壓縮包內(nèi)含有CAD圖紙和說明書,均可直接下載獲得文件，所見所得，電腦查看更方便。Q 197216396 或 11970985
機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: ZQ1040型商用車總體設計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
20xx年 5月25日
目 次
1 前言 1
2 ZQ1040總體設計 1
2.1 概述 2
2.2 汽車形式的選擇 3
2.3 汽車主要參數(shù)選擇 4
2.4 汽車主要性能參數(shù)的選擇 7
2.5 發(fā)動機的選擇 10
2.6 輪胎的選擇 12
2.7 汽車基本參數(shù)總結 13
3 ZQ1040的整體布置 14
3.1 底盤的整體布置 14
3.2 車架、駕駛室及貨箱的布置 17
4 汽車主要性能指標的計算 18
4.1 汽車的動力性能分析 19
4.2 汽車的燃油經(jīng)濟性分析 22
4.3 汽車的制動性能分析 23
設計總結 25
致謝 26
參考資料 27
1 前言
汽車性能的優(yōu)劣取決于兩點：首先是各部件的性能好壞，然后在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)配合，取決于總體布置；總體設計水平關系到汽車設計質量好壞、使用性能優(yōu)劣和產(chǎn)品的生命力長短等。
汽車是一個系統(tǒng)，它是基于以下的車輛和系統(tǒng)的組成條件屬性：
①汽車是一個整體，它是由許多要素（子系統(tǒng)及連接部件），每個元素對整體行為的影響；
② 組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的；
③ 汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。
因此，汽車有一個系統(tǒng)的性能，對環(huán)境表現(xiàn)出整體，車輛系統(tǒng)屬性匹配協(xié)調(diào)汽車的功能不僅僅是和其各子系統(tǒng)的功能；相反，如果通過系統(tǒng)的紊亂的性質和相互干擾，即個體性能優(yōu)良子系統(tǒng)的功能，將由于循環(huán)動力轉向中性軸的相互抑制作用，是一個典型的例子。
結合本次設計ZQ1040型商用車總體設計處于本組汽車設計的最上位，需要確定汽車的總體布置形式、主要參數(shù)、發(fā)動機型號、各總成的布置形式、各總成的尺寸，將這些已知量分配到各總成設計人員手中進行各總成的設計，待各總成設計完后再反饋總體設計人員來協(xié)調(diào)各總成布置，并反復如此達到最優(yōu)化為止，可見總體設計的地位和重要性。
2 ZQ1040總體設計
發(fā)動機、底盤、車身、電氣設備等四部分組成汽車，汽車是交通載運工具用來載送貨物和人員。
2.1 概述
2.1.1 總體設計應滿足的要求
主要在道路寬度的車，雖然有人，自行車，摩托車等也都使用了相同的路。為了容納更多的車輛在有限的道路，減少交通事故的發(fā)生等方面的考慮，車輛的輪廓尺寸限制。此外，還有環(huán)境問題，自然環(huán)境因素，這就要求車輛的設計，參考有關國家標準和要求，設計任務。
進行總體設計應滿足如下基本要求：
1、 汽車外廓尺寸應符合GB1589-89的外廓尺寸限界規(guī)定
2、 按照有關公路法規(guī)定的限定要求，合理分配軸荷
3、 汽車的各項性能，達到設計任務書所給定的指標
4、 進行有關運動學方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉
5、 拆裝與維修方便
2.1.2 汽車開發(fā)程序
七個階段主要內(nèi)容如下（表1）
表1 汽車產(chǎn)品的開發(fā)流程
階段
新車設計
主要內(nèi)容
第一階段
制定設計原則和進行方案論證
市場預測，產(chǎn)品分析，過程分析，產(chǎn)品目標成本，市場預測。產(chǎn)品推廣，標準化，系列化和性能的初步計算
第二階段
選型和編寫設計任務書
畫總布置草圖，進行車身總布置和主體的身體形狀，和主要尺寸，主要性能和質量的主要參數(shù)以及車輛的基本類型
第三階段
技術設計
畫1:1或1:2的尺寸控制圖，進一步確定各部分，并支持連接的位置，繪制各種圖表和運動檢查，確定身體的布局和駕駛室。
第四階段
繪制汽車總裝配圖
進行圖面裝配，核算和標注汽車的外形尺寸和總布置的各項尺寸鏈
第五階段
試制、試驗、修改和定型
第六階段
生產(chǎn)準備
小批量生產(chǎn)、用戶試驗，工藝調(diào)試，繼續(xù)試驗，改進設計，完成生產(chǎn)用圖
第七階段
生產(chǎn)銷售
批量生產(chǎn)與銷售，售后服務
2.2 汽車形式的選擇
2.2.1 軸數(shù)
本次設計ZQ1040為載質量1.8噸中型載貨車，采用簡單的兩軸布置形式。
2.2.2 驅動形式
2.2.3 布置形式
ZQ1040商用車的設計通常進行貨物運輸，行駛條件變化大，對前輪驅動的布置形式。一方面，可以使軸荷分布合理，有利于提高輪胎的使用壽命；前輪驅動，因此不需要等速萬向接頭，降低制造成本；控制機構簡單；加熱機制是簡單的，和短管道加熱效率高；發(fā)動機具有冷卻效果好的優(yōu)點；上坡時，由于驅動輪的附著力增加，所以爬坡能力。
商用貨車，為了盡可能提高貨物運輸量，汽車增長長度，考慮到設計是公路貨物運輸?shù)闹饕繕耍栽谇耙嫱?，平板式卡車。從而使汽車盡可能的小，得到的貨物盡可能最好的量。同時采用平板式，可以使汽車的長度和軸距短，最小轉彎直徑，機動性能好。不需要罩和擋泥板，和長度的關系等因素的影響，降低整車整備質量；駕駛員視野有了明顯的提高；對車輛和車輛使用率較高的包裝盒的面積指標。
2.3 汽車主要參數(shù)選擇
2.3.1 汽車的主要尺寸
（1）外廓尺寸
本次設計貨車為載質量1.8噸柴油動力貨車，為中型載貨汽車，據(jù)此選用車輛參數(shù)為：
總長——5995㎜
最大寬度——2040㎜
總高——2250㎜
（2）軸距L
商用車 4×2貨車 汽車總質量 1.8～6.0t
軸距L/㎜ 2300～3600
確定軸距L＝3300㎜。
（3）前、后輪距B1和B2
當前輪的距離B1是固定的，有足夠的空間用于發(fā)動機，轉向系統(tǒng)，懸掛，前輪等，并有足夠的運動間隙的方向盤和車輪之間。取前輪距B1為1530㎜。
（4）前懸和后懸
前懸架尺寸對通行車輛的影響，其碰撞安全性，駕駛人視野，對鋼板彈簧的長度，方便汽車和汽車造型..對于平板車，前懸架將影響到從前門上下車方便。通過汽車通過性的考慮本車前懸為1210㎜。
（5）貨車車頭長度
（6）貨車貨箱尺寸
集裝箱尺寸計算在散裝貨物計算，根據(jù)車身設計的要求，運輸貨物的體積質量0.6t/m2，公路車的最大允許寬度為25毫米，欄桿高度H是由重力荷載極限主要受影響，一般以450 ～ 650mm。根據(jù)設計要求的貨車，經(jīng)計算車廂尺寸為：
長度——4000㎜
寬度——1940㎜
高度——520㎜
2.3.2 汽車主要質量參數(shù)
（1）整車整備質量m0
（2）汽車的載質量me
車輛的載質量是允許為額定負載的負載在艱難的道路上行駛。當汽車行駛在碎石路上，車輛的負荷約為85% ～ 75%良好的路面..商用車的質量應該首先確定，與產(chǎn)品計劃應與企業(yè)的商品計劃，其次，符合車輛的目的和條件應考慮到。
本汽車的駕駛員人數(shù)設計為2人座貨車。
（3）質量系數(shù)
= （2-2）
m=1.8t
m=2.2t 故
=0.82
推薦標準為總質量m/t 1.8＜≤6.0；：0.8～1.1 滿足要求。
（4）汽車總質量
車輛的總質量是指汽車整車質量和車輛的質量當車輛裝載的貨物。商用車的總質量包括裝載質量，質量和駕駛員三件質量，即
=++n65㎏ n——座位數(shù)2 （2-3）
故 整車總質量為=4130㎏。
（5）軸荷分配
車輛的布局對軸載分布影響較大。一般來說，汽車的軸載荷分布對輪胎和汽車的使用效果。
商用貨車4×2后輪雙胎平頭式的軸荷分配如表2。
表2 汽車的載荷分配
滿載
空載
前輪
后輪
前輪
后輪
30%～35%
65%～70%
48%～54%
46%～52%
按要求設計本車的軸荷分配為：
滿載：前軸 30.4% ， 后軸 69.6%
空載：前軸 50.9% ， 后軸 49.1%
2.4 汽車主要性能參數(shù)的選擇
2.4.1 汽車的動力性參數(shù)
（1）最高車速
隨著汽車性能的提高，在主動和被動安全性的提高，在世界范圍內(nèi)的公路路
最大總質量/t 1.8＜≤6.0 最高車速80～135㎞/h
故本車設計最高車速設計為=90㎞/h合乎要求。
（2）汽車的加速時間t
（3）最大爬坡度
車輛的爬坡能力是由車輛荷載的最大坡度為代表，與最大坡度可由傳輸最低齒輪克服當車輛裝卡車在路各地區(qū)行駛，為了保證良好的加速性能，所以它必須足以能夠爬坡，一般其在30%即16.7°左右。
本車設計最大爬坡度為=0.3即16.7°。
（4）汽車的比功率和比轉矩
這輛汽車的功率是最大功率的汽車?？傎|量之比它可以反映汽車的力量。為了保證公路行駛車輛的動態(tài)不低于一定水平防止一些的車輛阻塞交通性能差。因
國家要求如表3。
表3 汽車動力性參數(shù)范圍
汽車類別
最大總質量/t
比功率
Kw/t
比轉矩
N·m/t
貨車
1.8＜≤6.0
15～25
38～44
經(jīng)本車設計計算的比功率為=16.9Kw/t ，比轉矩為=42N.m/t 。
2.4.2 汽車的燃油經(jīng)濟性參數(shù)
參照有關車型設計百公里最低燃油消耗量為不大于18.0L/（100㎞）。
2.4.3 汽車的機動性參數(shù)
2.4.4 汽車的通過幾何性參數(shù)
總體設計要確定的通過性幾何性參數(shù)有：最小離地間隙hmin、接近角γ1、離去角γ2等。根據(jù)我們進行的總設計尺寸上述參數(shù)為：
最小離地間隙hmin——227㎜
滿載時接近角γ1——20°
滿載時離去角γ2——15°
2.4.5 汽車的操縱穩(wěn)定性參數(shù)
（1）轉向性參數(shù)
（2）車身側傾角
當汽車0.4g的向心加速度做定圓等速行駛時，其車身側傾角在3°之內(nèi)最好。
（3）制動前俯角
為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以0.4g的減速度制動時，車身的前俯角不大于15°。
2.4.6 汽車的制動性參數(shù)
驗制動距離要求≤22m，空載檢驗制動距離要求≤21m。本車設計滿載制動時距離≤20m，制動踏板力＜700N。
2.5 發(fā)動機的選擇
汽車發(fā)動機提供動力，關鍵是汽車裝配，在選擇與配置的汽車性能，特別是對汽車的動力性，燃油經(jīng)濟性，可靠性和耐久性，維修方便，制造成本，市場競爭力有直接的影響。因此，在汽車的總體設計，發(fā)動機的選擇是一個關鍵的決策。
2.5.1 發(fā)動機的形式與型號的選擇
根據(jù)設計任務的要求，車用柴油驅動的卡車，經(jīng)過計算和尋找相關的信息，我們YN27CRD1特種車輛柴油發(fā)動機的選擇，采用增壓中冷進氣系統(tǒng)，潤滑和冷卻性能高，燃燒室的優(yōu)化組合，提高柴油機的動力性和經(jīng)濟性，有效降低廢氣排放，增加預熱塞裝置，以保證發(fā)動機在20℃順利啟動。大排量，充足的動力儲備，啟動，速度，爬升，性能優(yōu)越。水冷卻，水冷發(fā)動機，可靠，散熱性能好，汽缸變形，氣缸活塞等主要零件的熱負荷低，整體可靠性高。
本車采用前置后驅形式（FR），好處是傳動效率較高，前后軸荷分配均勻，傳動機構簡單，布置緊湊，發(fā)動機為縱向布置。YN27CRD1型柴油機的技術參數(shù)如表4。
表4 YN27CRD1型增壓柴油機的技術參數(shù)
發(fā)動機：
云內(nèi)動力YN27CRD1
系列：
云內(nèi)動力 增壓中冷系列
適配范圍：
輕型載貨車，5-7米輕型客車
進氣形式：
增壓中冷
汽缸數(shù)：
4
燃料種類：
柴油
汽缸排列形式：
直列
排量：
2.672L
排放標準：
國四/歐四
最大輸出功率：
70kw
額定功率轉速：
3200RPM
最大馬力：
95馬力
最大扭矩：
250N.m
最大扭矩轉速：
1800-2600RPM
全負荷最低燃油耗率：
205g/kW.h
發(fā)動機形式：
電控高壓共軌柴油機
發(fā)動機凈重：
240Kg
發(fā)動機尺寸：
901×775×688mm
一米外噪音：
113dB
缸徑x行程：
90x105mm
2.5.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇
P= （2-4）
式中： ——發(fā)動機傳動效率，取為0.90
——汽車總質量，為=4130㎏；
g——重力加速度，取為9.8m/s；
f——滾動阻力系數(shù)，經(jīng)查得為0.02；
——最高車速，90㎞/h；
——空氣阻力系數(shù)，貨車取為0.8；
A——汽車正面投影面積，由車外形計算得A=4.59
經(jīng)計算可得：
= （2-5）
=61.55Kw
最大轉矩：
= (2-6)
式中：
為轉矩適應系數(shù)，取為1.1；
P為發(fā)動機最大功率，計算為70Kw；
為最大功率轉速，對于貨車用柴油機，柴油機值在1800～3200r/min之間，所選發(fā)動機本車取為3100r/min；
經(jīng)計算得：
所需發(fā)動機的最大轉矩為:
T=9549=237.2N·m
=1.55符合=1.4～2.0選用原則
經(jīng)過比較，所選YN27CRD1型柴油機的最大功率P為70Kw,最大轉矩為250N.m，發(fā)動機最大功率和轉矩都小于YN27CRD1型柴油機的額定功率和轉矩，所以選用該型號發(fā)動機滿足設計要求。
2.5.3 發(fā)動機的布置
汽車車身的振動，多自由度，并受到各種源和振動的影響，振動的發(fā)動機。
動、降低噪音，也提高了乘坐的舒適性，也提高了零件和汽車的壽命?？紤]到設計的貨車的一般要求，并參考江淮汽車相關的車型，我們決定采用由金屬片和橡膠懸置橡膠部件。發(fā)動機、離合器和變速器三集成框架，并采用四點支撐法固定。
2.6 輪胎的選擇
輪胎和車輪傳遞車輛與地面之間的權力，并使汽車。因此，輪胎和車輪組件必須滿足的基本要求下：有足夠的承載能力和速度能力，具有較小的滾動阻力和運行噪音，良好的附著力和質量平衡，耐磨，耐穿刺，耐老化、氣密性好，低質量，低價格，拆裝方便，互換性好。
輪胎的尺寸和型號是一個重要的原始數(shù)據(jù)的計算和汽車性能的繪圖。因此，基于模型的選擇，在總體設計階段，輪胎靜負荷的使用，輪胎的負荷和速度的輪胎，而輪胎的速度。當然，對傳輸參數(shù)和車輛尺寸參數(shù)匹配的影響（如最小間隙，總高）的車輛也被認為是。
輪胎負荷下靜半徑452㎜
輪胎斷面寬度232㎜
輪胎滾動半徑463mm
輪輞型號尺寸7.0—20等厚幅盤式寬輪輞
輪胎負荷能力2000kg
輪胎充氣壓力620kpa
2.7 汽車基本參數(shù)總結
經(jīng)過上述計算與分析后確定的汽車基本參數(shù)如下表5
表5 汽車的基本參數(shù)
ZQ1040載貨汽車
項目內(nèi)容
參數(shù)
基本尺寸㎜
外形尺寸㎜
總長
5995
總寬
2040
總高
（空載）
2250
輪距㎜
前輪
1530
后輪
1480
質量㎏
總質量
4130
載質量
1800
乘員（人）
2
最高車速Km/h
90
最大爬坡度%
30
耗油量L/100Km
≤18
3 ZQ1040的整體布置
3.1 底盤的整體布置
3.1.1 整車布置的基準線（面）——零線的確定
圖1 整車總布置圖坐標系
3.1.2 各總成部件的布置
（1）發(fā)動機的布置
發(fā)動機的上下位置對離地間隙和駕駛員視野的影響。發(fā)動機的位置不能太高，以減少質量高低車的中心，但發(fā)動機的高度不能太低，防止在上下顛簸的車不會碰壞油底殼。在前面，發(fā)動機布置位置后減少軸角度，前輪驅動的汽車發(fā)動機后置發(fā)動機。1°～ 4°夾角形成曲軸中心線與水平線之間。本次設計取2°。
（2）傳動系的選擇和布置
（3）轉向裝置的布置
本次設計的轉向系采用循環(huán)球式轉向機構。主要針對于貨車設計的需要，其正效率較高，操縱輕便，使用壽命長，工作平穩(wěn)、可靠。
（4）懸架的選擇和布置
后板簧的布置應做到前低后高，亦可獲得不足轉向。因結構原因,對于載貨車，布置上難度較大，則可較少考慮。
減振器應設置為垂直狀態(tài)，從而最大限度地發(fā)揮其有效行程和減少偏差。如果空間是不允許的，也可以是傾斜的。布局應注意對支點高度，后部減震器的支點不應太高（不超過80mm）的框架，從而不影響裝配和汽車改裝布置。
（5）制動系統(tǒng)布置
前后均采用鼓式的制動系統(tǒng)。制動系統(tǒng)采用真空助力，真空有發(fā)動機提供。
（6）踏板的布置
離合器踏板，制動踏板和油門踏板是根據(jù)布局的工效學要求和車輛的底盤布局確定，每個踏板必須保證腳把舒適和節(jié)省足夠的踏板行程。
（7）油箱、備胎和蓄電池的布置
油箱 根據(jù)汽車的最大續(xù)駛里程來確定，本次設計油箱布置在汽車的后部、行李箱的下面。并且在排氣管的另一側，以減小危險。
備胎 布置在車架尾部下方，采用懸鏈式固定，可保證拆裝方便。
蓄電池 蓄電池應放置在起動機的同側，并卻越近越好。
（8）進、排氣系統(tǒng)的布置
3.2 車架、駕駛室及貨箱的布置
3.2.1 車架總成外形及其橫梁的布置
對車架縱梁的形狀，在普通載貨汽車，前軸和后軸的框架梁截面高度之間是最大的，和附近的前部和后部和前部和后部截面高度可以更小，大部分車的前軸、車架縱梁截面高度變化的過渡后橋中心區(qū)。
前，車架的中部和后部范圍由主要決定布局..正面的寬度取決于發(fā)動機的寬度和排列安裝結構，軌道的大小和懸掛，散熱器，前輪胎模型和最大輪角，轉向縱拉桿裝置和減震器，前懸架的結構型式和布置，和其他地點。后車架外寬取決于后懸架的結構，尺寸，布局和后胎（尤其是雙胞胎）模型，設計尺寸，整車外寬（不允許超過2.5m）。在框架的寬度中主要考慮國家標準的規(guī)定，尺寸公差和前、后的寬度和技術的過渡區(qū)，通過盡可能多的前，中，后外寬的框架，這個過程比較好，質量容易保證。
框架組合梁的布置應均勻，結構合理，在塑料板共有固定的地方（即，力的作用點）應設置梁，以減少縱向梁腹板側彎。懸掛支架，發(fā)動機懸置，油箱，電池，駕駛室懸置，應考慮梁的布置等。
3.2.2 車頭、駕駛室的布置
圖2駕駛室布置圖
根據(jù)人體工程學原理，R點到天花板高一般大于950mm，1100mm是本設計的選擇。R點之間的距離和地板是。點對點的距離可以在550毫米之間，司機跟選擇，定制是本設計的選擇。背角6.7，髖關節(jié)角度92.2。座椅的調(diào)節(jié)范圍為140mm，座椅的調(diào)節(jié)范圍為70mm。對離合器和制動踏板行程180mm。轉向盤輪緣的前方和下方的障礙物距離為80mm。轉向盤和轉向輪的底部法蘭之間的距離為200mm。
3.2.3 車箱的布置
根據(jù)模型來確定負荷量，對運輸時間要求的用戶，車輛的輪廓尺寸，車箱底板是否允許一輪鼓，一包貨物，車廂的內(nèi)部尺寸的合理選擇。
車箱前板和框架從保險室或相關部件的間隙應不小于40mm。
保險杠的高度應超過駕駛室頂部70mm ～lOOmm。
允許超過框架運輸尾梁的后端不大于400mm，從而降低車架質量。
4 汽車主要性能指標的計算
4.1 汽車的動力性能分析
(1)汽車最高車速的計算
①汽車驅動力計算公式
汽車驅動力：指的是汽車發(fā)動機的轉矩經(jīng)過傳動系傳至驅動輪得到的力。
計算公式：
式中：
—發(fā)動機的轉矩；
—變速器的傳動比；
—主減速器的傳動比；
—傳動系效率；
r —滾動半徑。
②汽車行駛時的各種阻力
空氣阻力：汽車直線行駛時受到的空氣作用力在行駛方向上的分力。
計算公式：
式中：
—空氣阻力系數(shù)，取0.8；
A—汽車正面面積，按前輪距乘以全高計算，得：A=4.6458m；
—汽車的行駛速度。
計算公式：
式中：
G—汽車的總重力；
f—滾動阻力系數(shù)，f=0.02。
爬坡阻力：汽車上坡行駛時，汽車的重力沿著坡道的分力。
計算公式：
式中：
G—汽車的總重力；
—爬坡的角度。
加速阻力：加速時，需要克服其質量加速運動時的慣性力。
計算公式：
式中：—汽車旋轉的質量換算系數(shù)，大于1；
m—汽車的總重力；
—汽車的加速度。
③汽車驅動力-行駛阻力圖
即：
有相關數(shù)據(jù)及電腦軟件繪成的驅動力-行駛阻力平衡圖如圖3
圖3汽車的驅動力—行駛阻力平衡
此圖反映了汽車在行駛過程中，各個檔位的驅動力和受到的相應的行駛阻力隨車速的變化關系。從圖中可以看出，本車的最高車速為90km/h。
(2)汽車的加速度計算
從而，得出汽車的加速度曲線如圖4：
圖4汽車加速度曲線
該曲線表示車輛在各個檔位加速行駛時，車輛的加速度隨車速的變化關系，由圖可知，一檔的最大加速度為2.2m/,五檔的最大加速度為0.19m/，其余各個檔位各個車速加速時的汽車加速度都可以通過該圖得出。
(3)汽車爬坡度計算
汽車滿載時，所能通過的最大坡度的正弦值，就是汽車的爬坡度。通常情況下，汽車在爬坡時，度數(shù)一般都比較小，因此，。所以爬坡度方程為：
式中：
G—汽車總重力；
—坡道的度數(shù)；
i—汽車爬坡度。
由此得出汽車的爬坡度曲線，如圖5：
圖5 汽車爬坡度曲線
該曲線表示車輛在各個檔位時的爬坡度隨著車速的變化關系，各個檔位的爬坡能力都可以由圖得出，由圖可知本車的最大度為30%，即16.7°。
4.2 汽車的燃油經(jīng)濟性分析
通常地，汽車開發(fā)時，從發(fā)動機臺架試驗得出數(shù)據(jù)，根據(jù)等速車速及阻力功率，在萬有特性圖與汽車功率平衡圖得出相應的燃油消耗率b，以此得出，等速行駛時，單位時間內(nèi)的燃油消耗量。
計算公式為：
式中：
Pe—發(fā)動機的功率；
b—燃油消耗率；
g—重力加速度；
ρ—汽油密度。
所以，整個等速過程路程s(m)的燃油消耗率為：
由此推算出等速百公里燃油消耗率為：
輸入數(shù)據(jù)驗證，汽車的百公里油耗如下圖6：
圖6汽車等速百公里油耗
該圖反映了汽車以任意速度等速行駛時，行駛百公里時的燃油消耗量，該圖可以直接反映汽車的燃油經(jīng)濟性，由圖可知，本車的經(jīng)濟燃油消耗量為13L/100km。
4.3 汽車的制動性能分析
汽車制動是指駕駛員踩踏板到汽車停止是所走過的距離。公式為：
式中：
—制動器的制動力增長時間；
—制動器制動力作用持續(xù)時間；
—汽車制動時的初速度；
—車輛的制動減速度；
通過輸入車輛制動時的參數(shù)，得出汽車在50km/h時制動性能圖，如圖7：
圖7 汽車制動性能圖
該圖表示汽車制動時，汽車的制動距離與汽車車速的關系，由此圖可得到汽車在不同車速下，汽車的制動距離大小。由圖可知，當汽車為90km/h的速度時，制動距離為50m。
設 計 總 結
隨著長時間的工作，畢業(yè)設計也已經(jīng)接近了尾聲，心中既有著對自己這段時間認真工作所獲得成就感的喜悅，也有著對即將到來的畢業(yè)答辯的擔憂。第一次完整的設計如此的項目，心中難免有一絲絲的不自信和對自己工作的擔心。現(xiàn)在針對這段時間的學習和設計情況做一次詳盡實際的總結，找出不足，吸取教訓，對往后的工作有很好的作用。
在這段時間里，從收集資料到方案定型、繪圖、修改、編寫說明書，使我對汽車設計過程有了更深的理解，收獲了很多。不但使我對自己四年所學習的專業(yè)和基礎知識有了一個新的認識和一個新的高度，同時也讓自己學習了很多以前沒有學習過的，書本上沒有的知識，通過這些使我對自己大學期間所學的各種知識有了不同的總結。整個設計過程是緊張而又有序的，在老師的認真指導和督促下，本人認真努力地作好此次畢業(yè)設計。
時間是短暫的，但是使我學會了充分利用時間，使我學會了在有限的時間內(nèi)做更多的事情，老師不厭其煩地給我講解疑難，糾正錯誤，令我受益匪淺，使我學會了干任何事情都得認真負責，同時還培養(yǎng)我們做事情有計劃的好習慣。
現(xiàn)在對這幾個月的工作做一下總結：
（1）對總體的把握能力不是很強，協(xié)調(diào)工作做的不是很完善，缺乏設計經(jīng)驗。
(2)本次設計，使我學會了很多以前模糊的東西，對整車構造和各工作系統(tǒng)的協(xié)調(diào)有了深刻的理解。
(3)通過本次設計，明白了計算機軟件在汽車設計中的地位以及重要性，也發(fā)現(xiàn)自己對汽車繪圖軟件尤其是CAD有更深層次的了解及應用。
致 謝
經(jīng)過這幾個月的努力，畢業(yè)設計即將到達終點，如今我們也基本上完成了對ZQ1040貨車的設計工作，這次的設計緊張而短暫，但是在工作完成之后伴隨在內(nèi)心最大的感覺還是發(fā)自內(nèi)心的開心，以及對自己工作的成就感。在此時刻，由衷的感謝吳心平老師對我的幫助和指導。在這次設計中，我學習到了許多以前在課堂上學習不到的知識和方法。自己運用知識解決問題的能力有了一定程度的提高，同時也為以后的工作打下了良好的基礎。在畢業(yè)設計即將結束的現(xiàn)在，看著自己的工作成果，成就感油然而生。再次感謝吳心平老師的悉心指導，吳老師豐富的專業(yè)知識和工作經(jīng)驗，認真的治學態(tài)度，都深深的影響了我，使我受益匪淺。感謝同組同學指導幫助，感謝學校給的這次機會，沒有老師和同學的大力支持我的設計不可能順利地完成。
參 考 資 料
[1] 王望予、林逸、張建文.汽車設計（第三版）.北京：機械工業(yè)出版社,
[2] 余志生、趙六奇、夏群生等.汽車理論（第三版）.北京：機械工業(yè)出版社,1980
[3] 陳家瑞.汽車構造（第三版）.北京：人民交通出版社，2000
[4] 吳宗澤.機械設計使用手冊.北京：化學工業(yè)出版社，1998
[5] 劉茂光.汽車輪胎工程手冊.北京：人民交通出版社，1987
[6] 曹泗秋、楊巍、江大鳳等.機械原理.
[7] 魏鑫、張迅、田景崎.最新國外汽車車型手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1991
[8] 劉彥戌.汽車標準匯編-第五卷 轉向 車輪 其它 .長春：中國汽車技術研究中心標準化研究所，2000
[9] 劉彥戌.汽車標準匯編-第六卷 車身及附件 .長春：中國汽車技術研究中心標準化研究所，2000
[10] 張洪欣.汽車設計（修訂本）.北京：機械工業(yè)出版社 ，1988
[11] 何永熹，武充沛等.幾何精度規(guī)范學（第2版）.北京：北京工大學版社，2006
[12] 黃天澤，黃金陵.汽車車身結構與設計.北京：機械工業(yè)出版社，1997
[13] 常明.汽車底盤構造.北京：國防工業(yè)出版社，2005
[14] 肖永清，楊忠敏.汽車前橋及轉向系統(tǒng)結構與維修.北京：國防工業(yè)出版社，2004
[15] 齊志鵬.汽車懸架和轉向系統(tǒng)的結構原理與檢修.北京：人民郵電出版社，2002
29