3毕业设计说明书

车与力程院业计明第二章车总体设

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：①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；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像到设计任务中来、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。

汽车型式一般包括：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。1

车与力程院业计明§2.2.1、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值等因素进行选择。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国家的法规不一样，但相同的是后轴负荷大多在100-130KN之间。双轴汽车总重量一般不超过。结合以上的叙述，对于本次设计的吨柴油动力货车，选用两轴即可。汽车最常用的布置形式是两轴、后驱动汽车，其中轿车还可以采用4×2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、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值(公路允许单负荷为双后轴负荷为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成6×2、6×4，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。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较低些，所以3吨的轻型货车采用4×2轮驱动比较好。§2.2.2、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、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。对使用、性能也有一定的影响。2

车与力程院业计明平头式——货车的发动机位于驾驶室内短头式——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（下为长头和平头车的简图）通过查找数据、参照当今市场上现存货车的布置形式以及从燃油经济性考虑，最后经过和同组同学们商量确定采用平头式。平头式货车主要的优点叙述如下：1、汽车长和轴距尺寸短，最小转弯半径小、机动性能好；2、不需发动机罩和翼子板，加之总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；3、驾驶视野得到明显改善；4、采用转式驾驶室能改善发动机及其附件的接近性；5、汽车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。§2.2.3胎的选择的寸和型号行车和绘总布置图要原，因，在开定，而车轮。力—传数(汽等)影。3

车与力程院业计明所受的最大荷轮荷之，称为轮荷系。大车取为0.91.0以。轿、型、轮动，故应；对的，其。在面胎达1.1载，甚。试：轮胎载％时，其寿命将降30％降、减簧，对系内。数下

：—1轮胎规格（采用纵向花纹）标准轮辋允许使用轮辋轮胎断面宽度轮胎外直径内胎双层厚度不小于垫带：最小展平宽度中部厚度不小于边缘厚度不大于气门嘴型号

8.25—166.50G6.00G240mm860mm3.5mm180mm4.0mm1.5mmTZ—784

HJHJ§2.3

车与力程院业计明汽主要参选择：外距、轮车车：§1.3.1寸定一、外廓尺寸长La=L+LR

(mm)L

a

=3650+1015+1795=6460mm宽Ba=1880mm高Ha=2220mm；二、轴距轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯半径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。在整车选型初期,可根据要求及驾驶室布置尺寸初步确定距

:LLLH

R式中，

L--——货箱长度可根据汽车的装载质量、载货长度来确定，或参考同类型、同装载量汽车的货厢长度和装载面积来初步确定；L--—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；——驾驶室与货厢之间的间隙，一般取

50；L——后悬尺寸，可根据道路条件或参考同类型汽车初步确定。表表2-2）：L=3650mm三、前轮距和后轮距5

车与力程院业计明宽、且于2.5m，足、同类取前轮距B

1

=1385mm后轮距B2=1425mm四、前悬和后悬近，。定：前悬LF后悬LR

汽车质量参数的确定：整量

m

0、

汽车量

m

a

、轴荷分配等。一、水平静止时的轴荷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。各总成品质6

Mi

，可通过样件实测得到，亦

车与力程院业计明可参照同类车型样件实测值修正得到。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。

总成或部件名称

重量g(kg)

重心距前轴L(m)

重心距地面h(m)

g.L(kgm)g.h(kgm)发动机及附件离合器及操纵机构传动轴变速器机离合器壳后桥、轮毂及后制动器车价及支架前轴、轮毂、转向梯形及前制动前悬及减震器后悬即减震器后轮及轮胎总成拖钩装置转向器、纵拉杆及固定件手制动器及操纵机构制动系驱动机构油箱及油管消音器及排气管水箱及软管蓄电池组仪表及其固定零件货箱驾驶室

420873612036036018960135300363621182712395712300150

0.230.521.13.62-0.0503.52.415.45-11.51.21.94.2-0.22.3-0.93-0.5

0.680.530.50.50.4310.430.50.550.4310.70.50.50.60.40.80.571.51.21.5

96.643.5721321296720-9.450472.5723196.2-3631.521.651.350.4-7.8131.1-10.8900-75

285.646.111860154.836081.273074.251293625.210.5916.24.831.232.49183602257

112233lllhh112233lllhhh挡泥板等30-3.50.8-105水、机油、燃料及装备1950.80.7156货物30002.81.28400

24136.53600计算离a的度h：g

1.1+l2+gl3…2.GL

2-1gh+g+gh+……h总重

2-2）式中gg2g—

）1、2、3—

（m12、3——

（G

2——

）G

总——

汽车）h

重—

(m)又有

g1.1g+g3.

+……=

G

总

2-3）G1G=G

总

G1荷(kg)

（2-4）G1=G总G2L总

2-5）2-6）a—b—

重心距前轴的距离m）重心距后轴的距(m)：G

2

=1328.67kgG=3000-G2h

重

=0.723（m）ab

=2.033(m)=1.617(m)：G

2

=3630kgG=6000-G28

1总重重2重车与力程院业计明1总重重2重h

重

=

0.961(m)ab

=2.208(m)=1.152(m)

质重心距前轴重心距后轴重心高度

a(m)b(m)h(m)

空载2.0331.6170.723

满载2.20821.44180.961前轴

—4空载

配满载后轴前轴

后轴55.70%44.30%36.80%63.20%算，，尽使。二、汽车行驶中的轴荷算道。设，，好加。平；于的：Z

G（b）L

（2-7）Z

GL

重

（2-8）式中：ab轴（m9

111222总重a11制2制22111222总重a11制2制22

车与力程院业计明——数Z1—（kg）Z2—（kg）：Z1=1688.98kgZ2=4311.02kg：m2370

(2-9)

1.188G3630

(2-10)制动轴的最大负荷式计算：

1

G（b）L

(2-11)Z

2

G总（

L

h

(2-12)：ZZ

制1制2

=3317.84kg=2682.16kg：

制1G

1.42370

(2-13)Z2682.160.74G足。三、汽车稳定性的计算10

(2-14)

重重‘’‘车与力程院业计明重重‘’‘1证件是b1.4418h0.961

(2-15)足2证弯：1.3852*

(2-16)求3最小转弯半径R

minR

min

5.5m—5

项目外形尺寸轴距(mm)前/后轮(mm)前/后悬(mm)整备品质m0(kg)最大总质量(kg)

参数6460×210036501385/14251015/179530006000接近角/离角

19

31/

30最高车速(km/h)乘员数(人最小转弯半径(m)最小离地间隙(mm)发动机型号最大功率(kw/r/min)最大扭矩Nm/r/min)

952≤5.5240CY4D43T88/3200340/180011

maxmax车与力程院业计明maxmax§2.4发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、总质量及动力性指针、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修条件等，通常要经过多种方案的比较甚至通过先行的试验研究才能选定一个好的方案。§2.4.1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。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。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。§2.4.2主要性能指针的选择一、发机最大功率Pemax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。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P

emax的估算或选取。P

eman

亦可根据所要求的最高车速U

emax

。按下式计算出Pemax

mgfCAV

(2-17)12

n车与力程院业计明n式中：

T

—_发动机最大功率，；emax——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

≈0.9m——汽车总质量，；——重力加速度，m／s2——滚动阻力系数，对载货汽车取0.02，f

——最高车速，／hC——空气阻力系数，轿车取0.4～0.6，客车取，货车取D—1.0A——汽车正面投影面积，㎡，若无测量资料，可按前轮距B、汽车1总高、汽车总宽B尺寸近似计算：对载货汽车A≈BH。1按上式求出的P

e

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％％将数据带入得Pemax

160009.80.024.1736(95360076140

)kw根据所得的功率选取发动机最大功率Pemax=88kw

型号CY4D43T对应的转速p=3200r/min二、矩。

发动机最大转矩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Te

max

(2-18)式中：—发动机最大扭矩，N·m13

车与力程院业计明——扭矩适应性系数；＝

TeTp

，柴油机

~1.25；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。的数值进行选取。取=1.2

的大小可参考同类样机

——为最大功率点的扭矩，N·m；

——最大功率点转速，r。将所选发动机的参数带入验证发动机的转矩：Te9549

1.23200

Nm所选发动机的转矩为Temax选择发动机的型式及参数为：

所以能够满足要求。型号形式

CY4D43T废气涡轮增压汽缸数-缸×行程(mm)工作容积(L)燃烧室形式压缩比额定功率/转速（kw/r/min)最大扭矩/转速（Nm/r/min)工作顺序机油消耗率(g/kwh)烟度排放标准外形尺寸长×宽×高（mm)

4-112×1104.334直喷圆形缩口燃烧室18﹕188/3200340/18001-3-2-4≤115≤3.0达欧I标1121.5×78814

车与力程院业计明第三章汽车的整体布置和各部件的选择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(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。在布置某一新车型时，在图面上同时考虑短轴距的4×2、6×4自卸和牵引车的底盘布置要求，同时还考虑轴距加长后的几种变型车的布置关系，如油箱、备胎、贮气筒、电瓶、取力位置及方式、排气系统、进气系统、传动轴夹角的变化、悬架和车箱的系列化设计等。这虽然增加了不少工作量，但对车型的系列化发展及生产组织、管理会带来巨大的好处。§3.1.1整车布置的基准线——零线的确定汽车在满载状态下，确定整车的零线(三维坐标面的交线)、正负方向及标注方式。(1)车在满载状态、车头向左来确定整车的坐标线。X坐标线：通过左右前轮中心的铅垂面，在侧视和俯视图上的投影线即15

车与力程院业计明为X坐标线，前为、后为“+，该线标记为

X

。Z坐标线：取车架纵梁上翼面上较长的一段平面，或承载式车身中部底板的下表面，并与水平面平行时，该面在前视和侧视图上的投影线即为ZZ标线，上为“+”、下为“-”，标记为。y坐标线：通过汽车纵向中心线的铅垂面，在前视和俯视图上的投影线为了坐标线，前视图中右侧为“+”、右侧为“-”，标记为

Y

。(2)新车设计时，整车的坐标线确定后，车身(车头、驾驶室、车架的坐标线也确定了，三者是统一的。XY上述的、、三条线，统称为三个方向的零线。在绘制总布置图时，先确定零线的位置。一般是从侧视图上开始，根据整车的前悬及车架上表面至地面的高度，确定XZ标线的交点，然后通过该点画一水平线和一垂直线，分别代表

XZ和。俯视图和前视图坐标线的0画法可照此法处理，但须保证X、Y、Z个坐标线互相垂直。地面线可暂时不画，待前、后轮中心至车架上表面距离确定后，再以前、后轮中心为圆心，以车轮静力半径为半径，分别画两个圆弧，则两圆弧的切线即为地干线。16

车与力程院业计明§3.2.1、后轮中心至车架表面——零线的距离在前轮不驱动，仅后轮驱动的汽车上，前、后车轮中心至车架上表面——零线的最小布置距离取决于后驱动桥处在满载状态下的布置尺寸。参见图图中车架纵粱上表面与整车零线重合时，

后轮中心至车架上表面—零线的距离为a+b+c其中a为车架纵梁在后桥中心断面处的断面高度。b为满载时后桥壳至车架最大跳动距离。对于中、重型货车一般取95mm。c为后桥壳中心至与车架下表面相碰时的桥壳上表面的距离。下表面相碰时的桥壳上表面的距离。17

§3.2.2

车与力程院业计明前轮中心至车架上表面——零线的距离前轮中心至车架上表面——零线的距离，一般均小于后轮中心至零线的距离这样可以保证车架上表在满载状态下与地面有一前低后高的夹角

，使汽车在行驶时货物不会向后移。前轮中心至车架上表面——零线的距离所以能小于后轮处，就因为前轴允许有一落差值，车架前端可以向下倾斜，以便满足布置上的要求。见图，其中为前轮中心至车架上表面——零线的距离c满载时前轮最大跳动量，对于中重型货车，其值为95mm～105mm左右，为板簧总成的最大厚度，e为前轴落差值，即转向节中心至簧座上表面距离。前轮中心至零线的距离a=b+c+d-e。一般载货汽车的角取～0.7

。轿车多取0

。18

3.3

车与力程院业计明§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：①油底壳与前轴的最小跳动距离；②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变形而造成前轴向前有一转角(约3

～4

)所要求的额外间隙。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。③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；④曲轴中心线与车架上表面——零线，有一前高后低的夹角(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；⑤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；⑥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。19

车与力程院业计明§3.3.2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。§3.3.3

传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4º，最大应超过7º。有些车为了尽量降低传动轴的高度，切万向节叉轴线夹角不超过允许，要用图中所示的型布置方案来满足这一要求。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～15mm。20

车与力程院业计明§3.3.4

悬架的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。§3.3.5

车架总成外形及其横梁的布置先确定车架纵梁的断面高度，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。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。21

车与力程院业计明对车架总成的外宽，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(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。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(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。§3.3.6

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22

车与力程院业计明干涉量，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要与驾驶室、脚踏板及座椅的布置共同考虑。§3.3.7

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，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％的制动效能。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。一般轻型货车上均采用液压制动系统。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。§3.3.8

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，增加滤清效果，减少发动机的磨损和保证其正常地工作。一般平头车的空气滤清器都放在车头的外面，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。排气系的布置要保证发动机排气畅通，阻力小，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，尽可能把它们布置在底盘23

车与力程院业计明的不同侧，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)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，不应影响通过性。§3.3.9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)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，有条件的情况下可以在1:1的内模中进行布置。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，这样才能保证在换檔操作过程中灵活、准确、手感强。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。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。24

车与力程院业计明第四章运动校核转轮动目前，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()相对于车架、车身上下跳动，其跳动受悬架和纵拉杆的限制。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

11或为车轮上跳的最高位置。32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横拉杆和油底壳的间隙应不小于。

12

时为左右，那么静止满载时前轴、按下列方法步骤绘制前轮跳动图:①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；②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；③确定前轴斜跳的回转中心为

O点，该点是处在左、右钢弹簧主体厚度中点的联在线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)根据第一汽车集团公司CAl0B车试验结果，距为前钢板弹簧中心距的％。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O为圆心，以O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

做一直线(D)与该圆弧相切。则此切线为斜跳后的前轴中25

车与力程院业计明心线。在这条在线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)。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。采用非独立悬架时转向轮跳动图如图

4.1。26

车与力程院业计明27

111车与力程院业计明111目的：确定传动轴上下跳动的极限位置及最大摆角；确定空载时万向节传动的夹角；确定传动轴长度的变化量(伸缩)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。画法：随悬架型式而异。现就以货车上最常用的钢板弹簧悬架为例说明其画法.首先，画出汽车满载时车架、后钢板弹簧、后桥壳和传动轴的位置，对于一端固定的对称的钢板弹簧，可以足够准确认为：夹紧的一段及后桥壳在车轮上下跳动时作平移运动。

(1)弹簧主片中部与桥壳弹簧主片中点(主片厚度平均线的中点)A的轨迹为一圆弧其圆心点的位置在纵向与卷耳中心1C相距Le(为卷耳中心至前U型螺栓中心的距离)。在高度上与卷耳中41心相距e，由于后轮随着弹簧中部作平移运动，故后万向节中心2

B与主片中心A的联线也是作平移运动，因此，直线

AB

可看成平行四边形机构上的一条边，作出这个平行四边形，即可求出了

B点的回转中心O。为此，在图上画出A点的跳动中心，连接OA和AB两条直线，从B点作A的并行线，从点作的并行线，交于点，此点即为所求的后万向节中心

B的旋转中心。以为圆心，OB为半径画圆弧EE

'

，此圆弧为B点的运动轨迹。过B点作车架的垂直线，在线上分别取

等于挠度f，BF

'

等于静挠度，以及FF等于反跳挠度f(相当于车轮遇坑下落到弹簧超过自由状态的情况)过F

'

和

点作平行于车架的线段与

B点的运动轨迹交于E、E和E''三点，这三点分别相应于悬架压紧

(冲块被压紧)、自由和反跳三种状态下万向节中心的位置。连接

DEDE

'

和

即得相应工况传动轴的位置。其中为传动轴上跳的极限位置，和相当于下跳的极限位置(视路条件而定)EDE<EE

''

为传动轴的最大摆角。此角以不超过40

为(每边)动轴的最大长度等于DO和最短长度为和DE中较短的一个。汽车空载时的传动轴位置和夹角可用类似的方法求得。28

1111211车与力程院业计明1111211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A一方面要随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

B，点尽量与转向节臂的球销中心

A的摆动中心点O接近，点位置取决于弹簧主片中点C的摆动中心。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

1L()在高度上相距图上2

(L1L2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与A点在空间作同一运动，其联线CA作平移运动，故找到了C点的摆动中心后，即可按平行四边形机构原理，作平行四边形C找出O找出O点于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)的转向机构都布置在弹簧固定端附近。

(干29

111111车与力程院业计111111悬架与转向的运动校核步骤:以转向节臂球销中心

A的摆动中心O为中心，以A为半径画出圆弧JJ

'

，再以转向器摇臂下端B为圆心，为半径作圆弧

'

。过A点作主片卷耳联线的垂直线

'

，并以点向上截取距离为动挠度

f的点，向下截以距离为静挠度f的点，通过这两点作垂直于

的直线与两个运动轨迹分别交于GH和‘

H

四点，GH‘H

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‘H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

B应尽量布置在的运动中心O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。30

ii车与力程院业计明ii第五章

汽车性能数的计算和定所能汽车是一种高效

t§5.1.1各种参数的计算和曲线随着道路条件的改善，汽车的速度越来越高。根据设计要求确定最高车速为95km/h，并进行计算验证。一、各文件速度的计算0.377

rng0

（5-1式中：r汽车行驶时的滚动半径（m）n发动机曲轴转速(r/min)ig—变速器各檔的传动比io—汽车主减速器传动比由发动机的外特性曲线和一些主要参数，代入上式得下列表格：31

hm(g车与力程院业计明hm(g1400160018002000220024002600280030003200

I9.36088510.6981512.0354213.3726914.7099616.0472317.384518.7217720.0590421.39631

II16.6249318.9999221.3749123.749926.1248928.4998830.8748733.2498635.6248537.99984

III26.3269330.0879233.8489137.6099141.370945.1318948.8928852.6538756.4148660.17585

IV41.5623347.4998153.4372859.3747665.3122371.2497177.1871883.1246689.0621494.99961各档速度曲线)/KV度速

100806040200

I档II档III档IV档1400160018002000220024002600280030003200转速n(r/min)

、文件驱动力计算和驱动力图Ft

Ttqiir

5-2）计算结果如下表：32

NFDDNFDD)(

1400160018002000220024002600280030003200

车与力程院业计明ⅠⅡⅢⅣ15336.338635.3195453.0323454.128161999121.0565759.7653648.42216294.859175.0275793.8463670.01116151.079094.0715742.7243637.62815815.598905.1735623.4393562.06915288.48608.3345435.9913443.33414809.148338.485265.5843335.39214281.958041.6415078.1363216.65713419.297555.9054771.4033022.36212604.547097.1534481.712838.861驱动力平4080V、气阻力的计算AVa

/21.15

5-3）式中

—汽车行驶速度C—空气阻力系数，轻型货车取

0.6—汽车迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积（代入数据得下表：33

m2）取轮距乘车高

轮内车与力程院业计明轮内

1400160018002000220024002600280030003200

ⅠⅡⅢⅣ15.5624149.08657123.0959306.776420.3264164.11308160.7783400.687525.7256181.14311203.485507.120131.76002100.1767251.2161626.074338.42962121.2138303.9715757.549945.73442144.2544361.7512901.546953.67443169.2986424.55521058.06562.24963196.3463492.38351227.10671.46004225.3975565.23621408.66781.30564256.4523643.11321602.75阻力的计算f

5-4）又

f=f

低速

+

）f低=0.33+0.4

Q3由《汽车运用工程师手册》可得最大负荷为：

轮胎8.25—16的一些参数气压为：

轮胎断面高度为：22.7cm轮胎断面宽度为：24cm车轮载荷为：∴

f

低速

=0.33+0.4

34.2

=0.53(%)∴可知滚动阻力系数f=0.0053+0.000002V

34

代入数据得下表：

车与力程院业计明挡滚ⅠⅡⅢⅣ14000.0054750.0058530.0066860.00875516000.0055290.0060220.0071110.00981218000.005590.0062140.0075910.01101120000.0056580.0064280.0081290.01235122000.0057330.0066650.0087230.01383124000.0058150.0069240.0093740.01545326000.0059040.0072070.0100810.01721628000.0060010.0075110.0108450.01911930000.0061050.0078380.0116650.02116432000.0062160.0081880.0125420.02335汽车各挡的滚动阻力Ff=G.f计结果

1400160018002000220024002600280030003200

ⅠⅡⅢⅣ321.9448344.1433393.1494514.7855325.0994354.0933418.1013576.9728328.6745365.3699446.3801647.4519332.6703377.9732477.9858726.2226337.0866391.9032512.9184813.2849341.9236407.1598551.1779908.6389347.1812423.7431592.76441012.285352.8594441.6531637.67771124.222358.9581460.8897685.9181244.451365.4775481.453737.48521372.97135

车与力程院业计明五、牵引力功率的计算牵引力功率：Pe=Ft*Va/(3600*T)（5—6Pe—牵引力功率KwηT传动系效率Ft—驱动力（NVa—格挡速度(km/h)代入数据计算结果如下表

ⅠⅡⅢⅣ140044.3091444.3091444.3091444.30914160053.4874653.4874653.4874653.48746180060.5294460.5294460.5294460.52944200066.6615166.6615166.6615166.66151220071.8045471.8045471.8045471.80454240075.7211575.7211575.7211575.72115260079.4597379.4597379.4597379.45973280082.5257782.5257782.5257782.52577300083.0796383.0796383.0796