货车总体设计模版

1、沈航北方科技学院课程名称货车总体设计教学部专业班 级学 号学生姓名指导教师2013年11月目录1汽车形式的选择错误!未定义书签。汽车质量参数的确定错误!未定义书签。汽车载人数和装载质量错误!未定义书签。整车整备质量叫确定错误!未定义书签。汽车总质量ni：错误!未定义书签。汽车轮胎的选择错误!未定义书签。驾驶室布置错误!未定义书签。驱动形式的选择错误!未定义书签。轴数的选择错误!未定义书签。货车布置形式错误!未定义书签。外廓尺寸的确定错误!未定义书签。轴距L的确定错误!未定义书签。前轮距b和后轮距乩错误!未定义书签o前悬Lf和后悬L错误!未定义书签。货车车头长度错误!未定义书签。货车车箱尺寸错误

2、!未定义书签。2. 汽车发动机的选择错误!未定义书签。发动机最大功率巴错误!未定义书签。发动机的最大转矩心及其相应转速乃错误!未定义书签。选择发动机错误!未定义书签。3. 传动比的计算和选择错误!未定义书签。驱动桥主减速器传动比九的选择错误!未定义书签。变速器传动比J的选择错误!未定义书签。变速器头档传动比口的选择错误!未定义书签。变速器的选择错误!未定义书签。4. 轴荷分配及质心位置的计算错误!未定义书签。轴荷分配及质心位置的计算错误!未定义书签。5. 动力性能计算错误!未定义书签。驱动平衡计算错误!未定义书签。驱动力计算错误!未定义书签。行驶阻力计算错误!未定义书签。汽车行驶平衡图错误!未

3、定义书签。动力特性计算错误!未定义书签。动力因数D的计算错误!未定义书签。行驶阻力与速度关系错误!未定义书签。动力特性图错误!未定义书签。汽车爬坡度计算错误!未定义书签。加速度倒数曲线错误!未定义书签。功率平衡计算错误!未定义书签。汽车行驶时，发动机能够发出的功率巴错误!未定义书签。汽车行驶时，所需发动机功率'错误!未定义书签。功率平衡图错误!未定义书签。6. 汽车燃油经济性计算错误!未定义书签。7. 汽车不翻倒条件计算错误!未定义书签。汽车满载不纵向翻倒的校核错误!未定义书签。汽车满载不横向翻倒的校核错误!未定义书签。汽车的最小转弯直径错误!未定义书签。总 结错误!未定义书签。参考文

4、献错误!未定义书签。附录错误!未定义书签。参考车型金杯领骐SY1022DEF3轻卡基本参数错误!未定义书签。摘要根据本次课程设计的任务，完成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，以汽车的最髙车 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

5、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，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1章 汽车形式的选择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。汽车载人数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。汽车载客量：3人汽车的载重量：nv=750kg整车整备质量叫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。质量系数n”,是指汽车载质量与整车整

6、备质量的比值，n/iMi/n。根据表1-1表1-1货车质量系数总质量nu/tH no货车VmWVmWm3本车型为轻型货车，故取nro=根据公式 H me/m0 ; m.>= mJ n «>=750/=汽车总质量m.汽车总质量nt是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。叫二叫+ nie+3 X 65kg( 11)式中：皿汽车总质量，kg；整车整备质量，kg；me汽车载质量，kg；根据公式（2-1）可得：ma=叫+ nie+3 X 65kg=750+3 X 65=汽车总质量:汽车轮胎的选择表1-2各类汽车轴荷分配满载空载前轴后轴前轴后轴商4X2后轮单胎32%40%60%

7、68%50%59%41%50%用4X2后轮双胎，长、端头式25%27%73%75%44%49%51%56%货4X2后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%车6X2后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%根据表1-2,本车型为4X2后轮单胎，平头式，故暂定前轴占32乩后轴占68%,前轮单侧:后轮单侧:Gx0.321882.5x0.322=30120匕Gx0.687718825x0.682=640.05kg其中F冲为轮胎所承受重量,根据GB9744 一 1997可选择轮胎如表1-3表1-4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A

8、250280320350390420460490530560S50054058066206556858根据Fs，选择轮胎型号，气压：390kPa,层级：8表1-4轻型载重普通断面斜交线轮胎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髙。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

9、，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。本车采用普通商用车多采用结构简单、制造成本 低的4X2后单胎的驱动形式。轴数的选择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

10、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。故本车轴数定为两轴。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。外廓尺寸的确定GB15891989汽车外廓尺寸限界规定如下：货车、整体式客车总长不应超过 12m,不包括后视镜，汽车宽不超过；空载顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m；根 据课设要求，并参考同类车型金杯领骐SY

11、1022DEF3轻卡，本车的外廓尺寸如下：4920 X 1800X2000 (mmX轴距L的确定轴距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3-1推荐，根据汽车总质量，并参考同类车型 金杯领骐SY1022DEF3轻卡，轴距L选为2515 mm。表3-1各型汽车的轴距和轮距类别轴距/mm轮距/mm4X2货车23003600130016503600550017002000前轮距B】和后轮距B,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。在 确定

12、后轮距B2时，应考虑车架两纵梁之问的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间 应留有必要的间隙。根据表3-1,并参考同类车型金杯领骐SY1022DEF3轻卡，前轮 距 Bl=1400mm 后轮距 B2=l400mm<>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。总质量在的货车后悬一般 在12002200mm之间。参考同类车型金杯领骐SY1022DE

13、F3轻卡，并根据本车结构 特点确定前悬Lf： 1025mm后悬Lr： 1380mmo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。参考金杯领骐 SY1022DEF3轻卡,本车车头长1570mm货车车箱尺寸参考金杯领骐SY1022DEF3轻卡，考虑本车设计要求，确定本车车箱尺寸：3250mmX1700mmX380mmo第2章汽车发动机的选择发动机最大功率E max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：Cn.ax式中：Pemax最大功率，kw；(2-1)m传动效率，取；g 重力加速度，取就 f滚动阻力系数，恥 cD空气阻力

14、系数，取；A汽车正面迎风面积，A =其中耳为前轮距（见第三章），H、为汽车总髙（见第三章）；A = BH = X2二 m2;G汽车总重，kg；叫max汽车最高车速,km/ho根据公式（2-1）可得:a max1 fl882 .5x9.8x0.023600皿+器"05十49.79佔考虑汽车其它附件的消耗，可以在再此功率的基础上增加11%18%即在选 择发动机。发动机的最大转矩7；呐及其相应转速与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：-max9550仏疵(2-2)式中：a转矩适应系数，一般去，取Tp最大功率时转矩，Nmmax最大

15、功率，kwnP最大功率时转速，r/min最大转矩，N> m其中,np/nT在之间取。这里取根据公式（2-2）心* = 1“9籍6 = 216 67“,”心=/"/二3200/二曲 n选择发动机根据上述功率及发动机的最大转矩，选定CY4100Q：表2T CY4100Q主要技术参数CY4100Q主要技术養数型号：CY4100Q形式：立式直列、水冷、四冲程、自然吸气气缸数：4100X118工作容积：燃烧室形式：直喷四角型燃烧室压缩比：17:1额定功率/转速：66/3200最大扭矩/转速：230/1800标定工况燃烧消耗率：全负荷最低燃油消耗率：W228最高空载转速：3520怠速稳定转

16、速：700-750机油消耗率：W工作顺序：1-3-4-2噪声限制：116烟度：W排放标准：欧I整机净质量：外形参考尺寸：679X462X600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Meo第3章传动比的计算和选择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.李轮参数来确定，其值可按下式计算:0.377“(3-1)式中：vflmax汽车最高车速，km/h；g最高车速时发动机的转速，一般叫=（）s，其中竹为发动机最大 功率时对应的转速，r/min；这里取心为 1,则 .=1X=1X3200=3200r车轮半径，m。取忌习；根据公式（3

17、-1）可得：0.377"0.377x0.324x3200 _=3 /1055x1变速器传动比的选择变速器头档传动比口的选择（1）在确定变速器头档传动比口时，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：；、G（/cos%+sin%"g -18825x （002xcosl6.7° +sin 16.7:）x 0.324x9.8230x3.72x0.9=2.379式中：«max一 一汽李的最大爬坡度，初选为。 为了满足附着条件，其大小应符合下式规定:5 严=JemaxlOf?T1280.1 x 9.8 x 0.8 x 0.324. “=4.

18、22230x3.72x0.9式中：Fp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68%, 故 F=X68%=（P附着系数。之间，取0二。（2）各挡传动比确定：由于入在取匚二，且-5 = 1按等比数级分配各挡传动比, "列三F三3三4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，这主要是考虑到各档利用率差别很大的 缘故，汽车主要用较高档位行驶的，中型货车4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。

19、参考中国汽车零配件大全，选取变速箱，型号为MSG5E,确定各档传动比如 下表3T表3-1 MSG5E参数r型童 重nF档档档，：12 3档4mm第4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： g1ll+g2l2+g313+*-=G2L gihi+g2h2+g3 h?+二Ghgg】+g2+g3+二 G(4-1)Gi+G?=GG,L=GbG2L 二 Ga式中：创、g2、 gj各总成质量，kg；I】、I2、I3各总成质心到前轴距离，mm；h、 h?、花、各总成质心到地面距离，mm；G】前轴负荷，kg；G2后轴负荷，kg；L汽车轴

20、距，mm；a汽车质心距前轴距离，mm；b汽车质心距后轴距离，mm；hg_汽车质心到地面距离，mm。质心确定如表4-1所示表4-1各部件质心位置主要部件部件质 量kg空载质心坐标满载质心坐标空g* 1空g*h满g* 1满g*h1yh1yhG发动机-100700550-100700500-16875-1687584375G离合器250690550250690500变速器及离 合器壳6007104706007104201687516875万向节传动 轴18507004001850700350277506000277505250后轴，后轴制动器25157003242515700274后悬架及减震241

21、5700500241570045028125前悬架及减震器-100700500-100700450-18759375-1875前轴，前制 动轮毂转向 梯形-100700324-100700274车轮，前轮 胎总成0700324070027400车轮，后轮 胎总成25157003242515700274车架及支 架，拖钩1300700600130070055061875转向器-600300900-600300850手制动器06509200650870051750制动驱动机 构- 600250500-600250450-22501875-2250油箱及油管120010050012001004501

22、012510125消音器，排 气管1500100030015001000250蓄电池组800500500800500450120007500120006750仪表及其固 定零件-500500800-5005007501500车箱总成2250700790225070074069375驾驶室-300700900-300700850前拶泥板40003804000330750071257500后拶泥板29150380291503307125人195003005009500058500185250货物750002200700800001650000600000整体11157892884289120404

23、1(1).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：28842892515=1146.835kg性尹十23253532.79汕前轴荷分配：仏= 735.665G 1882.5 一旳"空载:J = ilZ5789 = 4675i L 2515G' 469 99G；p-G；=前轴荷分配：介可百= 50%G9后轴荷分配：字翳 5%山y =465665 6 = 496.7 lmm937.5G9根据下表得知以上计算符合要求表4-2各类汽车的轴荷分配满载空载前轴后轴前轴后轴商4X2后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%用4X2后

24、轮双胎，长、端头式25%27%73%75%44%49%51%56%货4X2后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%车6X2后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%a.水平路面上汽车慢在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式计后轴荷分配：沖辟沏=120 = 639 6mmG 1882.5算:匚 _G(b_<phJ2-1 =L_g匸_ Ga F-2 L-孔式中：心行驶时前轴最大负荷，kg；(4-2)FZ1行驶时候轴最大负荷，kg；(P附着系数，在干燥的沥青或混凝土路面上，该值为。令才="

25、9;話叫式中：“一一行驶时前轴轴荷转移系数，;弘一一行驶时后轴轴荷转移系数，。G(b QQ1882.5(982.8-0.8x639.6)2515-0.7x639.6= 502.8 kg.502.8"735.7= 0.681882.5x1532.2"2515-0.8x639.6= 1439.8 kg1439.81146.8= 1.26根据式(2-2)可得:满足要求b.汽李满载制动时各轴的最大负荷按下式计算:G(b + 您)(4-3)LG(a - 败)L式中：F汐制动时的前轴负荷，kg；Fg制动时的后轴负荷，kg；式中：一一制动时前轴轴荷转移系数川叫2一一制动时后轴轴荷转移系数

26、根据式(2-3)可得:118.7"735.7= 1.521882.5(1532.2- 0.8 x 639.6)2515= 763.8k763.81146.8= 0.67G(b + 败)=L=1882.5(982.8 + 0.8x639.6)“=1118 .7 kg2515驱动平衡计算驱动力计算第5章动力性能计算汽车的驱动力按下式计算:(5-1)= 0.377式中：Ft驱动力，N；Te发动机转矩，Nm；车速,km/ho行驶阻力计算汽车行驶时，需要克服的行驶阻力心为:坨H 二G”cosa + Ggsin a +21.15（5-2）车速叫,式中：a道路的坡路，度，平路上时，其值为0肪一行驶

27、加速度5曲等速行驶时，其值为5屁21.15根据公式（5-1）及（5-2）可计算出各档位汽车行驶时，驱动力需要克服的行驶阻力F用，如表5-1表5-2所示:表5-1各档驱动力，速度T(N m)140016001800200022002400260028003200n(r/min)224228230228224220215210200Ft,(N)Vi (km/h)Ft2(N)v2(km/h)5Ft：kN)v3 (km/h)四Ft., (N)v4 (km/h)表5-2行驶阻力VaF阻汽车驱动力-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10000.000Va km/hFJ&-Va-

28、档 二档 三档 四档5-1驱动力-行驶阻力平衡图从图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，Fl5曲线与Ff + Fb.曲线的交点便是口昨。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95km/h,满足设计要求。动力特性计算动力因数D的计算汽车的动力因数按下式计算:TJlr CDAvj厂 21.15(5-3)(5-4)G-匚=0.377行驶阻力与速度关系f=+lla根据式（5-3）及式（5-4）得汽车各档行驶动力因数，如表5-3所示:表5-3各档速度与动力因素Ne14001600

29、1800200022002400260028003200Te2242282302282242202152102001挡VaiD2挡Va2I)3挡Va3D4挡Va4D表5-4 速度与滚动阻力系数的关系Vaf动力特性图利用表5-3做出动力特性图系列1一档 二档 三档四档图5-2动力特性图汽李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-iu显然/线与直接挡D-山曲线的交点即为汽车的最髙车 速。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i啖表示的。最大 爬坡度是指I挡最大爬坡度。maxmaxDm心卩- Q爲 +/21 . r2(5-5

30、)式中：Dhnor一汽车头档动力因数。由式（5-7）可得:-Dlmax _ fylDLax + f2max=arc siii0.442 = 26.31°0.46 - 0.02 x Vl-0.462 +O.O22=arc s in1 + 0.02，max最大爬坡度为：51%>30%满足条件。加速度倒数曲线由汽车行驶方程得:(5-6)回转质量换算系数，其值可按下式估算:(5-7)=0.04、取;变速器各档位时的传动比。公式（5-7）可得各档&值:表5-4各档回转质量换算系数218由此可得各档汽车行驶时各档加速度及加速度倒数，如表5-5所示:表5-5各档速度.加速度与加速度倒

31、数Ne140016001800200022002400260028003200Te2242282302282242202152102001档vl(km/h)a (m/s)l/a2档v2(km/h)a (m/s')l/a3挡v3(km/h)a (m/s')l/a4档v4(km/h)a (m/s2)l/a由表5-5可绘出加速度倒数曲线:对加速度倒数和车速之问的关系曲线积分，可以得到汽车在平路上加速行驶时的加 速时间。从20Km/h加速到100Km/h的时间t=188*a/=e （a为一个小格代表的时间 的倒数 ° = 4Km/hx s2 /m ） 功率平衡计算汽车行驶时，

32、发动机能够发出的功率巴汽车行驶时，发动机能够发出的功率巴就是发动机使用外特性的功率值。 根据沪烏如求出发动机功率如表5-6所私表5-6发动机发出功率与速度关系n (r/min)140016001800200022002400260028003200Tm)2242282302282242202152102001挡Vi (km/h)P. (kw)2挡v2 (km/h)P2 (kw)3挡v3(km/h)P3 (kw)4挡v4 (km/h)Pi (kw)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巴，其值按下式计算:(5-8)当汽车在平路上等速行驶时，其

33、值为(5-9)由公式(5-9)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5-7阻力功率Va (km/h)Pe(kw)功率平衡图作发动机能够发出的功率4与车速叫之间的关系曲线，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ua km/h1 Va Pc _档 二档 三档 四档图5-4功率平衡图在不同档位时，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，高档时车速高，所占变化区域宽。P. 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，所以齐随 山以更快的速率加大；P”则是车度山函数。二者叠加

34、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四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山昨，为105km/ho该车的四挡是经济挡位，用该挡行驶时发 动机的负荷率高，燃油消耗量低。第6章汽车燃油经济性计算=0.377 佟1°2力在总体设计时，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)式中：Pe一汽车稳定行驶时所需发动机功率，kv；g,一一发动机的燃油消耗率，g/,其值由发动机万有特性得到;/燃油重度，N/L,柴油为，其值取；Q汽车单位行程燃油消耗量，L/100km；最高挡车

35、速。图6-1万有特性曲线根据计算公式（6-1）列出燃油消耗率，见下表表6-1燃油消耗Va(km/h)424956637077849198105N(r/min)1279149217051919213223452558277129853198Pe(kw)Ge(L/100km)280285288280270252251254248239Q(L)根据表6-1做出燃油消耗图图6-2等速百公里油耗第7章汽车不翻倒条件计算汽车满载不纵向翻倒的校核(7-1)式中：b汽车质心距后轴距离，m；h«汽车质心到地面距离，m；=154>0二b、 982.8 >(p=忙639.6经计算符合条件 汽车

36、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/（2/l）低约30%,而货车则低约50轧>(p(7-2)式中：B汽李轮距，m；5汽车质心到地面距离，m；>(p =14002x639.6= 1.09 >0.8经计算符合条件 汽车的最小转弯直径汽车的最小转弯半径公式:<in=2x .'L2+(B + 4-)tan 6>max(7-3)式中：9max为汽车内轮的最大转角，这里取最大值45。代入相关数据,L=2515mm B=1400mm计算得：J in = 2A''25152 + 1400+ 2小m,n tan 45°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