GD1031輕型貨車設計—總體設計,gd1031,輕型,貨車,設計,總體,整體 汽車總體設計 1. 概述 汽車性能的優(yōu)劣不僅取決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： ① 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； 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。 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) 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。 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，燃用其它燃料或其它種類的發(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。 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。所以汽車廠家多年來一直都采用這種辦法變型出更多品種的汽車。 6×2式結構可以由單前軸、單后驅動橋和后支承軸組成，也可由雙前軸和單后驅動橋組成，這主要取決于布置需求和軸荷分配。但應盡量不采用雙前軸式結構，因為這樣會使前轉向系統(tǒng)復雜，轉向沉重或增加轉向助力系統(tǒng)，增加成本和影響操作。 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。 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，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—20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。 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。 整車總布置應提供以下參數(shù)，為總成開發(fā)提供原始數(shù)據(jù)。 (1)整車的外廓尺寸； (2)軸距和前、后輪距； (3)前懸和后懸長度； (4)車頭、駕駛室和發(fā)動機、前輪的布置關系； (5)輪胎型號、靜力半徑和滾動半徑、負載能力； (6)車箱內長及外廓尺寸； (7)發(fā)動機的功率、扭矩及相應轉速； (8)變速器頭檔速比(2種)和檔位數(shù)； (9)后橋總速比(可有幾種)； (10)最高車速； (11)最大爬坡度； (12)整備質量及載質量； (13)轉向盤直徑，車輪轉角及最小轉彎直徑 (14)前輪接地點至前簧座的距離； (15)前簧中心距； (16)后簧中心距； (17)車架前部和后部外寬； (18)車架縱梁外形尺寸及橫梁位置； (19)前簧作用長度； (20)后簧作用長度； (21)前簧非懸架質量； (22)后簧非懸架質量； (23)后輪轂及制動器總成質量。 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)。 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: 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，或參考同類型、同裝載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。 三軸汽車的中后軸之間的軸距，多取為輪胎直徑的1.1～1.25倍。 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，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(jīng)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。 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設計提供依據(jù)。 各總成質量，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 (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；和滿載狀態(tài)下的離地高度。 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(自重) 按下式計算： ＝ 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)； ——整車裝備質量，kg。 空車后軸荷按下式計算： ＝ 式中 L——軸距，mm； ——空車后軸荷，kg。 空車前軸荷Mci按下式計算： 式中 Mcf——空車前軸荷，kg。 空車質心高度——mgo按下式計算： 式中 ——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)按下式計算： 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)。 滿載后軸荷按下式計算： 式中 ——滿載后軸荷，kg。 滿載前軸荷按下式計算 ＝ 式中 ——滿載前軸荷，kg 滿載質心高度按下式計算： 式中 ——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作為非懸架質量)；螺旋彈簧取其質量的作為非懸架質量；吊掛式鋼板彈簧取其質量的作為非懸架質量；平衡懸架鋼板彈簧取其質量的作為非懸架質量。 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)ηm0是汽車的裝載量mG與整備質量m0之比，即 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 ηm0 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 礦用自卸車 裝載量 MG<45t 1.1～1.5 MG>45t 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4×2平頭貨車，空載時后軸負荷應不小于41％，以免引起側滑。 在確定軸荷分配時,還要充分考慮汽車的結構特點及性能要求。例如：重型礦用自卸汽車的軸距短、質心高，制動或下坡時質量轉移會使前軸負荷過大，故在設計時可將其前軸負荷適當減小，使后軸負荷適當加大。為了提高越野汽車在松軟路面和無路地區(qū)的通過性，其前軸負荷應適當減小以減小前輪的滾動阻力。 軸荷分配對前后輪胎的磨損有直接影響。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： 式中 ，—分別為汽車質心離前、后軸的距離。和取決于軸荷分配， ，； —兩個前輪的輪胎側偏剛度之和，N/rad； —后輪的輪胎側偏剛度之和，N/rad； —汽車全部輪胎的總側偏剛度之和，N/rad； 當s<0時，亦即當L1Ca1－L2Ca2<0時，汽車質心位于中性轉向點之前，汽車具有不足轉向特性，汽車靜態(tài)的方向穩(wěn)定性較好。反之，當s>0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－L2Ca2<0 汽車動態(tài)方向穩(wěn)定性的條件是 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。 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(jīng)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?？蛙嚨腄0max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 Ⅰ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，DImax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60％～75％，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、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。 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4kW／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"20—Va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。 3.3.2燃料經(jīng)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(jīng)濟性常用的評價指標。它也是滿載的汽車在良好的硬路面上用直接檔以經(jīng)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(jīng)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 <4 3.0～4.0 2.0～2.8 4～6 2.8～3.2 1.9～2.1 6～12 2.68～2.82 1.55～1.86 >12 2.50～2.60 1.43～1.53 3.3.3機動性參數(shù) 汽車的最小轉彎直徑是汽車機動性的主要參數(shù)。最小轉彎直徑是指當轉向盤轉至極限位置時由轉向中心至前外輪接地中心的距離，它反映了汽車通過小曲率半徑彎曲道路的能力和在狹窄路面上或場地上調頭的能力。其值與汽車的軸距、輪距及轉向車輪的最大轉角等有關，并應根據(jù)汽車的類型、用途、道路條件、結構特點及軸距等尺寸選取。GB7258—97中規(guī)定：機動車的最小轉彎直徑，以外輪軌跡中心為基線測量其值不得大于24m。當轉彎直徑24m是前轉向軸和末軸的內輪差不得大于3.5m。 3.3.4操縱穩(wěn)定性參數(shù) 與總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1o～3o為宜。 (2) 車身側傾角； 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、后懸架的偏頻與應接近且應使略高于，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，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、后懸架的靜撓度值和的匹配，推薦??；而對于貨車考慮到前、后軸荷的差別和避免駕駛員疲勞，則前、后靜撓度值之比要更大些。 車型 滿載偏頻Hz 滿載靜撓度 滿載動撓度 前懸架 后懸架 前懸架 后懸架 前懸架 后懸架 轎車 普通級、中級 1.02～1.44 1.18～1.58 12～24 10～18 8～11 10～14 高級 0.91～1.12 0.98～1.29 20～30 15～26 8～11 10～14 客車 1.29～1.89 7～15 5～8 載貨汽車 1.51～2.04 1.67～2.23 6～11 5～9 6～9 6～8 越野汽車 1.391～2.04 12～24 7～13 3.3.6制動性參數(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(o) 離去角(o) 總線通過半徑(m) 轎車 微型、普通級 0.12～0.18 20～30 15～23 3～5 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(jīng)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來的配件供應及維修條件等，通常要經(jīng)過多種方案的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(jīng)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(jīng)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，但對大排量的直列發(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(jīng)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。 設計初可參考同類型、同級別且動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: 式中：——_發(fā)動機最大功率，kW： ——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≈0.9； —汽車總質量，kg； __重力加速度，m／s2； __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?。?.0165+0.0001(Va-50)； ___最高車速，km／h； CD—空氣阻力系數(shù)，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)、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， 大多為4000—6000r／min；輕型貨車汽油機的 大多為3800～5000r／min；中型貨車汽油機的多為3200—4400r／min；其柴油機的多為2200～3400r／min；重型貨車柴油機的多為1800～2600r／min；轎車和輕型客車、輕型貨車用的小型高速柴油機的多為3200～4200r／min。應根據(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 (Cm＝s·／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。 式中：——發(fā)動機最大扭矩，N·m； ——扭矩適應性系數(shù)； 即＝；一般汽油機，柴油機；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。 ——為最大功率點的扭矩，N·m； ——最大功率點轉速，r／min。 在選取發(fā)動機最大扭矩點的轉速時，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（轉速適應性系數(shù)）在1.4—2.0之間，如果取得過高，會使的比值變小，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)。所以希望不要太高。 4.2.3發(fā)動機適應性系數(shù)φ 發(fā)動機適應性系數(shù)Φ是轉矩適應系數(shù)與轉速適應系數(shù)的乘積。它表明發(fā)動機適應汽車行駛工況的程度。 Φ值越大，這發(fā)動機的適應性越好。采用Φ值大的發(fā)動機可減少換檔次數(shù)、減輕駕駛員的疲勞、減小傳動系的磨損和降低油耗。現(xiàn)代發(fā)動機的適應性系數(shù)值對汽油機Φ=1.4～2.4；對柴油機Φ=1.6～2.6。 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 式中 ——最大爬坡角度，； ——車輪滾動半徑，m。 求出以后，再驗算一下附著條件，牽引力不應大于附著力 式中 ——最大牽引力，N； ——附著力，N； --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面附著力，要求車速很低，此時的最大速比為 式中 ——發(fā)動機最低穩(wěn)定轉速，r/min； 對于汽油機＝350 r/min～500 r/min； 對于柴油機＝650 r/min～850 r/min； ——汽車最低穩(wěn)定車速，km／h。 4.3.3變速器檔位數(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(jīng)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(jīng)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。 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。 在布置某一新車型時，在圖面上同時考慮短軸距的4×2、6×4的自卸和牽引車的底盤布置要求，同時還考慮軸距加長后的幾種變型車的布置關系，如油箱、備胎、貯氣筒、電瓶、取力位置及方式、排氣系統(tǒng)、進氣系統(tǒng)、傳動軸夾角的變化、懸架和車箱的系列化設計等。這雖然增加了不少工作量，但對車型的系列化發(fā)展及生產組織、管理會帶來巨大的好處。 5.1整車布置的基準線——零線的確定 汽車在滿載狀態(tài)下，確定整車的零線(三維坐標面的交線)、正負方向及標注方式。 (1)整車在滿載狀態(tài)、車頭向左來確定整車的坐標線。 X坐標線：通過左右前輪中心的鉛垂面，在側視和俯視圖上的投影線即為X坐標線，前為、后為“+”，該線標記為。 Z坐標線：取車架縱梁上翼面上較長的一段平面，或承載式車身中部底板的下表面，并與水平面平行時，該面在前視和側視圖上的投影線即為Z坐標線，上為“+”、下為“-”，標記為。 y坐標線：通過汽車縱向中心線的鉛垂面，在前視和俯視圖上的投影線為了坐標線，前視圖中右側為“+”、右側為“-”，標記為。 (2)在新車設計時，整車的坐標線確定后，車身(車頭、駕駛室)、車架的坐標線也確定了，三者是統(tǒng)一的。 (3)如果用現(xiàn)有的車身、車架拼裝新車型，則三者的坐標線不一定一致。因為所選用的車身、車架已有自己的坐標線，而布置在新車上時，其坐標線不一定與新車的坐標線重合，因布置上的需要會造成差值，在設計時應記住這一差值，作為設計的原始數(shù)據(jù)。原車身、車架的坐標不隨新車的坐標而變動。 整車零線的畫法 上述的、、三條線，統(tǒng)稱為三個方向的零線。 在繪制總布置圖時，先確定零線的位置。一般是從側視圖上開始，根據(jù)整車的前懸及車架上表面至地面的高度，確定X和Z坐標線的交點，然后通過該點畫一水平線和一垂直線，分別代表和。需要時可畫出網(wǎng)格線，間距為200mm或400mm，便于繪圖時坐標點的換算或量取。 俯視圖和前視圖坐標線的畫法可照此法處理，但須保證X、Y、Z三個坐標線互相垂直。 地面線可暫時不畫，待前、后輪中心至車架上表面距離確定后，再以前、后輪中心為圓心，以車輪靜力半徑為半徑，分別畫兩個圓弧，則兩圓弧的切線即為地干線。 圖5.1 整車總布置圖坐標系 5.2確定車輪中心至車架上表面——零線的最小布置距離最早 5.2.1后輪中心至車架上表面——零線的距離 在前輪不驅動，僅后輪驅動的汽車上，前、后車輪中心至車架上表面——零線的最小布置距離取決于后驅動橋處在滿載狀態(tài)下的布置尺寸。參見圖5.2，圖中車架縱粱上表面與整車零線重合時，后輪中心至車架上表面—零線的距離為a+b+c。其中a為車架縱梁在后橋中心斷面處的斷面高度。b為滿載時后橋殼至車架最大跳動距離。對于中、重型貨車一般取95mm—110mm。c為后橋殼中心至與車架下表面相碰時的橋殼上表面的距離。下表面相碰時的橋殼上表面的距離。 圖5.2 后輪中心至車架上表面——零線的距離 5.2.2 前輪中心至車架上表面——零線的距離 前輪中心至車架上表面——零線的距離，一般均小于后輪中心至零線的距離，這樣可以保證車架上表面在滿載狀態(tài)下與地面有一前低后高的夾角，使汽車在行駛時貨物不會向后移。前輪中心至車架上表面——零線的距離所以能小于后輪處，就因為前軸允許有一落差值，車架前端可以向下傾斜，以便滿足布置上的要求。見圖5.3，其中為前輪中心至車架上表面——零線的距離，c為滿載時前輪最大跳動量，對于中、重型貨車，其值為95mm～105mm左右，d為板簧總成的最大厚度，e為前軸落差值，即轉向節(jié)中心至簧座上表面距離。前輪中心至零線的距離a=b+c+d-e。 一般載貨汽車的角取0.3～0.7。轎車多取0。 圖5.3 前輪中心至車架上表面——零線的距離 5.2.3前驅動輪中心至車架上表面——零線的距離 如果汽車前后輪均能驅動時，則前后輪中心至零線的最小布置距離取決于前驅動輪處在滿載狀態(tài)下的布置尺寸。一旦該距離確定后，根據(jù)角就可確定后輪中心至零線的距離。 在前后車輪中心確定后，可以以車輪的自由半徑和靜力半徑的長度為半徑，以車輪中心為圓心分別畫圓和圓弧(圓弧應畫在地平面這邊)，則圓即為車輪外廓在側視圖上的投影線，而兩圓弧的公切線即為地平面在側視圖上的投影線。 無論是那種車型，都應考慮車架上表面至地面的距離(或至車輪中心的距離)，該距離越小越好，這樣可以保證汽車的貨箱底板能降至離地面距離最小(保證輪胎的跳動間隙)，并能保證車箱的縱、橫梁有足夠的斷面高度，以滿足其強度和剛度的要求，同時也可降低改裝車改裝部分的質心高度。 5.3前軸落差的確定 當前輪中心確定后，根據(jù)選定的車輪外傾角定出主銷中心的高度位置，然后選一合理的前軸落差值(前簧座上表面至主銷中心的距離)，在工藝允許的情況下盡量取大些，如果一級落差不夠，還可在兩簧座中間部分再出第二級落差，但要考慮最小離地間隙不能太小。兩級落差的前軸工藝性稍差些。 5.4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： ①油底殼與前軸的最小跳動距離； ②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。 ③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； ④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； ⑤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； ⑥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。 5.5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。 5.6傳動軸的布置 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4o，最大應超過7o。 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 5.7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，