机械毕业设计（论文）-HKD1030柴油动力货车总体设计（全套图纸）

I HKD1030HKD1030 柴油动力货车设计（总体设计）柴油动力货车设计（总体设计） 摘摘 要要 汽车的总体设计是汽车设计工作中最重要的一环，它对汽车的设计的质量， 使用性能和在市场上的竞争力有着决定性的影响。因为汽车性能的优劣不仅与相 关总成及部件的工作性能有密切的关系，而且在很大程度上还取决于有关总成及 部件间的协调与参数匹配，取决于汽车的总体布置。 货车的总体设计主要包括货车的参数确定，发动机和轮胎的选择，总体布置 和动力性的计算等一系列重要的步骤，其中参数的确定又包括了汽车的质量参数， 主要尺寸和性能参数的计算等。而本次毕业设计同时应用到了 EXCEL，AutoCAD 等计算机辅助软件，再通过多次校核质心位置和各部分的总成以保证货车的轴荷 分配合理。 关键词关键词：货车总体设计；整备质量；动力性；燃油经济性 II III HKD1030 DIESEL-POWERED TRUCK DESIGN (OVERALL DESIGN) ABSTRACT In this design, in the outlook design has mainly referred toDongfeng and other related vehicle types. Simultaneously has made a modification. In the chassis arrangement and entire vehicle arrangement , according to the man-machine engineering principle, the reasonable layout human body posture and the seat arrangement, causes the pilot and the passenger sitting posture is comfortable, Not easy to produce wearily. Simultaneously acts according to the pilot and passengers field of vision, Becomes common practice the window and the rear view mirror design, Guaranteed the pilot has the good field of vision . This design uses humanist, the use is diverse, Economical practical principle, Has carried on the reasonable layout. KEY WORD： appearance ，braking system， emergency brake, IV 常用符号表常用符号表 F轮胎与地面间的附着力 , a G G汽车重力 g重力加速度 g h汽车质心高度 L汽车轴距 a m 汽车总重量 e r车轮有效半径 v汽车行驶速度 Z地面对车轮的法向力 汽车制动器制动力分配系数 轮胎与地面间的附着系数 0 同步附着系 V 目录目录 前言前言1 第一章第一章 方案的讨论、选择和确定方案的讨论、选择和确定3 1.1 方案和选择和确定3 1.2 汽车型式的选择.3 1.3 轴数和驱动形式.4 1.4 车头，驾驶室的型式.4 1.5 汽车布置形式的选择5 1.6 轮胎的选择5 第二章第二章 汽车主要参数的确定汽车主要参数的确定7 2.1 汽车主要尺寸的确定.7 第三章第三章 汽车质量参数的确定汽车质量参数的确定9 3.1 整车整备质量9 3.2 乘坐人员数量9 3.3 汽车的最大质量9 3.4 轴荷分配及质心位置的计算：9 第四章第四章 汽车稳定性的计算汽车稳定性的计算14 第五章第五章 发动机的相关计算和选择发动机的相关计算和选择15 5.1 发动机的选择15 5.2 发动机的最大转矩 Temax15 5.3 传动比的选取.17 第六章第六章 汽车的整体布置汽车的整体布置20 6.1 车身外型的设计20 6.2 汽车部件的选择和底盘整体布置20 第七章第七章 汽车动力性参数的计算和确定汽车动力性参数的计算和确定23 第八章第八章 汽车的燃油经济性汽车的燃油经济性30 8.1 用功率平衡与负荷特性计算汽车百公里油耗30 第九章第九章 车架设计车架设计33 9.1 周边式车架33 9.2 X 形车架34 9.3 梯形车架.34 VI 9.4 脊梁式车架.34 9.5 综合式车架.35 结论结论36 参考文献参考文献37 致致 谢谢39 附录附录40 英文翻译英文翻译41 1 前言前言 微型货车一般是指厂定最大总质量 1.8 吨以下的载货汽车。我国微型货车 行业从 70 年代末开始起步，经过近 30 年的发展，目前已达到年产量 29 万辆 以上的市场能力。在载货汽车市场中总体保持在 15的市场份额。微型货车之 所以能够快速发展，最根本的原因是适应了市场需求。我国微型货车行业是国 家投入相对较少，主要靠生产企业自身努力滚动积累的情况下发展起来的，这 种发展模式决定了微型货车产品必然较为贴近市场。微型货车以其外型尺寸小， 占地 面积小，机动灵活，价格便宜，省油，适应性广等特点，符合我国经济发 展水平和广大群众购买能力逐步上升的基本国情，深受中国消费者喜爱。 随着我国社会主义市场经济体制的建立，企业所面临的经营环境发生了根 本的变化。产品销售已从过去的卖方市场转变为今天的买方市场，在这种快速 发展和竞争日益激烈的市场经济条件下，如何应用现代营销手段和策略去扩大 产品市场占有率，以提高经济效益已成为所有企业家所关注的主要问题，因此， 从长远发展来看，市场营销策略研究在企业经营中将起着越来越重要的作用。 金杯牌，解放牌轻型货车产品是一汽金杯公司的主要产品之一，它也是本文的 主要研究对象，本文以“一汽金杯公司轻型货车系列产品营销策略研究”做为 研讨的课题，其理论意义在于目前国内汽车行业的竞争十分激烈，但现代营销 观念和意识还很不发达，汽车行业做为我国的支柱性产业，怎样从计划经济走 向市场经济值得我们去探索，而其应用价值在于通过本论文的研究可以对本企 业营销人员的思想观念及实际操作起到一定的指导和借鉴作用。 在文中，本人 运用市场竞争的原理，采用理论联系实际的方法，通过大量的市场调研和数据 采集，详尽分析和预测了国内外轻型货车产品市场的现状及发展趋势，通过对 国内众多竞争对手的状况分析，找出了本企业自身的竞争优势和劣势。在剖析 了本企业产品结构、开发能力、生产能力及营销状况之后，总结了本企业存在 的矛盾及问题，面临的机遇和挑战，在此基础上，运用现代市场营销理论和方 法，对我公司轻型货车系列产品做出了全面的营销策略研究，通过市场细分和 目标市场的确定，特别运用“4P”的观点。 2 我们选做的毕业设计是轻型货车的设计，轻型货车用途多样，价格低廉， 乘坐空间大，很适合中国工薪阶层的需要。因此设计这种汽车还是适应时代潮 流的。我在毕业设计当中负责的是整体和制动的设计，包括轻型货车的外型设 计，整体布置，底盘设计，并积极协调本组的同学完成其它部件的设计。 轻型货车的整体布置包括人体工程在汽车上各个部件安排的作用，发动机 的选择，轮胎的选择，传动系，行驶系，转动系，制动系，和悬架的选择设计， 驾驶员和乘客的位子布置，汽车主要尺寸参数的选择并校核汽车主要性能参数 等。 毕业设计是大学教学中很重要的环节也是最后一个环节，是大学四年知识 的回顾，把我们学过的知识复习了一遍，对以前不懂的地方又学习了一遍，对 知识进行了强化。同时也为我们今后上工作岗位做好了准备，是工作前的一次 基础练习。 3 第一章第一章 方案的讨论、选择和确定方案的讨论、选择和确定 1.1 方案和选择和确定方案和选择和确定 汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大的程度上 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作用的影响。 汽车是一个系统，这是基于汽车只有如下属性而具备组成的系统的条件：1. 汽车是由多个要素组成的整体，每个要素对整体的行为有影响；2.组成汽车的 各要素对整体行为的影响不是独立的；3.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需而相互干扰，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。 所以汽车设计任务的等级形态表现为：上位设计任务是确实下位设计任务 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。 在经过小组讨论后，本车根据东风 EQ1060G14D3AC 来参照，进行设计。 1.2 汽车型式的选择汽车型式的选择 汽车的型式一般包括：驱动型式一般包括：驱动型式，布置型式，及车身型式。 汽车的型式对汽车的使用性能，外形尺寸，重量，轴荷分配和制造成本等方面 影响很大 4 1.3 轴数和驱动形式轴数和驱动形式 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制等因素进行选择。我国公路干线和 桥梁所允许的双轴汽车后轴的单轴负荷不超过 130KN，前轴的允许负荷不超过 60KN。因为双轴汽车总重量一般不超过 180-190KN，所以本次 3 吨柴油动力货 车，选用是两轴即可。 汽车最常用的布置形式是两轴，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，因为这种汽车结构简单，布置合理，机动性好，成本低，合适于公路使用， 是一种典型的，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，以至于超过公路，桥梁所规定的承 载限制（公路单轴允许负荷 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。 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 车厢地板的离地高度，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。 对于一般轻型的货车经常在良好的公路上行驶，与动力性要求相比对通过性 的要求降低些，所以 3 吨的轻型货车采用 4*2 后驱动比较好。 1.4 车头，驾驶室的型式车头，驾驶室的型式 车头，驾驶室的行驶是汽车的最主要型式之一，其中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，短 头，平头等都各有其优缺点。 车头，驾驶室与发动机，前轴的布置位置，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。 平头式货车的发动机位于驾驶室内 5 短头式货车的发动机大部分位于驾驶室前部，小部分位于驾驶室内 长头式货车的发动机位于驾驶室的前部 通过查找，参照当今市场上现存货车的布置形式以及燃油经济性的考虑，最后 经过和组员商量后，我们决定采用平头式，其优点如下： 1. 汽车的总长和轴距尺寸短，最小转弯半径小，机动性能好； 2. 不需要发动机罩，加之总厂缩短等因素的影响，汽车的整备质量减小； 3. 驾驶员视野得到明显的改善 4. 采用翻转式驾驶室能改善发动机及其附件的接近性 5. 汽车的货箱与整车的俯视面积之比称为面积利用率，平头式货车的该项指标 比较高 1.5 汽车布置形式的选择汽车布置形式的选择 汽车的布置形式是指发动机和车身的相互关系和位置特点而言的。汽车的 使用性能除取决与整车和各总成的有关参数外，汽车的布置形式对使用性能也 有重要的影响。 经比较而已形式的优缺点，我最终采用了前置后驱的传统形式。我之所以 选这种形式是因为它有以下优点：轴荷分配合理，有利于提高轮胎的使用寿命； 前轮不驱动，因此采用等速万向节，并有利于减少制造成本；商品行使时，因 驱动桥的附着能力大，故爬坡能力强；变速器与主减速器分开故拆装、维修方 便。且乘坐空间宽敞，行驶平稳。缺点是：汽车总长比较长，整车装备质量较 大，影响到汽车的经济性和动力性。 1.6 轮胎的选择轮胎的选择 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 动参数的匹配以及对整车尺寸参数。 轮胎所承受的最大经负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数 6 汽车的轮胎负荷系数取为 0.91.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，故他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，其轮胎负荷系数可取上限 1.1,。为了提高汽车的动力因子，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。 故参考同类车型，选取轮胎为 7.0R16，其中轮胎直径为 轮辋 7 第二章第二章 汽车主要参数的确定汽车主要参数的确定 总的要求是参考东风 EQ1060G14D3AC 相关车型的主要参数（如下表） ，完成 轻型货车的外形设计、底盘设计制动器设计。 表参考数据 车型名称两驱型 外型尺寸（长宽高） 装载质量 最大质量 整车装备质量 前轮距/后轮距 轴距 接近角 离去角 吨 2.12.1 汽车主要尺寸的确定汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸包括外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、车厢尺寸等。 根据参考车型，确定以下尺寸： 外廓尺寸 1.最终确定 长宽高 599419302660 (mm) 2.前轮距和后轮距 增大轮距，就能增大室内宽度和增加侧倾高度。但总宽和总质量增加，并 影响转变半径。前轮距就能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮 有足够和转弯空间，同时要满足转向系杆系和车驾车轮之间有足够的运动间隙。 8 根据参考车型，定为：前轮距为：1506mm 后轮距为：1466mm 3.轴距 轴距对整备质量汽车总长度、最小转变半径、传动长度纵向通过半径的影 响。此外，轴距还对轴荷分配，传动轴夹角有影响。有所选的参考车型和国家 标准（汽车理论）所确定 L=3300mm 4.前悬和后悬 前后悬的长度影响汽车的接近角和离去角，及汽车通过性。确定设计车型 的该参数为前悬 LF=1032，后悬 LR=1656。 9 第三章第三章 汽车质量参数的确定汽车质量参数的确定 汽车的质量参数包括：整车整备质量 Mo，载客质量，装载质量，汽车总 质量 Ma，轴荷分配等。 3.1 整车整备质量整车整备质量 由参考车型，取 3499kg 3.2 乘坐人员数量乘坐人员数量 由参考车型确定载人数为 2 人 3.3 汽车的最大质量汽车的最大质量 由参考车型确定为 6499kg 3.4 轴荷分配及质心位置的计算：轴荷分配及质心位置的计算： 水平静止时的轴荷分配及质心位置的计算 当汽车总体布置完成后，各部件的位置也就确定了，我们应当对轴荷分配 和质心位置进行计算。为此需要知道各部件的质量 mi 和其质心位置 10 （xi，yi）。mi可以通过对选用现成的部件的称重或类似部件实际质量对比估 算得到，各部件质心位置可按几何形状和结构估算或对现成部件进行实测得到。 将各部件的质心和质量标在总体布置图上，量出各部件的质心到前轮中心线的 水平距离 xi 和其离地高度 yi。而后进行前、后轴静负荷 G1 和 G2 的计算。包 括满载、空载两种工况各部件质量和质心位置估算结果如表 3-1. 表 3-1 各部件质量和质心位置估算 序号部件名称 质量 mi（kg） Xi（m）Yi（m） 1 发动机及其附件 4730.230.68 2 离合器及操纵机构 980.50.53 3 传动轴 4120.5 4 变速器机离合器壳 1351.10.5 5 后桥，轮毂及后制动器 4053.60.43 6 车架及支架 40521 7 前轴，轮毂，转向梯形及 前制动 213-0.050.43 8 前悬架及减震器 6800.5 9 后悬及减震器 1523.50.55 10 后轮及轮胎总成 3382.410.43 11 拖钩装置 415.451 12 转向器，纵拉杆及固定杆 41-10.7 13 手制动器及操纵机构 241.50.5 14 制动系驱动机构 201.20.5 15 油箱及油管 301.90.6 11 16 消音器及排气管 144.20.4 17 水箱及软管 44-0.20.8 18 蓄电池组 642.30.57 19 仪表及其固定零件 14-0.91.5 20 货箱 50631.2 21 驾驶室 169-0.5 15 22 挡泥板等 34-3.50.8 23 水，机油，燃油及装备 2190.8156 24 货物 30002.81.2 根据表中的数据进行如下计算： 1.空载时 G2=mixi/L=1654 N (3-1) G1=Ga- G2=1725N (3-2) 汽车重心的纵向位置 L1=1.615m L2=L- L1=1.684m 重心高度：hg=miyi/Ga=0.723 mm (3-3) 其中 G1空载时前轴静负荷 G2满载时后轴的静负荷 L1质心到前轴的距离 L2质心到后轴的距离 L汽车轴距 2.满载时 G2=mixi/L=4199N (3-4) G1= Ga- G2=2180N 12 汽车重心纵向位置 L1=2.172m L2=1.128m 重心高度：hg=miyi/Ga=0.947m 由上面的数据得到载荷分布如下 表 32 载荷分布 空载空载满载满载 前轴 后轴 前轴 后轴 汽车行驶中的轴荷分配计算 汽车行驶中的各轴的负荷随着道路条件和行驶工况的改变而改变。负荷的这 种改变影响到多部件的设计，因此，好对行驶中的轴荷分配加以计算。 一般只需计算汽车满载在水平路面行驶及制动时的轴荷改变，对于后轮驱动 的汽车满载行驶时各轴的最大负荷按下式计算。 (3-5) hL hG Z ）（ 总 b 1 (3-6) hL G Z a 2 总 式中：a.b重心距前轴和后轴的距离（m） 附着系数 Z1行驶时的前轴负荷 Z2行驶时的后轴负荷 将数据带入得： Z1=1307.2,Z2=5071.2 所以可得轴荷转移系数： M1=Z1/G=1307.2/2180=0.599 M2=Z2/G=5071.2/4199=1.21 13 制动时各轴的最大负荷按下式计算: (3-7) L hG Z ）（ 制 总 b 1 (3-8) L G Z h)a 2 （ 制 总 由以上的式子得到=3277.8 =3100.21制Z2制Z 制动时的轴荷转移系： =3278.8/2180=1.5 (3-9) 1 1 1 G Z M 制 制 =3100.2/4199=0.74 (3-10) 2 2 2 G Z M 制 制 通过以上计算可得轴荷转移均满足要求 14 第四章第四章 汽车稳定性的计算汽车稳定性的计算 保证汽车不纵向翻倒的条件是： b/h=1.128/0.947=1.190.6 所以满足 保证汽车不横向翻倒和转弯不侧向翻倒的条件是：b/2h=1.506/(2*0.947) =0.790.6 所以满足 最小转弯半径 汽车的最小转弯半径 Rmin与汽车的内轮胎最大转角 max、汽车轴距 L、车轮 转臂 a、主销距 k 等因素有关，最小转弯半径指汽车转向轮在最大转角位置的 条件下以低速转弯时前轮地面接触点的轨迹到转向中心点之间的距离，计算公 式如下： Rmin=L/sinmax=7.5 (m) (4-1) 15 第五章第五章 发动机的相关计算和选择发动机的相关计算和选择 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， 总质量及动力指针，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针水平，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系条件等。 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 次是气缸的排列形式和发动机的冷却方式。结合汽车的动力性及最高车速，对 于 3 吨的轻型货车，发动机选取水冷，4 缸直列，涡轮增压的柴油发动机。 5.1 发动机的选择发动机的选择 1. 发动机最大功率和相应转速根据所需要的最高车速 90km/h，用下式估算发 动机的最大功率 (5-1) 761403600 ( 1 3 maxmaxmax V AC V gfm P Da T e 式中：为发动机的最大功率；为传动系效率， ；为汽车总质量；g 为 maxe P T a m 重力加速度；f 为滚动阻力系数；为空气阻力系数，取；A 为汽车正面投影 D C 面积根据外型。计算得 kw7876140/390538 . 4 9 . 03600/9002 . 0 8 . 96379*9 . 0/1 max ）（ e P 根据所得的功率选取的发动机型号为 CY4100ZLQ-A。最大功率为 Pemax=81kw 对 应转速 np=3100r/min 5.2 发动机的最大转矩发动机的最大转矩 Temax 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。 Temax=9549*Pemax/np 16 式中：Temax发动机最大扭矩，Nm 扭矩适应性系数，即 =Temax/Tp，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。因为柴油机 =1.11.25 所以 =1.2 Tp为最大功率点的扭矩，Nm Np最大功率点转速，r/min 将所选发动机的参数带入验证发动机的转矩： Temax=9549*1.2*81/3100=299Nm,所选发动机的转矩为 Temax=320Nm,所以 能够满足要求。 表 51 发动机相关参数 发动机型号 CY4100ZLQ-A 燃油种类柴油 汽缸排列形式直列 排量 4.212L 最大输出功率 81KW 最大扭矩 310Nm 最大扭矩转速 17001900 额定转速 3100rpm 17 5.3 传动比的选取传动比的选取 1. 最小传动比的选取 按照最高车速的要求，即最高车速。由公式 (5-2) 其中 V汽车车速 （km/h） 18 r车轮滚动半径（mm） n发动机转速（r/min） ig变速器各档速比 i0主减速器传动比 根据参考车型有关参数以及相关要求，我们选取 r=363.22mm；n=3100r/min；U=90km/h 求得 igi0=3.656 最高档为直接挡，即此时 ig=1 则 i0 =3.656 2. 最大传动比的选取 1.根据最大爬坡度确定一档传动比 ig1=Gr（cosmax+sinmax）/Ttq i0T (5-3) 其中： G汽车总质量，G=6499kg f滚动阻力系数，货车取 f=0.011 i0主减速器传动比为 3.656 r车轮滚动半径为 363.44mm Ttq发动机最大转矩为 310 Nm T传动总效率 T=0轴g 0=92%，双级主减速器；轴=98%，传动轴和万向节；g=92% 故T=0.82947 max=22 代入以上数据算得 19 ig1 =5.7 2.根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比 Ftmax= Ttq igi0T/ rFz (5-4) 其中 =0.50.6 Fz=(75%81%)G/cos=79%*500000/cos22.7824= 求得 ig1=7.8 综上，最大传动比为 ig1=6 变速器各挡的传动比的分配以及各挡传动比总效率如表 5-2 所示。 档 位 一挡二挡三挡四挡五挡 传 动 比 63.8332.4941.5651 总 传 动 效 率 0.8420.8420.8420.8580.858 20 第六章第六章 汽车的整体布置汽车的整体布置 6.1 车身外型的设计车身外型的设计 在底盘的布置设计和满足事业的要求，现时参考同类车型的外观设计可以画出 汽车的外型图。车身外型图参考了以下车辆如图： 图 6 东风车型 在设计时要考虑到室内操纵机构的布置、地板的布置，车身前面的布置， 人机工程在布置中的应用，驾驶员视野的校核，发动机舱和行李舱的布置等。 6.2 汽车部件的选择和底盘整体布置汽车部件的选择和底盘整体布置 在初步确定了汽车的载客量、驱动形式车身设计、发动机型号之后，现在开 始做具体的工作了，包括绘制总布置图，并校核初步选定的各部件机构和尺寸 是否符合整体尺寸和参数的要求，寻求合理的解决方案。 6.2.16.2.1 部件的选择和布置部件的选择和布置 21 1. 发动机的布置 布置时可先用透明纸描出动力传动总成的轮廓线，再往已布置好车厢或 驾驶室的图纸上靠，寻找其最佳布置方案。此时的布置空间考虑到发动机维修 的方便性。还应该考虑到传动轴前万向节的轮廓与驾驶室地板下表面应有适当 的间隙和轿车地板上的传动轴通道不应太高。为此就使发动机曲轴中心线相对 与车驾上平面线向下倾斜 1 度到 5 度，所选择的这倾斜角度应使当汽车爬最大 坡度时，发动机油底壳中机油的油面高于集滤器的滤网。 布置完成后应以曲轴中心线与缸体前端面的交点及曲轴中心线的倾角来确定 发动机在图纸上的位置，而点的坐标位置又由它到前轮中心线的纵向距离和它 到车架上平面线的垂向距离所决定。点的坐标位置将影响轴荷分配、驾驶室的 形式、前轴结构和传动夹角等，反之亦然。 2. 传动系的选择和布置 根据要求和各项性能参数 3. 转向装置的选择和布置 循环球式转向装置 4. 制动系的选择和布置 采用前双领蹄后领从蹄 6.2.26.2.2 车身内部布置车身内部布置 车身内部布置应以人体尺寸的“百分位布置值”为尺寸依据： 一、根据人体的尺寸做出相应二维人体模型。 二、汽车室内操纵装置的布置 三、手操纵装置要根据操纵对象，动作作用特点进行必要的操纵姿势和施力方 式设计，才能实现舒适的驾驶性和操纵性。 22 1、变速杆和手刹的布置 一般的在人体肩部不动的情况下通过手臂的运动来实现的，根据货车车 身设计的经验推荐，上臂角在 130170 的范围内有较大的操纵力，这是较舒 适的操纵姿势。取 130，上下位置一般在 H 以上 178660 的范围内。 2、方向盘的布置 一般方向盘倾角选在手容易控制的 1517 内，同时考虑车身的总体布置方 案。轻型货车的方向盘直径通常小于 450，倾角在 2030MW . 四、人眼的视野和视野范围 保证驾驶员具有良好的视觉效果，在车身设计的过程中应该对人眼的视觉 特征、人眼的视野、人眼在车内位置出发，分析汽车和各种视觉效果，最终使 汽车具有良好的视觉效果。在侧视图上根据眼椭圆可以确定窗口的高度，最小 能保证向上 15 看到交通信号灯，向下 20 能看 3 的路面。在俯视图上根据眼椭 圆可以确定前窗的宽度。 23 第七章第七章 汽车动力性参数的计算和确定汽车动力性参数的计算和确定 汽车的动力性是汽车在良好的路面上直线行驶，是由汽车受到纵向外力决定的， 所能达到的平均行驶速度。汽车是一种高效的运输工具，运输效率之高低在很 大程度上取决于汽车的动力性。所以动力性是汽车各种性能最基本，最重要的 性能。主要可以用以下指标来评价：1.最高车速 2.汽车的加速时间 3.汽车的最 大爬坡度。 7.1 动力性参数的确定和计算动力性参数的确定和计算 动力性能主要表现在三个评价指标； 最高车速； max V 汽车的加速时间 t； 汽车的爬坡度 max i 一、汽车各挡速度的计算 (7-1) 0 377 . 0 ii nr V g 由发动机的特性曲线，代入式中进行计算，列为下面的表格： 表 7各挡速度值 n n1 12 23 34 45 5 9004.35831216.822299110.48511316.70918326.149872 11005.32682598.338365612.81513820.42233531.960955 13006.2953397039.85443209415.1451636824.1354876837.77203822 15007.26385350311.3704985717.4751888627.8486396343.58312102 17008.23236730412.8865650519.8052140431.5617915849.39420382 19009.20088110414.4026315222.1352392235.2749435355.20528662 210010.169394915.91869824.4652644138.9880954861.01636943 230011.137908717.4347644726.7952895942.7012474366.82745223 250012.1064225118.9508309529.1253147746.4143993872.63853503 24 270013.0749363120.4668974331.4553399550.1275513378.44961783 290014.0434501121.982963933.7853651353.8407032884.26070064 各档速度曲线 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 0500100015002000250030003500 转速n(r/min) 速度v(Km/h) 1档 2档 3档 4档 5档 二、驱动力计算 (7-2) r iiT r T F tgtq t t 0 计算结果如下表: 各挡驱动力 表 7各挡驱动力 nTtq12345 90021014713.88439399.7197526116.071243837.8714882452.31405 110024016815.8677710742.536866989.7957024386.1388432802.644628 130025017516.5289311190.142567281.037194568.8946282919.421488 150028620038.9090912801.523098329.5065455226.8154553339.818182 170030521370.1652913651.973938882.8653725574.0514463561.694215 190030921650.4297513831.016218999.3619675647.153763608.404959 210030021019.8347113428.171078737.2446285482.6735543503.305785 230029520669.5041313204.368228591.6238845391.2956613444.917355 250029020319.1735512980.565378446.003145299.9177693386.528926 270028019618.512412532.959678154.7616535117.1619833269.752066 290027018917.8512412085.353977863.5201654934.4061983152.975207 25 汽车驱动力平衡图 0 5000 10000 15000 20000 25000 43 62 81 99 速度va(km/h) F(N) 1档 2档 3档 4档 Fw+Ff 5档 三、空气阻力的计算 w F (7-3) 15.21 2 aD w VAC F 表 7各挡空气阻力 n12345 9002.46960446.051349714.29344736.29954788.905758 11003.6891629.03967021.3519454.22524132.8098 13005.1526312.6256529.8221375.73609185.4947 15006.860012216.80930439.704021100.83207246.96044 17008.811304521.59061850.997609129.51319317.20696 190011.00650826.96959563.702895161.77946396.23430 210013.44562332.94623777.819881197.63086484.04246 230016.12865039.52054393.348564237.06741580.63143 250019.05558946.692513110.28894280.08905686.00122 270022.22643954.462147128.64102326.69592800.15182 290025.64120162.829445148.40480376.88789923.08324 四、牵引功率的计算 e P 26 (7-4) T at e VF P 3600 表 7各挡牵引功率 n12345 90019.792519.792519.792519.792519.7925 110027.64666627.64666627.64666627.64666627.646666 130034.0347222334.0347222234.0347222234.0347222234.03472223 150044.9258333344.9258333344.9258333344.9258333444.92583334 170054.2984722254.2984722454.2984722254.2984722254.29847222 190061.4824166661.4824166861.4824166761.4824166661.48241667 210065.97565.9749999865.97565.97565.975 230071.0540277771.0540277671.0540277871.0540277871.05402777 250075.923611175.923611175.9236111175.9236111275.92361112 270079.1700000179.1779.1779.1699999979.17 290081.997581.9975000281.997581.9974999981.99750001 汽车功率平衡图 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 020406080100 速度Va(Km/h) F(N) 1档 2档 3档 4档 5档 阻力功率 五、动力因数 D (7-5) G FF D wt 计算结果如下： 表 7各挡动力因数 n12345 27 9000.23532910.150264550.097606260.060811330.03780594 11000.26893370.171696940.111469770.069294870.04270765 13000.280118380.1787996470.1159930870.0718742070.043732892 15000.320439980.2045089560.1326067120.0819971040.049474483 17000.341704030.2180365950.1412777860.0870928240.051900004 19000.346152130.2208145770.142938070.0877460530.051383056 21000.336025880.2142749140.1385193240.0845414750.04829724 23000.330378950.2105897170.1359415190.082448920.045818165 25000.324728110.2068949590.1333411320.0802990150.043198629 27000.313469360.1996106090.128388760.0766300470.039504628 29000.30220670.1923166980.1234138060.0729037290.035670167 汽车动力特性图 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 020406080100 速度Va(Km/h) D 1档 2档 3档 4档 5档 f 六、加速度 a 的计算 (7-6)/ )( 1 1 2 2 fDga D ffD i ， f：滚动阻力系数，取 f=0.018; ：汽车旋转质量转换系数，其中， 2 21 1 g i04 . 0 21 表 7各挡加速度值 n n1 12 23 34 45 5 9000.8985619150.8565960.6814154190.4508548320.258958752 11001.0312801040.9853605650.7864834730.5215389480.297308844 28 13001.0753884391.0277927810.8204591260.540902080.299257866 15001.234620021.1821973420.9462991670.6247541950.342777743 17001.318528691.2632024681.0116744250.664838150.354981676 19001.3359724091.2794301031.0236699770.6661891610.339259747 21001.2958091381.239502190.9893709010.6338424450.299002041 23001.2733315441.2167052470.9690003580.6105973360.26302427 25001.2508237041.1937953860.9483881920.5863834020.224546266 27001.2061407191.1492177510.9098217090.5486126050.175092819 29001.1614274881.1045271990.8710136030.5098729820.12313914 各档加速度a 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.6 020406080100 速度Va(Km/h) 加速度a 1档 2档 3档 4档 5档 七、汽车爬坡度 i 的计算 (7-7) 2 2 1 1 D ffD i 其中 D：动力性因数； f:滚动阻力系数，取 f=0.018； 计算结果如下 表 7汽车爬坡度值 n n1 12 23 34 45 5 9000.2407301860.1455629970.0903503780.0525494450.028580785 11000.2813330330.1686347620.1045441060.0608555880.032826633 13000.2953207610.1763490420.1091063470.0631382820.033045168 29 15000.3481983490.2049280810.1263220660.0730407650.037871591 17000.3777910160.2202841550.1352991110.0777948790.039230338 19000.3841198170.2234001220.1368599940.0779624060.037491828 21000.3696708820.2157830840.1319599530.0741362620.033033988 23000.3617240790.2114675660.1289953140.0713929390.029053831 25000.3538598080.2071516080.1259908020.0685383360.024799547 27000.3385001460.1988015690.1205024710.0640872350.019334182 29000.3234642920.190503670.1149886910.0595293210.013596445 各档爬坡度 i 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45 020406080100 速度 Va(Km/h) i 1 档 2 档 3 档 4 档 5 档 30 第八章第八章 汽车的燃油经济性汽车的燃油经济性 在保证汽车动力性的条件下，汽车以尽量少的燃油消耗完成运输工作的能 力称为汽车的燃油经济性，通常以一定工况下汽车行驶百公里的燃油消耗量或 一定燃油量能使汽车行驶的里程数来衡量。根据发动机总功率特性曲线与汽车 功率平衡图对汽车燃油经济性进行估算。 8.1 用功率平衡与负荷特性计算汽车百公里油耗用功率平衡与负荷特性计算汽车百公里油耗 根据总功率特性曲线