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1、-小型客车汽车动力总成匹配与总体设计_汽车设计课程设计-第 25 页汽车设计课程设计说明书 题 目：小型客车汽车动力总成匹配与总体设计目 录设计任务书第1章 整车主要目标参数的初步确定1.1汽车主要尺寸的确定1. 1.1外廓尺寸1.1.2轴距L1.1.3前轮距和后轮距1.1.4 前悬和后悬1.2、发动机的选择1.2.1、发动机的最大功率及转速的确定1.2.2、发动机的最大转矩及转速的确定1.3、轮胎的选择1.4、传动系最小传动比的确定1.5、传动系最大传动比的确定第2章 传动系各总成的选型2.1、发动机的选型2.2、离合器的初步选型2.3、变速器的选型2.4、传动轴的选型2.5、驱动桥的选型2
2、.5.1、驱动桥结构形式和布置形式的选择2.5.2、主减速器结构形式选择2.5.3、驱动桥的选型第3章 整车性能计算3.1 汽车动力性的分析3.1.1 汽车的驱动力与行驶阻力3.1.2 汽车驱动力行驶阻力平衡图与动力特性图3.2 下面用MATLAB编程计算并画出各个性能曲线3.2.1 汽车的驱动力行驶阻力平衡图3.2.2 汽车动力特性图3.2.3 加速度倒数图3.2.4 汽车的功率平衡设计总结设计任务书载货汽车汽车动力总成匹配与总体设计1、整车性能参数设计一辆用于城市短途运输的小型客车。整车尺寸（长宽高）6000mm2200mm2500mm轴数2座位数17总质量 4500kg公路行驶最高车速1
3、20km最大爬坡度30%2、要求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。3）绘制设计车辆的总体布置图。4）完成设计说明书。第1章 整车主要目标参数的初步确定1.1汽车主要尺寸的确定1. 1.1外廓尺寸汽车的总长、总宽和总高应根据汽车的用途、道路条件、吨位、外形设计、公路限制和结构布置等因素来确定。在总体设计时要力求减少汽车的外廓尺寸，以减轻汽车总重，提高汽车的动力性、经济性和机动性。各国对公路运输车辆的外廓尺寸均有法规限制。这是为了适合本国的公路、桥梁和运输标准以及保证驾驶的安全性。GB
4、1589-89汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12，单铰接式客车不超过18，半挂汽车列车不超过16.5，全挂汽车列车不超过20；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300。根据本车的特点，参考同类车型，本车的外廓尺寸如下：总长：6000mm；总宽：2200mm ；总高：2600mm。1.1.2轴距轴距对整备质量、汽车总长、最小转弯半径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢（箱）长
5、度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。各类汽车的轴距和轮距标准见下表2.1。表2.1 各类汽车的轴距和轮距车型类别轴距/轮距/轿车微型级普通级中级中、高级高级2000220021002540250028602850340029003900110013801150150013001500140015801560162042货车微型轻型中型重型1700290023003600360055004500560011501350130016501700200018402000矿用自卸车总质量m/t 6032004
6、2003900480020004000大客车城市大客车（单车）长途大客车（单车）450050005000650017402050本车为小型客车，参照表1，轴距选取为3573 。1.1.3前轮距和后轮距汽车轮距对汽车的总宽、总重、横向稳定性和机动性影响较大。轮距越大，则横向稳定性越好，悬架的角刚度也越大，对增大汽车车厢内宽也有利。但轮距加宽，汽车的总宽和总重一般也加大，而且容易产生向车身侧面甩泥的缺点，所以轮距不宜过大，轮距的数值必须与所要求的汽车总宽相适应。汽车的前轮距主要取决于车架前部的宽度、前悬架的宽度、前轮最大转角、轮胎宽度、转向拉杆与转向轮以及车架间的运动间隙等因素，因此要通过具体布置
7、才能最后确定。汽车的后轮距取决于车架后部的宽度、弹簧宽度、弹簧与车架和车轮之间的间隙以及轮胎宽度等因素。根据表1，并且参考同类车型以及根据本车的结构和布置，选取本车的前后轮距分别为：1809 ；1780 。1.1.4 前悬和后悬前悬的长度应能布置保险杠、散热器、风扇、发动机等部件。从撞车安全性考虑希望前悬长些，从视野角度考虑又要求前悬短些。前悬对平头汽车上下车的方便性有影响，前钢板弹簧长度也影响前悬尺寸。汽车的前悬长度不宜过长，否则汽车的接近角过小，不利于通过性。后悬的长度主要取决于轴距和轴荷分配的要求，同时要保证适当的离去角。一般来说，后悬不宜过长，否则上、下坡时容易刮地 ，转弯时也不灵活。
8、城市大客车的后悬一般不大于轴距的60%，货车的后悬一般在12002200之间。经过分析并参考同类样车，根据本车的结构性能要求，本车选取前悬为1388，后悬为1042 。1.2 发动机的选择1.2.1 发动机的最大功率及转速的确定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，按要求设计的小型客车最高车速是ua=120km/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）；T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），T=95%*95%*98%*96%=
9、84.9%，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=4000kg；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120km/h的情况下可认为是常数。取f=0.012；CD是空气阻力系数，一般小型客车可取0.4-0.6，这里取CD=0.6；A是迎风面积（），取前轮距B1*总高H，A=2.22.6。故也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值。 如选取功率为93.57KW的发动机，则比功率为再考虑该小型客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100KW。1.2.2 发动机的最大转矩及
10、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。 （1-2）式中，Temax是发动机最大转矩（Nm）；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（Nm），一般在1.11.3之间选取，初取=1.2；Pemax是发动机最大功率（KW）;np是最大功率时的转速（r/min），常取在3200-4000r/min之间,取np =3500r/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，越大，说明发动机的转速适应性越好。采用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
11、低油耗。通常，汽油机取1.21.4，柴油机取1.22.6，以保证汽车具有相当的最低稳定车速。初取nT=2000r/min，则，。1.3 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之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数的影响。轮胎所承受的最大静负荷于轮胎额定负荷之比，称为轮胎的负荷系数。大多数汽车的轮胎的负荷系数取为0.91.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故他们的轮胎负荷系数应接近下限。按轮胎中帘线的排
12、列不同，常见有三种形式可共选择：普通斜线胎，子午线胎和带束斜交胎。普通斜线胎的胎体帘线较多帘，胎侧厚，不易划破，侧向刚度也大，其缺点是缓冲性较差；子午线胎的结构特点是帘线呈子午线排列，这样帘线的刚度就能得到充分利用。前轴轮胎规格为7.5R16LT,轮胎数量为2；后轮轮胎型号为7.5R16LT,轮胎数量为2。所选轮胎的单胎最大负荷14651N，气压740KPa，加深花纹，外直径804mm。1.4传动系最小传动比的确定普通小型客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。 小型客车为了得
13、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 （1-3）式中，是驱动轮的滚动半径（m），所选轮胎规格为7.5R16LT的子午线轮胎，其自由直径d=805mm，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=3500r/min;uamax是最高车速，uamax=120km/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
14、示。其中，小型客车的离地间隙要求在180-220mm之间。1.5 传动系最大传动比的确定传动系最大传动比为变速器的挡传动比ig与主减速比的乘积。ig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 （1-4）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （1-5）式中，max是道路最大坡度角，设计要求最大爬坡度为30%，即坡度角；max是最大道路阻力系数。 前面已将计算得rr=0.391m；发动机最大转矩Temax=327.4N.m；主减速比i
15、0=5.0；传动系传动效率T=0.849。所以根据驱动车轮与路面附着条件 （1-6）求得变速器的档传动比为 （1-7）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）.我国公路标准规定，对于四级公路及桥梁，单轴最大允许轴载质量为10t，双连轴最大允许轴载质量为18t（每轴9t）。根据公路对汽车轴载质量的限制、所设计汽车的总质量、轮胎的负荷能力以及使用条件等，可以确定汽车的轴数。由于双轴汽车结构简单、制造成本低，故总质量小于19t的公路运输车辆广泛采用这种方案。参照中国重汽，美驰系列桥：Model JTA52160，初步设计采用双联后驱动桥，可
16、承受额定轴荷 ：213,000Kg，两轴平均受荷，那么，所设计的小型客车每个驱动桥承受的质量为则:综上所述，初步选取变速器挡传动比ig=4.35。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，初步选择玉柴公司型号为YC4E180-30的发动机，它的主要技术参数如下表2-1所示。表2-1 大柴BF6M1013-28E3发动机的主要技术参数单位玉柴YC4E180-30 外形尺寸（长宽高）mm910750890缸径/行程mm112x110质量380排量L4.257额定工况功率/转速Kw/(r/min)100/2500最大扭矩/最大扭矩转速/最大马力Nm/
17、(r/min)/马力630/1600/180最低燃油消耗率g/(kwh)200一米外噪音dB95压缩比满足排放要求国进气形式/每缸气门数增压中冷/2气缸排列形式直列 2.2 离合器的初步选型后备系数为离合器的后备系数，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，必须大于1。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。在选择时，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。显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为使离合器尺寸
18、不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，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，应选取大些；货车总质量越大，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，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，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，选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。各类汽车离合器的取值范围见表2-3。表2-3 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.5
19、02.25挂车1.804.00根据发动机的最大转矩及上述要求，初步选择摩擦片材料为粉末冶金材料(铁基),单位压力,摩擦因数f取0.4,c为摩擦片内外径之比,一般在0.53-0.7之间,取c为0.6,摩擦片外径,为直径系数,最大总质量为1.8t-14.0t的商用车通常最16.0-18.5.摩擦片内径.摩擦片厚度b取4.0mm.离合器间隙取3mm.根据所需发动机的最大功率和最大转矩及相应转速，初步选择东风汽车传动轴有限公司型号为1601.6B-130的离合器.最大传递扭矩为1054. 离合器后备系数. 2.3 变速器的选择由于重型汽车的装载质量大，使用条件复杂，同时，重型货车满载与空载的质量变化极
20、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。因为，档位越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会就越大，可以提高汽车的加速与爬坡能力；同时也能增加发动机在地燃油消耗率的转速范围工作的机会，可以提高汽车的燃油经济性。目前，组合式机械变速器已经成为重型汽车的主要形式，即以一到两种46挡变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同的挡数、不同传动比范围的变速器系列。 根据发动机最大转矩和变速器的I挡传动比，初步选择法士特公司生产的型号为4J120T的变速箱，额定输入转矩为1200Nm，该变速器最高档采用直接挡，传动比范围为14.41。变速器各挡速比见表
21、2-4。表2-4 所选变速器各挡速比倒4.352.641.5914.22 2.4 传动轴的选型 该车前后轴距较大， 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。十字万向节两轴的夹角不宜过大，当由增至时
22、，滚针轴承寿命将下降至原寿命的1/4。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1-8。初步选取洛阳铭迪传动轴有限公司生产的轻型汽车传动轴总成，编号为1-1，工作转矩为1600Nm。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。绝大多数小型客车的驱动车轮采用非独立悬架，相应的采用非断开式车桥。现代多桥驱动汽车都采用贯通式驱动桥的布置。在贯通式驱
23、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。双级主减速器有两集齿轮减速组成，结构复杂、质量大，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大（）且采用单级减速器不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上。单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点是结构简单
24、，主减速器的质量较小，尺寸紧凑，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动形式为，以及单级减速双联主减速器具有结构简单等诸多优点，又能满足使用要求。所以，选用单级减速双联主减速器。2.5.3 驱动桥的选型根据计算的主减速比，初步选择江西江铃底盘股份有限公司的单级减速双联驱动桥，产品型号：8A-2。中、后桥均采用铸钢桥壳，中、后驱动桥承载能力均为4000kg，最大输入转矩为9700Nm，主减速器传动比=4.875,5.571,5.857,6.142和6.833两种。因车速要求较高，就选=4.875计算，如果汽车阻力功率曲线与发动
25、机功率曲线不能交在其最大功率点上，再进行调整。第三章 整车性能计算3.1 汽车动力性的分析由于汽车是一种高效率的运输工具，运输效率的高低在很大程度上取决于汽车的动力性，所以动力性是汽车各种性能中最基本、最重要的性能。所谓汽车的动力性是指汽车在良好的路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。从获得尽可能高的平均行驶速度的观点出发，汽车的动力性主要可由三方面的指标来评定：（1）汽车的最高车速；（2）汽车的加速时间；（3）汽车能爬上的最大坡度。3.1.1 汽车的驱动力与行驶阻力确定汽车的动力性，就是确定汽车沿行驶方向的运动状况。为此，需要掌握沿汽车行驶方向作用于汽车的各种外
26、力，即驱动力与行驶阻力。根据这些力的平衡关系建立汽车行驶方程式，就可以估算汽车的最高车速、加速度和最大爬坡度。汽车的行驶方程式为： (2.13) 其中，为驱动力，为滚动阻力，为空气阻力，为坡度阻力，为加速阻力。上述各阻力中，滚动阻力和空气阻力是在任何行驶条件下均存在的，坡度阻力和加速阻力仅在一定行驶条件下存在。在水平道路上等速行驶时就没有坡度阻力和加速阻力。3.1.2 汽车驱动力行驶阻力平衡图与动力特性图汽车的行驶方程式为或 (2.14) 此公式表明了汽车行驶时驱动力和外界阻力之间相互关系的普遍情况。当发动机的转速特性、变速器的传动比、主减速比、传动效率、车轮半径、空气阻力系数、汽车迎风面积以
27、及汽车质量等初步确定后，便可利用此公式分析在附着性良好的典型路面（混凝土、沥青路面）上的行驶能力，即确定汽车在节气门全开时可能达到的最高车速、加速能力和爬坡能力。为了清晰而形象的表明汽车行驶时的受力情况及其平衡关系，一般是将汽车行驶方程式用图解法来进行分析的，就是说把汽车的驱动力和汽车在行驶中经常遇到的滚动阻力和空气阻力都画出来，作出汽车的驱动力行驶阻力平衡图，并以它来确定汽车的动力性。汽车的动力性计算公式如下： (2.15) (2.16)； (2.17) ； (2.18) ； (2.19) ； (2.20) ； (2.21) ； (2.22) 。 (2.24) 其中：发动机发出的功率； 发动
28、机发出的转矩； 驱动力； 滚动阻力； 空气阻力； 行驶加速度； 汽车总质量； 回转质量转换系数，其中，选取，。 汽车的车轮半径； 滚动阻力系数； 汽车的爬坡度； 动力因数；3.2 下面用MATLAB编程计算并画出各个性能曲线3.2.1 汽车的驱动力行驶阻力平衡图 Ne=2500:100:3500i0=5;ig1=4.35;ig2=2.64;ig3=1.59;ig4=1.00;nt=0.849;Pe=100;r=0.391;V1=0.377*r*Ne/ig1/i0;V2=0.377*r*Ne/ig2/i0;V3=0.377*r*Ne/ig3/i0;V4=0.377*r*Ne/ig4/i0;va=
29、V1V2V3V4Va=va Te=382 367 354 341 329 318 308 298 289 281 273;i0=5;ig1=4.35;ig2=2.64;ig3=1.59;ig4=1.00;nt=0.849;Pe=100;r=0.391;Ft1=Te*ig1*i0*nt/r;Ft2=Te*ig2*i0*nt/r;Ft3=Te*ig3*i0*nt/r;Ft4=Te*ig4*i0*nt/r;F=Ft1Ft2Ft3Ft4Ft=Fplot(Va,Ft)hold onv=20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120;vv=20*20 30*30 40*40 50*
30、50 60*60 70*70 80*80 90*90 100*100 110*110 120*120 ;Cd=0.6;A=5.72;Mgf=40000*9.8*0.012;Fz=Mgf+Cd*A*vv/21.15plot(v,Fz)va=16.712817.381318.049818.718319.386920.055420.723921.392422.060922.729423.397927.918029.034730.151431.268232.384933.501634.618335.735036.851737.968539.085246.354448.208650.062851.916
31、953.771155.625357.479559.333661.187863.042064.896273.703576.651679.599882.547985.496188.444291.392394.340597.2886100.2368103.1849Va=16.712827.918046.354473.703517.381329.034748.208676.651618.049830.151450.062879.599818.718331.268251.916982.547919.386932.384953.771185.496120.055433.501655.625388.4442
32、20.723934.618357.479591.392321.392435.735059.333694.340522.060936.851761.187897.288622.729437.968563.0420100.236823.397939.085264.8962103.1849F=1.0e+004*1.82901.75711.69491.63271.57521.52251.47471.42681.38371.34541.30711.09491.05191.01460.97740.94300.91140.88280.85410.82830.80540.78250.65940.63350.6
33、1110.58860.56790.54890.53170.51440.49890.48510.47130.41470.39840.38430.37020.35720.34520.33440.32350.31380.30510.2964Ft=1.0e+004*1.82901.09490.65940.41471.75711.05190.63350.39841.69491.01460.61110.38431.63270.97740.58860.37021.57520.94300.56790.35721.52250.91140.54890.34521.47470.88280.53170.33441.4
34、2680.85410.51440.32351.38370.82830.49890.31381.34540.80540.48510.30511.30710.78250.47130.2964Fz=1.0e+003*4.76894.85004.96365.10975.28825.49915.74256.01846.32676.66757.0407 运行程序后绘制出下面图形：驱动力-行驶阻力平衡图3.2.2 汽车动力特性图 v1v1=16.7128*16.7128 17.3813*17.3813 18.0498*18.0498 18.7183*18.7183 19.3869*19.3869 20.05
35、54*20.0554 20.7239*20.7239 21.3924*21.3924 22.0609*22.0609 22.7294*22.7294 23.3979*23.3979;v2v2=27.9180*27.9180 29.0347*29.0347 30.1514*30.1514 31.2682*31.2682 32.3849*32.3849 33.5016*33.5016 34.6183*34.6183 35.7350*35.7350 36.8517*36.8517 37.9685*37.9685 39.0852*39.0852;v3v3=46.3544*46.3544 48.2086
36、*48.2086 50.0628*50.0628 51.9169*51.9169 53.7711*53.7711 55.6253*55.6253 57.4795*57.4795 59.3336*59.3336 61.1878*61.1878 63.0420*63.0420 64.8962*64.8962;v4v4=73.7035*73.7035 76.6516*76.6516 79.5998*79.5998 82.5479*82.5479 85.5479*85.5479 88.4442*88.4442 91.3923*91.3923 94.3405*94.3405 97.2886*97.288
37、6 100.2368*100.2368 103.1849*103.1849 ;Mag=4000*9.8;D1=(Ft1-Cd*A*v1v1/21.15)/Mag;D2=(Ft2-Cd*A*v2v2/21.15)/Mag;D3=(Ft3-Cd*A*v3v3/21.15)/Mag;D4=(Ft4-Cd*A*v4v4/21.15)/Mag;d=D1D2D3D4 D=d plot (va,D)d = Columns 1 through 9 0.5323 0.5112 0.4928 0.4745 0.4577 0.4421 0.4278 0.4136 0.40070.3167 0.3036 0.2922
38、 0.2810 0.2707 0.2608 0.2517 0.2426 0.23420.1853 0.1763 0.1681 0.1607 0.1538 0.1464 0.1393 0.1322 0.12530.1033 0.0949 0.0867 0.0804 0.0744 0.0662 0.0579 0.0493 0.0406 Columns 10 through 11 0.3894 0.3774 0.2271 0.2180 0.1201 0.10950.0350 0.0160运行程序后绘制出下面图形：动力特性图和利用动力特性来确定汽车的动力性3.2.3 加速度倒数图 f=0.0076+0
39、.000056*v s1=0.04; s2=0.05; igig=4.35*4.35 2.64*2.64 1.59*1.59 1.00*1.00; s=1+s1+s2*igigf = Columns 1 through 5 0.0087 0.0093 0.0098 0.0104 0.0110 Columns 6 through 10 0.0115 0.0121 0.0126 0.0132 0.0138 Column 11 0.0143s =1.9861 1.3885 1.1664 1.0900 g=9.8;S1=1.9861;S2=1.3885;S3=1.1664;S4=1.0900;F=0.
40、012;a1=g*(D1-F)/S1;a2=g*(D2-F)/S2;a3=g*(D3-F)/S3;a4=g*(D4-F)/S4;a=a1a2a3a4a = Columns 1 through 5 1.4481 1.6116 1.7356 1.8337 1.8727 1.2137 1.3535 1.4589 1.5428 1.5754 0.7968 0.8900 0.9579 1.0140 1.0331 0.4096 0.4542 0.4800 0.5071 0.5089 Columns 6 through 10 1.9506 1.9037 1.8304 1.7571 1.6383 1.6403 1.5966 1.5299 1.4629 1.3580 1.0707 1.0297 0.9715 0.9125 0.8316 0.5108 0.4582