底盘的设计计算书
底盘的设计计算书
底盘设计计算书目录计算目的轴载质量分配及质心位置计算动力性计算稳定性计算经济性计算通过性计算结束语计算目的本设计计算书是对陕汽牌大客车专用底盘的静态参数，动力性，经济性，稳定性及通过性的定量分析。
旨在从理论上得到整车的性能参数，以便评价该大客车专用底盘的先进性，并为整车设计方案的确定提供参考依据。
轴载质量分配及质心位置计算在此处仅对大客车专用底盘进行详细准确的分析计算，而对整车改装部分（车身）只做粗略估算。
（车身质量按340KG/M计算或参考同等级车估算）。
计算整车的最大总质量，前轴轴载质量，后桥轴载质量及质心位置可按以下公式计算。
M= ΣMiM1=ΣM1i M1=Σ(1-Xi/L)M2=ΣM2i M2=Σ(Xi/L)hg=Σ(Mi·hi/M)A=M2·L/M式中：M ——整车最大总质量M1 ——前轴轴载质量M2 ——后桥轴载质量Mi ——各总成质量Xi ——各总成质心距前轴距离Hi ——各总成质心距地面距离M1i ——各总成分配到前轴的质量M2i ——各总成分配到后桥的质量hg ——整车质心距地面距离L ——汽车轴距A ——整车质心距前轴距离2.1 各总成质量及满载时的质心位置序号名称质量质心距前轴M1I 质心距地面HI。
MIMI 距离XI 距离HIKG MM KG。
MM MM KG。
MM1 前轴前轮前悬挂2 后桥后轮后悬挂3 发动机离合器变速箱散热器附件膨胀箱支架空滤器气管支架消音器气管支架油箱支架电瓶支架方向盘管柱转向机支架转向拉杆换档杆操纵盒贮气筒支架操纵踏板支架前后拖钩全车管路附件车架底盘21车身空车22乘客23行李24司机满载水平静止时轴载质量分配2.2.1 底盘底盘整备质量：Ga= Σgi ( Kg ) 轴距：L= mm后桥轴载质量：Ga2=(Σgi.ai )/L前轴轴载质量：Ga1=Ga-Ga12.2.2 空车整车整备质量：GA=后桥轴载质量：GA2=前轴轴载质量：GA1=2.2.3 满载整车整备质量：Ga=后桥轴载质量：Ga2=前轴轴载质量：Ga1=质心距前轴中心线距离L12.3.1 底盘L1=空车L1=L1=2.4 质心高度hg2.4.1 满载hg=2.4.2 空车质心不随载荷变化而变化的非簧载质量：非簧载质量对地面力矩之和：簧载质量：簧载质量对地面力矩之和：簧载质量的质心高度H=簧载质量对前轮中心线的力矩之和：簧载质量的质心距前轮中心线的距离L当汽车由满载到空载时，前轴处车架抬高mm，后桥处车架抬高mm，簧载质量的质心相应抬高hx空车时簧载质量的质心距地面距离高簧载质量的质心相应抬高后对地面力距之和：空车质心高度为2.4.3 底盘底盘在整车满载状态下质心高度：动力性计算主要技术参数厂定最大总质量Ga总长（整车）总宽（整车）总高（整车）轴距前轮距B1后轮距B2车轮滚动半径rr发动机外特性见表2表2转速ne （r/min）1000 1300 1500 1700 1900 2100扭矩Me（N·m）功率Ne（Kw）注：以上指标均未修正后桥传动比io变速箱各档速比ig 见表3表3档位ig1 ig2 ig3 ig4 ig4 ig5 ig6 ig倒速比传动系总速比io·ig 见表4表4档位io·ig1 io·ig2 io·ig3 io·ig4 io·ig5 io·ig6 io·ig倒3.2 汽车的功率平衡计算3.2.1 发动机的净输出功率NE净NE净=NE*N发式中：N发——发动机效率3.2.2 汽车的行驶速度计算按发动机的转速与传动系的匹配计算汽车的行驶速度VA=0.377Rr . Ne/Io . Ig （Km/H）式中：Rr——车轮滚动半径Ne——发动机转速Io——后桥速比Ig——变速箱各档速比3.2.3 发动机在对应转速下输出的功率及汽车各档行驶速度见表5表5NE （R/MIN）800 1000 1200 1400 1600 1800 2000NE （KW）NE净（KW）I档II 档VA III档IV档（KW/H）V档VI档倒档3.2.4 汽车的阻力功率计算（水平路面匀速行驶）N阻=Nf+Nw/NT式中: Nf——克服滚动阻力所消耗的功率Nf=Ga*F*VA*G/3600 （KW）式中：GA ——厂定最大总质量KGVA ——汽车行驶速度KW/HF ——滚动阻力系数F=0.0076+0.000056VAG ——重力加速度G=9.8M/SNW=CD*A/76140 （KW）式中：CD ——空气阻力系数CD=0.65A ——汽车迎风面积A=B.H = 前轮距X汽车总高NT ——传动系效率NT+0.92.2.5 计算对应车速下的阻力功率N阻见表6表6VA（KM/H）10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 NF （KW）NW （KW）NF+NW（KW）按表5和表6作出功率平衡图见图1汽车的驱动力和行驶阻力计算3.3.1驱动力计算FT=ME净.IG.IO.NT/RR （N）式中：ME净——ME净=ME。
载货汽车底盘总体及制动器的设计毕业设计说明书
1绪论1.1制动器介绍制动器是汽车制动系的主要部件，其功用是使汽车以适当的减速度行驶至直停车;在下坡时，使汽车保持稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。
汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。
前者用来保证前两项功能，后者用来保证第三项功能。
汽车制动性能主要由三方面面来评价：制动效能、制动效能的恒定性、制动时汽车的方向稳定性。
制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。
电磁式制动器虽有作用滞后性好，易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用做缓速器。
目前广泛应用的仍为摩擦式制动器。
摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式和盘式两大类。
前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状制动盘以端面为工作面。
鼓式制动器有内张型和外束型两种。
根据促动蹄促动装置的不同可分为轮缸式制动器、楔式制动器和凸轮制动器。
轮缸式制动器因采用液压式促动装置使其结构复杂，密封性能要求提高，增加了造成本。
凸轮式制动器结构简单，易加工，刚性好，并且质量轻，操纵力低，有良好的防污染和防潮能力，成本相对低廉，比较经济。
加上我国现有的基本国情，鼓式制动器仍具有很大的应用空间。
尤其是在大中型、需要较大制动力的车辆，使用鼓式制动器较能满足其要求。
1.2汽车制动系概论汽车制动系是用于行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地驻留不动的机构。
汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。
随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。
也只有制动性能良好，制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。
汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置；牵引汽车还应有自动制动装置。
底盘系统设计方案书
目录1 概述 (1)2 设计依据 (1)3 底盘系统设计方案 (1)3.1悬架系统 (1)3.2转向系统 (2)3.3制动系统 (2)3.4传动系统 (2)4 结论 (3)1 概述根据MA00-ME100项目《高速纯电动车公告扩展方案书》，该车在MA00-ME100电动车基础上进行二次开发，驱动电机调整为上海电驱动电机。
根据设计要求，其调整后的整车重量变化在4kg左右，对底盘系统的悬架、转向、制动影响不大，电机位置调整，导致真空助力系统、前横梁和半轴进行更改。
2 设计依据对于本次整改底盘系统相比原车差异零部件的开发和各子系统匹配将依据以下标准进行：GB 21670-2008 乘用车制动系统技术要求和试验方法GB 7258-2004 机动车运行安全技术条件GB 16897-2010 制动软管的结构、性能要求及试验方法GB/T 6323.1-1994 汽车操纵稳定性试验方法蛇行试验GB/T 6323.2-1994 汽车操纵稳定性试验方法转向瞬态响应试验（转向盘转角阶跃输入）GB/T 6323.3-1994 汽车操纵稳定性试验方法转向瞬态响应试验（转向盘转角脉冲输入）GB/T 6323.4-1994 汽车操纵稳定性试验方法转向回正性能试验GB/T 6323.5-1994 汽车操纵稳定性试验方法转向轻便性试验GB/T 6323.6-1994 汽车操纵稳定性试验方法稳态回转试验QC/T 764-2006 汽车液压制动系金属管、内外螺纹管接头和软管端部接头QC/T 480-1999 汽车操纵稳定性指标限值与评价方法3 底盘系统设计方案MA00-ME100电动车更换上海电驱动电机，增加电机冷却系统等，电机位置调整需要对真空助力系统的进行更改，电机的位置和减速其的链接花键发生更改，新开发左右半轴。
3.1 悬架系统悬架系统，整车重量变化较小，按照MA00-ME100产业化整改后的状态执行，悬架系统不需更改。
3.2转向系统转向系统，前桥负荷变化在5kg左右，对转向系统无影响，按照MA00-ME100产业化整改后的状态执行，转向系统不需更改。
大底盘多塔楼结构偏心距计算书
大底盘多塔楼结构偏心距计算书
各塔楼质心坐标详见下表(本表除注明外，单位均为m)：
塔楼号起始塔(0)1234567
坐标
X i-10.122.4770.6762.8342.69-10.100
Y i190.99151.7493.9974.8696.93190.9900
注：各点坐标按塔楼质心围合成多边形的顺序输入，且在输入完各塔坐标后，必须将起始塔坐标 作为第N+1塔再输入一次，故本表仅适用于塔楼数量不大于7的多塔楼结构。
底盘结构质心坐标：X=29.39Y=140.77
大底盘X、Y向对应边长： 48B=178
1）求取由各塔楼质心坐标组成的任意多边形面积A：
[注：计算出来的面积可能会是负数，但是形心的位置是不会错的。
]
任意多边形面积A=########m2
2）求取多塔楼的综合质心坐标：
X c=38.93Y c=120.09
3）分别求X、Y向偏心距e：
e x=9.54限值e=9.6，满足《高规》第10.6.3条的要求。
e y=20.68限值e=35.6，满足《高规》第10.6.3条的要求。
《高规》第10.6.3条：上部塔楼结构的综合质心与底盘结构质心的距离
不宜大于底盘相应边长的20%。
塔坐标。
移动式拆除机械底部受力的结构承载能力计算书
移动式拆除机械是一种用于建筑和土木工程中的重要设备，其底部受力的结构承载能力计算书对于确保设备安全运行至关重要。
本文将对移动式拆除机械底部受力的结构承载能力进行详细的计算和分析，旨在帮助工程师和设计人员更好地理解和应用这一重要知识。
一、移动式拆除机械底部结构分析1.底部结构参数移动式拆除机械的底部结构通常包括底盘、履带、支撑腿等部分，这些部件的尺寸、材质和连接方式将直接影响其受力特性和承载能力。
2.受力分析在实际工作中，移动式拆除机械底部往往会承受各种复杂的受力情况，如静载、动载、冲击载荷等。
需要对这些受力情况进行合理的分析和计算。
二、结构承载能力计算1.静载承载能力计算静载是指在机械工作过程中受到的恒定的垂直载荷，其对底部结构的影响是可以通过静力学原理进行计算的。
通常可以采用受力分析和有限元分析的方法，确定底部结构的承载能力。
2.动载承载能力计算动载是指在机械工作过程中受到的周期性或间歇性的载荷，其对底部结构的影响需要考虑动力学和振动学的因素。
工程师需要进行动载下的底部结构振动和疲劳寿命计算，以保证机械的安全运行。
3.冲击载荷承载能力计算在某些特殊工况下，移动式拆除机械底部可能会受到冲击载荷的作用，如碰撞、颠簸等。
工程师需要对这些冲击载荷进行合理的估算和计算，以确保底部结构的承载能力满足实际工作需求。
三、参数求解和分析1.根据实际工程需求和机械参数，进行静、动、冲击载荷的分析和计算。
2.根据计算结果，对底部结构的承载能力进行评估和分析，确定其是否满足设计要求。
3.根据评估结果，进行必要的结构优化和改进，以提高底部结构的承载能力和安全性。
四、结论和建议1.根据计算和分析结果，给出移动式拆除机械底部结构承载能力的详细结论，说明其是否满足设计要求。
2.针对可能存在的问题，给出相应的改进建议和措施，以提高底部结构的承载能力和安全性。
通过以上结构承载能力计算书的详细内容，相信读者已经对移动式拆除机械底部受力的结构承载能力有了更深入的理解和认识。
底盘设计说明书
1. 概述汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于总体布置；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和产品的生命力起决定性的影响。
汽车是一个系统，这是基于汽车只有如下属性而具备组成系统的条件：①②③汽车是由多个要素（子系统及连接零件）组成的整体，每个要素对整体的行为有影响；组成汽车的各要素对整体行为的影响不是独立的；汽车的行为不是组成它的任何要素所能具有的。
由此，汽车具备系统的属性，对环境表现出整体性、一辆子系统属性匹配协调的汽车所具备的功能大于组成它的各子系统功能纯粹的、简单的总和、反之，如果子系统的属性因无序而相互干扰，即便是个体性能优良的子系统，其功能也会因相互扼制而抵消，功率循环、轴转向等就是这样的典型例子。
系统论所揭示的系统整体性和系统功能的等级性必然会映射到设计任务中来、用整体性来解释汽车设计的终极目标是整车性能的综合优化，道理是十分显然的、汽车设计任务的等级形态表现为：上位设计任务是确定下位设计任务要实现的目标，下位设计是实现上位设计功能的手段、上、下位体系可从总体设计逐级分至零件设计，总体设计无疑处于这种体系的最上位，设计子系统的全部活动必须在总体设计构建的框架内进行、子系统设计固然重要，但统揽全局、设计子系统组合和相互作用体系规则的总体设计对汽车的性能和质量的影响更加广泛、更为深刻。
1.1 整车总布置设计的任务(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出总体设计方案，为各部件设计提供整车参数和设计要求；(2) 对各部件进行合理布置和运动校核；(3) 对整车性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；(4) 协调好整车与总成之间的匹配关系，配合总成完成布置设计，使整车的性能、可靠性达到设计要求。
1.2 设计原则、目标（1）汽车的选型应根据汽车型谱、市场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。
底盘计算内容
底盘计算主要在方案论证阶段，主要涉及到的内容有：
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
1.整车动力性计算（根据协议要求对整车参数进行计算，是否能够满足相应要求：发动机、变速器、分动器动力性匹配，底盘负载，最高车速，加速时间，高原性，爬坡能力等）
2.转向性能计算（最小转弯直径，通过宽，扫过宽，干涉校核，转向液压系统匹配等）
3.悬架系统匹配计算（悬架形式，悬架刚度，横向稳定器刚度，侧倾刚度、侧倾角计算、平顺性计算等）
c. 平顺性计算：考虑在不同路面上及发动机振动激励作用下，底盘各向的加速度及结构强度，平顺性计算
d. 三维模型运动干涉校核、刚柔耦合结构强度分析等
在试车过程中出现的零部件损坏，也可以用仿真进行原因查找。
4.制动系统计算（充放气时间，制动力计算等）
5.仿真计算（主要包括:
a. 结构分析: 整车的静强度、动强度分析，各关键零部件强度分析、焊缝强度分析等
b. 模态分析：分析整车及与振动有关零部件的模态，避免共振
悬架的设计计算
最长 491mm，最短 310mm
图 19 前减振器极限尺寸
b）前悬架在上极限位置时，前减振器的长度为 344.5mm，如图 20 所示,大 于减振器极限最短尺寸，故减振器推杆不会顶死。
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长度 344.5mm
图 20 上极限位置前减振器长度
5.2 后减振器校核
图 22 上极限位置后减振器长度
（注：可编辑下载，若有不当之处，请指正，谢谢!）
为:
后
cos2 4mni 2
0.18
1. 前后悬架螺旋弹簧长度校核
悬架在运动过程中，必须验证螺旋弹簧在上下极限位置的长度是否满足使 用要求，弹簧长度应该满足以下要求： 1、上极限位置时螺旋弹簧应该不能并圈。 2、下极限位置时螺旋弹簧长度应该小于弹簧自由长度，以防止弹簧脱落 根据 CAE 分析的悬架跳动结果可以确定螺旋弹簧的长度，见表 1：
尼比
0
0
500
1000
1500
速度 V(mm/s)
前减震器 后减震器
压缩行程 复原行程 平均 压缩行程 复原行程 平均
679.8 1250.5 965.2 444.8 718 581
1297.3 2386.5 1841.9 848.9 1370 1109.6
0.54 0.620
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镖 1 螺旋弹簧长度列表 悬架 下极限长度(mm) 半载长度(mm) 上极限长度(mm) 并圈长度(mm) 自由长度(mm)
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前悬架
261
157
106
70
365
后悬架
286
192
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底盘设计计算书目录1．计算目的2．轴载质量分配及质心位置计算3．动力性计算4．稳定性计算5．经济性计算6．通过性计算7．结束语1．计算目的本设计计算书是对陕汽牌大客车专用底盘的静态参数，动力性，经济性，稳定性及通过性的定量分析。
旨在从理论上得到整车的性能参数，以便评价该大客车专用底盘的先进性，并为整车设计方案的确定提供参考依据。
2．轴载质量分配及质心位置计算在此处仅对大客车专用底盘进行详细准确的分析计算，而对整车改装部分（车身）只做粗略估算。
（车身质量按340KG/M计算或参考同等级车估算）。
计算整车的最大总质量，前轴轴载质量，后桥轴载质量及质心位置可按以下公式计算。
M=ΣMiM1=ΣM1iM1=Σ(1-Xi/L)M2=ΣM2iM2=Σ(Xi/L)hg=Σ(Mi·hi/M)A=M2·L/M式中：M——整车最大总质量M1——前轴轴载质量M2——后桥轴载质量Mi——各总成质量Xi——各总成质心距前轴距离Hi——各总成质心距地面距离M1i——各总成分配到前轴的质量M2i——各总成分配到后桥的质量hg——整车质心距地面距离L——汽车轴距A——整车质心距前轴距离2.1各总成质量及满载时的质心位置序号名称质量质心距前轴M1I质心距地面HI。
MI距离XI距离HI KGMMKG。
MMKG。
MM1前轴前轮前悬挂2后桥后轮后悬挂3发动机离合器4变速箱5传动轴6散热器附件7膨胀箱支架8空滤器气管支架9消音器气管支架10油箱支架11电瓶支架12方向盘xx13转向机支架14转向拉杆15换档杆操纵盒16贮气筒支架17操纵踏板支架18前后拖钩19全车管路附件20车架底盘21车身空车22乘客23行李24司机满载2.2水平静止时轴载质量分配底盘整备质量：Ga=Σgi轴距：L=mm后桥轴载质量：Ga2=(Σgi.ai )/L前轴轴载质量：Ga1=Ga-Ga12.2.2空车( Kg )整车整备质量：GA=后桥轴载质量：GA2=前轴轴载质量：GA1=2.2.3满载整车整备质量：Ga=后桥轴载质量：Ga2=前轴轴载质量：Ga1=2.2质心距前轴中心线距离L1L1=2.3.2空车L1=2.3.3满载L1=2.4质心高度hg2.4.1满载hg=2.4.2空车质心不随载荷变化而变化的非簧载质量：非簧载质量对地面力矩之和：簧载质量：簧载质量对地面力矩之和：簧载质量的质心高度H=簧载质量对前轮中心线的力矩之和：簧载质量的质心距前轮中心线的距离L当汽车由满载到空载时，前轴处车架抬高mm，后桥处车架抬高mm，簧载质量的质心相应抬高hx空车时簧载质量的质心距地面距离高簧载质量的质心相应抬高后对地面力距之和：空车质心高度为2.4.3底盘底盘在整车满载状态下质心高度：3．动力性计算3.1主要技术参数厂定最大总质量Ga总长（整车）总宽（整车）总高（整车）轴距前轮距B1后轮距B2车轮滚动半径rr发动机外特性见表2表2转速ne（r/min）02100扭矩Me（N·m）功率Ne（Kw）注：以上指标均未修正后桥传动比io变速箱各档速比ig见表3表速比3档位ig1ig2ig3ig4ig5ig6ig倒传动系总速比io·ig见表4表4档位io·ig1io·ig2io·ig3io·ig4io·ig5io·ig6io·ig倒速比3.2汽车的功率平衡计算3.2.1发动机的净输出功率NE净NE净=NE*N发式中：N发——发动机效率3.2.2汽车的行驶速度计算按发动机的转速与传动系的匹配计算汽车的行驶速度VA= 0.377Rr . Ne/Io. Ig（Km/H）式中：Rr——车轮滚动半径Ne——发动机转速NF（KW）NW（KW）NF+NW（KW）3.2.6按表5和表6作出功率平衡图见图13.3汽车的驱动力和行驶阻力计算3.3.1驱动力计算FT=ME净.IG.IO.NT/RR（N）式中：ME净——ME净=ME。
N发ME净——N发——RR——IO——IG——NT——传动系效率直接档NT=其它档=各档的驱动力计算结果见表7 表7NE（R/MIN）6000ME（N。
M）ME净（N。
M）I档II档FTIII档（N）IV档V档VI档倒档3.3.2行驶阻力计算（水平路面匀速行驶）当汽车在水平面路面匀速行驶时，行驶阻力只有滚动阻力和空气阻力AFf=Ga×f×g（N）式中：GaFg见（2.2.4）BFw=CDXAXVa/21.15（N）式中：CDA见（2.2.4）对应车速下行驶阻力计算结果见表8表8Va（Km/h）506070 1 0120Ff（N）Fw（N）Ff+Fw（N）3.3.3按表5表7和表8作出驱动力——行驶阻力平衡图见图2 3.4最高车速计算3.4.1按传动比计算Vamax=0.377*nemax*rr/io*ig(Km/h)3.4.2按汽车的动力性能计算根据功率平衡图和驱动力——行驶阻力平衡图可看出，当车速达到？KM/H 时，功率和驱动力——行驶阻力均未达到平衡点，此时还有？KW的后备功率或？N的后备驱动力。
因而汽车的动力性完全能保证汽车在厂定最大质量时达到传动比计算的最高车速。
3．5汽车动力特性计算3．5．1动力因素计算D=FT-FW/GA*G式中：FT——驱动力FW——空气阻力GA——G——重力加速度G=9.8各档动力因素计算见表9表9ne（r/min）6000ne净（r/min）Me（Nm）I档io.ig =Va（Km/h）Ft（N）Fw（N）DII档io.ig =Va（Km/h）Ft（N）Fw（N）DIII档io.ig =Va（Km/h）Ft（N）Fw（N）DVI档io.ig =Va（Km/h）Ft（N）Fw（N）DV档io.ig =Va（Km/h）Ft（N）Fw（N）DVI档io.ig =Va（Km/h）Ft（N）Fw（N）D3.5.2滚动阻力系数F在对应车速下的计算表10VA（KM/H）F见表103．5．3根据表9和表10作出动力特性图见图33．6爬坡度计算A=ARCSIN（D-F（1-D-F）/（1+F）然后再根据TG =IX100%换算成坡度。
这里仅对各档的最大爬坡度计算。
计算结果见表11表11档位I档III档IV档VI档最大爬坡度坡度对应车速（KM/H）3.7加速性计算3.7.1加速度计算汽车在行驶中的加速度可按下式计算J=G/Q（D-F）（M/S2）式中：Q——旋转质量换算系数Q=1+Q1*JG2+Q2按《汽车设计》推荐数据δ1=0.04——0.06δ2=0.03——0.05IG为变速箱各档传动比，各档位的Q值计算结果见表12档位I档I I档III档IV档V I档δ各档位的加速度J的计算结果见表13，并根据表13作出行驶加速度曲线见图43．7．2加速时间计算加速时间指汽车由一车速加速至另一车速所需时间由积分法求得：T=∫加速度J的倒数1/J的计算结果见表14，并根据表14作出加速度倒数曲线图，见图14根据图5，用图解积分法求得汽车原地起步加速时间T见表15并根据表15作出加速时间图见图6连续换档加速时间为4．稳定性计算4．1汽车的纵向行驶稳定性汽车的纵向行驶稳定性即汽车上时不致纵向翻车，其条件为B/HG》Q式中：B——质心距后轴的距离查表1：空载：B=满载：B=HG——汽车质心高度空载：=满载：=Q =道路附着系数经计算：空载：=满载：=从以上计算结果可以看出其数值均大于0.7所以满足行驶稳定性要求4．2横向稳定性计算4．2．1静态侧翻角计算TGB=B/2HG则B=ARCTG（B/2XHG）式中：B——前轮距B=静态侧翻角B《客车通用技术条件》中规定应大于35经计算；空载时= 满载时=从以上结果可以看出，空载或满载均能满足静态侧翻角度的要求。
4．2．2汽车在横坡上行驶时应保证侧滑发生在侧翻之前，即B/2HG》Q 将空载或满载时的B和HG值分别代入，可得空载时=满载时=计算结果表明，当汽车在良好的沥青路面上行驶仍能保证侧滑发生在侧翻之前，所以是稳定的。
5．经济性计算6．1百公里油耗计算假设汽车匀速行驶在平直路面上，百公里油耗Q=N阻*GE/10VAR（L/100KM）式中：N阻——阻力所消耗的功率，见（3.2.4）计算结果，见表6GE——发动机功率与阻力功率平衡时的比油耗此油耗根据发动机万有特性得出，见技术条件VA——行驶速度R——柴油密度R=0.82KG/L在此仅对直接档IV档和超速档V档的等速百公里油耗进行计算，计算结果见表164．2作等速百公里油耗曲线根据表16作出汽车行驶时，直接档IV和超速档V档的等速百公里油耗曲线，见图75．通过性计算《完》总布置设计时，为防止运动干涉，应对转向轮跳动，传动轴跳动，转向传动装置与前悬架的运动进行校核.转向轮运动校核，通过绘制转向轮跳动图确定转向轮运动时占用的空间，并进一步确定轮罩和翼子板的合理形状，同时可检查转向轮与纵拉杆，减振器，车架之间的运动间隙。
传动轴的运动校核，通过绘制传动轴跳动图确定传动轴上下跳动时的最大摆角和传动轴长度的伸缩量。
应保证传动轴最大摆角时传动轴与后桥轴或变速器轴的夹角小于传动轴万向节的极限夹角。
传动轴最长时，轴与花键不脱开，最短时，轴与花键不顶死，1。
前置客车其传动轴伸缩量约6—12MM，根据经验将支承机构布置在使传动轴满载时传动角为1—1.5，传动轴运动状态比较理想。
2。
后置客车其传动轴伸缩量约40—45MM，在设计时应满足A=B，同时令传动轴在满载时尽可能满足C=1—2，使传动轴在最大负荷时传动轴万向节承受的径向载荷最小，弯曲振动量最小，分布最均匀。
后置客车传动轴校核应满足以下四点：（1）钢板弹簧压平时，传动轴长度应为花键全啮合时传动轴最小压缩长度；（2）客车反跳钢板弹簧挠度最大时，轴的传动角应小于万向节的极限夹角；（3）空载时，传动轴长度应小于花键啮合传动轴最大拉伸长度；（4）满载时，传动轴应尽可能满足A=2最大应小于4。
转向传动装置与前悬架的运动校核，通过绘制转向传动装置与前悬架的运动图确定转向拉杆与前悬架导向机构的运动是否协调。
总布置设计时，应进行如下主要计算。
1．轴荷分配及质心位置的计算。
（1）水平静止时的轴荷分配及质心位置的计算；（2）水平路面上汽车满载行驶时各轴的最大负荷计算；（3）制动时各轴的最大负荷计算。
2．驱动桥主减速器传动比IO的选择计算。
3．变速器传动比IG的选择计算。
4．动力性能计算。
（1）驱动平衡计算；（2）动力特性计算；（3）功率平衡计算。
5．汽车燃油经济性计算。
汽车稳定行驶时的燃油经济性计算公式Q=gePe/1.02vaγva=0.377.rr. ne/ig.io式中：Pe——汽车稳定行驶时所需发动机功率，KWge——发动机的燃油消耗率，G/KW*H），其值由发动机负荷特性或万有特性得道。