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1 目录 第 1 章 概述 . 1 1.1 整车总布置设计的任务 . 1 1.2 设计原则目标 . 1 1.3 汽车设计过程 . 2 第 2 章 整车型式的选择 . 3 2.1 发动机的种类和形式 . 3 2.2 汽车的轴数和驱动型式 . 3 2.3 车头及驾驶室的型式 . 4 2.4 轮胎的选择 . 4 第 3 章 汽车主要参数的选择 . 5 3.1 主要尺寸参数的选择 . 6 3.2 整车质量参数估算 . 9 3.3 主要性能参数的选择 . 13 第 4 章 发动机选型 . 18 4.1 发动机基本形式的选择 . 19 4.2 主要性能指标的选择 . 20 第 5 章 总布置图的绘制 . 24 5.1 发动机及传动系的布置 . 25 5.2 车头驾驶室的布置 . 26 5.3 动轴的布置 . 26 5.4 悬架的布置 . 27 5.5 车架总成外形及其横梁的布置 . 27 5.6 转向系的布置 . 28 5.7 抽动系统的布置 . 29 5.8 进排气系统的布置 . 30 5.9 操纵系统的布置 . 30 5.10 车箱的布置 . 31 第 6 章 运动校核 . 31 6.1 转向轮跳动图 . 31 6.2 传动轴跳动图 . 33 6.3 转向拉杆与悬架导向机构运动协调 . 34 结论 . 37 致谢 . 38 参考文献 . 39 2 1. 2. 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： 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 (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。 （ 2）选型应在对同类型产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行 （ 3）应从已有的基础出发，对原有车型和引进的样车进行分 析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新车型。 （ 4）涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。 （ 5）力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。 1.3 汽车设计过程 (1)调查研究与初始决策：选定设计目标，并制定产品设计工作及方针原则。 (2)总体方案设计：根据所选定的目标及对开发目标制定的工作方针、设计原则等主导思想提出整车设想，即概念设计（ concept design）或构思设计。 (3)绘制总布置草图，确定整车主要尺寸、质量参数与性能以及各总 成的基本形式。 (4)车身造型设计及绘制车身布置图：绘制不同外形、不同色彩的车身外形图；制作相应的造型的 1： 5 整车模型；从中选优后，再制作 1： 5 或 1： 1 的精确模型。 (5)编写设计任务书； (6)汽车总布置设计； (7)总成设计； (8)试制、试验、定型。 4 2. 整车型式的选择 根据设计原则，目标和用户的需求特点，整车设计人员要提出被开发车型的整车型式方案，主要包括以下几部分： (1)发动机的种类和型式； (2)轴数和驱动型式； (3)车头和驾驶室的型式及与发动机、前轴 (轮 )的位置关系； (4)轮胎的选择。 2.1 发动机的种类 和型式 对于发动机的种类和型式，在现代汽车上主要选用汽油机和柴油机，用其它燃料或其它种类的发动机，可根据车型的需要进行选取。 发动机的型式有直列式、 V 型和对置式等。冷却方式有水冷和风冷。 因此要根据具体车型的使用条件和布置上的结构需要，而选择不同种类和型式的发动机。 2.2 汽车的轴数和驱动型式 不同类型的汽车有不同的 轴数和驱动型式，这主要根据使用条件、用途、工厂的生产条件、制造成本及公路的轴荷限值等因素进行选择。 最常用的是两轴、后驱动 4 2 式汽车，其中轿车还可以采用 4 2 前驱动式结构。对于一般总重小于 19t 的汽车，都采用 4 2 后驱动的布置型式 (前驱动的轿车除外 )，因为这种汽车结构简单、布置合理、机动性好、成本低、适合于公路使用，是 种典型的、成熟的结构型式。 随着汽车载重量的增加，各相关总成也要相应的加大，汽车的自重也要增加，这样会造成 4 2 式的汽车单轴的负荷增加，以致于超过公路、桥梁所规定的承载限值 (公路允许单 轴负荷为 13t，双后轴负荷为 24t)。为解决此矛盾，一般采用增加汽车轴数的办法来减少单轴的负荷，如从 4 2 变成 6 2、 6 4、 8 4，如果想增加驱动能力，提高越野通过性能，可以采用 4 4、 6 6、 8 8等增加前驱动型式的结构，同时也可提高载重量。 5 采用增加轴数的办法，可以提高载重量而不增加单轴负荷，同时还不会增加车箱底板的离地高度，提高通用化、系列化水平，便于生产、降低生产成本等。所以汽车厂家多年来一直都采用这种办法变型出更多品种的汽车。 根据设计要求，本次设计的 ZNZ1091 中型货车的轴数为两轴，所选的驱 动形式为 4 2（后轮为双后轮）的布置形式。 2.3 车头、驾驶室的型式 车头、驾驶室的型式是汽车的最主要的型式之一。其选择主要决定于用户的要求、安全性、维修保养的方便性和生产条件等因素。车头的型式如长头、平头、凸头等都各有其优缺点。 车头、驾驶室与发动机，前轴 (前轮胎 )的布置位置，也可组成不同的布置结构，形成不同风格的整车外形，使轴荷分配、轴距、转弯直径等发生变化。对使用、性能也有一定的影响。综合以上结论，本次设计的最佳的驱动 型式是发动机前置后轮驱动、所选的车头为平头式结构。 图 2.1 驾驶室与发动机，前 轴 (前轮胎 )的布置位置 2.4 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 (例如汽车的最小离 6 地间隙、总高等 )的影响。 轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为 0.9 1.0，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，故它们的轮胎负荷系数应接近下 限；对在各种路面上行驶的货车，其轮胎不应超载。在良好路面上行驶且车速不高的货车，其轮胎负荷系数可取上限甚至达 1.1；对车速不高的重型货车、重型自卸汽车，此系数亦可偏大些。但过多超载会使轮胎早期磨损，甚至发生胎面剥落及爆胎等事故。试验表明：轮胎超载 20时，其寿命将下降 30左右。 为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装 载量 4t 的载货汽车在 20世纪 50 年代多用的 9.00 20 轮胎早已被 8.25 20； 7.50 20 甚至 8.25 16等更小尺寸的轮胎所取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。山区使用的汽车制动频繁，制动鼓与轮辋之间的间隙应大一些，以便散热，故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、断面形状扁平的宽轮辋低压轮胎，以便降低质心高度，改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的附着性能并保证有足够的承载能力。 我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查相应的国 家标准。轿车轮胎标准见 GB 2978 82；货车和客车的轮胎规格详见国标 GB 516 82。货车的后轮装双胎时，比单胎使用时的负荷可增加 10 15。 3.汽车主要参数的选择 总布置设计人员应初步确定以下各种参数，作为整车和总成的原始数据和工作目标。在整车的方案 (车头、驾驶室的型式、发动机的种类，整车初步的外廓尺寸、主要布置参数和布置草图 )初步确定之后，整车设计人员通过图面工作和 7 计算、初步确定如下目标参数： (1) 汽车主要尺寸参数 (2) 汽车质量参数 (3) 主要性能参数 (4) 汽车的机动性参数 (5)估算发动机的最大功率、最大 扭矩及其对应的转速。 (6)变速器的头档速比和档位数，和驱动桥的主减速比。 3.1 主要尺寸参数的选择 通过整车总布置草图的绘制，可以初步确定各总成的布置关系，进而确定整车各有关的 (布置 )尺寸参数和质量参数，以便为总成设计提供原始数据。 在绘制整车总布置草图时，可以参考同类车型的相关总成的外廓尺寸和质量，按本车的总布置需要，进行总布置草图的绘制。初步确定主要布置尺寸和进行质量参数的计算。 确定车头，驾驶室的型式，以及同发动机、前轴 (轮 )的相互布置关系后，绘制布置总布置草图，并在此基础上布置各大总成。 (1)车 架和车箱； (2)后簧、后桥和车轮； (3)前簧、前轴和车轮； (4)传动系； (5)转向机构及拉杆系统，并确定前轮转角和进行转弯直径的计算； (6)布置油箱、电瓶、消声器、贮气简、及备胎等其它总成。 完成整车总布置草图后，整车的外廓尺寸及相关的布置尺寸参数已基本确定，然后进行质量参数的计算。 计算质量参数前，要列出各大总成的质量，再定出空载和满载时各总成的质心至前轴和地面的距离，最后计算出空载和满载时的轴荷分配和质心至前轴、地面的距离。 通过整车总布置草图的绘制，可以初步确定各总成的布置关系，进而确定整车 各有关的 (布置 )尺寸参数和质量参数，以便为总成设计提供原始数据。 8 在绘制整车总布置草图时，可以参考同类车型的相关总成的外廓尺寸和质量，按本车的总布置需要，进行总布置草图的绘制。初步确定主要布置尺寸和进行质量参数的计算。 汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等。 图 3.1 汽车的主要尺寸参数 轴距的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题 ，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然，在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。 在整车选型初期 ,可根据要求及驾驶室布置尺寸初步确定轴距 : RJH LSLLL 式中， LH 货箱长度可根据汽车的装载质量、载货长度来确定，或参 9 考同类型、同装载量汽车的货厢长度和装载面 积来初步确定； LJ 前轮中心至驾驶室后壁的距离，它与布置方案选择有关，在该布置方案选定后，可通过对驾驶室、发动机和前轴的初步布置或参考同型、同类布置的汽车的这一尺寸初步确定； S 驾驶室与货厢之间的间隙，一般取 50 100mm； LR 后悬尺寸，可根据道路条件或参考同类型汽车初步确定。 轴距的最终确定应通过总布置和相应的计算来完成，其中包括检查最小转弯半径和万向节传动的夹角是否过大，轴荷分配是否合理，乘坐是否舒适以及能否满足整车总体设计的要求等。 汽车轮距对汽车的总宽、总质量、横向稳定性和 机动性都有较大的影响。轮距愈大，则悬架的角刚度愈大，汽车的横向稳定性愈好，车厢内横向空间也愈大。但轮距也不宜过大，否则，会使汽车的总宽和总质量过大。轮距必须与汽车的总宽相适应。 汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。它应根据汽车的类型、用途、承载量、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。在满足使用要求的前提下，应力求减小汽车的外廓尺寸，以减小汽车的质量，降低制造成本，提高汽车的动力性、经济性和机动性。 GBl589 79 对汽车外廓尺寸界限作了规定。 前悬处要布置发动机、水箱、风扇、弹簧前 支架、车身前部或驾驶室的前支点、保险杠、转向器等，要有足够的纵向布置空间。其长度与汽车的类型、驱动型式、发动机的布置型式和驾驶室的型式及布置密切相关。汽车的前悬不宜过长，以免使汽车的接近角过小而影响通过性。 汽车的后悬长度主要与货厢长度、轴距及轴荷分配有关。后悬也不宜过长，以免使汽车的离去角过小而引起上下坡时刮地，同时转弯也不灵活。城市大客车的后悬一般不大于其轴 距的 60，其长度不大于 3.5m。轻型及以上的载货汽车的后悬一般为 1.2 2.2m。长轴距、特长货厢的汽车，其后悬可长达约 2.6m。 10 3.2 整车 质量参数估算 在整车设计方案确立后，总布置设计草图初步完成的情况下，应首先对整车质量参数 (包括：空载状态下的整车整备质量、轴荷分配、质心高度；满载状态下的整车最大总质量、轴荷分配以及非悬架质量等 )进行估算，为整车性能计算和总成设计提供依据。 各总成质量 Mi ，可通过样件实测得到，亦可参照同类车型样件实测值修正得到。 各总成质心位置可通过实测得到或按其几何形状和结构特点估计得到，然后在整车总布置图上确定其质心相对于前轮中心的纵向位移 Xi (一般规定在前轮中心后为正值，在前轮中心前为负值 )以及空载状态下的离地高度 iZ ；和满载状态下的离地高度 Zli 。 一般整车总布置图在满载状态下绘制，在确定各总成质心在空载状态下的离地高度时应考虑到前、后轮胎和悬架相对满载状态的垂直变形的影响；空载状态下各总成质心纵向位置相对满载状态的变化忽略不记。 3.2.1 空车状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算 整车整备质量 (自重 ) Mc 按下式计算： Mc NoiMi1 式中 No 用估算整车整备质量的全部总成数量 (总成的划分可根据实际情况由设计人员自定 )； Mc 整车装备质量， kg。 空车后轴荷 Mcr 按下式计算： Mcr LXiMiNoi1 11 式中 L 轴距， mm； Mcr 空车后轴荷， kg。 空车前轴荷 Mci 按下式计算： McrMcM cf 式中 Mcf 空车前轴荷， kg。 空车质心高度 mgo 按下式计算： McZMiHNoig 100 式中 0gH 空车质心高度， mm。 3.2.2 满载状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算 整车最大总质量 (总重 )Mt 按下式计算： 11Ni MiMt N1 用于估算整车最大总质量的全部总成和负载的数量 (一般在整车整备质量基础上加上乘员和最大装载质量 )。 满载后轴荷 Mtr 按下式计算： LXiMiMtrNi11 式中 Mtr 满载后轴荷， kg。 满载前轴荷 tfM 按下式计算 tfM MtrMt 式中 tfM 满载前轴荷， kg 满载质心高度 1gH 按下式计算： 12 MtZliMiHNig111 式中 1gH 满载质心高度， mm。 3.2.3 非悬架质量的估算 对于非独立悬架，整个车桥总成 (包括制动器、轮毂、车轮等 )都属于非悬架质量；一端与车桥铰接，另一端与车架固定点铰接件 (如转向拉杆、传动轴、导向臂、稳定杆等 )可将静止时作用于车桥铰接点的质量 作为非悬架质量 (转向拉杆、传动轴等件可取其质量的21作为非悬架质量 )；螺旋弹簧取其质量的21作为非悬架质量；吊挂式钢板弹簧取其质量的43作为非悬架质量；平衡悬架钢板弹簧取其质量的41作为非悬架质量。 对于独立悬架和其它特殊形式的悬架可视其结构特点进行非悬架质量估算。 3.2.4 整备质量利用系数 汽车的整备质量利用系数 m0是汽车的装载量 mG与整备质量 m0之比，即 00 mmGm 它表明单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。显然，此系数越大表明该车型的材料利用率越高和设计与工艺水平越高。因此，设计新车型时在保证汽车零部件的强度、刚度及可靠性与寿命的前提下，应力求减轻其质量，增大这一系数值。 各类汽车的整备质量利用系数 汽车类型 m0 备注 载货汽车 轻型 0.8 1.1 柴油车为 0.8 1.0 中型 1.2 1.35 重型 1.3 1.7 13 矿用自卸车 装载量 MG45t 1.3 1.7 3.2.5 轴荷分配 汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。 汽车的布置型式对轴荷分配影响较大，例如对载货汽车而言，长头车满载时的前轴负荷分配多在 28上下，而平头车多在 33 35。对轿车而言，前置发动机前轮驱动的轿车满载时的前轴负荷最好在 55以上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动 的轿车满载时的后轴负荷一般不大于 52；后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最好不超过 59，否则，会导致汽车具有过多转向特性而使操纵性变坏。 在确定轴荷分配时也要考虑到汽车的使用条件。对于常在较差路面上行驶的载货汽车，为了保证其在泥泞路面上的通过能力，常将满载前轴负荷控制在26 27，以减小前轮的滚动阻力并增大后驱动轮的附着力。对于常在潮湿路面上行驶的后驱动轮装用单胎的 42 平头货车，空载时后轴负荷应不小于 41，以免引起侧滑。 轴荷分配对前后轮胎的磨损有直接影响。为了使其磨损均匀，对后轮装单胎的双 轴汽车，要求其满载时的前后轴荷分配均为 50，而对后轮为双胎的双轴汽车，则前后轴荷可大致按 1 3 和 2 3 的比例处理。当然，在实际设计中由于许多因素的影响，上述要求只能近似地满足。 在确定汽车的轴荷分配时，还要考虑汽车的静态方向稳定性和动态方向稳定性。根据理论分析，汽车质心位置到汽车中性转向点的距离 s 对汽车的静态方向稳定性有决定性的影响。这个距离可由下式计算得到： aaa C CLCLs 2112 14 式中 1L，2L 分别为汽车质心离前、后轴的距离。1L和2L取决于轴荷分配， LGGL 11 ， LGGL 22 ； 1aC 两个前轮的轮胎侧偏刚度之和， N/rad； 2aC 后轮的轮胎侧偏刚度之和， N/rad； aC 汽车全部轮胎的总侧偏刚度之和， N/rad； 当 s0 时，亦即当 L1Ca1 L2Ca20 时，汽车具有过度转向特性。此时存在着一个临界车速，低于此车速时，汽车的行驶时稳定的，高与此车速，则汽车就不能稳定行驶。在汽车设计时一般希望汽车具有适度的不足转向特性。为此，要很好地匹配上述参数，使 L1Ca1 L2Ca20 汽车动态方向稳定性的条件是 011 2212212 LvCLCLgGKvaa 式中， K 稳定性因素； v 汽车车速， m/s； L 轴距， m。 3.3 主要性能参数的选择 3.3.1 动力性参数 汽 车的动力性参数主要有直接档和 I 档最大动力因数、最高车速、加速时间、汽车的 比功率和比转矩等。 15 3.3.1.1直接档动力因数 D0max D0max的选择主要是根据对汽车加速性与燃料经济性的要求，以及汽车类型、用途和道路条件而异。轿车的 D0max随发动机排量的增大而增大。中、高级轿车对加速性要求高，故 D0max 值较大。微型和普通级轿车为了节省燃料， D0max值较小。载货汽车的 D0max值是随汽车总质量的增大而逐渐减小的，但也有个限度。微型货车 的 D0max值较大，轻型货车次之，因为它们不会拖带挂车，而且对平均车速和加速性能的要求也较高。中、重型货车的 D0max多在 0.04 0.07范围内。对中、重型货车选择 D0max时的要求是：拖带挂车后仍能以直接档在具有 3坡度的公路上行驶。鞍式牵引汽车及半挂车等汽车列车的 D0max应在 0.03以上。矿用自卸汽车的行驶阻力大，其 D0max值也应不小于 0.04。客车的 D0max值也 是随着其总质量的增大而减小，但豪华型客车应比普通型客车的 D0max值要大一些。 3.3.1.2 档动力因数 DImax I 档最大动力因 数 DImax 直接影响汽车的最大爬坡能力和通过困难路段的能力以及起步并连续换档时 的加速能力。它和汽车总质量的关系不明显而主要取决于所要求的最大爬坡度和附着条 件。对于公路用车， DImax多在 0.30 0.38。中级及以上的轿车，其 DImax值的上限可高达 0.5，以便获得必要的最低车速和较强的加速能力。矿用自卸汽车 (装载量为 6.5t 以下 )的 DImax值多在 0.30 0.46，当采用液力机械传动时，由于汽车起步后动力因数下降较快，为保证有足够的爬坡速度和加速能力， DImax 值还应取大一些。军用越野汽车的爬坡能力要求 高达 6075，故其 DImax值多选择在 0.63 以上。 3.3.1.3最高车速 Vmax 随着汽车性能特别是主被动安全性能的提高以及各国公路路面的改善和高速公路的发展，汽车的最高车速普遍有所提高。选择时应考虑汽车的类型、用途、道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小等，并以汽车行驶的功率平衡为依据来确定。本次设计的 ZNZ1091 中型货车的最大速度为 16 90Km/h。 3.3.1.4汽车的比功率和比转矩 这两个参数分别表示发动机最大功率和最大转矩与汽车总质量之比。比功率是评价汽车动力性能如速度性能和加 速性能的综合指标，比转矩则反映了汽车的比牵引力或牵引能力。在比较各国车型的比功率时，应考虑到各国内燃机功率测定标准的差异。为了保证载货汽车在高速公路上的速度适应性，有些国家对汽车的比功率值有所规定。 我国标准 GB7258 97 中规定，对公路用的机动车辆其比功率的最小值不能低于 4.8kW t。农用运输车不低于 4kW t。 3.3.1.5汽车的加速时间 汽车由起步并换档加速到一定车速 Va的时间，称为“ 0 Va的换档加速时间”；而在直接档下由车速为 20km h 加速到某一车速 Va (km h)的时间，称为 20Va的直接档加速时间”，它们均为衡量汽车加速性能和动力性能的重要指标。轿车常用“ 0 100km h”或“ 0 80km h”的换档加速时间来评价。中、高级轿车的 0 100km h 的换档加速时间约为 8 15s；普通级轿车为 12 25s。也可采用 0 80km h 的换档加速时间来衡量其加速性能。载货汽车常用 0 60km h的换档加速时间或在直接档下由 20km h 加速到某一车速的时间来评价。装载量2 2.5t 的轻型载货汽车的 0 60km h 的换档加速时间多在 0.5 30s；重型货车的 0 50km h 的换档加速时间为 40 60s。城市大客车和旅游用大客车的 0 70km h 的换档加速时间多在 33 65s。国外也有用起步并换档加速行驶到某一距离 (例如 0 400m， 0 500m， 0 1000m)所花费的时间来衡量汽车的加速性能的。 17 3.3.2 燃料经济性参数 汽车在良好的水平硬路面上以直接档满载等速行驶 100 km 时的最低燃料消耗量 Q(L 100km)，称为汽车的“百公里最低燃料消耗量”，是汽车的燃料经济性常用的评价指标。它也是满载的汽车在良好的硬路面上用直接档以经济车速等速行驶时的百公里耗油量。 单位汽车总质量的百公里最低燃料 消耗量，又称为汽车的“单位燃料消耗量” (L (100km t)。在新车设计时，其燃料经济性可参考总质量相近的同类车型的百公里耗油量或单位燃料消耗量来估算。下表为载货汽车的单位燃料消耗量的统计值范围。轿车的单位燃料消耗量为 7.5 10.5L (100km t)。 国标 GB4352 84 和 GB 4353 84 分别给出了载货汽车和载客汽车运行燃料消耗量。 载货汽车的单位燃料消耗量 汽车总质量 (t) 汽油机 柴油机 12 2.50 2.60 1.43 1.53 3.3.3 操纵稳定性参数 与总体设计关系密切且应在设计中当作设计指标予以控制的操纵稳定性参数参数有： (1) 转向特性参数； 由于轮胎的侧偏使前、后轴产生相应的侧偏角。其角度差为正、负、零时使汽车分别获得“不足转向”、“过度转向”和“中性转向”等特性。为了保证良好的操纵稳定性，希望得到不足转向特性。通常用汽车以 0.4g 的向心加速度作定圆等速行驶时前、后轴的侧偏角之差作为评价转向特性的参数，希望它是一个较小的正角度值，例如轿车 以 13为宜。 (2) 车身侧倾角； 18 汽车以 0.4g 的向心加速度作匀速圆周运动时的车身侧倾角应在 3之内，在大不超过 7 。 (3) 制动点头角； 汽车以 0.4g 的减速度制动时的车身点头角应不大于 1.5 。 3.3.5 行驶平顺性参数 行驶平顺性通常用车身振动参数来评价。在总体设计时，通常应给出前后悬架的偏频或静挠度、动挠度以及车身振动加速度等参数值作为设计要求。 前、后悬架的偏频 1n 与 2n 应接近且应使 2n 略高于 1n ，以免发生较大的车身纵向角振动。但微型轿车因轴距短使后排座接近后轮，为了改善其后座的舒适性，可以将后悬架设计的软一些而使 12 nn ，下表为各类汽车的偏频和静、动挠度值的一般范围。对于舒适性要求高的汽车偏频值取低限。对于前、后悬架的静挠度值1cf和2cf的匹配，推荐取12 )9.08.0( cc ff ；而对于货车考 虑到前、后轴荷的差别和避免驾驶员疲劳，则前、后静挠度值之比要更大些。 车型 满载偏频 Hzn/ Hz 满载静撓度cmfc / 满载动撓度cmfd / 前悬架1n 后悬架1n 前悬架1cf 后悬架2cf 前悬架1df 后悬架2df 轿车 普通级、中级 1.021.44 1.181.58 12 24 10 18 8 11 10 14 高级 0.911.12 0.981.29 20 30 15 26 8 11 10 14 客车 1.29 1.89 7 15 5 8 载货汽车 1.512.04 1.672.23 6 11 5 9 6 9 6 8 越野汽车 1.391 2.04 12 24 7 13 19 3.3.6 制动性参数 常以制动距离、制动减速度和 制动踏板力作为汽车制动性能的主要设计指标和评价参数。制动距离是指在良好的试验跑道上和规定的车速下，紧急制动时由踩制动踏板起到完全停车的距离。我国通常以车速为 30km h和 50km h 的最小制动距离来评比不同车型的制动效能。对于紧急制动时踏板力，货车要求不大于 700N；轿车要求不大于 500N。设计中在制订制动性能标准时还应适应有关安全性的国家标准、法规等对汽车制动效能的要求。 3.3.7 通过性参数 汽车类型 最小离地间隙 (m) 接近角 () 离去角 () 总线通过半径 (m) 轿车 微型、普通级 0.12 0.18 20 30 15 23 3 5 中级、中高级、高级 0.13 0.20 5 8 客车 轻型 0.18 0.22 12 40 8 20 中型、大型 0.24 0.29 9 20 5 9 货车 轻型 0.18 0.22 25 60 25 45 2 4 中型、重型 0.22 0.30 4 7 矿用自卸汽车 0.32 越野汽车 0.26 0.37 36 60 35 48 1.9 3.6 4.发动机选型 发动机选型的依据因素很多，如汽车的类型、用途、使用条件、总 布置型式、总质量及动力性指标、经济性要求、材料和燃料资源、排气污染和噪声方面的法规限制、已有的发动机系列及其技术指标水平、技术发展趋势、生产条件与制造成本、市场预测情况以及将来的配件供应及维修条件等，通常要经过多种方案的 20 比较甚至通过先行的试验研究才能选定一个好的方案。 4.1 发动机基本形式的选择 至今世界上绝大多数的汽车都是采用往复活塞式内燃机，其中绝大多数的轿车采用汽油机，而几乎全部的重型货车、绝大多数的中型货车和相当一部分轻型货车则采用柴油机。近二三十年来在极少数汽车上采用了转子发动机、燃气轮机、高能 蓄电池和电动机等动力装置。为消除污染以蓄电池为能源的电动汽车受到各国的重视，列为发展方向并在加紧研制中。但从目前的情况来看，在相当长的时期内，往复式内燃机仍将是汽车发动机的主要型式。因此，这里仅就汽车内燃机的选型问题进行讨论。 在汽车发动机基本型式的选择中首先应确定的是采用汽油机还是柴油机，其次是气缸的排列型式和发动机的冷却方式。 就世界范围而言，大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机，轻型载货汽车采用柴油机的也不少，甚至欧洲已将小型高速柴油机用到某些轿车上。与汽油机相比，柴油机 具有油耗低、燃料经济性好、无点火系统，故障少、工作更可靠，耐久性好、寿命长，排气污染较低和防火安全性好等优点。但一般柴油机的振动及噪声较大，轮廓尺寸及质量较大，造价较高，起动较困难并易冒黑烟。近年来，由于柴油机在产品设计和制造工艺方面的不断完善，其上述缺点已得到较好的克服。较大马力、高转速、低噪声、小型化且运转平稳的柴油机的研制开发成功，使装柴油机的轻型汽车日益增多，在轿车上的装用也取得成功。但预计在今后相当长的一段时期内，考虑到燃料使用的平衡及汽油机的转速高、升功率高、转矩适应性较好、轮廓尺寸及质量较小、 便于布置、振动及噪声较低和适于高速车辆等特点，绝大多数的轿车和小型车辆仍将采用汽油机，而装载量6t 以上的汽车将全部装用柴油机，装载量 2 5t 的部分轻型和中型汽车则采取两种发动机均可安装而由用户选择的方式为宜。 按气缸排列型式，发动机又有直列、水平对置和 V 型等区别。直列式的结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上和排量不大的轿车上得到了广泛应用。 4L 以下的汽油机多采用直列式， 21 但对大排量的直列发动机而言，不是缸径过大，就是缸数过多，使发动机过长和过高，质量也过大。 因此，在中高级以上的轿车、重型载货汽车和重型越野汽车上，采用 V 型发动机的日益增多。 V 型发动机相对于直列式有许多优点，其长度显著缩短 (约 25 30 )，高度降低，质量减小约 20 30；曲轴箱及曲轴的刚度增大；易于设计尺寸紧凑的高转速、大功率发动机且易于系列化，如 V6，V8， V1O 及 V12 等，而直列式通常到 6 缸，最多 8 缸。对于长度受到限制的车辆来说，由于 V 型发动机的长度短，适宜于这类车辆的总体布置，但由于其宽度大，故在乎头车上布置困难。 V 型发动机的造价高，故在应用中受到限制，多用于排量在 6L 以上和缸径大于 150mm 的汽油机和 12L 以上的柴油机。水平对置式发动机的高度低且易于平衡，水平对置双缸发动机在微型汽车上得到应用。 按冷却方式，发动机又有水冷式和风冷式之分。水冷发动机冷却均匀可靠，散热好，气缸变形小，缸盖、活塞等主要零件的热负荷较低，可靠性高；能很好地适应大功率发动机的冷却要求；发动机增压后也易于采取措施 (加大水箱、增加泵量 )加强散热；噪声小；车内供暖易解决。因此，绝大多数的汽车都采用了水冷发动机。但其冷却性能受气温影响显著，设计时应考虑避免高温天气出现发动机过热的问题。风冷发动机的冷却系统简单，维修简 便；对于在沙漠和缺水地区及炎热、酷寒地区使用的适应性好，不会产生发动机过热和冻结等故障；还可省去消耗铜材的水箱。但大缸径的风冷发动机的冷却不够均匀；缸盖等有关零件的热负荷高，可靠性不及水冷式的；噪声大；油耗较高，故仅在安装小排量发动机的微型汽车上得到应用，在其他类型的汽车上应用不多。大型风冷发动机虽也能达到较高的性能指标，但需采用较多的结构、工艺措施，造价较高。 4.2 主要性能指标的选择 4.2.1 发动机最大功率 Pe max及其相应转速 np 发动机功率愈大则汽车的动力性愈好，但功率过大会使发动机功率利用率 降低，燃料经济性下降，动力传动系的质量也要加大。因此，应合理地选择发动机功率。 22 设计初可参考同类型、同级别且动力性相近的汽车的比功率进行 Pe max 的估算或选取。 Pe man亦可根据所要求的最高车速 Ue max。 按下式计算出 : 3m axm axm ax 7614036001 VACVgfmP DaTe 式中：maxeP _发动机最大功率， kW： T 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的 4 2 式汽车取T 0.9； am 汽车总质量， kg； g _重力加速度， m s2； f _滚动阻力系数，对载货汽车取 0.02，对矿用自卸汽车取 0.03，对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取 f 0.0165+0.0001(Va-50)； maxV_最高车速， km h； CD 空气阻力系数，轿车取 0.4 0.6，客车取 0.6 0.7，货车取 0.8 1.0 A_汽车正面投影面积，若无测量数据，可按前轮距 B1、汽车总高 H、汽车总宽 B 等尺寸近似计算： 对轿车 A 0.78BH， 对载货汽车 A B1 H。 按上式求出的 Pe max 应为发动机在装有全部附件下测定时得到的大有效功率或净输出功率，它比一般发动机外特性的最大功率值低 12 20。 在整车选型阶段还应对发动机最大功率时的转速 np np提出要求，因为它不仅影响发动机本身的技术指标和使用性能及寿命，而且影响整车的性能 (例如maxV)、传动系的寿命以及对主减速比 i0的选择。 近年来，随着车速的提高，发动机转速也在不断地提高。同时，提高发动机转速也是提高其功率、减小其质量的有效措施。但提高转速会使活塞的平均速度加快及热负荷增高、曲柄连杆机构的惯性力增大而加剧磨损，导致寿命下降，并加大振动和噪声。因此，发动机转速的提高也有一定的限度。当前，轿车汽油机的pn， 大多为 4000 6000r min；轻型货车汽油机的pn 大多 为 3800 5000r 23 min；中型货车汽油机的pn多为 3200 4400r min；其柴油机的p多为 22003400r min；重型货车柴油机的pn多为 1800 2600r min；轿车和轻型客车、轻型货车用的小型高速柴油机的pn多为 3200 4200r min。应根据汽车与发动机的类型、最高车速、最大功率、选用的活塞平均速度 Cm、活塞 冲程 s、缸径、缸数、工艺水平等因素来合理的确定pn (Cm sp 30，单位为 m s)。 4.2.2 发动机最大转矩 Te max及其相应转速 nm 当发动机最大功率和其相应转速确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩。 pnPeTe m a x7019m a x 式中： maxTe 发动机最大扭矩， N m； 扭矩适应性系数； 即 TpTemax； 一般汽油机 35.12.1 ，柴油机 25.11.1 ； 值的大小，标志着行驶阻力增加时，发动机沿外特性曲线自动增加扭矩的能力。 的大小可参考同类样机的数值进行选取。 Tp 为最大功率点的扭矩， N m； pn 最大功率点转速， r min。 在选取发动机最大扭矩点的转速 Mn 时，一般希望该转速与最大功率点的转速有一定的比例关系，即保证Mp nn /（转速适应性系数）在 1.4 2.0 之间，如果 Mn 取得过高，会使Mp nn /的比值变小，若小于 1.4，会使直接档的稳定车速偏高，造成在市区内行驶、转弯等情况下增加换挡次数。所以希望 Mn 不要太高。 24 4.3 传动系 参数 的选择 4.3.1最小传动比的选择 整车传动系最小传动比的选择，可根据最高车速及其功率平衡图来确定。 在普通的载货汽车上，变速器的最高档大都取 1.0，则传动系的最小总传动比即为驱动桥的主减速比 io，若有超速档或副变速器、分动器时，最小传动比则为它们的速比和 i 的乘积。 4.3.2最大传动比的选择 最大传动比为变速器的头档速比与主减速比的乘积。该速比主要是用于汽车爬坡或道路条件很差（阻力大）的情况下（此时空气阻力可以不计）汽车仍能行驶。 此时变速器最大速比 0m a x1)s inc o s(iTrfmgiTekk 式中 最大爬坡角度， ； kr 车轮滚动半径， m。 求出 1ki 以后，再验算一下附着条件，牵引力不应大于附着力 gmFr iiTFktket 201m a xm a x 式中 maxtF 最大牵引力， N； F 附着力 ， N； gmF 2 2m -驱动桥质量， kg； 附着系数，取 0.7。 最后验算最低档时的最低稳定车速，该车速没有规定的限值。一般情况下，载货汽车，只要能满足最大爬坡度的要求 (即最大动力因数 )，那最低稳定车速也能满足。但越野车为了避免在松软地面上行驶时，土壤受冲击剪切破坏而损害地 25 面附着力，要求车速很低，此时的最大速比为 0m inm in1 377.0 iv rni kk 式中 minn 发动机最低稳定转速， r/min； 对于汽油机 minn 350 r/min 500 r/min； 对于柴油机 minn 650 r/min 850 r/min； minv 汽车最低稳定车速， km h。 4.3.3变速器档位数的选择 变速器档位数的多少，要根据汽车的类型，使用条件和性能要求及最高档和最低档的速比范围大小而定。 载货 汽车的吨位越小，档位数可取少些，随着吨位的增大，档位数也增多。这主要从动力性、经济性、操纵性、结构复杂程度及需要进行选择。 档位数越多，发动机的功率利用率越高 (高功率区工作时间长 )，既增加了动力性，同时也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，提高了燃油经济性。 由于相邻档之间的比值不能太大 (一般不超过 1.7 1.8，太大时换档困难，所以在最大传动比与最小传动比值越大，则档位数也应增多。而档位多的变速器即 7 个前进档时，其变速器的结构，特别是操纵机构会很复杂，所以有的车辆就采用增加前置或后置式副变速器的办法来解决 此矛盾。如需要全轮驱动，可以增设两档的分动器。 本次设计货车的变速器共五个档前进档，一个倒车。各档的传动比如下； 一档 二档 三档 四档 五档 倒档 4.76 2.808 1.54 1.00 0.756 4.99 5.总布置图的绘制 在总成进行方案布置和设计计算的同时，要进行整车总体布置的有关计算(参数确定和性能计算 )工作，并要在整车方案布置草图及各总成匹配布置的基础 26 上正式绘制和布置整车总布置图。 整车总布置图包括侧视图、俯视图、前视图和必要的断面布置图、局部布置图。 在绘制整车总布置图 的过程中，要随时配合、调整和确认其各总成的外廓尺寸、结构、布置型式、连接方式、各总成之间的相互关系、操纵机构的布置要求，悬置的结构与布置要求、管线路的布置与固定、装调的方便性等。 整车布置应从车型系列化角度出发，减少基础布置的变动，并可变型出多种车型，以适应大量生产和用户不同的使用要求，从而可以降低成本，提高可靠性。、 5.1 发动机及传动系的布置 根据总布置草图中所确定的发动机、前轴及前轮的相互位置关系、发动机总成、散热器总成、车头驾驶室总成的外形图，一起在总布置图中进行细化、准确定位，最后确定其坐标位置。 布置时要注意以下几点： 油底壳与前轴的最小跳动距离； 油底壳与横拉杆的间隙，除前轴垂直跳动量外，还要考虑制动时由于前簧的 S 变形而造成前轴向前有一转角 (约 3 4 )所要求的额外间隙。特别是前驱动桥的传动轴与油底壳或附近的横梁等零件的间隙也应如此。 散热器与风扇的位置关系。一般风扇至散热器芯部表面至少 留 40mm 以 上的间隙。风扇中心与散热器芯部中心可以对 齐，或者高于芯部中心，但风扇不要超过上水室下边，这样的布置冷却效果差； 曲轴中心线与车架上表面 零线，有一前高后低的夹角 (约 2 5) ，一般取 3 左右。目的是能使汽车在满载状态时，传动系的轴线互相之间夹角最小，甚至从前至后成为一条直线，以提高万向节的传动效率和减少磨损； 满载时传动轴的正常夹角在 4 以下最好，希望不超过 8 。越野车的传动夹角可达 11 多。有条件时，驱动桥自身可以倾斜一个角度，以便满足传动轴的等角速运转，或减小传动轴的夹角； 单根传动轴不易过长，必要时可加中间支承，变成两根或 多根传动轴传动。 轿车传动轴的布置，在不影响离地间隙的情况下，主要考虑车身地板的传动 27 轴鼓包越小越好，因此传动线可布置成中间低两头高的形式。 5.2 车头、驾驶室的布置 在发动机与车架、前轴、前轮布置关系确定后，即可布置车头、驾驶室，在总成设计阶段，对其关系进行协调。因此在这仅对其相互位置关系进行最后布置上的确认和坐标、尺寸的确定。 5.3 动轴的布置 当发动机、离合器及变速器这一动力传动总成和后驱动桥的位置确定后，则可布置万向节与传动轴。 下图给出了一根传动轴两端装有万向节这种最简单的万向节传动的两种布置应使万 向节传动两端的夹角尽量相等，其数值在汽车满载静止时不应大于 4，最大应超过 7。 轿车为了尽量减小地板上的传动轴通道凸包高度，在不低于其最小离地间隙的前提下，都尽量降低传动轴的高度，但应使万向节叉轴线夹角不超过允许值。图中 (a)所示的 U 型布置方案可满足这一要求。然而当载荷变动使后驱动桥离开设计位置时， U 型布置传动轴的前后万向节叉的轴线夹角的差值将增大而破坏等速条件，这也是引起传动系振动的原因，应采取专门的措施，例如，选择适宜的后悬架导向装置的几何参数，采用非对称板簧，采用等速万向节等。万向节传动轴与地板之间 的间隙可取 10 15mm。 图 5.4 万向节传动的两种布置方案 （ a)U 型布置； (b)Z 型布置 28 5.4 悬架的布置 以载货车的板簧为主，介绍布置上的要求。 前板簧的布置要保证主销后倾角的要求，同时这种前高后低的布置也有利于产生不足转向。 板簧的支架应尽量减少悬臂的长度，以求在较小尺寸和质量的前提下，获得较大的强度和刚度。 后板簧的布置应做到前低后高，亦可获得不足转向。特别是高速轿车、轻型客车及吉普车等一定要考虑。对于载货车，可能因结构原因而造成布置上难度较大，则可较少考虑。 减振器应尽量布置成垂直状态，以 最大限度地利用其有效行程和减少偏差。若空间不允许，也可斜置。布置时应注意下支点的离地高度，后减振器的上支点不应高出车架上表面太高 (不应超过 80mm)，以免影响改装车的装配和布置。 注意减振器上下行程的分配，不能发生上下顶死现象。 前悬架采用独立悬架时，要注意导向机构的运动对前轮定位角、轮距变化的影响及布置上的抗点头角的作用，拆装油底壳的方便性等。 5.5 车架总成外形及其横梁的布置 先确定车架纵梁的断面 (胶板 )高度，可通过有限元计算，并参考同类样车的车架最大断面高度，决定车架的最大断面高度。 车架纵粱的外形， 对于一般载货汽车来讲，前后轴之间的车架纵梁的断面高度为最大值，而在前、后轴附近及前、后端的断面高度均可变小，大多数车的前轴和后桥中心都处在车架纵粱断面高度变化的过渡区内。 也有的载货汽车或越野车，车架纵梁的后部断面也取为最大值。 对产量不大的重型车，车架从前到后采用等直的断面高度，即为落料成矩形断面，再压弯成“C” 型结构，这样的纵梁制造工艺简单、成本低，但是质量偏大，前部布置上不太理想。 车架前部的变断面，除要保证足够的强度和刚度外，形状的变化及选择，要考虑布置上的需要和冲压的工艺性，如前簧的布置，主销后倾角 度、前轮的跳动 29 量、发动机和散热器等的悬置结构和处理是否理想、车头或驾驶室悬置的布置等，最后进行综合平衡后再确定车架前部外形尺寸和断面高度。 车架总成外宽的确定 不同的车型、不同的厂家，所选的车架总成外宽不一样，虽然国家制订了车架外宽的标准，但目前国内没有达到统一。 对车架总成的外宽，其前、中、后部不等，主要取决于布置上的需要。前部外宽取决于发动机的外宽及悬置结构的布置、散热器的尺寸及悬置、前轮距、前轮胎的型号及车轮最大转角、转向纵拉杆和减振器的布置、前悬架的结构型式和布置位置等因素。后部车架的外宽取决于后悬 架的结构、尺寸、布置及后轮胎 (特别是双胎 )的型号、布置尺寸、整车外宽 (不允许超过 2.5m)。车架中部的外宽主要考虑国家标准的规定，及前、后部宽度的差值的大小和过渡区的工艺性等，尽量采用前、中、后部等外宽的车架，这样工艺性比较好，质量容易保证。 轿车的车架主要是根据布置需要，多采用承载式车身，而高级的轿车还是采用有车架式结构，但车架的外形都根据布置上的需要，做成前后窄而高、中间宽而低的形式，这样可以保证整车质心低而且运行平稳。 车架总成的横梁布置应均匀、结构合理，在胶板上有总成固定支架的地方 (即力的作用点 )， 应布置横梁，以便减少纵梁腹板的侧弯。悬架支架、发动机悬置、油箱、电瓶、驾驶室悬置等处都应考虑布置横梁。 5.6 转向系的布置 转向系统的布置，主要是保证驾驶员操纵轻便、舒适，并使汽车具有较高的机动性和灵敏度，转弯时减少车轮的侧滑，减轻转向盘上的反冲力和有自动回正作用。 转向系布置的关键要保证转向传动装置及拉杆系统有足够的刚度和较小的传动比变化量。 转向机及转向柱的固定要牢靠，角度及转向盘的高度位置应保证驾驶员操作灵便，手臂没有被架高的感觉，抬腿蹬踏板时不碰转向盘。 拉杆必须有足够的刚度，特别是弯拉杆，要保证 没有弹性变形。在前轮左右最大转角区间内，各节点不能出现发卡，磨擦现象，拉杆之间不能出现死角，在 30 转向过程当中传动比的变化应尽量小。 在系列车型设计当中，由于轴距的变化会影响梯形底角的变化，在实际生产中，这种细小的变动很难处理，管理上容易出现误装或错装，生产也不好安排，为此就应在设计时回避这一误区。转向梯形的确定，以系列车型中，产量最大的、或轴距居中的车型、亦可两者兼顾后决定以某一车型为基础设计其转向梯形，其它车型直接乘用，这样便于组织生产和发展变型车；对使用影响也不大。 在纵置板簧的布置中，转向垂臂的球头中心 应与板簧的跳动中心重合或接近，上节臂的球头中心应与主片的高度相差，这样可以减少车轮跳动时的干涉量，紧急制动时的干涉跑偏问题。 转向盘的高度、转向柱的角度固定方式等可与车身总布置共同商定，亦可在1： 1 的内模型内确定，并与脚踏板和坐椅一同考虑。 5.7 制动系统的布置 国家标准中规定：汽车上应配有行车制动系统、驻车制动系统、应急制动功能，三者可以独立、亦可互相联系，当某二者失灵 (踏板或制动阀除外 )，另一系统仍具有应急的制动功能。应急制动的操作必须方便可靠，它可与行车制动或驻车制动的操纵机构结合，但三者不能合在一起 。对于驻车制动，要求它必须通过机械装置把工作部件 (制动器 )锁止，解除也应方便可靠。 行车制动必须采用双回路或多回路系统，当部分管路失效后，其余部分仍有至少 30的制动效能。 总质量大于 12t 的长途客车、旅游客车和总质量大于 16t 并带 10t 挂车的列车必须装 ABS，所以配合好制动系统的布置和设计是非常重要。 整车设计人员要与总成设计人员共同商定，选择行车和驻车制动器的方案、制动操纵方式及驱动机构的型式、结构和布置。 一般轻、轿车上均采用液压制动系统。中、重型车上采用气压制动系统。两种不同的驱动机构要求制动器的布 置、整车制动系统的配置、操纵机构的型式和结构等也各不相同，所以对制动系统的方案选择和进行合理的布置是非常关键的。 31 5.8 进、排气系统的布置 进气与排气系统方案的选择及布置的合理性，对整车的性能、可靠性、排放和振动噪声等有影响。 空气滤清器及进气管路是保证发动机得到充足和清洁空气的通道，所以吸气口要放在空气畅通、清洁、灰尘少的部位，管道长度应尽量短，以便减少阻力。空气滤清器的容量要足够，特别在风沙、灰土大的地区，要加大空气滤清器的容量，以增加滤清效果，减少发动机的磨损和保证其正常地工作。 一般长头车的空气滤清 器放在发动机罩内，但平头车或重型车的空气滤清器(空气滤清器较大 )都放在车身 (头 )的外面，有的从驾驶室背后竖起一个烟囱式的通气管道，吸气口在上端朝下或朝外。有的平头车的进气管道放在了乘客侧的车门和风窗玻璃的交接缝处，虽然不美观，但对性能有益。 对于长头重型车，由于空滤器较大，也可放在车头侧面。 排气系的布置要保证发动机排气畅通，阻力小 (排气制动系统除外 )，同时要尽量减少噪声和振动，排气口要朝左或右，不许朝向人行道。 排气管道的布置与油箱的距离应大于 300mm，若布置不开时，中间可加隔热板。 排气管道的任何部位 (除排气尾管的排气口外 )都不允许发生漏气现象，以防止产生振动的噪声。 消声器进气管应尽量与动力总成固定在一起，以减少振动干涉。排气系统在整车 (车架 )上要用软垫进行支承和固定，以减少管道各接口处的振动和干涉。 在布置消声器时，注意离地间隙大小，特别是轿车更应选择合适的方案，不应影响通过性。 5.9 操纵系统的布置 转向盘和转向柱的布置前面已经论述，这里仅对踏板 (离合器、制动、油门 )装置、变速操纵，驻车制动装置等进行论述。 所有踏板和操纵手柄位置都应按人体工程学的要求进行布置，可以在 1:1的内模型中进行布置。 32 要 求所有的操纵机构都要有足够的刚度，运动件的连接处配合间隙要合理，尽量减小自由间隙，运动件不能出现发卡和干涉现象，确保操纵动作的灵活与准确。特别是变速操纵机构，使用频繁、要求轻便、自由间隙小、不仅要求操纵机构本身刚度好，而且要求用来固定操纵机构的基体件的刚度也要好，这样才能保证在换档操作过程中灵活、准确、手感强。 5.10 车箱的布置 根据车型所确定的载重量、用户对车箱长度的要求、整车的外廓尺寸、车箱底板是否允许有车轮鼓包、货物的情况等，合理地选择车箱的内部尺寸，但必须要保证符合公司内部所确定的车箱内部尺寸系列 ，不应随意变动，这样可以便于组织生产和变型，有利于系列化和通用化。 车箱前板及保险架离驾驶室后围或相关部件的间隙应不小于 40mm。 保险架的高度应超出驾驶室顶部 70mm lOOmm。 车箱纵、横梁布置要合理，保证自身有足够的强度和刚度，使车箱底板在长期承载使用状态下，不会产生永久变形。 车箱纵梁的后端允许超出车架尾端不大于 200mm，以便减轻车架的质量。 6. 运动校核 6.1 转向轮跳动图 目前，国内的载货汽车大多数采用非独立悬架的结构，应对其进行运动校核。采用非独立悬架的前桥 (轴 )相对于车架、车身上下 跳动，其跳动受悬架和纵拉杆的限制。而且在车桥 (轴 )和车架之间均装有缓冲块，对车桥 (轴 )的跳动进行限制。在进行运动校核时，首先要确定前桥的跳动极限位置，一侧车轮在平地上或过坑而暂时悬空，而另一侧车轮遇到路面凸起，使前轴倾斜。但是在具体作法上，目前不统 。有的以一侧车轮上跳到钢板弹簧盖板与车架下翼面接触 (即铁碰铁 )时的位置作为最高位置。此时假设缓冲块已丢失；有的假定橡胶缓冲块被压缩31 33 或21为车轮上跳的最高位置。上述第一种情况最 保险，但要求较大的运动空间，这种画法比较适合于使用条件很差的军用越野车。第二种情况要求的运动空间比较合理。这种画法在国内比较常用，按此种方法校核的运动空间仍然过大。这是由于所假定的缓冲块压紧量与实际行驶中可能达到的最大压缩量有误差。另外，当汽车一侧车轮低速越过较大的凸起时，车架前部有可能发生扭转变形。此时轮罩也会随之上移而产生退让作用。所以，最好是根据同类型汽车在坑洼不平的坏路上实测的车轮相对车架向上和向下跳动的最大跳动量来确定前轴相对于车架的最大倾斜角。在缺乏试验数据的情况可以采用上述的第二种方法。 当前 轴的最大倾斜角 (最大斜跳位置 )确定后，就可以作一下前轮跳动图。通过跳动图可以校核轮胎与翼子板的关系、对新开发的车型设计翼子板，可以对转向轮与纵拉杆进行校核；另外还可以校核前轮的减振器是否满足车轮上下跳动的要求，并对前轴 (桥 )、横拉杆和油底壳的关系进行校核。 平头驾驶室结构的车型，发动机的油底壳一般布置在前轴上方，前轴、横拉杆和油底壳也有相对运动。一般情况下，非独立悬架的轻型车前桥的动行程，即前桥满载位置到缓冲块压缩21时为 80 左右，那么静止满载时前轴、横拉杆和油底壳 的间隙应不小于 90。 按下列方法步骤绘制前轮跳动图 : 画出汽车满载静止时车架、前轴钢板弹簧、轮胎等有关部件的三个视图； 根据车轮内外最大转角，作出满载状态的外轮廓线，然后投影到侧视图上； 确定前轴斜跳的回转中心为 1O 点，该点是处在左、右钢板弹簧主体厚度中点的联线上，且与汽车对称中点线偏离一个距离 (偏向压得较紧的弹簧一侧 )。根据第一汽车集团公司 CAl0B 汽车试验结果，偏距为前钢板弹簧中心距的 15。然而其比例关系不一定适合每个车型，在缺乏试验数据的情况下，可近似 地把汽车对称中心和板簧主片厚度中心联线的交点作为跳动中心。以 1O 为圆心，以 1O点到前轴中心线的垂直距离为半径画个圆弧，按确定的前轴对车架的侧角 1 做一直线 (D 线 )与该圆弧相切。则此切线为斜跳后的前轴中心线。在这条线上的上面画出上跳后轮胎形状，并将外轮廓线投影到其余视图上。 选取不同断面，用上述方法作图，就可以得到较完整的车轮跳动图。有了跳 34 动图，就可以判断转向轮与相邻的零部件是否会发生 干涉，从而更好地确定它们的位置和形状。另外还要考虑必要的间隙 (如胎面需装防滑链等 )。 独立悬架转向轮的上跳的最高位置可按一侧车轮上跳压缩缓冲块到32的位置。目前，国外一些汽车厂家在大量试验的基础上，提出了一种较为合理的更接近实际使用工况的校核方法。如德国大众汽车公司的校核方法规定车轮的转角不同，其跳动高度也不同。汽车直线行驶时由于车速较高，路面对车轮的冲击力也较大，规定此时跳动高度也最大。当汽车转弯行驶时，由于车速较低，路面对车轮的冲击力也较小，规定此时的跳动高度小 一些。到极限转角时，跳动高度为最小。 采用作图的方法进行校核。为了简化作图时不考虑主销内倾和后倾，即假定主销垂直于地面。作图时首先画出俯视图 ,即画出转向轮绕主销中心 O 点向左和向右转的极限位置。分别在不同的截面画出车轮的外包络线，然后使车轮上跳，即可得到车轮既转又跳的外包络线。因此可近似认为车轮上跳为一种平动。这种方法较简单，但不准确。我们可以借助于计算机等先进的手段，建立轮胎的函数关系，轮胎跳动高度与转角的关系及轮胎的参数方程。编写程序即可以得到轮胎又跳动、又转动的外包络线。 6.2 传动轴跳动图 目的： (1)确定传动轴上下跳动的极限位置及最大摆角； (2)确定空载时万向节传动的夹角； (3)确定传动轴长度的变化量 (伸缩量 )，设计时应保证传动轴长度最大时花键与轴不致脱开，而在长度小时不致顶死； (4)校核后轮和车箱横梁和车箱地板的间隙。 35 图 6.2 汽车传动轴跳动图 6.3 转向拉杆与悬架导向机构运动协调 目的：检查转向拉杆与悬架导向机构的运动是否协调，以及校核转向传动的零件在转向和悬架变形时是否会与其它零件相碰。 前悬架采用钢板 弹簧的情况下，当前轮相对车身上、下振动时，转向节臂与纵拉杆相连的铰接点 (球销中心 1A )一方面要随着前轮沿着弹簧主片所决定的轨迹运动，同时又要绕着纵拉杆另一端摆动。如果这两运动轨迹偏差较大，则会引起前轮摆振和反向冲击。因此，要求转向摇臂下端的 1B ，点尽量与转向节臂的球销中心 1A 的摆动中心点 2O 接近， 2O 点位置取决于弹簧主片中点 C 的摆动中心1O 。根据试验研究， C 点的轨迹近似于一段弧，其圆心的位置与弹簧固定端的卷耳中心相距 )2(1 21 LL 在高度上相距 e/2，取图上 1O 点 (L1 和 L2 为钢板弹簧前半段后半段的有效长度， e 为卷耳内孔半径 )，由于 C 点与 1A 点在空间作同一运动，其联线 CA 作平移运动，故找到了 C 点的摆动中心 1O 后，即可按平行四边形机构原理，作平行四边形 1O C 1A 2O 找出 2O 找出 2O 点，由于 2O 点是在弹簧固定端一侧，故现在国内所有厂家生产的轻型车 (干头 )的转向机构都布置在弹簧固定端附近。 36 图 6.3 悬架与转向的运动校核图 悬架与转向的运动校核步骤 以转向节臂球销中心 1A 的摆动中心 2O 为中心，以 2O 1A 为半径画出圆弧 JJ ，再以转向器摇臂下端 1B 为圆心， 1B 1A 为半径作圆弧 KK 。过 A 点作主片卷耳联线的垂直线 NN ，并以 1A 点向上截取距离为动挠度 df 的点，向下截以距离为静挠度 cf 的点，通过这两点作垂直于 NN 的直线与两个运动轨迹分别交于 GH 和 HG 四点， GH 和 HG 为钢板弹簧与转向纵拉杆运动不协调所造成的轨迹偏差， GH 和 HG 应尽量小一些，尤其在常遇到的跳动范围内应保证轮胎的弹性范围以内，如果偏差较大则应对转向器的位置，转向摇臂长度作适当修改，转向垂臂下端的 1B 应尽量布置在 1A 的运动中心 2O 的附 近。 当前轮采用独立悬架时，校核方法判断不同，此时应根据前悬架导向机构的结构 37 特点，找出转向节臂铰接点的运动轨迹的瞬心，看它是否与分段式转向横拉杆的铰接点 (断开点 )相重合，则悬架的变形不会引起前轮转向。 38 7.结 论 本次毕业 设 计 已 经 接 近 尾 声 了 ， 在 这 次 设 计 我 感 到 自 己 在 各 种 技 能 和 知 识层 面 上 有很多不足的地方，同时自己也学习到很多新的知识。这次毕业设计将我们四年来学习到的知识综合的应用起来，同时我学习了新的知识，如 CAD 制图、 CATIA等三维软件，这是以前很 少接触和使用的实用知识，在这次毕业设计中我从学习到应用，虽然中间的过程是辛苦的但是收获的喜悦是无法用言语所能表达的，总的来说这次毕业设计让我收获颇丰，使我为即将到来的工作和将来的学习打下了坚实的基础。 39 8.致谢 将 近 4 个月的毕业让我成长了很多，在这次毕业设计中我遇到了很多的困难，是在指导老师 田 老师的帮助下我一步步的完成这次毕业设计的，记得在我开始制图是曾遇到过这样一个难题，我对自己要完成的图纸很茫然不知道该如何下手去完成这分图纸，这时候田老师帮我分析设计的步骤 ，一 步 步 引 导 我 走 向 设 计 的 正 确 思路 ， 让 我度过了这个难关 。 在 整个设计过程中 ， 指导老师认真负责的对我门的问题进行解答，即使问问题的不是本组学生老师们也会认真的 进行指导和帮助。 正是在老师们的指导下我完成了本次毕业设计。在这个过程中我学到很多新的知识，其中也发现并改进很多不足的地方。现在我自身还有很多不足的地方，希望老师多多指导我让我在学习和工作中能更进一步。 40 9.参考文献 1 顾柏良 汽车工程手册（第 2 版） . 北京 : 北京理工大学出版社 , 2003. 2 余志生 汽车理论（第 3 版） .北京：机械工业出版社， 2000. 3 张洪欣 汽车设计（第 2 版） .北京：机械工业出版社， 1999. 4 王望予 汽车设计（第 4 版） .北京：机械工业出版社， 2004. 5 陈家瑞 汽车构造（第 4 版） .北京：人民交通出版社， 1993. 6 黄天泽 黄金陵 汽车车身结构与设计 .长春：机械工业出版社， 1997. 7 吉林工大汽车教研室 车身结构与设计 .长春：吉林工业大学， 1976. 8 机械工业手册编辑委员会 机械工程手册 .北京：机械工业出版社， 1980. 9 M.MitschkeDynamik der Kraftfahrzeuge. Speinger-Verlag,1972. 10 Jan PNorbye. Car Design(Structure and Architecture).USA:Tab books Inc,1984
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