(吉利)整車部設(shè)計手冊-底盤布置篇.doc

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總布置篇 第章 底盤布置 底盤布置是下車身布置的重要環(huán)節(jié)，也是平臺選擇的首要任務(wù)。在項目策劃初期就要進(jìn)行底盤的布置，為底盤設(shè)計提供輸入。 1.1 懸架結(jié)構(gòu)型式和特點 汽車懸架按導(dǎo)向機(jī)構(gòu)形式可分為獨立懸架和非獨立懸架兩大類。獨立懸架的車輪通過各自的懸架和車架（或車身）相連，非獨立懸架的左、右車輛裝在一根整體軸上，再通過其懸架與車架（或車身）相連。 圖1 非獨立懸架與獨立懸架示意圖 1.1.1 獨立懸架 主要用于轎車上，在部分輕型客、貨車和越野車，以及一些高檔大客車上也有采用。獨立懸架與非獨立懸架相比有以下優(yōu)點：由于采用斷開式車軸，可以降低發(fā)動機(jī)及整車底板高度；獨立懸架孕育車輪有較大跳動空間，而且彈簧可以設(shè)計得比較軟，平順性好；獨立懸架能提供保證汽車行駛性能的多種設(shè)計方案；簧載質(zhì)量小，輪胎接地性好。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高。獨立懸架有以下幾種型式： 1.1.1.1 縱臂扭力梁式 是左、右車輪通過單縱臂與車架（車身）鉸接，并用一根扭轉(zhuǎn)梁連接起來的懸架型式（如圖2所示）。 圖2 扭力梁式獨立懸架 根據(jù)扭轉(zhuǎn)梁配置位置又可分為（如圖所示）三種型式。 圖3 扭力梁式獨立懸架的三種布置形式 汽車側(cè)傾時，除扭轉(zhuǎn)梁外，有的縱臂也會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，起到橫向穩(wěn)定桿作用。若還需更大的懸架側(cè)傾叫剛度，仍可布置橫向穩(wěn)定桿。這種懸架主要優(yōu)點是：車輪運動特性比較好，左、右車輪在等幅正向或反向跳動時，車輪外傾角、前束及輪距無變化，汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。但這種懸架在側(cè)向力作用時，呈過多轉(zhuǎn)向趨勢。另外，扭轉(zhuǎn)梁因強(qiáng)度關(guān)系，允許承受的載荷受到限制，扭轉(zhuǎn)梁式結(jié)構(gòu)簡單、成本低，在一些前置前驅(qū)汽車的后懸架上應(yīng)用得比較多。 1.1.1.2 雙橫臂式 是用上、下橫臂分別將左、右車輪與車架（或車身）連接起來的懸架型式（圖4）。上、下橫臂一般作成A字型或類似A字型結(jié)構(gòu)。這種懸架實質(zhì)上是一種在橫向平面內(nèi)運動，上、下臂不等長的四連桿機(jī)構(gòu)。這種懸架主要優(yōu)點是設(shè)定前輪定位參數(shù)的變化及側(cè)傾中心位置的自由度大，若很好的設(shè)定汽車順從轉(zhuǎn)向特性，可以得到最佳的操縱性和平順性；發(fā)動機(jī)罩高度低、干摩擦小。但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、造價高。 雙橫臂式懸架的彈性元件一般都是螺旋彈簧，但是在一些駕駛員座椅布置在上橫臂上方的輕型客、貨汽車上，為了降低懸架空間尺寸，采用了橫置鋼板彈簧或扭桿彈簧結(jié)構(gòu)（圖5） 圖5 雙橫臂式獨立懸架 1.1.1.3 多連桿式 用多根拉桿（4~5根）代替雙橫臂式懸架上、下兩個A型橫臂的懸架結(jié)構(gòu)（圖6）。 圖6 多連桿式獨立懸架 結(jié)構(gòu)和雙橫臂式懸架沒有很大區(qū)別，但結(jié)構(gòu)種類比較多，幾乎每個車型都不相同。多桿式懸架主要優(yōu)點是，利用多桿控制車輪的空間運動軌跡，以便更好地控制車輪定位參數(shù)變化規(guī)律，得到更為滿意的汽車順從轉(zhuǎn)向特性，最大限度滿足汽車操縱性和平順性要求。缺點是零件數(shù)量多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、要求精度高。多桿式懸架是目前最為先進(jìn)的懸架結(jié)構(gòu)。 1.1.1.3 麥弗遜式（滑柱連桿式） 是用減振器作滑動立柱并與下擺臂組成的懸架型式（圖7） 圖7 麥弗遜式獨立懸架 它可看成是上擺臂等效無限長的雙橫臂式獨立懸架。這種懸架主要優(yōu)點是：增加了左、右兩輪之間的空間，這對前置前驅(qū)汽車來說是非常有利的；由于減振器在車廂上的安裝點位置較高，制造中容易保證主銷定位角的位置精度。與雙橫臂式懸架相比，設(shè)定前輪定位參數(shù)的自由度小，用于前輪時，發(fā)動機(jī)罩偏高。另外，由于滑柱中摩擦組里較大，影響汽車平順性。為減少作用于滑柱的附加彎矩產(chǎn)生的摩擦，通常設(shè)計成螺旋彈簧和滑柱的中心線而偏離一個角度（圖8）為減少摩擦也有將減振器導(dǎo)向座和活塞的摩擦表面用減磨材料制成。 圖 8 麥弗遜式懸架（螺旋彈簧偏置） 1-螺旋彈簧中心線 2-螺旋彈簧 3-滑柱 4-滑柱中心線 5-輪胎接地點 1.1.2 非獨立懸架-四連桿式 非獨立懸架主要用于貨車和客車的前、后懸架，在轎車中僅用于后懸架。非獨立懸架，尤其是以鋼板彈簧為彈性元件并兼作導(dǎo)向裝置的，結(jié)構(gòu)簡單、使用可靠、制造方便，當(dāng)車輪上下跳動時，車輪定位參數(shù)變化小、輪胎磨損小。主要缺點是簧下質(zhì)量大，車輪接地性和乘坐舒適性不好，用于轉(zhuǎn)向輪式，因陀螺效應(yīng)易使車輪產(chǎn)生擺振現(xiàn)象。 四連桿式非獨立懸架是用四根（也有三根或五根的）推力桿控制車橋位置的非獨立懸架（圖10）。多用于轎車后懸架和客車、載貨車的空氣彈簧懸架。為了克服鋼板彈簧懸架缺點，用螺旋彈簧或空氣彈簧代替鋼板彈簧。但由于這些彈性元件只能承受垂直力，為了傳遞除垂直力之外的力和力矩，采用了推力桿結(jié)構(gòu)。 圖10 四連桿式非獨立懸架 四連桿式懸架與鋼板彈簧式懸架相比，彈簧可以設(shè)計的比較軟。另外，由于這種懸架可以提供多方案設(shè)計的可能性，合理布置懸架導(dǎo)向桿系，能夠獲得滿意的操縱性。缺點是零部件數(shù)量多，成本高。 1.2 懸架布置 1.2.1 懸架硬點初步設(shè)計 懸架硬點在逆向設(shè)計中尤為重要，通過掃描數(shù)據(jù)獲得懸架的初步硬點位置是進(jìn)行底盤布置的基礎(chǔ)。需要從點云獲得底盤涉及到的硬點見圖11、圖12 轉(zhuǎn)向拉桿/轉(zhuǎn)向器球絞中心 擺臂球銷中心點 左驅(qū)動軸外球籠絞接點 轉(zhuǎn)向拉桿/轉(zhuǎn)向節(jié)球絞中心 左前輪心 右驅(qū)動軸內(nèi)球籠絞接點 左驅(qū)動軸內(nèi)球籠絞接點 穩(wěn)定桿連接桿下球頭點 穩(wěn)定桿連接桿上球頭點 圖11 前懸架硬點位置 圖12 后懸架硬點位置 因懸架硬點較多，本篇以轉(zhuǎn)向拉桿/轉(zhuǎn)向器球絞中心點作為實例介紹硬點選取，其它硬點獲取方式基本相同 對于底盤點云的掃描要求如下： 1、需要掃描空載、半載、滿載三種載荷狀態(tài)下的懸架的狀態(tài) 2、三種狀態(tài)車身作為基準(zhǔn)，從而能看出硬點變化 3、對于單個零部件需要掃描其運動部分至少三個狀態(tài) 4、點云不出現(xiàn)重印 5、主要輪廓表現(xiàn)清晰 6、點云掃描密度均勻 圖13 從點云中取初步硬點 從點云中獲取硬點步驟如下： 1、選取三個狀態(tài)點云，分別做出其中心線 2、通過中線求出其交點即為轉(zhuǎn)向拉桿/轉(zhuǎn)向器球絞中心點 1.2.2 懸架運動分析及參數(shù)分析 分析過程見運動分析校核報告 1.2.2.1 前束及前束的變化 汽車的前束角是汽車縱向中心平面與車輪中心平面和地面的交線之間的夾角。如果車輪的前部靠近汽車縱向中心平面，則前束為正值（前束角）；反之則為負(fù)值（后束角）?？偳笆鞘亲蟆⒂熊囕喦笆侵?。實際上多用前束值，即左、右車輪輪輞邊緣后部間距大于前部的余量，以便指在空載時車輪停在直線行駛位置的狀態(tài)下，在車輪中心高度上測量。 在汽車行駛中保持前束不變非常重要，換言之，設(shè)計上希望在車輪上下跳動過程中，前束不變。這比在汽車靜止時有一個正確的前束更為重要。 車輪上跳及車輪下落時的前束變化對車輛的直行穩(wěn)定性、車輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)（不足轉(zhuǎn)向、過多轉(zhuǎn)向）特性有很大的影響，是汽車懸架的重要設(shè)計參數(shù)之一。側(cè)傾時的前束變化也稱為側(cè)傾轉(zhuǎn)向。 對于汽車前輪，車輪上跳時的前束值多設(shè)計成零至弱負(fù)前束。設(shè)計值取在零附近是為了控制直行時由路面的凸凹引起的前束變化，確保良好的直行穩(wěn)定性。另外，取弱負(fù)前束變化是為了使車輛獲得弱的不足轉(zhuǎn)向特性，以使裝載質(zhì)量變化引起車高變化時也能保持不足轉(zhuǎn)向。與上跳行程相對應(yīng)的前束變化最好呈直線，但受懸架、轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)型式所限，實際呈曲線變化為多（圖14） 圖14 前束變化 前束變化的較理想設(shè)計特性值為：前輪上跳是，為零至負(fù)前束（-0.5/50mm）（即弱負(fù)前束變化），后輪上跳時，正前束（0.3/50mm）（即弱正前束變化）。 1.2.2.2 外傾變化 車輪上跳及車輪回落時的外傾變化與前束變化一樣對車輛直行穩(wěn)定性、車輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)特性等有很大影響。由于輪胎與路面之間有相對的外傾角，路面對車輪作用有外傾推力，該力與側(cè)偏角產(chǎn)生的側(cè)向力匯合而成為車輛轉(zhuǎn)向所需的橫向力（圖15）。因此，在考慮外傾變化與車輛特性的關(guān)系時，必須考慮對地面的外傾變化。 圖15有外傾角的側(cè)偏輪胎上的力 對于外傾變化，不同懸架結(jié)構(gòu)有較大差異.一般上跳時，對車身的外傾變化為-2~+0.5/50mm較為適宜。 1.2.2.3轉(zhuǎn)向主銷的內(nèi)傾角及偏移距 轉(zhuǎn)向主銷傾角是指從車輛正面看在轉(zhuǎn)向輪上轉(zhuǎn)向主銷軸線與鉛垂直線的夾角，轉(zhuǎn)向主銷偏移距是指從轉(zhuǎn)向輪接地點A到轉(zhuǎn)向主銷軸與路面的交點B之間左、右方向的距離（圖16) 。 圖16轉(zhuǎn)向主銷內(nèi)傾角及偏移距 在實際設(shè)計中，轉(zhuǎn)向主銷內(nèi)傾角及偏移距大小主要受到結(jié)構(gòu)的限制。大致的范圍為：轉(zhuǎn)向主銷傾角7~13。希望取較小的數(shù)值；轉(zhuǎn)向主銷偏移距-10~30mm，希望取較小的數(shù)值，特別是在FF車中，多設(shè)定零至負(fù)值。 1.2.2.4 主銷后傾角及后傾拖距 主銷后傾角是指從車輛側(cè)面看，轉(zhuǎn)向主銷軸與錯垂線的傾角；后傾拖距是指在轉(zhuǎn)向輪上，輪胎接地點中心A和轉(zhuǎn)向主銷軸與地面交點B之間的距離（圖17） 圖17 主銷后傾角與后傾拖距 主銷后傾角對轉(zhuǎn)向時的車輪外傾變化影響較大。假若主銷后傾角設(shè)計較大，則外側(cè)轉(zhuǎn)向輪的外傾角會向負(fù)方向變化（圖18）。因此，當(dāng)前輪主銷后傾角較大時，需增加前輪轉(zhuǎn)向所必需的橫向力，以抵消外傾推力。這樣車輛的不足轉(zhuǎn)向特性較弱。最大橫向加速度會增大。轎車的主銷后傾角一般為:前置前驅(qū)動車0~3；前置后驅(qū)動車3~10。 圖18 轉(zhuǎn)向時的外傾角變化 若后傾拖距較大，有利于提高轉(zhuǎn)向輪的回正能力和直行穩(wěn)定性，但轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時的轉(zhuǎn)向力及保持力會加大，因此，對于無助力裝置的手動轉(zhuǎn)向，后傾拖距的設(shè)計應(yīng)有一定限度。轎車的后傾拖距一般為0~30mm。 1.2.2.4 輪距變化 這里所說的輪距變化是指圖19所示的隨著車輪的上下跳動輪胎接地點產(chǎn)生的橫向位移。從減少輪胎磨損等因素考慮，輪距最好不發(fā)生變化。然而，在一般的獨立懸架系統(tǒng)中，由于結(jié)構(gòu)上的原因，輪距不變是不可能的。這樣，為了使輪距變化盡可能小，懸架控制臂的長度、相對位置等都需仔細(xì)考慮。轎車的輪距變化應(yīng)在-5mm/50mm~5mm/50mm(單輪)范圍內(nèi)。 1.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置包括轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向機(jī)、中間軸的布置，布置過程中需要校核各轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的運動空間，校核裝配與轉(zhuǎn)向管柱上各零部件的布置空間等 1.3.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置需考慮的因素 人機(jī)工程（方向盤中心點及轉(zhuǎn)向管柱布置角度的確定、視野）； 碰撞安全（點火鎖位置、中間軸壓潰距離）； 轉(zhuǎn)向性能； 轉(zhuǎn)向與踏板布置關(guān)系； 轉(zhuǎn)向管柱與儀表臺橫梁關(guān)系； 前圍板的設(shè)計可行性； 1.3.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置思路 確定方向盤中心點位置及轉(zhuǎn)向管柱角度； 校核視野； 校核在正面碰撞時，點火鎖、組合開關(guān)的影響； 確定轉(zhuǎn)向機(jī)位置、布置中間軸及優(yōu)化； 踏板操縱校核及踏板布置優(yōu)化； 1.3.3 確定方向盤中心點及轉(zhuǎn)向管柱角度 1.3.3.1 參考質(zhì)量目標(biāo)車方向盤中心點初定為HL-1方向盤中心點（圖20） 圖20 質(zhì)量目標(biāo)車方向盤中心點對比 1.3.3.2 安全分析（圖21） 圖21 安全分析轉(zhuǎn)向管柱對碰撞的影響 1.3.3.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置要求 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置主要在于硬點的布置（圖22），其硬點要滿足如下要求： 1、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的夾角均要大于150； 2、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的夾角差不大于2； 3、中間軸長度大于240mm。 圖22 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點布置 1.3.4 轉(zhuǎn)向包絡(luò)分析 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點布置完畢后應(yīng)檢查其轉(zhuǎn)向過程中有無零部件干涉情況，且需要檢查其轉(zhuǎn)向系統(tǒng)調(diào)節(jié)的各個方位的干涉情況（圖23）。其與周邊間隙大于10mm。 圖23 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的間隙檢查 1.3.5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置流程 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置流程及考慮因素如表1所示 表1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置流程 系統(tǒng) 項目 考慮因素 布置要求 轉(zhuǎn)向管柱 方向盤中心點及轉(zhuǎn)向管柱角度 人機(jī)工程 可通過質(zhì)量目標(biāo)車和競品車型確定方向盤中心點 正面碰撞 分析腿部在碰撞過程中與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的關(guān)系，保證方向盤在軸向有充足的壓潰距離（50mm），修正方向盤中心點 中間傳動軸 中間軸與轉(zhuǎn)向管柱夾角α1 α1>150 為保證中間軸有足夠的壓潰距離（20mm），需保證中間軸長度≥240mm 中間軸與轉(zhuǎn)向機(jī)輸入軸夾角α2 α2>150 α1與α2的關(guān)系 α1≈α2 必須校核傳動軸與踏板在工作過程中的關(guān)系，保證踏板在工作行程內(nèi)與傳動軸有足夠的間隙（≥40mm） 其它 駕駛員的儀表視野盲區(qū) SAE J1050 滿足儀表在駕駛員的視野范圍內(nèi)，不被方向盤遮擋。 轉(zhuǎn)向管柱與儀表臺橫梁 轉(zhuǎn)向管柱支架設(shè)計 有充足的空間供支架設(shè)計 1.4 制動系統(tǒng)布置 1.4.1 ABS的布置 1.4.1.1 ABS系統(tǒng)概述 在制動系統(tǒng)里采用制動力調(diào)節(jié)裝置可以改善制動力在各車軸間的分配，但無法避免車輪抱死，而車輪一旦抱死都將使制動效能變壞，汽車或是失去轉(zhuǎn)向能力。因此在制動過程中，防止車輪抱死才是提高制動性能的最佳途徑。按GB12676-1999的規(guī)定，從2003年10月起，最大總質(zhì)量大于12000kg的M3類旅游客車和最大總質(zhì)量超過16000kg允許掛接O4類掛車的N3類車輛必須安裝符合GB13594-1992《汽車防抱制動系統(tǒng)性能要求和試驗方法》中規(guī)定的一類防抱制動裝置。 1.4.1.2 ABS的布置位置 ABS的布置位置基本在機(jī)艙部位，一般布置與機(jī)艙左、右縱梁以支架形式安裝（圖24） 圖24 ABS在機(jī)艙的位置 1.4.1.3 ABS的布置要求 1、HECU模塊布置在機(jī)艙內(nèi)應(yīng)避免雨水的積攢或灰塵的堆積； 2、HECU線束接插件插拔時無干涉 3、HECU線束應(yīng)能方便的插拔，已方便維修及軟件的升級 1.4.2 駐車制動器布置 1.4.2.1 駐車制動概述 駐車制動系有以下兩種型式。一是車輪駐車制動（圖25），一般兼用后輪制動器，僅有與行車制動系分開的控制裝置和傳能裝置；二是中央駐車制動（圖26），有專設(shè)的中央制動器，以及獨立的控制裝置和傳能裝置。 采用前一種方式不僅可簡化結(jié)構(gòu)和降低成本，而且由于制動力矩直接作用于車輪上，不會傳到傳動系，可兼用作應(yīng)急制動。采用后一種方式時，制動力矩須經(jīng)過驅(qū)動橋分配到兩側(cè)車輪上，這樣雖可以將制動力矩放大，但在緊急制動時可能因傳動系零件過載造成損壞而導(dǎo)致制動失效。 圖25 后輪駐車制動系統(tǒng) 圖26 電子駐車制動系統(tǒng) 1.4.2.2 駐車制動的布置 后輪駐車制動分為手駐車制動和腳駐車制動，其中手駐車制動用于手動擋和自動擋的汽車，腳駐車制動用于自動擋汽車。 1．確定所建議的副儀表板或地板安裝駐車制動手柄的合理手控活動范圍（圖27）。 圖27 駐車制動布置時的手控范圍 1-1）在采用座椅布置設(shè)計位置（H點）和靠背角度的人體模特時，將人體模特向前移動至H點的最前位置。從人體模特后背線和H點上方200mm一個點的交匯處，向前165mm進(jìn)行測量以便確定“制動狀態(tài)”或使用條件下的后部界限。 1-2）確定SAE J287-駕駛手控活動曲線以便對駕駛員的座椅位置進(jìn)行布置。 采用最接近從手剎中心線至方向盤中心線橫向(Y-Y軸)測量的間距數(shù)值的手控曲線。 在H點上方大約200mm高度，從手控活動曲線水平向后175mm進(jìn)行測量。這就確定了手剎在“沒有傾斜”情況下向前的手控界限。 1-1） 將駐車制動手柄確定在前后界線之間的區(qū)域之內(nèi)。 請注意在圖中從駐車制動手柄末端50mm測量，有一個手柄參考點。這個手柄參考點在非制動或分離時應(yīng)位于“無傾斜”向前手控活動界線的后部而在制動或連接時應(yīng)位于使用狀態(tài)下后手控活動界線的前方。 1-4）建議制動時H 點上方的最大高度：280mm 2．建議作用或拉起手柄的最大力量取決于和H點有關(guān)的手柄高度（表2）。 表2 拉起手柄的最大力和H點高度的關(guān)系 和H點有關(guān)的手柄高度（處于起點） 最大力量 +156mm 53N 0: H點 76N -121mm 100N -198mm 109N -226mm 105N 3.手柄的建議尺寸和力量（圖29） 圖29 駐車制動手柄尺寸 3-1）建議拇指釋放按紐的最大力量：6.7N 3-2）建議按紐最小直徑尺寸：19mm 3-3）建議指關(guān)節(jié)最小間隙：41mm 3-4）建議手指最小間隙：34mm 3-5）建議手柄下方最小垂直間隙：36mm 3-6）建議前部最小間隙：30mm 3-7）建議直徑或抓握寬度：19-50mm 3-8）建議最小抓握長度：110mm 1.5 傳動系統(tǒng)布置 1.5.1 傳動軸概述 汽車發(fā)動機(jī)與驅(qū)動車輪之間的動力傳遞裝置稱為汽車的傳動系。它應(yīng)保證汽車具有在各種行駛條件下所必需的牽引力、車速，以及它們之間的協(xié)調(diào)變化等功能，使汽車有良好的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性;還應(yīng)保證汽車能倒車，以及左、右驅(qū)動車輪能適應(yīng)差速要求，并使動力傳遞能根據(jù)需要而平穩(wěn)地接合或徹底、迅速地分離。 汽車行駛時。作用在驅(qū)動車輪上的轉(zhuǎn)矩(或換算成驅(qū)動力)與車速之間的理想關(guān)系曲線為等軸雙曲線。但一般汽車都是以往復(fù)式內(nèi)燃機(jī)作動力，其轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速(或換算為車速)間的關(guān)系不能適應(yīng)汽車的行駛要求。發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩——轉(zhuǎn)速特性經(jīng)傳動系的變速機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)變后，就可在驅(qū)動車輪上得到近于理想的驅(qū)動力——車速特性，如圖30所示。 圖30 汽車的理想驅(qū)動力——車速特性曲線與實際特性曲線 1.5.2 傳動系統(tǒng)的布置型式及優(yōu)缺點 傳動系的布置型式主要決定于它與發(fā)動機(jī)在汽車上的相對位置，通常有以下幾種。 1)前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動 簡稱前置后驅(qū)動或FR。這時，離合器、變速器與發(fā)動機(jī)多組合成一休(重型汽車的變速器有時單獨懸置，以便于維修)，并置于汽車前部，驅(qū)動橋則經(jīng)懸架與車架或車箱的后部相聯(lián)，在變速器與驅(qū)動橋之間裝有萬向節(jié)傳動袖。這種布置型式使發(fā)動機(jī)通風(fēng)冷卻好、車箱供暖方便；傳動系及變速操縱桿系的布置較簡單；整車軸荷分配易于合理；起步加速及爬坡時的附著性好；輪胎磨損均勻。這種布置型式用于絕大多數(shù)的載貨汽車、部分客車。也常為中高級和高級轎車所采用。 采用這種布置的轎車通常具有中性轉(zhuǎn)向或稍有不足轉(zhuǎn)向特性，方向穩(wěn)定性好，同時轎車的后行李艙可布置得較寬敞。然而，汽車的軸距較長、傳動軸較長或需分段并加中間支承；汽車整備質(zhì)量較大；傳動軸還限制了轎車地板的降低，地板上需鼓起一條傳動軸通道為此多采用下偏置雙曲面齒輪的主減速器。 早期的大客車多用貨車底盤及發(fā)動機(jī)改裝而成，延用了貨車的前置后驅(qū)動布置，前置發(fā)動機(jī)也有利于冷卻及方便維修，動力與傳動系統(tǒng)的操縱機(jī)構(gòu)簡單等優(yōu)點。但是，由于發(fā)動機(jī)罩突出地板之上、使車箱面積利用率差；車箱內(nèi)噪聲大，隔熱、隔振較困難，發(fā)動機(jī)油煙味也有可能進(jìn)人車箱內(nèi)而影響舒適性；軸荷分配也不夠理想，前軸易過載而使轉(zhuǎn)向沉重；由于前懸的尺寸受到限制而加長后懸，使汽車的離去角過小，上、下坡時容易刮地，同時也使得在前懸處不易設(shè)置乘客用車門而實行公共汽車的單人管理(駕駛員及乘務(wù)員為1人)；當(dāng)軸距較長時需采用多節(jié)傳動軸，易于發(fā)生共振；地板也較高，乘客上、下車不方便等。鑒于上述缺點現(xiàn)代大客車早已脫離貨一車底盤，實行專門設(shè)計的獨立發(fā)展方針，而改用后置或中置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動的布置型式。 2)前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動 簡稱前置前驅(qū)動或FF。這種布置型式為微型、普通級和中級轎車所廣泛采用。其發(fā)動機(jī)、離合器、變速器及主減速器等連成一體，省去了傳動軸，便傳動系布置緊湊。相對FR方案汽車整備質(zhì)量可減小8%；當(dāng)發(fā)動機(jī)橫置時軸距可縮短10%，且主減速器齒輪可由通常的螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪改為斜齒圓柱齒輪，其節(jié)省的費用可部分抵銷前驅(qū)動的等速萬向節(jié)成本；具有不足轉(zhuǎn)向特性和很好的方向穩(wěn)定性，高速行駛的安全性好。這種布置型式近年來在中級以上的轎車上采用的也日益增多。在易滑路面上尤且是爬坡時，由于驅(qū)動車輪的附著力較小、也會側(cè)滑而失去操縱穩(wěn)定性。后輪軸荷小，特別在空載行車制動時會引起后輪抱死而側(cè)滑，為避免這種情況發(fā)生，應(yīng)加裝制動器液壓調(diào)節(jié)裝置或防抱死系統(tǒng)（ABS）。側(cè)滑也會發(fā)生在非常有效的發(fā)動機(jī)制動時。另外，尤其當(dāng)發(fā)動機(jī)橫置時，其布置空間很擠、維修時的接近性較差。由于后輪軸荷較小，在不使后懸過長的情況下可盡量加大行李艙的空間 3)后置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動 簡稱后置后驅(qū)動或RR。這種布置型式最宜為大客車采用，以減輕前軸負(fù)荷及減少發(fā)動機(jī)的熱、廢氣振動和噪聲對車箱的侵?jǐn)_；增大車箱有效面積并在地板下布置大的行李艙或大大降低地板高度，方便乘客上、下車。但變速及供油系統(tǒng)需遠(yuǎn)距離操縱，發(fā)功機(jī)的通風(fēng)冷卻條件較差，散熱器布置也較困難。發(fā)動機(jī)可縱置或橫置于后橋之后。 這種布置過去也常見于微型和小型轎車上，這時發(fā)動機(jī)多縱置且與離合器、變速器、主減速器連成一體，而驅(qū)動車輪要配以獨立懸架轎車的軸距及整備質(zhì)量與前置前取動的類同，但后軸負(fù)荷過大(約為58%)，導(dǎo)致汽車有過度轉(zhuǎn)向傾向及不足的方向穩(wěn)定性，前置行李艙由于轉(zhuǎn)向輪的影響，空間較小，且汽車難于變型，冬季前擋風(fēng)玻璃引暖風(fēng)除霜也較困難:因此在轎車上這種布置已為前置前驅(qū)動布置型式所取代。 4)中置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動 簡稱中置后輪驅(qū)動或MR?，F(xiàn)代大客車有的采用中置臥式發(fā)動機(jī)且后輪驅(qū)動的布置方案，發(fā)動機(jī)布置在前、后軸之問的車箱地板之下，使車箱面積利用率很高。座椅布置和車身外形設(shè)計均不受發(fā)動機(jī)的限制；前門也可以布置在前輪之前，以便于公共汽車的單人管理；車箱內(nèi)噪聲小、傳動軸短，但隔熱較差地板也難于降低。特別是發(fā)動機(jī)受到布置限制而需要專門設(shè)計時，其冷卻、保溫、防塵、防污和維修條件都不好，故僅適用于道路及氣候條件好的地區(qū)行駛的車輛。發(fā)動機(jī)也要求有高的可靠性。 5）前置發(fā)動機(jī)全輪驅(qū)動 簡稱前置全輪驅(qū)動，對于四輪汽車則可用4WD表示。全輪驅(qū)動可使整車重力都成為附著力加以利用，以提高汽車的牽引力和通過性。這種驅(qū)動型式不僅為越野汽車所采用，而且自20世紀(jì)70年代末也開始用到轎車上，出現(xiàn)了常接合式四輪驅(qū)動轎車，以提高其對各種路面和地面的適應(yīng)性、通過性及安全性。越野汽車采用的非常接合式全輪驅(qū)動，指的是在非越野行駛時可切斷對前輪的動力傳遞，而僅由后輪或中、后輪驅(qū)動。對于三軸和四軸越野汽車。采用貫通式驅(qū)動橋布置方案可簡化結(jié)構(gòu)、減少零件種類，提高、部件的通用程度。 1.5.3傳動軸布置 1.5.3.1 前置前驅(qū)傳動軸的布置 轎車多采用前置前驅(qū)的布置形式，其布置的夾角直接影響到汽車的性能。在布置時，需要輸入 1、空、半、滿載輪心位置 2、差速器中心點 3、驅(qū)動軸類型 4、內(nèi)球籠中心點至差速器中心點距離 5、外球籠中心點至輪心的距離 傳動軸的布置需要滿足以下條件 1、其布置角度在空載狀態(tài)下不能大于4.5（圖31），全行程的變化量不能大于9； 2、驅(qū)動軸在所有載荷及運動條件下與周邊件保持10mm以上的間隙； 3、若右端驅(qū)動軸為分段式驅(qū)動軸，則應(yīng)考慮其傳動軸長度與左端相同且驅(qū)動軸角度相同。 圖31 前置前驅(qū)驅(qū)動軸的布置 1.5.3.2后驅(qū)傳動軸的布置 后驅(qū)傳動系統(tǒng)一般為縱向布置（圖32） 圖32 后驅(qū)傳動系統(tǒng)的布置形式 后驅(qū)車（RWD）常表現(xiàn)為過度轉(zhuǎn)向若加速轉(zhuǎn)向，后輪會有甩尾的趨勢（圖33）。對于有經(jīng)驗的駕駛者來說，能體驗到通過油門控制來調(diào)整過度轉(zhuǎn)向的樂趣（稱之為“右腳牽引力控制”） 圖33 后輪驅(qū)動的性能 布置后輪驅(qū)動時所需的輸入調(diào)節(jié) 1、空、半、滿載前、后輪心位置 2、差速器中心點 3、驅(qū)動軸類型 4、分動器類型及主要硬點 傳動軸的布置需要滿足以下條件 1、其布置角度在任何狀態(tài)下不能大于2，其中CV節(jié)的布置角度不能大于1。前后兩個萬向節(jié)點角度大致相等； 2、驅(qū)動軸在所有載荷及運動條件下與周邊件保持10mm以上的間隙； 3、后驅(qū)動橋的分動器的空間需要考慮懸置的彈性量 4、檔驅(qū)動軸大于1.5m時，則需要分段連接 1.5.3.3 四驅(qū)布置 四驅(qū)系統(tǒng)主要有以下幾類： 分時四驅(qū)：四驅(qū)車可以在2驅(qū)和4驅(qū)系統(tǒng)間切換， 全時四驅(qū)：使用固定的前后輪扭矩分配比 適時四驅(qū)：根據(jù)工況變化分配不同的扭矩 這幾種四驅(qū)的優(yōu)缺點對比見表3 表3 不同四驅(qū)形式對比 四驅(qū)形式 分時四驅(qū) 全時四驅(qū) 適時四驅(qū) 不同點 1、能在兩驅(qū)與四驅(qū)之間進(jìn)行切換； 2、無中央差速器； 3、正常工況下使用兩驅(qū)； 4、前后軸扭矩分配為50：50。 1、只有在四驅(qū)狀態(tài) 2、有中央差速器且有鎖止機(jī)構(gòu)； 3、前后軸扭矩分配方式為固定式（可以有多個固定扭矩分配檔）； 1、有兩驅(qū)、四驅(qū)兩種行駛狀態(tài)； 2、有中央差速器及前后差速器鎖止機(jī)構(gòu)； 3、前后車扭矩分配為可變式； 4、整套系統(tǒng)進(jìn)行自調(diào)節(jié)以適應(yīng)路況。 車型類型 貨車、低端越野車 硬派越野車 高級轎車、城市SUV、跑車 萬向傳動軸通常由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成。對于長軸距的傳動軸，如傳動軸的長度大于1.5m，需將傳動軸分段，且后面一根傳動軸需能伸縮，并增加中間支撐，以提高傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速，避免共振，減小噪聲。（圖34） 圖34 四驅(qū)傳動軸布置 四驅(qū)系統(tǒng)布置流程 l 選型方案的確定（圖35） 四驅(qū)驅(qū)動形式的確定 PTU的選型； RDM的選型； ITM的選型； 傳動軸及萬向節(jié)形式的選型； l PTU的布置； l RDM與ITM的集成及布置； l 傳動軸布置角度的調(diào)整、優(yōu)化； l TCU控制模塊的布置。 圖35 選型方案的確定 PTU的選型 單軸取力器主要零件比雙軸少根二級齒輪軸、2個軸承、1對齒輪、1個殼體（圖36），所以單軸取力器的優(yōu)點有：1.成本比雙軸低很多;2.重量減少輕；3.零件少，系統(tǒng)可靠性高；4.更容易拆卸,維護(hù)簡單 圖36 單軸式PTU 傳動軸的選型 為減小萬向節(jié)夾角以及布置上的需要,傳動軸設(shè)計成分段的。而且后面一根傳動軸可伸縮，且在中間傳動軸增加支撐（圖37），以提高傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速，避免共振，減小噪聲。 圖37 帶中間支承的四驅(qū)傳動軸 為保證等速傳動，同時考慮傳動效率、使用壽命、維修性及成本，四驅(qū)傳動采用兩端為十字節(jié)，中間為CV節(jié)。（圖38） 圖38 雙傳動軸萬向節(jié)的布置簡圖 附著力較大的一側(cè)驅(qū)動輪獲得動力，得以繼續(xù)驅(qū)動車輛前進(jìn)（圖39）。當(dāng)兩側(cè)驅(qū)動輪之間的轉(zhuǎn)速差減小至臨界值以下時，硅油溫度降低，粘性耦合器不再產(chǎn)生“粘性”，差速器恢復(fù)工作，車輛正常行駛。 圖39 粘性耦合器 根據(jù)等速傳動的要求，PTU的輸出軸線與RDM輸入軸線平行，在保證車身地板通用的情況下，通過調(diào)整中間吊掛點的坐標(biāo)，考慮降低振動、噪聲的要求，根據(jù)其周邊部件的幾何條件, 最優(yōu)選擇傳動軸在汽車各種行駛工況下具有最小的當(dāng)量夾角。 四驅(qū)布置的輸入物清單及布置要求見表5、表6 表5 四驅(qū)布置的輸入物清單 項目 輸入項 項目 輸入項 PTU 工作溫度及布置要求 RDM 工作溫度及布置要求 接口定義 接口定義 輸入及輸出軸線 左右驅(qū)動軸內(nèi)球籠中心 完整數(shù)模 完整數(shù)模 ITM 接口定義 傳動軸 傳動軸結(jié)構(gòu)形式及吊掛形式 輸入及輸出軸線 各萬向節(jié)形式及鉸接硬點 輸入端與萬向節(jié)配合方式及硬點 TCU 布置要求 輸出端與RDM配合方式 ECU的接口定義及線束原理走向 表6 四驅(qū)系統(tǒng)的布置要求 系統(tǒng) 項目 要求 注意事項 PTU 與發(fā)動機(jī)缸體之間的間隙 10mm 視發(fā)動機(jī)缸體、PTU外殼的加工精度確定 與進(jìn)氣歧管之間的間隙 10mm 與排氣管之間的間隙 40mm 與排氣管及PTU工作溫度相關(guān) 與前副車架之間的間隙 25mm 與發(fā)動機(jī)懸置變形量相關(guān) 前輪半軸驅(qū)動角 ≤ 4.5 RDM 與后懸架之間的間隙 15mm 與RDM的前后懸置變形量相關(guān) 與排氣管之間的間隙 40mm 與排氣管及RDM工作溫度相關(guān) 輸出軸傳動角 ≤ 4.5 傳動軸 傳動軸I軸與PTU輸出軸夾角 0.5<α1≤3 與選型的萬向節(jié)形式相關(guān) 傳動軸I軸與傳動Ⅱ軸夾角 α2≤3 傳動Ⅱ軸線與RDM輸入軸夾角 0.5<α2≤3 1.6 操縱系統(tǒng)布置 1.6.1 概述 通過對轉(zhuǎn)向盤、加速踏板和制動踏板的組合操縱，并配以離合器踏板、變速器操縱桿和燈光儀表開關(guān)的輔助操縱，進(jìn)行行駛的急停止或改變方向等，實現(xiàn)汽車的移動功能。 對汽車的操縱機(jī)構(gòu)的研究與設(shè)計，也就是對由汽車、駕駛員及道路三者構(gòu)成的全系統(tǒng)的研究與設(shè)計。為了使汽車在道路環(huán)境內(nèi)安全而迅速地行駛和停車等，設(shè)計好汽車操縱機(jī)構(gòu)是十分重要的。 汽車操縱機(jī)構(gòu)的主要組成如圖39 圖39 汽車操縱機(jī)構(gòu)的基本組成 1-儀表燈開關(guān) 2-轉(zhuǎn)向盤 3-變速器操縱桿 4-駐車制動操縱桿 5-離合器踏板（在裝備自動變速器情況下，可為應(yīng)急制動踏板） 6-制動踏板 7-加速踏板 8-儀表板 對汽車操縱機(jī)構(gòu)的基本要求 操縱機(jī)構(gòu)布里的前提是，一定要注意是由駕駛員來操作，應(yīng)以駕駛員為主體，在設(shè)計時應(yīng)注意以下幾點。 ①操縱機(jī)構(gòu)位置的布置應(yīng)易于駕駛員操縱，相互間既不干涉，又利于駕駛員施加最大作用力，并應(yīng)符合GB 7258-I997，GB/T 13053-91等標(biāo)準(zhǔn); ②操縱時手腳活動自如; ③布置恰當(dāng)、不會引起操縱失誤; ④操縱應(yīng)輕便靈活; ⑤不因振動和變形而引起運動干涉。 1.6.2 換擋桿布置 1.沿X-軸線方向變速器換檔桿的設(shè)計指南 -處于最前位置時與面板或碰撞襯墊的最小間距：120mm -處于最后位置時與H點的最小間距：275mm 2．垂直位置 -變速桿上端的垂直位置：最多在H點之上280mm 最好在H點之上200mm 3．手間距 -包括超程在內(nèi)的變速桿所有位置均應(yīng)保持下列間距（圖40）： 圖40 變速桿的位置 手間距 在上端或前部無換檔按鈕/換檔按鈕 換檔按鈕在側(cè)面 A: 平面圖 最小135mm 最小 182mm B: 乘客側(cè) 最小50mm 最小 50mm C: 前方 最小50mm 最小 50mm D: 上端 最小55mm 最小 55mm E: 側(cè)視圖 最小110mm 最小 110mm F: 駕駛員側(cè) 最小35mm 最小 35mm 建議變速桿換檔力 -最小：9.0N -最大：45.0N -首選：30.0N 5．變速器換檔桿的首選位置（圖41） 圖41 變速器換擋桿的首選位置 注：有關(guān)P點上方坐標(biāo) -包括超程在內(nèi)的變速器換檔桿位置均應(yīng)處在上圖三維梯形之內(nèi)。 手柄 -變速器換檔桿手柄橫向?qū)挾龋鹤钚?0mm 7．按鈕尺寸和力量 -對于帶釋放按鈕的變速器換檔桿，按鈕力量取決于按鈕的尺寸和位置 按鈕位置 操作方式 按鈕直徑 按鈕力量 邊側(cè) 拇指 最小19mm 23N 上端 拇指 最小19mm 23N 前端 一個手指 最小19mm 11N 前端 兩個手指 最小 38mm 23N 1.6.3 換擋手柄計算 1.6.3.1 計算參數(shù) 表7 計算參數(shù) 距離參數(shù) 換檔軟軸安裝點距換擋器換檔手柄桿距離(mm) 175 選檔軟軸安裝點距換擋器選檔搖臂距離(mm) 146 換檔軟軸安裝點距變速箱換檔搖臂距離(mm) 142 選檔軟軸安裝點距變速箱選檔搖臂距離(mm) 156 角度參數(shù) 變速箱換檔搖臂工作角度() 23 變速箱選檔搖臂工作角度() 12.4/11.5 行程參數(shù) 變速箱換檔搖臂工作半徑(mm) 73 變速箱選檔搖臂工作半徑(mm) 60 杠桿比 換擋桿杠桿比 2.51 選擋桿杠桿比 3.23 換檔力 換檔力(N) 155 選檔力(N) 255 1.6.3.2 結(jié)構(gòu)描述 結(jié)構(gòu)采用選換檔獨立式，手柄前后推動時為換檔，左右推動時為選檔。由于手柄需前后左右推動，因此回轉(zhuǎn)中心應(yīng)設(shè)計成球節(jié)頭；選檔時手柄左右推動，而軟軸卻需前后移動，故需設(shè)計一個方向轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)，根據(jù)空間設(shè)計成如圖42所示的連桿機(jī)構(gòu)。 圖42 變速器連桿機(jī)構(gòu) 1.6.3.3 計算與校核 1、變速箱換檔搖臂工作角度為：23，換檔搖臂旋轉(zhuǎn)半徑：73ｍｍ；則變速箱換檔搖臂工作行程L1為： 　　　L1＝2πRθ/360＝（23.147323）/360＝29.304ｍｍ； 圖2換擋搖臂行程計算 考慮換檔軟軸的行程損失0.8，則換檔器換檔搖臂端行程L2為： L2＝29.304/0.8＝36.630ｍｍ； 考慮變速箱換檔搖臂到換檔軟軸安裝支架之間距離的公差、換檔軟軸的公差、換檔器換檔搖臂到換檔軟軸安裝支架之間距離的公差共三個公差的累積，換檔器換檔搖臂的最大工作行程L3為： L3＝L2+(2~3)＝38.630； 根據(jù)造型輸入，換檔器換檔角度θ1為：20，則換檔器換檔桿旋轉(zhuǎn)半徑R1為： R1＝360L3/（2π20）＝110.7； 換檔器換檔杠桿比為：278/110.7＝2.51； 2、變速箱3、4、N檔~5、R檔時，選檔搖臂工作角度為：11.5，選檔搖臂旋轉(zhuǎn)半徑：60ｍｍ；則變速箱選檔搖臂工作行程S1為： 　　　　S1＝2*π*60*11.5/360＝12.037ｍｍ； 考慮選檔軟軸的行程損失0.8，則換檔器選檔搖臂端行程S 2為： S2＝12.037/0.8＝15.046ｍｍ； 考慮變速箱選檔搖臂到選檔軟軸安裝支架之間距離的公差、選檔軟軸的公差、換檔器選檔搖臂到選檔軟軸安裝支架之間距離的公差共三個公差的累積，換檔器選檔搖臂的最大工作行程S3為： S3＝S2+(2~3)＝17.046＝2*π*80*X/360； 則換檔器選檔搖臂角度X為： X＝12.214； 根據(jù)換檔器選檔搖臂與換檔器換檔桿之間的杠桿關(guān)系，知： S3/2（R40處的行程）＝2*π*43*X1/360； 即3、4、N檔~5、R檔時，換擋桿選檔角度X1為： X1＝11.36； 3、變速箱3、4、N檔~1、2檔時，選檔搖臂工作角度為：12.4，選檔搖臂旋轉(zhuǎn)半徑：60ｍｍ；則變速箱選檔搖臂工作行程M1為： 　　　　M1＝2*π*60*12.4/360=12.979ｍｍ； 考慮選檔軟軸的行程損失0.8，則換檔器選檔搖臂端行程M 2為： M2＝12.979/0.8=16.223ｍｍ； 考慮變速箱選檔搖臂到選檔軟軸安裝支架之間距離的公差、選檔軟軸的公差、換檔器選檔搖臂到選檔軟軸安裝支架之間距離的公差共三個公差的累積，換檔器選檔搖臂的最大工作行程M3為： M3＝M2+(2~3)＝18.223＝2*π*80*Y/360； 則換檔器選檔搖臂角度Y為： Y＝13.058； 根據(jù)換檔器選檔搖臂與換檔器換檔桿之間的杠桿關(guān)系，知： M3/2（R40處的行程）＝2*π*43*Y1/360； 即3、4、N檔~1、2檔時，換擋桿選檔角度Y1為： Y1＝12.147； 換檔器選檔杠桿比為：278/43/（80/40）＝3.23 4、 測量所得變速箱換檔搖臂力為15N，選檔搖臂力為30N，考慮拉索負(fù)載效率損失0.7，計算所得，換檔手柄力為： 換檔力：15/0.7/2.51+4＝12.53N； 選檔力：30/0.7/3.03+8＝22.14N。 換檔力、選檔力符合人機(jī)工程。 1.6.4 踏板布置 1.6.4.1油門/剎車/離合器位置（圖42、表7） 圖42油門/剎車/離合器位置 表7 油門/剎車/離合器位置 踏 板 間 距 踏板高度差 分 類 C B *1) A *2) A-B B-C 油門-剎車 剎車-離合器 設(shè)計指南 70-80 40-50 最小165 60-70 70-80 30-40 0-5 注：*1) 右置: 最小155；*2) 右置: 同樣概念 1.6.4.2與H點和方向盤緊密相關(guān)的油門/剎車/離合器（圖43、表8） 圖43與H點和方向盤緊密相關(guān)的油門/剎車/離合器 表8與H點和方向盤緊密相關(guān)的油門/剎車/離合器 *1 ① 　 ② ③ ④ ⑤ 尺寸 260-320 370-380 405-415 390-395 23-25 注：*1 僅供參考 *2 H點為座椅調(diào)節(jié)范圍的中心位置 θ1:1- 2(正常:1.5 ) L ( 方向盤與H點在平面上的長度): 0-10mm — 30 —