厢式车总体设计计算书
第三章载货汽车总体设计
2. 宽度B：±（0.005B+20mm）
3. 高度H：±50mm
3.1.1 最大允许尺寸
载货汽车列车的总长限制为18.75m以外，StVZO还规定了部件长度限值。部件长度包括所谓的系统长（牵 引车货箱最前端到挂车货箱最后端的距离）以及货箱长（系统长减去牵引车货箱最后端与挂车货箱最前 端距离）。由此可以导出驾驶室长度和牵引车与挂车货箱之间的间距。
3.2.1.2 对使用条件的要求
长途运输汽车为了提高运输的经济性要求发动机油耗小，功率大，变速器档位密集，货箱空气动力学性 能好，轮胎滚动阻力小，驾驶室空间大，舒适。对于年运输里程达到300000km的长距离运输，要求维修 保养方便。根据所运输货物的密度对重量和容积进行优化可以减小单位运输成本（马克/吨公里以及马克 /立方米公里）。
寻找满足用户个性要求的运输方案是以对运输作业的作业特点分析为基础的。汽车的方案一方面要考虑法规 的要求，另一方面要考虑技术上的可行性及市场现有方案。
载货汽车有单体汽车和汽车列车两种。重量不超过7.5t的单体汽车大多数是箱式载货汽车，其货箱是整车的 组成部分。箱式载货汽车是根据用户的要求为具体的运输作业而制造的。总重量大于7.5t的箱式载货汽车其 牵引车由少数几个大型底盘制造厂制造。有挂车汽车及其货箱一部分（特别是半挂汽车）在大型企业、一部 分在中型企业制造。牵引车和挂车牵引车可以与载货汽车列车、半挂车或者载运长型货物的汽车列车结合使 用。
3.2.1 汽车方案设计
降低支承板上表面高度急剧地减小了半挂车下表面与车架及轮胎上表面之间的间距，从而导致不能满足 ISO1726中对倾斜角的要求，因此在越过突起，爬坡和下坡时要特别小心。为了确保有足够的行车安全性 ，要求货箱高度能进行优化调整，因此，半挂车必须采用带电控高度调节的空气悬架系统（例如MAN公司 的ECAS系统）。
第二章-厢式汽车的结构与设计
第二节 厢式货车的结构与设计
二、车厢结构与设计
(二)车厢结构与设计 1.车厢的骨架结构设计 骨架结构型式对车厢强度、刚度以及车厢自重影响很大。
车厢骨架
骨架结构型
骨架材料种
骨架截面 形状
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第二节 厢式货车的结构与设计
二、车厢结构与设计
在材料截面积相等和壁厚不变的条件下,抗扭能力如下:
骨架结构设计除了满足车厢要求以外，还要考虑内外蒙皮装配的工艺 性和车厢骨架的系列化设计，以提高内外蒙皮、底架、门框(扇)等零部件 通用化系数，缩短设计和制造周期，降低生产成本。
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第三节 冷藏保温汽车汽车的结构与设计
一、冷藏与冷藏运输的概念及制冷方式
(一) 冷藏保温汽车的定义与分类 冷藏汽车是指既装有隔热结构的车厢，又装备有制冷装置，用于 冷藏运输的专用汽车。 保温汽车是指装有隔热结构的车厢，用于短途保温运输的专用汽 车。 冷藏保温汽车可按以下方式分类； (1)按制冷装置的制冷方式分为机械冷藏汽车、液氮冷藏汽车、冷 板冷藏汽车、干冰冷藏汽车、水(盐)冰冷藏汽车。 (2)按整车总质量又分为微型、轻型、中型和重型四类。
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普通结构厢式汽车 客车 货车
按结构特征 分类
特殊结构厢式汽车
翼开启式 卷帘式 冷藏保温式 活动顶盖式 容积可变式 .....
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第二节 厢式货车的结构与设计
一、总体结构与设计
目前，厢式货车大多是在二类货车底盘基础上，安装一个独立 封闭的车厢而成。
4
第二节 厢式货车的结构与设计
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第二节 厢式货车的结构与设计
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第二节 厢式货车的结构与设计
二、车厢结构与设计 (一) 车厢尺寸参数的确定 (1) 车厢外廓尺寸：参照相关的法规和汽车的行驶稳定性。 (2)车厢内框尺寸(长×宽×高)确定了车厢容积的大小 应从车 辆用途、装载质量、货物度以及包装方式、尺寸规格等方面 考虑，以便提高运输效率。
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汽车设计课程设计题目：CSU1030货车总体设计及驱动桥总成设计一、课程设计任务二、课程设计进度表：CSU1030货车总体设计及驱动桥设计摘要我这次课程设计的内容主要包括两个部分：CSU1030货车的总体设计和驱动桥总成设计。
在货车的总体设计中，根据已知的几个基本设计参数，参考国家道路交通法规规定和汽车设计规范，考虑其用途，经济性等方面的要求，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数。
发动机的选择时，根据估算的发动机功率，在国内主要发动机厂家中选取一个比较接近的发动机型号，确定其各性能参数。
然后通过考虑汽车动力性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性的方面要求，选择合适型号的轮胎。
最后根据相关的公式确定传动系的最小传动比和最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
在驱动桥的总成设计中，参考了一些国家相关标准，同时考虑和其他汽车总成之间的协调，争取做到满足汽车使用要求的同时，能减少自身的重量，以减小制造的成本。
驱动桥各零件设计时，需要选取各种各样的参数，参数的选择是根据具体的条件来的，有些参数在书上找不到相应的根据，所以必须查阅相关的工具书籍和资料，以保证设计的科学性和准确性。
通过以上的设计和有关计算，在老师审批通过合格后，运用AUTOCAD 绘制出驱动桥总成装配图和一个主要零件图，完成整个的课程设计。
关键词：驱动桥；轴荷分配；动力性；通过性；操纵稳定性；AUTOCAD目录1CSU1030型货车总体设计 (7)2主减速器的基本参数的选择与计算 (8)2.1驱动桥结构形式 (9)2.2主减速器的齿轮类型 (9)2.3主减速器的减速形式 (9)2.4主减速器的基本参数的选择与计算 (9)2.5主减速器锥齿轮强度计算 (12)2.6主减速器轴承设计 (13)2.7齿轮轴承载荷的计算 (14)3 差速器的设计 (17)3.1圆锥行星齿轮差速器的基本参数设计 (17)3.2差速器齿轮强度计算 (19)4车轮传动装置的设计 (19)4.1 全浮式半轴直径的设计计算 (19)4.2全浮式半轴的强度计算和校验 (20)5驱动桥壳设计 (21)5.1 驱动桥壳的结构型式 (21)5.2驱动桥壳的受力分析及强度计算 (21)6参考文献 (24)7心得体会 (25)8附录（设计参考货车的基本参数 (27)1 CSU1030货车总体设计已知设计参数如下：1.1 已知数据，查有关书籍得以下初步总体设计方案：轴数：两轴驱动形式：42⨯后轮双胎布置形式：平头式发动机前置后驱动1.2 主要参数：外形尺寸(mm)：5215⨯1856⨯2150 货箱尺寸(mm)：3600⨯1760⨯3801.3 轴荷分配:满载时，前轴25% 后轴75%. 空载时，前轴45% 后轴55%1.4 轴距(mm)：27251.5 前悬/后悬(mm)：1015/1295 1.6前/后轮距：1420/13871.7根据下式估算发动机的最大功率：因此选取的发动机功率为58.8kW ，型号是昆明云内动力有限公司的4100QB 发动机。
9.6米8×4型载货汽车设计计算
Ｉ ｇ 一 变速箱传动 比（ Ｉ 挡） ： １ ２ ． ４ ２ ； ｉ 口 一 驱动桥传动 比： ５ ． １ ４ ３ ； 卜 机械效率 ； Ｔ ＝ 变 ｘ 减 ｘ 传＝ ０ ． ９ ５ Ｘ ０ ． ９ ２ Ｘ ０ ． ９ ８ ＝ ０ ． ８ ５ ７ ； Ｇ ——汽车 总质量 ： ３ ０ ５ ３ ５ ｋ ｇ ； ｆ ＿ —． 滚动 阻力 系数 ： ０ ． ０ １ ６ ５ ： ０ 【 ——道路坡度角
＝
图２
最小转弯直径 ： Ｄ ｍ ｉ ｎ ＝ ２ ｘ （ Ｕｓ ｉ ｎ ｌ ３ ＋ ｄ ） （ ６ ） 式中 ： Ｉ ～ 轴距 ； Ｂ ——转向轮最 大转角 ； Ｖｍａ ｘ ＝ ２ ３ ０ ０ｘ ２ ｘ３ ． １ ４ｘ Ｏ ． ５ ４ ｘ ６ ０ ， １ ． ０ｘ ５ ． １ ４３ Ｄ ——转 向轮 中心平面与主销延线在地面交 点间的距离 ９ ０ ９ ９ ５ ｍ／ ｌ １ 已知 Ｌ ＝ ６ ０ ２ ０ ｍ ｍ， Ｂ ＝ ３ ６ 。 ， ｄ ＝ １ ０ ０ ｍ ｍ ， 由式 （ ６ ） 得该车 的最小转弯直 ９ ０ ． ９ ９ ５ ｋ ｍ／ ｈ 径为 ： 本车设 计最 高车速植 取 Ｖ ｍ ａ ｘ ＝ ９ １ ｋ ｍ ／ ｈ Ｄ ｍｉ ｎ ＝ ２ （ ６ １ ２ ０ ／ ｓ ｉ ｎ ３ ６ 。 ＋ １ ０ ０ ） ＝ ２ １ ０ ２ ３ ｍｍ＝ ２ １ ｍ ３ ． ２ 汽 车爬坡 能力 设计值 Ｄ ｍ ｉ ｎ ＝ ２ ４ ｍ， 故符合设计 要求。 汽车行驶方 程表示 了汽车行 驶时各 物理量 之间的关 系。如 图 １ 。 ３ ． ４ 制动距离的计算 Ｍｅ ． 培． ｉ ｏ ． ＂ ｑ Ｔ／ ｒ ＝ Ｇ ｆ ｃ ｏ ｓ ｃ ｔ ＋ Ｇ ｓ ｉ ｎ ｃ ｔ ＋ Ｃ Ｄ Ａ． Ｖａ ／ ２ １ ． １ ｓ ＋ Ｂ Ｇ ｄ ｖ ／ ｇ ｄ ｔ （ ２ ） 制动 系统 的作用时间 、 附着力 （ 或最大制动力 ） 和制 动初速度是决 我们把式 （ ２ ） 定义为 ： Ｆ ｔ ＝ Ｆ ｆ ＋ Ｆ ｉ ＋ Ｆ ｗ ＋ （ ３ ） 定 制动距 离的主要 因素 ． 即： 式 中： 制 动距离 ： Ｆ ｔ 一一 汽车驱 动力 ； Ｆ ｆ ＿—一 滚动阻力 ； Ｆ ｉ —— 上坡阻力 ； Ｓ ＝ （ ｔ ＋ ｔ ／ ２ ） Ｖ ａ ／ ３ ． ６ ＋ Ｖ ａ ／ ２ ５ ４ ４ （ ７ ） （ 下转 第 ４ １ ４页）
货车设计计算说明书
中型车辆整车设计[摘要] 汽车设计过程中相当重要的工作是汽车的总体布置设计，整车性能的好坏主要取决于总体布置设计的合理性。
本文首先主要根据所设计汽车的用途和使用条件，参考同级汽车的国内外资料，选择其整车型式及主要的尺寸参数，再根据已有数据进行发动机及各主要总成的选型，并确定其主要技术参数，在此基础上对汽车进行总成的布置。
最后，对汽车的动力性和燃油经济性进行计算校核，结果显示，该车能较好地满足动力性和经济性要求，符合设计要求。
[关键词] 总体布置；结构参数；设计计算Overal Design for Middle-sized VehiclesAbstract: The design of general layout is quite important in the process of automabile design, the vehicle performance mostly depends on the rationality of general layout. In this paper, firstly, according to the uses and the application conditions of designed vehicle and reference information for the same level of vehicles at home and abroad, choose the entire vehicle pattern and the main technical parameter. Secondly, choose the engine and other main assembly according to the existing data, then determine their technical parameter, and carry on gerneral layout. Finally, calculate the power performance and fuel economy of the vehicle, and the results show that the car can meet the requirements of power performance and fuel economy, namely the design meet the requirements.Keywords:general layout; structure parameter; design calculation目录引言 (5)第1章概述 (6)1.1 整车总布置设计的任务 (6)1.2 设计原则、目标 (7)1.3 已知参数 (7)1.4 设计方案的拟定 (7)第2章汽车形式及主要参数的选择 (8)2.1 轴数 (8)2.2 驱动形式 (8)2.3 布置形式 (8)2.4 轮胎选择 (9)2.5 汽车主要尺寸的确定 (10)2.5.1 轴距 (10)2.5.2 前轮距和后轮距 (10)2.5.3 前悬和后悬 (11)2.5.4 货车车箱尺寸 (11)2.5.5 外廓尺寸 (12)2.6 整车质量参数估算 (12)2.6.1 空车状态下整车质量、轴荷分配 (12)2.6.2 满载状态下整车质量、轴荷分配 (13)2.6.3 整备质量利用系数 (13)第3章发动机选型 (14)3.1 发动机基本形式的选择 (14)3.2 主要性能指标的选择 (15)3.2.1 发动机最大功率、最大转矩及其相应转速 (15)3.2.2 发动机的比功率和比转矩 (17)3.3 传动系参数的选择 (18)3.3.1 最小传动比的选择 (18)3.3.2 最大传动比的选择 (18)第4章底盘的总体布置 (20)4.1 整车布置得基准线—零线的确定 (20)4.2 各部件的布置 (21)4.2.1 发动机的布置 (21)4.2.2 传动系的布置 (22)4.2.3 转向装置的布置 (22)4.2.4 悬架的布置 (22)4.2.5 油箱和蓄电池的布置 (22)第5章设计计算校核 (22)5.1质心高度的估算 (22)5.1.1 车架质量的估算 (23)5.1.2 车厢质量的估算 (24)5.2 汽车稳定性的验算 (25)5.3 汽车动力性能计算 (26)5.3.1 发动机不同转速下汽车各挡速度的计算 (27)5.3.2 发动机不同转速下各挡所受空气阻力的计算 (28)5.3.3 发动机不同转速下汽车各挡驱动力的计算 (30)5.3.4 滚动阻力的计算 (31)5.4 动力性参数 (33)5.4.1 直接档动力因数 (33)5.4.2 Ⅰ档动力因数 (34)5.4.3 汽车最大爬坡度 (34)5.4.4 汽车最小转弯直径 (34)5.5 汽车燃油经济性计算 (36)5.6 计算校核总结 (38)6 结论 (39)致谢语 .................................................. 错误！未定义书签。
汽车设计计算书【范本模板】
设计计算书一、 质量参数1、 相关参数：整备质量: 4500kg载质量 ： 8850 kg最大总质量：13350 kg2、 轴荷分布空载：转向桥： 2025 kg驱动桥： 2475 kg各桥负荷比： 45％、55%满载:转向桥： 4670 kg驱动桥: 8675 kg各桥负荷比： 35％、65％二、 发动机功率选择计算计算参数：传动效率 ηT =0.85汽车总质量 M t =13350KG最高车速 V max =75km/h （满载) 85 km/h(空载） 空气阻力系数 C D =0。
7迎风面积 A=3。
2m 2滚动阻力系数 f=0.0165最大功率P max =3max max ***1()0.9360076140t D M g f C A V V =63。
76kw （76.7 kw 空载） 考虑空调系统和其它电器设备影响发动机使用特性曲线的P max ,（比万有特性曲线的P max 小）发动机的最大功率比设计的最大功率应大。
P max = P max *1.24=79kw （90 kw ）比功率：比功率=max 1000*tP M =5.92(7.12） 三、 发动机外特性曲线四、动力性计算设计参数：总质量M t=8850KG总重量G T= M t＊g=86730滚动阻力系数f=0。
0165滚动阻力F f= G T＊f=5637.45N空气阻力系数C D=0。
7主减速比i0=5.8331档传动比i1=7.312传动效率η=0.85轮胎滚动半径r=0.407m发动机最大扭矩T=265发动机最大扭矩时转速n=1600rpm迎风面积A=3.51、最高车速⑴、各档最大功率及对应车速和发动机转速⑵、利用软件进行分析得出相关数据（满载)⑶、结论：空载时最高车速为81km/h，满载时最高车速为75km/h。
2、最大爬坡度⑴、利用软件进行分析得出相关数据（满载）⑶、结论:最大爬坡度28。
5％。
2、加速性能利用软件进行分析得出相关数据(满载）五、 油耗计算设计参数：总质量 M t =8850 滚动阻力系数 f=0.0165 空气阻力系数 C D =0。
第二章 厢式汽车结构与设计
葡萄 苹果 樱桃、西洋梨 甜瓜、梨、李子
柑桔、桃、菠萝 柠檬
香蕉 糖果类 巧克力、糖果
蜂蜜
适温（ C ）
0~2 4~7
1~4 3~6
4 4~7 10 12~14 13~16
20~21 7~10
品名 新鲜蔬菜类
西洋蘑 龙须菜 胡萝卜、豌豆、菜花 白菜、莴苣、芹菜 菠菜、土豆
洋葱 甘薯、南瓜
第三节 冷藏保温汽车的结构与设计
4. 机械制冷 工作原理：在一定压力下，液体在蒸发器中沸腾吸收气化潜热而制冷，
在冷凝器中放热并重新冷凝成液态而制热。 制冷工质（制冷剂）：在一个大气压力下，水的沸点为100℃，汽化潜
热为2256.7kJ／kg，而氟利昂12（R12）的沸点为-29.8℃，汽化潜热为 165kJ／kg。 制冷方式：蒸汽压缩式、吸收式、蒸汽喷射式等。
干冰的需要量的计算：γ可近似取为628kJ／kg。
优点：① 装置简单、投资和运行费用较低、使用方便、货物不 会受潮；② 干冰升华产生的CO2气体能抑制微生物繁殖、 减缓脂肪氧化以及削弱水果蔬菜的呼吸。
注 意 ：缺点：① 干冰升华易引起结霜，CO2气体过多则将导致水果、
蔬菜等冷藏物呼吸困难而坏死；② 厢内温度难调；③ 干
V lX1bX1hX1 10 9 (m3 )
式中：lx1、bx1、hx1为厢内有效长度、宽度、高度（mm） 车厢底板高度：影响货物装卸的方便性和汽车质心的高度。
影响车厢地板下平面之间预留的空间等。 设计时该预留空间一般取230mm左右。
第三节 冷藏保温汽车的结构与设计
优点：装置投资少，运行费用低。 注 意 ：缺点：单位质量的吸热量较小，车厢内降温有限；
盐冰融化后会污染环境、食品，腐蚀车厢和使货物受潮。 干冰制冷 特点：在一个大气压力下，干冰的升华温度低（-78.9℃），升华吸热
货车总体设计
1、 载货汽车主要技术参数的确定1.1 汽车质量参数的确定1.1.1 汽车载客量和装载质量汽车载客量：2人汽车的装载质量：m e =1750kg1.1.2 汽车整车整备质量预估1.质量系数ηmo选取质量系数ηmo是指汽车装载质量与整车整备质量的比值：oe mo m m /=η （1-1）1-1 各类货车的质量系数根据表1-1，对于轻型柴油载货汽车，质量系数为0.80-1.00，取ηmo =0.8。
2.估算整车整备质量m o整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人的整车质量。
o m =e m /moη=1750/0.8=2187kg1.1.3 汽车总质量m a 的确定汽车总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。
商用货车的总质量m a由整备质量m o 、载质量m e 和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，乘员和驾驶员每人质量按65kg 计，即m a = m o + m e +2×65kg=2187+1750+2×65=4067kg表1-2 质量参数：1.1.4 汽车轴数和驱动形式的确定总质量小于19吨的商用车一般采用结构简单、成本低廉的两轴方法，所以本车轴数定为二轴。
商用车多采用结构简单、制造成本低的4⨯2驱动的形式。
所以本车采用4⨯2后双胎的驱动形式。
1.2汽车主要尺寸的确定1.2.1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，总长不大于12米。
一般载货汽车的外廓尺寸随载荷的增大而增大。
在保证汽车主要使用性能的条件下应尽量减小外廓尺寸。
参考同类车型，取外廓尺寸:5813×2096×2096mm(长×宽×高)。
1.2.2汽车轴距L的确定在汽车的主要性能，装载面积和轴荷分配等各个方面的要求下选取。
各类载货汽车的轴距选用范围如表1-3所示表1-3 载货汽车的轴距和轮距选L=3400mm1.2.3 汽车前轮距B1和后轮距B2汽车轮距B应该考虑到车身横向稳定性,在选定前轮距B1范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动空间间隙。
第二章 厢式汽车结构与设计
180
车厢窗的设计
① 为便于驾驶员能直接观察到车厢内的情况，一般在车厢前围适当 的地方开设固定式玻璃窗。窗内设防护装置，以免货物撞坏玻璃。
② 车厢还应设置供厢内空气循环的通气孔，该孔一般设置在车厢的 顶部。设计时应使该孔具有良好的防雨、防淋、防尘等功能。
专用汽车结构与设计
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V lX1bX1hX1 10 9 (m3 )
式中：lx1、bx1、hx1为厢内有效长度、宽度、高度（mm） 车厢底板高度：影响货物装卸的方便性和汽车质心的高度。
影响车厢地板高度的主要因素：轮胎直径、道路条件、悬架动挠度以 及车辆空载时，轮胎与地板下平面之间预留的空间等。 设计时该预留空间一般取230mm左右。
无骨架式车厢：铁塑夹层板，兼具 骨架与蒙皮功用。
分别加工（6块），焊接组装
专用汽车结构与设计
17:21
机械工程学院
第二节 厢式货车的结构与设计
2. 蒙皮的设计 特征：薄壁板件，通过一定形式的连接(如铆接、焊接、粘接等)固定在
骨架的框架面上，成为车厢的内外表面。 设计规范
① 每块蒙皮的大小、形状根据骨架的结构与板料尺寸规格确定。 ② 蒙皮之间应留有15mm左右的搭接量 => 结构上需要，补偿误差 ③ 蒙皮通常采用0.8-1.5mm厚的薄钢板，非金属蒙皮厚度为2-3mm。
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机械工程学院
第一节 概述
普通结构厢式汽车
客车 货车
按结构特征 分类
特殊结构厢式汽车
翼开启式 卷帘门式 冷藏保温车 活动顶盖车 容积可变车 ………
专用汽车结构与设计
17:21
机械工程学院
第二节 厢式货车的结构与设计
一、总体结构与设计
厢式货车副车架设计
厢式货车副车架设计/L一,U线.厢式货车副车架设计2明水邮电通信设备厂焦儒振[■耍]详蛔舟培了静态分析计算的方法t对厢式赁丰斟丰皋的主要构件——斟丰皋甥L粱蕊措j|进行了设计计算.氟逮了设计要点,截面足寸选择,强度计算方法. 主量词:厢式货车刑车架设计=,tr*I:do—fsta—ticaa～lysisndcornDutindetail.Thedesignand computeforsiderallandCI~OSSmemberoftransportvanauxiliaryframewer ecarriedOUt.Designglst~tsectiondimensionselectionandstrengthcomputemethodweJ-erelate d-KeywordsTransportv”,Auxiliaryframe,Design1前言剐车架是厢式改装车的主要部件,处于车厢与主车架之间旨在确保底盘主车架载荷的均匀分布,并增加主车架的强度和刚度.探入了解酣车架的承载特性及其与主车架承蓑分配情况是副车架结构设计,设进和优化的基础.随着计算机辅助设计及有限元法的广泛应用,动态设计计算日益显得重要.但由于条件的限制,动态设计计算的准确性和可靠性尚显不足,而且大部分厢式车改装厂还难以进行动态设计计算,因此.静态计算仍然是基本的设计计算手段.本文用静态计算的方法对厢式货车副车架的主要构件——副车架纵粟(简称副纵粱)及横粱进行设计计算并予以讨论分析.2翻车集设计2.1副纵粱设计&11副纵粱设计要点a.对具有较高质心位置及载质量较大的厢式车一般采用槽形通长式副纵粱.截面如图1.b.制造材料应具有良好的焊接性和机械性能,一般要求抗拉强度a,~370N/mm.屈服极限,≥240N/ram.,延伸率以≥20.啊1剐纵粱藏面c.翼缘宽度应与主车架纵粱(简称主纵粱)翼缘宽度相同.不宜大于主纵粱翼缘宽度.d.副纵粱截面尺寸确定后,要分别对副纵粱和主纵粱进行强度计算,并根据其惯性矩,抗弯截面系数分配弯矩.2.1.2副纵粱截面尺寸选择副纵粱翼缘宽度应与主纵粱翼缘宽度相同,板材厚度}≥4ram.因此,副纵粱截面尺寸选择主要是确定鹿板高度H.鹿板高度取决于副纵粱承受弯矩的能力及结构上的需要.国外汽车生产厂家均在汽车改装指导书中提出槽形副纵粱截面的最小尺寸,供改装时选择采用,如”依维柯汽车改装指南”中给出的槽形副纵粱截面最小尺寸如表1.根据我厂多年设计生产的经验,副纵粱截面最小尺寸如表2.一2.1.3副纵粱强度计算2.1.3.1强度计算根据主,副纵粱受力特点,一般只需计算.孽墓1997?3专用池车SpecialPurposeV ehicle?15? 弯曲应力,因其剪应力较小,可略去不计.表1依雏柯改装车副纵梁截面最小尺寸酎纵粱截面车辆级别抗弯截面系数尺寸Ⅳ,mT【LH,8,”mm3～7t1600680,50,47.9～1[】{26000100,50,511～33t46000120,60,6剐纵粱截面车载质量抗弯截面系数尺寸1,mmH,B,,mm5t以下250008550,45～8t3900O120,70,58～10t56000120,70,6副纵粱采用U形夹紧螺栓与主纵粱紧密连接,因此可采用两种材料组合粱弯曲时弯矩的计算方法计算主,哥j纵粱动载荷下的摄大弯矩MM—及其弯曲应力,.M～一?M～一?=—HijMla~一Mla~,=式中:E.,E——主,副纵粱材料的弹性模量.,——主,副纵粱截面惯性矩朋.——车架动载荷下的最大弯矩——主,副纵粱抗弯截面系数一的计算方法,在”邮政车副车架设计”一文中有详细介绍(见本刊1.996年第1 期).根据上面的计算,若满足<一及<(一,.分别为主剐纵粱材料的疲劳极限),则所选副纵粱截面尺寸是合理的. 否则,应重新选取副纵梁截面尺寸,即对主,副纵梁承受弯矩进行重新分配.2.1.3.2临界弯曲应力校核当副纵粱变形时,上下翼缘分别受到压缩和拉伸作用而使翼缘断裂.因此,通过以上计算确定副纵粱截面尺寸后,应按薄板理论计算其临界弯曲应力口,并使<.否则,应重新选择副纵粱截面尺寸.E,t,0一0『=【言j式中:——泊松比,取一0.3一般来说,在选定酎纵粱材料厚度t的情况下,副纵粱翼缘的最大宽度应满足B≤16t.2.2横粱设计2.2.1横粱设计要点a制造材料要求与副纵粱制造材料要求相同.b.横粱数目及横粱截面尺寸要根据载质量及受力情况确定.c.尽可能选取同样的横粱间距.这样可使纵粱各段的扭矩相同,也有利于承受弯曲d.尽可能选取相同的横粱截面尺寸.这样可使各横粱刚性一致,协调承载.2.2Z横粱截面尺寸选择横粱截面形状有多种形式,如图2,其宽度B一般取45～50mm;高度不仅要满足强度要求,而且要考虑结构上的要求一般在80～100ram;材料厚度t在2.5～4mm.横粱的截面形状可以用板材折弯,也可使用轧镧型钢,但必须避免出现裂纹,缺口等缺陷.占一田2擅喜I截面类型2.2.3横粱强度计算横粱与剐纵粱相互垂直焊接或螺接在一16?.蕾懦|I厢成货车l9革毒设计起,形成框式结构横粱的两端与货厢骨架侧围焊接或螺接,用以承受货厢的重量.视横梁为固定于副纵粱上的悬臂粱,最大弯矩在横粱与副纵梁腹板的连接处.为了计算方便,假a.横粱等距均布在副纵粱上;b.载质量均布在每一横梁上;c.货厢质量均布在每一横粱的两端.横粱受力简化如图3.图中4,B为横粱与剐纵粱腹板的连接点.,zG1/2IIII{IIIIsIJA占r.田3横粱受力简田A处的弯矩肘为:G百I+一+式中:工——磺粱长度L——横梁悬臂长——横梁载荷中心点至的距离388’25O0.700O0105DO01820851l1775421403结束语a.由于结构的需要或为避免与其他构件发生干涉,游梁无法实现等距均布时,应计算闻距最大处的横梁强度,其承受的货厢质量及计算载荷可按每一横梁所分担的车架长度计算.b.由于普遍超载运行现象,因此,在副车架设计时应予以充分考虑.c.建议汽车底盘生产厂编制改装指导书,为汽车改装厂家提供上装指导.(收稿:1997—06—04责任编辑:张全寿)篙J庠一■l。
汽车设计计算【范本模板】
3 计算公式3.1 动力性计算公式3.1。
1 变速器各档的速度特性:（ km/h）。
...。
（1）其中：为车轮滚动半径，m；由经验公式： (m)d—-—-轮辋直径,inb—-——轮胎断面宽度，in——-轮胎变形系数为发动机转速，r/min；为后桥主减速速比;为变速箱各档速比，,为档位数,（以下同).3。
1.2 各档牵引力汽车的牵引力：（ N ） ..。
.。
（2)其中：为对应不同转速（或车速)下发动机输出使用扭矩，N•m;为传动效率。
汽车的空气阻力：（ N ） .。
..。
.（3）其中：为空气阻力系数，A为汽车迎风面积，m2。
汽车的滚动阻力：（ N ）。
.。
(4）其中：＝mg 为满载或空载汽车总重(N），为滚动阻尼系数汽车的行驶阻力之和:（ N ）.。
.(5)注:可画出驱动力与行驶阻尼平衡图3.1。
3 各档功率计算汽车的发动机功率：（kw） ..。
(6)其中：为第档对应不同转速（或车速）下发动机的功率。
汽车的阻力功率:（kw）....。
.(7）3。
1。
4 各档动力因子计算。
.。
..(8)各档额定车速按下式计算（km/h) 。
..。
（9）其中：为发动机的最高转速；为第档对应不同转速（或车速）下的动力因子.对各档在[0,］内寻找使得达到最大，即为各档的最大动力因子注:可画出各档动力因子随车速变化的曲线3.1。
5 最高车速计算当汽车的驱动力与行驶阻力平衡时，车速达到最高。
3.1。
5。
1 根据最高档驱动力与行驶阻力平衡方程，求解。
舍去中的负值或非实数值和超过额定车速的值;若还有剩余的值,则选择它们中最大的一个为最高车速，否则以最高档额定车速作为最高车速。
额定车速按下式计算（km/h）。
.。
. (10）其中：为发动机的最高转速为最高档传动比3.1。
5。
2 附着条件校验根据驱动形式计算驱动轮的法向反力驱动形式 4*4全驱：4＊2前驱：4*2后驱：其中：为轴距，为满载或空载质心距前轴的距离若满足下式其中：-—道路附着系数则表示“超出路面附着能力，达不到计算得出的最高车速值！"3。
新能源厢式运输车计算设计书
新能源厢式运输车计算设计书一、设计要求1、整车性能技术指标A 运输类新能源专用车、货车动力电池系统总质量占整车整备质量比例不超过25%作业类新能源专用车、货车不超过20%B 吨百公里电耗不超过10kWh Ml N1类采用工况法，其他暂采用40km/h等速法，其中作业类专用车检测时上装部分不工作。
（1）最高车速：90km/h；（2）最大爬坡度：20%（3）加速性能0-50 Km/h : <15s；（4）60km/h续驶里程》200km （等速法）;（5）工况法续航里程》180km二、整车技术参数新能源厢式运输车选用长安传统载货汽车底盘（SC1031GDD43为改装主体。
新能源厢式运输车是在长安底盘改装成纯电动可承载式底盘的基础上，加装载货物厢体而形成的一款新能源厢式运输车，该车配置5MT手动变数箱、永磁同步驱动电机及控制器、整车控制器、三元锂离子锂电池、高压配电和BMS管理系统、智能车载充电器、直流快充充电系统、冷却系统、真空助力制动系统、助力转向系统、车载冷暖空调以及远程监控系统等。
驱动电机采用电机前置通过法兰固定于变速箱，变速箱固定于整车中部，控制器及车载充电器布置在车身前中部，动力锂离子电池、高压配电系统及电池管理系统布置在车体中前两侧部位，车载空调布置在车体前部，远程监控终端固定于驾驶室中控台内部，采用5MT手动变数箱/2档AT自动变速箱。
1. 整车控制系统的工作原理图2. 相关设计的参数计算1）整车技术参数及常数值标定序号名称标示符数值单位1 整车装备质量m 1400 kg2 总质里M2600kg3 长*宽*高L*W*H 4100 1520 1900 mm4 轴距 D 2700 mm5 空气阻力系数C D0.456正面迎风面积 A 2.4 2 m7 质心高度h 700 mm8 爬坡车速Va 40 km/h9 车轮半径R 0.3 m10 速比i(D:3.652/1.9478/1.4234/1.000/0.7954/R:3.466 ) *5.12511 正常车速涨60km/h12 最咼车速V max 90 km/h13 最大爬坡度a11 (30% o14 机械转动效率n T0.9515 滚动阻力系数n ? 0.0152）电机峰值功率及额定功率的匹配电机的功率大小直接关系到电动汽车的动力性的好坏。
CSU1060A设计计算说明书
CSU1060A货车总体设计及驱动桥设计绪论驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。
驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。
对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等。
随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。
驱动桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。
应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。
驱动桥设计应当满足如下基本要求：1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。
2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。
3）当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。
4）能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。
5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。
6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。
7）齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声。
8）驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。
9）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。
10）结构简单，维修方便，机件工艺性好，容易制造。
货车总体设计说明书
目 录摘要 ...................................................................................................................................................................... 1 第一章 载货汽车主要技术参数的确定 . (2)1.1 汽车质量参数的确定 (2)1.1.1 汽车载客量和装载质量 .......................................................................................................... 2 1.1.2 汽车整车整备质量预估 ........................................................................................................ 2 1.1.3 汽车总质量ma 的确定 ............................................................................................................ 2 1.1.4 汽车轴数和驱动形式的确定 .................................................................................................. 3 1.2汽车主要尺寸的确定 (3)1.2.1汽车的外廓尺寸 ....................................................................................................................... 3 1.2.2汽车轴距L 的确定 ................................................................................................................... 3 1.2.3 汽车前轮距B1和后轮距B2 ................................................................................................... 4 1.2.4 汽车前悬L F 和后悬L R 的确定 ................................................................................................. 4 1.2.5 汽车的车头长度 ...................................................................................................................... 4 1.2.6 汽车车厢尺寸的确定 .. (4)第二章 载货汽车主要部件的选择 (5)2.1 发动机的选择 (5)2.1.1 发动机型式的选择 (5)2.1.2 发动机的最大功率maxe P (5)2.1.3 发动机最大转矩max e T及其相应转速T n的选择 ................................................................ 7 2.2 轮胎的选择 .......................................................................................................................................... 8 2.3 车架的选择 .......................................................................................................................................... 9 2.4 油箱 ...................................................................................................................................................... 9 2.5 离合器 .................................................................................................................................................. 9 2.6 万向传动轴 .......................................................................................................................................... 9 第三章 轴荷分配及质心位置计算 .. (10)3.1 平静时的轴荷分配及质心位置计算 ................................................................................................ 10 3.2水平路面上汽车满载行驶时各轴的最大负荷计算 ......................................................................... 13 3.3.制动时各轴的最大负荷计算 ............................................................................................................ 14 第四章 传动比的计算和选择 (15)4.1 驱动桥主减速器传动比0i的选择 (15)4.2 变速器传动比g i的选择 ................................................................................................................ 15 4.2.1 变速器一档传动比的选择 .................................................................................................... 15 4.2.2 变速器的选择 (16)第五章 汽车动力性能计算 (18)5.1 驱动力与行驶阻力平衡计算 (18)5.1.1 驱动力的计算 ........................................................................................................................ 18 5.1.2 行驶阻力计算 ........................................................................................................................ 19 5.1.3 驱动力与行驶阻力平衡图 . (19)5.2 动力特性计算 (20)5.2.1 动力因数计算 (20)5.2.2 滚动阻力系数与速度关系 (21)5.2.3 动力特性图 (21)5.2.4 加速时间t的计算 (22)5.2.5 汽车最大爬坡度计算 (24)5.3 功率平衡计算 (25)5.3.1 汽车行驶时发动机能够发出的功率 (25)5.3.2 汽车行驶时所需发动机的功率 (25)5.3.3 汽车功率平衡图 (26)第六章汽车燃油经济性计算 (27)第七章汽车稳定性计算 (29)7.1 汽车不翻倒条件计算 (29)7.1.1 汽车满载不纵向翻倒条件的计算 (29)7.1.2汽车满载不横向翻倒条件的计算 (29)7.2汽车的最小转弯半径 (29)总结 (30)参考文献 (31)摘要根据本次课程设计的任务，完成了任务书上所要求的某货车的总体设计。
1.7-9矿车计算书 2
MGC1.7-9固定箱式矿车计算书矿车型号：MGC-1.7-9固定矿车外形尺寸:长×宽×高=2075×1157×1300牵引高:320㎜自重:980㎏矿车最大载重:2700㎏轴距:750㎜车轮直径:350㎜轨距:900㎜一、缓冲弹簧计算作用在每个弹簧的作用力P=(ω+ωg)V ²/8g λ =(980+2700)0.85/8×9.8×0.025=3680×0.85²/1.96≈1356.5㎏f式中ω=矿车自重980㎏ωg=矿车最大载重2700㎏λ=弹簧的总变形量0.025mg=重力加速度9.8m/s ²V=两车相碰撞相对速度0.75-1.0m/s,此外取0.85m/s 。
弹簧钢丝直径 d=1.6c pkc /=1.675/44.11260⨯⨯=15.52㎜取d=16㎜式中：K—曲度系数K=1.4C—弹簧指数C=D/d=4て=弹簧材料的许用应力て=75㎏f/㎜²取钢丝直径d=16㎜，校核弹簧最大工作力P0 P0=d²て/1.6CK=1339.3㎏f选取钢丝直径，计算弹簧工作圈数N=λGd4/8P0D³=4.7取n=8式中G—材料的剪弹性模数G=8000f/㎜²G—弹簧中径D=dc=64㎜按实际碰撞力校核变形λD=8nPD³/Gd4 =28.2㎜弹簧总圈数n1=n+1.5=6.5弹簧压至各圈相接触时的高度H C=（n-0.5)d=96㎜弹簧节距T=d+λ/n+0.1d=22.6㎜弹簧自由高度Ha=r/c+n(t-d)=129㎜二、车梁强度计算梁单位长度上的荷重q=ωg-ωs/IT=9.7㎏f/㎝式中ωs为车箱重，310㎏て=车梁长度过て取166㎜由均布荷重产生的弯距：M1=K d qL12/2=1.5×9.7×45.52/2≈15061.1㎏f㎝K d=1.5(动力系数)t1=悬臂长度㎝=45.5㎝由牵引力产生的弯距：M2=Fe/2=6000×6/2=24000㎏f㎝F—牵引力=6000㎏e—牵引点距车梁中性轴的距离e=8㎝由缓冲器自重产生的弯距：M3=fL1/2=126×45.5/2=2866.5㎏f㎝式中f=缓冲器自重f=126㎏f在轴卡处的最大弯距：M max=M1+M2+M3=18061.1+24000+2866.5=41927.6㎏f㎝槽钢为10#车辆专用槽钢考虑铆钉对槽钢削弱影响ωH取58.14 ωL=62㎝³中性轴距底边距离Z=4.84㎝忽略焊接对梁的影响在索引进槽钢腹板上的拉应力G1=M max/ωH=41927.6/58.14=721.14㎏f/㎝²在索引进槽钢腹板上的压应力G p=M max/ωL=41927.6/62=672.5㎏f/㎝²由于牵引力在槽钢上产生的拉伸应力G2=F/2A=6000/2×18.6=161.29㎏f/㎝²综合腹板上端的拉应力:G T=G1+G2=833.54㎏f/㎝²综合腹板下端的压应力:G P=G1－G2=510.96㎏f/㎝²暮途穷由碰撞力产生的弯距：M4=P×e1=1356.5×1=1356.5㎏f㎝在轴卡处的最大弯距：M=M1+M3+M4=15061.1+2866.5+1356.5=19294.1㎏f㎝碰撞时槽钢腹板上端的拉应力:G1'=M/ωH=19294.1/58.14=331.85㎏f/㎝²碰撞时槽钢腹板下端的压应力:G P'=M/ωL=19294.1/62=331.19㎏f/㎝²由于碰撞力在槽钢上产生的压应力:G2'=P/A=1356.5/18.6=72.93㎏f/㎝²综合腹板上端的拉应力:G T'=G1'-G2'=331.85-72.93=258.92㎏f/㎝²综合腹板下端的压应力:G P'=G1'＋G2'=331.19＋72.93=384.12㎏f/㎝²式中e1——碰撞点距车梁中性轴的距离e1=1㎝当车梁材料为A3，承受Ⅱ类载荷，其许应力（Gn）=980㎏f/㎝²,在在梁危险断面上最大应力G T=833.54㎏f/㎝²,G T<（Gn）因此梁强度安全。
箱型梁的计算
那曲主参数： G:32T 上盖板宽：600mm 上下盖板14mm 腹板6mm 高度1600mm 跨度:28.3m截面积： A1：60*1.4=84 A2+A3：188.6 A4：84总的截面积： A1+A2+A3+A4=356.6形心位置：84*159.3+188.6*80+84*0.7/356.6=28528/356.6=80总的惯性距：2*(79.32*84+60*1.43/12)+2*(0.6*157.23/12)=1.445*106刚性F=PL 3/48EI=32000*28303/48*2*106*1.445*106*2=2.6cm强度:M/W起升机构制动安全系数的验证：M Z (制动力矩)=（额定起重量Q+吊具自重G ）*g （9.8）*卷筒直径D(外加钢丝绳的直径)*起升机构的总效率0.885/2*倍率m*速比iN(安全系数)=机构的制动力矩M/M Z ≤1.25或者是1. 5(根据级别)Q ：kg D ：cm 起升机构所需要的制动力矩：ηam i DQ K T q z = K 是安全系数≈1.25（重要机构是1.75）钢丝绳安全系数的验证：S ：工作静拉力=（额定起重量Q+吊具自重G ）*g （9.8）/m(倍率)*a （出绳数）*η效率0.94钢丝绳安全系数n=f(破断拉力)/S(KN )≥N(钢丝绳安全系数)工作级别不同,安全系数也不同钢丝绳公称抗拉强度的校核: S(N )在表中查找该规格该直径对应的公称抗拉强度既可缓冲器容量的计算：对无自动减速装置或限位开关，碰撞时按大车的85%的运行速度，小车取额定速度，对有自动减速装置或限位开关的，按减速后的实际碰撞速度计算，但不小于50%的额定运行速度A （容量）=G （总重）*1/2*1/2*（0.5*V 运行速度/60）2≤A(缓冲器的容量) G:kg起升机构电机的静功率计算:N J =Q(额定起重量+小车的重量)*V(起升速度)/6120*η(效率) Q ： Kg η：0.85和0.9之间起升机构减速器的选型：av Dn i π=a 是倍率 D=卷筒直径+钢丝绳直径 D 的单位是m。
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厢式车总体设计计算书车型(一)：SY006XL、SK006XL、SD006XL车型(二)：SY006X、SK006X、SD006X一、外形参数确定车型(一)：SY006XL、SK006XL、SD006XL1、轴距L：L=Lh+Lj+S-Lr S=250Lj=775Lh=7500取L/Lr=0.42L+0.42L=7500+775+250L=7500+775+250/1.42=6003.5轴距L：1800+4203取1800+42002、轮距：(1)、前轮距：1750(2)、后轮距：1750/17253、外形尺寸：L=1205+7500+250+775=9730B=2300H=35004、前悬：Lf=1205；后悬：Lr=9730-1205-1800-4200=2525车型(二)：1、轴距L：为了同车型(一)统一轴距取相同轴距L：取1800+42002、轮距：(1)、前轮距：1750(2)、后轮距：1750/17253、外形尺寸：L=1205+775+7100+250=9330B=2200H=35004、前悬：Lf=1205；后悬：Lr=9330-1205-1800-4200=2125二、质量参数确定车型(一)：1、汽车载质量：5000Kg根据国家计重收费法规：MG=(7+7+10)+(7+7+10)×0.3-8=23.2T；允许装载量MG=23.2T。
2、汽车整备质量：根据产品开发目标Mo≤8000Kg3、汽车总质量：5000+8000=13000Kg实际汽车总质量：23200+8000=31200Kg4、汽车满载时轴荷分配：前、中桥=(5572+4000)/2=4786Kg车型(二)：汽车满载时轴荷分配：L1=1425L2=4200L3=1800L4=900ΣM03=0F合×(L4+L2)-G×L1=0F合1=G×L1/(L4+L2)=23200×1425/(900+4200)=6482KgF后1=23200-6482=16718Kg由于空载时后桥轴荷=8000/2=4000后桥轴荷比例=(16718+4000)/31200=0.66合适前、中桥=(6482+4000)/2=5241Kg三、动力性能参数确定1、发动机功率估算：Pe≥0.15MUmax/3600按根据国家计重收费法规允许装载量估算：取M=31200、根据产品开发目标Umax≥90Km/h Pe≥0.15MUmax/3600=0.15×31200×90/3600=117KwPe≥117Kw根据现有欧Ⅲ发动机资源选择：(1)、大柴CA4DF3-17E3功率/转数=125/2300扭矩/转数=610/1400(2)、康明斯ISDe18030、功率/转数=128/2500扭矩/转数=650/1400(3)、玉柴YC4E170-30功率/转数=125/2600扭矩/转数=590/1400以上3种发动机要求所带转向泵参数为：流量Q≥16L/MIN、压力P≥13MPA2、最高车速Umax：Umax=60n∏D/1000Igi n=2300、D=2×0.515、∏=3.14、Ig=0.82根据产品开发目标Umax≥90Km/hI=60n∏D/1000IgUmax=2500×60×3.14×2×0.515/1000×0.82×90=6.57后桥主减速比I=6.57由于大柴发动机转速低为保证装大柴机车速Umax≥90Km/h，根据车桥资源选后桥主减速比I=5.571计最高车速算Umax大柴Umax=2300×60×3.14×2×0.515/1000×0.82×5.571=97.7＞90Km/h符合要求。
康明斯Umax=2500×60×3.14×2×0.515/1000×0.82×5.571=106＞90Km/h符合要求。
玉柴Umax=2600×60×3.14×2×0.515/1000×0.82×5.571=110＞90Km/h符合要求。
最高车速Umax=97.7~110Km/h3、爬坡度：按实际汽车总质量：31200Kg载质量23200Kg计算(1)、驱动力Fx=TeIeIoη/r=590×9.08× 5.571×0.9/0.515=52156Nη=0.9r=0.515Io=5.571Ie=9.08Te=590~600~650(2)、滚动阻力：Ff=Fzf汽车法向负荷Fz=31200碎石路f=0.02Ff=Fzf=31200×0.02=624(3)、空气阻力：Fw=ACdvv/21.15v=106×1000/3600Cd=0.9A=BH=2.3×3.5Fw=ACdvv/21.15=297(4)、坡道阻力：Fi=Gai Ga=mg=31200×9.8=305760Fi=Gai=305760i爬坡度：I=Fx-Fw-Fj/Ga=0.17爬坡度为17%如扭矩Te=650爬坡度为19%公路坡度≤9%动力性比较好。
四、机动性能参数确定1、最小离地间隙：225＞220符合要求。
2、最小转弯半径：RminRmin=L/Sinθmax+αL=1800+4200=6000θmax=40α=360Rmin=L/Sinθmax+α=6.0/Sin40+0.36=9.7m转向直径19.4m＜24m符合要求。
五、部件选择：1、发动机：(1)、大柴CA4DF3-17E3功率/转数=125/2300扭矩/转数=610/1400(2)、康明斯ISDe18030、功率/转数=128/2500扭矩/转数=650/1400(3)、玉柴YC4E170-30功率/转数=125/2600扭矩/转数=590/1400以上3种发动机要求所带转向泵参数为：流量Q≥16L/MIN、压力P≥13MPA以上3种发动机要求配φ395离合器。
2、离合器：φ395膜片或螺旋弹簧离合器。
(1)、按实际汽车总质量31200Kg计算最大阻力矩。
Tψ=(Ma+Mt)ψgr/iηψ=0.1η=0.9r=0.515g=9.8Ma+Mt=31000Tψ=(Ma+Mt)ψgr/iη=31200×0.1×9.8×0.515/9.08×5.571×0.9=343.NmT max=βTψ取β=1.6D=100×(βTψ/A)1/2取A=40=100×(1.6×343/40)1/2=370MM(2)、按发动机最大转矩T emax计算D=100×(Te max/A)1/2取A=40=100×(590/40)1/2≈384MMφ395离合器可以满足。
3、变速箱：为满足爬坡度和最车速要求选法士特7DS118，为降低成本法兰选153四孔法兰，φ380离合器。
型号扭矩I1I2I3I4I5I6I7IR 11809.08 4.82 3.14 2.09 1.44 1.000.828.03 7DS1184、传动轴：传动轴四节、为降低成本法兰选153四孔法兰。
5、车桥：(1)、前桥、中桥：90B十孔轮距1750。
(2)、后桥：153SDL轮距1750。
主减速速比I=5.571(3)、前桥、中桥负荷5241Kg额定负荷3700Kg超载41.6%。
后桥负荷20718Kg额定负荷10000Kg超载107%。
后桥扭矩650×9.08×5.571=32520NM额定扭矩=30000NM超载8%6、车轮：(1)、钢圈7.00-20十孔配9.00-20轮胎。
(2)、钢圈7.5-20配10.00-20轮胎。
7、板簧：(1)、前、中簧：75×13×9吊耳式。
(2)、后主：90×18×10吊耳式，后副：90×13×8。
8、车架：［250×80/6+5轴距1800+4200、为降低成本上平面可有铆钉，前、中为145吊耳式、后153悬架。
车架校核如下：(1)、按最大弯曲应力校核最大弯曲强度：Mdmax=nKdMmin弯曲应力σw=Mdmax/(h+6b)th/6h在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为Mx=RfX-Gs(A+X)/4L驾驶室后端到后桥这一段纵梁的弯矩为M2=R f x-g s(x+A)2/4-g e(C1-l+x)2则X=［2Rf-GsA/L+Ge(l-C1)/C］/(Gs/L+Ge/C)Gs=8000×9.8=78400NGe=23200×9.8=227360NL=9730-450=9280mm=928cm A=1205+900=2105mm=210.5cm l=900+4200=5100mm=510CM b=2525-450=2075mm=207.5cm C=7500mm=750cm C1=7500-2525=4975mm=497.5cm C2=2525mm=252.5cmR f=(F合1+4000)×9.8/2=46902NX=［2Rf-GsA/L+Ge(l-C1)/C］/(Gs/L+Ge/C)X=205cm Mmax=3160874N.cmMdmax=nkdMMAX n=1.15~1.4取n=1.2Kd=2.5~4取Kd=2.7=2.7×1.2×3160874=10241231N.cmW=(25+6×8)×1.1×25/6=334cm3σw=Mdmax/W=10283487/334=30662N/cm2σs=35000N/cm2σw＜σs符合要求。
车架最大弯曲强度合呼要求。
同时b＜16t80＜16×11翼面强度合呼要求。
9、转向系统：由于轴距发生变化同时降低成本采用单方向机外加助力缸式转向系统。
方向机、助力缸选择及摇臂尺寸计算如下：根据前轴负荷P≤5000KG(4774KG)选用EQ153方向机参数如下：(1)、方向机参数：方向机型号前轴负荷缸径(mm)传动比流量(L/MIN)压力(MPA) SB10081D6500kg100I=20.481613.7(2)、助力缸参数：型号前轴负荷推力压力(MPA)流量(L/MIN)缸径(mm)和塞杆径行程(mm)安装尺寸3412010-Q 1478000kg25525/2058313165022mm300620~920296915529137741α2/α1=0.6685~0.712α1、α2为两桥转向角，α2/α1=0.6685~0.712为两桥间转向角之间的理论值。