机械毕业设计（论文）-重型自卸车底盘设计（全套图纸） .pdf

i 重型自卸车设计（底盘设计）重型自卸车设计（底盘设计） 摘要摘要 此次设计的非公路自卸车适应于多种特定用途，是土方运输和各种露天 矿剥岩、沙土运输的经济、高效、低耗的运输设备。该车具有为适应重载工 况而特殊设计的悬挂系统、加强型宽体驱动桥、14.00- 24 型宽大工程轮胎， 使该车具有超强承载能力，同时提供了超强的附着能力，保证了车辆的制动 稳定性和良好的通过性，采用了大速比工程驱动桥，其输出转矩比同功率公 路车大 30%以上，爬坡能力强劲，重载起步顺畅。 本说明书主要是对 kd3640 整车总体布置做了一个详细的说明，其中包 括整车主要尺寸（长*宽*高） ，前后轴距，轮距，轴荷分配的选择和计算以 及各总成（发动机，传动系）的主要参数的选择。 特别对整车的动力性和经济性做了比较全面而细致的分析和计算，对动 力性分析时，分别作出了驱动力行驶阻力平衡图，动力特性图，功率平衡 图。求出汽车的最大速度，另外也对汽车在不同的路面上行驶时，分别计算 出了其最大爬坡度，并根据加速度倒数曲线求出汽车的加速时间，估算了该 车的加速性能。在计算汽车的经济性时，根据发动机万有特性曲线，作出了 9 挡时的燃油消耗曲线，同时计算得整车的百公里燃油消耗量。通过计算结 果显示，此汽车在动力性和经济性方面满足了设计任务书的要求。 另外本文也对汽车的稳定性和最小转弯半径做了计算和分析，并根据经 验估算出了空载和满载时汽车的质心位置以及轴荷分配。 关键词：关键词：承载能力，附着能力，制动稳定性，通过性，动力性，经济性 ii design of heave duty dump (chassis design) abstrac the non highway heavy- duty dump truck of this design can adapt many kinds of given purpose.it is an economical,efficient and low useful conveyance for hillock transport,sand transport and all kind of outdoor mineral.it has especially desingned suspension system,strengthen widen project driving axle and 14- 24type big wide project tales,this cause the truck possess preeminent bearing,at the same time ,this kind of tale can cause big climbing force,assuring the truck has brake stability and good transition.it is counted high rate riving axle,its output torque is 30 point bigger than the road vehicle which are at the same power. 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 this book mainly give an expatiation about the vehicle general layout of the heavy dumper kd6400,including the vehicle dimensions(long*wide*high),the distribution of axle load in front and back ,the choice and calculation about the main parameter of the vehicles main components(engine,transmission)and so on. especially in the dynamic property and economic performance,we give an iii overall and meticulo us analysis and calculation .in the dynamic property ,we made the driving force- road resistance equilibrium diagram,the dynamic factor diagram and the power balance diagram.from those diagram,we can get the maximum speed.we also calculated the maximum grade ability at different road ,according the acceleration curve:we can get the accelerating ability.according to the engine- cross sectional characteristic diagram,we made the fule consumption of 100km. in fact,the vehicles main parameters all come to the misson book request. morever ,we made an anlysis and calculation of the stability and minimum turning radius and estimated the distribution of axle load when there is no load and full load and the position of the vehicles center of mass. key words:carrying capacity, adhesive ability, braking stability, trafficability characteristic, power performance, economical efficiency. 4 目目 录录 第一章第一章 绪论绪论.1 第二章第二章 参考车型技术数据参考车型技术数据.3 第三章第三章 汽车主要技术参数的确定汽车主要技术参数的确定.4 3.1 汽车主要尺寸的确定.4 3.2 汽车质量参数的确定.5 3.3 发动机主要参数.6 3.4 轮胎的选择.7 3.5 传动比的选取.7 3.6 最大传动比的选取.8 3.7 变速器各挡传动比.9 第四章第四章 轴荷分配及质心位置的计算轴荷分配及质心位置的计算10 4.1 水平静止时的轴荷分配及质心位置的计算10 4.2 汽车行驶时的轴荷分配的计算12 4.3 汽车制动时的轴荷分配的计算.13 第五章第五章 稳定性计算稳定性计算14 5.1 纵向稳定性.14 5.2 横向稳定性.14 5.3 最小转弯半径的计算.14 5.4 在横向坡上转向时的稳定性.15 5 第六章第六章 汽车动力性计算汽车动力性计算.16 6.1 汽车各挡速度的计算16 6.2 汽车各挡驱动力的计算16 6.3 汽车空气阻力的计算17 6.4 滚动阻力系数的计算18 6.5 汽车行驶时动力因数 d 的计算.19 6.6 各挡牵引功率 pe 的计算19 6.7 阻力功率的计算20 6.8 汽车加速度的计算21 6.9 加速度倒数的计算22 6.10 汽车爬坡度的计算22 第七章第七章 汽车的燃油经济性汽车的燃油经济性24 第八章第八章 结论结论26 参考文献参考文献27 致谢致谢.28 6 第一章第一章 绪论绪论 从我国重型汽车发展来看，20 世纪 60 年代至 80 年代是非常缓慢的。改革开 放以后，通过走引进和自主研发相结合的道路，我国汽车工业“缺重”的局面逐步 得到改观。但由于各方面因素的影响，重型汽车市场一直处于低迷徘徊的态势。 直至 1998 年之后，在中、轻型货车市场一路下滑时，重型销量却有了可喜的回 升。此后，在国家连续几年加大投资，实行积极的财政政策等一系列宏观调控措 施的带动下，重货市场呈逐年走高态势，并进入全面发展时期，全局性增长成为 目前重货市场的显著特性。从分车型的销售态势上看，重货继续保持去年以来的 超高速增长，当月销量已经超过中型载货车，成为一个历史的转折点。 随着国内基础设施建设需要的不断增加，自卸车产量近年来一直保持较高产 销量，在专用车综合产量中保持第一位置，但在种类、型式、材料运用方面与国 外还有一定的差距。自卸车的快速增长主要原因是固定资产投资强劲增长，巨大 的投资规模奠定了自卸车市场需求基础；自卸车品种增加，不仅适应和满足施工 需求，同时向运输市场发展；国家经济的快速发展，带动了相关行业的快速发展， 巨大的资源消耗，成为我国重型车和重型专用车发展的原动力。 我国重型汽车市场继续保持着高速发展的状态，重型汽车市场发展速度大大 超过其他车型的增长速度。目前，市场强劲的增长势头尚未减弱迹象。 促进重型汽车市场的主要原因； 1. 积极的财政政策继续为国民经济发展提供了宽松的财政金融环境， 融资 和信贷更加便利，扩大了人们的资金来源。 2. 国民经济保持了较高的发展速度，去年前 6 个月达到 9.6%，公路运输 业快速发展，西部大开发，基础设施建设，房产业的繁荣进一步扩大了 对重型汽车的需求。 3. 治理超限超载运输和严厉打击走私， 取缔非法拼装车的政策措施促进了 重型汽车市场的健康发展。 4. 主要重型汽车生产企业以市为导向，开发出一批适销对路的产品，带动 了重型汽车市场的快速发展。 综上：大力发展重型自卸车产业，抢先发展重型自卸汽车能为公司及行业发展赢 得好的效益和发展先机。 7 另外，我国汽车工业发展较晚，虽然在短短的几十年内取得了较好的成绩， 但与西方一些汽车大国相比差距仍然很大。我们虽然生产出了不少好品牌的汽 车，但我们整体水平并不高，不过随着我国技术的不断发展，这种差距正在不断 缩小。作为一个中国人，作为一个车辆工程专业的学生，我们有义务为振兴中国 的汽车工业而努力奋斗。 第二章第二章 参考车型技术数据参考车型技术数据 8 此设计参考了徐州重工有限公司和宇通重工有限公司的车型，其主要技术参 数如表 2- 1 所示 表 2-1 参考车型的主要技术参数 车型 nxg5640dt(徐工) yt3621(宇通重工) 发动机型号 wd12.375 增压中冷 wd12.375 增压中冷 发动机功率 276kw/2200rpm 276kw/2200rpm 轴距 3800mm+1560mm 3600mm+1500mm 平装斗容 26m 25m 堆装斗容 28.5m 27.5m 举升机构 货箱中部单缸顶起，最大倾翻 角度 53 货箱前端单缸顶起，最大倾翻角度 53 举升时间 20s 25s 最高车速 47km/h 最大爬坡能力 48% 40% 最小转弯半径(前 轮中心)/（车体外 缘） 10.5m 11m 最小离地间隙 （前 轴下） 300mm 接近角/离去角 30/47 33/45 长*宽*高 8700mm*3275mm*3740mm 8730mm*3200mm*3700mm 整车整备质量 23t 最大载货质量 41t 最大设计总质量 64t 驱动型式 6*4 轮胎型号 14.00- 24 工程花纹（12.00- 24） 第三章第三章 汽车主要技术参数的确定汽车主要技术参数的确定 9 3.1 汽车主要尺寸的确定汽车主要尺寸的确定 1. 外廓尺寸的确定 汽车的长、宽、高称为汽车的外廓尺寸。在公路和市内行驶的汽车最大外廓 尺寸受到有关法规的限制，而非公路用车辆可以不受法规限制。一般在满足要求 的情况下应尽量减小汽车的外廓尺寸，以减小汽车自重，提高汽车的动力性、经 济性和机动性。参考同类车型我们取该车的外廓尺寸： 长*宽*高=8700*3275*3740 2. 轴距 l 的确定 轴距的大小直接影响汽车的长度、重量、最小转弯半径、传动轴的长度、纵 向通过半径和许多使用性能。当轴距短时 ，上述各指标减小。此外，轴距还对 轴荷分配和传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长，汽车上 坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操纵稳定性变坏。因此确定汽 车轴距时应考虑各方面的要求，在保证设计要求的前提下，轴距短些好。此处， 参考同类车型我们取轴距： l=3800+1560 (前举) 图 3- 1 3. 前轮距 b1 和后轮距 b2 的确定 汽车轮距影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度和最小转弯 半径。查相关资料，货车轮距一般在 27003500 之间。类比我们取 10 b1=2650,b2=2550。 4. 前悬 lf和后悬 lr的确定 lf和 lr的长度是在总体布置过程中确定的，前悬要有足够的长度以固定发 动机、水箱、转向器等部件但不能过长，否则接近角太小不利于通过性。后悬长 度主要取决于车厢长度、轮距和轴荷分配要求，同时要保证有适当的离去角，后 悬过长，上、下坡容易刮地转弯也不灵活。货车一般取为 12002200 之间。 3.2 汽车质量参数的确定汽车质量参数的确定 1. 整车整备质量m。 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） ，加满水、 燃料但没有装货和载人是整车质量大小，在设计阶段估算确定。此处类比估算 23 吨。 2. 载质量me 41 吨 3. 质量系数m0 质量系数是指汽车载质量与整车整备质量之比值，即 m0=me/m0=41/23=1.783 （3- 1） 4. 汽车总质量ma 货车总质量 ma= m。+ me+n1*65 kg，n1=1 5. 轴荷分配 轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损和寿命相 近考虑各个轮胎负荷应相差不大，为保证汽车良好的驱动性和通过性，驱动桥应 有足够的负荷；为保证汽车有了良好的操作稳定性，又要求转向轴的负荷不应过 小。参考如表 3- 1: 表 3-1 轴荷分配参考表 车型 满载 空载 参考货车 6*4 后轮双胎 前轴 后轴 前轴 后轴 11 19%25% 75%81% 31%37% 63%69% 设计车型 50 吨 整备质量 15.56 吨 23% 77% 32% 68% 147200n 492800n 73600n 156400n 3.3 发动机主要参数发动机主要参数 表 3-2 发动机主要参数 型号：wd12.375 发动机形式：六缸直列、水冷、四冲 程、增压中冷，直喷式 汽缸数：6 全负荷最低燃油消耗率：191g/kw.h 燃油种类：柴油 发动机净重：905kg 气缸排列形式：直列 压缩比：17：1 排量：11.596l 额定转速：2200r 排放标准：欧 每缸气门数 2 最大输出功率：276kw 点火次序：1- 5- 3- 6- 2- 4 最大马力：375 马力 每缸行程：130mm 最大扭矩：1500nm 气缸缸径：126mm 最大扭矩转速：14001600r/min 外形尺寸：长*宽*高=1566*582*1024 发动机的外特性曲线 如图 3- 2 所示： 12 发动机外特性曲线 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 05001000150020002500 转速 (r/min) 扭矩 me n.m 功率 pe kw 燃油 消耗率 g/kw.h 图 3-2 3.4 轮胎的选择轮胎的选择 选用轮胎型号：14.00- 24 其断面宽度：360mm 外直径：1430mm 轮辋名义直径：610mm 负荷下的静力半径：680mm 3.5 传动比的选取传动比的选取 最小传动比的选取 按照最高车速的要求，即最高车速不小于 47km/h。由公式 13 v=0.377r.n/igi0 (km/h) （3- 2） 其中 v汽车车速 （km/h） r车轮滚动半径（mm） n发动机转速（r/min） ig变速器各档速比 i0主减速器传动比 根据参考车型有关参数以及相关要求，我们选取 r=680mm；n=2200r/min；u=47km/h 求得 igi0=12.0 最高档为直接挡，即此时 ig=1 则 i0 =12.0 3.6 最大传动比的选取最大传动比的选取 1. 根据最大爬坡度确定一档传动比 ig1=gr（fcosmax+sinmax）/ttq i0t （3- 3） 其中 g汽车总质量，g=64000n f滚动阻力系数，货车取 f=0.011 i0主减速器传动比为 12.0 r车轮滚动半径为 680mm ttq发动机最大转矩为 1500 nm t传动总效率 t=0轴g 0=92%，双级主减速器；轴=98%，传动轴和万向节；g=92% 故 t=0.82947 由于要求最大爬坡度为 42% 即max=22.7824 代入以上数据算得 ig1 =11.58 2. 根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比 ftmax= ttq igi0t/ rfz （3- 4） 其中 =0.50.6 fz=(75%81%)g/cos=79%*640000/cos22.7824=548374n （3- 5） 则 ig1=13.26 14 3. 根据最低稳定车速确定一挡传动比 ig1=0.377nminr/umin i0 （3- 6） 其中 nmin发动机最低转速 6005（r/min） umin发动机最低稳定车速 0.51（km/h） 求得 ig1=16.00 综上，最大传动比为 ig1=12.65 3.7 变速器各档传动比变速器各档传动比 变速器各挡的传动比的分配以及各挡传动比总效率如表 3- 2 所示。 表 3- 2 变 速器 各 挡的传动比的 分配以及 各挡传动总效率 档位 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 倒挡 传动 比 12.65 8.38 6.22 4.57 3.4 2.46 1.83 1.37 1 13.22 总传 动效 率 0.842 0.842 0.842 0.858 0.858 0.858 0.858 0.874 0.874 0.789 15 第四章第四章 轴荷分配及质心位置的计算轴荷分配及质心位置的计算 4.1 水平静止时的轴荷分配及质心位置的计算水平静止时的轴荷分配及质心位置的计算 当汽车总体布置完成后，各部件的位置也就确定了，我们应当对轴荷分配和 质心位置进行计算。为此需要知道各部件的质量 mi 和其质心位置（xi，yi）。 mi可以通过对选用现成的部件的称重或类似部件实际质量对比估算得到，各部 件质心位置可按几何形状和结构估算或对现成部件进行实测得到。将各部件的质 心和质量标在总体布置图上，量出各部件的质心到前轮中心线的水平距离 xi 和 其离地高度 yi。而后进行前、后轴静负荷 g1 和 g2 的计算。包括满载、空载两 种工况各部件质量和质心位置估算结果如表 4- 1. 表 4- 1 各部件质量和质心位 置估算 序号 部件名称 质量 mi（kg） xi yi 1 发动机及其附件 2332.2 - 400 1150 2 离合器及操纵机构 107.64 680 900 3 变速器及离合器壳 538.2 950 885 4 万向节传动 269.1 2700 785 5 后轴及后轴制动器 3946.8 4580 680 6 后悬架及减速器 1076.4 4590 940 7 前轴、前制动器、轮毂、 转向梯形 1255.8 0 590 8 前悬架及减震器 358.8 0 680 9 车轮及轮胎总成 3229.2 3700 680 10 车架及支架拖钩装置 2511.6 3500 1000 11 转向器 179.4 - 800 1000 12 制动驱动机构 125.58 3700 790 13 油箱及油管 143.52 2300 840 14 消声器及排气管 53.82 3700 1100 16 15 蓄电池组 179.4 1285 840 16 仪表及固定零件 53.82 - 750 1900 17 驾驶室 1497.3 - 500 1850 18 手制动器及操纵机构 107.64 4520 750 19 车厢总成 3686.9 4000 1700 20 挡泥板 448.5 3650 800 根据表 4- 1 中的数据进行如下计算： 1. 空载时 g2=10mixi/l=14122.76 n （4- 1） g1=ga- g2=84175.24 n （4- 2） 汽车重心的纵向位置 l1= g2l/ga=2870mm （4- 3） l2=l- l1=1710 mm 重心高度：hg=10miyi/ga=1044 mm （4- 4） 其中 g1空载时前轴静负荷 g2空载时后轴的静负荷 l1质心到前轴的距离 l2质心到后轴的距离 l汽车轴距 2. 满载时 g2=10mixi/l=483207.19 n g1= ga- g2=143992.81 n 汽车重心纵向位置： l1= g2l/ ga=3528 mm l2=1052 mm 重心高度： 17 hg=10miyi/ga=1464 mm 4.2 汽车行驶时的轴荷分配的计算汽车行驶时的轴荷分配的计算 1. 汽车行驶的驱动力附着条件 驱动条件： ftff+fw+fi (4- 5) 其中 ft驱动力 ff滚动阻力 fw空气阻力 fi坡度阻力 附着条件： ftfz (4- 6) 其中 附着系数 fz作用于驱动轮上的地面法向作用力 汽车行驶驱动附着条件： fftff+fw+fi (4- 7) 2. 汽车行驶的轴荷分配及附着力 汽车的附着力决定于附着力系数以及地面作用于驱动轮的法向反作用力，计 算结果如下： 汽车行驶时的前轴载荷 fz1=ga( l2- hg)/( l- hg) (4- 8) =9.864000(1052- 0.51464)/(4580- 0.51464) =52158 n 其中 ga汽车满载总质量 l2满载时质心到后轮中心线水平距离 附着力系数 l 汽车轴距 hg满载时质心高度 汽车行驶时的后轴载荷 fz2=gal1/( l- hg) (4- 9) =9.864000 3528/(4580- 0.51464) =575042 n 18 l1满载时质心到前轮中心线水平距离 4.3 汽车制动时的轴荷分配的计算汽车制动时的轴荷分配的计算 1. 汽车制动时前轴载荷 z制 1 = ga( l2+hg)/ l (4- 10) =244306.72 n 2. 汽车制动时后轴载荷 z制 2 = ga( l1- hg)/ l (4- 11) =382893.28 n 19 第五章第五章 稳定性计算稳定性计算 汽车的稳定性是指汽车行驶时不致产生翻倾和滑移的性能，是表征汽车能否 在坡上安全行驶的一个重要指标。它包括纵向稳定性和横向稳定性。 5.1 纵向稳定性纵向稳定性 纵向极限翻倾角 上坡时 lim=arctanl2/hg=35.70 (5- 1) 下坡时 lim=arctanl- l2/ hg=67.46 (5- 2) 纵向滑移角 上坡时 =arctan(l- l2)/（l- hg）=33.26 (5- 3) 下坡时 = arctan(l- l2)/（l+hg）=23.46 (5- 4) 结论:根据以上计算结果可知此车在最大设计要求爬坡能力的坡度上行驶时不会 产生翻倾和侧滑现象，故该车的纵向稳定性好。 5.2 横向稳定性横向稳定性 横向翻倾角 lim=arctan（b/2hg）=40.15 (5- 5) 横向滑移角 = arctanz=30.75 其中 z 为横向附着系数 z=0.595 5.3 最小转弯半最小转弯半径径的计算的计算 20 汽车的最小转弯半径 rmin与汽车的内轮胎最大转角 max、汽车轴距 l、车轮 转臂 a、主销距 k 等因素有关，最小转弯半径指汽车转向轮在最大转角位置的条 件下以低速转弯时前轮地面接触点的轨迹到转向中心点之间的距离，计算公式如 下： rmin=l/sinmax=9.298 (m) (5- 6) 5.4 在横向坡上转向时的稳定性在横向坡上转向时的稳定性 保证不产生横向翻倾的条件是 u=lhgbgr/=21.604 (km/h) (5- 7) 其中 b轮距 2.65m r汽车行驶转向半径 9.298m 其余同上 保证平地高速急转弯时不致产生横向滑移的条件为 uzgr= 26.508 （km/h） (5- 7) 21 第六章第六章 汽车动力性计算汽车动力性计算 汽车动力性主要由汽车的最高车速 umax、汽车的加速时间 t、汽车的最大爬 坡度imax 三个方面的指标来评定。 6.1 汽车各汽车各挡挡速速度度的计算的计算 u=0.377rn/igi0 (km/h) (6- 1) 其中 r汽车行驶时的滚动半径（m） n发动机曲轴转速（r/min） ig汽车变速器各挡传动比 i0汽车主减速器传动比 由发动机一些参数及其外特性曲线代入上式计算结果如表 6- 1 所示： 表 6- 1 各挡速度大小的计 算 单位：km/h 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 1.6888 2.5493 3.4346 4.6747 6.2833 8.6843 11.6739 15.9428 21.3633 1200 2.0266 3.0592 4.1215 5.6097 7.5400 10.4211 14.0087 19.1313 25.6360 1400 2.3643 3.5691 4.8085 6.5446 8.7967 12.1580 16.3435 22.3199 29.9087 1600 2.7021 4.0789 5.4954 7.4795 10.0533 13.8949 18.6783 25.5085 34.1813 1800 3.0398 4.5888 6.1823 8.4144 11.3100 15.6317 21.0131 28.6970 38.4540 2000 3.3776 5.0986 6.8692 9.3494 12.5557 17.3686 23.3479 31.8856 42.7267 2200 3.7154 5.6085 7.5562 10.2843 13.8200 19.1054 25.6827 35.0741 46.9993 6.2 汽车各汽车各挡驱挡驱动力的计算动力的计算 22 ft= teigi0t/r (n) （6- 2） 其中 ft驱动力（n） te发动机转矩（n.m） ig变速器各挡传动比 i0主减速器传动比 r车轮滚动半径（m） t传动系各挡机械效率 驱动力的计算结果如表 6- 2 所示 表 6- 2 驱动力的计算 单位：n 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 251061 166315 123446 90699 67479 48823 36319 26595 19847 1200 254766 168770 125268 92038 68475 49543 36856 26987 20140 1400 255322 169138 125542 92239 68624 49652 36936 27046 20184 1600 257175 170315 126453 92908 69122 50012 37204 27242 20330 1800 242352 160544 119163 87552 65137 47129 35059 25672 19158 2000 222156 154546 109263 80258 59711 43203 32138 23533 17562 2200 202516 134155 99576 73161 54431 39382 29296 21452 16009 6.3 汽车汽车空气阻空气阻力的计算力的计算 fw=cdaua/21.15 (n) （6- 3） 其中 ua汽车行驶速度 （km/h） cd空气阻力系数 货车取 0.61.0，此处取 0.75 a汽车迎风面积，即汽车在行驶方向的投影面积，此处为 8.9735 空气阻力的计算结果如表 6- 3 所示 表 6- 3 空气 阻力的计算 23 单位：n 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 0.9075 2.0680 3.7536 6.9536 12.5625 23.9977 43.3643 80.8778 145.2235 1200 1.3069 2.9780 5.4052 10.0134 18.0902 34.5563 62.4447 116.4680 209.1225 1400 1.7787 4.0234 7.3573 13.6291 24.6629 47.0354 84.9944 158.5202 184.6396 1600 2.3233 5.2042 9.6095 17.8010 32.1601 61.4343 111.0133 207.0475 371.7726 1800 2.9403 6.7704 12.1619 22.5292 40.7029 77.7522 140.0133 262.0434 470.5256 2000 3.6301 8.2718 15.0146 27.8143 50.2508 95.9908 173.4596 323.5112 580.9782 2200 4.3925 10.0091 18.1680 33.6550 60.7738 116.1482 209.8850 391.4473 702.8829 6.4 滚滚动动阻阻力力系系数的计算数的计算 f=0.0076+0.000056ua (6- 4) 滚动阻力系数的计算结果如表 6- 4 所示 表 6- 4 滚动阻力的计 算 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 0.007705 0.007758 0.007813 0.007888 0.007995 0.008134 0.008322 0.008574 0.008935 1200 0.007726 0.007789 0.007856 0.007945 0.008003 0.008241 0.008466 0.008769 0.009202 1400 0.007747 0.007821 0.007899 0.008003 0.008153 0.008347 0.008610 0.008964 0.009469 1600 0.007768 0.007852 0.007941 0.008060 0.008232 0.008454 0.008754 0.009159 0.009736 1800 0.007789 0.007884 0.007984 0.008118 0.008311 0.008586 0.008899 0.009354 0.0100 2000 0.007811 0.007916 0.008026 0.008175 0.008390 0.008668 0.009043 0.009549 0.0102 2200 0.007832 0007947 0.008069 0.008233 0.008469 0.008775 0.009187 0.009743 0.0105 24 6.5 汽车行驶时动力因数汽车行驶时动力因数 d 的计算的计算 d=（ft- fw）/g (6- 5) 其中 ft汽车行驶时的驱动力（n） fw汽车行驶时的空气阻力（n） g汽车最大总重量（n） 、 各挡动力因数计算结果如表 6- 5 所示： 表 6- 5 各挡动力 因数计算 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 0.4003 0.2652 0.1968 0.1446 0.1076 0.0778 0.0578 0.0423 0.0314 1200 0.4062 0.2691 0.1997 0.1467 0.1091 0.0789 0.0587 0.0428 0.0318 1400 0.4071 0.2697 0.2002 0.1470 0.1094 0.0791 0.0588 0.0429 0.0317 1600 0.4100 0.2716 0.2016 0.1481 0.1102 0.0796 0.0591 0.0431 0.0318 1800 0.3864 0.2560 0.1880 0.1396 0.1038 0.0750 0.0557 0.0405 0.0298 2000 0.3542 0.2139 0.1741 0.1279 0.0951 0.0687 0.0510 0.0370 0.0271 2200 0.3229 0.2139 0.1587 0.1166 0.0867 0.0626 0.0464 0.0336 0.0244 6.6 各各挡牵引功率挡牵引功率 pe 的计算的计算 pe= ftv/3600t (kw) （6- 6） 其中 ft汽车行驶的驱动力（n） v汽车行驶速度（km/h） t各挡传动效率 计算结果如表 6- 6 所示 表 6- 6 各挡牵引 力功率 25 单位：kw 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 139.87 139.87 139.87 139.87 139.87 139.87 139.87 139.87 139.87 1200 170.33 170.33 170.33 170.33 170.33 170.33 170.33 170.33 170.33 1400 199.15 199.15 199.15 199.15 199.15 199.15 199.15 199.15 199.15 1600 229.25 229.25 229.25 229.25 229.25 229.25 229.25 229.25 229.25 1800 243.04 243.04 243.04 243.04 243.04 243.04 243.04 243.04 243.04 2000 247.54 247.54 247.54 247.54 247.54 247.54 247.54 247.54 247.54 2200 248.23 248.23 248.23 248.23 248.23 248.23 248.23 248.23 248.23 6.7 汽车汽车阻阻力力功率功率的计算的计算 p阻=pf+pw=（ fw +ff）ua/t3600 （6- 7） 其中 t传动系效率 ff滚动阻力（n） fw空气阻力（n） ua汽车行驶速度（km/h） 计算结果如表 6- 7 所示： 表 6- 7 各挡阻 力功率 单位：kw 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 10.484 15.826 21.324 28.487 38.301 52.970 71.208 97.536 131.143 1200 12.581 18.993 25.591 34.840 45.975 63.599 85.620 117.263 157.902 1400 14.678 22.296 29.860 40.655 53.657 74.248 100.009 137.111 184.951 1600 16.775 25.327 34.125 45.606 61.346 84.920 114.454 157.009 212.336 26 1800 18.872 28.495 38.401 52.294 69.046 95.617 128.961 177.248 240.108 2000 20.970 31.663 42.674 58.122 76.757 106.344 143.539 197.577 268.314 2200 23.069 34.833 46.950 63.953 84.459 117.103 158.196 218.102 290.102 6.8 汽车加速度的计算汽车加速度的计算 a=g（d-f）/ m/s (6- 8) 其中 d动力因数 g重力加速度 f滚动阻力系数 回转质量换算系数 其中 =1.04+0.05ig ig变速器各挡传动比 加速度的计算结果如表 6- 8 所示 表 6- 8 加速 度的计算 单位：m/s 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 0.4014 0.5065 0.549