載貨汽車動力匹配和總體設計說明

1、下載可編輯汽車設計課程設計說明書學院：機械工程學院班級：學號：.專業(yè) .整理 .下載可編輯目錄設計任務書.3第 1 章 整車主要目標參數(shù)的初步確定 .41.1發(fā)動機的選擇 .41.1.1發(fā)動機的最大功率及轉(zhuǎn)速的確定 .41.1.2發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及其轉(zhuǎn)速的確定 .61.2輪胎的選擇 .71.3傳動系最小傳動比的確定 .81.4傳動系最大傳動比的確定 .10第 2 章 傳動系各總成的選型 .122.1發(fā)動機的選型 .122.2離合器的初步選型 .132.3變速器的選型 .142.4傳動軸的選型 .152.5.2主減速器結(jié)構形式選擇.172.5.3驅(qū)動橋的選型.17第 3 章 整車性能計算 .183

2、.1配置濰柴 WD615.50發(fā)動機的整車性能計算.183.1.1汽車動力性能計算.183.1.2汽車經(jīng)濟性能計算.21第 4章 發(fā)動機與傳動系部件的確定 .22參考文獻.23.專業(yè) .整理 .下載可編輯設計任務書載貨汽車動力匹配和總體設計設計一輛用于長途運輸固體物料，載重質(zhì)量20t 的重型貨運汽車。整車尺寸： 11980mm×2465mm×3530mm軸數(shù)： 4；驅(qū)動型式： 8×4；軸距： 1950mm+4550mm+1350mm額定載質(zhì)量： 20000kg整備質(zhì)量： 11000kg公路最高行駛速度： 90km/h最大爬坡度：大于30%設計任務：1) 查閱相關資

3、料，根據(jù)題目特點，進行發(fā)動機、離合器、變速箱傳動軸、驅(qū)動橋、車輪匹配和選型；2) 進行汽車動力性、經(jīng)濟性估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化匹配；3) 繪制車輛總體布置說明圖；4) 編寫設計說明書。.專業(yè) .整理 .下載可編輯第 1 章 整車主要目標參數(shù)的初步確定1.1發(fā)動機的選擇發(fā)動機的最大功率及轉(zhuǎn)速的確定汽車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。設計要求該載貨汽車的最高車速是90km/h，那么發(fā)動機的最大功率應該大于等于以該車速行駛時的行駛阻力功率之和，即：Pe max1 ( ma g f ua maxCD A ua3max )（1-1 ）T 360076140式中P發(fā)動機最大功率，；emaxkW

4、T 傳動系效率（包括變速器、傳動軸萬向節(jié)、主減速器的傳動效率）T95%95%98%96%84.9% ，各傳動部件的傳動效率見表 1-1 ；表 1-1 傳動系統(tǒng)各部件的傳動效率部件名稱傳動效率（ %）4-6 檔變速器95輔助變速器（副變速器或分動器）95單級減速主減速器96傳動軸萬向節(jié)98ma 汽車總質(zhì)量， ma31000kg ；g 重力加速度， g9.81m / s2 ；.專業(yè) .整理 .下載可編輯f 滾動阻力系數(shù) , 由試驗測得，在車速不大于100km/h 的情況下可認為是常數(shù)。輪胎結(jié)構、充氣壓力對滾動阻力系數(shù)有較大影響，良好路面上常用輪胎滾動阻力系數(shù)見表1-2 。取 f0.012 。表 1

5、-2 良好路面上常用輪胎滾動阻力系數(shù)輪胎種類滾動阻力系數(shù)中重型載貨車用子午線輪胎0.007-0.008中重型載貨車用斜交輪胎0.-0.012輕型載貨車用子午線輪胎0.008-0.009輕型載貨車用斜交輪胎0.-0.012轎車用子午線輪胎0.012-0.017轎車用斜交輪胎0.015-0.025CD 空氣阻力系數(shù)，取CD =0.9 ；一般中重型貨車可取0.81.0 ；輕型貨車或大客車0.60.8 ；中小型客車0.40.6 ；轎車0.30.5 ；賽車 0.20.4 。A 迎 風 面 積 (m2 ) , 取 前 輪 距 B1×總高H，A =2.4653.530 m2ua m ax 該載貨汽

6、車的最高車速， ua m ax =90kmh。故Pe max131000 9.81 0.012900.9 2.465 3.530903 kW 195.78kW0.849360076140也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。.專業(yè) .整理 .下載可編輯如選取功率為 195.78kW的發(fā)動機，則比功率為1000 Pe max1000 195.78 kW / t 6.315kW / t（1-2 ）ma31000參考日本五十鈴、德國奔馳、瑞典斯堪的維亞等國外同類型汽車，其比功率都在 6kW/t 以上，即總質(zhì)量 31t 的汽車，其發(fā)動機應該具有的功率 Pe631186kW ；再考慮該載貨汽車要

7、求具有相對較高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為200kW。發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及其轉(zhuǎn)速的確定當發(fā)動機最大功率和其相應轉(zhuǎn)速確定后，可用下式確定發(fā)動機的最大扭矩。Pe maxTe max 9549（1-3 ）n p式中， Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）；轉(zhuǎn)矩適應性系數(shù)， Temax ；TpTp 最大功率時的轉(zhuǎn)矩（N·m）；的大小標志著當行駛阻力增加時， 發(fā)動機外特性曲線自動增加轉(zhuǎn)矩的能力， 可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，初取 =1.05 ；Pe max 發(fā)動機最大功率， kW；np 最大功率時的轉(zhuǎn)速， r/min ，取 np =2200r/min 。所以T9549 1.0

8、5 200 N m 911.5N memax2200.專業(yè) .整理 .下載可編輯一般用發(fā)動機適應性系數(shù)表示發(fā)動機適應行駛工況的程度，np 。 值越大，說明發(fā)動機的適應性越好。采用值大的發(fā)動nT機可以減少換檔次數(shù)， 減輕司機疲勞、減少傳動系的磨損和降低油耗。通常，汽油機取 1.2 1.4 ，柴油機取 1.2 2.6 ，以保證汽車具有適當?shù)淖畹头€(wěn)定速 度 。 初 取 nT =1300r/min ，則 n p22001.692 ，nT13001.05 1.692 1.7769 。1.2輪胎的選擇輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)，因此，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依

9、據(jù)是車型、使用條件、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。 為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車質(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)量，對公路用車，在其輪胎負荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的圍， 應盡量選取尺寸較小的輪胎。同時還應考慮與動力傳動系參數(shù)的匹配和對整車尺寸參數(shù) （例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。表 1-3 給出的部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件。通過查閱貨車輪胎標準 GB2977-2008 載重汽車輪胎規(guī)格、尺寸、氣壓與負荷和參考同類車型所選輪胎規(guī)格，各軸輪胎規(guī)格選擇如下：前軸輪胎規(guī)格為11.00R20, 輪胎數(shù)量為2；中間軸輪胎規(guī)格為11.00R20，輪胎數(shù)量為2；后輪并裝雙軸雙胎，型號為

10、11.00R20, 輪.專業(yè) .整理 .下載可編輯胎數(shù)量為 8。所選輪胎的單胎最大負荷28700N，氣壓 0.74MPa，加深花紋，外直徑 1090mm。表 1-3 大客車、載貨汽車及掛車的規(guī)格、尺寸及使用條件主要尺寸 /mm使用條件相應氣壓層斷外直徑最大負P/10 1標準允許使荷/N輪輞用輪輞輪胎規(guī)格數(shù)面MPa寬普通加深花越野花花紋紋紋9.00-201010301038183504.9(5.3)7.00T7.5122591018205006.0(6.3)7.50V(9.00R20)(1025)(1030)7.014225507.0(7.4)7.0T5o10.00-20121055106710

11、73216005.3(5.6)7.5V 8.014278240506.3(6.7)7.5(10.00R20)(1060)(1065)8.0V 8.00V16263007.4(7.7)11.00-2014293108511001105262506.3(6.7)8.08.00V8.5(11.00R20)16(1090)(1095)287007.4(7.7)8.50V8.5V12.00-201631511251145308506.7(7.0)8.58.50V(12.00R20)18(1135)327007.4(7.7)9.00V12.00-241631512251247347006.7(7.0)8.

12、58.5V(12.00R24)(1238)9.00V1.3傳動系最小傳動比的確定普通載貨汽車最高檔通常選用直接檔，若無分動器或輪邊減速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比i0 。主減速比i0 是主.專業(yè) .整理 .下載可編輯減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。對于載貨汽車，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速有所下降，i 0 可按下式選擇i0 ( 0.377 0.472) r rnp（1-4 ）ua max i gh式中， rr 驅(qū)動車輪的滾動半徑（ m），所選輪胎規(guī)格為11.00R20的子午線輪胎，其自由直徑 d=1090mm，因計算常數(shù) F=3.05( 子午線輪胎 F=

13、3.05),故滾動半徑 rrFd3.05 1090 mm529.1mm 0.5291m ；223.1416np 是發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速，np =2200r/min;ua m ax 是最高車速，ua m ax =100km/h； igh 是變速器最高檔傳動比， i gh =1.0 。所以i0(0.377 0.472) 0.529122004.876 6.104，初取 i0 5.0 。90 1.0根據(jù)所選定的主減速比i0 的值，就可基本上確定主減速器的減速形式（單級、雙級以及是否需要輪邊減速器） ，并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。汽車驅(qū)動橋離地間隙要求如表 1-4 所示。其中，重型載貨

14、汽車的離地間隙要求在 230345mm之間。表 1-4 汽車驅(qū)動橋離地間隙車型離地間隙 mm微型小型轎車中級.專業(yè) .整理 .下載可編輯高級微型、輕型中型載貨汽車重型、超重型微型、輕型越野汽車中型、重型小型客車中型、大型1.4傳動系最大傳動比的確定傳動系最大傳動比為變速器的檔傳動比ig 與主減速比 i0 的乘積。ig應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等綜合確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有Te max igi0Tmag ( f cos maxsin max )

15、ma grrmax（1-5 ）則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為ma gmaxrri gI（1-6 ）Temax i0T式中ma 汽車總質(zhì)量， ma=31000kg；g 重力加速度，g =9.81m/ s2 ：.專業(yè) .整理 .下載可編輯max 道路最大阻力系數(shù)，max =( fcos max sin max ) 。max 道路最大坡度角， 設計要求最大坡度為 30%，即坡度角 max 為 16.7 °。所以 max 0.012 cos16.7sin 16.70.30rrFd2計算， F=3.05 ，rr 驅(qū)動車輪的滾動半徑（m），按d=1090mm所以rr =0.5291mm；T

16、emax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，911.5N·m；i0 主減速比，i0 =5.0 ；T 傳動系傳動效率，T =0.849 。所以igI31000 9.81 0.30 0.5291 12.47911.55.00.849根據(jù)驅(qū)動車輪與路面附著條件Te max ig i 0TG2rr（1-7 ）求得變速器檔傳動比為G2rrig（1-8 ）Te max i0T式中G2 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，初步設計采用雙聯(lián)車橋驅(qū)動，每個驅(qū)動橋承受的質(zhì)量為15t ；道路的附著系數(shù)，在良好路面上取0.8；rr ，Te max ， i0 ，T 同式（ 1-6 ）中的說明。所以igI 15000 9

17、.81 0.8 0.5291 16.097 911.5 5.0 0.849綜上，初步確定變速器檔傳動比 i gI12.96 。.專業(yè) .整理 .下載可編輯第 2 章 傳動系各總成的選型2.1發(fā)動機的選型根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最大轉(zhuǎn)矩及相應轉(zhuǎn)速，初步選擇一汽柴油機股份的型號為BF6M1013-28E3的發(fā)動機，它的主要技術參數(shù)如下表 2-1 所示。表 2-1大柴 BF6M1013-28E3發(fā)動機的主要技術參數(shù)單位大柴 BF6M1013-28E3外形尺寸（長×寬×高）mm1146×622×897缸徑/ 行程mm108/130質(zhì)量650排量L7.14額定工

18、況功率 / 轉(zhuǎn)速Kw/(r/min)206/2200最大轉(zhuǎn)矩 / 轉(zhuǎn)速 / 最大馬N·m/(r/min)/ 馬力1050/1400/280力最低燃油消耗率g/(kw ·h)203一米外噪音B96壓縮比18.1滿足排放要求國/ 國進氣形式 / 每缸氣門數(shù)增壓中冷 /4氣缸排列形式直列.專業(yè) .整理 .下載可編輯2.2離合器的初步選型后備系數(shù)為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比，必須大于1。是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)， 它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時，應考慮以下幾點：1) 摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠

19、地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；2) 防止離合器滑磨時間過長；3) 防止傳動系過載以及操縱輕便等。顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太小；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大； 當發(fā)動機后備功率較大、 使用條件較好時，可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時， 為提高起步能力、減少離合器滑磨， 應選取大些； 貨車總質(zhì)量越大， 也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定， 選取的值可比螺旋彈簧離合器小些； 雙片離合器的值

20、應大于單片離合器。 各類汽車離合器的取值圍見表 2-2 。.專業(yè) .整理 .下載可編輯表 2-2離合器后備系數(shù)的取值圍車型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于6t 的商用車1.20 1.75最大總質(zhì)量為 614t 的商用車1.50 2.25掛車1.80 4.00根據(jù)發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及上述要求，初步選擇東風傳動軸生產(chǎn)，轉(zhuǎn)矩容量為 2700N·m的 DSP430拉式膜片彈簧離合器。 該離合器與濰柴 WD615.56匹配時，其后備系數(shù)為 2.45 。2.3變速器的選型由于重型汽車的裝載質(zhì)量大，使用條件復雜，同時，重型貨車滿載與空載的質(zhì)量變化極大， 欲保證重型汽車具有良好的動力性、經(jīng)濟性和加速性

21、, 需要采用多檔變速器。因為，檔位數(shù)越多，發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會越大， 提高汽車的加速與爬坡能力； 同時，增加發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)工作的機會，提高汽車的燃油經(jīng)濟性。目前，組合式機械變速器已成為重型汽車的主要形式，即，以一到兩種 46 檔變速器為主體，通過更換系列齒輪副和配置不同的副變速器，得到一組不同檔數(shù)不同傳動比圍的變速器系列。根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和變速器的一檔傳動比，初步選擇中國第一.專業(yè) .整理 .下載可編輯汽車集團公司生產(chǎn)的10 檔組合式機械變速器，變速器型號：CATS10-130,額定輸入扭矩為1274N.m，該變速器最高檔采用直接檔，傳動比圍為 12.961 。變速器各

22、檔速比見表2-3 。表 2-3所選變速器各檔速比12345678910 倒1 倒212.961 9.6937.370 5.540 3.846 3.372.520 1.916 1.4401.000 2.938 11.3012.4傳動軸的選型該車前后軸距較大，為了提高傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速，避免共振以及考慮整車總布置上的需要，常將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需加設安裝在車架橫梁上的中間支承， 以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的竄動和車架等變形所引起的位移。橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動軸因動不平衡、偏心

23、等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。一般驅(qū)動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字軸萬向節(jié)兩軸的夾角不宜過大，當由 4o 增至 16o 時，滾針軸承壽命將下降至原壽命的 1/ 4 。十字軸萬向節(jié)夾角的允許圍見表2-4 。表 2-4 十字軸萬向節(jié)夾角的允許圍萬向節(jié)安裝位置或相聯(lián)兩總成不大于.專業(yè) .整理 .下載可編輯離合器 - 變速器；變速器 - 分動器（相聯(lián)兩總成均裝在車架上）1o 3o一般汽車6o汽車滿載靜止時12o驅(qū)動橋傳動越野汽車軸一般汽車15o 20o行駛中的極限夾角30o短軸距越野汽車初步采用重型汽車集團傳動軸有限責任公司生產(chǎn)的重型汽車傳動軸總成，編號為： 006

24、。工作扭矩為： 15000N.m。2.5驅(qū)動橋的選型驅(qū)動橋處于傳動系的末端，其基本公用是增大由傳動軸傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、 右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動輪具有差速功能；同時，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車價之間的垂向力、縱向力和橫向力。驅(qū)動橋結(jié)構形式和布置形式的選擇驅(qū)動橋的結(jié)構形式與驅(qū)動車輪的懸架形式有關。絕大多數(shù)載貨汽車的驅(qū)動車輪采用非獨立懸架，相應的采用非斷開式車橋?，F(xiàn)代多橋驅(qū)動汽車都采用貫通式驅(qū)動橋的布置。在貫通式驅(qū)動橋的布置中，各橋的傳動布置在同一個縱向垂直平面，且相鄰的兩橋的傳動軸是串聯(lián)的布置。其優(yōu)點是不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各種驅(qū)動橋零件的互通性，并且簡化了結(jié)構，減少了

25、體積和質(zhì)量，成本較低。.專業(yè) .整理 .下載可編輯主減速器結(jié)構形式選擇主減速器形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，主要取決與動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比i0 的大小以及驅(qū)動橋的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及減速形式等。雙級主減速器有兩集齒輪減速組成，結(jié)構復雜、質(zhì)量大，制造成本也顯著增加，僅用于主減速比較大（7.6i012 ）且采用單級減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙要求的重型汽車上。單級貫通式主減速器用于多橋驅(qū)動汽車的貫通橋上，其優(yōu)點是結(jié)構簡單，主減速器的質(zhì)量較小，尺寸緊湊，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性。綜上所述，由于所設計的載貨汽車的軸數(shù)和

26、驅(qū)動形式為84，以及單級減速雙聯(lián)主減速器具有結(jié)構簡單等諸多優(yōu)點，又能滿足使用要求。所以，選用單級減速雙聯(lián)主減速器。驅(qū)動橋的選型根據(jù)計算的主減速比，初步選擇紅巖汽車車橋廠的單級減速雙聯(lián)驅(qū)動橋，產(chǎn)品型號： 20048302。中、后橋均采用鑄鋼橋殼，中、后驅(qū)動橋承載能力均為13t ，最大輸入轉(zhuǎn)矩為40000N·m，大于最大的輸入轉(zhuǎn)矩 1274×12.961N·m=16512.31N·m，主減速器傳動比 i0 =4.875和 5.833 兩種。因車速要求較高， 就選 i0 =4.875 計算，如果汽車阻力功率曲線與發(fā)動機功率曲線不能交在其最大功率點上，再進行調(diào)整

27、。.專業(yè) .整理 .下載可編輯第 3 章 整車性能計算3.1配置濰柴 WD615.50 發(fā)動機的整車性能計算汽車動力性能計算（1）汽車驅(qū)動力和行駛阻力汽車行駛過程中必須克服滾動阻力 F f 和空氣阻力 Fw ，加速時會受到加速阻力 Fj 的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力坡度阻力Fi 。汽車行駛時驅(qū)動力與行駛阻力的平衡方程式為：FtF fFw FiF j（3-1）發(fā)動機在轉(zhuǎn)速 n 下發(fā)出的轉(zhuǎn)矩 Te 經(jīng)汽車傳動系傳遞到驅(qū)動輪上的驅(qū)動力 Ft 按下式計算：Te ig i0TFtrr（3-2）式中Ft 汽車驅(qū)動力，N；Te 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，N.m；ig 變速器速比；i0 主減速器速比，i04.875

28、 ；T 傳動系效率，T0.849 ；rr 車輪的滾動半徑，m ， rr0.5291m ；在驅(qū)動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速n 所對應的汽車車速ua（ km/h）為：.專業(yè) .整理 .下載可編輯ua 0.377 nrri gi0（3-3）式中n 發(fā)動機轉(zhuǎn)速， r/min；ig ， i0 ， rr 同式（ 1-10 ）說明。滾動阻力 F f ：Ff ma g cosf（3-4）式中g 重力加速度， g 9.81m / s2；坡道的坡度角， o ；f 滾動阻力系數(shù)，同式（ 1-1 ）說明；空氣阻力Fw ：Fw1 CD A ua2（3-5 ）2式中CD 空氣阻力系數(shù)， CD0.55 ；A 迎風面積，即

29、汽車行駛方向的投影面積, A =2.465 3.530 m2 ；空氣密度，一般1.2258 N .s2 .m 4 ；ua 汽車行駛速度，m/s。若 ua 以 km/h 計，則 FwC D A221.15ua坡度阻力 Fi ：Fima gi（3-6 ）式中， i是道路坡度，計算時i 取值從0%到 40%。坡度阻力Fi ma g sin隨坡度角的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。.專業(yè) .整理 .下載可編輯將各擋驅(qū) 動力 Ft 隨車速 ua 的變化關系和不同坡度 i 時的 Ft Fw Fi 隨 ua 的變化關系畫在同一紙上，則形成汽車的行駛性能曲線。由汽車的行駛性能曲線可知該車的最高車度、最大

30、爬坡度、檔位的使用情況及各檔位某車速的爬坡能力。選用濰柴 WD615.50發(fā)動機時，參照汽車設計課程設計指導書中圖 1-11 的汽車的行駛性能曲線可看出，最高車速在90km/h 以上，經(jīng)計算，一檔時最大爬坡度為33.4%。（2）汽 車 的 加 速 性 能 計 算加 速 阻 力F j可 按F jFt(F fFiFw ) 計算。為計算最大加速能力，這里就取道路坡道為零的平直道路上行駛進行計算。FjFt F f Fwmaa Ft Ff Fw ，由此可得 ama（3-7 ）式中，是汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，按式11 2ig2 估算，取 120.04 ,ig 為變速器速比。參照汽車設計課程設計指導書中的圖

31、1-12 繪制出汽車加速度曲線圖。進而參照汽車設計課程設計指導書 中的圖 1-13繪制各擋加速度倒數(shù)曲線圖。由 adua 得 dt1 dua 故dtatu21（3-8）tdtdua0u1a通過上式可求得汽車從初始車速u1 全力加速到 u2 的加速時間t ，結(jié)合汽車的行駛性能曲線，可以參照汽車設計課程設計指導書中.專業(yè) .整理 .下載可編輯的圖 1-14 作出該汽車連續(xù)換擋加速時間曲線圖。汽車經(jīng)濟性能計算汽車的燃油經(jīng)濟性是汽車使用中的另一項重要性能。汽車設計開發(fā)過程中，常需要在實際樣車制成之前， 根據(jù)發(fā)動機特性和汽車功率平衡圖對汽車的燃油經(jīng)濟性進行評算， 最簡單、最基本的是等速行駛百公里燃油消耗量的估算。 對貨車來講，等速百公里燃油消耗量是在滿載時以最高擋在水平良好的路面上等速行駛 100km 的燃油消耗量。汽車百公里燃油消耗量Qs 為QsPge（3-9 ）1.02uag式中， P 是汽車以車速 ua 等速行駛時用于克服滾動阻力和空氣阻力發(fā)動機所消耗的功率（ kw）； ge 是燃油消耗率（ g/(kW·h) ），可根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速從外特性曲線圖上讀?。?ua 是汽車車速（ km/h）； g 是燃油的重度，柴油取 7.94