【文章內容簡介】 備質量 0m 、載客量、裝載質量、質量系數(shù) 0m? 、汽車總質量 am 、軸荷分配等。 （ 一 ）汽車的載質量 Gm 橋車的裝載量即載客量，是指其最多乘坐人數(shù)，并以座位數(shù)表示。 載貨汽車的裝載量是指該車在良好的硬路面上行駛時裝載貨物量的最大限額，通常其單位以 t 表示。它是由汽車制造廠根據(jù)設計確定的。當汽車在碎石路或其他非良好硬路面上行駛時，裝載量應適當減少。 各種車型的裝 載量應符合行業(yè)產(chǎn)品規(guī)劃對各類車裝載量系列的規(guī)定，本設計裝載量為 5 座。 （ 二 ）整車整備質量 0m 的確定 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 18 整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿 燃料 、水，但沒有裝貨和載人時的整車質量。 參照有關車型，本設計的整車整備質量取為 kg880m0? 。 （ 三 ）汽車總質量 am 汽車的總質量是指已整備完好，裝備齊全并按規(guī)定載滿客，時的汽車質量。其中，乘員和駕駛員每人質量按 65kg 計，于是 Gmnmm 10a ?? （ 31） 式中 1n —— 包括駕駛員在內的人數(shù)， n1=5； 因此根據(jù)式（ 31），可算得 1 2 0 5 k gkg6558 8 0mnmm 10a ?????? G （ 四 ）軸荷分配 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面 的垂直負荷，可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。 各類汽車的軸荷分配見表 34， 本設計車型為 微型轎車 ， 發(fā)動機前置后輪驅動 ，根據(jù)表 34，可以確定該貨車的軸荷分配， 空載：前軸 %54 ， ； 后軸 %45 , 滿載：前軸 %48 ， ； 后軸 %52 ， 由此可以得出滿載時單側前輪的負荷為： kgkg ?? 單側后輪的負荷為 ： kgkg ?? 表 34 各類汽車的軸荷分配 車型 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎 發(fā)動機前置前輪驅動 47%～ 60% 40%～ 53% 56%～ 66% 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 19 車 發(fā)動機前置后輪驅動 45%～ 50% 50%～ 55% 51%～ 56% 44%～ 495 發(fā)動機后置后輪驅動 40%～ 46% 54%～ 60% 38%～ 50% 50%～ 62% 貨 車 42? 后輪單胎 32%～ 40% 60%～ 68% 50%～ 59% 41%～ 50% 42? 后輪雙胎，長短頭式 25%～ 27% 73%～ 75% 44%～ 49% 51%～ 56% 42? 后輪雙胎，平頭式 30%～ 35% 65%～ 70% 48%～ 54% 46%～ 52% 64? 后輪雙胎 19%～ 25% 75%～ 81% 31%～ 37% 63%～ 69% 167。 汽車性能參數(shù)的確定 （ 一 ）動力性參數(shù) 汽車動力性參數(shù)包括最高車速 maxv 、加速時間 t 、上坡能力 等。 1） 最高車速 maxv 隨著道路條件的改善，汽車特別是中、高級轎車的最高車速有逐漸提高的趨勢。轎車的最高車速大于貨車、客車的最高車速。級別高的轎車的最高車速要大于級別低些轎車的最高車速。微型、輕型貨車最高車速大于中型、重型貨車的最高車速，重型貨車最高車速較低。 總質量小些的商用貨車最高車速稍大于總質量大些商用貨車的最高車速。不同車型的最高車速 maxv 的范圍見表 35。 表 35 汽車動力性參數(shù)范圍 汽車類別 最高車速 比功率 比轉距 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 20 1max /v kmh? 1/bP kWt? 1/bT Nmt? 轎車 微型級 110～ 150 30～ 60 50～ 110 普通級 120～ 170 35～ 65 80～ 110 中級 130～ 190 40～ 70 90～ 130 中、高級 140～ 230 50～ 80 120～ 140 高級 160～ 280 60～ 110 100～ 180 貨車 汽車總質量 /amt ? 80～ 135 6～ 28 30～ 44 ~ 15～ 25 38～ 44 ~ 75～ 120 10～ 20 33～ 47 ? 6～ 20 29～ 50 本設計已給定汽車最高車速 hkmv /110max ? ，與表中微型轎車 的范圍hkm /150~110 相符合。 2)加速時間 t 汽車在平直良好路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到最大車速 所用去的時間，稱為加速時間。對于 maxv 100km/h 的汽車，常用加速到 100km/h所需的時間來評價；對于 maxv 100km/h 的汽車，可用 0～ 60km/h 的加速時間來評價 。 3)上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù) maxi 來表示 。 因乘用車、貨車、越野車的使用條件不同，對它們的上坡能力要求也不一樣。 微型轎車一般要求克服 15%的坡度。 (二 )汽車最小轉彎直徑 minD 轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓 的直徑，稱為汽車最小轉彎直徑 minD 。它用來描述汽車的轉向機動性，是汽車轉向能力和轉向安全性能的一項重要指標。 各類汽車的最小轉彎直徑 minD 見表 37 表 37 各類汽車的最小轉彎直徑 車型 級別 min/Dm 車型 級別 min/Dm 微型 7～ 微型 8～ 12 普通型 8～ 11 輕型 10～ 19 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 21 轎車 中級 9～ 12 貨車 中型 12～ 20 高級 11～ 14 重型 13～ 21 客車 微型 10～ 13 礦用自卸車 裝載質量/emt 45em? 45em? 15～ 19 18～ 24 中型 14～ 20 大型 17～ 22 本設計 選取最小轉彎半徑為 12m。 (三 )通過性幾何參數(shù) 總體設計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙 minh ，接近角 1? ，離去角2? ，縱向通過半徑 1? 等 .各類汽車的通過性參數(shù)視車型和用途而異，其范圍見表38。 根據(jù)表 38 與相關車型，確定通過性幾何參數(shù)分別為： 最小離地間隙為： mmh 200min ? , 接近角： ??251? ， 離去角： ??182? ， 縱向通過性 m41?? 。 表 38 汽車通過性的幾何參數(shù) 車型 min /h mm 1/()? 2/()? 1/m? 42? 轎車 150～ 220 20～ 30 15～ 22 ～ 44? 轎車 210～ 250 45～ 50 35～ 40 ～ 42? 貨車 180～ 300 40～ 60 25～ 45 ～ 44? 、 66? 貨車 260～ 350 45～ 60 35～ 45 ～ 42? 64? 客車 220～ 370 10～ 40 6～ 20 ～ (四 )操縱穩(wěn)定性參數(shù) 汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數(shù)較多，與總體設計有關并能作為設計指標的有： 1)轉向特性參數(shù) 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 22 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉向。通常用汽車以 ，前、后輪側偏角之差 12??? 作為評價參數(shù)。此參數(shù)在 1176。 ～ 3176。為宜。 2)車身側傾角 汽車以 ，車身側傾角控制在 3176。內為好，最大不超過 7176。 3)制動前俯角 為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以 的減速度制動時，車身的前俯角度不大于 176。 。 167。 輪胎的選擇 車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，在總體設計開始階段就應該選定，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形式速度。當然還要考慮與動力 傳動系數(shù)的匹配以及整車尺寸參數(shù)的影響。 本設計選用輪胎的規(guī)格為： 6 層 。輪胎氣壓為 。 表 39 國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件 輪胎規(guī)則 層 主要尺寸 使用條件 數(shù) 斷面寬 外直徑 最大負荷 相應氣壓p? 標準輪輞 允許使用輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 N MPa 輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎 6 8 180 705 5850 6900 142J 5J () 6 8 755 765 765 6350 7550 () () () 6 8 200 750 760 6800 8000 () () () 8 10 200 780 790 8500 9650 () () 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 23 () 8 10 220 785 790 9300 10600 () () () 8 10 12 220 810 820 9700 11050 12400 () () () () 12 240 860 870 13500 () () 8 10 225 890 900 12200 13550 () () 第四章 轉向傳動裝置的設計計算 167。 轉向梯形機構的選擇 橫拉桿上斷開點的位置與獨立懸架形式有關。采用雙橫臂獨立懸架時，常用圖解法（基于三心定理）確定斷開點的位置。求法如圖 31 所示： 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 24 圖 41 斷開點的確定 1）延長 KBB 與 KAA，交于立柱 AB 的瞬心 P 點，由 P 點作直線 PS。 S 點為轉向節(jié)臂球銷中心在懸架桿件（雙橫臂）所在平面上的投影。當懸架搖臂的軸線斜置時，應以垂直于搖臂軸的平面作為當量平面進行投影和運動分析。 2)延長直線 AB 與 KAKB，交于 QAB 點，連 PQAB 直線。 3）連接 S 和 B 點，延長直線 SB。 4）作直線 PQBS，使直線 PQAB 與 PQBS 間夾角等于直線 PKA 與 PS 間的夾角。當 S 點低于 A 點時， PQBS 線應低于 PQAB 線。 5）延長 PS 與 QBSKB，相交于 D 點，此 D 點便是橫拉桿鉸接點（斷開點）的理想位置。 以上是在前輪沒有轉向的情況下，確定斷開點 D 的位置的方法。此外，還要對車輪向左轉和向右轉的幾種不同工況驚進行校核。圖解方法同上，但 S 點的位置變了；當車輪轉向時，可以認為 S 點沿垂直于主銷中心線 AB 的平面上畫?。ú挥嬛麂N后傾角）。如果這種方法所得到的橫拉桿長度在不同轉角下都相同或十分接近，則不僅在汽車直線行駛是，而且在轉向時，車輪的跳動都不會對轉向產(chǎn)生影響。雙橫臂互相平行的懸架能滿足此要求，如圖 41a、 c 所示 [2]。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 25 167。 梯形臂長度確定 本設計采用的是與非獨立懸 架配用的整體式轉向梯形，其確定主要包括兩個參數(shù)，梯形底角 ? 以及梯形臂長 m 。 根據(jù)公式（ 41）初選 ? 4L3Kcos ?? （ 41） 其中， K 取 mm1200 ； L 為軸距， mmL 2340? 。則 404 12 00343c os ????? LK? ?? ? ，取 ??70? 。 梯形臂長一般取 KmKm , m a xm in ?? ，本設計選取 mmKm ?? 。 對 ? 進行校核，當內輪轉角為 ?20 時，外輪的轉角為 ?17 ，由 LKi ?? ?? cotcot 0 (42) 式中， 0? 內輪轉角 ， i? 外輪轉角； 可得 ???????? ????????? ?? ot23401200c otc otc ot0 ar cLKar c i?? 即理想值與實際值之間僅相差 ? ，在誤差允許范圍之內，故取 ??70? 符合要求 167。 轉向傳送機構