【文章內容簡介】 下式計算： Mt ZliMiHNig ????111 式中 1gH —— 滿載質心高度， mm。 非懸架質量的估算 對于非獨立懸架，整個車橋總成 (包括制動器、輪轂、車輪等 )都屬于非懸架質量；一端與車橋鉸接，另一端與車架固定點鉸接件 (如轉向拉桿、傳動軸、導向臂、穩(wěn)定桿等 )可將靜止時作用于車橋鉸接點的質量作為非懸架質量 (轉向拉桿、傳動軸等件可取其質量的 21 作為非 懸架質量 )；螺旋彈簧取其質量的 21 作為非懸架質量；吊掛式鋼板彈簧取其質量的 43 作為非懸架質量；平衡懸架鋼板彈簧取其質量的 41 作為非懸架質量。 對于獨立懸架和其它特殊形式的懸架可視其結構特點進行非懸架質量估算。 整備質量利用系數(shù) 汽車的整備質量利用系數(shù)η m0是汽車的裝載量 mG與整備質量 m0之比，即 00 mmGm ?? 它表明單位汽車整備質量所承受 的汽車裝載質量。顯然，此系數(shù)越大表明該車型的材料利用率越高和設計與工藝水平越高。因此，設計新車型時在保證汽車零部件的強度、剛度及可靠性與壽命的前提下，應力求減輕其質量，增大這一系數(shù)值。 各類汽車的整備質量利用系數(shù) 汽車類型 η m0 備注 載貨汽車 輕型 ～ 柴油車為 ～ 中型 ～ 重型 ～ 礦用自卸車 裝載量 MG45t ～ MG45t ～ 軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數(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。因此，在總體設計時應根據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。 汽車的布置型式對軸荷分配影響較大，例如對載貨汽車而言，長頭車滿載時的前軸負荷分配多在 28％上下，而平頭車多在 33％～ 35％。對轎車而言，前置發(fā)動機前輪驅動的轎車滿載時的前軸負荷最好在 55％以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時的后軸負荷一般不大于 52％；后置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時后軸負荷最好不超過 59％，否則 ，會導致汽車具有過多轉向特性而使操縱性變壞。 在確定軸荷分配時也要考慮到汽車的使用條件。對于常在較差路面上行駛的載貨汽車，為了保證其在泥濘路面上的通過能力，常將滿載前軸負荷控制在26％～ 27％，以減小前輪的滾動阻力并增大后驅動輪的附著力。對于常在潮濕路面上行駛的后驅動輪裝用單胎的 4179。2 平頭貨車，空載時后軸負荷應不小于 41％，以免引起側滑。 軸荷分配對前后輪胎的磨損有直接影響。為了使其磨損均勻，對后輪裝單胎的雙軸汽車，要求其滿載時的前后軸荷分配均為 50％，而對后輪為雙胎的雙軸汽車，則前后軸荷可大致按 1／ 3 和 2／ 3 的比例處理。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。 在確定汽車的軸荷分配時，還要考慮汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性和動態(tài)方向穩(wěn)定性。根據(jù)理論分析，汽車質心位置到汽車中性轉向點的距離 s 對汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性有決定性的影響。這個距離可由下式計算得到： aaa C CLCLs 2112 ?? 式中 1L ， 2L — 分別為汽車質心離前、后軸的距離。 1L 和 2L 取決于軸荷分配， LGGL 11 ? ， LGGL 22 ? ； 1aC — 兩個前輪的輪胎側偏剛度之和， N/rad； 2aC — 后輪的輪胎側偏剛度之和， N/rad； aC — 汽車全部輪胎的總側偏剛度之和， N/rad； 當 s0 時，亦即當 L1Ca1－ L2Ca20 時，汽車質心位于中性轉向點之前，汽車具有不足轉 向特性 ，汽車靜態(tài)的方向穩(wěn)定性較好。反之，當 s0 時，汽車具有過度轉向特性。此時存在著一個臨界車速，低于此車速時，汽車的行駛時穩(wěn)定的，高與此車速，則汽車就不能穩(wěn)定行駛。在汽車設計時一般希望汽車具有適度的不足轉向特性。為此，要很好地匹配上述參數(shù)，使 L1Ca1－ L2Ca20 汽車動態(tài)方向穩(wěn)定性的條件是 011 2212212 ????????? ???? LvCLCLgGKvaa 式中， K— 穩(wěn)定性因素； v— 汽車車速， m/s； L— 軸距， m。 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 比功率和比轉矩等。 D0max D0max的選擇主要是根據(jù)對汽車加速性與燃料經(jīng)濟性的要求，以及汽車類型、用途和道路條件而異。轎車的 D0max隨發(fā)動機排量的增大而增大。中、高級轎車對加速性要求高，故 D0max值較大。微型和普通級轎車為了節(jié)省燃料， D0max值較小。載貨汽車的 D0max值是隨汽車總質量的增大而逐漸減小的，但也有個限度。微型貨車的 D0max值較大，輕型貨車次之，因為它們不會拖帶掛車，而且對平均車速和加速性能的要求也較高。中、重 型貨車的 D0max多在 ～ 范圍內。對中、重型貨車選擇 D0max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。鞍式牽引汽車及半掛車等汽車列車的 D0max應在 以上。礦用自卸汽車的行駛阻力大，其 D0max值也應不小于 ?？蛙嚨?D0max值也 是隨著其總質量的增大而減小，但豪華型客車應比普通型客車的 D0max值要大一些。 Ⅰ 檔動力因數(shù) DImax I 檔最大動力因數(shù) DImax 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。它和汽車總 質量的關系不明顯而主要取決于所要求的最大爬坡度和附著條 件。對于公路用車， DImax多在 ～ 。中級及以上的轎車，其 DImax值的上限可高達 ，以便獲得必要的最低車速和較強的加速能力。礦用自卸汽車 (裝載量為 以下 )的 DImax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， DImax 值還應取大一些。軍用越野汽車的爬坡能力要求高達 60％～75％，故其 DImax值多選擇在 以上。 Vmax 隨著汽車 性能特別是主被動安全性能的提高以及各國公路路面的改善和高速公路的發(fā)展，汽車的最高車速普遍有所提高。選擇時應考慮汽車的類型、用途、道路條件、具備的安全條件和發(fā)動機功率的大小等，并以汽車行駛的功率平衡為依據(jù)來確定。本次設計的 ZNZ1091 中型貨車的最大速度為 90Km/h。 這兩個參數(shù)分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉矩與汽車總質量之比。比功率是評價汽車動力性能如速度性能和加速性能的綜合指標，比轉矩則反映了汽車的比牽引力或牽引能力。在比較各國車型的比功率時，應考慮到各國內燃 機功率測定標準的差異。為了保證載貨汽車在高速公路上的速度適應性，有些國家對汽車的比功率值有所規(guī)定。 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 ／ t。農用運輸車不低于 4kW／ t。 汽車由起步并換檔加速到一定車速 Va的時間，稱為“ 0— Va的換檔加速時間”；而在直接檔下由車速為 20km／ h 加速到某一車速 Va (km／ h)的時間，稱為 20—Va的直接檔加速時間”，它們均為衡量汽車加速性能和動力性能的重要指標。轎車常用“ 0— 100km／ h”或 “ 0— 80km／ h”的換檔加速時間來評價。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。也可采用 0— 80km／ h 的換檔加速時間來衡量其加速性能。載貨汽車常用 0— 60km／ h的換檔加速時間或在直接檔下由 20km／ h 加速到某一車速的時間來評價。裝載量2～ 的輕型載貨汽車的 0— 60km／ h 的換檔加速時間多在 ～ 30s；重型貨車的 0— 50km／ h 的換檔加速時間為 40～ 60s。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。國外也有用起步并 換檔加速行駛到某一距離 (例如 0— 400m， 0— 500m， 0— 1000m)所花費的時間來衡量汽車的加速性能的。 燃料經(jīng)濟性參數(shù) 汽車在良好的水平硬路面上以直接檔滿載等速行駛 100 km 時的最低燃料消耗量 Q(L／ 100km)，稱為汽車的“百公里最低燃料消耗量”，是汽車的燃料經(jīng)濟性常用的評價指標。它也是滿載的汽車在良好的硬路面上用直接檔以經(jīng)濟車速等速行駛時的百公里耗油量。 單位汽車總質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／ (100km178。 t))。在新車設計時，其燃料經(jīng)濟性可參考 總質量相近的同類車型的百公里耗油量或單位燃料消耗量來估算。下表為載貨汽車的單位燃料消耗量的統(tǒng)計值范圍。轎車的單位燃料消耗量為 ～ ／ (100km178。 t)。 國標 GB4352— 84 和 GB 4353— 84 分別給出了載貨汽車和載客汽車運行燃料消耗量。 載貨汽車的單位燃料消耗量 汽車總質量 (t) 汽油機 柴油機 4 ～ ～ 4～ 6 ～ ～ 6～ 12 ～ ～ 12 ～ ～ 與總體設計關系密切且應在設計中當作設計指標予以控制的操縱穩(wěn)定性參數(shù)參數(shù)有： (1) 轉向特性參數(shù)； 由于輪胎的側偏使前、后軸產生相應的側偏角。其角度差為正、負、零時使汽車分別獲得“不足轉向”、“過度轉向”和“中性轉向”等特性。為了保證良好的操縱穩(wěn)定性，希望得到不足轉向特性。通常用汽車以 的向心加速度作定圓等速行駛時前、后軸的側偏角之差作為評價轉向特性的參數(shù)，希望它是一個較小的正角度值，例如轎車以 1186?！?186。為宜。 (2) 車身側傾角； 汽車以 的向心加速度作勻速圓周運動時的車身側傾角應在 3176。之內 ，在大不超過 7176。 。 (3) 制動點頭角； 汽車以 的減速度制動時的車身點頭角應不大于 176。 。 行駛平順性參數(shù) 行駛平順性通常用車身振動參數(shù)來評價。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。 前、后懸架的偏頻 1n 與 2n 應接近且應使 2n 略高于 1n ，以免發(fā)生較大的車身縱向角振動 。但微型轎車因軸距短使后排座接近后輪，為了改善其后座的舒適性，可以將后懸架設計的軟一些而使 12 nn ? ，下表為各類汽車的偏頻和靜、動撓度值的一般范圍。對于舒適性要求高的汽車偏頻值取低限。對于前、后懸架的靜撓度值 1cf 和 2cf 的匹配，推薦取 12 )~( cc ff ? ；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。 車型 滿載偏頻 Hzn/ Hz 滿載靜撓度cmfc/ 滿載動撓度cmfd/ 前懸架1n 后懸架1n 前懸架1cf 后懸架2cf 前懸架1df 后懸架2df 轎車 普通級、中級 ～ ～ 12～ 24 10～ 18 8～ 11 10～ 14 高級 ～ ～ 20～ 30 15～ 26 8～ 11 10～ 14 客車 ～ 7～ 15 5～ 8 載貨汽車 ～ ～ 6～ 11 5～ 9 6～ 9 6～ 8 越野汽車 ～ 12～ 24 7～ 13 制動性參數(shù) 常以 制動距離、制動減速度和制動踏板力作為汽車制動性能的主要設計指標和評價參數(shù)。制動距離是指在良好的試驗跑道上和規(guī)定的車速下，緊急制動時由踩制動踏板起到完全停車的距離。我國通常以車速為 30km／ h和 50km／ h 的最小制動距離來評比不同車型的制動效能。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。設計中在制訂制動性能標準時還應適應有關安全性的國家標準、法規(guī)等對汽車制動效能的要求。 通過性參數(shù) 汽車類型 最小離地間隙 (m) 接近角 (186。) 離去角 (186。) 總線通過半徑 (m) 轎車 微 型、普通級 ～ 20～ 30 15～ 23 3～ 5 中級、中高級、高級 ～ 5～ 8 客車 輕型 ～ 12～ 40 8～ 20 中型、大型 ～ 9～ 20 5～ 9 貨車 輕型 ～ 25～ 60 25～ 45 2～ 4 中型、重型 ～ 4～ 7 礦用自卸汽車 越野汽車 ～ 36～ 60 35～ 48 ～ 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、總質量及動力性指標、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)動機系列及其技術指標水平、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(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。 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活塞式內燃機，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。近二三十年來在極少數(shù)汽車上采用了轉子 發(fā)動機、燃氣輪機、高能蓄電池和電動機等動力裝置。