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1、 1 目錄 第 1 章 概述 . 1 1.1 整車總布置設計的任務 . 1 1.2 設計原則目標 . 1 1.3 汽車設計過程 . 2 第 2 章 整車型式的選擇 . 3 2.1 發(fā)動機的種類和形式 . 3 2.2 汽車的軸數(shù)和驅動型式 . 3 2.3 車頭及駕駛室的型式 . 4 2.4 輪胎的選擇 . 4 第 3 章 汽車主要參數(shù)的選擇 . 5 3.1 主要尺寸參數(shù)的選擇 . 6 3.2 整車質量參數(shù)估算 . 9 3.3 主要性能參數(shù)的選擇 . 13 第 4 章 發(fā)動機選型 . 18 4.1 發(fā)動機基本形式的選擇 . 19 4.2 主要性能指標的選擇 . 20 第 5 章 總布置圖的繪制 .

2、 24 5.1 發(fā)動機及傳動系的布置 . 25 5.2 車頭駕駛室的布置 . 26 5.3 動軸的布置 . 26 5.4 懸架的布置 . 27 5.5 車架總成外形及其橫梁的布置 . 27 5.6 轉向系的布置 . 28 5.7 抽動系統(tǒng)的布置 . 29 5.8 進排氣系統(tǒng)的布置 . 30 5.9 操縱系統(tǒng)的布置 . 30 5.10 車箱的布置 . 31 第 6 章 運動校核 . 31 6.1 轉向輪跳動圖 . 31 6.2 傳動軸跳動圖 . 33 6.3 轉向拉桿與懸架導向機構運動協(xié)調 . 34 結論 . 37 致謝 . 38 參考文獻 . 39 2 1. 2. 概述 汽車性能的優(yōu)劣不僅取決

3、于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調和配合，取決于總體布置；總體設計水平的高低對汽車的設計質量、使用性能和產品的生命力起決定性的影響。 汽車是一個系統(tǒng)，這是基于汽車只有如下屬性而具備組成系統(tǒng)的條件： 汽車是由多個要素（子系統(tǒng)及連接零 件）組成的整體，每個要素對整體的行為有影響； 組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的； 汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。 由此，汽車具備系統(tǒng)的屬性，對環(huán)境表現(xiàn)出整體性、一輛子系統(tǒng)屬性匹配協(xié)調的汽車所具備的功能大于組成它的各子系統(tǒng)功能純粹的、簡單的總和、反之，如果子系統(tǒng)的屬性因無序而相互干擾，即便是個體性能優(yōu)良的子系統(tǒng)，其功能也

4、會因相互扼制而抵消，功率循環(huán)、軸轉向等就是這樣的典型例子。 系統(tǒng)論所揭示的系統(tǒng)整體性和系統(tǒng)功能的等級性必然會映射到設計任務中來、用整體性來解釋汽車設計的終極目標是整車性能 的綜合優(yōu)化，道理是十分顯然的、汽車設計任務的等級形態(tài)表現(xiàn)為：上位設計任務是確定下位設計任務要實現(xiàn)的目標，下位設計是實現(xiàn)上位設計功能的手段、上、下位體系可從總體設計逐級分至零件設計，總體設計無疑處于這種體系的最上位，設計子系統(tǒng)的全部活動必須在總體設計構建的框架內進行、子系統(tǒng)設計固然重要，但統(tǒng)攬全局、設計子系統(tǒng)組合和相互作用體系規(guī)則的總體設計對汽車的性能和質量的影響更加廣泛、更為深刻。 1.1 整車總布置設計的任務 (1) 從技

5、術先進性、生產合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標、質量和主要尺寸參數(shù)，提出總體設計方案， 為各部件設計提供整車參數(shù)和設計要求； (2) 對各部件進行合理布置和運動校核； 3 (3) 對 整車 性能進行計算和控制，保證汽車主要性能指標實現(xiàn)； (4) 協(xié)調好整車與總成之間的匹配關系，配合總成完成布置設計，使整車的性能、可靠性達到設計要求。 1.2 設計原則、目標 （ 1） 汽車的選型應根據(jù)汽車型譜、市場需求、產品的技術發(fā)展趨勢和企業(yè)的產品發(fā)展規(guī)劃進行。 （ 2）選型應在對同類型產品進行深入的市場調查、使用調查、生產工藝調查、樣車結構分析與性能分析及全面的技術、進行分析的基礎上進行 （ 3）應從

6、已有的基礎出發(fā)，對原有車型和引進的樣車進行分 析比較，繼承優(yōu)點，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進技術與結構，開發(fā)新車型。 （ 4）涉及應遵守有關標準、規(guī)范、法規(guī)、法律，不得侵犯他人專利。 （ 5）力求零件標準化、部件通用化、產品系列化。 1.3 汽車設計過程 (1)調查研究與初始決策：選定設計目標，并制定產品設計工作及方針原則。 (2)總體方案設計：根據(jù)所選定的目標及對開發(fā)目標制定的工作方針、設計原則等主導思想提出整車設想，即概念設計（ concept design）或構思設計。 (3)繪制總布置草圖，確定整車主要尺寸、質量參數(shù)與性能以及各總 成的基本形式。 (4)車身造型設計及繪制車身布置

7、圖：繪制不同外形、不同色彩的車身外形圖；制作相應的造型的 1： 5 整車模型；從中選優(yōu)后，再制作 1： 5 或 1： 1 的精確模型。 (5)編寫設計任務書； (6)汽車總布置設計； (7)總成設計； (8)試制、試驗、定型。 4 2. 整車型式的選擇 根據(jù)設計原則，目標和用戶的需求特點，整車設計人員要提出被開發(fā)車型的整車型式方案，主要包括以下幾部分： (1)發(fā)動機的種類和型式； (2)軸數(shù)和驅動型式； (3)車頭和駕駛室的型式及與發(fā)動機、前軸 (輪 )的位置關系； (4)輪胎的選擇。 2.1 發(fā)動機的種類 和型式 對于發(fā)動機的種類和型式，在現(xiàn)代汽車上主要選用汽油機和柴油機，用其它燃料或其它種

8、類的發(fā)動機，可根據(jù)車型的需要進行選取。 發(fā)動機的型式有直列式、 V 型和對置式等。冷卻方式有水冷和風冷。 因此要根據(jù)具體車型的使用條件和布置上的結構需要，而選擇不同種類和型式的發(fā)動機。 2.2 汽車的軸數(shù)和驅動型式 不同類型的汽車有不同的 軸數(shù)和驅動型式，這主要根據(jù)使用條件、用途、工廠的生產條件、制造成本及公路的軸荷限值等因素進行選擇。 最常用的是兩軸、后驅動 4 2 式汽車，其中轎車還可以采用 4 2 前驅動式結構。對于一般總重小于 19t 的汽車，都采用 4 2 后驅動的布置型式 (前驅動的轎車除外 )，因為這種汽車結構簡單、布置合理、機動性好、成本低、適合于公路使用，是 種典型的、成熟的

9、結構型式。 隨著汽車載重量的增加，各相關總成也要相應的加大，汽車的自重也要增加，這樣會造成 4 2 式的汽車單軸的負荷增加，以致于超過公路、橋梁所規(guī)定的承載限值 (公路允許單 軸負荷為 13t，雙后軸負荷為 24t)。為解決此矛盾，一般采用增加汽車軸數(shù)的辦法來減少單軸的負荷，如從 4 2 變成 6 2、 6 4、 8 4，如果想增加驅動能力，提高越野通過性能，可以采用 4 4、 6 6、 8 8等增加前驅動型式的結構，同時也可提高載重量。 5 采用增加軸數(shù)的辦法，可以提高載重量而不增加單軸負荷，同時還不會增加車箱底板的離地高度，提高通用化、系列化水平，便于生產、降低生產成本等。所以汽車廠家多年

10、來一直都采用這種辦法變型出更多品種的汽車。 根據(jù)設計要求，本次設計的 ZNZ1091 中型貨車的軸數(shù)為兩軸，所選的驅 動形式為 4 2（后輪為雙后輪）的布置形式。 2.3 車頭、駕駛室的型式 車頭、駕駛室的型式是汽車的最主要的型式之一。其選擇主要決定于用戶的要求、安全性、維修保養(yǎng)的方便性和生產條件等因素。車頭的型式如長頭、平頭、凸頭等都各有其優(yōu)缺點。 車頭、駕駛室與發(fā)動機，前軸 (前輪胎 )的布置位置，也可組成不同的布置結構，形成不同風格的整車外形，使軸荷分配、軸距、轉彎直徑等發(fā)生變化。對使用、性能也有一定的影響。綜合以上結論，本次設計的最佳的驅動 型式是發(fā)動機前置后輪驅動、所選的車頭為平頭式

11、結構。 圖 2.1 駕駛室與發(fā)動機，前 軸 (前輪胎 )的布置位置 2.4 輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。當然還應考慮與動力 傳動系參數(shù)的匹配以及對整車尺寸參數(shù) (例如汽車的最小離 6 地間隙、總高等 )的影響。 輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比，稱為輪胎負荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負荷系數(shù)取為 0.9 1.0，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的車速高、輪胎受動負荷大，故它們的輪胎負荷系數(shù)應接近下 限；對在各種路面上行駛的貨車

12、，其輪胎不應超載。在良好路面上行駛且車速不高的貨車，其輪胎負荷系數(shù)可取上限甚至達 1.1；對車速不高的重型貨車、重型自卸汽車，此系數(shù)亦可偏大些。但過多超載會使輪胎早期磨損，甚至發(fā)生胎面剝落及爆胎等事故。試驗表明：輪胎超載 20時，其壽命將下降 30左右。 為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車及其質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車在其輪胎負荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內應盡量選取尺寸較小的輪胎。采用高強度尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負荷大大提高，從而使輪胎直徑尺寸也大為縮小。例如裝 載量 4t 的載貨汽車在 20世紀 50 年代多用的 9.00 20 輪胎早已被 8.25 20； 7.50 2

13、0 甚至 8.25 16等更小尺寸的輪胎所取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能力常采用胎面較寬、直徑較大、具有越野花紋的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車制動頻繁，制動鼓與輪輞之間的間隙應大一些，以便散熱，故應采用輪輞尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、斷面形狀扁平的寬輪輞低壓輪胎，以便降低質心高度，改善行駛平順性、橫向穩(wěn)定性、輪胎的附著性能并保證有足夠的承載能力。 我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負荷可查相應的國 家標準。轎車輪胎標準見 GB 2978 82；貨車和客車的輪胎規(guī)格詳見國標 GB 516 82。貨車的后輪裝雙胎時，比單胎使用時的負荷可增加 10 15。 3.汽車主要參數(shù)的選

14、擇 總布置設計人員應初步確定以下各種參數(shù)，作為整車和總成的原始數(shù)據(jù)和工作目標。在整車的方案 (車頭、駕駛室的型式、發(fā)動機的種類，整車初步的外廓尺寸、主要布置參數(shù)和布置草圖 )初步確定之后，整車設計人員通過圖面工作和 7 計算、初步確定如下目標參數(shù)： (1) 汽車主要尺寸參數(shù) (2) 汽車質量參數(shù) (3) 主要性能參數(shù) (4) 汽車的機動性參數(shù) (5)估算發(fā)動機的最大功率、最大 扭矩及其對應的轉速。 (6)變速器的頭檔速比和檔位數(shù)，和驅動橋的主減速比。 3.1 主要尺寸參數(shù)的選擇 通過整車總布置草圖的繪制，可以初步確定各總成的布置關系，進而確定整車各有關的 (布置 )尺寸參數(shù)和質量參數(shù)，以便為總

15、成設計提供原始數(shù)據(jù)。 在繪制整車總布置草圖時，可以參考同類車型的相關總成的外廓尺寸和質量，按本車的總布置需要，進行總布置草圖的繪制。初步確定主要布置尺寸和進行質量參數(shù)的計算。 確定車頭，駕駛室的型式，以及同發(fā)動機、前軸 (輪 )的相互布置關系后，繪制布置總布置草圖，并在此基礎上布置各大總成。 (1)車 架和車箱； (2)后簧、后橋和車輪； (3)前簧、前軸和車輪； (4)傳動系； (5)轉向機構及拉桿系統(tǒng)，并確定前輪轉角和進行轉彎直徑的計算； (6)布置油箱、電瓶、消聲器、貯氣簡、及備胎等其它總成。 完成整車總布置草圖后，整車的外廓尺寸及相關的布置尺寸參數(shù)已基本確定，然后進行質量參數(shù)的計算。

16、計算質量參數(shù)前，要列出各大總成的質量，再定出空載和滿載時各總成的質心至前軸和地面的距離，最后計算出空載和滿載時的軸荷分配和質心至前軸、地面的距離。 通過整車總布置草圖的繪制，可以初步確定各總成的布置關系，進而確定整車 各有關的 (布置 )尺寸參數(shù)和質量參數(shù)，以便為總成設計提供原始數(shù)據(jù)。 8 在繪制整車總布置草圖時，可以參考同類車型的相關總成的外廓尺寸和質量，按本車的總布置需要，進行總布置草圖的繪制。初步確定主要布置尺寸和進行質量參數(shù)的計算。 汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等。 圖 3.1 汽車的主要尺寸參數(shù) 軸距的選擇要考慮它對整車

17、其他尺寸參數(shù)、質量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質量、最小轉彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會帶來一系列問題 ，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角振動過大；汽車加速、制動或上坡時軸荷轉移過大而導致其制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；萬向節(jié)傳動的夾角過大等。因此，在選擇軸距時應綜合考慮對有關方面的影響。當然，在滿足所設計汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設計得短一些為好。 在整車選型初期 ,可根據(jù)要求及駕駛室布置尺寸初步確定軸距 : RJH LSLLL 式中， LH 貨箱長度可根據(jù)汽車的裝載質量、載貨長度來確定，或參 9 考同類型、同裝載

18、量汽車的貨廂長度和裝載面 積來初步確定； LJ 前輪中心至駕駛室后壁的距離，它與布置方案選擇有關，在該布置方案選定后，可通過對駕駛室、發(fā)動機和前軸的初步布置或參考同型、同類布置的汽車的這一尺寸初步確定； S 駕駛室與貨廂之間的間隙，一般取 50 100mm； LR 后懸尺寸，可根據(jù)道路條件或參考同類型汽車初步確定。 軸距的最終確定應通過總布置和相應的計算來完成，其中包括檢查最小轉彎半徑和萬向節(jié)傳動的夾角是否過大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車總體設計的要求等。 汽車輪距對汽車的總寬、總質量、橫向穩(wěn)定性和 機動性都有較大的影響。輪距愈大，則懸架的角剛度愈大，汽車的橫向穩(wěn)定性愈好，

19、車廂內橫向空間也愈大。但輪距也不宜過大，否則，會使汽車的總寬和總質量過大。輪距必須與汽車的總寬相適應。 汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應根據(jù)汽車的類型、用途、承載量、道路條件、結構選型與布置以及有關標準、法規(guī)限制等因素來確定。在滿足使用要求的前提下，應力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經濟性和機動性。 GBl589 79 對汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。 前懸處要布置發(fā)動機、水箱、風扇、彈簧前 支架、車身前部或駕駛室的前支點、保險杠、轉向器等，要有足夠的縱向布置空間。其長度與汽車的類型、驅動型式、發(fā)動機的布置型式和駕駛室的型式及布置密切相關。汽車的

20、前懸不宜過長，以免使汽車的接近角過小而影響通過性。 汽車的后懸長度主要與貨廂長度、軸距及軸荷分配有關。后懸也不宜過長，以免使汽車的離去角過小而引起上下坡時刮地，同時轉彎也不靈活。城市大客車的后懸一般不大于其軸 距的 60，其長度不大于 3.5m。輕型及以上的載貨汽車的后懸一般為 1.2 2.2m。長軸距、特長貨廂的汽車，其后懸可長達約 2.6m。 10 3.2 整車 質量參數(shù)估算 在整車設計方案確立后，總布置設計草圖初步完成的情況下，應首先對整車質量參數(shù) (包括：空載狀態(tài)下的整車整備質量、軸荷分配、質心高度；滿載狀態(tài)下的整車最大總質量、軸荷分配以及非懸架質量等 )進行估算，為整車性能計算和總成

21、設計提供依據(jù)。 各總成質量 Mi ，可通過樣件實測得到，亦可參照同類車型樣件實測值修正得到。 各總成質心位置可通過實測得到或按其幾何形狀和結構特點估計得到，然后在整車總布置圖上確定其質心相對于前輪中心的縱向位移 Xi (一般規(guī)定在前輪中心后為正值，在前輪中心前為負值 )以及空載狀態(tài)下的離地高度 iZ ；和滿載狀態(tài)下的離地高度 Zli 。 一般整車總布置圖在滿載狀態(tài)下繪制，在確定各總成質心在空載狀態(tài)下的離地高度時應考慮到前、后輪胎和懸架相對滿載狀態(tài)的垂直變形的影響；空載狀態(tài)下各總成質心縱向位置相對滿載狀態(tài)的變化忽略不記。 3.2.1 空車狀態(tài)下整車質量、軸荷分配和質心高度的計算 整車整備質量 (

22、自重 ) Mc 按下式計算： Mc NoiMi1 式中 No 用估算整車整備質量的全部總成數(shù)量 (總成的劃分可根據(jù)實際情況由設計人員自定 )； Mc 整車裝備質量， kg。 空車后軸荷 Mcr 按下式計算： Mcr LXiMiNoi1 11 式中 L 軸距， mm； Mcr 空車后軸荷， kg。 空車前軸荷 Mci 按下式計算： McrMcM cf 式中 Mcf 空車前軸荷， kg。 空車質心高度 mgo 按下式計算： McZMiHNoig 100 式中 0gH 空車質心高度， mm。 3.2.2 滿載狀態(tài)下整車質量、軸荷分配和質心高度的計算 整車最大總質量 (總重 )Mt 按下式計算： 11

23、Ni MiMt N1 用于估算整車最大總質量的全部總成和負載的數(shù)量 (一般在整車整備質量基礎上加上乘員和最大裝載質量 )。 滿載后軸荷 Mtr 按下式計算： LXiMiMtrNi11 式中 Mtr 滿載后軸荷， kg。 滿載前軸荷 tfM 按下式計算 tfM MtrMt 式中 tfM 滿載前軸荷， kg 滿載質心高度 1gH 按下式計算： 12 MtZliMiHNig111 式中 1gH 滿載質心高度， mm。 3.2.3 非懸架質量的估算 對于非獨立懸架，整個車橋總成 (包括制動器、輪轂、車輪等 )都屬于非懸架質量；一端與車橋鉸接，另一端與車架固定點鉸接件 (如轉向拉桿、傳動軸、導向臂、穩(wěn)定

24、桿等 )可將靜止時作用于車橋鉸接點的質量 作為非懸架質量 (轉向拉桿、傳動軸等件可取其質量的21作為非懸架質量 )；螺旋彈簧取其質量的21作為非懸架質量；吊掛式鋼板彈簧取其質量的43作為非懸架質量；平衡懸架鋼板彈簧取其質量的41作為非懸架質量。 對于獨立懸架和其它特殊形式的懸架可視其結構特點進行非懸架質量估算。 3.2.4 整備質量利用系數(shù) 汽車的整備質量利用系數(shù) m0是汽車的裝載量 mG與整備質量 m0之比，即 00 mmGm 它表明單位汽車整備質量所承受的汽車裝載質量。顯然，此系數(shù)越大表明該車型的材料利用率越高和設計與工藝水平越高。因此，設計新車型時在保證汽車零部件的強度、剛度及可靠性與壽

25、命的前提下，應力求減輕其質量，增大這一系數(shù)值。 各類汽車的整備質量利用系數(shù) 汽車類型 m0 備注 載貨汽車 輕型 0.8 1.1 柴油車為 0.8 1.0 中型 1.2 1.35 重型 1.3 1.7 13 礦用自卸車 裝載量 MG45t 1.3 1.7 3.2.5 軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設計時應根據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。 汽車的布置型式對軸荷分配影響較大，例如對載貨汽車而言，長頭車滿載時的前軸負荷分配多在 28上下，而平頭車多在

26、 33 35。對轎車而言，前置發(fā)動機前輪驅動的轎車滿載時的前軸負荷最好在 55以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發(fā)動機后輪驅動 的轎車滿載時的后軸負荷一般不大于 52；后置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時后軸負荷最好不超過 59，否則，會導致汽車具有過多轉向特性而使操縱性變壞。 在確定軸荷分配時也要考慮到汽車的使用條件。對于常在較差路面上行駛的載貨汽車，為了保證其在泥濘路面上的通過能力，常將滿載前軸負荷控制在26 27，以減小前輪的滾動阻力并增大后驅動輪的附著力。對于常在潮濕路面上行駛的后驅動輪裝用單胎的 42 平頭貨車，空載時后軸負荷應不小于 41，以免引起側滑。 軸荷分配對前后輪胎的磨損有直

27、接影響。為了使其磨損均勻，對后輪裝單胎的雙 軸汽車，要求其滿載時的前后軸荷分配均為 50，而對后輪為雙胎的雙軸汽車，則前后軸荷可大致按 1 3 和 2 3 的比例處理。當然，在實際設計中由于許多因素的影響，上述要求只能近似地滿足。 在確定汽車的軸荷分配時，還要考慮汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性和動態(tài)方向穩(wěn)定性。根據(jù)理論分析，汽車質心位置到汽車中性轉向點的距離 s 對汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性有決定性的影響。這個距離可由下式計算得到： aaa C CLCLs 2112 14 式中 1L，2L 分別為汽車質心離前、后軸的距離。1L和2L取決于軸荷分配， LGGL 11 ， LGGL 22 ； 1aC 兩個前輪的輪

28、胎側偏剛度之和， N/rad； 2aC 后輪的輪胎側偏剛度之和， N/rad； aC 汽車全部輪胎的總側偏剛度之和， N/rad； 當 s0 時，亦即當 L1Ca1 L2Ca20 時，汽車具有過度轉向特性。此時存在著一個臨界車速，低于此車速時，汽車的行駛時穩(wěn)定的，高與此車速，則汽車就不能穩(wěn)定行駛。在汽車設計時一般希望汽車具有適度的不足轉向特性。為此，要很好地匹配上述參數(shù)，使 L1Ca1 L2Ca20 汽車動態(tài)方向穩(wěn)定性的條件是 011 2212212 LvCLCLgGKvaa 式中， K 穩(wěn)定性因素； v 汽車車速， m/s； L 軸距， m。 3.3 主要性能參數(shù)的選擇 3.3.1 動力性參

29、數(shù) 汽 車的動力性參數(shù)主要有直接檔和 I 檔最大動力因數(shù)、最高車速、加速時間、汽車的 比功率和比轉矩等。 15 3.3.1.1直接檔動力因數(shù) D0max D0max的選擇主要是根據(jù)對汽車加速性與燃料經濟性的要求，以及汽車類型、用途和道路條件而異。轎車的 D0max隨發(fā)動機排量的增大而增大。中、高級轎車對加速性要求高，故 D0max 值較大。微型和普通級轎車為了節(jié)省燃料， D0max值較小。載貨汽車的 D0max值是隨汽車總質量的增大而逐漸減小的，但也有個限度。微型貨車 的 D0max值較大，輕型貨車次之，因為它們不會拖帶掛車，而且對平均車速和加速性能的要求也較高。中、重型貨車的 D0max多在

30、 0.04 0.07范圍內。對中、重型貨車選擇 D0max時的要求是：拖帶掛車后仍能以直接檔在具有 3坡度的公路上行駛。鞍式牽引汽車及半掛車等汽車列車的 D0max應在 0.03以上。礦用自卸汽車的行駛阻力大，其 D0max值也應不小于 0.04。客車的 D0max值也 是隨著其總質量的增大而減小，但豪華型客車應比普通型客車的 D0max值要大一些。 3.3.1.2 檔動力因數(shù) DImax I 檔最大動力因 數(shù) DImax 直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力以及起步并連續(xù)換檔時 的加速能力。它和汽車總質量的關系不明顯而主要取決于所要求的最大爬坡度和附著條 件。對于公路用車， DIm

31、ax多在 0.30 0.38。中級及以上的轎車，其 DImax值的上限可高達 0.5，以便獲得必要的最低車速和較強的加速能力。礦用自卸汽車 (裝載量為 6.5t 以下 )的 DImax值多在 0.30 0.46，當采用液力機械傳動時，由于汽車起步后動力因數(shù)下降較快，為保證有足夠的爬坡速度和加速能力， DImax 值還應取大一些。軍用越野汽車的爬坡能力要求 高達 6075，故其 DImax值多選擇在 0.63 以上。 3.3.1.3最高車速 Vmax 隨著汽車性能特別是主被動安全性能的提高以及各國公路路面的改善和高速公路的發(fā)展，汽車的最高車速普遍有所提高。選擇時應考慮汽車的類型、用途、道路條件、

32、具備的安全條件和發(fā)動機功率的大小等，并以汽車行駛的功率平衡為依據(jù)來確定。本次設計的 ZNZ1091 中型貨車的最大速度為 16 90Km/h。 3.3.1.4汽車的比功率和比轉矩 這兩個參數(shù)分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉矩與汽車總質量之比。比功率是評價汽車動力性能如速度性能和加 速性能的綜合指標，比轉矩則反映了汽車的比牽引力或牽引能力。在比較各國車型的比功率時，應考慮到各國內燃機功率測定標準的差異。為了保證載貨汽車在高速公路上的速度適應性，有些國家對汽車的比功率值有所規(guī)定。 我國標準 GB7258 97 中規(guī)定，對公路用的機動車輛其比功率的最小值不能低于 4.8kW t。農用運輸車不低于 4k

33、W t。 3.3.1.5汽車的加速時間 汽車由起步并換檔加速到一定車速 Va的時間，稱為“ 0 Va的換檔加速時間”；而在直接檔下由車速為 20km h 加速到某一車速 Va (km h)的時間，稱為 20Va的直接檔加速時間”，它們均為衡量汽車加速性能和動力性能的重要指標。轎車常用“ 0 100km h”或“ 0 80km h”的換檔加速時間來評價。中、高級轎車的 0 100km h 的換檔加速時間約為 8 15s；普通級轎車為 12 25s。也可采用 0 80km h 的換檔加速時間來衡量其加速性能。載貨汽車常用 0 60km h的換檔加速時間或在直接檔下由 20km h 加速到某一車速的

34、時間來評價。裝載量2 2.5t 的輕型載貨汽車的 0 60km h 的換檔加速時間多在 0.5 30s；重型貨車的 0 50km h 的換檔加速時間為 40 60s。城市大客車和旅游用大客車的 0 70km h 的換檔加速時間多在 33 65s。國外也有用起步并換檔加速行駛到某一距離 (例如 0 400m， 0 500m， 0 1000m)所花費的時間來衡量汽車的加速性能的。 17 3.3.2 燃料經濟性參數(shù) 汽車在良好的水平硬路面上以直接檔滿載等速行駛 100 km 時的最低燃料消耗量 Q(L 100km)，稱為汽車的“百公里最低燃料消耗量”，是汽車的燃料經濟性常用的評價指標。它也是滿載的汽

35、車在良好的硬路面上用直接檔以經濟車速等速行駛時的百公里耗油量。 單位汽車總質量的百公里最低燃料 消耗量，又稱為汽車的“單位燃料消耗量” (L (100km t)。在新車設計時，其燃料經濟性可參考總質量相近的同類車型的百公里耗油量或單位燃料消耗量來估算。下表為載貨汽車的單位燃料消耗量的統(tǒng)計值范圍。轎車的單位燃料消耗量為 7.5 10.5L (100km t)。 國標 GB4352 84 和 GB 4353 84 分別給出了載貨汽車和載客汽車運行燃料消耗量。 載貨汽車的單位燃料消耗量 汽車總質量 (t) 汽油機 柴油機 12 2.50 2.60 1.43 1.53 3.3.3 操縱穩(wěn)定性參數(shù) 與總

36、體設計關系密切且應在設計中當作設計指標予以控制的操縱穩(wěn)定性參數(shù)參數(shù)有： (1) 轉向特性參數(shù)； 由于輪胎的側偏使前、后軸產生相應的側偏角。其角度差為正、負、零時使汽車分別獲得“不足轉向”、“過度轉向”和“中性轉向”等特性。為了保證良好的操縱穩(wěn)定性，希望得到不足轉向特性。通常用汽車以 0.4g 的向心加速度作定圓等速行駛時前、后軸的側偏角之差作為評價轉向特性的參數(shù)，希望它是一個較小的正角度值，例如轎車 以 13為宜。 (2) 車身側傾角； 18 汽車以 0.4g 的向心加速度作勻速圓周運動時的車身側傾角應在 3之內，在大不超過 7 。 (3) 制動點頭角； 汽車以 0.4g 的減速度制動時的車身

37、點頭角應不大于 1.5 。 3.3.5 行駛平順性參數(shù) 行駛平順性通常用車身振動參數(shù)來評價。在總體設計時，通常應給出前后懸架的偏頻或靜撓度、動撓度以及車身振動加速度等參數(shù)值作為設計要求。 前、后懸架的偏頻 1n 與 2n 應接近且應使 2n 略高于 1n ，以免發(fā)生較大的車身縱向角振動。但微型轎車因軸距短使后排座接近后輪，為了改善其后座的舒適性，可以將后懸架設計的軟一些而使 12 nn ，下表為各類汽車的偏頻和靜、動撓度值的一般范圍。對于舒適性要求高的汽車偏頻值取低限。對于前、后懸架的靜撓度值1cf和2cf的匹配，推薦取12 )9.08.0( cc ff ；而對于貨車考 慮到前、后軸荷的差別和

38、避免駕駛員疲勞，則前、后靜撓度值之比要更大些。 車型 滿載偏頻 Hzn/ Hz 滿載靜撓度cmfc / 滿載動撓度cmfd / 前懸架1n 后懸架1n 前懸架1cf 后懸架2cf 前懸架1df 后懸架2df 轎車 普通級、中級 1.021.44 1.181.58 12 24 10 18 8 11 10 14 高級 0.911.12 0.981.29 20 30 15 26 8 11 10 14 客車 1.29 1.89 7 15 5 8 載貨汽車 1.512.04 1.672.23 6 11 5 9 6 9 6 8 越野汽車 1.391 2.04 12 24 7 13 19 3.3.6 制動性

39、參數(shù) 常以制動距離、制動減速度和 制動踏板力作為汽車制動性能的主要設計指標和評價參數(shù)。制動距離是指在良好的試驗跑道上和規(guī)定的車速下，緊急制動時由踩制動踏板起到完全停車的距離。我國通常以車速為 30km h和 50km h 的最小制動距離來評比不同車型的制動效能。對于緊急制動時踏板力，貨車要求不大于 700N；轎車要求不大于 500N。設計中在制訂制動性能標準時還應適應有關安全性的國家標準、法規(guī)等對汽車制動效能的要求。 3.3.7 通過性參數(shù) 汽車類型 最小離地間隙 (m) 接近角 () 離去角 () 總線通過半徑 (m) 轎車 微型、普通級 0.12 0.18 20 30 15 23 3 5

40、中級、中高級、高級 0.13 0.20 5 8 客車 輕型 0.18 0.22 12 40 8 20 中型、大型 0.24 0.29 9 20 5 9 貨車 輕型 0.18 0.22 25 60 25 45 2 4 中型、重型 0.22 0.30 4 7 礦用自卸汽車 0.32 越野汽車 0.26 0.37 36 60 35 48 1.9 3.6 4.發(fā)動機選型 發(fā)動機選型的依據(jù)因素很多，如汽車的類型、用途、使用條件、總 布置型式、總質量及動力性指標、經濟性要求、材料和燃料資源、排氣污染和噪聲方面的法規(guī)限制、已有的發(fā)動機系列及其技術指標水平、技術發(fā)展趨勢、生產條件與制造成本、市場預測情況以及將

41、來的配件供應及維修條件等，通常要經過多種方案的 20 比較甚至通過先行的試驗研究才能選定一個好的方案。 4.1 發(fā)動機基本形式的選擇 至今世界上絕大多數(shù)的汽車都是采用往復活塞式內燃機，其中絕大多數(shù)的轎車采用汽油機，而幾乎全部的重型貨車、絕大多數(shù)的中型貨車和相當一部分輕型貨車則采用柴油機。近二三十年來在極少數(shù)汽車上采用了轉子發(fā)動機、燃氣輪機、高能 蓄電池和電動機等動力裝置。為消除污染以蓄電池為能源的電動汽車受到各國的重視，列為發(fā)展方向并在加緊研制中。但從目前的情況來看，在相當長的時期內，往復式內燃機仍將是汽車發(fā)動機的主要型式。因此，這里僅就汽車內燃機的選型問題進行討論。 在汽車發(fā)動機基本型式的選

42、擇中首先應確定的是采用汽油機還是柴油機，其次是氣缸的排列型式和發(fā)動機的冷卻方式。 就世界范圍而言，大型汽車的發(fā)動機已經柴油化，中型汽車也多采用柴油機，輕型載貨汽車采用柴油機的也不少，甚至歐洲已將小型高速柴油機用到某些轎車上。與汽油機相比，柴油機 具有油耗低、燃料經濟性好、無點火系統(tǒng)，故障少、工作更可靠，耐久性好、壽命長，排氣污染較低和防火安全性好等優(yōu)點。但一般柴油機的振動及噪聲較大，輪廓尺寸及質量較大，造價較高，起動較困難并易冒黑煙。近年來，由于柴油機在產品設計和制造工藝方面的不斷完善，其上述缺點已得到較好的克服。較大馬力、高轉速、低噪聲、小型化且運轉平穩(wěn)的柴油機的研制開發(fā)成功，使裝柴油機的輕

43、型汽車日益增多，在轎車上的裝用也取得成功。但預計在今后相當長的一段時期內，考慮到燃料使用的平衡及汽油機的轉速高、升功率高、轉矩適應性較好、輪廓尺寸及質量較小、 便于布置、振動及噪聲較低和適于高速車輛等特點，絕大多數(shù)的轎車和小型車輛仍將采用汽油機，而裝載量6t 以上的汽車將全部裝用柴油機，裝載量 2 5t 的部分輕型和中型汽車則采取兩種發(fā)動機均可安裝而由用戶選擇的方式為宜。 按氣缸排列型式，發(fā)動機又有直列、水平對置和 V 型等區(qū)別。直列式的結構簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬度小、易布置，因而在中型及以下的貨車上和排量不大的轎車上得到了廣泛應用。 4L 以下的汽油機多采用直列式， 21 但

44、對大排量的直列發(fā)動機而言，不是缸徑過大，就是缸數(shù)過多，使發(fā)動機過長和過高，質量也過大。 因此，在中高級以上的轎車、重型載貨汽車和重型越野汽車上，采用 V 型發(fā)動機的日益增多。 V 型發(fā)動機相對于直列式有許多優(yōu)點，其長度顯著縮短 (約 25 30 )，高度降低，質量減小約 20 30；曲軸箱及曲軸的剛度增大；易于設計尺寸緊湊的高轉速、大功率發(fā)動機且易于系列化，如 V6，V8， V1O 及 V12 等，而直列式通常到 6 缸，最多 8 缸。對于長度受到限制的車輛來說，由于 V 型發(fā)動機的長度短，適宜于這類車輛的總體布置，但由于其寬度大，故在乎頭車上布置困難。 V 型發(fā)動機的造價高，故在應用中受到限

45、制，多用于排量在 6L 以上和缸徑大于 150mm 的汽油機和 12L 以上的柴油機。水平對置式發(fā)動機的高度低且易于平衡，水平對置雙缸發(fā)動機在微型汽車上得到應用。 按冷卻方式，發(fā)動機又有水冷式和風冷式之分。水冷發(fā)動機冷卻均勻可靠，散熱好，氣缸變形小，缸蓋、活塞等主要零件的熱負荷較低，可靠性高；能很好地適應大功率發(fā)動機的冷卻要求；發(fā)動機增壓后也易于采取措施 (加大水箱、增加泵量 )加強散熱；噪聲??；車內供暖易解決。因此，絕大多數(shù)的汽車都采用了水冷發(fā)動機。但其冷卻性能受氣溫影響顯著，設計時應考慮避免高溫天氣出現(xiàn)發(fā)動機過熱的問題。風冷發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)簡單，維修簡 便；對于在沙漠和缺水地區(qū)及炎熱、酷寒

46、地區(qū)使用的適應性好，不會產生發(fā)動機過熱和凍結等故障；還可省去消耗銅材的水箱。但大缸徑的風冷發(fā)動機的冷卻不夠均勻；缸蓋等有關零件的熱負荷高，可靠性不及水冷式的；噪聲大；油耗較高，故僅在安裝小排量發(fā)動機的微型汽車上得到應用，在其他類型的汽車上應用不多。大型風冷發(fā)動機雖也能達到較高的性能指標，但需采用較多的結構、工藝措施，造價較高。 4.2 主要性能指標的選擇 4.2.1 發(fā)動機最大功率 Pe max及其相應轉速 np 發(fā)動機功率愈大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率 降低，燃料經濟性下降，動力傳動系的質量也要加大。因此，應合理地選擇發(fā)動機功率。 22 設計初可參考同類型、同級別且動

47、力性相近的汽車的比功率進行 Pe max 的估算或選取。 Pe man亦可根據(jù)所要求的最高車速 Ue max。 按下式計算出 : 3m axm axm ax 7614036001 VACVgfmP DaTe 式中：maxeP _發(fā)動機最大功率， kW： T 傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的 4 2 式汽車取T 0.9； am 汽車總質量， kg； g _重力加速度， m s2； f _滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取 0.02，對礦用自卸汽車取 0.03，對轎車等高速車輛需考慮車速影響并取 f 0.0165+0.0001(Va-50)； maxV_最高車速， km h； CD 空氣阻力系數(shù)，

48、轎車取 0.4 0.6，客車取 0.6 0.7，貨車取 0.8 1.0 A_汽車正面投影面積，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距 B1、汽車總高 H、汽車總寬 B 等尺寸近似計算： 對轎車 A 0.78BH， 對載貨汽車 A B1 H。 按上式求出的 Pe max 應為發(fā)動機在裝有全部附件下測定時得到的大有效功率或凈輸出功率，它比一般發(fā)動機外特性的最大功率值低 12 20。 在整車選型階段還應對發(fā)動機最大功率時的轉速 np np提出要求，因為它不僅影響發(fā)動機本身的技術指標和使用性能及壽命，而且影響整車的性能 (例如maxV)、傳動系的壽命以及對主減速比 i0的選擇。 近年來，隨著車速的提高，發(fā)動機轉速也

49、在不斷地提高。同時，提高發(fā)動機轉速也是提高其功率、減小其質量的有效措施。但提高轉速會使活塞的平均速度加快及熱負荷增高、曲柄連桿機構的慣性力增大而加劇磨損，導致壽命下降，并加大振動和噪聲。因此，發(fā)動機轉速的提高也有一定的限度。當前，轎車汽油機的pn， 大多為 4000 6000r min；輕型貨車汽油機的pn 大多 為 3800 5000r 23 min；中型貨車汽油機的pn多為 3200 4400r min；其柴油機的p多為 22003400r min；重型貨車柴油機的pn多為 1800 2600r min；轎車和輕型客車、輕型貨車用的小型高速柴油機的pn多為 3200 4200r min。應

50、根據(jù)汽車與發(fā)動機的類型、最高車速、最大功率、選用的活塞平均速度 Cm、活塞 沖程 s、缸徑、缸數(shù)、工藝水平等因素來合理的確定pn (Cm sp 30，單位為 m s)。 4.2.2 發(fā)動機最大轉矩 Te max及其相應轉速 nm 當發(fā)動機最大功率和其相應轉速確定后，可用下式確定發(fā)動機的最大扭矩。 pnPeTe m a x7019m a x 式中： maxTe 發(fā)動機最大扭矩， N m； 扭矩適應性系數(shù)； 即 TpTemax； 一般汽油機 35.12.1 ，柴油機 25.11.1 ； 值的大小，標志著行駛阻力增加時，發(fā)動機沿外特性曲線自動增加扭矩的能力。 的大小可參考同類樣機的數(shù)值進行選取。 T

51、p 為最大功率點的扭矩， N m； pn 最大功率點轉速， r min。 在選取發(fā)動機最大扭矩點的轉速 Mn 時，一般希望該轉速與最大功率點的轉速有一定的比例關系，即保證Mp nn /（轉速適應性系數(shù)）在 1.4 2.0 之間，如果 Mn 取得過高，會使Mp nn /的比值變小，若小于 1.4，會使直接檔的穩(wěn)定車速偏高，造成在市區(qū)內行駛、轉彎等情況下增加換擋次數(shù)。所以希望 Mn 不要太高。 24 4.3 傳動系 參數(shù) 的選擇 4.3.1最小傳動比的選擇 整車傳動系最小傳動比的選擇，可根據(jù)最高車速及其功率平衡圖來確定。 在普通的載貨汽車上，變速器的最高檔大都取 1.0，則傳動系的最小總傳動比即為

52、驅動橋的主減速比 io，若有超速檔或副變速器、分動器時，最小傳動比則為它們的速比和 i 的乘積。 4.3.2最大傳動比的選擇 最大傳動比為變速器的頭檔速比與主減速比的乘積。該速比主要是用于汽車爬坡或道路條件很差（阻力大）的情況下（此時空氣阻力可以不計）汽車仍能行駛。 此時變速器最大速比 0m a x1)s inc o s(iTrfmgiTekk 式中 最大爬坡角度， ； kr 車輪滾動半徑， m。 求出 1ki 以后，再驗算一下附著條件，牽引力不應大于附著力 gmFr iiTFktket 201m a xm a x 式中 maxtF 最大牽引力， N； F 附著力 ， N； gmF 2 2m

53、-驅動橋質量， kg； 附著系數(shù)，取 0.7。 最后驗算最低檔時的最低穩(wěn)定車速，該車速沒有規(guī)定的限值。一般情況下，載貨汽車，只要能滿足最大爬坡度的要求 (即最大動力因數(shù) )，那最低穩(wěn)定車速也能滿足。但越野車為了避免在松軟地面上行駛時，土壤受沖擊剪切破壞而損害地 25 面附著力，要求車速很低，此時的最大速比為 0m inm in1 377.0 iv rni kk 式中 minn 發(fā)動機最低穩(wěn)定轉速， r/min； 對于汽油機 minn 350 r/min 500 r/min； 對于柴油機 minn 650 r/min 850 r/min； minv 汽車最低穩(wěn)定車速， km h。 4.3.3變速

54、器檔位數(shù)的選擇 變速器檔位數(shù)的多少，要根據(jù)汽車的類型，使用條件和性能要求及最高檔和最低檔的速比范圍大小而定。 載貨 汽車的噸位越小，檔位數(shù)可取少些，隨著噸位的增大，檔位數(shù)也增多。這主要從動力性、經濟性、操縱性、結構復雜程度及需要進行選擇。 檔位數(shù)越多，發(fā)動機的功率利用率越高 (高功率區(qū)工作時間長 )，既增加了動力性，同時也增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，提高了燃油經濟性。 由于相鄰檔之間的比值不能太大 (一般不超過 1.7 1.8，太大時換檔困難，所以在最大傳動比與最小傳動比值越大，則檔位數(shù)也應增多。而檔位多的變速器即 7 個前進檔時，其變速器的結構，特別是操縱機構會很復雜，所以有的車輛就

55、采用增加前置或后置式副變速器的辦法來解決 此矛盾。如需要全輪驅動，可以增設兩檔的分動器。 本次設計貨車的變速器共五個檔前進檔，一個倒車。各檔的傳動比如下； 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 倒檔 4.76 2.808 1.54 1.00 0.756 4.99 5.總布置圖的繪制 在總成進行方案布置和設計計算的同時，要進行整車總體布置的有關計算(參數(shù)確定和性能計算 )工作，并要在整車方案布置草圖及各總成匹配布置的基礎 26 上正式繪制和布置整車總布置圖。 整車總布置圖包括側視圖、俯視圖、前視圖和必要的斷面布置圖、局部布置圖。 在繪制整車總布置圖 的過程中，要隨時配合、調整和確認其各總成的外廓尺寸、結

56、構、布置型式、連接方式、各總成之間的相互關系、操縱機構的布置要求，懸置的結構與布置要求、管線路的布置與固定、裝調的方便性等。 整車布置應從車型系列化角度出發(fā)，減少基礎布置的變動，并可變型出多種車型，以適應大量生產和用戶不同的使用要求，從而可以降低成本，提高可靠性。、 5.1 發(fā)動機及傳動系的布置 根據(jù)總布置草圖中所確定的發(fā)動機、前軸及前輪的相互位置關系、發(fā)動機總成、散熱器總成、車頭駕駛室總成的外形圖，一起在總布置圖中進行細化、準確定位，最后確定其坐標位置。 布置時要注意以下幾點： 油底殼與前軸的最小跳動距離； 油底殼與橫拉桿的間隙，除前軸垂直跳動量外，還要考慮制動時由于前簧的 S 變形而造成前

57、軸向前有一轉角 (約 3 4 )所要求的額外間隙。特別是前驅動橋的傳動軸與油底殼或附近的橫梁等零件的間隙也應如此。 散熱器與風扇的位置關系。一般風扇至散熱器芯部表面至少 留 40mm 以 上的間隙。風扇中心與散熱器芯部中心可以對 齊，或者高于芯部中心，但風扇不要超過上水室下邊，這樣的布置冷卻效果差； 曲軸中心線與車架上表面 零線，有一前高后低的夾角 (約 2 5) ，一般取 3 左右。目的是能使汽車在滿載狀態(tài)時，傳動系的軸線互相之間夾角最小，甚至從前至后成為一條直線，以提高萬向節(jié)的傳動效率和減少磨損； 滿載時傳動軸的正常夾角在 4 以下最好，希望不超過 8 。越野車的傳動夾角可達 11 多。有

58、條件時，驅動橋自身可以傾斜一個角度，以便滿足傳動軸的等角速運轉，或減小傳動軸的夾角； 單根傳動軸不易過長，必要時可加中間支承，變成兩根或 多根傳動軸傳動。 轎車傳動軸的布置，在不影響離地間隙的情況下，主要考慮車身地板的傳動 27 軸鼓包越小越好，因此傳動線可布置成中間低兩頭高的形式。 5.2 車頭、駕駛室的布置 在發(fā)動機與車架、前軸、前輪布置關系確定后，即可布置車頭、駕駛室，在總成設計階段，對其關系進行協(xié)調。因此在這僅對其相互位置關系進行最后布置上的確認和坐標、尺寸的確定。 5.3 動軸的布置 當發(fā)動機、離合器及變速器這一動力傳動總成和后驅動橋的位置確定后，則可布置萬向節(jié)與傳動軸。 下圖給出了

59、一根傳動軸兩端裝有萬向節(jié)這種最簡單的萬向節(jié)傳動的兩種布置應使萬 向節(jié)傳動兩端的夾角盡量相等，其數(shù)值在汽車滿載靜止時不應大于 4，最大應超過 7。 轎車為了盡量減小地板上的傳動軸通道凸包高度，在不低于其最小離地間隙的前提下，都盡量降低傳動軸的高度，但應使萬向節(jié)叉軸線夾角不超過允許值。圖中 (a)所示的 U 型布置方案可滿足這一要求。然而當載荷變動使后驅動橋離開設計位置時， U 型布置傳動軸的前后萬向節(jié)叉的軸線夾角的差值將增大而破壞等速條件，這也是引起傳動系振動的原因，應采取專門的措施，例如，選擇適宜的后懸架導向裝置的幾何參數(shù)，采用非對稱板簧，采用等速萬向節(jié)等。萬向節(jié)傳動軸與地板之間 的間隙可取

60、10 15mm。 圖 5.4 萬向節(jié)傳動的兩種布置方案 （ a)U 型布置； (b)Z 型布置 28 5.4 懸架的布置 以載貨車的板簧為主，介紹布置上的要求。 前板簧的布置要保證主銷后傾角的要求，同時這種前高后低的布置也有利于產生不足轉向。 板簧的支架應盡量減少懸臂的長度，以求在較小尺寸和質量的前提下，獲得較大的強度和剛度。 后板簧的布置應做到前低后高，亦可獲得不足轉向。特別是高速轎車、輕型客車及吉普車等一定要考慮。對于載貨車，可能因結構原因而造成布置上難度較大，則可較少考慮。 減振器應盡量布置成垂直狀態(tài)，以 最大限度地利用其有效行程和減少偏差。若空間不允許，也可斜置。布置時應注意下支點的離

61、地高度，后減振器的上支點不應高出車架上表面太高 (不應超過 80mm)，以免影響改裝車的裝配和布置。 注意減振器上下行程的分配，不能發(fā)生上下頂死現(xiàn)象。 前懸架采用獨立懸架時，要注意導向機構的運動對前輪定位角、輪距變化的影響及布置上的抗點頭角的作用，拆裝油底殼的方便性等。 5.5 車架總成外形及其橫梁的布置 先確定車架縱梁的斷面 (膠板 )高度，可通過有限元計算，并參考同類樣車的車架最大斷面高度，決定車架的最大斷面高度。 車架縱粱的外形， 對于一般載貨汽車來講，前后軸之間的車架縱梁的斷面高度為最大值，而在前、后軸附近及前、后端的斷面高度均可變小，大多數(shù)車的前軸和后橋中心都處在車架縱粱斷面高度變化

62、的過渡區(qū)內。 也有的載貨汽車或越野車，車架縱梁的后部斷面也取為最大值。 對產量不大的重型車，車架從前到后采用等直的斷面高度，即為落料成矩形斷面，再壓彎成“C” 型結構，這樣的縱梁制造工藝簡單、成本低，但是質量偏大，前部布置上不太理想。 車架前部的變斷面，除要保證足夠的強度和剛度外，形狀的變化及選擇，要考慮布置上的需要和沖壓的工藝性，如前簧的布置，主銷后傾角 度、前輪的跳動 29 量、發(fā)動機和散熱器等的懸置結構和處理是否理想、車頭或駕駛室懸置的布置等，最后進行綜合平衡后再確定車架前部外形尺寸和斷面高度。 車架總成外寬的確定 不同的車型、不同的廠家，所選的車架總成外寬不一樣，雖然國家制訂了車架外寬

63、的標準，但目前國內沒有達到統(tǒng)一。 對車架總成的外寬，其前、中、后部不等，主要取決于布置上的需要。前部外寬取決于發(fā)動機的外寬及懸置結構的布置、散熱器的尺寸及懸置、前輪距、前輪胎的型號及車輪最大轉角、轉向縱拉桿和減振器的布置、前懸架的結構型式和布置位置等因素。后部車架的外寬取決于后懸 架的結構、尺寸、布置及后輪胎 (特別是雙胎 )的型號、布置尺寸、整車外寬 (不允許超過 2.5m)。車架中部的外寬主要考慮國家標準的規(guī)定，及前、后部寬度的差值的大小和過渡區(qū)的工藝性等，盡量采用前、中、后部等外寬的車架，這樣工藝性比較好，質量容易保證。 轎車的車架主要是根據(jù)布置需要，多采用承載式車身，而高級的轎車還是采

64、用有車架式結構，但車架的外形都根據(jù)布置上的需要，做成前后窄而高、中間寬而低的形式，這樣可以保證整車質心低而且運行平穩(wěn)。 車架總成的橫梁布置應均勻、結構合理，在膠板上有總成固定支架的地方 (即力的作用點 )， 應布置橫梁，以便減少縱梁腹板的側彎。懸架支架、發(fā)動機懸置、油箱、電瓶、駕駛室懸置等處都應考慮布置橫梁。 5.6 轉向系的布置 轉向系統(tǒng)的布置，主要是保證駕駛員操縱輕便、舒適，并使汽車具有較高的機動性和靈敏度，轉彎時減少車輪的側滑，減輕轉向盤上的反沖力和有自動回正作用。 轉向系布置的關鍵要保證轉向傳動裝置及拉桿系統(tǒng)有足夠的剛度和較小的傳動比變化量。 轉向機及轉向柱的固定要牢靠，角度及轉向盤的

65、高度位置應保證駕駛員操作靈便，手臂沒有被架高的感覺，抬腿蹬踏板時不碰轉向盤。 拉桿必須有足夠的剛度，特別是彎拉桿，要保證 沒有彈性變形。在前輪左右最大轉角區(qū)間內，各節(jié)點不能出現(xiàn)發(fā)卡，磨擦現(xiàn)象，拉桿之間不能出現(xiàn)死角，在 30 轉向過程當中傳動比的變化應盡量小。 在系列車型設計當中，由于軸距的變化會影響梯形底角的變化，在實際生產中，這種細小的變動很難處理，管理上容易出現(xiàn)誤裝或錯裝，生產也不好安排，為此就應在設計時回避這一誤區(qū)。轉向梯形的確定，以系列車型中，產量最大的、或軸距居中的車型、亦可兩者兼顧后決定以某一車型為基礎設計其轉向梯形，其它車型直接乘用，這樣便于組織生產和發(fā)展變型車；對使用影響也不大

66、。 在縱置板簧的布置中，轉向垂臂的球頭中心 應與板簧的跳動中心重合或接近，上節(jié)臂的球頭中心應與主片的高度相差，這樣可以減少車輪跳動時的干涉量，緊急制動時的干涉跑偏問題。 轉向盤的高度、轉向柱的角度固定方式等可與車身總布置共同商定，亦可在1： 1 的內模型內確定，并與腳踏板和坐椅一同考慮。 5.7 制動系統(tǒng)的布置 國家標準中規(guī)定：汽車上應配有行車制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)、應急制動功能，三者可以獨立、亦可互相聯(lián)系，當某二者失靈 (踏板或制動閥除外 )，另一系統(tǒng)仍具有應急的制動功能。應急制動的操作必須方便可靠，它可與行車制動或駐車制動的操縱機構結合，但三者不能合在一起 。對于駐車制動，要求它必須通過機

67、械裝置把工作部件 (制動器 )鎖止，解除也應方便可靠。 行車制動必須采用雙回路或多回路系統(tǒng)，當部分管路失效后，其余部分仍有至少 30的制動效能。 總質量大于 12t 的長途客車、旅游客車和總質量大于 16t 并帶 10t 掛車的列車必須裝 ABS，所以配合好制動系統(tǒng)的布置和設計是非常重要。 整車設計人員要與總成設計人員共同商定，選擇行車和駐車制動器的方案、制動操縱方式及驅動機構的型式、結構和布置。 一般輕、轎車上均采用液壓制動系統(tǒng)。中、重型車上采用氣壓制動系統(tǒng)。兩種不同的驅動機構要求制動器的布 置、整車制動系統(tǒng)的配置、操縱機構的型式和結構等也各不相同，所以對制動系統(tǒng)的方案選擇和進行合理的布置是

68、非常關鍵的。 31 5.8 進、排氣系統(tǒng)的布置 進氣與排氣系統(tǒng)方案的選擇及布置的合理性，對整車的性能、可靠性、排放和振動噪聲等有影響。 空氣濾清器及進氣管路是保證發(fā)動機得到充足和清潔空氣的通道，所以吸氣口要放在空氣暢通、清潔、灰塵少的部位，管道長度應盡量短，以便減少阻力?？諝鉃V清器的容量要足夠，特別在風沙、灰土大的地區(qū)，要加大空氣濾清器的容量，以增加濾清效果，減少發(fā)動機的磨損和保證其正常地工作。 一般長頭車的空氣濾清 器放在發(fā)動機罩內，但平頭車或重型車的空氣濾清器(空氣濾清器較大 )都放在車身 (頭 )的外面，有的從駕駛室背后豎起一個煙囪式的通氣管道，吸氣口在上端朝下或朝外。有的平頭車的進氣管

69、道放在了乘客側的車門和風窗玻璃的交接縫處，雖然不美觀，但對性能有益。 對于長頭重型車，由于空濾器較大，也可放在車頭側面。 排氣系的布置要保證發(fā)動機排氣暢通，阻力小 (排氣制動系統(tǒng)除外 )，同時要盡量減少噪聲和振動，排氣口要朝左或右，不許朝向人行道。 排氣管道的布置與油箱的距離應大于 300mm，若布置不開時，中間可加隔熱板。 排氣管道的任何部位 (除排氣尾管的排氣口外 )都不允許發(fā)生漏氣現(xiàn)象，以防止產生振動的噪聲。 消聲器進氣管應盡量與動力總成固定在一起，以減少振動干涉。排氣系統(tǒng)在整車 (車架 )上要用軟墊進行支承和固定，以減少管道各接口處的振動和干涉。 在布置消聲器時，注意離地間隙大小，特別

70、是轎車更應選擇合適的方案，不應影響通過性。 5.9 操縱系統(tǒng)的布置 轉向盤和轉向柱的布置前面已經論述，這里僅對踏板 (離合器、制動、油門 )裝置、變速操縱，駐車制動裝置等進行論述。 所有踏板和操縱手柄位置都應按人體工程學的要求進行布置，可以在 1:1的內模型中進行布置。 32 要 求所有的操縱機構都要有足夠的剛度，運動件的連接處配合間隙要合理，盡量減小自由間隙，運動件不能出現(xiàn)發(fā)卡和干涉現(xiàn)象，確保操縱動作的靈活與準確。特別是變速操縱機構，使用頻繁、要求輕便、自由間隙小、不僅要求操縱機構本身剛度好，而且要求用來固定操縱機構的基體件的剛度也要好，這樣才能保證在換檔操作過程中靈活、準確、手感強。 5.

71、10 車箱的布置 根據(jù)車型所確定的載重量、用戶對車箱長度的要求、整車的外廓尺寸、車箱底板是否允許有車輪鼓包、貨物的情況等，合理地選擇車箱的內部尺寸，但必須要保證符合公司內部所確定的車箱內部尺寸系列 ，不應隨意變動，這樣可以便于組織生產和變型，有利于系列化和通用化。 車箱前板及保險架離駕駛室后圍或相關部件的間隙應不小于 40mm。 保險架的高度應超出駕駛室頂部 70mm lOOmm。 車箱縱、橫梁布置要合理，保證自身有足夠的強度和剛度，使車箱底板在長期承載使用狀態(tài)下，不會產生永久變形。 車箱縱梁的后端允許超出車架尾端不大于 200mm，以便減輕車架的質量。 6. 運動校核 6.1 轉向輪跳動圖

72、目前，國內的載貨汽車大多數(shù)采用非獨立懸架的結構，應對其進行運動校核。采用非獨立懸架的前橋 (軸 )相對于車架、車身上下 跳動，其跳動受懸架和縱拉桿的限制。而且在車橋 (軸 )和車架之間均裝有緩沖塊，對車橋 (軸 )的跳動進行限制。在進行運動校核時，首先要確定前橋的跳動極限位置，一側車輪在平地上或過坑而暫時懸空，而另一側車輪遇到路面凸起，使前軸傾斜。但是在具體作法上，目前不統(tǒng) 。有的以一側車輪上跳到鋼板彈簧蓋板與車架下翼面接觸 (即鐵碰鐵 )時的位置作為最高位置。此時假設緩沖塊已丟失；有的假定橡膠緩沖塊被壓縮31 33 或21為車輪上跳的最高位置。上述第一種情況最 保險，但要求較大的運動空間，這

73、種畫法比較適合于使用條件很差的軍用越野車。第二種情況要求的運動空間比較合理。這種畫法在國內比較常用，按此種方法校核的運動空間仍然過大。這是由于所假定的緩沖塊壓緊量與實際行駛中可能達到的最大壓縮量有誤差。另外，當汽車一側車輪低速越過較大的凸起時，車架前部有可能發(fā)生扭轉變形。此時輪罩也會隨之上移而產生退讓作用。所以，最好是根據(jù)同類型汽車在坑洼不平的壞路上實測的車輪相對車架向上和向下跳動的最大跳動量來確定前軸相對于車架的最大傾斜角。在缺乏試驗數(shù)據(jù)的情況可以采用上述的第二種方法。 當前 軸的最大傾斜角 (最大斜跳位置 )確定后，就可以作一下前輪跳動圖。通過跳動圖可以校核輪胎與翼子板的關系、對新開發(fā)的車

74、型設計翼子板，可以對轉向輪與縱拉桿進行校核；另外還可以校核前輪的減振器是否滿足車輪上下跳動的要求，并對前軸 (橋 )、橫拉桿和油底殼的關系進行校核。 平頭駕駛室結構的車型，發(fā)動機的油底殼一般布置在前軸上方，前軸、橫拉桿和油底殼也有相對運動。一般情況下，非獨立懸架的輕型車前橋的動行程，即前橋滿載位置到緩沖塊壓縮21時為 80 左右，那么靜止?jié)M載時前軸、橫拉桿和油底殼 的間隙應不小于 90。 按下列方法步驟繪制前輪跳動圖 : 畫出汽車滿載靜止時車架、前軸鋼板彈簧、輪胎等有關部件的三個視圖； 根據(jù)車輪內外最大轉角，作出滿載狀態(tài)的外輪廓線，然后投影到側視圖上； 確定前軸斜跳的回轉中心為 1O 點，該點

75、是處在左、右鋼板彈簧主體厚度中點的聯(lián)線上，且與汽車對稱中點線偏離一個距離 (偏向壓得較緊的彈簧一側 )。根據(jù)第一汽車集團公司 CAl0B 汽車試驗結果，偏距為前鋼板彈簧中心距的 15。然而其比例關系不一定適合每個車型，在缺乏試驗數(shù)據(jù)的情況下，可近似 地把汽車對稱中心和板簧主片厚度中心聯(lián)線的交點作為跳動中心。以 1O 為圓心，以 1O點到前軸中心線的垂直距離為半徑畫個圓弧，按確定的前軸對車架的側角 1 做一直線 (D 線 )與該圓弧相切。則此切線為斜跳后的前軸中心線。在這條線上的上面畫出上跳后輪胎形狀，并將外輪廓線投影到其余視圖上。 選取不同斷面，用上述方法作圖，就可以得到較完整的車輪跳動圖。有

76、了跳 34 動圖，就可以判斷轉向輪與相鄰的零部件是否會發(fā)生 干涉，從而更好地確定它們的位置和形狀。另外還要考慮必要的間隙 (如胎面需裝防滑鏈等 )。 獨立懸架轉向輪的上跳的最高位置可按一側車輪上跳壓縮緩沖塊到32的位置。目前，國外一些汽車廠家在大量試驗的基礎上，提出了一種較為合理的更接近實際使用工況的校核方法。如德國大眾汽車公司的校核方法規(guī)定車輪的轉角不同，其跳動高度也不同。汽車直線行駛時由于車速較高，路面對車輪的沖擊力也較大，規(guī)定此時跳動高度也最大。當汽車轉彎行駛時，由于車速較低，路面對車輪的沖擊力也較小，規(guī)定此時的跳動高度小 一些。到極限轉角時，跳動高度為最小。 采用作圖的方法進行校核。為

77、了簡化作圖時不考慮主銷內傾和后傾，即假定主銷垂直于地面。作圖時首先畫出俯視圖 ,即畫出轉向輪繞主銷中心 O 點向左和向右轉的極限位置。分別在不同的截面畫出車輪的外包絡線，然后使車輪上跳，即可得到車輪既轉又跳的外包絡線。因此可近似認為車輪上跳為一種平動。這種方法較簡單，但不準確。我們可以借助于計算機等先進的手段，建立輪胎的函數(shù)關系，輪胎跳動高度與轉角的關系及輪胎的參數(shù)方程。編寫程序即可以得到輪胎又跳動、又轉動的外包絡線。 6.2 傳動軸跳動圖 目的： (1)確定傳動軸上下跳動的極限位置及最大擺角； (2)確定空載時萬向節(jié)傳動的夾角； (3)確定傳動軸長度的變化量 (伸縮量 )，設計時應保證傳動軸

78、長度最大時花鍵與軸不致脫開，而在長度小時不致頂死； (4)校核后輪和車箱橫梁和車箱地板的間隙。 35 圖 6.2 汽車傳動軸跳動圖 6.3 轉向拉桿與懸架導向機構運動協(xié)調 目的：檢查轉向拉桿與懸架導向機構的運動是否協(xié)調，以及校核轉向傳動的零件在轉向和懸架變形時是否會與其它零件相碰。 前懸架采用鋼板 彈簧的情況下，當前輪相對車身上、下振動時，轉向節(jié)臂與縱拉桿相連的鉸接點 (球銷中心 1A )一方面要隨著前輪沿著彈簧主片所決定的軌跡運動，同時又要繞著縱拉桿另一端擺動。如果這兩運動軌跡偏差較大，則會引起前輪擺振和反向沖擊。因此，要求轉向搖臂下端的 1B ，點盡量與轉向節(jié)臂的球銷中心 1A 的擺動中心

79、點 2O 接近， 2O 點位置取決于彈簧主片中點 C 的擺動中心1O 。根據(jù)試驗研究， C 點的軌跡近似于一段弧，其圓心的位置與彈簧固定端的卷耳中心相距 )2(1 21 LL 在高度上相距 e/2，取圖上 1O 點 (L1 和 L2 為鋼板彈簧前半段后半段的有效長度， e 為卷耳內孔半徑 )，由于 C 點與 1A 點在空間作同一運動，其聯(lián)線 CA 作平移運動，故找到了 C 點的擺動中心 1O 后，即可按平行四邊形機構原理，作平行四邊形 1O C 1A 2O 找出 2O 找出 2O 點，由于 2O 點是在彈簧固定端一側，故現(xiàn)在國內所有廠家生產的輕型車 (干頭 )的轉向機構都布置在彈簧固定端附近。

80、 36 圖 6.3 懸架與轉向的運動校核圖 懸架與轉向的運動校核步驟 以轉向節(jié)臂球銷中心 1A 的擺動中心 2O 為中心，以 2O 1A 為半徑畫出圓弧 JJ ，再以轉向器搖臂下端 1B 為圓心， 1B 1A 為半徑作圓弧 KK 。過 A 點作主片卷耳聯(lián)線的垂直線 NN ，并以 1A 點向上截取距離為動撓度 df 的點，向下截以距離為靜撓度 cf 的點，通過這兩點作垂直于 NN 的直線與兩個運動軌跡分別交于 GH 和 HG 四點， GH 和 HG 為鋼板彈簧與轉向縱拉桿運動不協(xié)調所造成的軌跡偏差， GH 和 HG 應盡量小一些，尤其在常遇到的跳動范圍內應保證輪胎的彈性范圍以內，如果偏差較大則應

81、對轉向器的位置，轉向搖臂長度作適當修改，轉向垂臂下端的 1B 應盡量布置在 1A 的運動中心 2O 的附 近。 當前輪采用獨立懸架時，校核方法判斷不同，此時應根據(jù)前懸架導向機構的結構 37 特點，找出轉向節(jié)臂鉸接點的運動軌跡的瞬心，看它是否與分段式轉向橫拉桿的鉸接點 (斷開點 )相重合，則懸架的變形不會引起前輪轉向。 38 7.結 論 本次畢業(yè) 設 計 已 經 接 近 尾 聲 了 ， 在 這 次 設 計 我 感 到 自 己 在 各 種 技 能 和 知 識層 面 上 有很多不足的地方，同時自己也學習到很多新的知識。這次畢業(yè)設計將我們四年來學習到的知識綜合的應用起來，同時我學習了新的知識，如 CA

82、D 制圖、 CATIA等三維軟件，這是以前很 少接觸和使用的實用知識，在這次畢業(yè)設計中我從學習到應用，雖然中間的過程是辛苦的但是收獲的喜悅是無法用言語所能表達的，總的來說這次畢業(yè)設計讓我收獲頗豐，使我為即將到來的工作和將來的學習打下了堅實的基礎。 39 8.致謝 將 近 4 個月的畢業(yè)讓我成長了很多，在這次畢業(yè)設計中我遇到了很多的困難，是在指導老師 田 老師的幫助下我一步步的完成這次畢業(yè)設計的，記得在我開始制圖是曾遇到過這樣一個難題，我對自己要完成的圖紙很茫然不知道該如何下手去完成這分圖紙，這時候田老師幫我分析設計的步驟 ，一 步 步 引 導 我 走 向 設 計 的 正 確 思路 ， 讓 我度

83、過了這個難關 。 在 整個設計過程中 ， 指導老師認真負責的對我門的問題進行解答，即使問問題的不是本組學生老師們也會認真的 進行指導和幫助。 正是在老師們的指導下我完成了本次畢業(yè)設計。在這個過程中我學到很多新的知識，其中也發(fā)現(xiàn)并改進很多不足的地方?，F(xiàn)在我自身還有很多不足的地方，希望老師多多指導我讓我在學習和工作中能更進一步。 40 9.參考文獻 1 顧柏良 汽車工程手冊（第 2 版） . 北京 : 北京理工大學出版社 , 2003. 2 余志生 汽車理論（第 3 版） .北京：機械工業(yè)出版社， 2000. 3 張洪欣 汽車設計（第 2 版） .北京：機械工業(yè)出版社， 1999. 4 王望予 汽

84、車設計（第 4 版） .北京：機械工業(yè)出版社， 2004. 5 陳家瑞 汽車構造（第 4 版） .北京：人民交通出版社， 1993. 6 黃天澤 黃金陵 汽車車身結構與設計 .長春：機械工業(yè)出版社， 1997. 7 吉林工大汽車教研室 車身結構與設計 .長春：吉林工業(yè)大學， 1976. 8 機械工業(yè)手冊編輯委員會 機械工程手冊 .北京：機械工業(yè)出版社， 1980. 9 M.MitschkeDynamik der Kraftfahrzeuge. Speinger-Verlag,1972. 10 Jan PNorbye. Car Design(Structure and Architecture).USA:Tab books Inc,1984