HG7164乘用車總體設計,hg7164,乘用車,總體,整體,設計 機電工程學院 畢業(yè)設計方案 論證報告 設計題目: HG7164乘用車總體設計 學生姓名： 盧雨晨 學 號： 201046880324 專業(yè)班級： 車輛工程1002 指導教師： 賈振華 2014年 3月 17日 1 目 次 1 乘用車的發(fā)展狀況與展望…………………………………………………… 2 2 汽車形式的選擇……………………………………………………………… 2 2.1汽車軸數的選擇………………………………………………………… 2 2.2汽車驅動形式的選擇…………………………………………………… 2 2.3汽車布置形式的選擇…………………………………………………… 3 3 汽車主要參數的初步選定…………………………………………………… 3 3.1汽車主要尺寸的選定…………………………………………………… 3 3.2汽車質量參數的選定…………………………………………………… 4 3.3汽車性能參數的選定…………………………………………………… 4 4 發(fā)動機的選擇……………………………………………………………………6 4.1發(fā)動機形式與型號的選擇……………………………………………… 6 4.2發(fā)動機主要性能參數的選擇…………………………………………… 7 5輪胎的選擇……………………………………………………………………… 7 論證結果…………………………………………………………………………… 7 參考文獻…………………………………………………………………………… 8 1乘用車的發(fā)展狀況與展望 乘用車是在其設計和技術特性上主要用于載運乘客及其隨身行李和/或臨時物品的汽車，包括駕駛員座位在內最多不超過9個座位。乘用車下細分為基本型乘用車（轎車）、多用途車（MPV）、運動型多用途車（SUV）、專用乘用車和交叉型乘用車。 根據過去一年的銷售情況來看，乘用車的總體產銷都在平穩(wěn)快速增長，并保持兩位數的增速。四大類品種環(huán)比均呈一定增長，而多用車的產銷則有一定的下降。今年，我國汽車行業(yè)和重點汽車企業(yè)將力求主要經濟效益指標達標，工業(yè)產值繼續(xù)穩(wěn)中求增。但值得注意的是，受到市場競爭加劇、產品競爭力較弱等因素的影響，自主品牌汽車銷量的增速低于乘用車總體銷售的增速，我國自主品牌汽車的發(fā)展依舊十分嚴峻。 影響2014年汽車銷量的有利因素可歸納為以下幾點：宏觀經濟總體穩(wěn)定；消費者信心增強；汽車消費剛性需求依舊存在；新型城鎮(zhèn)化的推進和消費升級促進催生新的購車需求需求。而市場不利的因素有：世界總體經濟復蘇緩慢的影響；環(huán)境、能源、交通等問題的影響；國際市場不穩(wěn)定對中國品牌出口的影響。可以看出，我國汽車乘用車的發(fā)展將會在困難中尋求發(fā)展，在逆境中求生存。 而國外乘用車的制造企業(yè)則將未來的發(fā)展目標定在了新能源汽車和混合動力汽車身上。由于地球石油資源的日益衰減，各大汽車巨頭紛紛考慮采用新能源發(fā)動機取代現有的燃油發(fā)動機，以應對未來“無油”的時代，各大公司及國外多家咨詢公司一致預測：未來5年將迎來一次世界范圍內的新動力汽車研發(fā)與產業(yè)化高潮，新動力汽車將成為繼蒸汽機和內燃機之后的第3次汽車革命。 綜上所述，乘用車的發(fā)展依舊展現出很強的生命力，但面臨著動力代換的問題，產業(yè)結構必須向新能源動力轉換，發(fā)展的形式嚴峻但仍充滿活力。 2汽車的總體布置方案 2.1汽車軸數的選擇 汽車的軸數視每輛車具體的情況而定，而汽車的總質量、道路對軸載的限制、輪胎的承受能力和汽車結構是影響汽車軸數的主要原因。乘用車一般采用兩軸方案，一方面這樣的選擇使得汽車的總體結構十分簡單，便于生產與安裝，一方面降低了整車成本，使得產品的價格競爭力得到了提升。本次設計的HG7164汽車為轎車，故采用兩軸的方案。 2.2汽車驅動形式的選擇 汽車驅動形式是指發(fā)動機的布置以及驅動輪的數量和位置。對于一般乘用車來講，有4X2、4X4兩大類，其中，前一位數字代表了汽車車輪總數，后一位代表了驅動輪數。本次設計，從制造成本和設計結構簡繁的角度出發(fā)，決定用4X2的驅動形式以滿足最基本的載送人員和貨物的要求，這樣的布置方式機動性好，成本低，是一種典型的、成熟的方式。 2.3汽車布置形式的選擇 汽車的布置形式主要是指發(fā)動機的布置位置，即發(fā)動機與車身的相互關系。乘用車的布置形式主要有發(fā)動機前置前輪驅動（FF）、發(fā)動機前置后輪驅動（FR）、發(fā)動機后置后輪驅動（RR）三種方式，少數乘用車采用發(fā)動機前置全輪驅動，三種布置形式各有各的特點，但從市場需求的角度和設計成本的角度出發(fā)，本次乘用車HG7164汽車決定采用發(fā)動機前置前輪驅動的布置形式。 3汽車主要參數的初步選定 3.1汽車主要尺寸的選定 3.1.1外廓尺寸 汽車的外廓尺寸指汽車的長、寬、高。乘用車的總長=軸距L+前懸LF+后懸LR，它與軸距L有下述關系：La=LC。式中，C為比例系數，發(fā)動機前置前輪驅動汽車的C值為O.62～O.66。轎車總寬與車輛總長之間有下述近似關系：Ba=La3+（195?60）mm。轎車的總高與軸間底部離地高度、地板及下部零件高、室內高和車頂造型高度等有關。參考國家對車輛外廓尺寸的相關規(guī)定，本設計車輛的外廓尺寸在規(guī)定范圍內定取。綜上，初選外廓尺寸分別為：總長La為4515mm，總寬Ba為1725mm，總高Ha為1445mm。 3.1.2軸距 軸距，就是通過車輛同一側相鄰兩車輪的中點，并垂直于車輛縱向對稱平面的二垂線之間的距離。軸距決定了汽車的重心以及車的內部使用空間，因此，汽車的軸距是一項非常重要的參數，本設計汽車軸距決定采用2600mm。 表1 3.1.3輪距和后輪距 汽車輪距的大小會直接影響汽車的總體寬度，受汽車外廓尺寸的限制，輪距不宜過大，對于發(fā)動機前置的車輛而言，在選定的輪距范圍內應能布置下發(fā)動機、前懸架等重要部件，同時應使前輪有足夠的空間轉向。輪距的選取還要考慮到車架與車梁、懸架、輪胎寬度以及他們之間的間隙等因素。該設計車輛決定采用：前輪距1475mm，后輪距1476mm。 3.1.4前懸和后懸 長的汽車前懸有利于在汽車正面碰撞后對駕駛員起到很好的緩沖沖擊的作用，但長前懸同時減小了汽車的接近角，通過性隨之降低，還會導致惡化駕駛員視野。后懸長會減小汽車的離去角，降低通過性，但過短的后懸又會使汽車后備箱的尺寸變小，減小了汽車攜帶貨物的能力。本次設計前懸后懸初選為LF為905mm，LR為1010mm。 3.2汽車質量參數的選定 3.2.1整車整備質量m0 整車整備質量為車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料和水，但沒有裝貨和載人是的整車質量。整車整備質量對汽車的制造成本和燃油經濟性有重要影響。設計參數給定m0為1250kg。 3.2.2汽車的載質量 汽車的裝載質量為在硬質良好路面上行駛時所允許的額定載質量。本車設計對象為排量為1.6L的緊湊型乘用車，共設計五個座位。 3.2.3汽車總質量ma 汽車總質量是指汽車加上所有載重的情況下的總質量。本車總質量為1630kg。 3.2.4軸荷分配 根據所查閱文獻，對于發(fā)動機前置前輪驅動的乘用汽車，滿載時，前軸47%～60%，后軸40%～53%；空載時，前軸56%～66%,后軸34%～44%。 表2 3.3汽車性能參數的選定 3.3.1動力性參數 ⑴最高車速Vamax 乘用車的最高車速隨著道路條件的改善和高速公路的普及在不斷提升，但出于安全因素，一般要求最高車速也不宜過高，對于排量為1.6L的乘用車而言，最高車速一般在150～210km/h，本設計初步選定最高車速Vamax=180km/h。 ⑵加速時間t 汽車的加速時間分為原地起步加速時間和超車加速時間,通常,我們用原地起步加速時間來評價汽車的加速能力。原地起步加速時間指汽車由1檔或2檔起步，并以最大的加速強度（包括選擇恰當的換檔時機）逐步換至最高檔后到某一預訂的距離或車速所需的時間。發(fā)動機排量為1.6L的乘用車，此值一般在12~25s，根據相關資料，初定參數值為13s。 ⑶爬坡能力 汽車的上坡能力是用滿載（或某一載質量）時汽車在良好路面上的最大爬坡度imax 表示的。對于經常在城市和良好公路上行駛的汽車，最大爬坡度在10°左右即可。對于載貨汽車，有時需要在壞路上行駛，最大爬坡度應在30%即16.5°左右。而越野汽車要在無路地帶行駛，最大爬坡度應達30°以上。本設計的汽車，最大爬坡度要求為30%，即16.7°。 ⑷汽車的比功率和比轉矩 比功率是汽車所裝發(fā)動機的標定最大功率與汽車最大總質量之比。它可以綜合反映汽車的動力性。比轉矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩與汽車總質量之比。它能反映汽車的牽引能力。參考表3，排量為1.6L的乘用車，比功率Pb可取35～65（kW/t），比轉矩Tb可取80～110（Nm/t）。本次設計中由已知原始參數可計算出比功率Pb為47.9kW/t，比轉矩Tb為89.6Nm/t。 表3 3.3.2汽車的燃油經濟性參數 ⑴百公里燃油消耗量 汽車在良好的水平路面上以直接擋滿載等速行駛100㎞時的燃油消耗量Q(L/100㎞)，稱為汽車的“百公里最低燃油消耗量”。它是汽車的燃油經濟性常用的評價指標。參照有關車型設計百公里燃油消耗量為10.0—16.0L(100Km·t)之間，初定百公里燃油消耗為14L。 表4 ⑵最小轉彎直徑 轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪轍中心在支撐平面上的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉彎直徑Dmin 。Dmin 用來描述汽車轉向機動性，是汽車轉向能力和轉向性能的一項重要指標。參考表5，最小轉彎直徑取10.4m。 表5 3.3.3通過性幾何參數 總體設計要確定的通過性幾何參數有：最小離地間隙hmin，接近角γ1，離去角γ2，縱向通過半徑ρ1等。對于本次設計的4x2乘用車，根據表6可分別取得：hmin=200mm，γ1=25°，γ2=20°，ρ1=6m。 表6 4發(fā)動機的選擇 4.1發(fā)動機形式與型號的選擇 就目前整個汽車市場而言，絕大部分的汽車均采用往復活塞式內燃機，其分為柴油機和汽油機兩大類。從市場現有發(fā)動機可挑選性、質量、成本、震動、噪聲和可互換性等角度考慮，本設計汽車采用直列往復活塞式汽油發(fā)動機。 經過準確的計算和反復的比較，本次設計車輛決定選用F16D3型發(fā)動機，其相關性能參數如下表所示： 發(fā)動機型號 F16D3 氣缸排列型式 L型 進氣類型 自然吸氣 型式 MT/AT 排氣量（ml） 1598 壓縮比 9.5 供油方式 多點電噴 氣門結構 雙頂置凸輪（DOHC） 最大功率（kW/rpm） 78/6000 最大扭矩（N·m/rpm） 146/3600 排放法規(guī) 國四 缸蓋材料 鋁合金 缸體材料 鑄鐵 燃料類型 汽油 表7 4.2發(fā)動機主要性能參數的選擇 發(fā)動機最大功率可由汽車的最高車速來確定： Pemax=1ηT（magf3600uamax+CDA76140uamx3） 將相關參數帶入式中，計算得： Pemax=10.91630×9.8×0.02953600×180+0.3×1.6676140×1803=68.56kW 由該式計算出的功率為發(fā)動機的凈功率，即有效功率，而發(fā)動機最大額定功率通常比有效功率高12%~20%，所以可選擇的發(fā)動機最大額定功率區(qū)間值為76.79～82.28kW。轎車發(fā)動機最大功率的相應轉速np一般比較大，多在4000以上，參考其他同級車輛，本車擬定np=6000。 發(fā)動機最大轉矩由下式確定： Temax=KMTP=9549KMPemaxnp 將上述參數帶入式中，可得： Temax=9549×1.15×（76.79～82.28）6000=（140.54～150.59）N·m np和nT之間要求滿足關系式： npnT=1.4~2.0 由此，nT可得取值區(qū)間為3000～4285r/min，本設計取3600。 5輪胎的選擇 輪胎是汽車上最重要的組成部件之一，它的作用主要有：支持車輛的全部重量，承受汽車的負荷；傳送牽引和制動的扭力，保證車輪與路面的附著力；減輕和吸收汽車在行駛時的震動和沖擊力，防止汽車零部件受到劇烈震動和早期損壞，適應車輛的高速性能并降低行駛時的噪音，保證行駛的安全性、操縱穩(wěn)定性、舒適性和節(jié)能經濟性。本設計選用倍耐力CINTURATO P1（185/65 R14）型輪胎 論證結果 本次設計的汽車——HG7164汽車軸數采用兩軸，驅動形式選定4X2，布置方式采用發(fā)動機前置前輪驅動?？傞LLa為4515mm，總寬1725mm，總高1445mm，軸距2600mm，前輪距1475mm，后輪距1476mm，前懸905mm，后懸1010mm。整車整備質量為1250kg，總質量為1630kg。百公里油耗初定為7.7L，設計最高時速180Km/h，汽車原地起步加速時間為13s，設計最大爬坡度為30%，即16.7°。 參考文獻 [1] 劉惟信. 汽車設計[M]. 第1版. 北京：清華大學出版社，2001.7 [2] 林寧. 汽車設計[M]. 第1版. 北京：機械工業(yè)出版社，1999.8 [3] 王望予. 汽車設計[M]. 第4版. 北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 [4] 陳家瑞. 汽車構造（上冊）[M]. 第2版. 北京：機械工業(yè)出版社，2005.1 [5] 陳家瑞. 汽車構造（下冊）[M]. 第2版. 北京：機械工業(yè)出版社，2005.1 [6] 《汽車工程手冊》編輯委員會. 汽車工程手冊. 基礎篇[M]. 北京：人民交通出版社，2001.6 [7] 李林，劉惟信. 汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計[J].清華大學學報,2000.5 [8] 余志生. 汽車理論.第4版. 北京：機械工業(yè)出版社，2008.4 [9] 廖林清,曹建國.汽車離合器膜片彈簧的三次設計[J].2001.2 [10] 吳宗澤，羅圣國主編《機械設計手冊》第3版.北京：高等教育出版社，2009.5 [11] 隗金文,王慧.液壓傳動[M].沈陽：東北大學出版社，2001.12 [12] 陳賢康.液壓傳動基礎[M].北京：中國農業(yè)機械出版社，1984.12 [13] 管欣,宗長富,王化吉.汽車底盤動力學性能主觀評價研究現狀與展望[J].汽車工程學報，2011.04 [14] 北京人民交通出版社，張則曹. 汽車構造圖冊（底盤）[M].1998 [15] 周一鳴,毛恩榮.車輛人機工程學. 北京：北京理工大學出社,1999.12 [16] 《汽車工程手冊》編輯委員會. 汽車工程手冊. 制造篇[M]. 北京：人民交通出版社，2001.6