【正文】 性的關鍵措施。并利用 CAD 技術，建立了布置汽車駕駛員位置的實用性很強的方法，在實開發(fā)工作中進行了驗證，該方法可大幅度地縮短車身內(nèi)部布置所需的時間，使整車開發(fā)成本得以降低。汽車視野性的好壞直接到汽車行駛的安全性，使汽車 安全認證的主要項目之一。程序具有與主平臺完全一致的 Motif 交互式界面，使用非常方便 【 4】 。 汽車產(chǎn)品設計必須滿足客戶及市場需求 , 也要體現(xiàn)工程及制造要求 , 還要體現(xiàn)政府法規(guī)及安全要求。 在汽車總體布置設計中，經(jīng)常涉及到軸荷的分配和整車質(zhì)心位置的設計、計算和調(diào)整。有關質(zhì)心位置和軸荷分配的計算過程。汽車人機工程設計的任務就是開發(fā)出使駕駛者感到操縱方便、高效、不易疲勞，使乘坐者感到舒適、安全的汽車產(chǎn)品，這不僅關系到有效利用車內(nèi)空間及提高乘用舒適性，而且會影響整車、內(nèi)外造型和尺寸參數(shù)，進而會影響整車性能和市場競爭力。 作者廖林清提出了以汽車行駛的能量利用率最高、加速時間盡可能短為目標 5 函數(shù)，建立了在給定汽車底盤參數(shù)、整車性能參數(shù)和汽車行駛條件下的汽車發(fā)動機性能指標優(yōu)化數(shù)學模型，對汽車發(fā)動機的最大功率廈其相應轉(zhuǎn)速、最大 轉(zhuǎn)矩及其相應轉(zhuǎn)速和發(fā)動機排量等參數(shù)進行優(yōu)選，為汽車總布置設計中發(fā)動機的選型提供了依據(jù) 【 9】 。 （ 2） 改善汽車的藝術效果。 （ 4） 改善汽車的形象。然后利用計算機輔助繪圖畫出總布置圖，并輔之以說明書。企業(yè)的一切經(jīng)營活動都是以向市場提供適銷對路的商品為目標，通過實現(xiàn)商品的銷售而實現(xiàn)企業(yè)的利益和社會效益。一是在一定時期內(nèi)（如 5年 、 10 年）涉及企業(yè)所有商品系列的整個商品規(guī)劃，即商品發(fā)展規(guī)劃。 為了保證實現(xiàn)商品計劃的目標，保證及時完成開發(fā)的任務，使商品按時投放市場，還需要編制產(chǎn)品開發(fā)計劃、生產(chǎn)準備計劃和銷售計劃。 （ 1） 市場 普查：可參與產(chǎn)品規(guī)劃或情報部門每年進行的市場情況調(diào)查，包括國內(nèi)外制造廠家的產(chǎn)品開發(fā)生產(chǎn)銷售國家政策地方規(guī)定、社會車輛運轉(zhuǎn)情況統(tǒng)計、營運費用、管理維修、車輛性能、可靠性、壽命及備件供應等，從而掌握國內(nèi)外市場情況、變化規(guī)律、發(fā)展趨勢、用戶的使用和需求狀況，及時發(fā)現(xiàn)市場需求和預測未來。每次調(diào)研都要有編寫調(diào)研報告，對問題和技術難點要有解決辦法要有結(jié)論和建議。 對各總成之間的連接件進行測繪，分析其布置關系，找出布置和結(jié)構(gòu)上的特點，進而掌握布置與性能、使用等方面的關系。新車的設計要有一個統(tǒng)一的明確的要求。 主要目標參數(shù)的確定 最高車速和最大爬坡度要根據(jù)具體的使用要求，車型用途、道路條件和安全措施等進行選定。 發(fā)動機最大功率及其轉(zhuǎn)速 汽車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。取 f =； DC —空氣阻力系數(shù)，一般輕型貨車取 ，這里取 DC =； A —迎風面積（ ），取前輪距 1B ? 總高 H， A = 2m 。 也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。 maxeT =9549PemxnP? （ ） 式中 ： maxeT ——發(fā)動機最 大轉(zhuǎn)矩 ， mN? ； ?——轉(zhuǎn)矩適應性系數(shù)，標志著當行駛阻力增加時，發(fā)動機外特性曲線自 動增加轉(zhuǎn)矩的能力， = ， 是最大功率時的轉(zhuǎn)矩 ， N m， 可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，初取 =； maxeP ——發(fā)動機最大功率 ， kw； Pn ——最大功率時的轉(zhuǎn)速 ， r/ 。通常，柴油機取 ，以保證汽車具有適當?shù)淖畹头€(wěn)定車速，初取 Tn =20xx r/ ，則TPnn =， ? =。 普通的汽車沒有分動器或副變速器 ，而變速器的最小傳動比常為 1，所以傳 12 動系的最小傳動比就是 。相反，汽車的動力性會增強，后備功率會增大，但燃油經(jīng)濟性會下降。主減速比 0i 是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 汽車驅(qū)動橋離地間隙如表 所示。該速比主要是用來爬坡與道路條件很差的情況汽車仍能行使。 設計的傳動系的最大傳動比為變速器的 I 檔傳動比 1gi 與主減速比 0i 的乘積。 變速器檔位數(shù)的選擇 變速器檔位數(shù)的多少，要根據(jù)汽車的類型，使用條件和性能要求及最高檔和最低檔的速比范圍大小而定。如需要全輪驅(qū)動，可以增設兩檔的分動器。 本章小結(jié) 本章確定了發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及相應轉(zhuǎn)速，確定了發(fā)動機的最大扭矩及相應 15 轉(zhuǎn)速并確定了傳動系的傳動比。 主要尺寸參數(shù)的選擇 通過整車總布置草圖的繪制，可以初步確定各總成的布置關系，進而確定整車各有關的 (布置 )尺寸參數(shù)和質(zhì)量參數(shù)，以便為總成設計提供原始數(shù)據(jù)。 (1)車架和車箱； (2)后簧、后橋和車輪； (3)前簧、前軸和車輪； (4)傳動系； (5)轉(zhuǎn)向機構(gòu)及拉桿系統(tǒng)，并確定前輪轉(zhuǎn)角和進行轉(zhuǎn)彎直徑的計算； (6)布置油箱、電瓶、消聲器、貯氣簡、及備胎等其它總成。 (1)整車的外廓尺寸； (2)軸距和前、后輪距； (3)前懸和后懸長度； (4)車頭、駕駛室和發(fā)動機、前輪的布置關系； (5)輪胎型號、靜力半徑和滾動半徑、負載能力； 17 (6)車箱內(nèi)長及外廓尺寸； (7)發(fā)動機的功率、扭矩及相應轉(zhuǎn)速； (8)變速器頭檔速比 (2 種 )和檔位數(shù)； (9)后橋總速比 (可有幾種 )； (10)最高車速； (11)最大爬坡度； (12)整備質(zhì)量及載質(zhì)量； (13)轉(zhuǎn)向盤直徑，車輪轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎直徑 (14)前輪接地點至前簧座的距離； (15)前簧中心距； (16)后簧中心距； (17)車架前部和后部外寬； (18)車架縱梁外形尺寸及橫梁位置； (19)前簧作用長度； (20)后簧作用長度； (21)前簧非懸架質(zhì)量； (22)后簧非懸架質(zhì)量； (23)后輪轂及制動器總成質(zhì)量。 汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等。因此，在選擇軸距時應綜合考慮對有關方面的影響。 三軸汽車的中后軸之間的軸距 ，多取為輪胎直徑的 ～ 。輪距必須與汽車的總寬相適應。 GBl589—79對汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。 汽車的后懸長度主要與貨廂長度、軸距及軸荷分配有關。長軸距、特長貨廂的汽車，其后懸可長達約 。 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。 對于獨立懸架和其它特殊形 式的懸架可視其結(jié)構(gòu)特點進行非懸架質(zhì)量估算。 表 各類汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù) 汽車類型 備注 輕型 ～ 柴油車為 ～ 21 載貨汽車 中型 ～ 重型 ～ 礦用自卸車 裝載量 45t ～ 45t ～ 軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。 在確定軸荷分配時也要考慮到汽車的使用條件。例如：重型礦用自卸汽車的軸距短、質(zhì)心高，制動或下坡時質(zhì)量轉(zhuǎn)移會使前軸負荷過大，故在設計時可將其前軸負荷適當減小，使后軸負荷適當加大。當然，在實際設計中由于許多因素的影響，上述要求只能近似地滿足。 和 取決于軸荷分配， 1aC —兩個前輪的輪胎側(cè)偏剛度之和， N/rad； 2aC —后輪的輪胎側(cè)偏剛度之和， N/rad； aC —汽車全部輪胎的總側(cè)偏剛度之和， N/rad； 當 s 0時，汽車質(zhì)心位于中性轉(zhuǎn)向點之前，汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性，汽車靜態(tài)的方向穩(wěn)定性較好。為此，要很好地匹配上述參數(shù)，使 2211 aa CLCL ? 0 主要性能參數(shù)的選擇 動力性參數(shù) 汽車的動 力性參數(shù)主要有直接檔和 I 檔最大動力因數(shù)、最高車速、加速時間、汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩等。微型和普通級轎車為了節(jié)省燃料， max0D 值較小。對中、重型貨車選擇 max0D 時的要求是：拖帶掛車后仍能以直接檔在具有 3％坡度的公路上行駛。 Ⅰ 檔動力因數(shù) max1D I檔最大動力因數(shù) max1D 直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力以及起步并連續(xù)換檔時的加速能力。礦用自卸汽車 (裝載量為 )的 max1D 值多在 ～ ，當采用液力機械傳動時，由于汽車起步后動力因數(shù)下降較快，為保證有足夠的爬坡速度和加速能力， max1D 值還應取大一些。 汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩 這兩個參數(shù)分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比。我國標準 GB7258—97 中規(guī)定，對公路用的機動車輛其比功率的最小值不能低于 。中、高級轎車的0—100km/h 的換檔加速時間約為 8～ 15s；普通級轎車為 12～ 25s。城市大客車和旅游用大客車的 0—70km/h的換檔加速時間多在 33～ 65s。 單位汽車總質(zhì)量的百公里最低燃料消耗量，又稱為汽車的 “單位燃料消耗量 ”(L/(100km t))。國標 GB4352—84和GB4353—84分別給出了載貨汽車和載客汽車運行燃料消耗量。 GB7258—97 中規(guī)定：機動車的最小轉(zhuǎn)彎直徑，以外輪軌跡中心為基線測量其值不得大于 24m。為了保證良好的操縱穩(wěn)定性，希望得到不足轉(zhuǎn)向特性。 (2) 車身側(cè)傾角 : 汽車以 3176。在總體設計時，通常應給出前后懸 架的偏頻或靜撓度、動撓度以及車身振動加速度等參數(shù)值作為設計要求。對于前、后懸架的靜撓度值 1cf 和 2cf 的匹配，推薦取 2cf =( ~ ) 1cf ；而對于貨車考慮到前、后軸荷的 差別和避免駕駛員疲勞，則前、后靜撓度值之比要更大些。對于緊急制動時踏板力，貨車要求不大于700N；轎車要求不大于 500N。) 離去角 (186。冷卻方式有水冷和風冷。 從上述發(fā)動機外特性曲線可得其轉(zhuǎn)矩特性、比油耗 特性，并且用最小二乘法擬合成五次多項式，結(jié)果如表 所列。因為，檔位越多，發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會越大，可以提高汽車的加速與爬坡能力；同時也增加發(fā)動機在低燃油消耗率轉(zhuǎn)速范圍工作的機會，提高汽車的燃油經(jīng)濟性。當傳動軸分段式，需加設安裝在車架橫梁上的彈性中間支承，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的竄動和車架的變形所引起的位移。十字軸萬向節(jié)兩軸的夾角 不宜過大，當 由 4 增至 16 時，滾針軸承壽命將下降至原壽命的 ，十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍如表 所示。絕大多數(shù)載貨汽車的驅(qū)動車輪采用非獨立懸架，相應地采用非斷開式驅(qū)動橋。 所以初選非斷開式驅(qū)動橋。 綜上所述，由于所設計的載貨汽車的軸數(shù)和驅(qū)動形式為 4 2，以及單級主減速器所具有的優(yōu)點，又能滿足使用要求，所以，選用單級減速主減速器。特點：軸荷分配合理、易操縱、軸距長、整車平順性好、輪胎壽命長，但是地板上有一縱向凸起的傳動軸通道影響乘坐舒適性。主減速器和變 32 速箱連成一體，省掉傳動軸，減少振動和噪聲。 前置前驅(qū)動型式的發(fā)動機既可縱置，亦可橫置，既可布置在前橋之前，亦可 布置在前軸之后。所以要 根據(jù)車輛類型、總質(zhì)量、道路條件、車速及其他特殊要求，合理地選擇輪胎 形式 。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)應接近下 限；對在各種路面上行駛的貨車，其輪胎不應超載。 這主要根據(jù)車輛的使用情況和道路條件而定，在條件比較好的情況下－不超載、道路條件好，輪胎的靜負荷可與額定負荷相等或相近，氣壓也可選高一點，這樣會提高整車的經(jīng)濟性能。 另外，還要考慮的一個因素是超載。普通斜交胎的胎體簾線層較多，胎側(cè)厚，使用中不易 刺破，側(cè)向剛度大，但是緩沖性能差。 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)，因此，在總體設計階段就應設定。表 中給出了部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件。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 (前驅(qū)動的轎車除外 )，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。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。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。 本章小結(jié) 本章對發(fā)動機種類及形式、離合器、變速器、傳動軸、驅(qū)動橋、主減速器、駕駛室、輪胎類型進行了選擇。傳動軸 35 為 富奧汽車零部件有限公司生產(chǎn)的傳動軸總成，其為萬向節(jié)結(jié)構(gòu)，兩根傳動軸，帶中間支承，編號為 006，工作轉(zhuǎn)矩為 15000N m。 36 第 5 章 整車性能的計算 汽車動力性能計算 汽車驅(qū)動力和行駛阻力 汽車行駛過程中必須克服滾動阻力 和空氣阻力 的作用，加速時會受到加速阻力 的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力 ——坡度阻力 的作用。 汽車加速性能計算 38 加速阻力 jF 可按 jF = )( wft FFF ?? 算。汽車設計開發(fā)過程中，常需要在實際樣車制成之前，根據(jù)發(fā)動機特性和汽車功率平衡圖對汽車的燃油經(jīng)濟進行估算，最簡單，最基本得是等速行駛百公里燃油消耗量計算，對貨車來講，等速百公里燃油消耗量是在滿載時以最高檔在水平