05； ig——变速器各挡位时的传动比。
公式（5.7）可得各挡δ值：
表5.4各挡回转质量换算系数
由此可得各挡汽车行驶时各挡加速度及加速度倒数，
1dvδ
== (5-8) adtg(D-f)
如表 5.5所示：
表5.5各挡速度、加速度与加速度倒数
由表5.5
可绘出加速度倒数曲线：
图5.4 加速度倒数曲线
汽车在平直的良好路面上，从原地起步开始以最大加速度加速到一定车速所用的时间，称为原地起步加速时间。对于最高车速低于100km/h的汽车，加速时间可用加速到60km/h所需的时间来评价。装载量2～2.5t的轻型载货汽车的换挡加速时间多在17.5～30s。根据加速度倒数曲线可算出该车0到60km/h加速时间为59×
0.8
＝13.1s 3.6
满足轻型载货汽车加速时间要求。
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Pe
汽车行驶时，发动机能够发出的功率Pe就是发动机使用外特性的功率值。 根据Pε'=
T⨯N
(kw)求出发动机功率如表 5.6所示： 9550
表5.6发动机功率
5.3.2汽车行驶时，所需发动机功率
Pe
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Pe，其值按下式计算：
va
Pe=
3600ηT
2
⎛CDAvadv⎫ ⎪Ggfcosα+Ggsinα++δG ⎪ （5.9）21.15dt⎝⎭
当汽车在平路上等速行驶时，其值为
va
Pe=
3600ηT
2
⎛⎫CDAva ⎪ （5.10） Ggf+ ⎪21.15⎭⎝
由公式（5.10）得汽车在平路上等速行驶时所需发动机功率Pe 。 现将数据统计为下表
表5.7阻力功率
5.3.3功率平衡图
作发动机能够发出的功率Pe与车速va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
在不同挡位时，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，高挡时车速高，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Pf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V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100km/h。该车的V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。
第六章 汽车燃油经济性计算
在保证动力性的条件下，汽车以尽量少的燃油消耗量经济形式的能力，称车燃油经济性。在汽车设计与开发工作时，常需要根据发动机台架试验得到的万有特性图与汽车功率平衡图，对汽车燃油经济性进行估算。
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）
rne⎪
va=0.377
igi0⎪⎭
Q=
式中：Pe——汽车稳定行驶时所需发动机功率，kw；
ge——发动机的燃油消耗率，g/(kw.h),其值由发动机万有特性得到；
γ——燃油重度，N/L,柴油为7.94～8.13，其值取8.00； Q——汽车单位行程燃油消耗量，L/100km； va——最高挡车速。
根据计算公式（6.1）及图6.1发动机万有特性曲线，列出燃油消耗率，见下表6.1
表6.1燃油消耗
gePe
1.02vaγ
图6.1 发动机万有特性曲线
根据表6.1做出燃油消耗图
图6.1 等速百公里油耗
第七章 汽车不翻倒条件计算
7.1汽车满载不纵向翻倒的校核
b
>ϕ (7.1) hg
式中：b——汽车质心距后轴距离，m； hg——汽车质心到地面距离，m；
1.15
=1.35>ϕ=0.7 0.854
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B/(2hg)低约30%，而货车则低约50%。
B
>ϕ （7.2） 2hg
式中：B——汽车轮距，m；
hg——汽车质心到地面距离，m；
1.58
=0.925>ϕ=0.7
2⨯0.854
经计算符合条件
7.3汽车最小转弯直径
汽车的最小转弯直径公式：
dmin=2⨯L2+(B+
L
)
tanθmax
2
（7.3）
式中：θmax 为汽车内轮的最大转角，这里取35° 代入相关数据，L=3360mm B=1580mm
计算得：
3.360
dmin=2⨯3.360+(1.58+)
tan35︒
2
2
=14.42m
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，有关的国家法规规定和汽车的使用道路条件对最小转弯直径的确定也是重要的影响因素。转向轮最大转角越大，轴距越短，轮距越小和参与转向的车轮数越多时，汽车的最小转弯直径越小，表明汽车在停车场上调头和通过弯道半径较小路段的能力越强。对机动性要求高的汽车，最小转弯直径应取小些。
根据表7.1可知本车最小转弯直径为14.42m满足要求。
表7.1 商用货车的最小转弯直径
总 结
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从 事职业工作前一个必不少的过程． ”千里之行始于足下” ，通过这次课程设计，我 深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实 地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．
本次课程设计已经接近尾声了，在这次设计我感到自己在各种技能和知识层面上有很多不足的地方，同时自己也学习到很多新的方法。这次课程设计将我们四年来学习到的知识综合的应用起来，同时我也学习了新的知识，在这次课程设计中我从学习到应用，虽然中间的过程是辛苦的但是收获的喜悦是无法用言语所能表达的，总的来说这次课程设计让我收获颇丰，使我为即将到来的工作和将来的学习打下了坚实的基础。
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] 龚微寒主编.汽车现代设计制造.北京.人民交通出版社.1995 [4] 刘维信主编.汽车设计.北京.清华大学出版社.2001
[5] 中国汽车工业经济技术信息研究所编.中国汽车零配件大全.机械工业出版社.2000
[6] 赵士林.九十年代内燃机.上海：上海交通大学出版社，1992. [7] 汽车工程手册编写组.汽车工程手册.北京：人民交通出版社，2001.
沈阳航空航天大学
课 程 设 计
题目
班
级 学 号学 生 姓 名 张 超 能 指 导 教 师
沈阳航空航天大学
课 程 设 计 任 务 书
课 程 名 称 汽车设计课程设计 院（系） 机电工程学院 专业 车辆工程 班级 学号 姓名 张超能 课程设计题目 货车总体设计 课程设计时间: 2015 年 3 月 2日至 2015 年 3月 19 日 课程设计的内容及要求
一、设计参数：
装载质量me=2250kg
最大车速vmax=100km/h 滚动阻力系数fr=0.018
总质量=4580kg
二、设计内容
1.查阅资料、调查研究、制定设计原则。
2.选择整车和各总成的结构型式及主要技术特性参数和性能参数，形成一个完整的整车概念。 3.汽车主要技术参数的确定和计算
（1）汽车质量参数的确定；（2）汽车主要尺寸参数的确定；（3）汽车主要性能参数的确定和计算。
4.绘制总布置图
（1）明确绘制总布置图的基准；（2）标注主要结构尺寸和装配尺寸。 三、设计要求
1.绘制汽车的总布置图，0号图纸一张。
2.编写设计说明书，编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通顺，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反映出学生独立工作和解决问题的能力。
3.独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。
指导教师 负责教师 年 月 日 学生签字 年 月 日
目录
摘 要.............................................................. 1 第一章 汽车形式的选择............................................... 2
1.1 汽车轮胎的选择 .............................................. 2 1.2 驾驶室布置 .................................................. 3 1.3 驱动形式的选择 .............................................. 4 1.4 轴数的选择 .................................................. 4 1.5 货车布置形式 ................................................ 4 1.6 外廓尺寸.................................................... 4 1.7 轴距L ...................................................... 5 1.8 前轮距B1和后轮距B2 ......................................... 5 1.9 前悬LF和后悬LR ............................................. 5 1.10 货车车头长度............................................... 5 1.11 货车车箱尺寸............................................... 6 第二章 汽车发动机的选择............................................. 7
2.1 发动机最大功率p............................................. 7 2.2 发动机的最大转矩T及其相应转速n............................. 8 2.3 选择发动机 .................................................. 8 第三章 传动比的计算和选择.......................................... 10
3.1 驱动桥主减速器传动比的选择 ................................. 10 3.2 变速器传动比的选择 ......................................... 10
3.2.1 变速器头挡传动比的选择................................ 10 3.2.2 变速器的选择.......................................... 11
第四章 轴荷分配及质心位置的计算.................................... 12
4.1 轴荷分配及质心位置的计算 .................................. 12 第五章 动力性能计算................................................ 17
5.1 驱动平衡计算 ............................................... 17
5.1.1 驱动力计算............................................ 17 5.1.2 行驶阻力计算.......................................... 17
5.1.3 汽车行驶驱动力行驶阻力平衡图.......................... 18 5.2动力特性计算................................................ 19
5.2.1 动力因数D的计算...................................... 19 5.2.2 行驶阻力与速度关系.................................... 19 5.2.3 动力特性图............................................ 20 5.2.4 汽车爬坡度计算........................................ 20 5.2.5 加速度,加速度倒数曲线................................. 21 5.3 功率平衡计算 ............................................... 23
5.3.1 汽车行驶时，发动机能够发出的功率...................... 23 5.3.2 汽车行驶时，所需发动机功率............................ 23 5.3.3 功率平衡图............................................ 24
第六章 汽车燃油经济性计算.......................................... 25 第七章 汽车不翻倒条件计算.......................................... 27
7.1 汽车满载不纵向翻倒的校核 ................................... 27 7.2 汽车满载不横向翻倒的校核 ................................... 27 总 结............................................................. 29
摘 要
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。而这些主要取决于有关总成及部件间的协调与参数匹配，也就是汽车的总体布置。
汽车设计的整个过程：首先根据任务书上所提供的原始数据进行计算，参考同吨位的车型可初步确定汽车的总体尺寸，然后计算所用发动机的最大功率，结合选定的发动机确定变速器的各档传动比及主减速器传动比。其次，要对汽车上各总成进行总体合理布置和质心位置的确定，以达到空载和满载时轴荷分配在规定的范围之内。再次，对汽车的动力性及燃油经济性进行估算，出现不符合要求的地方及时修改，再估算，再修改。最终完成载货汽车总装图的绘制。
关键词：平头货车;尺寸参数;性能参数;动力性参数;燃油经济性
第一章 汽车形式的选择
1.1汽车轮胎的选择
表1.1 各类汽车轴荷分配
根据表1.1，，本车型为4×2后轮双胎，平头式，故暂定前轴占35%，后轴占65%，则：
前轮：Fzϕ1=后轮：Fzϕ2
G⨯0.354580⨯0.35
==801.5kg n2
G⨯0.654580⨯0.65===1488.5kgkg
n2
其中Fzϕ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：
1488.5
=826.9kg,大于前轮轮胎承受负
2⨯(1-10%)
荷，则根据后轮轮胎承受负荷选择轮胎。
根据GB9744一1997可选择轮胎如表1.2表1.3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
根据Fz ，选择轮胎型号7.50R16LT，气压：390kPa
表1.3 轻型载重普通断面子午线轮胎
1.2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
1.3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。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也是汽车的总体布置工作变得困难。乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、知道成本低的4⨯2驱动形式。本车采用普通商用车多采用结构简单、制造成本低的4⨯2后双胎的驱动形式。
1.4轴数的选择
汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。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。
综上所述，本车轴数定为两轴。
1.5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。
1.6外廓尺寸
汽车的长宽高成为汽车的外廓尺寸。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着载荷的增大而增大。在保证汽车主要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=5920×2096×24230mm
1.7轴距L
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1.4，根据汽车总质量4695kg，并参考同类车型，轴距L选为3360 mm。
表1.4各型汽车的轴距和轮距
1.8前轮距B1和后轮距B2
汽车轮距B应该考虑到车身横向稳定性，B1主要取决与车架前部的宽度、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1.3所示。参考同类车型选取B1=1580mm，B2=1595mm。
1.9前悬LF和后悬LR
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1.8～14.0t的货车后悬一般在1200～2200mm之间。参考同类车型，并根据本车结构特点确定前悬LF：860mm 后悬LR：1700mm。
1.10货车车头长度
货车车头长度系指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离，平头车头车型一般在1400～1500。
本车车头长取1400mm
1.11货车车箱尺寸
参考同类车型，考虑本车设计要求，确定本车车箱尺寸： 4175mm×1880mm×540mm。
第二章 汽车发动机的选择
2.1发动机最大功率Pemax
发动机的主要性能指标是发动机的最大功率和发动机的最大转矩。汽车的动力性主要取决于发动机的最大功率值，发动机的功率值越大，动力性就越好。最大功率值根据所要求的最高车速Vamax计算，如下
Pemax=
CDA3⎫1⎛Ggf
v+vamax⎪ （2.1） amax
ηT⎝360076140⎭
式中：Pemax——最大功率，kw； ηT——传动效率，取0.9； g ——重力加速度，取9.8m/s2； f——滚动阻力系数，取0.018；
CD——空气阻力系数，取0.9；
A——汽车正面迎风面积，A=B1H1，其中B1为前轮距，H1为汽车总高 A=B1H1=1.58×2.36=3.73m2；
G——汽车总重,kg；
vamax——汽车最高车速,km/h。
根据公式（2.1）可得：
Pemax=
CA3⎫1⎛Ggf
vamax+Dva max⎪=
ηT⎝360076140⎭
1⎛4580⨯9.8⨯0.0180.9⨯3.73⎫
⨯100+⨯1003⎪=73.93kw
0.9⎝360076140⎭
考虑汽车其它附件的消耗，可以在再此功率的基础上增加10％～20％即在81.31kw～88.72kw选择发动机
2.2发动机的最大转矩Temax及其相应转速nT
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：
Temax=α
9550Pemax
（2.2） nP
式中：α——转矩适应系数，一般去1.1～1.3，取1.1 TP——最大功率时转矩，N•m Pemax——最大功率，kw nP——最大功率时转速，r/min Temax——最大转矩，N•m 其中，nP/nT在1.4～2.0之间取。 根据公式（2.2）
Temax=1.1⨯
9550⨯88
=330.16N∙m
2800
nT=nP/1.7=2800/1.7=1647r/min
满足所选发动机的最大转矩及相应转速需求。
2.3选择发动机
在选用发动机时，所选型号的发动机额定功率应比估算出的Pemax大10%到20%，于是发动机的额定功率选取范围是81.31kw到88.72kw。根据《九十年代发动机》一书，选取CY4102BZLQ-A型柴油机，主要技术参数参见图2-1，其全负荷速度特性曲线如附图2.1所示。根据上述功率选定CY4102BZLQ-A：
表2.1 CY4102BZLQ-A增压中冷型主要技术参数
增压中冷型主要技术参数
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
9
第三章 传动比的计算和选择
3.1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=
0.377rnv
（3.1）
vamaxig5
式中：vamax——汽车最高车速，km/h；
nv——最高车速时发动机的转速，一般nv=（0.9～1.1）np，其中np
为发动机最大功率时对应的转速，r/min；
r——车轮半径，m。 取ig5=1；
根据公式（3.1）可得：
i0=
0.377rnv0.377⨯0.375⨯2800
==3.96
100⨯1vamaxig5
3.2变速器传动比ig的选择
3.2.1变速器头挡传动比ig1的选择
（1）在确定变速器头挡传动比ig1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：
ig1≥
G(fcosαmax+sinαmax)rg
Temaxi0ηT
4580⨯(0.018⨯cos16.7︒+sin16.7 )⨯0.375⨯9.8=
343⨯3.96⨯0.9
=4.22
式中：αmax——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：
ig1≤
FzϕϕrgTemaxi0ηT
=
2977⨯0.7⨯0.375⨯9.8
=6.26
343⨯3.96⨯0.9
式中：Fzϕ——驱动车轮所承受的质量，kg；由于第一章中后轴轴荷分配暂定为65%， 故Fzϕ=4580×65%=2977kg；
ϕ——附着系数。0.6-0.7之间，取ϕ=0.7。 （2）各挡传动比确定：
由于ig1在4.22≤ig1≤6.26，取ig1=6，且ig5=1 按等比数级分配各挡传动比,
ig1ig2
=
ig2ig3
=
ig3ig4
=
ig4ig5
则q=g1=1.57,ig1=6，ig2=q3=3.83，ig3=q2=2.46，ig4=q1=1.57，ig5=1
3.2.2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5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，特别是最高挡与次高挡之间更应小些。
根据以上求得的各挡传动比，结合实际情况，，选择变速器东风17Q50-00030。
表3.1 东风17Q50-00030B参数
第四章 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+g3h3+…=Ghg
g1+g2+g3+…=G （4.1）
G1+G2=G G1L=Gb G2L=Ga
式中： g1 、g2、 g3—— 各总成质量，kg；
l1 、l2 、l3—— 各总成质心到前轴距离，m； h1 、h2 、h3—— 各总成质心到地面距离，m； 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——汽车质心到地面高度，m。 质心确定如表 4.1所示
表4.1 各部件质心位置
⑴.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=
∑gl
i=1
n
ii
L
=
10168.3
=3026.3kg 3.36
G1=4580-3026.3=1553.7kg
a=
G2⨯L3026.3⨯3.36
==2.22m G4580
b=L-a=3.36-2.22=1.14m
G11553.7
==33.9％ G4580G3026.3
后轴荷分配：2==66.1％
G4580
前轴荷分配：
hg=
∑gh
i=1
n
ii
G
=
3913.722
=0.854m
4580
空载：
'=G2
∑gl
i=1
n
ii
L
=
10168.3-6525
=1084.3Kg
3.36
'=G'-G2'=4580-2250-1084.3=1245.7kg G1
a=
G'2⨯L1084.3⨯3.36
==1.56m G'2330
b=L-a=3.36-1.56=1.8m
G1'1245.7
==53.5% 'G2330G'1084.3
=46.5% 后轴荷分配：2=
G'2330
前轴荷分配:
hg=
∑gh
i=1
n
ii
G'
=
1896.722
=0.814
2330
根据表4.2,得知以上计算符合要求
表4.2各类汽车的轴荷分配
a.水平路面上汽车满载行驶时轴荷转移计算
对于后轮驱动的载货汽车在水平路面上满载加速行驶时各轴的最大负荷按下式计算：
Fz1=
G(b-ϕhg)L-ϕhg
Fz2=
Ga
（4.2）
L-ϕhg
式中：Fz1——行驶时前轴最大负荷，kg； Fz2——行驶时后轴最大负荷，kg；
ϕ——附着系数，在干燥的沥青或混凝土路面上，该值为0.7～0.8。
令
Fz1F
=m1，z2=m2 G1G2
式中：m1——行驶时前轴轴荷转移系数，一般为0.8～0.9； m2——行驶时后轴轴荷转移系数，一般为1.1～1.2。
根据式（3.2）可得:
Fz1=
G(b-ϕhg)L-ϕhg
=
4580⨯(1.15-0.7⨯0.799)
=965.97kg
3.36-0.7⨯0.799
m1=
Fz1965.97==0.617 G11565.33
Fz2=
Ga4580⨯2.21
==3614.03kg
L-ϕhg3.36-0.7⨯0.799
m2=
Fz23614.03
==1.19 G23014.67
b.汽车满载制动时各轴的最大负荷按下式计算：
Fzτ1=
G(b+ϕhg)⎫
⎪⎪L
⎬ （4.3）
G(a-ϕhg)⎪=⎪L⎭
Fzτ2
式中：Fzτ1——制动时的前轴负荷，kg； Fzτ2——制动时的后轴负荷，kg；
令
Fzτ1F
=mτ1， zτ2=mτ2 G1G2
式中： mτ1——制动时前轴轴荷转移系数,一般为1.4～1.6； mτ2——制动时后轴轴荷转移系数，一般为0.4～0.6。
根据公式（3.3）可得：
Fzτ1=
G(b+ϕhg)
L
=
4580⨯(1.15+0.7⨯0.799)
=2329.94kg
3.36
mzτ1=
G(a-ϕhg)
L
Fzτ12329.94
==1.49 G11565.33
Fzτ2=
=
4580⨯(2.21-0.7⨯0.799)
=2250.07kg
3.36
mzτ2=
Fzτ22250.07
==0.75 G23014.67
第五章 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：
Teigi0ηT⎫
⎪r⎪
（5.1）
rne⎬⎪va=0.377
igi0⎪⎭
Ft=
式中：Ft——驱动力，N； Te——发动机转矩，Nm； va——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F阻为：
2
CDAvadv
+δG F阻=Ggfcosα+Ggsinα+
21.15dt
式中：α——道路的坡路，度，平路上时，其值为0o；
dv
——行驶加速度，m/s2,等速行驶时，其值为0； dt
2
CDAva
F阻=Ggf+ (5.2)
21.15
根据公式（5.1）及（5.2）可计算出各挡位汽车行驶时，驱动力Ft，车速va， 需要克服的行驶阻力F阻，如表 5-1 表5-2 所示：
表5.1各挡驱动力，速度
表5.2 行驶阻力
5.1.3汽车行驶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
图5.1 驱动力-行阻力平衡图
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Ff+Fw曲线的交点便是uamax。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100km/h。
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：
2
CDAva-D=
G
rn
va=0.377e
igi0
Teigi0ηT
⎫⎪⎪⎪
⎬ （5.3） ⎪⎪⎪⎭
5.2.2行驶阻力与速度关系
f=0.0076+0.000056ua （5.4）
根据式（5.3）及式（5.4）得汽车各挡行驶动力因数，如表 5-3所示：
表5.3各挡速度与动力因素
5.2.3动力特性图
利用表5.2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，显然f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
imax
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。
i=tanα
α=arcsin
Ft-(Ff+Fw)
G
式中:D1max--汽车变速器I档的最大动力因数,为0.40
D1max-f-D12max+f2
则αmax=arcsin
1+f2
0.417-0.01⨯-0.4172+0.012
=arcsin
1+0.012
=24.07°
imax=tanαmax=tan24.07o=44.67%﹥30%，满足最大爬坡度的要求
汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数imax表示汽车的上坡能力。因乘用车、货车、越野汽车的使用条件不同，对它们的上坡能力要求也不一样。通常要求货车能克服30%坡度，越野汽车能克服60%坡度。本车型最大爬坡度约为41.3%满足货车最大爬坡度要求。 5.2.5加速度,加速度倒数曲线
由汽车行驶方程得：
du1=Ft-(Ff+Fw) （5.6） dtδm
[]
δ——回转质量换算系数，其值可按下式估算：
2
δ=1+δ1+δ2ig （5.7）
式中：δ1=0.03～0.05，取0.04； δ2=0.04～0.06，取0.05； ig——变速器各挡位时的传动比。
公式（5.7）可得各挡δ值：
表5.4各挡回转质量换算系数
由此可得各挡汽车行驶时各挡加速度及加速度倒数，
1dvδ
== (5-8) adtg(D-f)
如表 5.5所示：
表5.5各挡速度、加速度与加速度倒数
由表5.5
可绘出加速度倒数曲线：
图5.4 加速度倒数曲线
汽车在平直的良好路面上，从原地起步开始以最大加速度加速到一定车速所用的时间，称为原地起步加速时间。对于最高车速低于100km/h的汽车，加速时间可用加速到60km/h所需的时间来评价。装载量2～2.5t的轻型载货汽车的换挡加速时间多在17.5～30s。根据加速度倒数曲线可算出该车0到60km/h加速时间为59×
0.8
＝13.1s 3.6
满足轻型载货汽车加速时间要求。
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Pe
汽车行驶时，发动机能够发出的功率Pe就是发动机使用外特性的功率值。 根据Pε'=
T⨯N
(kw)求出发动机功率如表 5.6所示： 9550
表5.6发动机功率
5.3.2汽车行驶时，所需发动机功率
Pe
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Pe，其值按下式计算：
va
Pe=
3600ηT
2
⎛CDAvadv⎫ ⎪Ggfcosα+Ggsinα++δG ⎪ （5.9）21.15dt⎝⎭
当汽车在平路上等速行驶时，其值为
va
Pe=
3600ηT
2
⎛⎫CDAva ⎪ （5.10） Ggf+ ⎪21.15⎭⎝
由公式（5.10）得汽车在平路上等速行驶时所需发动机功率Pe 。 现将数据统计为下表
表5.7阻力功率
5.3.3功率平衡图
作发动机能够发出的功率Pe与车速va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
在不同挡位时，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，高挡时车速高，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Pf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V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100km/h。该车的V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。
第六章 汽车燃油经济性计算
在保证动力性的条件下，汽车以尽量少的燃油消耗量经济形式的能力，称车燃油经济性。在汽车设计与开发工作时，常需要根据发动机台架试验得到的万有特性图与汽车功率平衡图，对汽车燃油经济性进行估算。
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）
rne⎪
va=0.377
igi0⎪⎭
Q=
式中：Pe——汽车稳定行驶时所需发动机功率，kw；
ge——发动机的燃油消耗率，g/(kw.h),其值由发动机万有特性得到；
γ——燃油重度，N/L,柴油为7.94～8.13，其值取8.00； Q——汽车单位行程燃油消耗量，L/100km； va——最高挡车速。
根据计算公式（6.1）及图6.1发动机万有特性曲线，列出燃油消耗率，见下表6.1
表6.1燃油消耗
gePe
1.02vaγ
图6.1 发动机万有特性曲线
根据表6.1做出燃油消耗图
图6.1 等速百公里油耗
第七章 汽车不翻倒条件计算
7.1汽车满载不纵向翻倒的校核
b
>ϕ (7.1) hg
式中：b——汽车质心距后轴距离，m； hg——汽车质心到地面距离，m；
1.15
=1.35>ϕ=0.7 0.854
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B/(2hg)低约30%，而货车则低约50%。
B
>ϕ （7.2） 2hg
式中：B——汽车轮距，m；
hg——汽车质心到地面距离，m；
1.58
=0.925>ϕ=0.7
2⨯0.854
经计算符合条件
7.3汽车最小转弯直径
汽车的最小转弯直径公式：
dmin=2⨯L2+(B+
L
)
tanθmax
2
（7.3）
式中：θmax 为汽车内轮的最大转角，这里取35° 代入相关数据，L=3360mm B=1580mm
计算得：
3.360
dmin=2⨯3.360+(1.58+)
tan35︒
2
2
=14.42m
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，有关的国家法规规定和汽车的使用道路条件对最小转弯直径的确定也是重要的影响因素。转向轮最大转角越大，轴距越短，轮距越小和参与转向的车轮数越多时，汽车的最小转弯直径越小，表明汽车在停车场上调头和通过弯道半径较小路段的能力越强。对机动性要求高的汽车，最小转弯直径应取小些。
根据表7.1可知本车最小转弯直径为14.42m满足要求。
表7.1 商用货车的最小转弯直径
总 结
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从 事职业工作前一个必不少的过程． ”千里之行始于足下” ，通过这次课程设计，我 深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实 地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．
本次课程设计已经接近尾声了，在这次设计我感到自己在各种技能和知识层面上有很多不足的地方，同时自己也学习到很多新的方法。这次课程设计将我们四年来学习到的知识综合的应用起来，同时我也学习了新的知识，在这次课程设计中我从学习到应用，虽然中间的过程是辛苦的但是收获的喜悦是无法用言语所能表达的，总的来说这次课程设计让我收获颇丰，使我为即将到来的工作和将来的学习打下了坚实的基础。
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] 龚微寒主编.汽车现代设计制造.北京.人民交通出版社.1995 [4] 刘维信主编.汽车设计.北京.清华大学出版社.2001
[5] 中国汽车工业经济技术信息研究所编.中国汽车零配件大全.机械工业出版社.2000
[6] 赵士林.九十年代内燃机.上海：上海交通大学出版社，1992. [7] 汽车工程手册编写组.汽车工程手册.北京：人民交通出版社，2001.