《機械畢業(yè)設(shè)計（論文）-重型自卸車底盤設(shè)計（全套圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械畢業(yè)設(shè)計（論文）-重型自卸車底盤設(shè)計（全套圖紙）（27頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、重型自卸車設(shè)計（底盤設(shè)計） 摘要 此次設(shè)計的非公路自卸車適應(yīng)于多種特定用途，是土方運輸和各種露天礦剝巖、沙土運輸?shù)慕?jīng)濟、高效、低耗的運輸設(shè)備。該車具有為適應(yīng)重載工況而特殊設(shè)計的懸掛系統(tǒng)、加強型寬體驅(qū)動橋、14.00-24型寬大工程輪胎，使該車具有超強承載能力，同時提供了超強的附著能力，保證了車輛的制動穩(wěn)定性和良好的通過性，采用了大速比工程驅(qū)動橋，其輸出轉(zhuǎn)矩比同功率公路車大30%以上，爬坡能力強勁，重載起步順暢。 本說明書主要是對KD3640整車總體布置做了一個詳細的說明，其中包括整車主要尺寸（長*寬*高），前后軸距，輪距，軸荷分配的選擇和計算以及各總成（發(fā)動機，傳動系）的主要參數(shù)的選擇。

2、 特別對整車的動力性和經(jīng)濟性做了比較全面而細致的分析和計算，對動力性分析時，分別作出了驅(qū)動力—行駛阻力平衡圖，動力特性圖，功率平衡圖。求出汽車的最大速度，另外也對汽車在不同的路面上行駛時，分別計算出了其最大爬坡度，并根據(jù)加速度倒數(shù)曲線求出汽車的加速時間，估算了該車的加速性能。在計算汽車的經(jīng)濟性時，根據(jù)發(fā)動機萬有特性曲線，作出了9擋時的燃油消耗曲線，同時計算得整車的百公里燃油消耗量。通過計算結(jié)果顯示，此汽車在動力性和經(jīng)濟性方面滿足了設(shè)計任務(wù)書的要求。 另外本文也對汽車的穩(wěn)定性和最小轉(zhuǎn)彎半徑做了計算和分析，并根據(jù)經(jīng)驗估算出了空載和滿載時汽車的質(zhì)心位置以及軸荷分配。 關(guān)鍵詞

3、：承載能力，附著能力，制動穩(wěn)定性，通過性，動力性，經(jīng)濟性 III DESIGN OF HEAVE –DUTY DUMP (CHASSIS DESIGN) ABSTRAC The non –highway heavy-duty dump truck of this design can adapt many kinds of given purpose.It is an economical,efficient and low useful conveyance for hillock transport,sand transport and all kind of outd

4、oor mineral.It has especially desingned suspension system,strengthen widen project driving axle and 14-24type big wide project tales,this cause the truck possess preeminent bearing,at the same time ,this kind of tale can cause big climbing force,assuring the truck has brake stability and good transi

5、tion.It is counted high rate riving axle,its output torque is 30 point bigger than the road vehicle which are at the same power. 全套圖紙，加153893706 This book mainly give an expatiation about the vehicle general layout of the heavy dumper KD6400,including the vehicle dimensions(long*wide*high),the

6、 distribution of axle load in front and back ,the choice and calculation about the main parameter of the vehicle’s main components(engine,transmission)and so on. Especially in the dynamic property and economic performance,we give an overall and meticulo us analysis and calculation .In the dynamic p

7、roperty ,we made the driving force-road resistance equilibrium diagram,the dynamic factor diagram and the power balance diagram.From those diagram,we can get the maximum speed.We also calculated the maximum grade ability at different road ,according the acceleration curve:we can get the accelerating

8、 ability.According to the engine-cross sectional characteristic diagram,we made the fule consumption of 100km. In fact,the vehicle’s main parameters all come to the misson book ‘request. Morever ,we made an anlysis and calculation of the stability and minimum turning radius and estimated the distri

9、bution of axle load when there is no load and full load and the position of the vehicle’s center of mass. Key words:carrying capacity, adhesive ability, braking stability, trafficability characteristic, power performance, economical efficiency. 目 錄 第一章 緒論………………………………………………………………………...1 第

10、二章 參考車型技術(shù)數(shù)據(jù)……………………………………………………...3 第三章 汽車主要技術(shù)參數(shù)的確定…………………………………………….4 §3.1 汽車主要尺寸的確定…………………………………………………...4 §3.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定…………………………………………………...5 §3.3 發(fā)動機主要參數(shù)………………………………………………………...6 §3.4 輪胎的選擇……………………………………………………………...7 §3.5 傳動比的選取…………………………………………………………...7 §3.6 最大傳動比的選取…………………

11、…………………………….......8 §3.7 變速器各擋傳動比……………………………………………………...9 第四章 軸荷分配及質(zhì)心位置的計算………………………………………..10 §4.1 水平靜止時的軸荷分配及質(zhì)心位置的計算………………………..10 §4.2 汽車行駛時的軸荷分配的計算………………………………………..12 §4.3 汽車制動時的軸荷分配的計算……………………………………….13 第五章 穩(wěn)定性計算…………………………………………………..14 §5.1 縱向穩(wěn)定性…………………………………………………………….14 §5.2

12、 橫向穩(wěn)定性…………………………………………………………….14 §5.3 最小轉(zhuǎn)彎半徑的計算………………………………………………….14 §5.4 在橫向坡上轉(zhuǎn)向時的穩(wěn)定性………………………………………….15 第六章 汽車動力性計算…………………………………………………….....16 §6.1 汽車各擋速度的計算……………………………………………………16 §6.2 汽車各擋驅(qū)動力的計算………………………………………………16 §6.3 汽車空氣阻力的計算…………………………………………………17 §6.4 滾動阻力系數(shù)的計算………………………………

13、……………………18 §6.5 汽車行駛時動力因數(shù)D的計算……………………………………...19 §6.6 各擋牽引功率Pe的計算………………………………………………..19 §6.7 阻力功率的計算…………………………………………………………20 §6.8 汽車加速度的計算………………………………………………………21 §6.9 加速度倒數(shù)的計算………………………………………………………22 §6.10 汽車爬坡度的計算………………………………………………………22 第七章 汽車的燃油經(jīng)濟性…………………………………………………....24 第八章 結(jié)論

14、………………………………………………………………………26 參考文獻…………………………………………………………………………..27 致謝………………………………………………………………………………...28 第一章 緒論 從我國重型汽車發(fā)展來看，20世紀60年代至80年代是非常緩慢的。改革開放以后，通過走引進和自主研發(fā)相結(jié)合的道路，我國汽車工業(yè)“缺重”的局面逐步得到改觀。但由于各方面因素的影響，重型汽車市場一直處于低迷徘徊的態(tài)勢。直至1998年之后，在中、輕型貨車市場一路下滑時，重型銷量卻有了可喜的回升。此后，在國家連續(xù)幾年加大投資，實行積極的財政

15、政策等一系列宏觀調(diào)控措施的帶動下，重貨市場呈逐年走高態(tài)勢，并進入全面發(fā)展時期，全局性增長成為目前重貨市場的顯著特性。從分車型的銷售態(tài)勢上看，重貨繼續(xù)保持去年以來的超高速增長，當(dāng)月銷量已經(jīng)超過中型載貨車，成為一個歷史的轉(zhuǎn)折點。 隨著國內(nèi)基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)需要的不斷增加，自卸車產(chǎn)量近年來一直保持較高產(chǎn)銷量，在專用車綜合產(chǎn)量中保持第一位置，但在種類、型式、材料運用方面與國外還有一定的差距。自卸車的快速增長主要原因是固定資產(chǎn)投資強勁增長，巨大的投資規(guī)模奠定了自卸車市場需求基礎(chǔ)；自卸車品種增加，不僅適應(yīng)和滿足施工需求，同時向運輸市場發(fā)展；國家經(jīng)濟的快速發(fā)展，帶動了相關(guān)行業(yè)的快速發(fā)展，巨大的資源消耗，成為我國

16、重型車和重型專用車發(fā)展的原動力。 我國重型汽車市場繼續(xù)保持著高速發(fā)展的狀態(tài)，重型汽車市場發(fā)展速度大大超過其他車型的增長速度。目前，市場強勁的增長勢頭尚未減弱跡象。 促進重型汽車市場的主要原因； 1. 積極的財政政策繼續(xù)為國民經(jīng)濟發(fā)展提供了寬松的財政金融環(huán)境，融資和信貸更加便利，擴大了人們的資金來源。 2. 國民經(jīng)濟保持了較高的發(fā)展速度，去年前6個月達到9.6%，公路運輸業(yè)快速發(fā)展，西部大開發(fā)，基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)，房產(chǎn)業(yè)的繁榮進一步擴大了對重型汽車的需求。 3. 治理超限超載運輸和嚴厲打擊走私，取締非法拼裝車的政策措施促進了重型汽車市場的健康發(fā)展。 4. 主要重型汽車生產(chǎn)企業(yè)以市為導(dǎo)向，開

17、發(fā)出一批適銷對路的產(chǎn)品，帶動了重型汽車市場的快速發(fā)展。 綜上：大力發(fā)展重型自卸車產(chǎn)業(yè)，搶先發(fā)展重型自卸汽車能為公司及行業(yè)發(fā)展贏得好的效益和發(fā)展先機。 另外，我國汽車工業(yè)發(fā)展較晚，雖然在短短的幾十年內(nèi)取得了較好的成績，但與西方一些汽車大國相比差距仍然很大。我們雖然生產(chǎn)出了不少好品牌的汽車，但我們整體水平并不高，不過隨著我國技術(shù)的不斷發(fā)展，這種差距正在不斷縮小。作為一個中國人，作為一個車輛工程專業(yè)的學(xué)生，我們有義務(wù)為振興中國的汽車工業(yè)而努力奮斗。 第二章 參考車型技術(shù)數(shù)據(jù) 此設(shè)計參考了徐州重工

18、有限公司和宇通重工有限公司的車型，其主要技術(shù)參數(shù)如表2-1所示 表2-1 參考車型的主要技術(shù)參數(shù) 車型 NXG5640DT(徐工) YT3621(宇通重工) 發(fā)動機型號 WD12.375增壓中冷 WD12.375 增壓中冷 發(fā)動機功率 276kw/2200rpm 276kw/2200rpm 軸距 3800mm+1560mm 3600mm+1500mm 平裝斗容 26m 3 25m 3 堆裝斗容 28.5m 3 27.5m 3 舉升機構(gòu) 貨箱中部單缸頂起，最大傾翻角度53° 貨箱前端單缸頂起，最大傾翻角度53° 舉升時間 ≤20s ≤25s

19、最高車速 47km/h 最大爬坡能力 48% 40% 最小轉(zhuǎn)彎半徑(前輪中心)/（車體外緣） 10.5m 11m 最小離地間隙（前軸下） 300mm 接近角/離去角 30°/47° 33°/45° 長*寬*高 8700mm*3275mm*3740mm 8730mm*3200mm*3700mm 整車整備質(zhì)量 23t 最大載貨質(zhì)量 41t 最大設(shè)計總質(zhì)量 64t 驅(qū)動型式 6*4 輪胎型號 14.00-24工程花紋（12.00-24） 第三章 汽車主要技術(shù)參數(shù)的確定 §3.1汽車主要尺寸的確定 1. 外廓尺寸的確定

20、汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。在公路和市內(nèi)行駛的汽車最大外廓尺寸受到有關(guān)法規(guī)的限制，而非公路用車輛可以不受法規(guī)限制。一般在滿足要求的情況下應(yīng)盡量減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車自重，提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和機動性。參考同類車型我們?nèi)≡撥嚨耐饫叽纾? 長*寬*高=8700*3275*3740 2. 軸距L的確定 軸距的大小直接影響汽車的長度、重量、最小轉(zhuǎn)彎半徑、傳動軸的長度、縱向通過半徑和許多使用性能。當(dāng)軸距短時 ，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配和傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長，汽車上坡、制動或加速時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞。因此確定汽

21、車軸距時應(yīng)考慮各方面的要求，在保證設(shè)計要求的前提下，軸距短些好。此處，參考同類車型我們?nèi)≥S距： L=3800+1560 (前舉) 圖3-1 3. 前輪距B1和后輪距B2的確定 汽車輪距影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度和最小轉(zhuǎn)彎半徑。查相關(guān)資料，貨車輪距一般在2700~3500之間。類比我們?nèi)1=2650,B2=2550。 4. 前懸LF和后懸LR的確定 LF和LR的長度是在總體布置過程中確定的，前懸要有足夠的長度以固定發(fā)動機、水箱、轉(zhuǎn)向器等部件但不能過長，否則接近角太小不利于通過性。后懸長度主要取決于車廂長度、輪距和軸荷分配要求，同時要保證有適當(dāng)?shù)碾x去

22、角，后懸過長，上、下坡容易刮地轉(zhuǎn)彎也不靈活。貨車一般取為1200~2200之間。 §3.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 1. 整車整備質(zhì)量m。 整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿水、燃料但沒有裝貨和載人是整車質(zhì)量大小，在設(shè)計階段估算確定。此處類比估算23噸。 2. 載質(zhì)量me 41噸 3. 質(zhì)量系數(shù)ηm0 質(zhì)量系數(shù)是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量之比值，即 ηm0=me/m0=41/23=1.783 （3-1） 4. 汽車總質(zhì)量ma 貨車總質(zhì)量 ma= m。+

23、 me+n1*65 kg，n1=1 5. 軸荷分配 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損和壽命相近考慮各個輪胎負荷應(yīng)相差不大，為保證汽車良好的驅(qū)動性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠的負荷；為保證汽車有了良好的操作穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負荷不應(yīng)過小。參考如表3-1: 表3-1軸荷分配參考表 車型 滿載 空載 參考貨車6*4后輪雙胎 前軸 后軸 前軸 后軸 19%~25% 75%~81% 31%~37% 63%~69% 設(shè)計車型50噸 整備質(zhì)量15.56噸 23% 77% 32% 68% 147200N 492800N

24、73600N 156400N §3.3 發(fā)動機主要參數(shù) 表3-2 發(fā)動機主要參數(shù) 型號：WD12.375 發(fā)動機形式：六缸直列、水冷、四沖程、增壓中冷，直噴式 汽缸數(shù)：6 全負荷最低燃油消耗率：≤191g/kW.h 燃油種類：柴油 發(fā)動機凈重：905KG 氣缸排列形式：直列 壓縮比：17：1 排量：11.596L 額定轉(zhuǎn)速：2200r 排放標準：歐Ⅱ 每缸氣門數(shù)2 最大輸出功率：276KW 點火次序：1-5-3-6-2-4 最大馬力：375馬力 每缸行程：130mm 最大扭矩：1500N·m 氣缸缸徑：126mm 最大扭矩轉(zhuǎn)速：1400~1600r/

25、min 外形尺寸：長*寬*高=1566*582*1024 發(fā)動機的外特性曲線 如圖3-2所示： 圖 3-2 §3.4 輪胎的選擇 選用輪胎型號：14.00-24 其斷面寬度：360mm 外直徑：1430mm 輪輞名義直徑：610mm 負荷下的靜力半徑：680mm

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48、 §3.5傳動比的選取 最小傳動比的選取 按照最高車速的要求，即最高車速不小于47km/h。由公式 V=0.377r.n/ig

49、i0 (km/h) （3-2） 其中 V——汽車車速 （km/h） r——車輪滾動半徑（mm） n——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min） ig——變速器各檔速比 i0——主減速器傳動比 根據(jù)參考車型有關(guān)參數(shù)以及相關(guān)要求，我們選取 r=680mm；n=2200r/min；U=47km/h 求得 igi0=12.0 最高檔為直接擋，即此時 ig=1 則 i0 =12.0 §3.6 最大傳動比的選取 1.

50、 根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比 ig1=Gr（fcosαmax+sinαmax）/Ttq i0ηT （3-3） 其中 G——汽車總質(zhì)量，G=64000N f——滾動阻力系數(shù)，貨車取 f=0.011 i0——主減速器傳動比為12.0 r——車輪滾動半徑為680mm Ttq——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為1500 N·m ηT——傳動總效率 ηT=η0η軸ηg η0=92%，雙級主減速器；η軸=98%，傳動軸和萬向節(jié)；ηg=92% 故 ηT=0.82947 由于要求最大爬坡度

51、為42% 即αmax=22.7824° 代入以上數(shù)據(jù)算得 ig1 =11.58 2. 根據(jù)驅(qū)動輪與路面的附著力確定一檔傳動比 Ftmax= Ttq igi0ηT/ r≤Fzφ （3-4） 其中 φ=0.5~0.6 Fz=(75%~81%)G/cosα=79%*640000/cos22.7824=548374N （3-5） 則 ig1=13.26 3. 根據(jù)最低穩(wěn)定車速確定一擋傳動比 ig1=0.377nminr/umin i0

52、 （3-6） 其中 nmin——發(fā)動機最低轉(zhuǎn)速600±5（r/min） umin——發(fā)動機最低穩(wěn)定車速0.5~1（km/h） 求得 ig1=16.00 綜上，最大傳動比為 ig1=12.65 §3.7 變速器各檔傳動比 變速器各擋的傳動比的分配以及各擋傳動比總效率如表3-2所示。 表3-2變速器各擋的傳動比的分配以及各擋傳動總效率 檔位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 倒擋 傳動比 12.65 8.38 6.22 4.57 3.4 2.46 1.83

53、 1.37 1 13.22 總傳動效率 0.842 0.842 0.842 0.858 0.858 0.858 0.858 0.874 0.874 0.789 第四章 軸荷分配及質(zhì)心位置的計算 §4.1 水平靜止時的軸荷分配及質(zhì)心位置的計算 當(dāng)汽車總體布置完成后，各部件的位置也就確定了，我們應(yīng)當(dāng)對軸荷分配和質(zhì)心位置進行計算。為此需要知道各部件的質(zhì)量 mi 和其質(zhì)心位置（xi，yi）。mi可以通過對選用現(xiàn)成的部件的稱重或類似部件實際質(zhì)量對比估算得到，各部件質(zhì)心位置可按幾何形狀和結(jié)構(gòu)估算或?qū)ΜF(xiàn)成部件進

54、行實測得到。將各部件的質(zhì)心和質(zhì)量標在總體布置圖上，量出各部件的質(zhì)心到前輪中心線的水平距離 xi 和其離地高度 yi。而后進行前、后軸靜負荷G1和G2的計算。包括滿載、空載兩種工況各部件質(zhì)量和質(zhì)心位置估算結(jié)果如表4-1. 表4-1 各部件質(zhì)量和質(zhì)心位置估算 序號 部件名稱 質(zhì)量 mi（kg） xi yi 1 發(fā)動機及其附件 2332.2 -400 1150 2 離合器及操縱機構(gòu) 107.64 680 900 3 變速器及離合器殼 538.2 950 885 4 萬向節(jié)傳動 269.1 2700 785 5 后軸及后軸制動器 3946.8

55、 4580 680 6 后懸架及減速器 1076.4 4590 940 7 前軸、前制動器、輪轂、轉(zhuǎn)向梯形 1255.8 0 590 8 前懸架及減震器 358.8 0 680 9 車輪及輪胎總成 3229.2 3700 680 10 車架及支架拖鉤裝置 2511.6 3500 1000 11 轉(zhuǎn)向器 179.4 -800 1000 12 制動驅(qū)動機構(gòu) 125.58 3700 790 13 油箱及油管 143.52 2300 840 14 消聲器及排氣管 53.82 3700 1100 15 蓄電

56、池組 179.4 1285 840 16 儀表及固定零件 53.82 -750 1900 17 駕駛室 1497.3 -500 1850 18 手制動器及操縱機構(gòu) 107.64 4520 750 19 車廂總成 3686.9 4000 1700 20 擋泥板 448.5 3650 800 根據(jù)表4-1中的數(shù)據(jù)進行如下計算： 1. 空載時 G2=10∑mixi/L=14122.76 N （4-1） G1=Ga- G2=84175.24 N

57、 （4-2） 汽車重心的縱向位置 L1= G2L/Ga=2870mm （4-3） L2=L- L1=1710 mm 重心高度：hg=10∑miyi/Ga=1044 mm （4-4） 其中 G1——空載時前軸靜負荷 G2——空載時后軸的靜負荷 L1——質(zhì)心到前軸的距離 L2——質(zhì)心到后軸的距離 L——汽車軸距 2. 滿載時

58、 G2′=10∑mixi/L=483207.19 N G1′= Ga′- G2′=143992.81 N 汽車重心縱向位置： L1= G2′L/ Ga′=3528 mm L2=1052 mm 重心高度： hg=10∑miyi/Ga′=1464 mm §4.2 汽車行駛時的軸荷分配的計算 1. 汽車行駛的驅(qū)動力——附著條件 驅(qū)動條件： Ft≥Ff+Fw+Fi (4-5) 其中 Ft——驅(qū)動力 Ff——滾動阻力 Fw——空氣阻力

59、 Fi——坡度阻力 附著條件： Ft≤FzΦΦ (4-6) 其中 Φ——附著系數(shù) FzΦ——作用于驅(qū)動輪上的地面法向作用力 汽車行駛驅(qū)動附著條件： F≥Ft≥Ff+Fw+Fi (4-7) 2. 汽車行駛的軸荷分配及附著力 汽車的附著力決定于附著力系數(shù)以及地面作用于驅(qū)動輪的法向反作用力，計算結(jié)果如下： 汽車行駛時的前軸載荷 Fz1=Ga′( L2′-Φhg′)/( L-Φh

60、g′) (4-8) =9.8×64000×(1052-0.5×1464)/(4580-0.5×1464) =52158 N 其中 Ga′——汽車滿載總質(zhì)量 L2′——滿載時質(zhì)心到后輪中心線水平距離 Φ——附著力系數(shù) L ——汽車軸距 hg′——滿載時質(zhì)心高度 汽車行駛時的后軸載荷 Fz2=Ga′L1′/( L-Φhg′) (4-9)

61、 =9.8×64000 ×3528/(4580-0.5×1464) =575042 N L1′——滿載時質(zhì)心到前輪中心線水平距離 §4.3 汽車制動時的軸荷分配的計算 1. 汽車制動時前軸載荷 Z制1 = Ga′( L2′+Φhg′)/ L (4-10) =244306.72 N 2. 汽車制動時后軸載荷 Z制2 = Ga′( L1′-Φhg′)/ L (4-11

62、) =382893.28 N 第五章 穩(wěn)定性計算 汽車的穩(wěn)定性是指汽車行駛時不致產(chǎn)生翻傾和滑移的性能，是表征汽車能否在坡上安全行駛的一個重要指標。它包括縱向穩(wěn)定性和橫向穩(wěn)定性。 §5.1 縱向穩(wěn)定性 縱向極限翻傾角 上坡時 αlim=arctanL2′/hg′=35.70° (5-1) 下坡時 αlim=arctan﹙L- L2′﹚/ hg′=67.46° (5

63、-2) 縱向滑移角 上坡時 αψ=arctanψ(L- L2′)/（L-ψhg′）=33.26° (5-3) 下坡時 αψ′= arctanψ(L- L2′)/（L+ψhg′）=23.46° (5-4) 結(jié)論:根據(jù)以上計算結(jié)果可知此車在最大設(shè)計要求爬坡能力的坡度上行駛時不會產(chǎn)生翻傾和側(cè)滑現(xiàn)象，故該車的縱向穩(wěn)定性好。 §5.2 橫向穩(wěn)定性 橫向翻傾角 βlim=arctan（B/2hg）=40.15°

64、 (5-5) 橫向滑移角 βψ= arctanψz=30.75° 其中 Ψz為橫向附著系數(shù) ψz=0.595 §5.3 最小轉(zhuǎn)彎半徑的計算 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin與汽車的內(nèi)輪胎最大轉(zhuǎn)角αmax、汽車軸距L、車輪轉(zhuǎn)臂a、主銷距k等因素有關(guān)，最小轉(zhuǎn)彎半徑指汽車轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角位置的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時前輪地面接觸點的軌跡到轉(zhuǎn)向中心點之間的距離，計算公式如下： Rmin=L/sinαmax=9.298 (m) (5-6) §5.4 在橫向坡上轉(zhuǎn)向時的穩(wěn)定性

65、保證不產(chǎn)生橫向翻傾的條件是 U==21.604 (km/h) (5-7) 其中 B——輪距2.65m R——汽車行駛轉(zhuǎn)向半徑9.298m 其余同上 保證平地高速急轉(zhuǎn)彎時不致產(chǎn)生橫向滑移的條件為 U≤= 26.508 （km/h） (5-7) 第六章 汽車動力性計算 汽車動力性主要由汽車的最高車速Umax、汽車的加速時間t、汽車的最大爬坡度imax 三個方面的指標來評定。 §6.1 汽車各擋速度的計算

66、 U=0.377rn/igi0 (km/h) (6-1) 其中 r——汽車行駛時的滾動半徑（m） n——發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速（r/min） ig——汽車變速器各擋傳動比 i0——汽車主減速器傳動比 由發(fā)動機一些參數(shù)及其外特性曲線代入上式計算結(jié)果如表6-1所示： 表6-1 各擋速度大小的計算 單位：km/h 擋位 轉(zhuǎn)速 （r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 1.6888 2.5493 3.4346 4.6747 6.2833 8.6843 11.6739 15.9428 21.3633 1200 2.0266 3.0592 4.1215 5.6097 7.5400 10.4211 14.0087 19.1313 25.6360 1400 2.