汽車設計課程設計(貨車)

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11 某型平頭貨車總體設計 1 沈陽航空工業(yè)學院 課 程 設 計 說明書 課程名稱 汽車設計課程設計 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 6406110 學 號 200604061345 姓 名 劉大慧 指導教師 王文竹 22 某型平頭貨車總體設計 2 目 錄 1 汽車的總體設計 1 1 1 汽 車 總 體 設 計 的 特 點 1 1 2 汽 車 總 體 設 計 的 一 般 順 序 1 1 3 布置形式 3 1 4 軸數(shù)的選擇 4 1 5 驅動形式的選擇 4 2 載貨汽車主要技術參數(shù)的確定 5 2 1 汽 車 質 量 參 數(shù) 的 確 定 5 2 1 1 汽車載荷質量的確定 5 2 1 2 整車整備質量的預估 5 2 1 3 汽車總質量的確定 5 2 1 4 汽車軸數(shù)和驅動形式的確定 5 2 1 5 汽車的軸荷分配 5 2 2 汽 車 主 要 尺 寸 的 確 定 6 2 2 1 汽車軸距 L 確定 6 2 2 2 汽車的前后輪距 B1 和 B2 6 2 2 3 汽車前懸 Lf 和后懸 LR 的確定 33 某型平頭貨車總體設計 3 6 2 2 4 汽車的外廓尺寸 6 2 3 汽車主要性能參數(shù)的確定 7 2 3 1 汽車動力性參數(shù)的確定 7 2 3 2 汽車燃油經(jīng)濟性參數(shù)的確定 7 2 3 3 汽車通過性性參數(shù)的確定 8 2 3 4 汽車制動性參數(shù)的確定 8 3 載貨汽車主要部件的選擇和布置 9 3 1 發(fā)動機的選擇與布置 9 3 1 1 發(fā)動機型式的選擇 9 3 1 2 發(fā)動機主要性能指標的選擇 9 3 2 輪胎的選擇 11 3 3 離合器的選擇 11 3 4 萬向傳動軸的選擇 11 3 5 主減速器的選擇 11 4 總體布置的計算 13 4 1 軸荷分配及質心位置計算 13 4 1 1 水平靜止時的軸荷分配及質心位置計算 13 4 1 2 水平路面汽車滿載行駛時各軸的最大負荷計算 15 4 1 3 制動時各軸的最大負荷計算 16 4 2 驅動橋主減速器傳動比 i 的選擇 44 某型平頭貨車總體設計 4 16 4 3 變速器傳動比的選擇 17 4 3 1 變速器一檔傳動比 的選擇 1gi 17 4 3 2 變速器檔數(shù)和各檔傳動比的選擇 17 5 汽車動力性及燃油經(jīng)濟性計算 19 5 1 汽車動力性能的計算 19 5 1 1 驅動平衡的計算 19 5 1 2 動力特性的計算 21 5 2 功率平衡計算 23 5 3 汽車燃油經(jīng)濟性的計算 24 5 4 汽車不翻倒的條件計算 26 5 4 1 汽車不縱向翻倒的條件計算 26 5 4 2 汽車不橫向翻倒的條件 26 5 5 汽車的最小轉彎半徑 26 總結 28 參考文獻 29s 55 某型平頭貨車總體設計 5 摘 要 汽車是由動力裝置 地盤車身 電器及儀表等部分組成 是載送人員和貨物運輸 的工具 而汽車設計的課程設計則是應用汽車設計的基本理論 通過輔助課程機械制 圖 畫法幾何 機械設計等來解決實際問題 是一叢綜合性很強的課程設計 本次課 程設計完成的任務是對規(guī)定部分參數(shù)的貨車設計 以便在工廠進行批量生產 本說明書是在滿足設計要求的前提下 首先是對于總體設計的分析 并制定了詳 細的設計步驟 在對發(fā)動機的選取過程中 進行了較細致的分析 而對于主要技術參 數(shù)的確定 則給出了明確的公式和合理的依據(jù) 尤其是對各部件的質量分配及質心位 置的確定 都是在不斷演算與嘗試改進中得以完成的 同時對于主要性能參數(shù) 采用 圖表形式 一目了然 便于分析綜合 在進行說明書的編寫過程中 參閱了大量的有關資料和設計手冊 在說明書中都 有詳細的體現(xiàn) 關鍵詞 汽車設計課程設計 主要技術參數(shù) 總體布置 66 某型平頭貨車總體設計 6 11 某型平頭貨車總體設計 第 1 頁 1 汽車的總體設計 1 1 汽車總體設計的特點 汽車的總體設計是汽車設計工作中最重要的一環(huán) 它對汽車的設計的質量 使用 性能和在市場上的競爭力有著決定性的影響 因為汽車性能的優(yōu)劣不僅與相關總成及 部件的工作性能有密切關系 而且在很大程度上還取決于有關總成及部件間的協(xié)調與 參數(shù)匹配 取決于汽車的總體布置 1 2 汽車總體設計的一般順序 1 調查研究與初始決策 其任務是選定設計目標 并制定產品設計工作方針及設 計原則 調查研究的內容應包括 老產品在服役中的表現(xiàn)及用戶意見 當前本行業(yè)與 相關行業(yè)的技術發(fā)展 特別是競爭對手的新產品與新技術 材料 零部件 設備和工 具等行業(yè)可能提供的條件 本企業(yè)在科研 開發(fā)及生產方面所取得的新成果等等 它 們對新產品設計是很有價值的 2 總體方案設計 其任務是根據(jù)領導決策所選定的目標及對開發(fā)目標制定的工作 方針 設計原則等主導思想提出移車設想 因此又稱為概念設計或構思設計 為此要 繪制不同的總體方案圖 比例為 1 10 供選擇 在總體方案圖上進行初步布置和分 析 對主要總成只畫出大輪廓而突出各方案間的主要差別 使方案對比簡明清晰 經(jīng) 過方案論證選出其中最佳者 3 繪制總布置草圖 確定整車主要尺寸 質量參數(shù)與性能指標以及各總成的基本 型式 在總布置草圖上要較準確地畫出各總成及部件的外形和尺寸并進行仔細的布置 對軸荷分配和質心高度作計算與調整 訓便較準確地確定汽車的軸距 輪距 總長 總寬 總高 離地間隙 貨廂或車身地板高度等 并使之符合有關標準和法規(guī) 進行 性能計算及參數(shù)匹配 4 車身造型設計及繪制車身布置圖 繪制不同外形 不同方向 不同色彩的車身 外形圖 制作相應造型的 1 10 整車模型 從中選優(yōu)后再制作精確模型 經(jīng)征求意見 工藝分析評審及風洞試驗后作進一步修改 審定后用三坐標測量儀測量車身模型坐標 點 5 編寫設計任務書 作為對以后的設計 試驗及工藝準備的指導和依據(jù) 其內容 常包括 任務來源 設計原則和設計依據(jù) 產品的用途及使用條件 汽車型號 承載 22 某型平頭貨車總體設計 第 2 頁 容 33 某型平頭貨車總體設計 第 3 頁 量 布置型式及主要技術指標和參數(shù) 包括空車及滿載下的整車尺寸 軸荷及性能參 數(shù) 有關的可靠性指標及環(huán)保指標等 各總成及部件的結構型式和特性參數(shù) 標準化 通用化 系列化水平及變型方案 擬采用的新技術 新結構 新裝備 新材料和新工 藝 維修 保養(yǎng)及其方便性的要求 續(xù)駛里程 生產規(guī)劃 設備條件及預期制造成本 和技術經(jīng)濟預惻等 有時也加進與國內外同類型汽車技術性能的分析和對比等 有的 還附有汽車總布置方案草圖及車身外形方案圖 6 汽車的總布置設計 其主要任務是根據(jù)汽車的總體布置及整車性能提出對各總 成及部件的布置要求和特性參數(shù)等設計要求 協(xié)調整車與總成間 相關總成問 總成 與有關部件間的布置關系和參數(shù)匹配關系 使之組成一個在給定使用條件下的使用性 能達到最優(yōu)并滿足設計任務書所要求的整車參數(shù)和性能指標的汽車 其具體工作有 l 繪制汽車總布置圖 它是在總布置草圖和各總成 部件設計的基礎上用 1 1 或 1 2 的比例精確地繪出 用于精確控制各部尺寸和位置 為各總成和部件分配準 確的布置空間 因此又稱為尺寸控制圖 要特別注意汽車整體布置的合理性 駕駛室 和車廂內部布置應具有視野性好 駕駛操作方便 座位舒適 安全 維修方便等特點 2 根據(jù)總布置設計確定的整車參數(shù)和性能指標提出對各總成和部件的設汁要 求 包括結構型式 特性參數(shù) 尺寸與質量限制等 提供整車有關數(shù)據(jù)與計算載荷等 3 繪制轉向車輪跳動等有關部分的運動圖 用于校核布置空間以避免發(fā)生運動千 涉 4 確定有關總成和部件支承的型式 結構參數(shù)與特性等 特別是對發(fā)動機前后支 承 駕駛室支承和排氣管支承的位置和剛度要精心選擇 5 確定各總成的質心位置 核算汽車空載和滿載時的軸荷分配及整車質心高度 6 制作模型進行布置空間的校核 通常制作 1 l 的車身內 外模型來檢查駕駛 操作及上下車的方便性 視野范圍 乘坐空間及舒適性等 7 汽車總成 部件及零件的選型與設計 其任務除了要保證總成和整車的性能指 標外 還要考慮零部件本身的強度 壽命與可靠性等問題口 8 設計圖紙的工藝審查及必要的修改 44 某型平頭貨車總體設計 第 4 頁 9 繪制汽車總裝配圖 其目的是進行圖面裝配校核 仔細檢查相連接總成及部件 的連接關系 連接部分的尺寸與配合以及拆裝的方便性 核算與標注汽車整車和有關 總成與部件的安裝尺寸鏈 為汽車總裝作技術準備和提供依據(jù) 10 試制 試驗 修改與定型 設計完成后投入樣品試制時 應考慮有一定數(shù)量的 零部件和總成投人臺架試驗 至少有 3 一 4 輛樣車投人整車室內試驗與道路試驗 注 意了解制造和裝配中的工藝問題及質量控制情況并及時把關 杜絕不合格的樣品裝車 要查明整車 總成及零部件的尺寸參數(shù) 質量參數(shù) 性能參數(shù)是否符合設計要求及問 題所在 以便修改圖紙或采取其他措施予以糾正 應按有關標準 法規(guī)進行全面的試 驗 以檢查新產品的各項性能指標 1 3 布置形式 本車采用發(fā)動機位于前軸之上 駕駛室之正下方 如圖 1 1 所示 這時駕駛室布置在發(fā)動機之正 L 方 其前端形成較平坦的車頭 故具 有這種布置方案的汽車屬于 平頭車 型 這種布置的優(yōu)缺點正好與長頭車相反 可 獲得最短的軸距和車長尺寸 自重輕 機動性及視野性好 面積利用率高 但鴛駛室 易受發(fā)動機的振動 噪聲 熱等影響 夏季悶熱 發(fā)動機罩突出于駕駛室內兩側座之 間 不易設置中間座位 經(jīng)在駕駛室內設置的可打開的艙口維修發(fā)動機 其接近性仍 差 維修不方便 采用可翻傾式駕駛室雖可解決這一間題 但也帶來操縱的傳動機構 的復雜化 這種布置方案使駕駛室地板最高 上下車不方便 對于上述缺點 目前已 有不少改善措施 如對駕駛室采取隔熱 通風 密封 采暖 隔振等措施以及加裝空 調設備等 再加之其原有的優(yōu)點 使平頭式 包括下述布置 方案在現(xiàn)代輕 中型載 貨汽車上得到了廣泛采用 甚至某些重型載貨汽車也采用了平頭式方案 但在重型牽 引車上則多采用長頭式布置 55 某型平頭貨車總體設計 第 5 頁 圖 1 1 平頭貨車 1 4 軸數(shù)的選擇 汽車的軸又稱為汽車的橋 按軸數(shù)汽車分為二軸汽車 三軸汽車和四軸汽車 轎 車 輕型及以下的車輛均采用二軸型式 根據(jù)汽車的用途 總質量 使用條件 公路 車輛法規(guī)及輪胎最大標定負荷 中型及以上的汽車多采用三軸 少數(shù)采用四軸 我國 公路及橋梁限定雙軸汽車的前后軸負荷應分別不超過 60kN 和 130kN 而三軸汽車的 前軸及雙后軸負荷應分別不超過 8OkN 和 24OkN 總質量更大的公路用車可采用四 軸 礦用自卸汽車為非公路汽車 不受此限制 其單軸負荷有的超過 1000kN 本車為輕型平頭貨車 因此采用兩軸型式 1 5 驅動形式的選擇 驅動型式常用 4 2 4 4 6 4 6 6 8 8 等代號表示 其中第一個 數(shù)字為汽車的車輪總數(shù) 第二個數(shù)字為驅動輪數(shù) 對于雙胎車輪仍按一個車輪計 轎車和廠定汽車總質量小于 19t 的公路用車 廣泛采用 4x2 的驅動型式 因為其 結構簡單 制造成本低 廠定汽車總質量為 19 26t 的公路用車則可采用 6 2 或 6 4 的驅動型式 總質量為 28 32t 的公路用車則采用 8 4 的驅動型式口 礦用自卸汽車由于行駛場地較小 要求高機動性 因此 即使是重型礦用自卸汽 車也多采用 4 2 的驅動型式且為短軸距 少數(shù)采用 4 4 和 6 4 的驅動型式 本車載重為 750kg 因此采用 4 2 后輪雙胎的驅動型式 66 某型平頭貨車總體設計 第 6 頁 2 載貨汽車主要技術參數(shù)的確定 2 1 汽車質量參數(shù)的確定 2 1 1 汽車載荷質量的確定 汽車的載荷質量是指汽車在良好路面上所允許的額定裝載質量 用 表示 題em 目中給定的是 750kg 2 1 2 整車整備質量的預估 汽車的整車整備質量是指車上帶有全部裝備 包括隨車工具和輪胎 加滿油和水 但沒有載貨和載人時的整車質量 用 表示 0m 1 質量系數(shù) 的選取0m 對于輕中型載貨汽車 參考同類車型 金杯領騏輕卡 70 馬力 4X2 雙排欄板載貨 車 SY1024SK1F 取質量系數(shù) 0 80m 2 估算整車整備質量 750 0 8 937 5kg0e0m 2 1 3 汽車總質量的確定 汽車總質量是指汽車整車整備質量 汽車裝載質量和駕駛室乘員 含駕駛室 質 77 某型平頭貨車總體設計 第 7 頁 量三者之和 用 表示 駕駛室乘員質量以每人 65kg 按乘員人數(shù)為 4 人 am 4 65 2500kga0e 2 1 4 汽車軸數(shù)和驅動型式的確定 汽車軸數(shù)主要是根據(jù)車輛的總質量 公路車輛法規(guī)和汽車的用途來確定 由于汽 車的總質量的不超過 19t 時 所以選 4 2 2 1 5 汽車的軸荷分配 汽車的軸荷分配影響汽車的使用性能和輪胎的使用壽命 為了使輪胎的壽命一致 表 2 1 為各類載貨汽車軸荷分配的數(shù)據(jù) 表 2 1 載貨汽車軸荷分配 滿載 空載 貨車型式 前軸 后軸 前軸 后軸 4 2 平頭 30 35 65 70 48 54 46 52 2 2 汽車主要尺寸的確定 2 2 1 汽車軸距 L 的確定 在汽車的主要性能 裝載面積和軸荷分配等各個方面要求下選取 各類載貨汽車 的軸距選用范圍如表 2 2 所示 表 2 2 載貨汽車的軸距和輪距 總質量 T 軸距 mm 輪距 mm 1 8 6 0 2300 3600 1300 1650 選取 L 2570mm 2 2 2 汽車的前 后軸距 和1B2 汽車輪距 B 應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性 主要取決于車架前部的寬度 前懸架1 寬度 前輪的最大轉角和輪胎寬度 同時還要考慮轉向拉桿 轉向輪和車架之間的運 88 某型平頭貨車總體設計 第 8 頁 動間隙等因素 主要取決于車架后部寬度 后懸架寬度和輪胎寬度 同時還要考慮2B 車輪和車架之間的間隙 各類載貨汽車的輪距選用范圍如表 1 2 所示 選取 1B 1150mm 1250mm 2 2 2 3 汽車前懸 和后懸 的確定FLR 一般載貨汽車的前懸不宜過長 但要有足夠的縱向布置空間 以便布置發(fā)動機 水箱 轉向器等部件 后懸也不宜過長 一般為 1 2 2 2m 參考同類車型選取 1030mm F 1200mm RL 2 2 4 汽車的外廓尺寸 我國法規(guī)對載貨汽車外廓尺寸的規(guī)定是 總高不大于 4 米 總寬不大于 2 5 米 外 開窗 后視鏡等突出部分寬度不大于 250mm 總長不大于 12 米 一般載貨汽車的外廓 尺寸隨載荷的增大而增大 在保證汽車主要使用性能的條件下應盡量減小外廓尺寸 參考同類車型取外形尺寸長 寬 高 4740 1710 2200mm 車廂尺寸長 寬 高 4800 1710 2010mm 2 3 汽車主要尺寸性能參數(shù)的確定 2 3 1 汽車動力性參數(shù)的確定 1 最高車速 的確定maxV 載貨汽車的最高車速主要是根據(jù)汽車的用途以及使用條件和發(fā)動機功率大小來 確定 給定的 100km h ax 2 加速時間的確定 汽車起步連續(xù)換檔加速時間是汽車加速性能的一項重要指標 載貨汽車通常用 0 60km h 的加速時間來評價 3 最大爬坡度 的確定maxi 由于載貨汽車在各地路面上行駛 要求有足夠的爬坡能力 一般 在 30 左右 maxi 99 某型平頭貨車總體設計 第 9 頁 4 直接檔最大動因數(shù) 的確定0maxD 直接檔最大動因數(shù)的確定主要是考慮汽車以直接檔行使時的爬坡能力及加速能 力和燃油經(jīng)濟性的要求 輕中型汽車的 如表 2 3 所示0max 表 2 3 載貨汽車的動力參數(shù) 汽車類別 總質量 t 直接檔最大動力因數(shù) I 檔最大動力因數(shù) 輕中型 2 0 6 0 0 03 0 06 0 30 0 40 5 I 檔最大動力因數(shù) 的確定maxID I 檔最大動力因數(shù)的確定主要是考慮汽車的最大爬坡能力 并與汽車的起步連續(xù)換 檔加速能力有關 各類汽車的 參見表 2 3 axI 2 3 2 汽車燃油經(jīng)濟性參數(shù)的確定 載貨汽車的燃油經(jīng)濟性常用單位燃油消耗量來評價 單位燃油消耗量是汽車每一 噸總質量行使 100km 所消耗的燃油量 載貨汽車的單位燃油消耗量如表 2 4 所示 表 2 4 貨車單位質量百公里燃油消耗量 總質量 t 汽油機 柴油機 4 0 6 0 2 8 3 2 1 9 2 1 2 3 3 汽車通過性參數(shù)的確定 載貨汽車的通過性參數(shù)主要有接近角 離去角 最小離地間隙和最小轉彎直徑等 其值主要根據(jù)汽車的用途和使用條件選取 可參考表 2 5 表 2 5 載貨汽車的通過性參數(shù) 汽車類型 最小離地間隙 接近角 度 離去角 度 最小轉彎半徑 4x2 貨車 100 300mm 40 60 25 45 10 0 19 0m 2 3 4 汽車制動性參數(shù)的確定 汽車制動性常用制動距離和制動減速度作為設計評價參數(shù) 行車制動在產生最大 制動作用時踏板力不得大于 700N 行車制動效能的要求如表 2 6 所示 1010 某型平頭貨車總體設計 第 10 頁 表 2 6 載貨汽車制動效能要求 總質量 t 初速 30km h 制動距離 m 初速 30km h 制動減速度 m 2s 4 5 12 8 6 0 3 載貨汽車主要部件的選擇及布置 3 1 發(fā)動機的選擇與布置 3 1 1 發(fā)動機型式的選擇 目前汽車發(fā)動機主要采用往復式內燃機 分為汽油機和柴油機兩大類 當前在我 國的汽車上主要是汽油機 由于柴油機燃油經(jīng)濟性好 工作可靠 排氣污染少 在汽 車上應用日益增多 輕中型汽車可采用汽油機和柴油機 參考同類車型 本車選取柴油發(fā)動機 3 1 2 發(fā)動機主要性能指標的選擇 發(fā)動機的主要性能指標是發(fā)動機最大功率和發(fā)動機的最大轉矩 1 發(fā)動機最大功率 及其相應轉速 的選擇maxeppn 汽車的動力性主要決于發(fā)動機的最大功率值 發(fā)動機的功率越大 動力性就好 最 大功率值根據(jù)所要求的最高車速 計算 如下 axV 3 1 3maxmax max1 3607140DeTgfAvCP 1111 某型平頭貨車總體設計 第 11 頁 式中 最大功率 kwmaxep 傳動系效率 對于單級減速器取 0 9T g 重力加速度 m 2s f 滾動阻力系數(shù) 取 0 02 空氣阻力系數(shù) 取 1DC A 汽車的正面迎風面積 本車 A 取 3 485 2m 汽車總質量 kgam 汽車最高車速 km hxv 帶入相關數(shù)據(jù) 可得 51 86kwmaxep 76140 336012 8925 01 3 于是 發(fā)動機的外特性功率為 1 12 1 20 51 86 1 12 1 20 54 08 62 2 kwemax 查閱資料由 九十年代發(fā)動機 一書 選取 F6L912Q 型柴油機 廣西玉林柴油機 總廠主要技術參數(shù)見表 3 1 其總功率特性曲線如圖 3 1 所示 表 3 1 主要技術參數(shù) 型 號 YCAF85 21 氣 缸 數(shù) 4 氣缸布置方式 直列 進 氣 方 式 增壓 DOC 燃燒室方式 直噴形式 缸徑 行程 mm 92 100 排 量 L 2 66 最大功率 轉速 kw r min 62 5 3200 最大扭矩 轉速 kw r min 245 2200 全負荷最低燃油消耗率 g kw h 215 1212 某型平頭貨車總體設計 第 12 頁 機油消耗率 g kw h 0 2 長 寬 高 mm 1075 663 813 凈質量 kg 260 發(fā)動機的萬有特性曲線 如下圖 3 1 2 發(fā)動機最大轉矩 及其相應轉速 的選擇maxeTTn 當發(fā)動機最大功率 和相應的轉速 確定后 則發(fā)動機最大轉矩 和相pp maxeT 應轉速 可隨之確定 其值由下式計算 Tn 3 2 maxeP max950epn 式中 轉矩適應系數(shù) 一般 1 1 1 3 在這里取 1 1 最大功率時的轉矩 N mP 最大功率 kwmaxe 最大功率時轉速 r minpn 最大轉矩 N mmaxeT 而 1 4 1 6 在這里取為 1 6 則有 p 1 6 3200 1 6 2000r minT 1313 某型平頭貨車總體設計 第 13 頁 1 1 170 2 mmaxeT32086 519 滿足所選發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速要求 3 2 輪胎的選擇 載貨汽車輪胎主要是根據(jù)軸荷分配 輪胎的額定復合 使用條件以及車速來選擇 所選的輪胎在使用中靜載荷應等于或接近于輪胎的額定負荷值 輪胎所承受的最大靜 負荷與輪胎負荷值之比稱為輪胎負荷稀疏 為了避免超載 此值應在 0 9 1 0 之間 此車選用 GB2977 89 的輪胎斷面寬度 200mm 表 3 2 輪胎參數(shù) 規(guī) 格 層 級 負荷下靜半徑 最大使用尺寸外直徑 GB9744 97 6 8 312 652mm 3 3 離合器的選擇 雙片干式盤形摩擦離合器 3 4 萬向傳動軸的選擇 選用兩軸式傳動軸 并用十字軸連接 3 5 主減速器的形式 單級主減速器圓柱齒輪傳動 1414 某型平頭貨車總體設計 第 14 頁 4 總體布置的計算 4 1 軸荷分配及質心位置計算 4 1 1 平靜時的軸荷分配及質心位置 總布置的側視圖上確定各個總成的質心位置 及確定各個總成執(zhí)行到前軸的距離 和距地面的高度 根據(jù)力矩平衡的原理 按下列公式計算各軸的負荷和汽車的質心位 置 L1gl22G hgh 4 1 12 12 LGb 1515 某型平頭貨車總體設計 第 15 頁 2LGa 式中 各個總成的質量 kg1g 各個總成質心到前軸的距離 mml2 各個總成質心到地面的距離 mm1h 前 后軸負荷 mm2 汽車質心高度 mmg 汽車軸距 mmL 汽車質心到前軸的距離 mma 汽車質心到后軸的距離 mmb 在總布置時 汽車的左右負荷分配應盡量相等 一般可以不計算 軸荷分配和質 心位置應滿足要求 否則 要重新布置各總成的位置 如調整發(fā)動機或車廂位置 以 致改變汽車的軸距 各總成質量及其質心到前軸的距離 離地高度見表 4 1 表 4 1 主要部件 空載時質心坐標 x y 滿載時質心坐標 x y 部件質量 kg 發(fā)動機及其部 件 500 950 500 850 260 前懸及減振器 0 550 0 450 30 萬向節(jié)及傳動 軸 2600 400 2600 350 28 后懸及減振器 2500 550 2500 500 80 變速器及離合 器總成 750 740 750 640 60 后軸及后軸制 動 器 2500 500 2500 450 180 前軸 前制動 器 及轉向梯形 250 800 250 500 100 車輪及輪胎 總 成 2000 500 2000 450 300 1616 某型平頭貨車總體設計 第 16 頁 駕 駛 室 650 1000 650 900 55 貨 箱 2500 850 2500 750 120 前擋泥板 0 581 0 560 38 后擋泥板 3300 581 3300 560 38 人 0 1100 0 1000 325 貨 物 2000 1200 2000 1130 750 油 箱 1065 300 1065 250 16 蓄電池組 1065 735 1065 615 20 車架及支架 拖 鉤 裝 置 1632 450 1632 400 100 由表 4 1 可得 1 空載時 2023875 2570 2G 1938743 2900 gh 175012 2570 1750b 2570 1750a2 所以 787 5kg 962 5kg a 1156 5mm b 1413 5mm 638 45mm 2G1 gh 2 滿載時 4176250 2570 2 2061900 2500 gh 2500 2570 2500b12 1G 2570 2500aG 1717 某型平頭貨車總體設計 第 17 頁 所以 1625kg 875kg a 1670 5mm b 899 5mm 824 76mm 2G1 gh 4 1 2 水平路面上汽車滿載行駛時各軸的最大負荷計算 對于后輪驅動的載貨汽車在水平路面上滿載行駛時各軸的最大負荷按下列公式計 算 1 gZGbLhF 4 2 2Zga 式中 行駛時前軸最大負荷 kg1Z 行駛時后軸最大負荷 kg2F 令 4 3 1ZGm2Z 式中 行駛時前軸軸荷轉移系數(shù) 該值為 0 8 0 9 1 行駛時后軸軸荷轉移系數(shù) 該值為 1 1 1 2 2 代入相關數(shù)據(jù) 計算的 kg1 gZGbLhF 81 5647 8245 0279 kg2Zga3 16 5 于是有 0 826 1 03 滿足要求 1Zm2ZF 4 1 3 制動時各軸的最大負荷計算 汽車制動時各軸的最大負荷按下列公式計算 1 gZrGbLh 4 4 2 gZraF 1818 某型平頭貨車總體設計 第 18 頁 式中 行駛時前軸最大負荷 kg 1ZrF 行駛時后軸最大負荷 kg 2r 令 4 5 1ZrGm2Zr 式中 行駛時前軸軸荷轉移系數(shù) 1 4 1 6 1 行駛時后軸軸荷轉移系數(shù) 0 40 0 80 2 代入相關數(shù)據(jù) 計算得到 1276 07kg1 gZrGbLhF 25706 84 9 1223 9kg2 gZra 16 于是有 1 4 0 75 滿足要求 1r2Zrm 4 2 驅動橋主減速器傳動比 的選擇0i 在選擇驅動橋主減速器傳動比 時 首先可根據(jù)汽車的最高車速 發(fā)動機參數(shù) 車輪參數(shù)來確定 其值可按下式計算 4 6 0max5 37vgrnii 式中 汽車的最高車速 已知 100km h maxv 最高車速時發(fā)動機的轉速 r min 一般 3200r min pnvnp r 車輪靜半徑 r 0 326m 故 0 377 3 9320imax5 37vgri 10326 4 3 變速器傳動比 的選擇 4 3 1 變速器一檔傳動比 的選擇1gi 1919 某型平頭貨車總體設計 第 19 頁 在確定變速器一檔傳動比 時 需要考慮驅動條件和附著條件 為了滿足驅動條件 1gi 其值應符合下式子 maxax10 cosin ageTfri 式中 最大爬坡度 16 7 度max axi 代入相關數(shù)據(jù) 計算得 4 063axmax10 cosin ageTfri 9 032 4170326 71sin6co 8925 7 1478g0tqTGri 3 4175 6cos8 953 0 4 3 2 變速器檔數(shù)和各檔傳動比的選擇 這中型載貨汽車采用 5 檔變速 各檔變速比遵循下式關系分配 4 7 12345ggii 參考同類車型確定各檔傳動比為如下表 4 2 表 4 2 各檔的傳動比 型 號 中 心 距 干 重 速 比 檔 位 WLY525 85mm 56kg 5 568 2 879 1 634 1 00 0 814 1 3 5 2 4 2020 某型平頭貨車總體設計 第 20 頁 5 汽車動力性及燃油經(jīng)濟性計算 5 1 汽車動力性能的計算 5 1 1 驅動平衡的計算 1 驅動力的計算 汽車的驅動力按下式進行計算 0egTtriF 2121 某型平頭貨車總體設計 第 21 頁 5 1 0 37eagrnvi 式中 力 NtF 動機轉矩 N M eT 發(fā)動機轉速 r min n 汽車的車速 km hav 主減速器的傳動比 oi 代入相關數(shù)據(jù) 計算所得數(shù)據(jù)如下表 5 1 所示 表 5 1 相關計算結果列表 n 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 p 18 21 27 30 38 40 50 53 54 g 238 227 223 225 220 217 224 228 233 T 153 170 180 187 190 198 210 208 198 V1 5 614 6 736 7 859 8 982 10 1 11 23 12 35 13 47 14 6 V2 10 86 13 03 15 2 17 37 19 54 21 71 23 89 26 06 28 23 V3 19 13 22 95 26 78 30 61 34 43 38 26 42 08 45 91 49 74 V4 31 26 37 51 43 76 50 01 56 26 62 51 68 77 75 02 81 27 V5 38 4 46 08 53 76 61 44 69 12 76 8 84 48 92 16 99 84 Ft1 26897 27803 28105 28408 28710 28408 28710 28105 28105 Ft2 13907 14376 14532 14689 14845 14689 14845 14532 14532 Ft3 7893 8159 8248 8337 8425 8337 8425 8248 8248 Ft4 4831 4993 5048 5102 5156 5102 5156 5048 5048 Ft5 3932 4065 4109 4153 4197 4153 4197 4109 4109 f1 494 6 569 6 571 4 573 6 576 578 7 581 6 584 9 588 5 f2 505 8 512 7 520 9 530 4 541 1 553 1 566 4 580 9 596 7 f3 543 2 566 6 594 3 626 2 662 4 702 8 747 5 796 5 849 7 f4 632 1 694 6 768 4 853 7 950 3 1058 1178 1308 1450 f5 704 4 798 7 910 2 1039 1185 1348 1528 1725 1939 a1 4 077 4 206 4 252 4 298 4 345 4 298 4 344 4 25 4 25 a2 3 686 3 813 3 853 3 894 3 934 3 888 3 927 3 837 3 833 a3 2 505 2 588 2 609 2 628 2 646 2 602 2 617 2 54 2 522 a4 1 541 1 578 1 57 1 559 1 543 1 484 1 46 1 372 1 32 a5 1 203 1 217 1 192 1 161 1 123 1 046 0 995 0 889 0 809 1 a1 0 245 0 238 0 235 0 233 0 23 0 233 0 23 0 235 0 235 1 a2 0 271 0 262 0 26 0 257 0 254 0 257 0 255 0 261 0 261 2222 某型平頭貨車總體設計 第 22 頁 1 a3 0 399 0 386 0 383 0 38 0 378 0 384 0 382 0 394 0 397 1 a4 0 649 0 634 0 637 0 641 0 648 0 674 0 685 0 729 0 758 1 a5 0 831 0 821 0 839 0 862 0 891 0 956 1 005 1 125 1 237 1 行使阻力的計算 汽車行駛時 需要克服的行使阻力為 5 2 2cosin1 5DaaaAdvgfi tCmmF 阻 式中 道路的坡度 平路是 0i 行使加速度 m 等速行駛時為 0dvt 2 回轉質量換算系數(shù) 其值按 1 估算 其中 21gi 0 03 0 05 取為 0 04 0 04 0 06 取為 0 05 1 2 變速器各檔的傳動比 gi 代入 i 0 0 及相關數(shù)據(jù) 可得 dvt 5640 9 8 2cosin1 5DaaaAdvgfi tCmmF 阻 215 4830 aV 994 896 0 1318 5 3 2v 代入各個速度值 即得表 5 2 v 15 30 45 60 75 90 105 120 135 Ff Fw 526 35 635 4 817 16 1071 6 1398 8 1798 6 2271 2 2816 5 3434 4 表 5 2 行駛阻力 與車速F阻 av 2 驅動力 行駛阻力平衡圖 按照公式 5 1 5 2 作 曲線圖 則得到汽車的驅動力 tav阻 a 行駛阻力平衡圖 如圖 5 1 所示 利用該圖可以分析汽車的動力性 圖中 曲線與F阻 直接檔 曲線沒相交 所以五檔的最大速度即是汽車的最高車速 tFav 圖 5 1 2323 某型平頭貨車總體設計 第 23 頁 驅 動 力 行 駛 阻 力 平 衡 圖 0 5000 10000 15000 20000 25000 30000 35000 0 50 100 150km h F N Ft1Ft2 Ft3Ft4 Ft5Ff Fw 5 1 2 動力特性的計算 1 動力因數(shù) D 的計算 汽車的動力性因數(shù)按下式關系計算 D 201 5egDaTaAriCv 5 4 0 37egni 代入相關的數(shù)據(jù) 計算所得結果見表 5 1 2 滾動阻力系數(shù) f 與車速 的關系av f 0 0076 0 000056 5 5 計算所得的數(shù)據(jù)如表 5 3 所示 表 5 3 滾動阻力系數(shù) f 與車速 av km hav 10 20 40 60 80 100 f 0 00816 0 00872 0 00984 0 01096 0 01208 0 0132 3 動力特性圖 按照公式 5 4 5 5 作 D f 曲線圖 則得到汽車的動力特性圖 如圖 5 ava F1 F2 F3 F4 F5 F f 2424 某型平頭貨車總體設計 第 24 頁 2 所示 由于所選發(fā)動機功率過大所以 D5 Va 與 f Va 曲線交不上 動 力 特 性 圖 0 0 2 0 4 0 6 0 8 1 1 2 1 4 0 20 40 60 80 100 120 140 160km h D D1D2 D3D4 D5f 圖 5 2 4 加速時間 t 的計算 汽車在平路上等速行駛時 有如下關系 5 6 dvDfgt 即是 5 7 1 atf 代入相關的數(shù)據(jù) 可得到加速度倒數(shù) 1 a 的值 見表 5 1 作出 1 a 關系曲線 如圖 5 3 對加速度倒數(shù)和車速之間的關系曲線積分 可av 以得到汽車在平路上加速行駛時的加速時間 加速時間為從穩(wěn)定車速到車速為 60m s 時所需的時間 可得 7 26301421sVat D 1 D2 D3 D4 D5 f 2525 某型平頭貨車總體設計 第 25 頁 汽 車 加 速 度 倒 速 曲 線 0 0 2 0 4 0 6 0 8 1 1 2 1 4 0 20 40 60 80 100 120 km 1 a 1 a1 1 a2 1 a3 1 a4 1 a5 圖 5 3 5 汽車最大爬坡度 的計算maxi maxitnax 5 8 ax 2 2max1m1rcsiffD 式中 汽車變速器頭檔的最大動力因數(shù) 為 0 390 1ax 則 max 2 2max1max1rcsinff 21 6 度2 208 39 39 0ri 滿足最大爬坡度的要求 maxaxtn 5 2 功率平衡計算 1 汽車行駛時發(fā)動機能夠發(fā)出的功率 1 檔 2 檔 3 檔 4 檔 5 檔 2626 某型平頭貨車總體設計 第 26 頁 汽車行駛時 發(fā)動機能夠發(fā)出的功率 就是發(fā)動機使用外特性時的功率值 ep 發(fā)動機轉速 和汽車速度 之間的關系同前 pnav 2 汽車行駛時所需要的發(fā)動機的功率 汽車行駛時 所需要的發(fā)動機的功率是克服行駛阻力所消耗的功率 其值按 下 式計算 5 9 2 cosin 1 5360a Dae aT Advgfi tVCmmP 當汽車在平路上行駛的時候 簡化為下式 5 10 2 1 5360aDaeTgfv 代入相關的數(shù)據(jù)計算得到圖表 5 4 所示 5 4 表 所需發(fā)動機功率 eP v 15 30 45 60 75 90 105 120 135 p 18 21 27 30 38 40 50 53 54 作出發(fā)動機能夠發(fā)出的功率與車速之間的關系曲線 并作汽車在平路上等速行 駛 時所需發(fā)動機的功率的曲線 即得到汽車的功率平衡圖 如圖 5 4 所示 圖 5 4 2727 某型平頭貨車總體設計 第 27 頁 功 率 平 衡 圖 0 10 20 30 40 50 60 70 0 50 100 150 km h kw 檔 檔 檔 檔 檔 阻 力 功 率 5 3 汽車燃油經(jīng)濟性的計算 在總體設計時 通常是計算汽車穩(wěn)定行駛時的燃油經(jīng)濟性 計算公式如下 1 02eaQgpv 5 11 0 37eagrni 式中 汽車穩(wěn)定行駛時所需發(fā)動機的功率 kw e 汽車等速百公里燃油消耗量 l 100km Q 燃油消耗率 g kw h e 燃油重度 N L 柴油為 7 94 8 16 這里取 8 00 查萬有特性曲線圖 3 1 并計算表 5 5 表 5 5 燃油經(jīng)濟性計算結果 n 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 p 18 21 27 30 38 40 50 53 54 Pf 2828 某型平頭貨車總體設計 第 28 頁 g 238 227 223 225 220 217 224 228 233 T 445 460 465 470 475 470 475 465 465 V5 38 4 46 08 53 76 61 44 69 12 76 8 84 48 92 16 99 84 Q 6 341 6 858 7 677 8 841 9 858 11 06 12 94 14 88 17 09 P 8 348 11 36 15 1 19 7 25 27 31 94 39 83 49 06 59 76 根據(jù)數(shù)據(jù)作出曲線如圖 5 5 圖 5 5 百 公 里 等 速 油 耗 圖 0 24 6 810 12 1416 18 0 20 40 60 80 100 120 km h L 1 00k m 百 公 里 等 速 油 耗 圖 5 4 汽車不翻倒的條件計算 5 4 1 汽車不縱向翻倒的條件計算 汽車不縱向翻倒的條件計算 5 12 bh 代入相關數(shù)據(jù)有 滿足要求 5 03 25 68190 hb 5 4 2 汽車不橫向翻倒的條件計算 汽車不橫向翻倒的條件計算 5 13 2gB 代入相關的數(shù)據(jù)有 滿足要求 185 3 6542gh 5 5 汽車的最小轉彎半徑 汽車的最小轉彎半徑的計算公式是 2929 某型平頭貨車總體設計 第 29 頁 5 14 2max2min tn LBD 式中 汽車前內輪的最大轉角 這里取最大值 45 度ax 代入相關數(shù)據(jù) 計算得 11 79m 222max2min 50184 50 tn LBD 滿足要求 3030 某型平頭貨車總體設計 第 30 頁 總 結 本次汽車設計課程設計歷時兩周 在兩短短的兩周里收獲了很多 首先是在專業(yè)知識方便 汽車設計的課程設計是對所學到的汽車設計知識的一次 綜合性 實踐性的運用 同時它也是在其他學科的輔助下完成的 如機械制圖 畫法 幾何 機械設計等科目 所以對于我學過的專業(yè)知識是一次很好的檢驗 并使之進一 步得到鞏固 同時 我也認識到將幾個學科綜合運用的重要性 因為少了任何一個學 科 整個課程設計都無法完成 其次 鍛煉了解決問題的能力 在設計過程中 遇到了很多問題 首先是在發(fā)動 機的選取上 因為是由最大功率所確定的 而取值范圍又很小 所以在查閱了大量的 資料和老師的幫助下才得以確定 其次 是各部件質量及質心位置的確定 需要不斷 的嘗試 改進 調整使其滿足要求趨于合理 再者 由于是用 AutoCAD 進行電腦繪圖 所以還得加強軟件的學習 并逐步熟練運用 在這一方便也得到了充分的鍛煉 總的來說 在這次設計中不僅學到了很多的東西 也意識到存在很多的不足和缺 陷 得到了老師和同學的幫助 以后的日子自己應該更加的努力認真 以冷靜沉著的 心態(tài)去辦好每一件事 3131 某型平頭貨車總體設計 第 31 頁 參考文獻 1 王望予主編 汽車設計 北京 機械工業(yè)出版社 2006 2 余志生主編 汽車理論 北京 機械工業(yè)出版社 2007 3 龔微寒主編 汽車現(xiàn)代設計制造 北京 人民交通出版社 1995 4 劉維信主編 汽車設計 北京 清華大學出版社 2001 5 中國汽車工業(yè)經(jīng)濟技術信息研究所編 中國汽車零配件大全 機械工業(yè)出版社 2000