载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计.doc

太原科技大学课程设计

课程设计

题 目 载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计
指导老师 连晋毅
专业班级 车辆工程 121201
姓 名 何洪涛
学 号 201212040110

2015年 12月 1日

载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计

摘要:汽车车身总布置设计是车身设计的重要内容。车身总布置设计是在整车总布置的基础上进行的，主要包括汽车车身底盘的布置、前围的布置、发动机选择、以及其它装备的布置。可以说车身总布置设计的好坏是决定车身设计好坏的一项重要内容。通过本次课程设计，充分了解和掌握了对汽车车身进行车身总布置设计的步骤和方法，这将为我们以后毕业从事汽车车身设计的工作打下基础。   
关键词：车身总布置设计、发动机选择、车身外形布置设计
Abstract:General layout design is an important part of body design. General layout design is carried out on the basis of the general layout of the vehicle, which mainly includes the layout of the chassis, the layout of the front, the engine room, and other equipment. It can be said that the general layout design of the body is good or bad is to determine the body design is an important part of the body. Through this course design, fully understand and master the car body to the general layout design of the steps and methods, which will be for us after graduation engaged in car body design work to lay the foundation.
Key words: the general layout design of body engineering body shape layout design of the body interior layout design

目录

设计任务书 3
第一章 整车主要目标参数的初步确定 4
1.1 发动机的选择 4
1.1.1 发动机的最大功率及转速的确定 4
1.1.2 发动机的最大转矩及其转速的确定 5
1.2 轮胎的选择 6
1.3传动系最小动比的确定 6
1.4 变速器最大传动比的确定 7
第二章 传动系各总成的选型 8
2.1 发动机的选型 9
2.2 离合器的初步选型 9
2.3 变速器的选择 10
2.4 传动轴的选型 12
2.5 驱动桥的选型 13
2.5.1 驱动桥结构形式和布置形式的选择 13
2.5.2 主减速器结构形式选择 13
2.5.3 驱动桥的选型 13
第三章 整车性能计算 14
3.1 配置中国重汽 MC07.21-50发动机的整车性能计算 14
3.1.1 汽车动力性能计算 14
3.1.2 汽车经济性能计算 20
第四章 发动机与传动系部件的确定 22
设计总结 23

设计任务书

1、整车参数

按要求设计一辆重型货车，总质量为11000kg,整备质量为6150kg，最高车速为100m/h的重型载货汽车(售价不高于对标竞争车型)。
总质量 11000kg
整备质量 6150kg
公路行驶最高车速 100km/h
最大爬坡度 ≥30%
2、具体设计任务
1) 查阅相关资料，根据设计题目中的具体特点，进行发动机、离合器、变速箱传动轴、驱动桥以及车轮的选型。
2) 根据所选总成进行汽车动力性、经济性的估算，实现整车的优化配置
3) 绘制设计车辆的总体布置图。
4）完成至少1万字的设计说明书。
25

第1章 整车主要目标参数的初步确定

1.1 发动机的选择

1.1.1 发动机的最大功率及转速的确定

汽车的动力的根本来源是发动机提供的转矩，功率。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=100km/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
(1-1)
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=95%*96%*98%=89%，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=11000kg；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。取f=0.02，参考《汽车设计课程设计指导书》表1-2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=2×3㎡。
(1-2)
故 为了验证计算结果的正确性，又采用比功率的方法进行了发动机功率的验算
如选取功率为146.98KW的发动机，则比功率为

再考虑该载货汽车要求具有相对高的车速，因此初步选择汽车发动机的最大功率为151kw。
1.1.2 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。
(1-3)
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，参考了机械工业出版社的《汽车设计课程设计指导书》。其取值在1至1.3之间。初取α=1.2；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，以保证汽车具有相当的最低稳定车速。初取nT=2000r/min， 则，。
初步选择中国重汽 MC07.21-50型号的发动机
最大输出功率
151kW
额定功率转速
2300rpm
最大马力
210.0马力
最大扭矩
830N*m

1.2 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，在计算汽车的动力参数时要运用汽车轮胎的参数所以，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。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》表1-3给出的部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。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，各轴轮胎规格择如表1.1
表1.1 大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件

轮胎规格
主要尺寸
使用条件
断面宽/mm
外直径/mm
最大负荷/N
相应气压P/
标准轮辋
允许使用轮辋
10.00R20
278
1054
25000
6.3
7.5
7.5、8.0

前轴轮胎规格为11.00R20,轮胎数量为2；
后轮并装双轴双胎，型号为11.00R20,轮胎数量为4。
所选轮胎的单胎最大负荷25000N，气压0.63MPa，外直径1054mm。

1.3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
（1-4）
式中，是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为11.00R20的子午线轮胎，其自由直径d=1054mm，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=2300r/min;uamax是最高车速，uamax=100km/h；igh是变速器最高档传动比，igh=1.0。
所以，初取i0=5.0。
根据所选定的主减速比的值，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，为了使载货汽车有着良好的通过性。重型载货汽车的离地间隙要求在230～345mm之间。

1.4 变速器最大传动比的确定

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
（1-5）
则由最大爬坡度要求的变速器Ι档传动比为
（1-6）
式中，αmax是道路最大坡度角，参考《汽车设计课程设计指导书》设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；Ψmax是最大道路阻力系数。

前面已将计算得rr=0.5116m；发动机最大转矩Temax=830N.m；主减速比i0=5.0；传动系传动效率ηT=0.89。所以

根据驱动车轮与路面附着条件
（1-7）
求得变速器的Ι档传动比为
（1-8）
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），初步设计采用双联车桥驱动，每个驱动桥承受的质量为7.7t，则

综上所述，初步选取变速器Ι挡传动比igΙ=7.0。

第二章 传动系各总成的选型

2.1 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，所选取的发动机的功率和转速应满大于所计算的参数。初步选择中国重汽 MC07.21-50型号的发动机，它的主要技术参数如下表所示：
发动机：
中国重汽 MC07.21-50
系列：
MC系列

发动机厂商：
中国重汽
适配范围：
卡车用
进气形式：
增压中冷
汽缸数：
6
燃料种类：
柴油
汽缸排列形式：
直列
排量：
6.87L
排放标准：
国五/欧五
最大输出功率：
151kW
额定功率转速：
2300rpm
最大马力：
210.0马力
最大扭矩：
830N.m
最大扭矩转速：
1200-1800rpm
全负荷最低燃油耗率：
≤198g/kW.h
发动机形式：
直列六缸、水冷、四冲程、增压中冷、高压共轨
发动机净重：
640kg
发动机尺寸：
mm
压缩比：
16.5:1
一米外噪音：
≤97dB
缸径x行程：
108x125mm
每缸气门数：
4个

2.2 离合器的初步选型

离合器是汽车动力系统的重要部件，它担负着将动力与发动机之间进行切断与连接的工作。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， 称之为离合器的后备系数β。β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
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。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。
根据发动机的最大转矩及上述要求，由于载货车辆的载重量很高，通过挂车的β进行选型。初步选取膜片式弹簧离合器，膜片式弹簧离合器具有价格便宜，压力分布均匀可以提高使用寿命，平衡性能好，并且易于通风散热性好的优点。离合器的外径可以根据经验公式 算出，其中KD为直径系数，重型货车的直径系数为22.5~24.0
通过查阅近似款车型资料，以及带入经验公式计算和与之后的变速器匹配初步选择EQ153膜片弹簧离合器，其转矩容量为2000N·m。该离合器与中国重汽MC07.21-50 发动机匹配时，其后备系数为2.4。

2.3 变速器的选择

根据《汽车理论》上各个档位动力曲线图可求得，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，需要采用多档变速器。
根据发动机最大转矩和变速器的I挡传动比，初取挡与挡之间的比值q=1.49试计算得各挡传动比如下表：
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
7.34
4.93
3.31
2.22
1.49
1.00

选择一汽CA6TB085M 变速箱。

变速箱数据如下：
品牌：
一汽
变速箱：
CA6TB085M直接档

系列：
CA6TB系列
档位数：
6档
换挡形式：
手动
产品特点：
1、1档和倒档采用滑动齿套。
2、2-6档采用单锥同步器。
3、可前置、后置安装。
4、可配装左取力器。
5、可配缓速器。
匹配范围：
额定输入扭矩为735-835N·m的各种公路载重车、自卸车、越野车、牵引车、高档客车、汽车起重机、矿用车及重型消防车等。
前进档位：
6档
倒档档位数：
1个
是否有同步器：
全同步器
最大扭矩：
835N.m
额定转速：
2300rpm
2档传动比：
4.193
1档传动比：
7.285
4档传动比：
1.563
3档传动比：
2.485
6档传动比：
1
5档传动比：
1.195
变速箱重量：
190kg
倒档1传动比：
6.777

2.4 传动轴的选型

万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。该车前后轴距较大，容易运动过程中产生共振现象，产生共振现象时轴的转速是轴的临界转速。因此避免轴在高转速下共振。 临界转速主要大小与材料的弹性特性，轴的形状和尺寸，轴的支撑形式和轴上的零件质量等有关。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。十字轴万向节结构简单，制造方便，维修容易。对汽车而言，由于一个十字轴万向节的输 出轴相对于输入轴(有一定的夹角)是不等速旋转的，为此必须采用双万向节(或多万向节)传动，并把同传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面，且使两万向节的夹角相等。这一点是十分重要的。在设计时应尽量减小万向节的夹角。 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2.3十字轴万向节夹角的允许范围
万向节安装位置或相联两总成

不大于
离合器-变速器；变速器-分动器
（相联两总成均装在车架上）

驱动桥传 动轴
汽车满载静止时
一般汽车

越野汽车

行驶中的极限夹角
一般汽车

短轴距越野汽车

初步采用东风EQ153传动轴总成，工作扭矩为：5800N.m。

2.5 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。

2.5.1 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。大货车主要是后轮驱动。并且在后轴上布置的都是货箱，所以没有必要设计独立悬架，故大货车采用的都是非独立悬架。减速器分为单双级两种单级减速就是一级减速，简单，传动效率高，因传递能力大，对制造技术水平高双级减速就是两级减速，复杂，传达效率低，因传递能力一般，制造技术水平低。
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。

2.5.2 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。
综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动形式为，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。

2.5.3 驱动桥的选型

根据计算的主减速比，初步选择东风柳汽乘龙中卡的7T/5.143后驱动桥。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，再调整。

第三章整车性能计算

3.1发动机外特性计算

根据发动机外特性计算公式：
； （3-1）
其中；；
； （3-2）
； （3-3）
计算得出中国重汽MC07.21-50发动机外特性曲线见（图1）
中国重汽MC07.21-50发动机外特性表：
n
900
1100
1300
1500
1700
1900
2100
2300
2500

772.2
808.0
826.6
826.2
807.4
770.0
714.6
640.6
548.2

72.8
83.1
102.5
119.8
121.7
133.2
140.2
147.3
147.5

3.1、汽车动力性能计算

3.11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和空气阻力，加速时会受到加速阻力的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力——坡度阻力。
汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为：
（3-4）
发动机在转速下发出的转矩经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力按下式计算：
（3-5）
式中 ——汽车驱动力，N；
——发动机转矩，N.m；
——主减速器速比，io=5.0；
——传动系效率， 0.89
在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速所对应的汽车车速（km/h）为：
（3-6）
式中 ——发动机转速，r/min；
，，——同式（1.3）说明。
滚动阻力：
（3-7）
式中 ——重力加速度，g=9.8m/s2；
——坡道的坡度角，；
——滚动阻力系数，同式（1-1）说明；
空气阻力：
（3-8）
式中 ——空气阻力系数，CD=0.9；
——迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积, =23；
——空气密度，一般；
——汽车行驶速度，m/s。
若以km/h计，则
坡度阻力：
（3-9）
坡道的坡度为时
加速阻力：
（3-10）
式中 ——汽车旋转质量换算系数，按式估算，取， 为变速器速比；
——汽车总质量，=11000kg；
——汽车行驶加速度，。
3.12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（3-1）可求得汽车的驱动力，由式（3-3）和（3-4）可求得，再作出汽车的行驶性能曲线（图2）。计算数据见表3-1。
表3-1 汽车驱动力与行驶阻力计算列表

一档传动比7.285
车速（km/h）
5
7.2
9.4
11.6
13.8
（r/min）
944
1360

1775
2191
2600
（N.m）
630
830
735
670
610
（N）
39916.8
52588.8
46569.6
42451.2
38649.6
（N）
2162
2169
2179
2190
2205

二档传动比4.193
车速（km/h）
8.7
12.5
16.3
20.1
23.7
（r/min）
940
1359
1772
2185
2580
（N.m）
610
825
740
660
620
（N）
22246.7
30087.8
26987.8
24070.2
22611.4
（N）
2175
2196
2224
2259
2299

三档传动比2.485
车速（km/h）
14.6
20.9
27.2
33.5
39.9
（r/min）
930
1346
1752
2158
2570
（N.m）
615
830
745
635
615
（N）
13290.2
17936.3
16099.5
13722.4
13290.2
（N）
2210
2268
2345
2443
2562

四档传动比1.563
车速（km/h）
23.6
33.8
44.0
54.2

64.2
（r/min）
950
1370
1783
2196
2600
（N.m）
620
828
750
650
600
（N）
8425
11252.5
10192.5
8833.5
8154
（N）
2298
2448
2650
2906
3208

五档传动比1.195
车速（km/h）
30.6
43.8
57.0
70.2
83.2
（r/min）
940
1357
1766
2175
2580
（N.m）
615
830
745
675
625
（N）
6389.9
8623.7
7740.6
7013.3
6493.8
（N）
2395
2646
2985
3414
3927

六档传动比1
车速（km/h）
36.8
52.6
68.4
84.2
100
（r/min）
945
1364
1773
2183
2592
（N.m）
630
825
765
670
640
（N）
5479.7
7175.9
6654
5827.7
5566.7
（N）
2502
2862
3350
3966
4709

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。坡度与爬坡阻力的关系见表3-2。
表3-2 不同坡度时的坡度阻力
坡度（%）
3
6
9
12
15
18
坡度阻力（N）
15899.7
31755.7
47524.8
63163.6
78629.2
93879.4
坡度（%）
21
24
27
30
33
36
坡度阻力（N）
108872.2
123566.6
137922.3
151900
165461.3
178569.2
3.13汽车的加速性能计算
汽车在水平路面上加速行驶时驱动力与行驶阻力平衡方程式
3-8）
或，由此可得
（3-9）
式中 ——汽车旋转质量换算系数，按式估算，取， 为变速器速比；
、、、如前所述。
得， （3-10）
通过上式可求得汽车从初始车速全力加速到的加速时间。
由式（3.8）、（3.9）和汽车的行驶性能曲线可以作出连续换档加速时间曲线（图3）、加速度曲线（图4）、加速度倒数曲线（图5）。计算数据见表3-3。

表3-3 汽车连续换档加速时间曲线计算列表
一档传动比7.285
车速（km/h）
5
7.2
9.4
11.6
13.8
（N）
39916.8
52588.8
46569.6
42451.2
38649.6
（N）
2162
2169
2179
2190
2205

3.16
（）
1.086
1.451
1.277
1.158
0.761
（）
0.921
0.689
0.783
0.863
1.314

二档传动比4.193
车速（km/h）
8.7
12.5
16.3
20.1
23.7
（N）
22246.7
30087.8
26987.8
240702
22611.4
（N）
2175
2196
2224
2259
2299

1.74
（）
1.049
1.457
1.398
1.139
1.016
（）
0.954
0.686
0.715
0.878
0.942
三档传动比2.485
车速（km/h）
14.6
20.9
27.2
33.5
39.9
（N）
13290.2
17936.3
16099.5
13722.4
13290.2
（N）
2210
2268
2345
2443
2562

1.29
（）
0.781
1.104
0.969
0.795
0.756
（）
1.281
0.906
1.032
1.258
1.323

四档传动比1.563
车速（km/h）
23.6
33.8
44.0
54.2
64.2
（N）
8425
11252.5
10192.5
8833.5
8154
（N）
2298
2448
2650
2906
3208

1.14
（）
0.489
0.702
0.601
0.473
0.394
（）
2.047
1.424
1.663
2.116
2.535

五档传动比1.195
车速（km/h
30.6
43.8
57.0
70.2
83.3
（N）
6389.9
8623.7
7740.6
7013.3
6493.8
（N）
2395
2646
2985
3414
3927

1.10
（）
0.33
0.455
0.393
0.297
0.212
（）
3.029
2.199
2.544
3.362
4.714

六档传动比1
车速（km/h）
36.8
52.6
68.4
84.2
100
（N）
5479.7
7175.9
6654
5827.7
5566.7
（N）
2502
2862
3350
3966
4709

1.08
（）
0.251
0.363
0.278
0.157
0.072
（）
3.989
2.754
3.596
6.381
13.851

3.14汽车经济性能计算
汽车的燃油经济性是汽车使用中的另一项重要性能。我国汽车燃油经济性的主要评价指标有等速行驶燃油消耗量和循环工况行驶燃油消耗量，一般用等速百公里油耗（L/100km）表示。
汽车百公里燃油消耗量（L/100km）为
（3-11）
式中——汽车以车速等速行驶时用于克服滚动阻力和空气阻力，发动机所消
耗的功率， ，kW； (3-12)

——汽车总质量，=11000kg；
，，——同式(1.1)说明；
——燃油消耗率，g/(kW.h)，可根据发动机转速从外特性曲线上读取；
——汽车车速，km/h；
——燃油的重度，柴油取7.94~8.13N/L，取=8.10N/L。
通过计算，可作出汽车在各档位的等速百公里燃油消耗量曲线（图6）。计算数据列表见表3-4：
表3-4各档位等速百公里油耗计算列表
一档传动比7.285
车速（km/h）
5
7.2
9.4
11.6
13.8
（r/min）
944
1360
1775
2191
2600
（g/kW.h）
206.5
202.5
198.8
202.3
211.5
（kW）
3.375
4.875
6.392
7.930
9.496
（L/100km）
16.861
16.579
16.342
17.953
18.056

二档传动比4.193
车速（km/h）
8.7
12.5
16.3
20.1
23.7
（r/min）
940
1359
1772

2185
2580
（g/kW.h）
204.5
199.5
199.0
203.3
211.5
（kW）
5.907
8.567
11.314
14.173
17.009
（L/100km）
16.786
16.502
16.648
17.251
18.246
三档传动比2.485
车速（km/h）
14.6
20.9
27.2
33.5
39.9
（r/min）
930
1346
1752
2158
2570
（g/kW.h）
205.3
201.5
198.6
198.8
207.3
（kW）
10.072