某货车的总体设计.doc

某型货车总体设计V=100km/h G=4580kg =2250kg f=0.018
沈阳航空航天大学
课 程 设 计

题目 　　　货车总体设计

班 级 14060301
学 号 2011040603029
学 生 姓 名 张 超 能
指 导 教 师 刘 刚

沈阳航空航天大学
课 程 设 计 任 务 书

课 程 名 称 汽车设计课程设计
院（系） 机电工程学院 专业 车辆工程
班级 14060301 学号 2011040603029 姓名 张超能
课程设计题目 货车总体设计
课程设计时间: 2015 年 3 月 2日至 2015 年 3月 19 日
课程设计的内容及要求
一、设计参数：
装载质量me=2250kg 最大车速vmax=100km/h 滚动阻力系数fr=0.018
总质量=4580kg
二、设计内容
1.查阅资料、调查研究、制定设计原则。
2.选择整车和各总成的结构型式及主要技术特性参数和性能参数，形成一个完整的整车概念。
3.汽车主要技术参数的确定和计算
（1）汽车质量参数的确定；（2）汽车主要尺寸参数的确定；（3）汽车主要性能参数的确定和计算。
4.绘制总布置图
（1）明确绘制总布置图的基准；（2）标注主要结构尺寸和装配尺寸。
三、设计要求
1.绘制汽车的总布置图，0号图纸一张。
2.编写设计说明书，编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通顺，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反映出学生独立工作和解决问题的能力。
3.独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。

指导教师 年 月 日
负责教师 年 月 日
学生签字 年 月 日

目录
摘 要 1
第一章 汽车形式的选择 2
1.1 汽车轮胎的选择 2
1.2 驾驶室布置 3
1.3 驱动形式的选择 4
1.4 轴数的选择 4
1.5 货车布置形式 4
1.6 外廓尺寸 4
1.7 轴距L 5
1.8 前轮距B1和后轮距B2 5
1.9 前悬LF和后悬LR 5
1.10 货车车头长度 5
1.11 货车车箱尺寸 6
第二章 汽车发动机的选择 7
2.1 发动机最大功率p 7
2.2 发动机的最大转矩T及其相应转速n 8
2.3 选择发动机 8
第三章 传动比的计算和选择 10
3.1 驱动桥主减速器传动比的选择 10
3.2 变速器传动比的选择 10
3.2.1 变速器头挡传动比的选择 10
3.2.2 变速器的选择 11
第四章 轴荷分配及质心位置的计算 12
4.1 轴荷分配及质心位置的计算 12
第五章 动力性能计算 17
5.1 驱动平衡计算 17
5.1.1 驱动力计算 17
5.1.2 行驶阻力计算 17
5.1.3 汽车行驶驱动力行驶阻力平衡图 18
5.2动力特性计算 19
5.2.1 动力因数D的计算 19
5.2.2 行驶阻力与速度关系 19
5.2.3 动力特性图 20
5.2.4 汽车爬坡度计算 20
5.2.5 加速度,加速度倒数曲线 21
5.3 功率平衡计算 23
5.3.1 汽车行驶时，发动机能够发出的功率 23
5.3.2 汽车行驶时，所需发动机功率 23
5.3.3 功率平衡图 24
第六章 汽车燃油经济性计算 25
第七章 汽车不翻倒条件计算 27
7.1 汽车满载不纵向翻倒的校核 27
7.2 汽车满载不横向翻倒的校核 27
总 结 29

1

摘 要
车的总体设计是汽车设计工作中最重要的一环，它对汽车的设计的质量、使用性能和在市场上的竞争力有着决定性的影响。而这些主要取决于有关总成及部件间的协调与参数匹配，也就是汽车的总体布置。
汽车设计的整个过程：首先根据任务书上所提供的原始数据进行计算，参考同吨位的车型可初步确定汽车的总体尺寸，然后计算所用发动机的最大功率，结合选定的发动机确定变速器的各档传动比及主减速器传动比。其次，要对汽车上各总成进行总体合理布置和质心位置的确定，以达到空载和满载时轴荷分配在规定的范围之内。再次，对汽车的动力性及燃油经济性进行估算，出现不符合要求的地方及时修改，再估算，再修改。最终完成载货汽车总装图的绘制。

关键词：平头货车;尺寸参数;性能参数;动力性参数;燃油经济性

第一章 汽车形式的选择
1.1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
4×2后轮单胎
32%～40%
60%～68%
50%～59%
41%～50%
4×2后轮双胎，长、端头式
25%～27%
73%～75%
44%～49%
51%～56%
4×2后轮双胎，平头式
30%～35%
65%～70%
48%～54%
46%～52%
6×2后轮双胎
19%～25%
75%～81%
31%～37%
63%～69%
根据表1.1，，本车型为4×2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
250
280
320
350
390
420
460
490
530
560
600
630
670
7.50R16LT
D
650
710
765
825
[6]
875
925
970
[8]
1020
1065
1105
[10]
1155
1195
1240
[12]
根据，选择轮胎型号7.50R16LT，气压：390kPa
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
7.50R16LT
6,8,10
12,14
6.00G
215
805
815
375
170
4.0
1.0
230
825
255
Z1-01-3
5.50F.6.50H
1.2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
1.3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。
1.4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。
1.5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。
1.6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。
参考同类车型取外形尺寸长×宽×高=5920×2096×24230mm
1.7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。考虑本车设计要求和表1.4，根据汽车总质量4695kg，并参考同类车型，轴距L选为3360 mm。
表1.4各型汽车的轴距和轮距
类别
轴距/mm
轮距/mm
4×2货车
1.8～6.0
2300～3600
1300～1650
6.0～14.0
3600～5500
1700～2000
1.8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。参考同类车型选取B1=1580mm，B2=1595mm。
1.9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1.8～14.0t的货车后悬一般在1200～2200mm之间。参考同类车型，并根据本车结构特点确定前悬LF：860mm 后悬LR：1700mm。
1.10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，平头车头车型一般在1400～1500。
本车车头长取1400mm
1.11货车车箱尺寸
参考同类车型，考虑本车设计要求，确定本车车箱尺寸： 4175mm×1880mm×540mm。

第二章 汽车发动机的选择
2.1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 （2.1）
式中：——最大功率，kw；
——传动效率，取0.9；
——重力加速度，取9.8m/s2；
——滚动阻力系数，取0.018；
——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
=1.58×2.36=3.73m2；
——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10％～20％即在81.31kw～88.72kw选择发动机
2.2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：
α （2.2）
式中：α——转矩适应系数，一般去1.1～1.3，取1.1
——最大功率时转矩，N•m
——最大功率，kw
——最大功率时转速，r/min
——最大转矩，N•m
其中，/在1.4～2.0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。
2.3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81.31kw到88.72kw。根据《九十年代发动机》一书，选取CY4102BZLQ-A型柴油机，主要技术参数参见图2-1，其全负荷速度特性曲线如附图2.1所示。根据上述功率选定CY4102BZLQ-A：
表2.1 CY4102BZLQ-A增压中冷型主要技术参数
增压中冷型主要技术参数
型    号：
CY4102BZLQ-A
形    式：
立式直列、水冷、四冲程、增压中冷
气 缸 数：
4—102×118
工作容积：
3.856
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：
88/2800
最大扭矩/转速：
343/1400-1800
全负荷最低燃油消耗率：
220
最高空载转速：
3100
机油消耗率：
750
工作顺序：
1-3-4-2
噪声限制：
114
烟    度：
≤0.6
净质量：
340
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

第三章 传动比的计算和选择
3.1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：
（3.1）
式中：——汽车最高车速，km/h；
——最高车速时发动机的转速，一般=（0.9～1.1），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（3.1）可得：

3.2变速器传动比的选择
3.2.1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=4580×65%=2977kg；
——附着系数。0.6-0.7之间，取=0.7。
（2）各挡传动比确定：
由于在4.22≤≤6.26，取=6，且=1
按等比数级分配各挡传动比,===
则q==1.57,=6，=q3=3.83，=q2=2.46，=q1=1.57，=1
3.2.2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3.1 东风17Q50-00030B参数
变速器型号
中心距
最大输入扭矩
换挡方式
变速箱重量
东风17Q50-00030
121mm
440N.m
手动
112Kg
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

第四章 轴荷分配及质心位置的计算
4.1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+…=G2L
g1h1+g2h2+g3h3+…=Ghg
g1+g2+g3+…=G （4.1）
G1+G2=G
G1L=Gb
G2L=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。
质心确定如表 4.1所示

表4.1 各部件质心位置

质量（Kg）
质心至前轴距离（m）
质心离地距离（空载）（m）
质心离地距离（满载）（m）

（空载）
（满载）
发动机及附件
340
-0.1
1
0.9
-34
306
306
变速器及离合器壳
112
0.9
0.8
0.7
100.8
78.4
78.4
人
195
0.2
1.4
1.3
0
0
0
货物
2250
2.9
0
1
6525
0
2250
万向节传动
28
2
0.65
0.55
56
15.4
15.4
后轴及后轴制动器
260
3.36
0.462
0.362
873.6
94.12
94.12
后悬架及减震器
140
3.36
0.54
0.44
470.4
61.6
61.6
前悬架及减震器
45
0
0.52
0.42
0
18.9
18.9
前轴前制动器轮毂转向梯形
146
0
0.462
0.362
0
52.852
52.852
前轮及轮胎总成
120
0
0.375
0.375
0
45
45
后轮及轮胎总成
250
3.36
0.375
0.375
840
93.75
93.75
车架支架拖吊装置
175
1.9
0.75
0.65
332.5
113.75
113.75
油箱油管
18
2.2
0.65
0.55
0.35
9.9
9.9
蓄电池组
36
2.2
0.65
0.55
0.65
19.8
19.8
驾驶室总成
130
0
1.55
1.45
0
188.5
188.5
挡泥板
75
2.8
0.45
0.35
210
33.75
26.25
货箱总成
260
2.9
1.2
1.1
754
286
286
总计
4580

10168.3
1896.722
3913.722

⑴.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：
G2=
G1=4580-3026.3=1553.7kg

前轴荷分配：=33.9％
后轴荷分配：=66.1％

空载：

=kg

前轴荷分配:
后轴荷分配：

根据表4.2,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
用
货
车
4×2后轮单胎
32%～40%
60%～68%
50%～59%
41%～50%
4×2后轮双胎，长、端头式
25%～27%
73%～75%
44%～49%
51%～56%
4×2后轮双胎，平头式
30%～35%
65%～70%
48%～54%
46%～52%
6×2后轮双胎
19%～25%
75%～81%
31%～37%
63%～69%
a.水平路面上汽车满载行驶时轴荷转移计算
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：

（4.2）
式中：——行驶时前轴最大负荷，kg；
——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0.7～0.8。
令，
式中：——行驶时前轴轴荷转移系数，一般为0.8～0.9；
——行驶时后轴轴荷转移系数，一般为1.1～1.2。
根据式（3.2）可得:
kg

kg

b.汽车满载制动时各轴的最大负荷按下式计算：
（4.3）
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1.4～1.6；
——制动时后轴轴荷转移系数，一般为0.4～0.6。
根据公式（3.3）可得：
kg

第五章 动力性能计算
5.1驱动平衡计算
5.1.1驱动力计算
汽车的驱动力按下式计算：
（5.1）
式中：——驱动力，N；
——发动机转矩，Nm；
——车速，km/h。
5.1.2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；
= (5.2)
根据公式（5.1）及（5.2）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 5-1 表5-2 所示：

表5.1各挡驱动力，速度

N（r/min）
1230
1400
1600
1800
2000
2200
2400
2600
2800
T(N·m)
323
335
345
343
340
330
320
310
300
一档
V1(km/h
8
9
10
11
12
14
15
16
17
Ft1（N）
17538
18189
18732
18624
18461
17918
17375
16832
16289
二档
V2(km/h
12
14
16
17
19
21
23
25
27
Ft2（N）
11297
11717
12066
11996
11891
11542
11192
10842
10492
三档
V3(km/h
20
23
26
29
33
36
39
42
46
Ft3（N）
6723
6973
7181
7139
7077
6869
6660
6452
6244
四档
V4(km/h
30
34
39
44
49
54
58
63
68
Ft4（N）
4500
4668
4807
4779
4737
4598
4459
4319
4180
五档
V5(km/h
44
50
57
64
71
79
86
93
100
Ft5（N）
3070
3184
3279
3260
3231
3136
3041
2946
2851

V5(km/h)
44
50
57
64
71
79
86
93
100
（N）
1114
1205
1327
1464
1619
1789
1975
2178
2397
表5.2 行驶阻力

5.1.3汽车行驶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
图5.1 驱动力-行阻力平衡图
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，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5-1中最高车速为100km/h。
5.2动力特性计算
5.2.1动力因数D的计算
汽车的动力因数按下式计算：
（5.3）
5.2.2行驶阻力与速度关系
0.0076+0.000056 （5.4）
根据式（5.3）及式（5.4）得汽车各挡行驶动力因数，如表 5-3所示：
表5.3各挡速度与动力因素

N(r/min)
1230
1400
1600
1800
2000
2200
2400
2600
2800
T(N·m)
323
335
345
343
340
330
320
310
300
一档
V1（km/h）
8
9
10
11
12
14
15
16
17
D1
0.391
0.405
0.417
0.414
0.411
0.399
0.386
0.374
0.362
二档
V2（km/h）
12
14
16
17
19
21
23
25
27
D2
0.251
0.26
0.268
0.266
0.264
0.256
0.247
0.239
0.231
三档
V3（km/h）
20
23
26
29
33
36
39
42
46
D3
0.148
0.154
0.158
0.156
0.154
0.149
0.143
0.138
0.132
四档
V4（km/h）
30
34
39
44
49
54
58
63
68
D4
0.097
0.1
0.102
0.1
0.097
0.092
0.087
0.082
0.077
五档
V5（km/h）
44
50
57
64
71
79
86
93
100
D5
0.062
0.062
0.061
0.058
0.054
0.048
0.042
0.035
0.028

f
0.01
0.01
0.011
0.011
0.012
0.012
0.012
0.013
0.013

5.2.3动力特性图
利用表5.2做出动力特性图

图5.2 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。
5.2.4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。
=

式中:--汽车变速器I档的最大动力因数,为0.40
则
=
=24.07°
=44.67%﹥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。
5.2.5加速度,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）
式中：=0.03～0.05，取0.04；
～0.06，取0.05；
——变速器各挡位时的传动比。
公式（5.7）可得各挡δ值：
表5.4各挡回转质量换算系数
i
5.713
3.68
2.192
1.466
1

2.67
1.72
1.28
1.15
1.09
由此可得各挡汽车行驶时各挡加速度及加速度倒数，
(5-8)

如表 5.5所示：
一档
V1(km/h)
8
9
10
11
12
14
15
16
17
1/a1
0.71
0.69
0.67
0.67
0.68
0.70
0.72
0.75
0.77
二档
V2(km/h)
12
14
16
17
19
21
23
25
27
1/a2
0.72
0.70
0.68
0.68
0.69
0.71
0.74
0.76
0.79
三档
V3(km/h)
20
23
26
29
33
36
39
42
46
1/a3
0.93
0.90
0.88
0.89
0.90
0.94
0.98
1.02
1.07
四档
V4(km/h)
30
34
39
44
49
54
58
63
68
1/a4
1.34
1.30
1.28
1.31
1.35
1.44
1.54
1.66
1.80
五档
V5(km/h)
44
50
57
64
71
79
86
93
100
1/a5
2.16
2.15
2.19
2.38
2.63
3.09
3.79
4.98
7.45
表5.5各挡速度、加速度与加速度倒数

由表5.5 可绘出加速度倒数曲线：
图5.4 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2～2.5t的轻型载货汽车的换挡加速时间多在17.5～30s。根据加速度倒数曲线可算出该车0到60km/h加速时间为59×＝13.1s
满足轻型载货汽车加速时间要求。
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 5.6所示：
表5.6发动机功率
N(r/min)
1230
1400
1600
1800
2000
2200
2400
2600
2800
T(N·m)
323
335
345
343
340
330
320
310
300
V1(km/h)
8
9
10
11
12
14
15
16
17
V2(km/h)
12
14
16
17
19
21
23
25
27
V3(km/h)
20
23
26
29
33
36
39
42
46
V4(km/h)
30
34
39
44
49
54
58
63
68
V5(km/h)
44
50
57
64
71
79
86
93
100
P1(kw)
42
49
58
65
71
76
80
84
88

5.3.2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：