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3噸柴油動力貨車設(shè)計（總體設(shè)計）
摘 要
隨著國內(nèi)輕型載貨汽車市場迅速發(fā)展,輕型載貨汽車是載貨汽車發(fā)展的一個重要方向。載貨汽車市場競爭的加劇,車輛開發(fā)過程中對性能控制工作的需求越來越強烈。
根據(jù)本次設(shè)計的車型和技術(shù)參數(shù)要求及現(xiàn)有的生產(chǎn)技術(shù)水平，為降低生產(chǎn)成本，使該車具有良好的燃油經(jīng)濟性，操縱性和結(jié)構(gòu)簡單的特點；后橋、轉(zhuǎn)向器、傳動軸、差速器和制動器等部件的選擇和布置參照了BJ1041輕型載貨汽車的相應(yīng)部件選擇和布置設(shè)計。文中還對汽車進行了主要部件的運動校核和性能預(yù)測，包括轉(zhuǎn)向輪跳動、傳動軸跳動、轉(zhuǎn)向拉桿與懸架導(dǎo)向機構(gòu)的運動協(xié)調(diào)校核，以及汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、機動性、操縱穩(wěn)定性、通過性、制動性和平順性等的預(yù)測。
一輛汽車性能的優(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(diào)和配合，也取決于總體布置；總體設(shè)計水平的高低對汽車的使用性能和產(chǎn)品的生命力起決定性的影響。
關(guān)鍵詞： 汽車，設(shè)計，總布置 ,性能
3T DIESEL FUEL POWER DUTY VEHICLE DESIGN (OVERALL DESIGN )
ABSTRACT
Light-duty vehicle is an important tendency of truck development, tractor-semitrailer are playing an important role in long way transportation. Taking light-duty truck as the target, this dissertation presents contents and methods of a study on performance control at design stage.
According the design of the car and the ability of the manufacture technology at the present,in order to deciline the cost of the production anmake sure the car had a better quality and proper price ; The choices and arrangements of rear axle, steering gear, propeller shaft, differential and brake, etc is referred to the related parts on BJ1041 light truck. The movement corrections of key parts and the performance predictions of main components have been fulfilled including steering wheel hop, propeller hop and the mechanical motion correspondency between steering drag link and suspension guiding mechanism, so do the performances of driving, fuel economy, flexibility, steering stability, mobility over unprepared terrain, braking and riding comfort.
A car performance depends not only on the merits of the various components of car, but also to a large extent depend on various parts of coordination and mate ，also depends on the overall layout;The high or low levels of design play a decisive impact on vehicle performance and the use of the vitality of products .
KEY WORDS：Automobile，Design，Layout，Performance
II
車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書
目 錄
第一章 前言 ……………………………………………………… 1
第二章 汽車總體設(shè)計 …………………………………………… 1
§2.1 概述 ……………………………………………… 1
§2.2 汽車形式的選擇…………………………………… 1
§2.3 汽車主要參數(shù)的選擇……………………………… 5
§2.4 發(fā)動機的選擇……………………………………… 12
第三章 汽車的整體布置和各部件的選擇 ……………………… 15
§3.1 總布置圖的繪制…………………………………… 15
§3.2 確定車輪中心至車架上表面——零線的最小布置距離
……………………………………………………… 17
§3.3 汽車各總成的布置要求…………………………… 19
第四章 運動校核 ………………………………………………… 25
§4.1 轉(zhuǎn)向輪跳動圖 …………………………………… 25
§4.2 傳動軸跳動圖 …………………………………… 28
§4.3 轉(zhuǎn)向拉桿與懸架導(dǎo)向機構(gòu)協(xié)調(diào)校核 …………… 29
第五章 汽車性能參數(shù)的計算和確定 …………………………… 31
§5.1 動力性參數(shù)的計算和確定 ……………………… 31
第六章 結(jié)論 ……………………………………………………… 42
參考文獻 …………………………………………………………… 43
致 謝………………………………………………………………… 44
車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書
第一章 前 言
汽車自1886年誕生，至今已有100余年的歷史。日前汽車行業(yè)以驚人的的速度發(fā)展，其數(shù)量之多，種類之全，覆蓋面之廣令人汗顏，它寫下了近代人類文明史的重要篇章。隨著時代的不斷發(fā)展，汽車也成了衡量人們生活水平的重要指標之一。現(xiàn)在不僅在生產(chǎn)活動中，在日常生活中人們也逐漸離不開汽車 ?？傊?，汽車工業(yè)的發(fā)展也帶動著國民經(jīng)濟不斷的發(fā)展。
汽車作為商品在世界各處都有廣闊的市場，又因其生產(chǎn)批量大而給企業(yè)帶來豐厚的利潤。汽車品種的多樣性可滿足各種生產(chǎn)、生活活動的需求，而且有良好的社會效益。汽車工業(yè)的發(fā)展，帶動了許多相關(guān)企業(yè)、事業(yè)，包括鋼鐵、石油、橡膠、機床、道路、汽車銷售、售后服務(wù)、運輸、交通管理、金融業(yè)、教育、科研等的發(fā)展，因而解決了大批人員的就業(yè)問題。汽車也是衡量人們生活水平的重要標準之一，購買汽車以及因此而形成的日常消費能促進貨幣回籠。近百年來，汽車工業(yè)之所以常勝不衰，主要得益于市場和科學(xué)技術(shù)的不斷進步，使汽車能逐漸完善并滿足使用者的需求?，F(xiàn)在不僅在生產(chǎn)活動中，在日常生活中人們也離不開汽車。對于經(jīng)濟發(fā)達國家，選擇汽車工業(yè)作為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)是完全正確的。
我國的汽車產(chǎn)業(yè)也得到了長足的發(fā)展，而其中的轎車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展更是突飛猛進。但縱觀整個國內(nèi)的汽車產(chǎn)業(yè)的效益卻并不令人滿意。究其主要原因則是市場沒有充分開發(fā)。
我國的主要國情是城市人口少，而鄉(xiāng)村人口多；城市的人均收入較多，而鄉(xiāng)村的人均收入較少；城市的人均消費水平較高，而鄉(xiāng)村的人均消費水平較低。而現(xiàn)在地汽車（尤其是轎車）銷售市場則主要在城市，鄉(xiāng)村則極少有人問津。這當然有國家政府的一些原因。但在政府大力提倡“三農(nóng)”政策以來，則就是企業(yè)的市場導(dǎo)向沒搞好。他們大多還只是認為汽車是有錢人的享受，而并不是把汽車作為普通人的代步工具，這是完全錯誤的。
故此，本次設(shè)計選擇了日益火熱的面向大眾的經(jīng)濟型轎車。
面對以上的問題，則首先需要糾正思想，在則運用現(xiàn)今先進實用的一些研究方法來進行系統(tǒng)性、理論性的分析，以求經(jīng)濟、實惠。
1
車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書
第二章 汽車總體設(shè)計
§2.1 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(diào)和配合，取決于總體布置；總體設(shè)計水平的高低對汽車的設(shè)計質(zhì)量、使用性能和產(chǎn)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(diào)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(zhuǎn)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像到設(shè)計任務(wù)中來、用整體性來解釋汽車設(shè)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(shè)計任務(wù)的等級形態(tài)表現(xiàn)為：上位設(shè)計任務(wù)是確定下位設(shè)計任務(wù)要實現(xiàn)的目標，下位設(shè)計是實現(xiàn)上位設(shè)計功能的手段、上、下位體系可從總體設(shè)計逐級分至零件設(shè)計，總體設(shè)計無疑處于這種體系的最上位，設(shè)計子系統(tǒng)的全部活動必須在總體設(shè)計構(gòu)建的框架內(nèi)進行、子系統(tǒng)設(shè)計固然重要，但統(tǒng)攬全局、設(shè)計子系統(tǒng)組合和相互作用體系規(guī)則的總體設(shè)計對汽車的性能和質(zhì)量的影響更加廣泛、更為深刻。
§2.2 汽車型式的選擇
汽車型式一般包括：驅(qū)動型式、布置型式、及車身型式。汽車的型式對汽車的使用性能，外形尺寸、重量、軸荷分配和制造成本等方面影響很大。
§2.2.1 、 軸數(shù)和驅(qū)動形式
不同類型的汽車有不同的軸數(shù)和驅(qū)動型式，這主要根據(jù)使用條件、用途、工廠的生產(chǎn)條件、制造成本及公路的軸荷限值等因素進行選擇。我國公路干線和橋梁所允許的雙軸汽車后軸的單軸負荷不超過130KN，前軸的允許負荷不超過60KN，各個國家的法規(guī)不一樣，但相同的是后軸負荷大多在100-130KN之間。雙軸汽車總重量一般不超過180—190KN。結(jié)合以上的敘述，對于本次設(shè)計的3噸柴油動力貨車，選用兩軸即可。
汽車最常用的布置形式是兩軸、后驅(qū)動4×2式汽車，其中轎車還可以采用4×2前驅(qū)動式結(jié)構(gòu)。對于一般總重小于 19t的汽車，都采用4×2后驅(qū)動的布置型式，因為這種汽車結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)型式。
隨著汽車載重量的增加，各相關(guān)總成也要相應(yīng)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，以至于超過公路、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(qū)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(qū)動型式的結(jié)構(gòu)，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(chǎn)、降低生產(chǎn)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。
對于一般輕型的貨車經(jīng)常在良好的公路上行駛，與動力性要求相比對通過性的要求較低些，所以3噸的輕型貨車采用4×2后輪驅(qū)動比較好。
§2.2.2 、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(chǎn)條件等因素。車頭的型式如長頭、短頭、平頭等都各有其優(yōu)缺點。
車頭、駕駛室與發(fā)動機，前軸的布置位置，也可組成不同的布置結(jié)構(gòu)，形成不同風(fēng)格的整車外形，使軸荷分配、軸距、轉(zhuǎn)彎直徑等發(fā)生變化。對使用、性能也有一定的影響。
平頭式——貨車的發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)
短頭式——貨車的發(fā)動機大部分位于駕駛室前部，小部分位于駕駛室內(nèi)
長頭式——貨車的發(fā)動機位于駕駛室的前部
（下為長頭和平頭車的簡圖）
圖2-1駛室與發(fā)動機，前軸的布置位置
通過查找數(shù)據(jù)、參照當今市場上現(xiàn)存貨車的布置形式以及從燃油經(jīng)濟性考慮，最后經(jīng)過和同組同學(xué)們商量確定采用平頭式。平頭式貨車主要的優(yōu)點敘述如下：
1、汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎半徑小、機動性能好；
2、不需要發(fā)動機罩和翼子板，加之總長縮短等因素的影響，汽車整備質(zhì)量減??；
3、駕駛員視野得到明顯改善；
4、采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室能改善發(fā)動機及其附件的接近性；
5、汽車的貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭式貨車的該項指標比較高。
§2.2.3、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(shè)計開始階段就應(yīng)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(yīng)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(yīng)接近下限；對在各種路面上行駛的貨車，其輪胎不應(yīng)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。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子、降低汽車及其質(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)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(nèi)應(yīng)盡量選取尺寸較小的輪胎。
參考同類車型，選擇輪胎參數(shù)如下：
表 2—1 選用輪胎的參數(shù)
輪胎規(guī)格（采用縱向花紋）
8.25—16
標準輪輞
6.50G
允許使用輪輞
6.00G
輪胎斷面寬度
240mm
輪胎外直徑
860mm
內(nèi)胎雙層厚度不小于
3.5mm
墊帶：最小展平寬度
180mm
中部厚度不小于
4.0mm
邊緣厚度不大于
1.5mm
氣門嘴型號
TZ—78
§2.3 汽車主要參數(shù)的選擇
汽車主要參數(shù)包括：外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和貨箱尺寸等。參考同類車型，確定設(shè)計車型的主要參數(shù)：
§1.3.1 汽車主要外廓尺寸的確定
一、 外廓尺寸
貨車總長 La=L+LF+LR ( mm )
La=3650+1015+1795=6460mm
貨車總寬 Ba=1880mm
貨車總高 Ha=2220mm；
二、 軸距
軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。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(zhì)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(guān)，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。
參考同類車型及各類汽車的軸距表（《汽車設(shè)計》表2-2） ?。?
L=3650 mm
三、 前輪距和后輪距
汽車輪距對車廂或駕駛室內(nèi)寬度、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素有影響，并且受總車最大寬度不大于2.5m限制，在設(shè)計的過程中要保證前輪距有足夠的轉(zhuǎn)彎空間，保證發(fā)動機、車架、懸架等附屬機構(gòu)能布置下。參考同類車型取
前輪距 B1=1385mm
后輪距 B2=1425mm
四、前懸和后懸
前后懸的長度影響汽車的接近角和離去角，及汽車的通過性。確定設(shè)計車型的該參數(shù)為：
前懸 LF=1015mm
后懸 LR=1079mm
圖2.2 汽車的主要參數(shù)
§2.3.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定
汽車質(zhì)量參數(shù)包括：整車整備質(zhì)量m0、載客質(zhì)量、裝在質(zhì)量、汽車總質(zhì)量ma、軸荷分配等。
一、水平靜止時的軸荷分配及重心位置計算
在整車設(shè)計方案確立后，總布置設(shè)計草圖初步完成的情況下，應(yīng)首先對整車質(zhì)量參數(shù)(包括：空載狀態(tài)下的整車整備質(zhì)量、軸荷分配、質(zhì)心高度；滿載狀態(tài)下的整車最大總質(zhì)量、軸荷分配以及非懸架質(zhì)量等)進行估算，為整車性能計算和總成設(shè)計提供依據(jù)。各總成品質(zhì)，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。
一般整車總布置圖在滿載狀態(tài)下繪制，在確定各總成質(zhì)心在空載狀態(tài)下的離地高度時應(yīng)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(zhì)心縱向位置相對滿載狀態(tài)的變化忽略不記。
表 2—2 汽車各總成名稱、質(zhì)量及重心位置估計
總成或部件名稱
重量g(kg)
重心距前軸L(m)
重心距地面h(m)
g.L(kgm)
g.h(kgm)
發(fā)動機及附件
420
0.23
0.68
96.6
285.6
離合器及操縱機構(gòu)
87
0.5
0.53
43.5
46.11
傳動軸
36
2
0.5
72
18
變速器機離合器殼
120
1.1
0.5
132
60
后橋、輪轂及后制動器
360
3.6
0.43
1296
154.8
車價及支架
360
2
1
720
360
前軸、輪轂、轉(zhuǎn)向梯形及前制動
189
-0.05
0.43
-9.45
81.27
前懸及減震器
60
0
0.5
0
30
后懸即減震器
135
3.5
0.55
472.5
74.25
后輪及輪胎總成
300
2.41
0.43
723
129
拖鉤裝置
36
5.45
1
196.2
36
轉(zhuǎn)向器、縱拉桿及固定件
36
-1
0.7
-36
25.2
手制動器及操縱機構(gòu)
21
1.5
0.5
31.5
10.5
制動系驅(qū)動機構(gòu)
18
1.2
0.5
21.6
9
油箱及油管
27
1.9
0.6
51.3
16.2
消音器及排氣管
12
4.2
0.4
50.4
4.8
水箱及軟管
39
-0.2
0.8
-7.8
31.2
蓄電池組
57
2.3
0.57
131.1
32.49
儀表及其固定零件
12
-0.9
1.5
-10.8
18
貨箱
300
3
1.2
900
360
駕駛室
150
-0.5
1.5
-75
225
擋泥板等
30
-3.5
0.8
-105
24
水、機油、燃料及裝備
195
0.8
0.7
156
136.5
貨物
3000
2.8
1.2
8400
3600
水平靜止時重心位置及軸荷計算
主要計算的是重心距前軸的距離a和距離的面的高度h
按力矩平衡原理得出下式：
g1.l1+g2.l2+g3.l3+…… =G2. G1L （2-1）
g1h1+g2h2+g3h3+……=G總h重 （2-2）
式中：g1、g2、g3——各總成品質(zhì)（kg）
l1、l2、l3——各總成重心距前軸距離（m）
h1、h2、h3——各總成重心距地面高度（?m）
G2——后軸負荷（kg）
G總——汽車總重（kg）
h重——汽車重心高度(m)
又有 g1. 1+g2. +g3. +…… =G總 （2-3）
G1+G2=G總 G1—前軸負荷(kg) （2-4）
G1L= G總b （2-5）
G2L= G總a （2-6）
a—重心距前軸的距離（m）
b—重心距后軸的距離(m)
按上式計算可得空載時：
G2=1328.67kg
G1=3000- G2=1671.33kg
h重=0.723（m）
a=2.033(m)
b=1.617(m)
滿載時：
G2=3630kg
G1=6000- G2=2370kg
h重=0.961(m)
a=2.208(m)
b=1.152(m)
表2—3 汽車質(zhì)心位置
空載
滿載
重心距前軸a(m)
2.033
2.2082
重心距后軸b(m)
1.617
1.4418
重心高度h(m)
0.723
0.961
表2—4 汽車的軸荷分配計算結(jié)果
空載
滿載
前軸
后軸
前軸
后軸
55.70%
44.30%
36.80%
63.20%
汽車的左右負荷分配一般不用計算，但應(yīng)在總布置時加以考慮，盡量使左右負荷相等。
二、汽車行駛中的軸荷分配計算
汽車行駛中各軸的負荷隨著道路的條件和行駛工況的改變而改變。負荷的這種改變影響到多部件的設(shè)計，因此，好對行駛中的軸荷分配加以計算。
一般只需計算汽車滿載在水平路面行駛及制動時的軸荷改變；對于后輪驅(qū)動的汽車滿載行駛時各軸的最大負荷按下式計算：
（2-7）
（2-8）
式中： a、b——重心距前軸和后軸的距離（m）
——附著系數(shù)
Z1——行駛時的前軸負荷（kg）
Z2——行駛時的后軸負荷（kg）
將數(shù)據(jù)帶入得：
Z1=1688.98kg
Z2=4311.02kg
所以可得軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)：
(2-9) (2-10)
制動時各軸的最大負荷按下式計算：
(2-11)
(2-12)
將數(shù)據(jù)帶入得：
Z制1=3317.84kg
Z制2=2682.16kg
制動時的軸荷轉(zhuǎn)移系：
(2-13)
(2-14)
通過以上計算可得軸荷轉(zhuǎn)移均滿足要求。
三、汽車穩(wěn)定性的計算
1、保證汽車不縱向翻到的條件是
(2-15)
所以滿足
2、保證汽車不橫向翻倒和轉(zhuǎn)彎不側(cè)向翻倒的條件是：
(2-16)
所以滿足要求
3、最小轉(zhuǎn)彎半徑 Rmin
Rmin5.5 m
表2—5 整車的主要參數(shù)
項目
參數(shù)
外形尺寸(mm)
6460×2200×2100
軸距(mm)
3650
前/后輪距(mm)
1385/1425
前/后懸(mm)
1015/1795
整備品質(zhì)m0(kg)
3000
最大總質(zhì)量(kg)
6000
接近角/離去角(°)
/
最高車速(km/h)
95
乘員數(shù)(人）
2
最小轉(zhuǎn)彎半徑(m)
≤5.5
最小離地間隙(mm)
240
發(fā)動機型號
CY4D43T
最大功率(kw/r/min)
88/3200
最大扭矩Nm/r/min)
340/1800
§2.4 發(fā)動機的選擇
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(zhì)量及動力性指針、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(shù)指針水平、技術(shù)發(fā)展趨勢、生產(chǎn)條件與制造成本、市場預(yù)測情況以及將來的配件供應(yīng)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。
§2.4.1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(fù)活塞式內(nèi)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。
在汽車發(fā)動機基本型式的選擇中首先應(yīng)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。結(jié)合汽車的動力性及最高車速；對于3噸的輕型貨車，發(fā)動機選取水冷、4缸直列、渦輪增壓的柴油發(fā)動機。
§2.4.2主要性能指針的選擇
一、發(fā)動機最大功率Pe max
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(zhì)量也要加大。因此，應(yīng)合理地選擇發(fā)動機功率。
設(shè)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:
(2-17)
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(qū)動橋的4× 2式汽車取≈0.9；
——汽車總質(zhì)量，kg；
——重力加速度，m／s2；
——滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02，
——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，㎡，若無測量資料，可按前輪距B1、汽車總高H、汽車總寬B等尺寸近似計算：
對載貨汽車 A≈B1 H。
按上式求出的Pe max應(yīng)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％
將數(shù)據(jù)帶入得
根據(jù)所得的功率選取發(fā)動機 型號 CY4D43T
最大功率 Pemax=88kw 對應(yīng)的轉(zhuǎn)速 np=3200r/min
二、 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Te max
當發(fā)動機最大功率和其相應(yīng)轉(zhuǎn)速確定后，可用下式確定發(fā)動機的最大扭矩。
(2-18)
式中：——發(fā)動機最大扭矩，N·m；
——扭矩適應(yīng)性系數(shù)；
即＝，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。取=1.2
——為最大功率點的扭矩，N·m；
——最大功率點轉(zhuǎn)速，r／min。
將所選發(fā)動機的參數(shù)帶入驗證發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩：
所選發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩為 Te max=340Nm 所以能夠滿足要求。
選擇發(fā)動機的型式及參數(shù)為：
表 2-6 發(fā)動機的主要技術(shù)參數(shù)
型號
CY4D43T
形式
廢氣渦輪增壓
汽缸數(shù)-缸徑×行程(mm)
4-112×110
工作容積 (L)
4.334
燃燒室形式
直噴圓形縮口燃燒室
壓縮比
18﹕1
額定功率/轉(zhuǎn)速（kw/r/min)
88/3200
最大扭矩/轉(zhuǎn)速（Nm/r/min)
340/1800
工作順序
1-3-2-4
機油消耗率(g/kwh)
≤115
煙度
≤3.0
排放標準
達歐I標準
外形尺寸 長×寬×高（mm)
1121.5×663×788
第三章 汽車的整體布置和各部件的選擇
§3.1 總布置圖的繪制
在總成進行方案布置和設(shè)計計算的同時，要進行整車總體布置的有關(guān)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(chǔ)上正式繪制和布置整車總布置圖。
整車總布置圖包括側(cè)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(diào)整和確認其各總成的外廓尺寸、結(jié)構(gòu)、布置型式、連接方式、各總成之間的相互關(guān)系、操縱機構(gòu)的布置要求，懸置的結(jié)構(gòu)與布置要求、管線路的布置與固定、裝調(diào)的方便性等。
整車布置應(yīng)從車型系列化角度出發(fā)，減少基礎(chǔ)布置的變動，并可變型出多種車型，以適應(yīng)大量生產(chǎn)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(guān)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(shè)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(chǎn)組織、管理會帶來巨大的好處。
§3.1.1、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(cè)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(cè)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(cè)為“+”、右側(cè)為“-”，標記為。
(2)在新車設(shè)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。
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(cè)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。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3.1 整車總布置圖坐標系
§3.2 確定車輪中心至車架上表面——零線的最小布置距離
§3.2.1、后輪中心至車架上表面——零線的距離
在前輪不驅(qū)動，僅后輪驅(qū)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(qū)動橋處在滿載狀態(tài)下的布置尺寸。參見圖2.2，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3.2 后輪中心至車架上表面——零線的距離
§3.2.2 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2.3，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(zhuǎn)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3.3 前輪中心至車架上表面——零線的距離
§3.3 汽車各總成的布置要求
§3.3.1 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(guān)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(zhuǎn)角(約3～4)所要求的額外間隙。特別是前驅(qū)動橋的傳動軸與油底殼或附近的橫梁等零件的間隙也應(yīng)如此。
③散熱器與風(fēng)扇的位置關(guān)系。一般風(fēng)扇至散熱器芯部表面至少留40mm以上的間隙。風(fēng)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(fēng)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(qū)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(zhuǎn)，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。
§3.3.2車頭、駕駛室的布置
在發(fā)動機與車架、前軸、前輪布置關(guān)系確定后，即可布置車頭、駕駛室，在總成設(shè)計階段，對其關(guān)系進行協(xié)調(diào)。因此在這僅對其相互位置關(guān)系進行最后布置上的確認和坐標、尺寸的確定。
§3.3.3 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(qū)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(yīng)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(yīng)大于4o，最大應(yīng)超過7o。
有些車為了盡量降低傳動軸的高度，切萬向節(jié)叉軸線夾角不超過允許，要用圖中(a)所示的U型布置方案來滿足這一要求。然而當載荷變動使后驅(qū)動橋離開設(shè)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(yīng)采取專門的措施，例如，選擇適宜的后懸架導(dǎo)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3.4 萬向節(jié)傳動的兩種布置方案 （a)U型布置；(b)Z型布置
§3.3.4 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(chǎn)生不足轉(zhuǎn)向。
板簧的支架應(yīng)盡量減少懸臂的長度，以求在較小尺寸和質(zhì)量的前提下，獲得較大的強度和剛度。
后板簧的布置應(yīng)做到前低后高，亦可獲得不足轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)原因而造成布置上難度較大，則可較少考慮。
減振器應(yīng)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，也可斜置。布置時應(yīng)注意下支點的離地高度，后減振器的上支點不應(yīng)高出車架上表面太高(不應(yīng)超過80mm)，以免影響改裝車的裝配和布置。
注意減振器上下行程的分配，不能發(fā)生上下頂死現(xiàn)象。
前懸架采用獨立懸架時，要注意導(dǎo)向機構(gòu)的運動對前輪定位角、輪距變化的影響及布置上的抗點頭角的作用，拆裝油底殼的方便性等。
§3.3.5 車架總成外形及其橫梁的布置
先確定車架縱梁的斷面高度，參考同類樣車的車架最大斷面高度，決定車架的最大斷面高度。
車架縱粱的外形，對于一般載貨汽車來講，前后軸之間的車架縱梁的斷面高度為最大值，而在前、后軸附近及前、后端的斷面高度均可變小，大多數(shù)車的前軸和后橋中心都處在車架縱粱斷面高度變化的過渡區(qū)內(nèi)。
車架前部的變斷面，除要保證足夠的強度和剛度外，形狀的變化及選擇，要考慮布置上的需要和沖壓的工藝性，如前簧的布置，主銷后傾角度、前輪的跳動量、發(fā)動機和散熱器等的懸置結(jié)構(gòu)和處理是否理想、車頭或駕駛室懸置的布置等，最后進行綜合平衡后再確定車架前部外形尺寸和斷面高度。
車架總成外寬的確定：不同的車型、不同的廠家，所選的車架總成外寬不一樣，雖然國家制訂了車架外寬的標準，但目前國內(nèi)沒有達到統(tǒng)一。
對車架總成的外寬，其前、中、后部不等，主要取決于布置上的需要。前部外寬取決于發(fā)動機的外寬及懸置結(jié)構(gòu)的布置、散熱器的尺寸及懸置、前輪距、前輪胎的型號及車輪最大轉(zhuǎn)角、轉(zhuǎn)向縱拉桿和減振器的布置、前懸架的結(jié)構(gòu)型式和布置位置等因素。后部車架的外寬取決于后懸架的結(jié)構(gòu)、尺寸、布置及后輪胎(特別是雙胎)的型號、布置尺寸、整車外寬(不允許超過2.5m)。車架中部的外寬主要考慮國家標準的規(guī)定，及前、后部寬度的差值的大小和過渡區(qū)的工藝性等，盡量采用前、中、后部等外寬的車架，這樣工藝性比較好，質(zhì)量容易保證。
車架總成的橫梁布置應(yīng)均勻、結(jié)構(gòu)合理，在膠板上有總成固定支架的地方(即力的作用點)，應(yīng)布置橫梁，以便減少縱梁腹板的側(cè)彎。懸架支架、發(fā)動機懸置、油箱、電瓶、駕駛室懸置等處都應(yīng)考慮布置橫梁。
§3.3.6 轉(zhuǎn)向系的布置
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置，主要是保證駕駛員操縱輕便、舒適，并使汽車具有較高的機動性和靈敏度，轉(zhuǎn)彎時減少車輪的側(cè)滑，減輕轉(zhuǎn)向盤上的反沖力和有自動回正作用。
轉(zhuǎn)向系布置的關(guān)鍵要保證轉(zhuǎn)向傳動裝置及拉桿系統(tǒng)有足夠的剛度和較小的傳動比變化量。
轉(zhuǎn)向機及轉(zhuǎn)向柱的固定要牢靠，角度及轉(zhuǎn)向盤的高度位置應(yīng)保證駕駛員操作靈便，手臂沒有被架高的感覺，抬腿蹬踏板時不碰轉(zhuǎn)向盤。
拉桿必須有足夠的剛度，特別是彎拉桿，要保證沒有彈性變形。在前輪左右最大轉(zhuǎn)角區(qū)間內(nèi)，各節(jié)點不能出現(xiàn)發(fā)卡，磨擦現(xiàn)象，拉桿之間不能出現(xiàn)死角，在轉(zhuǎn)向過程當中傳動比的變化應(yīng)盡量小。
在系列車型設(shè)計當中，由于軸距的變化會影響梯形底角的變化，在實際生產(chǎn)中，這種細小的變動很難處理，管理上容易出現(xiàn)誤裝或錯裝，生產(chǎn)也不好安排，為此就應(yīng)在設(shè)計時回避這一誤區(qū)。轉(zhuǎn)向梯形的確定，以系列車型中，產(chǎn)量最大的、或軸距居中的車型、亦可兩者兼顧后決定以某一車型為基礎(chǔ)設(shè)計其轉(zhuǎn)向梯形，其它車型直接乘用，這樣便于組織生產(chǎn)和發(fā)展變型車；對使用影響也不大。
在縱置板簧的布置中，轉(zhuǎn)向垂臂的球頭中心應(yīng)與板簧的跳動中心重合或接近，上節(jié)臂的球頭中心應(yīng)與主片的高度相差，這樣可以減少車輪跳動時的干涉量，緊急制動時的干涉跑偏問題。
轉(zhuǎn)向盤的高度、轉(zhuǎn)向柱的角度固定方式等要與駕駛室、腳踏板及座椅的布置共同考慮。
§3.3.7 制動系統(tǒng)的布置
國家標準中規(guī)定：汽車上應(yīng)配有行車制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)、應(yīng)急制動功能，三者可以獨立、亦可互相聯(lián)系，當某二者失靈，另一系統(tǒng)仍具有應(yīng)急的制動功能。應(yīng)急制動的操作必須方便可靠，它可與行車制動或駐車制動的操縱機構(gòu)結(jié)合，但三者不能合在一起。對于駐車制動，要求它必須通過機械裝置把工作部件鎖止，解除也應(yīng)方便可靠。
行車制動必須采用雙回路或多回路系統(tǒng)，當部分管路失效后，其余部分仍有至少30％的制動效能。
整車設(shè)計人員要與總成設(shè)計人員共同商定，選擇行車和駐車制動器的方案、制動操縱方式及驅(qū)動機構(gòu)的型式、結(jié)構(gòu)和布置。
一般輕型貨車上均采用液壓制動系統(tǒng)。兩種不同的驅(qū)動機構(gòu)要求制動器的布置、整車制動系統(tǒng)的配置、操縱機構(gòu)的型式和結(jié)構(gòu)等也各不相同，所以對制動系統(tǒng)的方案選擇和進行合理的布置是非常關(guān)鍵的。
§3.3.8 進、排氣系統(tǒng)的布置
進氣與排氣系統(tǒng)方案的選擇及布置的合理性，對整車的性能、可靠性、排放和振動噪聲等有影響。
空氣濾清器及進氣管路是保證發(fā)動機得到充足和清潔空氣的通道，所以吸氣口要放在空氣暢通、清潔、灰塵少的部位，管道長度應(yīng)盡量短，以便減少阻力?？諝鉃V清器的容量要足夠，特別在風(fēng)沙、灰土大的地區(qū)，要加大空氣濾清器的容量，以增加濾清效果，減少發(fā)動機的磨損和保證其正常地工作。
一般平頭車的空氣濾清器都放在車頭的外面，有的從駕駛室背后豎起一個煙囪式的通氣管道，吸氣口在上端朝下或朝外。有的平頭車的進氣管道放在了乘客側(cè)的車門和風(fēng)窗玻璃的交接縫處，雖然不美觀，但對性能有益。
排氣系的布置要保證發(fā)動機排氣暢通，阻力小，同時要盡量減少噪聲和振動，排氣口要朝左或右，不許朝向人行道。
排氣管道的布置與油箱的距離應(yīng)大于300mm，盡可能把它們布置在底盤的不同側(cè)，若布置不開時，中間可加隔熱板。
排氣管道的任何部位(除排氣尾管的排氣口外)都不允許發(fā)生漏氣現(xiàn)象，以防止產(chǎn)生振動的噪聲。
消聲器進氣管應(yīng)盡量與動力總成固定在一起，以減少振動干涉。排氣系統(tǒng)在整車上要用軟墊進行支承和固定，以減少管道各接口處的振動和干涉。在布置消聲器時，注意離地間隙大小，不應(yīng)影響通過性。
§3.3.9操縱系統(tǒng)的布置
轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向柱的布置前面已經(jīng)論述，這里僅對踏板(離合器、制動、油門)裝置、變速操縱，駐車制動裝置等進行論述。
所有踏板和操縱手柄位置都應(yīng)按人體工程學(xué)的要求進行布置，有條件的情況下可以在1:1的內(nèi)模型中進行布置。
要求所有的操縱機構(gòu)都要有足夠的剛度，運動件的連接處配合間隙要合理，盡量減小自由間隙，運動件不能出現(xiàn)發(fā)卡和干涉現(xiàn)象，確保操縱動作的靈活與準確。特別是變速操縱機構(gòu)，使用頻繁、要求輕便、自由間隙小、不僅要求操縱機構(gòu)本身剛度好，而且要求用來固定操縱機構(gòu)的基體件的剛度也要好，這樣才能保證在換檔操作過程中靈活、準確、手感強。
§3.3.10 車箱的布置
根據(jù)車型所確定的載重量、用戶對車箱長度的要求、整車的外廓尺寸、車箱底板是否允許有車輪鼓包、貨物的情況等，合理地選擇車箱的內(nèi)部尺寸，但必須要保證符合公司內(nèi)部所確定的車箱內(nèi)部尺寸系列，不應(yīng)隨意變動，這樣可以便于組織生產(chǎn)和變型，有利于系列化和通用化。
車箱前板及保險架離駕駛室后圍或相關(guān)部件的間隙應(yīng)不小于40mm。
保險架的高度應(yīng)超出駕駛室頂部70mm～lOOmm。
車箱縱、橫梁布置要合理，保證自身有足夠的強度和剛度，使車箱底板在長期承載使用狀態(tài)下，不會產(chǎn)生永久變形。
車箱縱梁的后端允許超出車架尾端不大于200mm，以便減輕車架的質(zhì)量。
第四章 運 動 校 核
§4.1 轉(zhuǎn)向輪跳動圖
目前，國內(nèi)的載貨汽車大多數(shù)采用非獨立懸架的結(jié)構(gòu)，應(yīng)對其進行運動校核。采用非獨立懸架的前橋(軸)相對于車架、車身上下跳動，其跳動受懸架和縱拉桿的限制。在進行運動校核時，首先要確定前橋的跳動極限位置，一側(cè)車輪在平地上或過坑而暫時懸空，而另一側(cè)車輪遇到路面凸起，使前軸傾斜。但是在具體作法上，目前不統(tǒng)—。有的以一側(cè)車輪上跳到鋼板彈簧蓋板與車架下翼面接觸(即鐵碰鐵)時的位置作為最高位置。此時假設(shè)緩沖塊已丟失；有的假定橡膠緩沖塊被壓縮或為車輪上跳的最高位置。
平頭駕駛室結(jié)構(gòu)的車型，發(fā)動機的油底殼一般布置在前軸上方，前軸、橫拉桿和油底殼也有相對運動。一般情況下，非獨立懸架的輕型車前橋的動行程，即前橋滿載位置到緩沖塊壓縮時為80左右，那么靜止?jié)M載時前軸、橫拉桿和油底殼的間隙應(yīng)不小于90。
按下列方法步驟繪制前輪跳動圖:
①畫出汽車滿載靜止時車架、前軸鋼板彈簧、輪胎等有關(guān)部件的三個視圖；
②根據(jù)車輪內(nèi)外最大轉(zhuǎn)角，作出滿載狀態(tài)的外輪廓線，然后投影到側(cè)視圖上；
③確定前軸斜跳的回轉(zhuǎn)中心為點，該點是處在左、右鋼板彈簧主體厚度中點的聯(lián)在線，且與汽車對稱中點線偏離一個距離(偏向壓得較緊的彈簧一側(cè))。根據(jù)第一汽車集團公司CAl0B汽車試驗結(jié)果，偏距為前鋼板彈簧中心距的15％。然而其比例關(guān)系不一定適合每個車型，在缺乏試驗數(shù)據(jù)的情況下，可近似地把汽車對稱中心和板簧主片厚度中心聯(lián)線的交點作為跳動中心。以為圓心，以點到前軸中心線的垂直距離為半徑畫個圓弧，按確定的前軸對車架的側(cè)角做一直線(D線)與該圓弧相切。則此切線為斜跳后的前軸中心線。在這條在線的上面畫出上跳后輪胎形狀，并將外輪廓線投影到其余視圖上。
選取不同斷面，用上述方法作圖，就可以得到較完整的車輪跳動圖。有了跳動圖，就可以判斷轉(zhuǎn)向輪與相鄰的零部件是否會發(fā)生干涉，從而更好地確定它們的位置和形狀。另外還要考慮必要的間隙(如胎面需裝防滑鏈等)。
采用作圖的方法進行校核。為了簡化作圖時不考慮主銷內(nèi)傾和后傾，即假定主銷垂直于地面。作圖時首先畫出俯視圖,即畫出轉(zhuǎn)向輪繞主銷中心O點向左和向右轉(zhuǎn)的極限位置。分別在不同的截面畫出車輪的外包絡(luò)線，然后使車輪上跳，即可得到車輪既轉(zhuǎn)又跳的外包絡(luò)線。因此可近似認為車輪上跳為一種平動。
采用非獨立懸架時轉(zhuǎn)向輪跳動圖如圖4.1。
圖4.1采用非獨立懸架時轉(zhuǎn)向輪跳動
§4.2 傳動軸跳動圖
目的：(1)確定傳動軸上下跳動的極限位置及最大擺角；(2)確定空載時萬向節(jié)傳動的夾角；(3)確定傳動軸長度的變化量(伸縮量)，設(shè)計時應(yīng)保證傳動軸長度最大時花鍵與軸不致脫開，而在長度小時不致頂死；(4)校核后輪和車箱橫梁和車箱地板的間隙。
畫法：隨懸架型式而異。現(xiàn)就以貨車上最常用的鋼板彈簧懸架為例說明其畫法.
首先，畫出汽車滿載時車架、后鋼板彈簧、后橋殼和傳動軸的位置，對于一端固定的對稱的鋼板彈簧，可以足夠準確認為：(1)彈簧主片中部與橋殼夾緊的一段及后橋殼在車輪上下跳動時作平移運動。(2)彈簧主片中點(主片厚度平均線的中點)A的軌跡為一圓弧，其圓心點的位置在縱向與卷耳中心C相距 (為卷耳中心至前U型螺栓中心的距離)。在高度上與卷耳中心相距，由于后輪隨著彈簧中部作平移運動，故后萬向節(jié)中心B與主片中心A的聯(lián)線也是作平移運動，因此，直線可看成平行四邊形機構(gòu)上的一條邊，作出這個平行四邊形，即可求出了B點的回轉(zhuǎn)中心。為此，在圖上畫出A點的跳動中心，連接A和AB兩條直線，從B點作A的并行線，從點作AB的并行線，交于點，此點即為所求的后萬向節(jié)中心B的旋轉(zhuǎn)中心。以為圓心，B為半徑畫圓弧，此圓弧為B點的運動軌跡。過B點作車架的垂直線，在線上分別取BF等于撓度，等于靜撓度，以及等于反跳撓度 (這相當于車輪遇坑下落到彈簧超過自由狀態(tài)的情況)，過、和點作平行于車架的線段與B點的運動軌跡交于、和三點，這三點分別相應(yīng)于懸架壓緊(緩沖塊被壓緊)、自由和反跳三種狀態(tài)下萬向節(jié)中心的位置。連接、和即得相應(yīng)工況傳動軸的位置。其中DE為傳動軸上跳的極限位置，和相當于下跳的極限位置(視道路條件而定)，<和<為傳動軸的最大擺角。此角度以不超過40為宜(每邊20)，傳動軸的最大長度等于和，其最短長度為和中較短的一個。汽車空載時的傳動軸位置和夾角可用類似的方法求得。
圖4.2 汽車傳動軸跳動圖
§4.3 轉(zhuǎn)向拉桿與懸架導(dǎo)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)校核
目的：檢查轉(zhuǎn)向拉桿與懸架導(dǎo)向機構(gòu)的運動是否協(xié)調(diào)，以及校核轉(zhuǎn)向傳動的零件在轉(zhuǎn)向和懸架變形時是否會與其它零件相碰。
前懸架采用鋼板彈簧的情況下，當前輪相對車身上、下振動時，轉(zhuǎn)向節(jié)臂與縱拉桿相連的鉸接點(球銷中心)一方面要隨著前輪沿著彈簧主片所決定的軌跡運動，同時又要繞著縱拉桿另一端擺動。如果這兩運動軌跡偏差較大，則會引起前輪擺振和反向沖擊。因此，要求轉(zhuǎn)向搖臂下端的，點盡量與轉(zhuǎn)向節(jié)臂的球銷中心的擺動中心點接近，點位置取決于彈簧主片中點C的擺動中心。根據(jù)試驗研究，C點的軌跡近似于一段弧，其圓心的位置與彈簧固定端的卷耳中心相距在高度上相距e/2，取圖上點(L1和L2為鋼板彈簧前半段后半段的有效長度，e為卷耳內(nèi)孔半徑)，由于C點與點在空間作同一運動，其聯(lián)線作平移運動，故找到了C點的擺動中心后，即可按平行四邊形機構(gòu)原理，作平行四邊形C找出找出點，由于點是在彈簧固定端一側(cè)，故現(xiàn)在國內(nèi)所有廠家生產(chǎn)的輕型車(干頭)的轉(zhuǎn)向機構(gòu)都布置在彈簧固定端附近。
圖4.3懸架與轉(zhuǎn)向的運動校核圖
懸架與轉(zhuǎn)向的運動校核步驟:
以轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心的擺動中心為中心，以為半徑畫出圓弧，再以轉(zhuǎn)向器搖臂下端為圓心，為半徑作圓弧。過A點作主片卷耳聯(lián)線的垂直線，并以點向上截取距離為動撓度的點，向下截以距離為靜撓度的點，通過這兩點作垂直于的直線與兩個運動軌跡分別交于和四點，和為鋼板彈簧與轉(zhuǎn)向縱拉桿運動不協(xié)調(diào)所造成的軌跡偏差，和應(yīng)盡量小一些，尤其在常遇到的跳動范圍內(nèi)應(yīng)保證輪胎的彈性范圍以內(nèi)，如果偏差較大則應(yīng)對轉(zhuǎn)向器的位置，轉(zhuǎn)向搖臂長度作適當修改，轉(zhuǎn)向垂臂下端的應(yīng)盡量布置在的運動中心的附近。
當前輪采用獨立懸架時，校核方法判斷不同，此時應(yīng)根據(jù)前懸架導(dǎo)向機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點，找出轉(zhuǎn)向節(jié)臂鉸接點的運動軌跡的瞬心，看它是否與分段式轉(zhuǎn)向橫拉桿的鉸接點(斷開點)相重合，則懸架的變形不會引起前輪轉(zhuǎn)向。
第五章 汽車性能參數(shù)的計算和確定
§5.1 動力性參數(shù)的計算和確定
汽車的動力性是指汽車在良好的路面上直線行駛，是由汽車受到的縱向外力決定的、所能達到的平均行駛速度。汽車是一種高效的運輸工具，運輸效率之高低在很大程度上取決于汽車的動力性。所以，動力性是汽車各種性能最基本、最重要的性能。 主要可以用以下指標來評價：1.最高車速Vmax；2.汽車的加速時間t；3.汽車的最大爬坡度imax。
§5.1.1 各種參數(shù)的計算和曲線
隨著道路條件的改善，汽車的速度越來越高。根據(jù)設(shè)計要求確定最高車速為95km/h，并進行計算驗證。
一 、 各文件速度的計算
（5-1）
式中：r—汽車行駛時的滾動半徑（m）
n—發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速(r/min)
ig—變速器各檔的傳動比
io—汽車主減速器傳動比
由發(fā)動機的外特性曲線和一些主要參數(shù)，代入上式得下列表格：
表5—1 發(fā)動機各擋速度
I
II
III
IV
1400
9.360885
16.62493
26.32693
41.56233
1600
10.69815
18.99992
30.08792
47.49981
1800
12.03542
21.37491
33.84891
53.43728
2000
13.37269
23.7499
37.60991
59.37476
2200
14.70996
26.12489
41.3709
65.31223
2400
16.04723
28.49988
45.13189
71.24971
2600
17.3845
30.87487
48.89288
77.18718
2800
18.72177
33.24986
52.65387
83.12466
3000
20.05904
35.62485
56.41486
89.06214
3200
21.39631
37.99984
60.17585
94.99961
圖 5.1 各擋速度曲線
二、 文件驅(qū)動力計算和驅(qū)動力圖
（5-2）
計算結(jié)果如下表：
表4—2 各擋驅(qū)動力Ft
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
1400
15336.33
8635.319
5453.032
3454.128
1600
16199
9121.056
5759.765
3648.422
1800
16294.85
9175.027
5793.846
3670.011
2000
16151.07
9094.071
5742.724
3637.628
2200
15815.59
8905.173
5623.439
3562.069
2400
15288.4
8608.334
5435.991
3443.334
2600
14809.14
8338.48
5265.584
3335.392
2800
14281.95
8041.641
5078.136
3216.657
3000
13419.29
7555.905
4771.403
3022.362
3200
12604.54
7097.153
4481.71
2838.861
圖4.2 汽車驅(qū)動力平衡圖
三、 氣阻力Fw的計算
Fw=CDA/21.15 （5-3）
式中 Va—汽車行駛速度(km/h)
CD—空氣阻力系數(shù)，輕型貨車取0.6
A—汽車迎風(fēng)面積，即汽車行駛方向的投影面積（m）取輪距乘車高
代入數(shù)據(jù)得下表：
表5—3 各擋空氣阻力
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
1400
15.56241
49.08657
123.0959
306.7764
1600
20.32641
64.11308
160.7783
400.6875
1800
25.72561
81.14311
203.485
507.1201
2000
31.76002
100.1767
251.2161
626.0743
2200
38.42962
121.2138
303.9715
757.5499
2400
45.73442
144.2544
361.7512
901.5469
2600
53.67443
169.2986
424.5552
1058.065
2800
62.24963
196.3463
492.3835
1227.106
3000
71.46004
225.3975
565.2362
1408.667
3200
81.30564
256.4523
643.1132
1602.75
四、阻力的計算
Ff=G.f （5-4）
又 f=f低速+0.000002V （5-5）
f低速=0.33+0.4
由《汽車運用工程師手冊》可得 輪胎 8.25—16的一些參數(shù)
最大負荷為：1185kgf
氣壓為：4.2kgf/cm
輪胎斷面高度為：22.7cm
輪胎斷面寬度為：24 cm
車輪載荷為：6000/6=1000
∴f低速=0.33+0.4=0.53 ( % )
∴可知滾動阻力系數(shù)
f =0.0053+0.000002V
代入數(shù)據(jù)得下表：
表 5.4 各擋滾動阻力系數(shù)
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
1400
0.005475
0.005853
0.006686
0.008755
1600
0.005529
0.006022
0.007111
0.009812
1800
0.00559
0.006214
0.007591
0.011011
2000
0.005658
0.006428
0.008129
0.012351
2200
0.005733
0.006665
0.008723
0.013831
2400
0.005815
0.006924
0.009374