汽车设计说明书.doc

货车总体设计（ma=6100kg， =3000kg， =0.02，=100km/h）第一章 汽车质量参数和形式的选择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汽车载客量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，用me表示。题目中给定的是3000kg。1.1.2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。 汽车总质量是指汽车整车装备质量、汽车装载质量和驾驶室乘员（含驾驶室）质量三者之和，用ma表示。驾驶室乘员质量以每人65kg。按乘员人数为3人。 ma= mo+ me+365kg （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（1.1）可得：ma= mo+ me+365kg =6100kgmo+3000+365=6100kg汽车整车整备质量：2905 kg1.2汽车轮胎的选择表1.1 各类汽车轴荷分配满 载空 载前 轴后 轴前 轴后 轴商用货车42后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%42后轮双胎，长、端头式25%27%73%75%44%49%51%56%42后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%62后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%根据表1.1，本车型为42后轮双胎，平头式，故暂定前轴占35%，后轴占65%，则：前轮：后轮：kg 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：,大于前轮轮胎承受负荷，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负荷，kg 气压 kPa轮胎规格2502803203503904204604905305606006306707.50R16LTD650710765825687592597081020106511051011551195124012根据，选择轮胎型号7.50R16LT，气压：560kPa。表1.3 轻型载重普通断面子午线轮胎轮胎 规格基本参数主 要 尺 寸，mm气门嘴型号允许使用轮辋层级标准轮辋新 胎充 气 后挚 带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最小展平宽度中部厚度不小于边缘厚度不大于断面宽度外直径公路花纹越野花纹7.50R16LT6,8,1012,146.00G2158058153751704.01.0230825255Z1-01-35.50F.6.50H 1.3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。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42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42后双胎的驱动形式。1.5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。1.6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。第二章 汽车主要尺寸参数的选择2.1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。参考同类车型解放501 取外形尺寸长宽高=563023502510mm。2.2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，根据汽车总质量6100kg，并参考同类车型解放501中型卡车，轴距L选为3360 mm。表2.1各型汽车的轴距和轮距类别轴距/mm轮距/mm42货车1.86.023003600130016506.014.036005500170020002.3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。参考同类车型解放501轻卡选取B1=1800mm，B2=1750mm。2.4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1.814.0t的货车后悬一般在12002200mm之间。参考参考解放501中型卡车，并根据本车结构特点确定前悬LF：1050mm 后悬LR：1220mm。2.5货车车箱尺寸参考解放501中型卡车，考虑本车设计要求，确定本车车箱尺寸： 3920mm2350mm500mm。第三章 汽车发动机的选择3.1发动机最大功率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： （3.1）式中：最大功率，kw； 传动效率，取0.85； 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0.9；汽车正面迎风面积，其中为前轮距，为汽车总高 =2.52.3=5.05 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1020即在116.65127.26kw选择发动机。3.2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，则发动机最大转矩和相应转速可随之确定，其值由下面公式计算： （3.2）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，r/min 最大转矩，Nm其中，/在1.42.0之间取。根据公式（2.2） =/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。3.3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大10%到20%，于是发动机的额定功率选取范围是116.65127.26kw。根据九十年代发动机一书，选取玉柴YC6108Q型柴油机，主要技术参数参见图3-1，其全负荷速度特性曲线如附图3.1所示。根据上述功率选定玉柴YC6108Q：表3.1玉柴YC6108Q增压中冷型主要技术参数增压中冷型主要技术参数型 号：玉柴YC6108Q形 式：立式直列、水冷、四冲程、增压中冷气 缸 数：6108125活塞总排量：6.1871燃烧室形式：直喷圆型缩口燃烧室压 缩 比：17:1额定功率/转速（kw）/（r/min）：118/2800最大转矩（n*m）：450最大转矩转速（r/min）：16001800最高空载转速（r/min）：3100机油消耗率：750工作顺序：1-3-4-2噪声限制：116尺 寸（mm）：940 660 610净质量（kg）：550发动机外特性曲线如图 3.1所示：图3.1 发动机外特性曲线第四章 传动比的计算和选择4.1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：汽车最高车速，km/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； 车轮半径，m。 取=1；根据公式（4.1）可得：4.2变速器传动比的选择4.2.1变速器头挡传动比的选择（1）在确定变速器头挡传动比时，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；由于第一章中后轴轴荷分配暂定为65%， 故=610065%=3965kg； 附着系数。0.6-0.7之间，取=0.7。（2）各挡传动比确定：由于在4.336.47，取=6，且=1按等比数级分配各挡传动比,= （4.2）则q=1.57,=6，=q3=3.83，=q2=2.46，=q1=1.57，=14.2.2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4.1 东风17Q50-00030B参数变速器型号尺寸(mm)最大输入扭矩换挡方式变速箱重量东风17bj25-00030L:170,D:350480N.m手动85Kg各挡传动比一挡：5.713 二挡：3.68 三挡：2.192 四挡：1.466五挡：1 R：5.985第五章 轴荷分配及质心位置的计算5.1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+=G2Lg1h1+g2h2+g3h3+=Ghg g1+g2+g3+=G （5.1）G1+G2=GG1L=GbG2L=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。图5.1 各个部件质量比重质心确定如表 5.1所示表5.1 各部件质心位置部件名称质量kg（G）质心距前轴(L)m质心高（空）(H1)m质心高（满）(H2)m质量*质心距前轴（G*L）质量*质心高（G*L空）质量*质心高（G*L满）发动机及其附件580-0.210.9-116580522变速器900.80.90.8728172离合器及操纵机构200.20.90.841816万向节及其传动轴10030.70.63007060前轴及前轴制动器毂，转向梯形15000.450.36067.554前悬架及其减震器6000.60.503630后轴及后轴制动器轮毂3503.360.450.361176157.5126后悬架及其减震器2053.360.50.4688.8102.582车架总成28030.80.7840224196驾驶室总成100-0.21.21-20120100车厢380310.91140380342油箱及油管10020.60.52006050蓄电池4020.650.55802622车轮及车轮总成20000.60.501201003003.360.40.361008120108乘员1950.21.31.239253.5234货物30002.701.2810003600总和610013375.824005703.水平静止时的轴荷分配及质心位置计算根据表5.1所求数据和公式（5.1）可求满载：G2=G1=6100-3980.89=2119.11kg前轴荷分配：=34.7后轴荷分配：=65.3空载：1570.17kg=1529.82kg前轴荷分配: 49.3后轴荷分配：50.7根据表5.2,得知以上计算符合要求表5.2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42后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%42后轮双胎，长、端头式25%27%73%75%44%49%51%56%42后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%62后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%a.水平路面上汽车满载加速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加速行驶时各轴的最大负荷按下式计算： （5.2）式中：加速行驶时前轴最大负荷，kg； 加速行驶时后轴最大负荷，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：加速行驶时前轴轴荷转移系数，一般为0.80.9； 加速行驶时后轴轴荷转移系数，一般为1.11.2。根据式（5.2）可得:kgkgb.汽车满载制动时各轴的最大负荷按下式计算： （5.3）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,一般为1.41.6； 制动时后轴轴荷转移系数，一般为0.40.6。根据公式（5.3）可得：kg 第六章 动力性能计算6.1驱动平衡计算6.1.1驱动力计算汽车的驱动力按下式计算： （6.1）式中：驱动力，N； 发动机转矩，Nm； 车速，km/h。6.1.2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； = (6.2)根据公式（6.1）及（6.2）可计算出各挡位汽车行驶时，驱动力，车速， 需要克服的行驶阻力，如表 6.1 表6.2 所示：表6.1各挡驱动力，速度 T(Nm)435438446448446445443438428410n(r/min)1230140016001700180020002200240026002800一挡Ft1(N)22238.73222392.122801.1022903.3422801.1022749.9722647.72222392.121880.8720960.65v1(km/h)7.718.7710.0210.6511.2812.5213.7815.0316.2817.54二挡Ft2(N)14332.5014431.3414694.9214760.8214694.9214661.9814596.0814431.3514101.8513508.78v2(km/h)11.9613.6215.5616.5317.5019.4521.4023.3425.2927.23三挡Ft3(N)8537.188596.068753.068792.318753.068733.448694.198596.058399.808046.54v3(km/h)20.08 22.85 26.12 27.75 29.39 32.6635.9239.1842.4545.72四挡Ft4(N)5709.635749.005850.015880.265850.015840.895815.635749.005617.755381.49v4(km/h)30.0234.1839.0641.5043.9548.8353.7158.5963.48 68.35 五挡Ft5(N)3894.73921.563993.194011.093993.193984.233966.323921.563832.023670.86v5(km/h)44.0250.1157.2760.8464.4271.5878.7485.9093.05100.22表6.2 行驶阻力v(km/h)10 20 30 40 50 60 70 8090100F阻(N)1241.311305.271411.871561.111752.981987.492264.632584.432946.853351.916.1.3汽车行驶驱动力行驶阻力平衡图根据表6.1可绘出驱动力行驶阻力平衡图： 图6.1 驱动力-行阻力平衡图 从图6.1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6-1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6-1中最高车速为100km/h。6.2动力特性计算6.2.1动力因数D的计算汽车的动力因数按下式计算： （6.3）6.2.2行驶阻力与速度关系 0.0076+0.000056 （6.4）根据式（6.3）及式（6.4）得汽车各挡行驶动力因数，如表 6-3所示：表6.3各挡速度与动力因素 T(Nm)435438446448446445443438428410N(r/min1230140016001700180020002200240026002800一挡D10.330 0.332 0.338 0.340 0.338 0.337 0.335 0.332 0.324 0.310 v1(km/h)7.718.7710.0210.6511.2812.5213.7815.0316.2817.54二挡D20.233 0.235 0.239 0.240 0.239 0.238 0.236 0.233 0.228 0.218 v2(km/h)11.9613.6215.5616.5317.5019.4521.4023.3425.2927.23三挡D30.138 0.139 0.141 0.141 0.140 0.139 0.138 0.135 0.131 0.124 v3(km/h)20.08 22.85 26.12 27.75 29.39 32.6635.9239.1842.4545.72四挡D40.090 0.090 0.091 0.090 0.089 0.087 0.085 0.082 0.078 0.072 v4(km/h)30.0234.1839.0641.5043.9548.8353.7158.5963.48 68.35 五挡D50.057 0.056 0.054 0.053 0.051 0.047 0.043 0.038 0.033 0.025 v5(km/h)44.0250.1157.2760.8464.4271.5878.7485.9093.05100.26.2.3动力特性图利用表6.3做出动力特性图 图6.2 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，显然线与直接挡D-ua曲线的交点即为汽车的最高车速。6.2.4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。 = （6.6） （6.7）式中:-汽车变速器I档的最大动力因数,为0.34则 =22.43=41.3%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。6.2.5加速度,加速度倒数曲线由汽车行驶方程得： （6.8） 回转质量换算系数，其值可按下式估算： （6.9）式中：=0.030.05，取0.04； 0.06，取0.05； 变速器各挡位时的传动比。公式（6.9）可得各挡值：表6.4各挡回转质量换算系数i5.7133.682.1921.46612.671.721.281.151.09由此可得各挡汽车行驶时各挡加速度及加速度倒数，如表 6.5所示：表6.5各挡速度、加速度与加速度倒数一挡v1(km/h)7.718.7710.0210.6511.2812.5213.7815.0316.2817.541/a0.774 0.775 0.755 0.751 0.755 0.757 0.761 0.776 0.790 0.827 二挡v2(km/h)11.9613.6215.5616.5317.519.4521.423.3425.2927.231/a0.801 0.795 0.780 0.777 0.781 0.784 0.789 0.800 0.822 0.863 三挡v3(km/h)20.0822.8526.1227.7529.3932.635.9239.1842.4545.721/a1.076 1.071 1.053 1.051 1.059 1.068 1.081 1.104 1.145 1.219 四挡v4(km/h)30.0234.1839.0641.543.9548.8353.7158.5963.4868.351/a1.807 1.814 1.804 1.808 1.840 1.887 1.950 2.043 2.191 2.448 五挡v5(km/h)44.0250.1157.2760.8464.4271.5878.7485.993.05100.21/a2.909 3.035 3.169 3.281 3.476 3.920 4.589 5.767 8.411 15.38由表6.5 可绘出加速度倒数曲线：图6.3 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22.5t的轻型载货汽车的换挡加速时间多在17.530s。根据加速度倒数曲线可算出该车0到60km/h加速时间为。满足轻型载货汽车加速时间要求。6.3功率平衡计算6.3.1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 6.6所示：表6.6发动机功率T(Nm)435438446448446445443438428410n(r/min)1230140016001700180020002200240026002800一挡v1(km/h)7.718.7710.0210.6511.2812.5213.7815.0316.2817.54P1(kw)56.0264.2074.7279.7484.0693.19 102.1110.1116.5120.2二挡v2(km/h)11.9613.6215.5616.5317.519.4521.423.3425.2927.23P2(kw)56.0264.2174.7279.7484.0693.19102.0110.1116.5120.2三挡v3(km/h)20.0822.8526.1227.7529.3932.635.9239.1842.4545.72P3(kw)56.0264.2074.72 79.7484.0693.19102.1110.1116.5120.2四挡v4(km/h)30.0234.1839.0641.543.9548.8353.7158.5963.4868.35P4(kw)56.0264.2074.7279.7484.0693.19102.1110.1116.5120.2五挡v5(km/h)44.0250.1157.2760.8464.4271.5878.7485.993.05100.2P5(kw)56.0264.2074.7279.7484.0693.19102.1110.1116.5 120.2 6.3.2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： （6.10）当汽车在平路上等速行驶时，其值为 （6.11）由公式（6.9）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6.7阻力功率v(km/h）102030405060708090100阻力功率(kw)4.06 8.59 14.05 20.1 29.62 40.66 54.49 71.58 92.39 117.38 6.3.3驱动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6.4 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。第七章 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，称作汽车燃油经济性。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： （7.1）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； 汽车单位行程燃油消耗量，L/100km； 最高挡车速。根据计算公式（7.1）及图7.1发动机万有特性曲线，列出燃油消耗率，见下表7.1表7.1燃油消耗N（r/min）1230140016001700180020002200240026002800V5(km/h)44.0250.1157.2760.8464.4271.5878.7485.993.05100.2Pe(kw)56.0264.2074.7279.7484.0693.19102.1110.1116.5120.2ge(L/100km)235224217214214215219231237245Q(L)10.9411.2211.9012.2912.8814.2315.9518.5120.8623.59图7.1 发动机万有特性曲线根据表7.1做出燃油消耗图图7.2 等速百公里油耗第八章 汽车不翻倒条件计算8.1汽车满载不纵向翻倒的校核 (8.1)式中：b汽车质心距后轴距离，m； hg汽车质心到地面距离，m；=0.75 经计算符合条件8.2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%。 （8.2）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8.3汽车的最小转弯直径汽车的最小转弯直径公式：=2 （8.3）式中： 为汽车内轮的最大转角，这里取最大值40代入相关数据，L=3360mm B=1800mm计算得：=2=13.41m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。由于本车总质量在6100kg，车身长度为5630mm，根据表8.1可知本车最小转弯直径为13.41m满足