货车的总体设计

1.1 汽车质量参数的确定

1.1.1 汽车载客量和装载质量 汽车载客量：2人

汽车的装载质量：me=1750kg

1.1.2 汽车整车整备质量预估

1.质量系数ηmo选取

质量系数ηmo是指汽车装载质量与整车整备质量的比值：

mome/mo （1-1）

总质量ma/t 1.8—6.0 6.0—14.0 ma>14.0 1-1 各类货车的质量系数 汽车类型 载货汽车 轻型 中型 重型 mo 0.80—1.10 1.20—1.35 1.30—1.70 根据表1-1，对于轻型柴油载货汽车，质量系数为0.80-1.00，取ηmo=0.8。 2.估算整车整备质量mo

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，但没有装货和载人的整车质量。

mo=me/mo=1750/0.8=2187kg

1.1.3 汽车总质量ma的确定

汽车总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。

商用货车的总质量ma由整备质量mo、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，乘员和驾驶员每人质量按65kg计，即ma= mo+ me+2×65kg=2187+1750+2×65=4067kg

表1-2 质量参数：

载质量me（Kg） 1750 质量系数ηm0 0.8 整车整备质量m0（Kg） 总质量（Kg） 2187 4067 1.1.4 汽车轴数和驱动形式的确定

2 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，所以本车轴数定为二轴。

商用车多采用结构简单、制造成本低的42驱动的形式。所以本车采用42后双胎的驱动形式。

1.2 汽车主要尺寸的确定

1.2.1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，总长不

大于12米。一般载货汽车的外廓尺寸随载荷的增大而增大。在保证汽车主要使用性能的条件下应尽量减小外廓尺寸。参考同类车型，取外廓尺寸:5813×2096×2096mm(长×宽×高)。 1.2.2

汽车轴距L的确定

在汽车的主要性能，装载面积和轴荷分配等各个方面的要求下选取。各类载货汽车的轴距选用范围如表1-3所示

表1-3 载货汽车的轴距和轮距

选L=3400mm

4×2 货车 总质量ma（t） 轴距（mm） 1.8-6.0 2300-3600 轮距（mm） 1300-1700 1.2.3 汽车前轮距B1和后轮距B2

汽车轮距B应该考虑到车身横向稳定性,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。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。考虑本次课设实际要求和根据表1-3提供的数据，前轮距B1=1600mm, 后轮距B2=1485mm。 1.2.4 汽车前悬LF和后悬LR的确定

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，应当在保证能布置各总成、部件的同时

2

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016） 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1.8～14.0t的货车后悬一般在1200～2200mm之间。参考同类车型，取LF=1013mm，LR=1400mm。

1.2.5 汽车的车头长度

货车车头长度指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离,车身形式对车头长度有绝对影响。由于设计车型为单排座平头货车，并考虑到舒适性及驾驶室内储物空间，故车头长度取1763mm。

1.2.6 汽车车厢尺寸的确定

参考同类车型，考虑本车设计要求，确定本车车箱尺寸：3980×2096×500mm。

3

4 2、 载货汽车主要部件的选择

2.1 发动机的选择

2.1.1 发动机型式的选择

目前汽车发动机主要采用往复式内燃机,分为汽油机和柴油机两大类。当前在我国的汽车上主要是汽油机,由于柴油机燃油经济性好、工作可靠、排气污染少,在汽车上应用日益增多。轻型汽车可采用汽油机和柴油机,参考同类车型,本车选取柴油发动机。 2.1.2 发动机的最大功率Pemax

汽车的动力性主要取决于发动机的最大功率值,发动机的功率越大,动力性就好。最大功率值根据所要求的最高车速amax计算,如下:

Pemax=

1T（

magfCA3vamax+Damax） （2-1） 360076140式中：Pemax………最大功率,kw

T…………传动系效率,对于单级减速器，取0.9 g……………重力加速度,ms2 f…………滚动阻力系数,取0.016 CD…………空气阻力系数,取0.8

A…………汽车的正面迎风面积,本车A为3.7m2 ma…………汽车总质量,本车为4067kg amax…………汽车最高车速,本车为125km/h 带入相关数据,可得:

Pemax=

40679.80.0160.83.71（125+1253）=103.2kw

3600761400.95于是，发动机的外特性功率为:

Pe=Pemax×（1.10～1.18）=（113～118）kw

即在113～118kw之间选择发动机。选取CY6102BZLQ-C型柴油机，主要参数见表2.1，其

4

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016） 总功率外特性曲线如附录图2-1所示

表2-1 发动机主要技术参数

CY6102BZLQ-C增压中冷型主要技术参数 型 号： 形 式： 气 缸 数： 工作容积： 燃烧室形式： 压 缩 比： 额定功率/转速： 最大扭矩/转速： 标定工况燃烧消耗率： CY6102BZLQ 废气涡轮增压中冷 6—102×118 5.785 直喷圆形缩口燃烧室 17:1 114/2800 431/1600－1800

全负荷最低燃油消耗率： ≤231 最高空载转速： 怠速稳定转速： 机油消耗率： 工作顺序： 噪声限制： 烟 度： 排放标准： 整机净质量： 外形参考尺寸： 3200±100 700±50 ≤0.6 1－5－3－6－2－4 115 ≤2.0 达欧洲Ⅱ号标准 555 1209.7×662×884.5

图2-1 CY6102BZLQ-C型全负荷速度特性曲线图

2.1.3 发动机最大转矩Temax 及其相应转速nT的选择

当发动机最大功率Temax和相应的转速np确定后,则发动机最大转矩Temax和相应转速nT

5

6 可随之确定,其值由下式计算: Temax=Tp=9550Pemax (2.2) np式中: ：转矩适应性系数,一般1.1～1.3,取1.2；

Tp：最大功率时的转矩,Nm Pemax：最大功率,kw

np：最大功率时转速,r /min

Temax：最大转矩, Nm

而npnT=1.4-2.0,在这里取为1.6,则有: =2800=1750r∕min

1.61.69550103Temax=1.2×2800=421.6N·m

nT=

np满足所选发动机的最大转矩及相应转速要求。

2.2 轮胎的选择

轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数,大多数轮胎负荷系数取为0.9～1.0，以免超载。本次课程设计后轮采用双胎。

单胎承载量为:

1.1man=1.1×4067／6=745.6kg

根据GB9744-1997，此车选用7.00-15LT轻型载重普通断面子午线轮胎 选取轮胎参数见表2-3

2-3 轮胎参数

轮胎规格 层数 断面 宽度 负荷下静半径 相应 气压 最大使用尺寸外直径

7.00-15LT 6,8,10， 200mm

357mm 390kPa 780mm

2.3 车架的选择

6

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016） 参考《中国汽车零配件大全》一书，选取： 边梁式车架（轴距3400mm）：5713×821×180 前要断面尺寸：180×69×3 重量：170kg 满载负荷：45KN

2.4 油箱：参考同类车型，选取08AL型，镀铅板，筒式，滚焊，70L，402×282×680 2.5 离合器：双片干式盘形磨擦离合器 2.6 万向传动轴 十字轴连接

7

8 3、 轴荷分配及质心位置计算

3.1 平静时的轴荷分配及质心位置计算

总布置的侧视图上确定各个总成的质心位置,及确定各个总成执行到前轴的距离和距地面的高度。根据力矩平衡的原理,按下列公式计算各轴的负荷和汽车的质心位置:

g1l1g2l2G2Lg1h1g2h2Ghgg1g2G (3.1)

G1G2GG1LGbG2LGa式中: g1、g2、……总成的质量，kg

l1、l2、……各个总成质心到前轴的距离，m h1、h2、……各个总成质心到地面的距离，m G1、G2……后轴负荷，m L………汽车轴距

a………汽车质心到前轴的距离，m

b汽车质心到后轴的距离，m

在总布置时,汽车的左右负荷分配应尽量相等，一般可以不计算，轴荷分配和质心位置应满足要求，否则，要重新布置各总成的位置，如调整发动机或车厢位置，以致改变汽车的轴距。各总成质量及其质心到前轴的距离、离地高度见表3-2

表3-1 载货汽车轴荷分配

满载（%） 车型 4×2后轮双胎，平头式

空载（%） 前轴 后轴 前轴 后轴 30～35 65～70 48～54 46～52

8

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016）

表3-2 各部件质心坐标及质量

部件质量主要部件 发动机及其部件 变速器及离合器壳 万向节传动 后轴及后轴制动器 后悬及减震器 前悬及减震器 前轴、前制动 器、轮毂转向梯形 前车轮及轮胎总成 车后轮及轮胎总成 车架及支架、拖钩装置 油箱及油管 蓄电池组 货箱总成 驾驶室 前挡泥板 后挡泥板 人 货物 汽车总质量

由上表可得：

140 150 190 200 27 30 200 60 15 25 130 1750 4067 (200，357) (0，357) (3400,357) (210,600) (2400,600) (2400,600) (2900,900) (-150,1400) (0,500) （3400,500） 0 0 (1603.7,493) （200，357） （0，357） （3400,357） （2100,490） （2400,490） （2400,490） （2900,790） （-150,1290） （0,390） （3400,390） （200,840） （3200,1090） (2246.2,816) （kg） 555 115 30 280 120 50 空载时质心坐标 （x，y） （200,1000） （310,800） （2300，700） (3400,357) (3600,370) (200,370) 满载时质心坐标 （x，y） （200,890） （310,690） （2300，590） （3400,357） （3600,370） （200,370）

35089501032kg

34001440420493mm hg29201.空载时：G2 G12188G21156kg

9

10 G1L115634001796.3mm G2188GL10323400 a21603.7mm

G2188G1156 前轴轴荷分配 152.83%

G2188G1032 后轴轴荷分配 247.17%

G2188 b符合前轴负荷在48%～54%，后轴负荷在46%～52%的范围内，所以满足轴荷分配要求。

91349502686.8kg

34003318850816mm hg40672.满载时: G2 G14067G21380.2kg

G1L1380.234001153.8mm G4067GL2686.834002246.2mm a2G4067G1380.233.9% 前轴轴荷分配 1G4067G2686.866.1% 后轴轴荷分配 2G4067 b符合前轴负荷在30%～35%，后轴负荷在65%～70%的范围内，所以满足轴荷分配要求。

3.2水平路面上汽车满载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列公式计算：

G(bhg)Fz1Lhg （3.2）

GaFz2Lhg式中：Fz1——行驶时前轴最大负荷，kg； Fz2——行驶时后轴最大负荷，kg;

——路面附着系数，在干燥的沥青或混凝土路面上，该值为0.7～0.8。 令

Fz1Fm1，z2m2 （3.3） G1G2式中：m1——行驶时前轴轴荷转移系数，该值为0.8～0.9

10

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016） m2——行驶时后轴轴荷转移系数，该值为1.1～1.2 根据公式（3.2）可得:

Fz1G(bhg)Lhg4067(1153.80.75816)790.35kg

34000.75816m1Fz1790.350.6 G11380.2Fz2Ga41301839.73410.6kg

Lhg28000.7817.5Fz23276.61.2 G22686.8m23.3.制动时各轴的最大负荷计算

汽车满载制动时各轴的最大负荷按下式计算：

Fz1Fz2G(bhg)L （3-3）

G(ahg)L式中：Fz1——制动时的前轴负荷，kg； Fz2——制动时的后轴负荷，kg； 令

Fz1Fm1， z2m2 G1G2式中：m1——制动时前轴轴荷转移系数，该值为1.4～1.6 m2——制动时后轴轴荷转移系数，该值为0.4～0.7

根据公式（3.3）可得：

Fz1G(bhg)L4067(1153.80.75816)2112.21kg

3400mz1Fz12112.211.5 G11380.2

11

12 Fz2G(ahg)L4067(2246.20.75816)1954.79kg3400mz2Fz21954.790.7 G22686.8 满足要求

12

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016）

4、 传动比的计算和选择

4.1 驱动桥主减速器传动比0的选择

在选择驱动桥主减速器传动比i0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: i00.377式中:ig=1;

irnvvamaxig

(4.1)

vamax--汽车的最高车速,已知125km/h

nv--最高车速时发动机的转速,一般nv(0.91.1)np,r/min;

r--车轮半径,r=0.357m 故i00.377rnv0.3572800=0.377×=3.01 vamax1254.2 变速器传动比ig的选择

4.2.1 变速器一档传动比ig1的选择

在确定变速器一档传动比ig1时,需要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: ig1magfcosimaxsinimaxr （4.3）

Temaxi0T式中：imax………最大爬坡度，imax=16.7 代入相关数据,计算得:

ig1magfcosimaxsinimaxr

Temaxi0T4067100.016cos16.7sin16.70.357 ==3.76

4313.010.9同时为了满足附着条件,其值也应符合下式

13

14 ig1Gr Ttqi0T式中：φ--路面附着系数,为0.7～0.8,这里取0.8 带入相关数据,可得: ig1 =

Gr Ttqi0T4067100.3570.8=9.95

4313.010.9即是3.76≤ig1≤ 9.95

参考《中国汽车零配件大全》选取ig1=5.684 4.2.2 变速器的选择

轻型载货汽车采用4～5档变速,各档变速比遵循下式关系分配:

ig1ig2ig2ig3ig3ig4ig4ig5

参考《中国汽车零配件大全》,选取变速箱，型号为CAS525，确定各档传动比如下表4-1

表4-1变速器主要参数 额定输入型号 扭矩 （N·m） 中心距 （mm） 总成干重 （Kg） 南京17H43 440 102 115 5.684,3.111 1.736,1,0.78 速比 档位 操纵方式 远距1,2,3,4,5 式直接

14

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016）

5、 汽车动力性能计算

5.1 驱动力与行驶阻力平衡计算

5.1.1 驱动力的计算 汽车驱动力按下式计算：

r （5.1） rnea0.377igi0FtTeigi0T式中:Te:发动机转矩,N·m；

ne:发动机转速,rmin va∶汽车的车速,95km/h

ig:变速器的传动比 i0:主减速器的传动比

代入相关数据,计算所得数据如下表5-1所示 表5-1 驱动力Ft与车速Va Ne（r/min） Te（N·m） I Ft1(N) 1400 420 18115 11 9915 20 5533 36 3187 63 2486 80 1600 431 18590 13 10175 23 5678 41 3271 72 2551 72 1800 418 18029 14 9868 26 5506 46 3172 80 2474 103 2000 410 17684 16 9679 29 5401 52 3111 89 2427 115 2200 393 16451 17 9278 32 5177 57 2982 98 2326 126 2400 380 16390 19 8971 34 5006 62 2884 107 2249 138 2600 363 15657 20 8569 37 4782 67 2755 116 2149 149 2800 345 14880 22 8144 40 4545 72 2618 125 2042 161 档 Va1（km/h） II Ft2(N) 档 Va2（km/h） III Ft3(N) 档 Va3（km/h） IV Ft4(N) 档 Va4（km/h） V Ft5(N) 档 Va5（km/h）

15

16 5.1.2 行驶阻力计算

汽车行驶时,需要克服的行驶阻力为:

2CDAvadvF阻=magfcosimagsinima

21.15dt (5.2)

式中:i--道路的坡度,平路是0o;

dv--行驶加速度, ms2，等速行驶时为0; dt2估算,其中1=2=0.04 --汽车旋转质量换算系数,其值按112ig代入相关数据,得:

2CDAvadvF阻=magfcosimagsinima21.15dt

4067×10×0.016＋

2=650.72+0.14va

0.83.72va21.15

代入各个速度值,即得表5-2

表5-2 行驶阻力F阻与车速Va Va(Km/h） F阻（N） 35 55 75 85 95 105 115 125 822.22 1074.22 1438.22 1662.22 1914.22 2194.22 2502.22 2838.22 5.1.3 驱动力与行驶阻力平衡图

按照表5.1,5.2作Ftva 、F阻va曲线图,则得到汽车的驱动力--行驶阻力平衡图,如5-1所示。利用该图可以分析汽车的动力性,图中F阻va曲线与直接档Ftva曲线的交点对应的车速,即是汽车的最高车速。

16

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016）

20000180001600014000120001000080006000400020000(N) F阻Ft1Ft2Ft3Ft4Ft50

20406080100120140160180(Km/h)

图5-1 驱动力--行驶阻力平衡图

5.2 动力特性计算

5.2.1 动力因数计算

汽车的动力性因数按下式关系计算:

2CDAvar21.15Dmag (5.3)

rneva0.377igi0

Teigi0T

带入相关的数据,计算所得结果见表5-3

17

18 表5-3 动力因数D与车速Va

I 档 II 档 Ne（r/min） 1400 Te（N·m） 420 Va1（km/h） D1 Va2（km/h） D2 11 0.45 20 0.24 36 0.13 63 0.07 80 0.04 1600 431 12 0.46 23 0.25 41 0.13 72 0.06 92 0.03 1800 418 14 0.44 26 0.24 46 0.13 80 0.06 103 0.02 2000 410 16 0.43 29 0.24 52 0.12 89 0.05 115 0.01 2200 393 17 0.42 32 0.23 57 0.12 98 0.04 126 0.00 2400 380 19 0.40 34 0.22 62 0.11 107 0.03 138 0.00 2600 363 20 0.38 37 0.21 67 0.10 116 0.02 149 0.00 2800 345 22 0.36 40 0.20 72 0.09 125 0.01 161 0.00 III Va3（km/h）档 IV 档 V 档 D3 Va4（km/h） D4 Va5（km/h） D5 5.2.2 滚动阻力系数与速度关系 滚动阻力系数f与车速va的关系

f0.00760.000056va （5.4）

计算所得的数据如表5-4所示

表5-4 滚动阻力系数f与车速Va Va（Km/h） f 15 35 55 75 85 95 105 115 0.008 0.010 0.011 0.012 0.012 0.013 0.014 0.014 5.2.3 动力特性图

按照公式5.3,5.4作Dva、fva曲线图,则得到汽车的动力特性图,如图5.2所示。利用该曲线也可以分析汽车的动力性,图中f线与直接档Dva曲线的交点对应的车速是汽车的最高车速。

18

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016）

0.50.50.40.40.30.30.20.20.10.10.0050100150fI档II档III档IV档V档200(Km/h)

图4-2 动力特性图 5.2.4 加速时间t的计算

汽车在平路上等速行驶时,有如下关系： Dfdvgdt （5.5）

即是

1dv （5.6） adtg(Df)带入相关数据，可得到加速度倒数的值，见表5-5 表5-5 加速度倒数 Va1 I D1 档 1/a1 Va2 IID2 档 1/a2 Va3 IIID3 档 1/a3 Va4 IVD4 档 1/a4 Va5 V D5 档 1/a5 19 11 0.45 0.62 20 0.24 0.67 36 0.13 1.03 63 0.07 2.22 80 0.04 4.65 13 0.46 0.60 23 0.25 0.66 41 0.13 1.01 72 0.06 2.32 92 0.03 5.94 14 0.44 0.62 26 0.24 0.68 46 0.13 1.06 80 0.06 2.73 103 0.02 13.38 16 0.43 0.64 29 0.24 0.69 52 0.12 1.10 89 0.05 3.30 115 0.01 0.00 17 0.42 0.67 32 0.23 0.73 57 0.12 1.19 98 0.04 4.54 126 0.00 0.00 19 0.40 0.69 34 0.22 0.76 62 0.11 1.27 107 0.03 7.27 138 0.00 0.00 20 0.38 0.72 37 0.21 0.80 67 0.10 1.38 116 0.02 21.80 149 0.00 0.00 22 0.36 0.76 40 0.20 0.85 72 0.09 1.53 125 0.01 0.00 161 0.00 0.00

20 做出1ava关系曲线,如图5-3

16141210864200204060801001201/a11/a21/a31/a41/a5(Km/h)

图5-3 加速度倒数曲线

对加速度倒数和车速之间的关系曲线积分，可以得到汽车在平路上加速行驶时的加速时间。

V档从60加速到80km/h的时间t27.527.51.3837.95s (为一个小格代表的时间

5km/h1s2/m=1.38s

5.2.5 汽车最大爬坡度计算

22 D1maxf1D1maxf (5.7)

maxarcsin1f2式中:D1max--汽车变速器I档的最大动力因数,为0.457

imaxtanmaxD1maxf1D12maxf2则maxarcsin

1f20.4570.01610.45720.0162 =arcsin

10.0162imaxtanmaxtan26.28o=49%﹥30%，满足最大爬坡度的要求。

20

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016）

5.3 功率平衡计算

5.3.1 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Pe就是发动机使用外特性的功率值。发动机转速np和汽车速度va之间的关系，见表5.6

根据公式 (5.8)

rnea0.377igi0

Pe代入相关数据，得表5-6

表5-6 发动机发出的功率与速度关系表 Ne（r/min） 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 Te（N·m） 420 431 13 72 23 72 41 72 72 72 92 72 418 14 79 26 79 46 79 80 79 103 79 410 16 86 29 86 52 86 89 86 115 86 393 17 91 32 91 57 91 98 91 126 91 380 19 96 34 96 62 96 107 96 138 96 363 20 99 37 99 67 99 116 99 149 99 345 22 101 40 101 72 101 125 101 161 101 Tene9550 11 I Va1（km/h）档 Pe1（kw） 62 20 II Va2（km/h）档 Pe2（kw） 62 36 IIIVa3（km/h）档 Pe3（kw） 62 63 IV Va4（km/h）档 Pe4（kw） 62 80 V Va5（km/h）档 Pe5（kw）

62 5.3.2 汽车行驶时所需发动机的功率

汽车行驶时,所需要的发动机的功率是克服行驶阻力所消耗的功率,其值按下式计算:

vaPe3600T2CDAvadvmgfcosimgsinimaaa （5.9） 21.15dt当汽车在平路上匀速行驶时，i=0，dv/dt=0，可简化为下式：

21

22 vaPe3600T2CDAva （5.10） mgfa21.15代入相关的数据计算得表5.7所示

表5.7 行驶阻力所消耗的功率与车速

Va（km/h） Pe（kw）

5.3.3 汽车功率平衡图

做出发动机能够发出的功率与车速之间的关系曲线,并作汽车在平路上匀速行驶时所需发动机的功率的曲线,即得到汽车的功率平衡图,如图5-4所示,利用该图分析汽车的动力性,上述两条曲线的交点所对应的车速就是汽车的最高车速。

12010080604020002040608010012014016018015 3.16 35 55 75 95 105 115 125 8.88 18.24 33.29 56.13 71.11 88.81 109.50 (Kw) PeIIIIIIIVV(Km/h)

图5-4 功率平衡图

22

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016） 6、 汽车燃油经济性计算

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，其计算公式如下：

QsgePe1.02va （6-1） rneva0.377igi0

式中：Qs——汽车等速百公里燃油消耗量，L/kw*h；

Pe——汽车稳定行驶时所需发动机功率，kw；

ge——发动机的燃油消耗率，g/(kw.h),其值由发动机万有特性曲线得到； ——燃油重度，N/L,柴油为7.94～8.13，其值取8.00； va——最高挡车速。

查万有特性曲线图，计算得，见表6-1 表6-1 燃油消耗 n(r/min) Pe(kw) Va（km/h） ge g/(kw*h) Qs(L/kw*h)

根据表6-1可作出汽车等速百公里燃油消耗曲线：如图所示

1445 19 53 238 1609 23 59 230 1773 1936 2100 2264 2427 2591 28 65 227 32 71 225 38 77 220 44 83 222 51 89 224 58 95 228 10.71 11.10 11.78 12.58 13.25 14.42 15.68 17.19

23

24 20.0018.0016.0014.0012.0010.008.006.004.002.000.00020406080100系列1(Km/h)

汽车等速百公里油耗曲线

发动机万有特性曲线

24

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016）

7、 汽车稳定性计算

7.1 汽车不翻倒条件计算

7.1.1 汽车满载不纵向翻倒条件的计算 汽车满载不纵向翻倒的条件：

b (7.1) hg 带入相关数据得：

b960.31.170.9满足要求。 hg817.5

7.1.2 汽车满载不横向翻倒条件的计算 汽车满载不横向翻倒的条件：

B （7.2） 2hg 代入相关数据得：

B17001.040.9 满足要求。 2hg2817.57.2 汽车的最小转弯半径

汽车的最小转弯半径的计算公式：

L （7.3） Dmin2L2Btanmax

式中:max为汽车前内轮的最大转角,这里取最大值45度 代入相关数据，计算得：

2DminL340022L2B23400160010.3m0 tanmaxtan4522满足要求。

25

26 总 结

通过这次的课程设计，使我对之前所学的汽车构造，汽车理论，汽车设计等知识有了进一步的认识和总结，也为下学期的毕业设计奠定了良好的基础。

在课设过程中，通过查阅相关书籍及技术手册，利用所学的相关知识，完成了汽车各个部件的选取与设计，从而对整车进行了大体的布局和设计。通过计算机计算和绘图，使我更加深入的了解了相关软件的功能并加以熟练掌握应用。通过这次的汽车设计课程设计，使我充分认识到，只有在实践中才能使自己学的知识得以应用和熟练掌握，使自己学到的知识在以后的工作中得到更好的运用。

本次课设使我懂得在学习理论知识的同时，应注重把理论与实践结合起来，加深对理论知识的理解，同时又锻炼了综合实践能力。也是对将要步入社会工作的我们一个良好工作态度的培养，工作能力的锻炼，为我们以后的事业发展奠定了很好基础。我们只有不断的把理论与实际相结合，通过在实践中加深自己理论知识的理解和运用，才能不断提升自己的学习能力，为以后的事业发展奠定坚实的基础。

26

货车总体设计（me=1750kg va=125km/h f=0.016）

参考文献

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[5] 中国汽车工业经济技术信息研究所编. 中国汽车零配件大全. 机械工业出版社，

2000

[6] 赵士林编. 九十年代内燃机. 上海:上海交通大学出版社 [7] 唐新蓬编. 汽车总体设计 北京：高等教育出版社，2010

[8] 王国权 龚国庆编.汽车设计课程设计指导书 北京：机械工业出版社，2009

[9] 王丰元 马明星编.汽车设计课程设计指导书 北京: 中国电力出版社，2009

[10] 王大全编.汽车常用数据手册. 北京：化学工业出版社，2006

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