中型载货汽车动力总成匹配与总体设计大学-大学毕业设计.doc

课程设计

题 目 中型载货汽车动力总成匹配与总体设计
指导老师
专业班级 车辆工程
姓 名
学 号

2015年 12月 1日

摘 要
汽车动力性是汽车最基本、最重要的性能。本文通过分析计算，对某客车的动力匹配进行了校核，选择了最佳的动力总成，确保了该车型的优良性能。汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于总体布置；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和产品的生命力起决定性的影响。
关键词：汽车；动力性；计算
Truck vehicle powertrain matches the overrall design

Abstract:Automobile power is the basic and the most important function of Automobile．Through the analysis and calculation，the article proofread the power matching of bus，choosing the best power unit，insured the good function of the automobile．Car performance will not only depend on the performance of the various components of the composition of cars, and depends largely on the coordination and cooperation of the various components, depending on the general arrangement; the level of the overall design of the car's design quality, performance and product vitality decisive influence.

Key words：automobile ; power; calculation
目 录
摘 要 II
Abstract II
引 言 1
1.整车性能参数 2
2.整车主要目标参数的初步确定 3
2.1 发动机的选择 3
2.1.1 发动机的最大功率及转速的确定 3
2.1.2 发动机的最大转矩及其转速的确定 4
2.2 轮胎的选择 5
2.3传动系最小传动比的确定 6
2.4 传动系最大传动比的确定 6
3.传动系各总成的选型 8
3.1 发动机的选型 8
3.2 离合器的初步选型 8
3.3 变速器的选择 10
3.4 传动轴的选型 11
3.5 驱动桥的选型 11
3.5.1 驱动桥结构形式和布置形式的选择 11
3.5.2 主减速器结构形式选择 12
3.5.3 驱动桥的选型 12
4.整车性能计算 14
4.1发动机外特性 14
4.2 汽车动力性能计算 14
4.3 汽车经济性能计算 21
5.发动机与传动系部件的确定及校核性能 26
5.1发动机和传动系各部件选型 26
5.2各部件的性能校核 26
5.2.1发动机性能校核 26
5.2.2离合器性能参数校核 27
5.2.3变速器性能校核 28
5.2.4传动轴006性能校核 28
5.2.5驱动桥性能校核 28
设计总结 29
参考文献 30

引 言
汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于总体布置；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和产品的生命力起决定性的影响。
汽车是一个系统，这是基于汽车只有如下属性而具备组成系统的条件：
1. 汽车是由多个要素（子系统及连接零件）组成的整体，每个要素对整体的行为有影响；
2. 组成汽车的各要素对整体行为的影响不是独立的；
3. 汽车的行为不是组成它的任何要素所能具有的。
由此，汽车具备系统的属性，对环境表现出整体性，一辆子系统属性匹配协调的汽车所具备的功能大于组成它的各子系统功能纯粹的、简单的总和；反之，如果子系统的属性因无序而相互干扰，即便是个体性能优良的子系统，其功能也会因相互扼制而抵消，功率循环就是这样的典型例子。
系统论所揭示的系统整体性和系统功能的等级性必然会映射到设计任务中来，用整体性来解释汽车设计的终极目标是整车性能的综合优化，道理是十分显然的。汽车设计任务的等级形态表现为：上位设计任务是确定下位设计任务要实现的目标，下位设计是实现上位设计功能的手段，上、下位体系可从总体设计逐级分至零件设计，总体设计无疑处于这种体系的最上位，设计子系统的全部活动必须在总体设计构建的框架内进行。子系统设计固然重要，但统揽全局，设计子系统组合和相互作用体系规则的总体设计对汽车的性能和质量的影响更加广泛、更为深刻。

1.整车性能参数
设计总质量量为6.75t的中型运输汽车。
整车尺寸 8100mm*2480mm*3160mm
轴数/轴距 2/3815mm
最大总质量 6750kg
整备质量 4200kg
公路行驶最高车速 120km/h
最大爬坡度 ≥30%
货箱尺寸 4675mm*2100mm*550mm
轴荷分配 空载前轴：2100kg（50%）空载后轴：2100kg（50%）
满载前轴（2025）（30%）满载后轴：4725kg（70%）
(以上数据由《汽车设计》表1-6可得)
轴距 3815mm
前悬/后悬 1714mm/2571mm
前/后轮距 1680mm/1640mm
质量系数（载质量/整备质量） 1.61
车头长 2100mm

2.整车主要目标参数的初步确定
2.1 发动机的选择
2.1.1 发动机的最大功率及转速的确定

汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的最大功率。参考该题目中的参数，按要求设计的载货汽车最高车速是ua=120km/h，那么发动机的最大功率应该大于或等于以该车速行驶时，滚动阻力功率与空气阻力功率之和，即
（2-1）
式中，Pemax是发动机的最大功率（KW）；ηT是传动系效率（包括变速器、辅助变速器传动轴万向节、主减速器的传动效率），ηT=0.9，传动系各部件的传动效率参考了机械工业出版社的《汽车设计课程设计指导书》表1-1得；Ma是汽车总质量，Ma=6750kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滚动阻力系数，由试验测得，在车速不大于100km/h的情况下可认为是常数。参考《汽车理论》取f=0.0076＋0.000056Ua=0.01432，参考《汽车设计课程设计指导书》得；CD是空气阻力系数，一般中重型货车可取0.8～1.0，这里取CD=0.9；A是迎风面积（㎡），取前轮距B1*总高H，A=5㎡。
故
A=5㎡

如果选取功率为138.5KW的发动机，则比功率为：

根据《专用汽车设计》

表2.1.1 汽车动力性参数
汽车类型
最大总质量
范围
最高车速
比功率
货车
ma
6.0＜ma＜14.0
75～120
10～20

则此车的比功率20在10～20之间，取比功率为20kw/t，则Ma=6750kg的发动机应该具有的功率为135kw，135×1.63=220.05马力。考虑到载货汽车速度相对较高，初选发动机的功率为225马力，P=165kw

2.1.2 发动机的最大转矩及其转速的确定
当发动机最大功率和其相应转速确定后，可通过下式确定发动机的最大转矩。
（2-2）
式中，Temax是发动机最大转矩（N·m）；α是转矩适应性系数，标志着当行驶阻力增加时，发动机外特性曲线自动增加转矩的能力，Tp是最大功率时的转矩（N·m），α可参考同类发动机数值选取，初取α=1.05；;np为最大功率转速选为2500r/min.Pemax是发动机最大功率（KW）;np是最大功率是的转速（r/min）。
所以
一般用发动机转矩适应性系数,表示发动机转速适应行驶工况的程度，Φ越大，说明发动机的转速适应性越好。采用Φ值大得发动机可以减少换挡次数，减轻司机疲劳、减少传动系的磨损和降低油耗。通常，汽油机取1.2～1.4，柴油机取1.2～2.6，初选n=1500r/min,以保证汽车具有相当的最低稳定车速。由符合。

2.2 轮胎的选择

轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据，因此，在总体设计开始阶段就应选定。选择的依据是车型、使用条件、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。为了提高汽车的动力因数、降低汽车质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车，在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内，应尽量选取尺寸较小的轮胎。同时还应考虑与动力—传动系参数的匹配和对整车尺寸参数（例如汽车的最小离地间隙、总高等）的影响。参考《汽车设计课程设计指导书》给出的部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。

表2.2.1 轮胎规格

轮胎规格
层数
主要尺寸/mm
使用条件
断
面
宽
外直径
最大负荷/N
相应气压P/
标准轮辋
允许使
用轮辋
普通花纹
加深花纹
越野花纹
9.00-20
(9.00R20)
10
12
14
259
1018
1030
(1025)
1038
(1030)
18350
20500
22550
4.9(5.3)
6.0(6.3)
7.0(7.4)

7.0
7.00T 7.5
7.50V
7.0T
10.00-20
(10.00R20)
12
14
16
278
1055

1067
(1060)
1073
(1065)
21600
24050
26300
5.3(5.6)
6.3(6.7)
7.4(7.7)
7.5
7.5V 8.0
8.0V 8.00V
11.00-20
(11.00R20)
14
16
293
1085
1100
(1090)
1105
(1095)
26250
28700
6.3(6.7)
7.4(7.7)
8.0
8.00V 8.5
8.50V 8.5V
12.00-20
(12.00R20)
16
18
315
1125

1145
(1135)
30850
32700
6.7(7.0)
7.4(7.7)
8.5
8.50V
9.00V
12.00-24
(12.00R24)
16
315
1225

1247
(1238)
34700
6.7(7.0)
8.5
8.5V
9.00V

通过查阅货车轮胎标准GB2977-2008《载重汽车轮胎规格、尺寸、气压与负荷》和参考同类车型所选轮胎规格，各轴轮胎规格选择如下：
后轮采用双胎，负荷率增加10%-15%，所以使用6胎。米其林轮胎，纵向花纹16层，最大符合3550kg，最大气压830Pa。规格295/80R22.5-16 3550×4≥6000 可以。

2.3传动系最小传动比的确定

普通载货汽车最高档通常选用直接挡，若无分动器或者轮边减速器，则传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比 。主减速比是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。
载重货车为了得到足够的功率储备而使最高的车速有所下降，可按下式选择
（2-3）
式中，是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为295/80R20的子午线轮胎，其自由直径d=1044mm，因计算常数F=3.05(子午线轮胎F=3.05),故滚动半径；np是发动机最大功率时的转速，np=2400r/min;uamax是最高车速，uamax=120km/h；igh是变速器最高档传动比，igh=1.0。
所以，初取i0=4。
根据所选定的主减速比i0的值，就可基本上确定主减速器的减速形式（单级、双级以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。
汽车驱动桥离地间隙要求参考《汽车设计课程设计指导书》表1-4所示。其中，中型载货汽车的离地间隙要求在210～275mm之间。

2.4 传动系最大传动比的确定

传动系最大传动比为变速器的Ι挡传动比igΙ与主减速比i0的乘积。igΙ应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着条件、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合确定。
汽车爬坡度时车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有
（2-4）
则由最大爬坡度要求的变速器Ι档传动比为
（2-5）
式中，是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；是最大道路阻力系数。

前面已将计算得=0.507m；发动机最大转矩Temax=850N.m；主减速比=4；传动系传动效率=0.9。所以

根据驱动车轮与路面附着条件
（2-6）
求得变速器的Ι档传动比为
（2-7）
式中，是道路的附着系数，在良好的路面上取0.8；是汽车满载静止于水平路面时，驱动桥承受的载荷（N），后桥所受载荷为4725kg（根据满载时轴荷分配，后轴为70%），则

综上所述，初步选取变速器Ι挡传动比igΙ=9。

3.传动系各总成的选型
3.1 发动机的选型

根据所需发动机的最大功率和最大转矩及相应转速，初步选择康明斯有限公司的型号为康明斯ISBE4+225的发动机，它的主要技术参数如表2.1.1所示，其外特性曲线见附图1。

表2.1.1 康明斯ISBE4+225的发动机发动机的主要技术参数

单位
康明斯ISBE4+225
缸径/行程
mm
102*120
质量
㎏
612
排量
L
6.7
额定工况功率/转速
Kw/(r/min)
165/2500
最大转矩/转速/最大马力
N·m/(r/min)/马力
850/1500/225
最低燃油消耗率
g/(kw·h)
≤207
一米外噪音
B
99
满足排放要求

国四
进气形式/每缸气门数

增压中冷/2
气缸排列形式

直列6缸

3.2 离合器的初步选型
后备系数β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于1。β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应考虑以下几点：
1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩；
　　2)防止离合器滑磨时间过长；
　　3)防止传动系过载以及操纵轻便等。
显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。各类汽车离合器β的取值范围见表2.2.1。

表3.2.1 离合器后备系数β的取值范围
车型
后备系数β
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
1.20～1.75
最大总质量为6～14t的商用车
1.50～2.25
挂车
1.80～4.00

根据发动机的最大转矩及上述要求，初步选择东风传动轴有限公司生产，转矩容量为1800N·m的160 2B T-130单片干式螺旋弹簧离合器。该离合器与康明斯ISBE4+225匹配时，其后备系数为1.6。

表3.2.2 离合器
品牌 型号
160 2B T-130
工作性质
操纵式离合器
适用
货车，重汽
转矩
1600-1800
摩擦系数
0.47
摩擦面积
2
压盘尺寸
432×432×48mm
销孔
12mm
内径
240mm
摩擦表面内径
240mm
类型
干式操纵
摩擦表面外径
430mm

3.3 变速器的选择
根据汽车理论经验公式，为使提档平顺，n=igΙ/1.3=6.9，故初选7个档位。传动比分配7个档，igΙ取9，1*q^6=9，q=1.44，初选分配档位如下：

表3.3.1 初选变速器各挡速比
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
8.9
6.2
4.31
2.99
2.08
1.44
1

由之前所算数据修正档位后得K，根据计算选择，初步选定大齿公司DC7J120T(9.204)七档组合变速器，最大扭矩1150N·m，各档传动比为：

表3.3.2 所选变速器各挡速比
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
倒Ⅰ
9.204
6.082
3.982
2.506
1.586
1
0.829
9.056

变速箱主要参数如下表：

表2.3.3 大齿DC7J120T变速箱主要参数
品牌：
大齿
变速箱：
大齿DC7J120T
系列：
DC7J120T
档位数：
7档
换挡形式：
手动

匹配范围：
马力是180-210的道路用车和工程车
前进档位：
7档
倒挡档位数：
1个
是否有同步器：
是
最大扭矩：
900-1200NM
额定转速：
2600rpm
换挡方式：
手动
主箱中心距：
165mm
头档速比：
9.204
2档传动比：
6.082
3档传动比：
3.982
4档传动比：
1.586
5档传动比：
1.586
6档传动比：
1
7档传动比：
0.829
倒挡传动比：
9.506
变速箱重量：
320Kg
变速箱油容量：
15L
操纵形式：
可远程操纵或直接操纵

3.4 传动轴的选型
该车前后轴距较大，为了提高传动轴的的临界转速，避免共振以及考虑整车总布置上的需要，常将传动轴分段。当传动轴分段时，需要加设安装在车架横梁上的弹性中间支撑，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的传动和车架等变形所引起的位移。弹性元件能吸收传动轴的震动，降低噪声。这种弹性中间支撑不能传递轴向力，它只要承受传动轴因动不平衡，偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。
一般驱动桥传动轴均采用一对十字轴万向节。十字万向节两轴的夹角α不宜过大，当α由增至时，滚针轴承寿命将下降至原寿命的1/4。十字轴万向节夹角的允许范围参照《汽车设计课程设计指导书》表1-8。
初步采用重庆重型汽车集团传动轴有限责任公司生产的重型汽车传动轴总成，编号为：006。工作扭矩为：1650N.m。

3.5 驱动桥的选型
驱动桥处于传动系的末端，其基本公用是增大由传动轴传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动轮具有差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车价之间的垂向力、纵向力和横向力。
3.5.1 驱动桥结构形式和布置形式的选择
驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式有关。绝大多数载货汽车的驱动车轮采用非独立悬架，相应的采用非断开式车桥。现代多桥驱动汽车都采用贯通式驱动桥的布置。
在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动布置在同一个纵向垂直平面内，且相邻的两桥的传动轴是串联的布置。其优点是不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各种驱动桥零件的互通性，并且简化了结构，减少了体积和质量，成本较低。

3.5.2 主减速器结构形式选择

主减速器形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，主要取决与动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比i0的大小以及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数目及减速形式等。
双级主减速器有两集齿轮减速组成，结构复杂、质量大，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大（）且采用单级减速器不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上。
单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点是结构简单，主减速器的质量较小，尺寸紧凑，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。
综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动形式为4×2，以及单级减速主减速器具有结构简单等诸多优点，又能满足使用要求。所以，选用单级减速主减速器。

3.5.3 驱动桥的选型
根据计算的主减速比，初步选择湖北车桥有限公司的“载荷5-6.5吨后桥总成”，产品型号：HT24K21。中、后桥均采用铸钢桥壳，后驱动桥承载能力为5-6.5t，最大输入转矩为13000N·m，大于最大的输入转矩850×9.204N·m=7670.4N·m，主减速器传动比i0=4.11和4.875两种。因车速要求较高，就选i0=4.11计算，如果汽车阻力功率曲线与发动机功率曲线不能交在其最大功率点上，再进行调整。

表3.5.1 湖北车桥有限公司HT34H后桥总成基本参数
后桥总成基本参数
HT34H
适用车型
工程车、载货车
额定载荷(吨)
5-6.5
基本结构特点
冲焊110×120×8
116×120×10
126×126×10
轮距L(mm)
1680
板簧(气簧)距L1(mm)/倾角α
940/5.5°
最大输出扭矩(N.M)/主减中心高H(mm)/偏置距(右E×下F)
13000/280(49/34×30)
制动器结构形式/规格(mm)
气刹S凸轮滚轮式φ360×155
Φ400×155
车轮螺栓d/分布圆直径D(mm)
6×M20×1.5/222.25
8×M20×1.5/φ275
轮辋定位止口D1(mm)
Φ162/φ213
速比选用
4.11/4.875/5.286/5.83/6.33/6.83
性能特点
1.桥壳采取加强型设计,承载能力强；2.车轮轮辋定位方式可采用球面定位或止口定位；3.板簧距与轮距可以灵活调整
选装零部件
快插接口气室、ABS防抱死系统及自动间隙自动调整臂

4.整车性能计算
4.1发动机外特性
所选发动机型号：康明斯ISBE+225。
从发动机外特性曲线可得起转矩特性，并且用最小二乘法拟合成五次多项式，计算出各转速下发动机的输出转矩。
根据公式 （4-1）
公式（4-1）中，n表示发动机转速（n/min），表示发动机输出扭矩（N.M）, 表示发动机输出功率（KW），发动机各转速F的输出转矩和输出功率如表4.1.1所示。

表4.1.1发动机外特性参数表
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500

720
763
806
850
805
760
716
672
650
620

67.86
87.9
109.7
133.5
143.1
151.22
157.46
161.86
163.37
162

4.2 汽车动力性能计算
（1）汽车驱动力和行驶阻力
汽车行驶过程中必须克服滚动阻力Ff和空气阻力Fw的作用，加速时会受到加速阻力Fj的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力——坡度阻力Fi的作用。汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为
（4-2）
发动机在转速n下发出的转矩Te，经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力Ft按下式计算
（4-3）
式中，Te是发动机转矩（N·m）；ig是变速器速比；i0是主减速器速比，i0=4.11；ηT是传动系效率，ηT=0.9；rr是车轮的滚动半径（m），rr=0.507mm。
在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速n（r/min）所对应的汽车车速ua（Km/h）为
（4-4）
滚动阻力Ff为
（4-5）
式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;α是坡道的坡度角（º）；f是滚动阻力系数，同式（1-1）说明。
空气阻力Fw为
（4-6）
式中，CD是空气阻力系数，CD=0.9；A是迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，A=5㎡；ρ是空气密度，一般取ρ=1.2258N•s2•m-4；ua是汽车行驶速度（Km/s）,若ua以km/h计，则。
坡度阻力Fi为
（4-7）
式中，i是道路坡度，计算时i取值从0%到40%。坡度阻力随坡度角α的增加而增大，且与变速器档位和车速无关。
（2）汽车的行驶性能曲线
通过计算各档车速对应的发动机转速，由发动机外特性曲线可得到相应的发动机转矩，由式（3-2）可求得汽车的驱动力，由式（3-4）和（3-5）可求得，再作出汽车的行驶性能曲线，见附图2。计算数据见表3.1.2。

表3.1.2 汽车驱动力与行驶阻力计算列表
一档i=9.204
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
ua
4.67
5.71
6.75
7.79
8.83
9.86
10.09
11.94
12.46
12.98
Ft
47051
49860
52671
55526
52605
49964
46789
43914
42476
40516
二档
i=6.082
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
ua
7.07
8.04
10.21
11.78
13.36
14.93
16.50
18.07
18.86
19.04
Ft
31091
32948
34804
36704
34761
32818
30918
29018
28068
26772
三档
i=3.982
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
ua
10.08
13.2
15.6
18
20.4
22.8
25.2
27.6
28.8
30
Ft
20355
21571
22787
24031
22759
21486
20242
18998
18376
17528
四档
i=2.506
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
ua
17.16
20.98
24.79
28.6
32.4
36.22
40.04
43.86
45.76
47.67
Ft
12810
13575
14340
15123
14323
13522
12739
11956
11565
11031
五档
i=1.586
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
ua
27.11
33.14
39.17
45.19
51.22
57.25
63.27
69.30
72.31
75.32

续表

Ft
8107
8591
9076
9571
9064
8558
8062
7567
7319
6981
六档
i=1
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
ua
43
52.5
62.16
71.68
81.23
90.79
100.3
109.9
114.7
119.5
Ft
5112
5417
5722
6035
5725
5396
5083
4771
4615
4402
七档
i=0.829
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
ua
51.88
63.41
74.93
86.46
97.99
109.6
121.1
132.6
138.3
144.1
Ft
4237
4490
4744
5003
4738
4473
4214
3955
3825
3694

（3）最大爬坡度的计算
坡度阻力随坡度角的增加而增大，且与变速器档位和车速无关。由《汽车理论》可知最大坡度角的计算公式为：
（4-8）
式中Dmax为汽车动力因数，其计算公式为：
（4-9）
Ft为驱动力；Fw为空气阻力，由公式算出，由此得出各档位动力因素表

表3.1.3 汽车各档位动力因素表
一档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
FW
4.645
6.94
9.69
12.9
16.57
20.7
25.29
30.34
33.03
35.84
二档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
FW
10.6
15.89
22.2
29.55
37.95
47.4
58
69.5
75.65
82.08
三档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
FW
24.8
37
51.78
68.94
88.45
110.6
135.1
162.1
176.5
191.5
四档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500

FW
62.66
93.6
130.7
174.0
223.5
279.2
341.1
409.2
445.6
483.5
五档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
FW
156.4
233.7
326.4
434.6
558.1
697.2
851.7
1021.
1112.
1207.
六档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
FW
393.5
587.8
821
1093.
1404
1753.
2142.
2570
2798.
3036
七档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
FW
553.4
855.4
1195
1590.
2043
2552
3117.
3739
4071.
4418.

（4）汽车的加速性能计算

加速阻力计算。为计算最大加速能力，这里就取道路坡道为零的平直道路上行驶进行计算。
，由此可得 （4-10）
式中，δ是汽车旋转质量换算系数，δ按式估算，取,ig为变速器速比。参照《汽车设计课程设计指导书》绘制出汽车加速度曲线图，见附图3。
进而参照《汽车设计课程设计指导书》绘制各挡加速度倒数曲线图，见附图4。

由得
（4-11）

通过上式可求得汽车从初始车速u1全力加速到u2的加速时间t，结合汽车的行驶性能曲线，可以做出该汽车连续换挡加速曲线，见附图5。

表3.1.4 汽车连续换档加速时间曲线计算列表
一档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
ua
4.67
5.71
6.75
7.79
8.83
9.86
10.1
11.9
12.5
13.0

520
524
528
532
535
540
543
547
549
551
a
1.56
1.65
1.745
1.84
1.74
1.64
1.55
1.45
1.40
1.34
1/a
0.64
0.66
0.57
0.54
0.58
0.61
0.64
0.69
0.71
0.75
二档
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2400
2500
u
7.07
8.04
10.2
11.9
13.4
15.0
16.5
18.1
18.9
19.0

529
535
541
546
552
558
564
570
573
576
a
1.8
1.9
2
2.13
2.02
1.9
1.8
1.68
1.62
1.54
1/a
0.56
0.53
0.50
0.47