3噸柴油動力貨車全套設計【帶CAD圖紙和說明書】

3噸柴油動力貨車全套設計【帶CAD圖紙和說明書】,帶CAD圖紙和說明書,柴油,動力,貨車,全套,設計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 第二章 汽車總體設計 §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)境表現出整體性、一輛子系統(tǒng)屬性匹配協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像到設計任務中來、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)表現為：上位設計任務是確定下位設計任務要實現的目標，下位設計是實現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。 §2.2 汽車型式的選擇 汽車型式一般包括：驅動型式、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 、 軸數和驅動形式 不同類型的汽車有不同的軸數和驅動型式，這主要根據使用條件、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。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。結合以上的敘述，對于本次設計的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，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。 對于一般輕型的貨車經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。 平頭式——貨車的發(fā)動機位于駕駛室內 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 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 通過查找數據、參照當今市場上現存貨車的布置形式以及從燃油經濟性考慮，最后經過和同組同學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，汽車整備質量減小； 3、駕駛員視野得到明顯改善； 4、采用翻轉式駕駛室能改善發(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據之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據是車型、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—傳動系參數的匹配以及對整車尺寸參數(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。大多數汽車的輪胎負荷系數取為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、降低汽車及其質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車在其輪胎負荷系數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。 參考同類車型，選擇輪胎參數如下： 表 2—1 選用輪胎的參數 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 汽車主要參數的選擇 汽車主要參數包括：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，確定設計車型的主要參數： §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對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎半徑、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寬度、汽車總寬、總質量、側傾剛度、最小轉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，在設計的過程中要保證前輪距有足夠的轉彎空間，保證發(fā)動機、車架、懸架等附屬機構能布置下。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。確定設計車型的該參數為： 前懸 LF=1015mm 后懸 LR=1079mm 圖2.2 汽車的主要參數 §2.3.2 汽車質量參數的確定 汽車質量參數包括：整車整備質量m0、載客質量、裝在質量、汽車總質量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(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。各總成品質，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。 表 2—2 汽車各總成名稱、質量及重心位置估計 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 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 21 1.5 0.5 31.5 10.5 制動系驅動機構 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（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 Z1——行駛時的前軸負荷（kg） Z2——行駛時的后軸負荷（kg） 將數據帶入得： Z1=1688.98kg Z2=4311.02kg 所以可得軸荷轉移系數： (2-9) (2-10) 制動時各軸的最大負荷按下式計算： (2-11) (2-12) 將數據帶入得： Z制1=3317.84kg Z制2=2682.16kg 制動時的軸荷轉移系： (2-13) (2-14) 通過以上計算可得軸荷轉移均滿足要求。 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彎不側向翻倒的條件是： (2-16) 所以滿足要求 3、最小轉彎半徑 Rmin Rmin5.5 m 表2—5 整車的主要參數 項目 參數 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m0(kg) 3000 最大總質量(kg) 6000 接近角/離去角(°) / 最高車速(km/h) 95 乘員數(人） 2 最小轉彎半徑(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、總質量及動力性指針、經濟性要求、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針水平、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的汽車都是采用往復活塞式內燃機，其中絕大多數的轎車采用汽油機，而幾乎全部的重型貨車、絕大多數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，對載貨汽車取0.02， ——最高車速，km／h； CD——空氣阻力系數，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％ 將數據帶入得 根據所得的功率選取發(fā)動機 型號 CY4D43T 最大功率 Pemax=88kw 對應的轉速 np=3200r/min 二、 發(fā)動機最大轉矩Te max 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。 (2-18) 式中：——發(fā)動機最大扭矩，N·m； ——扭矩適應性系數； 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； ——最大功率點轉速，r／min。 將所選發(fā)動機的參數帶入驗證發(fā)動機的轉矩： 所選發(fā)動機的轉矩為 Te max=340Nm 所以能夠滿足要求。 選擇發(fā)動機的型式及參數為： 表 2-6 發(fā)動機的主要技術參數 型號 CY4D43T 形式 廢氣渦輪增壓 汽缸數-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/轉速（kw/r/min) 88/3200 最大扭矩/轉速（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計計算的同時，要進行整車總體布置的有關計算(參數確定和性能計算)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。 §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。 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。 §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。 §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，其數值在汽車滿載靜止時不應大于4o，最大應超過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，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，也可斜置。布置時應注意下支點的離地高度，后減振器的上支點不應高出車架上表面太高(不應超過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)生上下頂死現象。 前懸架采用獨立懸架時，要注意導向機構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。 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構和處理是否理想、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構的布置、散熱器的尺寸及懸置、前輪距、前輪胎的型號及車輪最大轉角、轉向縱拉桿和減振器的布置、前懸架的結構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構、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，質量容易保證。 車架總成的橫梁布置應均勻、結構合理，在膠板上有總成固定支架的地方(即力的作用點)，應布置橫梁，以便減少縱梁腹板的側彎。懸架支架、發(fā)動機懸置、油箱、電瓶、駕駛室懸置等處都應考慮布置橫梁。 §3.3.6 轉向系的布置 轉向系統(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，轉彎時減少車輪的側滑，減輕轉向盤上的反沖力和有自動回正作用。 轉向系布置的關鍵要保證轉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。 轉向機及轉向柱的固定要牢靠，角度及轉向盤的高度位置應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。在前輪左右最大轉角區(qū)間內，各節(jié)點不能出現發(fā)卡，磨擦現象，拉桿之間不能出現死角，在轉向過程當中傳動比的變化應盡量小。 在系列車型設計當中，由于軸距的變化會影響梯形底角的變化，在實際生產中，這種細小的變動很難處理，管理上容易出現誤裝或錯裝，生產也不好安排，為此就應在設計時回避這一誤區(qū)。轉向梯形的確定，以系列車型中，產量最大的、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設計其轉向梯形，其它車型直接乘用，這樣便于組織生產和發(fā)展變型車；對使用影響也不大。 在縱置板簧的布置中，轉向垂臂的球頭中心應與板簧的跳動中心重合或接近，上節(jié)臂的球頭中心應與主片的高度相差，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。 轉向盤的高度、轉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：汽車上應配有行車制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)、應急制動功能，三者可以獨立、亦可互相聯系，當某二者失靈，另一系統(tǒng)仍具有應急的制動功能。應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結合，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。 整車設計人員要與總成設計人員共同商定，選擇行車和駐車制動器的方案、制動操縱方式及驅動機構的型式、結構和布置。 一般輕型貨車上均采用液壓制動系統(tǒng)。兩種不同的驅動機構要求制動器的布置、整車制動系統(tǒng)的配置、操縱機構的型式和結構等也各不相同，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，管道長度應盡量短，以便減少阻力。空氣濾清器的容量要足夠，特別在風沙、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的車門和風窗玻璃的交接縫處，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大于300mm，盡可能把它們布置在底盤的不同側，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)生漏氣現象，以防止產生振動的噪聲。 消聲器進氣管應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，不應影響通過性。 §3.3.9操縱系統(tǒng)的布置 轉向盤和轉向柱的布置前面已經論述，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按人體工程學的要求進行布置，有條件的情況下可以在1:1的內模型中進行布置。 要求所有的操縱機構都要有足夠的剛度，運動件的連接處配合間隙要合理，盡量減小自由間隙，運動件不能出現發(fā)卡和干涉現象，確保操縱動作的靈活與準確。特別是變速操縱機構，使用頻繁、要求輕便、自由間隙小、不僅要求操縱機構本身剛度好，而且要求用來固定操縱機構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部尺寸，但必須要保證符合公司內部所確定的車箱內部尺寸系列，不應隨意變動，這樣可以便于組織生產和變型，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部件的間隙應不小于40mm。 保險架的高度應超出駕駛室頂部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，以便減輕車架的質量。 第四章 運 動 校 核 §4.1 轉向輪跳動圖 目前，國內的載貨汽車大多數采用非獨立懸架的結構，應對其進行運動校核。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，一側車輪在平地上或過坑而暫時懸空，而另一側車輪遇到路面凸起，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。 平頭駕駛室結構的車型，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、輪胎等有關部件的三個視圖； ②根據車輪內外最大轉角，作出滿載狀態(tài)的外輪廓線，然后投影到側視圖上； ③確定前軸斜跳的回轉中心為點，該點是處在左、右鋼板彈簧主體厚度中點的聯在線，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)。根據第一汽車集團公司CAl0B汽車試驗結果，偏距為前鋼板彈簧中心距的15％。然而其比例關系不一定適合每個車型，在缺乏試驗數據的情況下，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,即畫出轉向輪繞主銷中心O點向左和向右轉的極限位置。分別在不同的截面畫出車輪的外包絡線，然后使車輪上跳，即可得到車輪既轉又跳的外包絡線。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向輪跳動圖如圖4.1。 圖4.1采用非獨立懸架時轉向輪跳動 §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)，設計時應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?，F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的聯線也是作平移運動，因此，直線可看成平行四邊形機構上的一條邊，作出這個平行四邊形，即可求出了B點的回轉中心。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 轉向拉桿與懸架導向機構運動協調校核 目的：檢查轉向拉桿與懸架導向機構的運動是否協調，以及校核轉向傳動的零件在轉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，要求轉向搖臂下端的，點盡量與轉向節(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為卷耳內孔半徑)，由于C點與點在空間作同一運動，其聯線作平移運動，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，故現在國內所有廠家生產的輕型車(干頭)的轉向機構都布置在彈簧固定端附近。 圖4.3懸架與轉向的運動校核圖 懸架與轉向的運動校核步驟: 以轉向節(jié)臂球銷中心的擺動中心為中心，以為半徑畫出圓弧，再以轉向器搖臂下端為圓心，為半徑作圓弧。過A點作主片卷耳聯線的垂直線，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，和為鋼板彈簧與轉向縱拉桿運動不協調所造成的軌跡偏差，和應盡量小一些，尤其在常遇到的跳動范圍內應保證輪胎的彈性范圍以內，如果偏差較大則應對轉向器的位置，轉向搖臂長度作適當修改，轉向垂臂下端的應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，此時應根據前懸架導向機構的結構特點，找出轉向節(jié)臂鉸接點的運動軌跡的瞬心，看它是否與分段式轉向橫拉桿的鉸接點(斷開點)相重合，則懸架的變形不會引起前輪轉向。 第五章 汽車性能參數的計算和確定 §5.1 動力性參數的計算和確定 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。根據設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，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、 文件驅動力計算和驅動力圖 （5-2） 計算結果如下表： 表4—2 各擋驅動力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，輕型貨車取0.6 A—汽車迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積（m）取輪距乘車高 代入數據得下表： 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 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 f =0.0053+0.000002V 代入數據得下表： 表 5.4 各擋滾動阻力系數 　 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