591 重型自卸車設(shè)計（底盤設(shè)計）

591 重型自卸車設(shè)計（底盤設(shè)計）,591,重型自卸車設(shè)計（底盤設(shè)計）,重型,卸車,設(shè)計,底盤 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）開題報告 （學(xué)生填表） 院系：車輛與動力工程學(xué)院 2010年 4 月 2 日 課題名稱 學(xué)生姓名 專業(yè)班級 課題類型 畢業(yè)設(shè)計 指導(dǎo)教師 職稱 課題來源 科研 1. 設(shè)計（或研究）的依據(jù)與意義 自卸車又稱翻斗車，是指通過液壓或機械舉升而自行卸載貨物的車輛。根據(jù)驅(qū)動模式的不同，還分為6x4,8x4以及半掛自卸車。根據(jù)用途的不同還分為礦用自卸車，用于運輸煤礦，沙石；環(huán)衛(wèi)綠化自卸車，用于運輸垃圾等。根據(jù)車廂翻動的方向還有前舉式和側(cè)翻式自卸車。目前還有雙向側(cè)翻自卸車，主要應(yīng)用于建筑工程。近幾年，國民經(jīng)濟的快速發(fā)展，使得自卸車成為市場熱點，其產(chǎn)銷量大幅增長。據(jù)統(tǒng)計，自卸車在中重型卡車市場需求量約占40%的份額，成為卡車市場的兵家必爭之地。我國自卸車的發(fā)展向重型化和輕型化兩極發(fā)展。2009年上半年，國內(nèi)重卡的市場增長遠遠好于年初的預(yù)期。國家的政策支持直接導(dǎo)致3、4月份工程類重卡走俏；4月中下旬之后，工程類重卡新增和更新需求逐漸放緩，重卡市場步入了以牽引車銷售為增長動力的行情，延續(xù)了回暖走勢。8月份，重卡銷售5.68萬輛，環(huán)比增長5.93%，同比增長71.84%。半掛牽引車銷量繼續(xù)好轉(zhuǎn)。短期看，重卡業(yè)還將受益于計重收費帶來的卡車重型化深度變遷中，國家積極的財政政策將帶來重卡業(yè)的漸進式復(fù)蘇。目前，各項宏觀經(jīng)濟指標顯示物流回暖，出口亦有復(fù)蘇，重卡業(yè)形勢良好。預(yù)計2009年汽車全行業(yè)銷售1247萬輛，同比增長33%左右。其中：重卡銷售57萬輛，同比增長5.5%。隨著重卡銷售的快速回升，全年銷售略有增長，利潤增長主要來自毛利率的提高。2010年行業(yè)將完全恢復(fù)正常，預(yù)計銷量增長幅度在15%左右，從而帶動利潤的持續(xù)增長。 2008年底，國務(wù)院推出了拉動內(nèi)需的4萬億的投資計劃，其中大部分資金基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)領(lǐng)域。政府提出的十項規(guī)劃中強調(diào)加快保障性安居工程建設(shè)、加快農(nóng)村基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)、加快鐵路及公路和機場等重大基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)、加快地震災(zāi)區(qū)災(zāi)后重建等要求。這些項目的建設(shè)將需要相當數(shù)量的重型卡車，這對于重卡行業(yè)尤其是重型自卸車來說，產(chǎn)生明顯的拉動作用。隨著2009年基礎(chǔ)建設(shè)的開工和災(zāi)后重建工作的逐步完成，對重型自卸車的需求的是逐月增加。2009年雖然重型貨車總銷量前5個月出現(xiàn)以3月為最大值，開口向下的拋物線狀，但是重型自卸車逐月不降反升，對重型貨車的貢獻度是逐月增大。 目前，我國有重型自卸車生產(chǎn)企業(yè)90多家，但是主要的生產(chǎn)企業(yè)僅有10多家，這10多家企業(yè)占據(jù)著市場85%的份額，這10多家企業(yè)中最大部分企業(yè)僅有一個重卡品牌，所以企業(yè)的高度集中必然帶來品牌的的高度集中。09年1-5月我國的重型自卸車貨車品牌主要集中在福田、東風(fēng)等12個品牌上，這12個品牌占據(jù)著該行業(yè)80%以上的市場份額。其余品牌占據(jù)著不到20%的市場份額。由于重卡市場的起伏與國民經(jīng)濟的發(fā)展脈搏幾乎同步，因此，上半年重卡的銷售走勢背 后反映出國內(nèi)GDP及投資指數(shù)的逐漸復(fù)蘇。但是每年的基建工程是上半年開工，而上半年重型貨車銷售的60%-70%都是自卸車，下半年自卸車銷量至少會下降一半。 2.國內(nèi)外同類設(shè)計（或同類研究）的概況綜述 自卸車車廂應(yīng)舉升、下降平穩(wěn)，不允許有竄動、沖撞和卡滯現(xiàn)象；車廂最大舉升角為理論設(shè)計值左右2°；超載10%的工況下，車廂分別舉升10°和20°，停留5min，車廂自降量不得超過2.5°。車廂應(yīng)符合下列要求：車廂表面平整，外表面不容許有明顯的凹凸不平；有足夠的剛度和強度；車廂長度容許相差8mm，兩邊梁的直線型和平行性必須控制在3mm以內(nèi)，兩對角線的尺寸差不得大于10mm。車廂底座與車廂底架之間應(yīng)貼合，因變形而造成的不能貼合距離不得大于6mm；車廂后廂板與車廂后端之間應(yīng)貼合，最大間隙為上端小于3mm，下端小于1mm；鎖啟機構(gòu)開啟靈活，鎖緊可靠。車廂舉升3°時能保持鎖緊狀態(tài)，舉升到5°-8°時保證全部打開；貨卸操縱機構(gòu)應(yīng)靈活、準確、可靠；在行駛過程中不允許車廂自動舉升現(xiàn)象。車廂舉升后進行檢修時，應(yīng)有防止車廂自降的裝置；液壓傾卸裝置在額定載荷下連續(xù)舉升、下降3000次傾卸可靠性試驗，試驗后應(yīng)達到下列要求：液壓傾卸裝置各零件不得出項任何損壞；車廂自降量應(yīng)符合國家標準的規(guī)定；車廂空載舉升到最大舉升角的時間不超過20s；車廂空載從最大舉升角下降到與副車架貼合的時間不超過20s。 2. 課題設(shè)計（或研究）的內(nèi)容 主要研究重型自卸車整車及其各級系統(tǒng)基本結(jié)構(gòu)與設(shè)計方法 4. 設(shè)計（或研究）方法 自卸車的整體形式與主要性能參數(shù)的確定、自卸車傾卸機構(gòu)的設(shè)計、液壓系統(tǒng)設(shè)計、自卸車定時鎖啟機構(gòu)的設(shè)計、確定自卸車最大舉升角應(yīng)保證貨物徹底卸凈，并使車廂和底盤不發(fā)生干涉，通過計算，對自卸車最大舉升角的規(guī)定進行確認，對自卸車的重要部件如液壓系統(tǒng)進行定性的分析，以確定舉升力的大小、是否達到設(shè)計載荷的要求，并對車廂的長、寬、高進行計算設(shè)計，以達到底盤最大總質(zhì)量的要求，使自卸車的前后軸的載荷在最大承載質(zhì)量的范圍之內(nèi)。 5實施計劃 第六周 資料收集，查閱文獻 第七~九周 調(diào)研，開題報告，確定基本參數(shù) 第十~十四周 設(shè)計，繪制總體布置圖 第十五~十六周 撰寫設(shè)計說明書 第十七周 指導(dǎo)老師和評審教師審查 指導(dǎo)教師意見 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日 研究所（教研室）意見 研究所所長（教研室主任）簽字： 年 月 日 重型自卸車設(shè)計（底盤設(shè)計） 摘要 此次設(shè)計的非公路自卸車適應(yīng)于多種特定用途，是土方運輸和各種露天礦剝巖、沙土運輸?shù)慕?jīng)濟、高效、低耗的運輸設(shè)備。該車具有為適應(yīng)重載工況而特殊設(shè)計的懸掛系統(tǒng)、加強型寬體驅(qū)動橋、14.00-20型寬大工程輪胎，使該車具有超強承載能力，同時提供了超強的附著能力，保證了車輛的制動穩(wěn)定性和良好的通過性，采用了大速比工程驅(qū)動橋，其輸出轉(zhuǎn)矩比同功率公路車大30%以上，爬坡能力強勁，重載起步順暢。 本說明書主要是對KD3400整車總體布置做了一個詳細的說明，其中包括整車主要尺寸（長*寬*高），前后軸距，輪距，軸荷分配的選擇和計算以及各總成（發(fā)動機，傳動系）的主要參數(shù)的選擇。 特別對整車的動力性和經(jīng)濟性做了比較全面而細致的分析和計算，對動力性分析時，分別作出了驅(qū)動力—行駛阻力平衡圖，動力特性圖，功率平衡圖。求出汽車的最大速度，另外也對汽車在不同的路面上行駛時，分別計算出了其最大爬坡度，并根據(jù)加速度倒數(shù)曲線求出汽車的加速時間，估算了該車的加速性能。在計算汽車的經(jīng)濟性時，根據(jù)發(fā)動機萬有特性曲線，作出了9擋時的燃油消耗曲線，同時計算得整車的百公里燃油消耗量。通過計算結(jié)果顯示，此汽車在動力性和經(jīng)濟性方面滿足了設(shè)計任務(wù)書的要求。 另外本文也對汽車的穩(wěn)定性和最小轉(zhuǎn)彎半徑做了計算和分析，并根據(jù)經(jīng)驗估算出了空載和滿載時汽車的質(zhì)心位置以及軸荷分配。 關(guān)鍵詞：承載能力，附著能力，制動穩(wěn)定性，通過性，動力性，經(jīng)濟性 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 14-20type 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 KD3400,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 vehicle’s 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 vehicle’s 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 vehicle’s center of mass. Key words:carrying capacity, adhesive ability, braking stability, trafficability characteristic, power performance, economical efficiency. 目 錄 第一章 前言……………………………………………………………………………….4 第二章 參考車型技術(shù)數(shù)據(jù)……………………………………………………………6 第三章 汽車主要技術(shù)參數(shù)的確定………………………………………….7 §3.1 汽車主要尺寸的確定……………………………………………………………7 §3.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定……………………………………………………………8 §3.3 發(fā)動機主要參數(shù)…………………………………………………………………9 §3.4 輪胎的選擇………………………………………………………………………10 §3.5 傳動比的選取……………………………………………………………………10 §3.6 最大傳動比的選取………………………………………………………………11 §3.7 變速器各擋傳動比………………………………………………………………12 第四章 軸荷分配及質(zhì)心位置的計算………………………………………………13 第五章 穩(wěn)定性計算………………………………………………………….15 §5.1 縱向穩(wěn)定性………………………………………………………………………15 §5.2 橫向穩(wěn)定性………………………………………………………………………15 §5.3 最小轉(zhuǎn)彎半徑的計算……………………………………………………………16 §5.4 在橫向坡上轉(zhuǎn)向時的穩(wěn)定性……………………………………………………16 第六章 汽車動力性計算…………………………………………………….17 §6.1 汽車各擋速度的計算……………………………………………………………17 §6.2 汽車各擋驅(qū)動力的計算…………………………………………………………17 §6.3 汽車空氣阻力的計算……………………………………………………………18 §6.4 滾動阻力系數(shù)的計算……………………………………………………………19. §6.5 汽車行駛時動力因數(shù)D的計算………………………………………………...19 §6.6 各擋牽引功率Pe的計算………………………………………………………..20 §6.7 阻力功率的計算…………………………………………………………………21 §6.8 汽車加速度的計算………………………………………………………………21 §6.9 加速度倒數(shù)的計算………………………………………………………………22 §6.10 汽車爬坡度的計算………………………………………………………………23 第七章 汽車的燃油經(jīng)濟性……………………………………………………………24 第八章 結(jié)論……………………………………………………………………………….26 參考文獻……………………………………………………………………………………27 致謝………………………………………………………………………………………….28 第一章 前言 從我國重型汽車發(fā)展來看，20世紀60年代至80年代是非常緩慢的。改革開放以后，通過走引進和自主研發(fā)相結(jié)合的道路，我國汽車工業(yè)“缺重”的局面逐步得到改觀。但由于各方面因素的影響，重型汽車市場一直處于低迷徘徊的態(tài)勢。直至1998年之后，在中、輕型貨車市場一路下滑時，重型銷量卻有了可喜的回升。此后，在國家連續(xù)幾年加大投資，實行積極的財政政策等一系列宏觀調(diào)控措施的帶動下，重貨市場呈逐年走高態(tài)勢，并進入全面發(fā)展時期，全局性增長成為目前重貨市場的顯著特性。從分車型的銷售態(tài)勢上看，重貨繼續(xù)保持去年以來的超高速增長，當月銷量已經(jīng)超過中型載貨車，成為一個歷史的轉(zhuǎn)折點。 隨著國內(nèi)基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)需要的不斷增加，自卸車產(chǎn)量近年來一直保持較高產(chǎn)銷量，在專用車綜合產(chǎn)量中保持第一位置，但在種類、型式、材料運用方面與國外還有一定的差距。自卸車的快速增長主要原因是固定資產(chǎn)投資強勁增長，巨大的投資規(guī)模奠定了自卸車市場需求基礎(chǔ)；自卸車品種增加，不僅適應(yīng)和滿足施工需求，同時向運輸市場發(fā)展；國家經(jīng)濟的快速發(fā)展，帶動了相關(guān)行業(yè)的快速發(fā)展，巨大的資源消耗，成為我國重型車和重型專用車發(fā)展的原動力。 我國重型汽車市場繼續(xù)保持著高速發(fā)展的狀態(tài)，重型汽車市場發(fā)展速度大大超過其他車型的增長速度。目前，市場強勁的增長勢頭尚未減弱跡象。 促進重型汽車市場的主要原因； 1. 積極的財政政策繼續(xù)為國民經(jīng)濟發(fā)展提供了寬松的財政金融環(huán)境，融資和信貸更加便利，擴大了人們的資金來源。 2. 國民經(jīng)濟保持了較高的發(fā)展速度，去年前6個月達到9.6%，公路運輸業(yè)快速發(fā)展，西部大開發(fā)，基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)，房產(chǎn)業(yè)的繁榮進一步擴大了對重型汽車的需求。 3. 治理超限超載運輸和嚴厲打擊走私，取締非法拼裝車的政策措施促進了重型汽車市場的健康發(fā)展。 4. 主要重型汽車生產(chǎn)企業(yè)以市為導(dǎo)向，開發(fā)出一批適銷對路的產(chǎn)品，帶動了重型汽車市場的快速發(fā)展。 綜上：大力發(fā)展重型自卸車產(chǎn)業(yè)，搶先發(fā)展重型自卸汽車能為公司及行業(yè)發(fā)展贏得好的效益和發(fā)展先機。 另外，我國汽車工業(yè)發(fā)展較晚，雖然在短短的幾十年內(nèi)取得了較好的成績，但與西方一些汽車大國相比差距仍然很大。我們雖然生產(chǎn)出了不少好品牌的汽車，但我們整體水平并不高，不過隨著我國技術(shù)的不斷發(fā)展，這種差距正在不斷縮小。作為一個中國人，作為一個車輛工程專業(yè)的學(xué)生，我們有義務(wù)為振興中國的汽車工業(yè)而努力奮斗。 第二章 參考車型技術(shù)數(shù)據(jù) 此設(shè)計參考了陜西同力重工有限公司的車型，其主要技術(shù)參數(shù)如表2-1所示 車型 TL3400H260F7ZL TL3400H260F7ZK TL3400H260F7ZT TL3401H260F7QL TL3401H260F7QK TL3401W280F7QT TL3401H280F7QL TL3401H280F7QK TL3401W280F8QT TL3401H260F7QL TL3401H280F7QT 發(fā)動機型號 WD615.56 增壓中冷 WD615.50 增壓中冷 發(fā)動機功率 193kw/2200rpm 206kw/2200rpm 軸距 2925mm+1400mm 3400mm+1400mm 平裝斗容 16m 3 17m 3 堆裝斗容 18.5m 3 19.5m 3 舉升機構(gòu) 貨箱中部單缸頂起，最大傾翻角度53° 貨箱前端單缸頂起，最大傾翻角度53° 舉升時間 ≤20s ≤25s 最高車速 52km/h 最大爬坡能力 38% 42% 最小轉(zhuǎn)彎半徑(前輪中心)/（車體外緣） 9.2m/9.6m 9.9m/10.3m 最小離地間隙（前軸下） 350mm 接近角/離去角 29°/56° 29°/52° 長*寬*高 7405mm*2985mm*3080mm 7960mm*2985mm*3155mm 整車整備質(zhì)量 14t 最大載貨質(zhì)量 26t 最大設(shè)計總質(zhì)量 40t 驅(qū)動型式 6*4 輪胎型號 14.00-20工程花紋（12.00-20） 第三章 汽車主要技術(shù)參數(shù)的確定 §3.1汽車主要尺寸的確定 1.外廓尺寸的確定 汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。在公路和市內(nèi)行駛的汽車最大外廓尺寸受到有關(guān)法規(guī)的限制，而非公路用車輛可以不受法規(guī)限制。一般在滿足要求的情況下應(yīng)盡量減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車自重，提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和機動性。參考同類車型我們?nèi)≡撥嚨耐饫叽纾洪L*寬*高=8360*2500*2975 2.軸距L的確定 軸距的大小直接影響汽車的長度、重量、最小轉(zhuǎn)彎半徑、傳動軸的長度、縱向通過半徑和許多使用性能。當軸距短時 ，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配和傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長，汽車上坡、制動或加速時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞。因此確定汽車軸距時應(yīng)考慮各方面的要求，在保證設(shè)計要求的前提下，軸距短些好。此處，參考同類車型我們?nèi)≥S距： L=3800+1400 3.前輪距B1和后輪距B2的確定 汽車輪距影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度和最小轉(zhuǎn)彎半徑。查相關(guān)資料，貨車輪距一般在2700~3500之間。類比我們?nèi)1=2400,B2=2200。 前懸LF和后懸LR的確定 LF和LR的長度是在總體布置過程中確定的，前懸要有足夠的長度以固定發(fā)動機、水箱、轉(zhuǎn)向器等部件但不能過長，否則接近角太小不利于通過性。后懸長度主要取決于車廂長度、輪距和軸荷分配要求，同時要保證有適當?shù)碾x去角，后懸過長，上、下坡容易刮地轉(zhuǎn)彎也不靈活。貨車一般取為1200~2200之間。 §3.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 1. 整車整備質(zhì)量m。 整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿水、燃料但沒有裝貨和載人是整車質(zhì)量大小，在設(shè)計階段估算確定。此處類比估算15.56噸。 2. 載質(zhì)量me 34.44噸 3.質(zhì)量系數(shù)ηm0 質(zhì)量系數(shù)是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量之比值，即 ηm0=me/m0=34.44/15.56=2.2 4.汽車總質(zhì)量ma 貨車總質(zhì)量 ma= m。+ me+n1*65 kg，n1=1 5.軸荷分配 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損和壽命相近考慮各個輪胎負荷應(yīng)相差不大，為保證汽車良好的驅(qū)動性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠的負荷；為保證汽車有了良好的操作穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負荷不應(yīng)過小。參考如表3-1: 表3-1軸荷分配參考表 車型 滿載 空載 參考貨車6*4后輪雙胎 前軸 后軸 前軸 后軸 19%~25% 75%~81% 31%~37% 63%~69% 設(shè)計車型50噸 整備質(zhì)量15.56噸 23% 77% 32% 68% 115000N 385000N 49792N 105808N §3.3 發(fā)動機主要參數(shù) 型號：WD615.69 發(fā)動機形式：直列六缸、水冷、四沖程、增壓中冷，直噴式 汽缸數(shù)：6 全負荷最低燃油消耗率：≤193g/kW.h 燃油種類：柴油 發(fā)動機凈重：850KG 氣缸排列形式：直列 壓縮比：17：1 排量：9，726L 額定轉(zhuǎn)速：2200r 排放標準：歐Ⅱ 每缸氣門數(shù)2 最大輸出功率：247KW 點火次序：1-5-3-6-2-4 最大馬力：336馬力 每缸行程：130mm 最大扭矩：1350N·m 氣缸缸徑：126mm 最大扭矩轉(zhuǎn)速：1100~1600r/min 外形尺寸：長*寬*高=1557*675*965 發(fā)動機的總功率特性曲線 如圖3-2所示： §3.4 輪胎的選擇 選用輪胎型號：14.00-20-20PR 其斷面寬度：375mm 外直徑：1270mm 輪輞名義直徑：508mm §3.5傳動比的選取 1. 最小傳動比的選取 按照最高車速的要求，即最高車速不小于52km/h。由公式 V=0.377r.n/igi0 (km/h) 其中 V——汽車車速 （km/h） r——車輪滾動半徑（mm） n——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min） ig——變速器各檔速比 i0——主減速器傳動比 根據(jù)參考車型有關(guān)參數(shù)以及相關(guān)要求，我們選取 r=600mm；n=2200r/min；U=52km/h 求得 igi0=9.47 最高檔為直接擋，即此時 ig=1 則 i0 =9.47 §3.6 最大傳動比的選取 1.根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比 ig1=Gr（cosαmax+sinαmax）/Ttq i0ηT 其中 G——汽車總質(zhì)量，G=50000N f——滾動阻力系數(shù)，貨車取 f=0.011 i0——主減速器傳動比為9.47 r——車輪滾動半徑為600mm Ttq——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為1350 N·m ηT——傳動總效率 ηT=η0η軸ηg η0=92%，雙級主減速器；η軸=98%，傳動軸和萬向節(jié)；ηg=92% 故ηT=0.82947 由于要求最大爬坡度為42% 即αmax=22.7824° 代入以上數(shù)據(jù)算得 ig1 =12.68 2.根據(jù)驅(qū)動輪與路面的附著力確定一檔傳動比 Ftmax= Ttq igi0ηT/ r≤Fzφ 其中 φ=0.5~0.6 Fz=(75%~81%)G/cosα=79%*500000/cos22.7824= 3.根據(jù)最低穩(wěn)定車速確定一擋傳動比 ig1=0.377nminr/umin i0 其中 nmin——發(fā)動機最低轉(zhuǎn)速600±5（r/min） umin——發(fā)動機最低穩(wěn)定車速0.5~1（km/h） 求得 ig1=15.0723 綜上，最大傳動比為 ig1=12.68 §3.7 變速器各檔傳動比 變速器各擋的傳動比的分配以及各擋傳動比總效率如表3-2所示。 表3-2變速器各擋的傳動比的分配以及各擋傳動總效率 檔位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 倒擋 傳動比 12.68 8.46 6.26 4.64 3.38 2.50 1.85 1.37 1.00 11.62 總傳動效率 0.842 0.842 0.842 0.858 0.858 0.858 0.858 0.874 0.874 0.789 第四章 軸荷分配及質(zhì)心位置的計算 §4.1 水平靜止時的軸荷分配及質(zhì)心位置的計算 當汽車總體布置完成后，各部件的位置也就確定了，我們應(yīng)當對軸荷分配和質(zhì)心位置進行計算。為此需要知道各部件的質(zhì)量 mi 和其質(zhì)心位置（xi，yi）。mi可以通過對選用現(xiàn)成的部件的稱重或類似部件實際質(zhì)量對比估算得到，各部件質(zhì)心位置可按幾何形狀和結(jié)構(gòu)估算或?qū)ΜF(xiàn)成部件進行實測得到。將各部件的質(zhì)心和質(zhì)量標在總體布置圖上，量出各部件的質(zhì)心到前輪中心線的水平距離 xi 和其離地高度 yi。而后進行前、后軸靜負荷G1和G2的計算。包括滿載、空載兩種工況各部件質(zhì)量和質(zhì)心位置估算結(jié)果如表4-1. 表4-1 各部件質(zhì)量和質(zhì)心位置估算 序號 部件名稱 質(zhì)量 mi（kg） xi yi 1 發(fā)動機及其附件 1300 300 975 2 離合器及操縱機構(gòu) 60 600 885 3 變速器及離合器殼 400 1080 870 4 萬向節(jié)傳動 200 2475 750 5 后軸及后軸制動器 3000 4495 600 6 后懸架及減速器 1400 4495 800 7 前軸、前制動器、輪轂、轉(zhuǎn)向梯形 1000 0 420 8 前懸架及減震器 250 30 650 9 車輪及輪胎總成 2500 3800 600 10 車架及支架拖鉤裝置 2000 2800 1050 11 轉(zhuǎn)向器 140 -900 1000 12 制動驅(qū)動機構(gòu) 70 2400 650 13 油箱及油管 120 2100 900 14 消聲器及排氣管 40 1245 1800 15 蓄電池組 150 1440 900 16 儀表及固定零件 30 -1050 2055 17 駕駛室 380 -555 1800 18 手制動器及操縱機構(gòu) 90 4485 600 19 車廂總成 2200 3750 2325 20 擋泥板 200 3150 700 根據(jù)表4-1中的數(shù)據(jù)進行如下計算： 1.空載時 G2=10∑mixi/L=97599 N≈97600 N G1=Ga- G2=58001 N≈58000 N (37.275%) 汽車重心的縱向位置 L1=2822.622 mm L2=L- L1=1677.378 mm 重心高度：hg=10∑miyi/Ga=985.62 mm 其中 G1——空載時前軸靜負荷 G2——滿載時后軸的靜負荷 L1——質(zhì)心到前軸的距離 L2——質(zhì)心到后軸的距離 L——汽車軸距 2.滿載時 G2′=10∑mixi/L=384599 N≈384600 N G1′= Ga′- G2′=115400 N (23.08%) 汽車重心縱向位置 L1=3461.4 mm L2=1038.6 mm 重心高度：hg=10∑miyi/Ga′=1908.185 mm 第五章 穩(wěn)定性計算 汽車的穩(wěn)定性是指汽車行駛時不致產(chǎn)生翻傾和滑移的性能，是表征汽車能否在坡上安全行駛的一個重要指標。它包括縱向穩(wěn)定性和橫向穩(wěn)定性。 §5.1 縱向穩(wěn)定性 縱向極限翻傾角 上坡時 αlim=arctanL2′/hg′=29.0577° 下坡時 αlim=arctan﹙L- L2′﹚/ hg′=63.984° 縱向滑移角 上坡時 αψ=arctanψ(L- L2′)/（L-ψhg′）=34.269° 下坡時 αψ′= arctanψ(L- L2′)/ （L+ψhg′）=23.462° 結(jié)論:根據(jù)以上計算結(jié)果可知此車在最大設(shè)計要求爬坡能力的坡度上行駛時不會產(chǎn)生翻傾和側(cè)滑現(xiàn)象，故該車的縱向穩(wěn)定性好。 §5.2 橫向穩(wěn)定性 橫向翻傾角 βlim=arctanB/2hg=34.719° 橫向滑移角 βψ= arctanψz=30.753° 其中 Ψz為橫向附著系數(shù) ψz=0.595 §5.3 最小轉(zhuǎn)彎半徑的計算 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin與汽車的內(nèi)輪胎最大轉(zhuǎn)角αmax、汽車軸距L、車輪轉(zhuǎn)臂a、主銷距k等因素有關(guān)，最小轉(zhuǎn)彎半徑指汽車轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角位置的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時前輪地面接觸點的軌跡到轉(zhuǎn)向中心點之間的距離，計算公式如下： Rmin=L/sinαmax=8.223 (m) §5.4 在橫向坡上轉(zhuǎn)向時的穩(wěn)定性 保證不產(chǎn)生橫向翻傾的條件是 U= BgR/Lhg = 20.156km/h 其中 B——輪距2.45m R——汽車行駛轉(zhuǎn)向半徑8.223m 其余同上 保證平地高速急轉(zhuǎn)彎時不致產(chǎn)生橫向滑移的條件為 U≤ ψzgR = 24.924 （km/h） 第六章 汽車動力性計算 汽車動力性主要由汽車的最高車速Umax、汽車的加速時間t、汽車的最大爬坡度imax 三個方面的指標來評定。 §6.1 汽車各擋速度的計算 U=0.377 r.n/ igi0 (km/h) 其中 r——汽車行駛時的滾動半徑（m） n——發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速（r/min） ig——汽車變速器各擋傳動比 i0——汽車主減速器傳動比 由發(fā)動機一些參數(shù)及其外特性曲線代入上式計算結(jié)果如表6-1所示： 表6-1 各擋速度大小的計算 單位：km/h 擋位 轉(zhuǎn)速 （r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 1.8798 2.8174 3.8076 5.1370 7.0520 9.5342 12.8841 17.3983 23.8356 1200 2.2557 3.3809 4.5691 6.1644 8.4623 11.4411 15.4609 20.8779 28.6027 1400 2.6317 3.9444 5.3306 7.1918 9.8727 13.3479 18.0378 24.3576 33.3699 1600 3.0076 4.5079 6.0922 8.2192 11.2831 15.2548 23.1914 27.8372 38.1370 1800 3.3836 5.0714 6.8537 9.2466 12.6935 17.1616 23.1914 31.3169 42.9041 2000 3.7596 5.6349 7.6152 10.2740 14.1039 19.0685 25.7682 34.7965 47.6712 2200 4.1355 6.1984 8.3767 11.3014 15.5143 20.9753 28.3451 38.2762 52.4384 §6.2 汽車各擋驅(qū)動力的計算 Ft= Te ig i0ηT/ r (N) 其中 Ft——驅(qū)動力（N） Te——發(fā)動機轉(zhuǎn)矩（N.m） ig——變速器各擋傳動比 i0——主減速器傳動比 r——車輪滾動半徑（m） ηT——傳動系各擋機械效率 驅(qū)動力的計算結(jié)果如表6-2所示 表6-2 驅(qū)動力的計算 單位：N 擋位 轉(zhuǎn)速 （r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 146004.28 97412.95 72080.98 53427.43 38919.12 28786.33 21301.89 15774.91 11514.53 1200 186717.02 124576.18 92180.48 68325.47 49771.57 36813.29 27241.84 20173.68 14725.32 1400 188120.90 125512.84 92873.57 68839.19 50145.79 37090.08 27446.66 20325.37 14836.03 1600 183909.24 122702.85 90794.31 67298.02 49023.13 36259.71 26832.18 19870.32 14503.88 1800 176889.81 118019.54 87328.88 64729.39 47152.01 34875.75 25808.06 19111.91 13950.30 2000 165658.71 110526.23 81784.19 60619.59 44158.24 32661.42 24169.45 17898.46 13064.57 2200 148812.06 99286.28 73467.15 54454.89 39667.57 29339.92 21711.54 16