588 重型自卸车设计(底盘设计)（有cad图）
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重型自卸车设计(底盘设计)（有cad图）
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重型自卸车设计（底盘设计）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KD6400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：承载能力，附着能力，制动稳定性，通过性，动力性，经济性IIDESIGN OF HEAVE DUTY DUMP (CHASSIS DESIGN)ABSTRACThe 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.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 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.目 录第一章 前言.1第二章 参考车型技术数据.3第三章 汽车主要技术参数的确定.43.1 汽车主要尺寸的确定.43.2 汽车质量参数的确定.53.3 发动机主要参数.63.4 轮胎的选择.73.5 传动比的选取.73.6 最大传动比的选取.83.7 变速器各挡传动比.9第四章 轴荷分配及质心位置的计算.104.1 水平静止时的轴荷分配及质心位置的计算.104.2 汽车行驶时的轴荷分配的计算.124.3 汽车制动时的轴荷分配的计算.13第五章 稳定性计算.145.1 纵向稳定性.145.2 横向稳定性.145.3 最小转弯半径的计算.145.4 在横向坡上转向时的稳定性.15第六章 汽车动力性计算.166.1 汽车各挡速度的计算166.2 汽车各挡驱动力的计算166.3 汽车空气阻力的计算176.4 滚动阻力系数的计算186.5 汽车行驶时动力因数D的计算.196.6 各挡牵引功率Pe的计算.196.7 阻力功率的计算206.8 汽车加速度的计算216.9 加速度倒数的计算226.10 汽车爬坡度的计算22第七章 汽车的燃油经济性.24第八章 结论26参考文献.27致谢.28第一章 前言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。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 参考车型技术数据 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/2200rpm276kw/2200rpm轴距3800mm+1560mm3600mm+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20s25s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）10.5m11m最小离地间隙（前轴下）300mm接近角/离去角30/4733/45长*宽*高8700mm*3275mm*3740mm8730mm*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 汽车主要技术参数的确定3.1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*37402. 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3-13. 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me41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%147200N492800N73600N156400N3.3 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：图 3-23.4 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 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 =12.03.6 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 NmT传动总效率 T=0轴g0=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 =11.582. 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 =0.50.6Fz=(75%81%)G/cos=79%*640000/cos22.7824=548374N （3-5）则 ig1=13.263. 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=12.653.7 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12.658.386.224.573.42.461.831.37113.22总传动效率0.8420.8420.8420.8580.8580.8580.8580.8740.8740.789第四章 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 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）xiyi1发动机及其附件2332.2-40011502离合器及操纵机构107.646809003变速器及离合器壳538.29508854万向节传动269.127007855后轴及后轴制动器3946.845806806后悬架及减速器1076.445909407前轴、前制动器、轮毂、转向梯形1255.805908前悬架及减震器358.806809车轮及轮胎总成3229.2370068010车架及支架拖钩装置2511.63500100011转向器179.4-800100012制动驱动机构125.58370079013油箱及油管143.52230084014消声器及排气管53.823700110015蓄电池组179.4128584016仪表及固定零件53.82-750190017驾驶室1497.3-500185018手制动器及操纵机构107.64452075019车厢总成3686.94000170020挡泥板448.53650800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：hg=10miyi/Ga=1464 mm4.2 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 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1. 汽车制动时前轴载荷Z制1 = Ga( L2+hg)/ L (4-10)=244306.72 N2. 汽车制动时后轴载荷 Z制2 = Ga( L1-hg)/ L (4-11) =382893.28 N 第五章 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=0.5955.3 最小转弯半径的计算 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保证不产生横向翻倾的条件是U=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 U= 26.508 （km/h） (5-7)第六章 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 汽车各挡速度的计算 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10001.68882.54933.43464.67476.28338.684311.673915.942821.363312002.02663.05924.12155.60977.540010.421114.008719.131325.636014002.36433.56914.80856.54468.796712.158016.343522.319929.908716002.70214.07895.49547.479510.053313.894918.678325.508534.181318003.03984.58886.18238.414411.310015.631721.013128.697038.454020003.37765.09866.86929.349412.555717.368623.347931.885642.726722003.71545.60857.556210.284313.820019.105425.682735.074146.99936.2 汽车各挡驱动力的计算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1000251061166315123446906996747948823363192659519847120025476616877012526892038684754954336856269872014014002553221691381255429223968624496523693627046201841600257175170315126453929086912250012372042724220330180024235216054411916387552651374712935059256721915820002221561545461092638025859711432033213823533175622200202516134155995767316154431393822929621452160096.3 汽车空气阻力的计算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 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10000.90752.06803.75366.953612.562523.997743.364380.8778145.223512001.30692.97805.405210.013418.090234.556362.4447116.4680209.122514001.77874.02347.357313.629124.662947.035484.9944158.5202184.639616002.32335.20429.609517.801032.160161.4343111.0133207.0475371.772618002.94036.770412.161922.529240.702977.7522140.0133262.0434470.525620003.63018.271815.014627.814350.250895.9908173.4596323.5112580.978222004.392510.009118.168033.655060.7738116.1482209.8850391.4473702.88296.4 滚动阻力系数的计算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10000.0077050.0077580.0078130.0078880.0079950.0081340.0083220.0085740.00893512000.0077260.0077890.0078560.0079450.0080030.0082410.0084660.0087690.00920214000.0077470.0078210.0078990.0080030.0081530.0083470.0086100.0089640.00946916000.0077680.0078520.0079410.0080600.0082320.0084540.0087540.0091590.00973618000.0077890.0078840.0079840.0081180.0083110.0085860.0088990.0093540.010020000.0078110.0079160.0080260.0081750.0083900.0086680.0090430.0095490.010222000.00783200079470.0080690.0082330.0084690.0087750.0091870.0097430.01056.5 汽车行驶时动力因数D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10000.40030.26520.19680.14460.10760.07780.05780.04230.031412000.40620.26910.19970.14670.10910.07890.05870.04280.031814000.40710.26970.20020.14700.10940.07910.05880.04290.031716000.41000.27160.20160.14810.11020.07960.05910.04310.031818000.38640.25600.18800.13960.10380.07500.05570.04050.029820000.35420.21390.17410.12790.09510.06870.05100.03700.027122000.32290.21390.15870.11660.08670.06260.04640.03360.02446.6 各挡牵引功率Pe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 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1000139.87139.87139.87139.87139.87139.87139.87139.87139.871200170.33170.33170.33170.33170.33170.33170.33170.33170.331400199.15199.15199.15199.15199.15199.15199.15199.15199.151600229.25229.25229.25229.25229.25229.25229.25229.25229.251800243.04243.04243.04243.04243.04243.04243.04243.04243.042000247.54247.54247.54247.54247.54247.54247.54247.54247.542200248.23248.23248.23248.23248.23248.23248.23248.23248.236.7 汽车阻力功率的计算 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100010.48415.82621.32428.48738.30152.97071.20897.536131.143120012.58118.99325.59134.84045.97563.59985.620117.263157.902140014.67822.29629.86040.65553.65774.248100.009137.111184.951160016.77525.32734.12545.60661.34684.920114.454157.009212.336180018.87228.49538.40152.29469.04695.617128.961177.248240.108200020.97031.66342.67458.12276.757106.344143.539197.577268.314220023.06934.83346.95063.95384.459117.103158.196218.102290.1026.8 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10000.40140.50650.54960.53890.47000.34880.22570.10670.057512000.40780.51490.55920.54880.47910.35680.23300.11100.061114000.40880.51620.56080.55020.48090.35830.23380.11190.060216000.41190.52030.56550.55540.48880.36190.23630.11360.061118000.38630.48670.52060.51540.44700.32840.20870.09110.043220000.35140.46600.47480.46040.39430.28240.17050.06070.018922000.31750.39600.42410.40720.34340.23790.13320.03120.00366.9 加速度的倒数的计算加速度的倒数的计算结果如表6-9所示：表6-8 加速度的倒数的计算单位：s/m挡位转速（r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10002.49813.77085.08136.91569.293712.853517.301023.640731.847112002.46183.71615.00756.81669.165912.674317.035823.364531.446514002.45643.70784.99506.80279.140812.642217.006823.310031.545716002.43903.68194.96536.57229.074412.562816.920523.201931.446518002.58803.90635.31917.16339.633913.333317.953324.691433.557120002.82334.05845.74387.818610.515314.556019.607827.027036.900422003.09704.67516.30128.576311.534015.974421.551729.761939.37016.10 汽车爬坡度的计算根据公式 i=D/(1-) (6-9)为了做出汽车各挡的爬坡度图，现求各挡转速下的爬坡度数值表6-10所示表6-10 爬坡度数值的计算挡位转速（r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10000.51350.29510.20870.14920.10950.07850.05810.04240.031412000.52510.30040.21210.15150.11110.07970.05910.04290.031814000.52690.30130.21270.15190.11140.07980.05910.04300.031716000.53270.30390.21440.15310.11220.08040.05940.04320.031818000.48700.28280.19830.14380.10550.07560.05600.04060.029820000.42970.27020.18220.13110.09640.06910.05120.03710.027122000.37880.22920.16480.11910.0877006300.04660.03370.0254爬坡度曲线如图所示：图 6-132第七章 汽车的燃油经济性在保证汽车动力性的条件下，汽车以尽量少的燃油消耗完成运输工作的能力称为汽车的燃油经济性，通常以一定工况下汽车行驶百公里的燃油消耗量或一定燃油量能使汽车行驶的里程数来衡量。根据发动机总功率特性曲线与汽车功率平衡图对汽车燃油经济性进行估算。用功率平衡与负荷特性计算汽车百公里油耗根据总功率特性曲线可以确定发动机在一定转速n、发出一定功率P时的燃油消耗be。为了方便计算，按照转速n和车速Ua的转换关系在横坐标上画出汽车(最高档)的行驶车速比例尺。此外，计算时还需要行使时汽车的阻力功率数值，根据等速行驶车速Ua及阻力功率在发动机总功率特性曲线上利用插值法确定相应的燃油消耗be，从而得出该车速下汽车等速行驶时单位时间内的燃油消耗量。由公式： Qr=Pbe/367.1r （7-1）其中 be发动机燃油消耗率（g/KWh） r燃油的重度，柴油可取7.948.13 N/L P发动机发出的功率 （kw）整个等速行程S的燃油消耗量Q可以折算成等速百公里行驶燃油消耗量QsQs= Pbe/1.02Uar （7-2）其中 U
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