【文章內容簡介】 多數(shù)的轎車和小型車輛仍將采用汽油機，而裝載量6t以上的汽車將全部裝用柴油機，裝載量2—5t的部分輕型和中型汽車則采取兩種發(fā)動機均可安裝而由用戶選擇的方式為宜。 按氣缸排列型式，發(fā)動機又有直列、水平對置和V型等區(qū)別。直列式的結構簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬度小、易布置，因而在中型及以下的貨車上和排量不大的轎車上得到了廣泛應用。4L以下的汽油機多采用直列式，但對大排量的直列發(fā)動機而言，不是缸徑過大，就是缸數(shù)過多，使發(fā)動機過長和過高，質量也過大。因此，在中高級以上的轎車、重型載貨汽車和重型越野汽車上，采用V型發(fā)動機的日益增多。V型發(fā)動機相對于直列式有許多優(yōu)點，其長度顯著縮短(約25％～30％)，高度降低，質量減小約20％～30％；曲軸箱及曲軸的剛度增大；易于設計尺寸緊湊的高轉速、大功率發(fā)動機且易于系列化，如V6，V8，V1O及V12等，而直列式通常到6缸，最多8缸。對于長度受到限制的車輛來說，由于V型發(fā)動機的長度短，適宜于這類車輛的總體布置，但由于其寬度大，故在乎頭車上布置困難。V型發(fā)動機的造價高，故在應用中受到限制，多用于排量在6L以上和缸徑大于150mm的汽油機和12L以上的柴油機。水平對置式發(fā)動機的高度低且易于平衡，水平對置雙缸發(fā)動機在微型汽車上得到應用。 按冷卻方式，發(fā)動機又有水冷式和風冷式之分。水冷發(fā)動機冷卻均勻可靠，散熱好，氣缸變形小，缸蓋、活塞等主要零件的熱負荷較低，可靠性高；能很好地適應大功率發(fā)動機的冷卻要求；發(fā)動機增壓后也易于采取措施(加大水箱、增加泵量)加強散熱；噪聲?。卉噧裙┡捉鉀Q。因此，絕大多數(shù)的汽車都采用了水冷發(fā)動機。但其冷卻性能受氣溫影響顯著，設計時應考慮避免高溫天氣出現(xiàn)發(fā)動機過熱的問題。風冷發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)簡單，維修簡便；對于在沙漠和缺水地區(qū)及炎熱、酷寒地區(qū)使用的適應性好，不會產生發(fā)動機過熱和凍結等故障；還可省去消耗銅材的水箱。但大缸徑的風冷發(fā)動機的冷卻不夠均勻；缸蓋等有關零件的熱負荷高，可靠性不及水冷式的；噪聲大；油耗較高，故僅在安裝小排量發(fā)動機的微型汽車上得到應用，在其他類型的汽車上應用不多。大型風冷發(fā)動機雖也能達到較高的性能指標，但需采用較多的結構、工藝措施，造價較高。 max及其相應轉速np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: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≈；—汽車總質量，kg；__重力加速度，m／s2；__滾動阻力系數(shù)，，對轎車等高速車輛需考慮車速影響并?。?(Va50)；___最高車速，km／h；CD—空氣阻力系數(shù)，～，～，—A__汽車正面投影面積，㎡，若無測量數(shù)據，可按前輪距B汽車總高H、汽車總寬B等尺寸近似計算： 對轎車 A≈， 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％。在整車選型階段還應對發(fā)動機最大功率時的轉速np177?！鱪p提出要求，因為它不僅影響發(fā)動機本身的技術指標和使用性能及壽命，而且影響整車的性能(例如)、傳動系的壽命以及對主減速比i0的選擇。近年來，隨著車速的提高，發(fā)動機轉速也在不斷地提高。同時，提高發(fā)動機轉速也是提高其功率、減小其質量的有效措施。但提高轉速會使活塞的平均速度加快及熱負荷增高、曲柄連桿機構的慣性力增大而加劇磨損，導致壽命下降，并加大振動和噪聲。因此，發(fā)動機轉速的提高也有一定的限度。當前，轎車汽油機的， 大多為4000—6000r／min；輕型貨車汽油機的 大多為3800～5000r／min；中型貨車汽油機的多為3200—4400r／min；其柴油機的多為2200～3400r／min；重型貨車柴油機的多為1800～2600r／min；轎車和輕型客車、輕型貨車用的小型高速柴油機的多為3200～4200r／min。應根據汽車與發(fā)動機的類型、最高車速、最大功率、選用的活塞平均速度Cm、活塞沖程s、缸徑、缸數(shù)、工藝水平等因素來合理的確定 (Cm＝s／30，單位為m／s)。 max及其相應轉速nm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。 式中：——發(fā)動機最大扭矩，Nm； ——扭矩適應性系數(shù)；即＝；一般汽油機，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。 ——為最大功率點的扭矩，Nm； ——最大功率點轉速，r／min。在選取發(fā)動機最大扭矩點的轉速時，一般希望該轉速與最大功率點的轉速有一定的比例關系，即保證（轉速適應性系數(shù)）—，如果取得過高，會使的比值變小，會使直接檔的穩(wěn)定車速偏高，造成在市區(qū)內行駛、轉彎等情況下增加換擋次數(shù)。所以希望不要太高。發(fā)動機適應性系數(shù)Φ是轉矩適應系數(shù)與轉速適應系數(shù)的乘積。它表明發(fā)動機適應汽車行駛工況的程度。Φ值越大，這發(fā)動機的適應性越好。采用Φ值大的發(fā)動機可減少換檔次數(shù)、減輕駕駛員的疲勞、減小傳動系的磨損和降低油耗?，F(xiàn)代發(fā)動機的適應性系數(shù)值對汽油機Φ=～；對柴油機Φ=～。整車傳動系最小傳動比的選擇，可根據最高車速及其功率平衡圖來確定。在普通的載貨汽車上，則傳動系的最小總傳動比即為驅動橋的主減速比io，若有超速檔或副變速器、分動器時，最小傳動比則為它們的速比和i的乘積。最大傳動比為變速器的頭檔速比與主減速比的乘積。該速比主要是用于汽車爬坡或道路條件很差（阻力大）的情況下（此時空氣阻力可以不計）汽車仍能行駛。此時變速器最大速比 式中 ——最大爬坡角度，；——車輪滾動半徑，m。求出以后，再驗算一下附著條件，牽引力不應大于附著力式中 ——最大牽引力，N； ——附著力，N； 驅動橋質量，kg；——附著系數(shù)，?。?。最后驗算最低檔時的最低穩(wěn)定車速，該車速沒有規(guī)定的限值。一般情況下，載貨汽車，只要能滿足最大爬坡度的要求(即最大動力因數(shù))，那最低穩(wěn)定車速也能滿足。但越野車為了避免在松軟地面上行駛時，土壤受沖擊剪切破壞而損害地面附著力，要求車速很低，此時的最大速比為式中——發(fā)動機最低穩(wěn)定轉速，r/min；對于汽油機＝350 r/min～500 r/min；對于柴油機＝650 r/min～850 r/min；——汽車最低穩(wěn)定車速，km／h。變速器檔位數(shù)的多少，要根據汽車的類型，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。載貨汽車的噸位越小，檔位數(shù)可取少些，隨著噸位的增大，檔位數(shù)也增多。這主要從動力性、經濟性、操縱性、結構復雜程度及需要進行選擇。檔位數(shù)越多，發(fā)動機的功率利用率越高(高功率區(qū)工作時間長)，既增加了動力性，同時也增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，提高了燃油經濟性。由于相鄰檔之間的比值不能太大(～，太大時換檔困難，所以在最大傳動比與最小傳動比值越大，則檔位數(shù)也應增多。而檔位多的變速器即7個前進檔時，其變速器的結構，特別是操縱機構會很復雜，所以有的車輛就采用增加前置或后置式副變速器的辦法來解決此矛盾。如需要全輪驅動，可以增設兩檔的分動器。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(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464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?！憔€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。(3)如果用現(xiàn)有的車身、車架拼裝新車型，則三者的坐標線不一定一致。因為所選用的車身、車架已有自己的坐標線，而布置在新車上時，其坐標線不一定與新車的坐標線重合，因布置上的需要會造成差值，在設計時應記住這一差值，作為設計的原始數(shù)據。原車身、車架的坐標不隨新車的坐標而變動。整車零線的畫法上述的、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。需要時可畫出網格線，間距為200mm或400mm，便于繪圖時坐標點的換算或量取。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。 整車總布置圖坐標系——零線的最小布置距離——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。，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。 后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。，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+de?！＾I車多取0。 前輪中心至車架上表面——零線的距離——零線的距離如果汽車前后輪均能驅動時，則前后輪中心至零線的最小布置距離取決于前驅動輪處在滿載狀態(tài)下的布置尺寸。一旦該距離確定后，根據角就可確定后輪中心至零線的距離。 在前后車輪中心確定后，可以以車輪的自由半徑和靜力半徑的長度為半徑，以車輪中心為圓心分別畫圓和圓弧(圓弧應畫在地平面這邊)，則圓即為車輪外廓在側視圖上的投影線，而兩圓弧的公切線即為地平面在側視圖上的投影線。無論是那種車型，都應考慮車架上表面至地面的距離(或至車輪中心的距離)，該距離越小越好，這樣可以保證汽車的貨箱底板能降至離地面距離最小(保證輪胎的跳動間隙)，并能保證車箱的縱、橫梁有足夠的斷面高度，以滿足其強度和剛度的要求，同時也可降低改裝車改裝部分的質心高度。當前輪中心確定后，根據選定的車輪外傾角定出主銷中心的高度位置，然后選一合理的前軸落差值(前簧座上表面至主銷中心的距離)，在工藝允許的情況下盡量取大些，如果一級落差不夠，還可在兩簧座中間部分再出第二級落差，但要考慮最小離地間隙不能太小。兩級落差的前軸工藝性稍差些。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2176。～5176。)，一般取3176。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