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附錄1
隨著汽車技術(shù)的迅猛發(fā)展,人們對汽車轉(zhuǎn)向操縱性能的要求也日益提高。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已從傳統(tǒng)機械轉(zhuǎn)向、液壓助力轉(zhuǎn)向(Hydraulic Power Steering ,簡稱HPS) 、電控液壓助力轉(zhuǎn)向( Elect ric Hydraulic PowerSteering , 簡稱EHPS) , 發(fā)展到電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Elect ric Power Steering ,簡稱EPS) ,最終還將過渡到線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Steer By Wire ,簡稱SBW) 。
1 機械轉(zhuǎn)向機構(gòu)
1. 1 機械轉(zhuǎn)向機構(gòu)的概念
機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是指以駕駛員的體力作為轉(zhuǎn)向能源,其中所有傳力件都是機械的，汽車的轉(zhuǎn)向運動是由駕駛員操縱方向盤,通過轉(zhuǎn)向器和一系列的桿件傳遞到轉(zhuǎn)向車輪而實現(xiàn)的。機械轉(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機械3 大部分組成。
1. 2 機械轉(zhuǎn)向機構(gòu)的分類
通常根據(jù)機械式轉(zhuǎn)向器形式可以分為:齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式。應(yīng)用最廣的兩種是齒輪齒條式和循環(huán)球式(用于需要較大的轉(zhuǎn)向力時) 。在循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器中,輸入轉(zhuǎn)向圈與輸出的轉(zhuǎn)向搖臂擺角是成正比的;在齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器中,輸入轉(zhuǎn)向圈數(shù)與輸出的齒條位移是成正比的。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由于是滾動摩擦形式,因而正傳動效率很高,操作方便且使用壽命長,而且承載能力強,故廣泛應(yīng)用于載貨汽車上。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器與循環(huán)球式相比,最大特點是剛性大,結(jié)構(gòu)緊湊重量輕,且成本低。由于這種方式容易由車輪將反作用力傳至轉(zhuǎn)向盤,所以具有對路面狀態(tài)反應(yīng)靈敏的優(yōu)點,但同時也容易產(chǎn)生打手和擺振等現(xiàn)象,且其承載效率相對較弱,故主要應(yīng)用于小汽車及輕型貨車上,目前大部分低端轎車采用的就是齒輪齒條式機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。
2 液壓轉(zhuǎn)向機構(gòu)
隨著車輛載重的增加以及人們對車輛操縱性能要求的提高,簡單的機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已經(jīng)無法滿足需要,動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應(yīng)運而生,它能在駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤的同時提供助力,動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分為液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和電動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)2 種。其中液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是目前使用最為廣泛的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。
2. 1 傳統(tǒng)的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(HPS)
液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在機械系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加了液壓系統(tǒng),包括液壓泵、V 形帶輪、油管、供油裝置、助力裝置和控制閥。它借助于汽車發(fā)動機的動力驅(qū)動液壓泵、空氣壓縮機和發(fā)電機等,以液力、氣力或電力增大駕駛員操縱前輪轉(zhuǎn)向的力量,使駕駛員可以輕便靈活地操縱汽車轉(zhuǎn)向,減輕了勞動強度,提高了行駛安全性。
液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)從發(fā)明到現(xiàn)在已經(jīng)有了大約半個世紀(jì)的歷史,可以說是一種較為完善的系統(tǒng),由于其工作可靠、技術(shù)成熟至今仍被廣泛應(yīng)用。它由液壓泵作為動力源,經(jīng)油管道控制閥向動力液壓缸供油,通過活塞桿帶動轉(zhuǎn)向機構(gòu)動作,可通過改變缸徑及油壓的大小來改變助力的大小,由此達到轉(zhuǎn)向助力的作用。傳統(tǒng)液壓式動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般按液流的形式可以分為:常流式和常壓式2 種類型,也可根據(jù)控制閥形式分為轉(zhuǎn)閥式和滑閥式。
隨著液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在汽車上的日益普及,人們對操作時的輕便性和路感的要求也日益提高,然而液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)卻存在許多的缺點: ①由于其本身的結(jié)構(gòu)決定了其無法保證車輛在任何工況下轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時,都有較理想的操縱穩(wěn)定性,即無法同時保證低速時的轉(zhuǎn)向輕便性和高速時的操縱穩(wěn)定性; ②汽車的轉(zhuǎn)向特性受駕駛員駕駛技術(shù)的影響嚴重; ③轉(zhuǎn)向傳動比固定,使汽車轉(zhuǎn)向響應(yīng)特性隨車速、側(cè)向加速度等變化而變化,駕駛員必須提前針對汽車轉(zhuǎn)向特性幅值和相位的變化進行一定的操作補償,從而控制汽車按其意愿行駛。這樣增加了駕駛員的操縱負擔(dān),也使汽車轉(zhuǎn)向行駛中存在不安全隱患;而此后出現(xiàn)了電控液壓助力系統(tǒng),它在傳統(tǒng)的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加了速度傳感器,使汽車能夠隨著車速的變化自動調(diào)節(jié)操縱力的大小,在一定程度上緩和了傳統(tǒng)的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)存在的問題。
系統(tǒng)是未來轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展趨勢，但由于其取消了方向盤和轉(zhuǎn)向車輪之間的機械連接，可靠性成為阻撓線性控制轉(zhuǎn)向技術(shù)普及的一個重要因素，現(xiàn)在仍然處于研究階段。相比而言，液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應(yīng)用的時間較長，技術(shù)已經(jīng)比較成熟，而且在成本上有著巨大的優(yōu)勢，同時具有助力大、轉(zhuǎn)向感覺平順、安全可靠的優(yōu)點，對于中等功率（500-1000W）和大功率的伺服機構(gòu)，液壓方案仍為最佳的選擇。
附錄2
Along with the rapid development of automobile technology, people on the vehicle steering control performance requirements are increasing. Steering system has turned from the traditional mechanical and Hydraulic Steering (Hydraulic Power Steering, referred to as HPS), electric Hydraulic Steering (Elect ric Hydraulic PowerSteering, referred to as EHPS), the development of electric Power Steering system (Elect ric Power Steering, referred to as EPS), finally will also transition to the Wire Steering system (who, By Wire SBW referred to).
1 mechanical steering mechanism
1 1 mechanical steering mechanism of concept
Mechanical steering system refers to the driver's physical energy, including all as to force all is mechanical, automobile steering movement by the steering wheel is, through the steering and a series of bar transmission to the steering wheel. Mechanical steering system, steering gear control mechanisms by turning and steering transmission machinery 3 major components.
1. 2 mechanical steering mechanism of classification
Usually based on mechanical redirector form can be divided into: super-modulus gear and circular ball type, worm and worm wheel type to pin type. One of the most widely used two is super-modulus gear and ball type (used to need cycle of steering force). In the cycle of ball type redirector, input and output of turning circle to radial angular is proportional to the, In rack-and pinion steering gear-component, input and output of steering laps is proportional to the displacement of the rack. Ball type redirector cycle because it is rolling friction forms, so is the transmission efficiency high, convenient operation and long service life, and bearing capacity, widely used in automotive. Super-modulus gear steering gear-component with circular ball type, characteristic is rigid, compact structure, light weight, and low cost. Because this way by the wheel will easily reaction to the steering wheel, so has the sensitive reaction of pavement condition, but also easy to produce goons and shimmy and its carrying such phenomena as relatively weak efficiency, it is mainly used in cars and vans, most low-end cars USES is super-modulus gear type mechanical steering system.
2 hydraulic steering mechanism
With the increase of vehicle load and people to improve vehicle handling performance requirements, simple mechanical steering system has been unable to satisfy needs, power steering system, it can also provide the driver turned the steering wheel, power steering system into hydraulic steering system and power steering system of two. One hydraulic steering system is the most widely used steering system.
2 one of traditional hydraulic steering system (HPS)
Hydraulic steering system in mechanical system on the basis of the hydraulic system, including increased pump, v-shaped belt wheel, tubing and oil-supplied device, booster device and valves. With the help of a car engine driving pump, air compressors, generators, hydraulic, pneumatic or electric increases the power of the front wheel steering, the driver can lightweight flexible steering control and reduce the labor intensity, improve the driving safety.
Hydraulic steering system from the invention to now has a history of about half a century, is a relatively complete system, due to its reliable work, mature technology still has been widely used. It consists of a power source, the pump valve oil pipeline to power supply and hydraulic cylinder piston driven by steering mechanism, by changing the size of the hydraulic cylinder size and to change the size of the power steering, thus achieve the effect. Traditional hydraulic power steering system according to the general form of fluid flow can be divided into: often flow and atmospheric type two kinds, also can turn into the form according to the control valve type and rotary type.
With hydraulic steering system in the bus to the increasing popularity of the operation, and the way of portability, but also increasing hydraulic power steering system has many disadvantages: (1) because of its own structure determines its cannot assure vehicles in any conditions when turning steering wheel, and has better stability, namely can also guarantee the high portability and turned the steering stability, 2 the car by driving technology to the serious influence, 3 automotive steering transmission fixed, steering response speed and lateral acceleration with such changes, the driver must advance in automotive steering amplitude and phase change of operation, thus controlling automobile compensation according to its will. This increases the driver's burden, also make the car to drive the safe hidden trouble, And then appeared electric hydraulic booster systems, it is in the traditional hydraulic steering system based on increased speed sensor, which can automatically adjust the speed of change with the size of the force control in a certain extent, alleviated the traditional hydraulic steering system.
貨車總體設(shè)計
摘 要
汽車的總體設(shè)計是汽車設(shè)計工作中最重要的一環(huán)，它對汽車的設(shè)計的質(zhì)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(guān)總成及部件的工作性能有密切關(guān)系，而且在很大程度上還取決于有關(guān)總成及部件間的協(xié)調(diào)與參數(shù)匹配，取決于汽車的總體布置。
貨車的總體設(shè)計主要包括貨車的參數(shù)確定，發(fā)動機和輪胎的選擇，總體布置和動力性的計算等一系列重要的步驟。其中參數(shù)的確定又包括了汽車的質(zhì)量參數(shù)，主要尺寸和性能參數(shù)的計算等。而本次課程設(shè)計同時應(yīng)用到了EXCEL，AutoCAD等計算機輔助軟件，再通過多次校核質(zhì)心位置和各部分的總成以保證貨車的軸荷分配合理。
關(guān)鍵詞：貨車總體設(shè)計；整備質(zhì)量；動力性；燃油經(jīng)濟性。
第1章 汽車的總體設(shè)計
1.1 汽車總體設(shè)計的特點
汽車主要在寬度有限的道路上行駛，同時與汽車比較，還有人、自行車、摩托車等弱勢群體也在使用同一道路，因此存在交通隱患。為了在有限的道路上容納更多的車輛運行，減少交通事故以及從汽車造型和減輕質(zhì)量等方面考慮，對汽車的外形尺寸需要予以限制。
1.2汽車總體設(shè)計的基本要求
(1)汽車的各項性能、成本等，要求達到企業(yè)在商品計劃中所確定的指標(biāo)。
(2)嚴格遵守和貫徹有關(guān)法規(guī)、標(biāo)準(zhǔn)中的規(guī)定，注意不要侵犯專利。
(3)盡量大可能地去貫徹三化，即標(biāo)準(zhǔn)化、通用化和系列化。
(4)進行有關(guān)運動學(xué)方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉。
(5)拆裝與維修方便。
1.3汽車總體設(shè)計的一般順序
(1)調(diào)查研究與初始決策；其任務(wù)是選定設(shè)計目標(biāo)，并制定產(chǎn)品設(shè)計工作方針及設(shè)計原則，調(diào)查研究的內(nèi)容應(yīng)包括：老產(chǎn)品在服役中的表現(xiàn)及用戶意見；當(dāng)前本行業(yè)與相關(guān)行業(yè)的技術(shù)發(fā)展，特別是競爭對手的新產(chǎn)品與新技術(shù)；材料、零部件、設(shè)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(chǎn)方面所取得的新成果等等，它們對新產(chǎn)品設(shè)計是很有價值的。
(2)總體方案設(shè)計；其任務(wù)是根據(jù)領(lǐng)導(dǎo)決策所選定的目標(biāo)及對開發(fā)目標(biāo)制定的工作方針、設(shè)計原則等主導(dǎo)思想的設(shè)想，因此又稱為概念設(shè)計或構(gòu)思設(shè)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(zhì)量參數(shù)與性能指標(biāo)以及各總成的基本型式。在總布置草圖上要較準(zhǔn)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(zhì)心高度作計算與調(diào)整，以便較準(zhǔn)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(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)；進行性能計算及參數(shù)匹配。
(4)車身造型設(shè)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(yīng)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(fēng)洞試驗后作進一步修改，審定后用三坐標(biāo)測量儀測量車身模型坐標(biāo)點。
(5)編寫設(shè)計任務(wù)書：作為對以后的設(shè)計、試驗及工藝準(zhǔn)備的指導(dǎo)和依據(jù)。其內(nèi)容常包括：任務(wù)來源、設(shè)計原則和設(shè)計依據(jù)；產(chǎn)品的用途及使用條件；汽車型號、承載容量、布置型式及主要技術(shù)指標(biāo)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(guān)的可靠性指標(biāo)及環(huán)保指標(biāo)等；各總成及部件的結(jié)構(gòu)型式和特性參數(shù)；標(biāo)準(zhǔn)化、通用化、系列化水平及變型方案；擬采用的新技術(shù)、新結(jié)構(gòu)、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(chǎn)規(guī)劃、設(shè)備條件及預(yù)期制造成本和技術(shù)經(jīng)濟預(yù)測等。有時也加進與國內(nèi)外同類型汽車技術(shù)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(shè)計：其主要任務(wù)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(shè)計要求，協(xié)調(diào)整車與總成間、相關(guān)總成問、總成與有關(guān)部件間的布置關(guān)系和參數(shù)匹配關(guān)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(shè)計任務(wù)書所要求的整車參數(shù)和性能指標(biāo)的汽車。
1.4布置形式
本車采用發(fā)動機位于前軸的上方、駕駛室的正下方設(shè)計。
如圖1-1所示。這時駕駛室布置在發(fā)動機的正上方．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。但駕駛室易受發(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(nèi)兩側(cè)座之間，不易設(shè)置中間座位；經(jīng)在駕駛室內(nèi)設(shè)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(gòu)的復(fù)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(fēng)、密封、采暖、隔振等措施以及加裝空調(diào)設(shè)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。
圖1-1 平頭貨車
1.5 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(zhì)量、使用條件、公路車輛法規(guī)及輪胎最大標(biāo)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(yīng)分別不超過60kN 和130kN ，而三軸汽車的前軸及雙后軸負荷應(yīng)分別不超過80kN 和240kN ?？傎|(zhì)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 。
本車為中型平頭貨車，因此采用兩軸型式。
1.6 驅(qū)動形式的選擇
驅(qū)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(qū)動輪數(shù)，對于雙胎車輪仍按一個車輪計。
汽車廠通常定汽車總質(zhì)量小于19t 的公路用車，廣泛采用4x2 的驅(qū)動型式，因為其結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低；汽車廠定汽車總質(zhì)量為19 － 26t ，的公路用車則可采用6×2 或6 ×4 的驅(qū)動型式；總質(zhì)量為28 - 32t 的公路用車則采用8 ×4 的驅(qū)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(qū)動型式且為短軸距，少數(shù)采用4 ×4 和6 ×4 的驅(qū)動型式。
本車載重為3500kg，因此采用4×2后輪雙胎的驅(qū)動型式。
第2章 載貨汽車主要技術(shù)參數(shù)的確定
2.1 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定
2.1.1汽車載荷質(zhì)量的確定
汽車的載荷質(zhì)量是指汽車在良好路面上所允許的額定裝載質(zhì)量，用表示。已知題目中給定的是3500kg。
2.1.2 整車整備質(zhì)量的預(yù)估
汽車的整車整備質(zhì)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(zhì)量，用表示。
(1) 質(zhì)量系數(shù)的選取
對于中型載貨汽車，質(zhì)量系數(shù)為1.20—1.35，取=1.20。
(2) 估算整車整備質(zhì)量
=/=3500/1.20=2910kg
2.1.3 汽車總質(zhì)量的確定
汽車總質(zhì)量是指汽車整車整備質(zhì)量、汽車裝載質(zhì)量和駕駛室乘員（含駕駛室）質(zhì)量三者之和，用表示。駕駛室乘員質(zhì)量以每人65kg。按乘員人數(shù)為2人。
=++265=6540kg
2.1.4 汽車軸數(shù)和驅(qū)動形式的確定
汽車軸數(shù)主要是根據(jù)車輛的總質(zhì)量、公路車輛法規(guī)和汽車的用途來確定。由于汽車的總質(zhì)量的不超過19t時，所以選42；
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
貨車型式
滿載（%）
空載（%）
前軸
后軸
前軸
后軸
42，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(zhì)量（t）
軸距（mm）
輪距（mm）
6.0-14.0
3600-5500
1700-2000
選取L=3650mm 。
2.2.2 汽車的前、后軸距和
汽車輪距B應(yīng)該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，主要取決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪的最大轉(zhuǎn)角和輪胎寬度，同時還要考慮轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向輪和車架之間的運動間隙等因素。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= 1720mm，= 1700mm 。
2.2.3 汽車前懸和后懸的確定
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(zhuǎn)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=1080mm,=1720mm 。
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(yīng)盡量減小外廓尺寸。
參考同類車型取外形尺寸長寬高=645021002350mm 。車廂尺寸長寬高=45402000650mm 。
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
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=120km/h。
(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(biāo)。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
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，即16.7°。
(4) 直接檔最大動力因數(shù)的確定
直接檔最大動力因數(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。中型汽車的如表2-3所示
表2-3 載貨汽車的動力參數(shù)
汽車類別
總質(zhì)量（t）
直接檔最大動力因數(shù)
I檔最大動力因數(shù)
中型
6.0-14.0
0.04-0.06
0.30-0.45
(5)I檔最大動力因數(shù)的確定
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(guān)。各類汽車的參見表2-3。
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(zhì)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(zhì)量百公里燃油消耗量 [L(100t·km)-1]
總質(zhì)量(t)
汽油機
柴油機
6.0-12.0
2.68-2.82
1.55-1.86
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(zhuǎn)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
離去角
最小轉(zhuǎn)彎半徑
4x2貨車
180-300 mm
40°-60°
25°-45°
12.0-20.0m
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(shè)計評價參數(shù)。行車制動在產(chǎn)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。
表2-6 載貨汽車制動效能要求
車輛類型
行車制動
制動初車速
制動距離
FMDD
試車道寬度
踏板力
滿載
30km/h
≤10m
≥5.0m
3.0m
≤700N
空載
≤9m
≥5.4m
≤450N
應(yīng)急制動
制動初車速
制動距離
FMDD
操縱力≤
滿載
30 km/h
≤20m
≤2.2m
手600N
腳700N
空載
第3章 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)動機形式的選擇
目前汽車發(fā)動機主要采用往復(fù)式內(nèi)燃機，分為汽油機和柴油機兩大類。當(dāng)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(yīng)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(biāo)的選擇
發(fā)動機的主要性能指標(biāo)是發(fā)動機最大功率和發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。
(1) 發(fā)動機最大功率及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速的選擇
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：
（3-1）
式中：……最大功率，kw
………傳動系效率，對于單級減速器取0.9
g…………重力加速度，m/
f…………滾動阻力系數(shù)，取0.016
…….空氣阻力系數(shù)，取0.80
A…………汽車的正面迎風(fēng)面積，取2.67
………汽車總質(zhì)量，kg
……汽車最高車速，km/h
帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，可得：
==91.8kw
于是，發(fā)動機的外特性功率為：
=(1.12～1.18)=91.8(1.12～1.18)=102.8～108.3 kw
查閱資料由《九十年代發(fā)動機》一書，選取YC6105QC型柴油機 廣西玉林柴油機總廠主要技術(shù)參數(shù)見表3-1。
表3-1 主要技術(shù)參數(shù)
型 號
YC6105QC
氣 缸 數(shù)
6
氣缸布置方式
直列
進 氣 方 式
自然吸氣
燃燒室方式
直噴
缸徑/行程（mm）
105/125
排 量/L
6.494
最大功率/ 轉(zhuǎn)速（kw/r/min）
105.1/2800
最大扭矩/轉(zhuǎn)速（kw/r/min）
402/1600～1900
全負荷最低燃油消耗率 g/kwh
≤224
機油消耗率（g/(kwh)）
≤1.47
長寬高（mm）
1295605695
凈質(zhì)量（kg）
550
其總功率特性曲線如圖3-1所示。
(2)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速的選擇
當(dāng)發(fā)動機最大功率和相應(yīng)的轉(zhuǎn)速確定后，則發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和相應(yīng)轉(zhuǎn)速可隨之確定，其值由下式計算：
== （3-2）
式中： —轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)，一般1.1-1.3，在這里取1.3；
—最大功率時的轉(zhuǎn)矩，Nm
____最大功率，kw
______最大功率時轉(zhuǎn)速，r/min
____最大轉(zhuǎn)矩，Nm
中型貨車的 值在4000-5000r/min，中型貨車的值更低些。柴油機的值在1800-4000r/min之間。這里取為3500r/min。
=1.3=372.5Nm
滿足所選發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)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(fù)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(yīng)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(yīng)在0.9-1.0之間。
此車選用的輪胎為7.00-20，斷面寬度216mm。
表3-2 輪胎參數(shù)
輪胎 規(guī)格
層數(shù)
標(biāo)準(zhǔn)輪輞
斷面寬度
靜半徑
外直徑
雙胎最小中心距
允許使用輪輞
7.00-20
10，20
5.5mm
216mm
430mm
940mm
230mm
5.50s，6.0
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。
第4章 總體布置的計算
4.1 軸荷分配及質(zhì)心位置計算
4.1.1平靜時的軸荷分配及質(zhì)心位置
總布置的側(cè)視圖上確定各個總成的質(zhì)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(zhì)心位置：
++……=L
++……=
++…………= （4-1）
式中：、、……各個總成的質(zhì)量，kg
、、………各個總成質(zhì)心到前軸的距離，mm
、…………各個總成質(zhì)心到地面的距離，mm
、 ………前、后軸負荷，mm
……….汽車質(zhì)心高度，mm
………汽車軸距,mm
………汽車質(zhì)心到前軸的距離，mm
………汽車質(zhì)心到后軸的距離，mm
在總布置時，汽車的左右負荷分配應(yīng)盡量相等，一般可以不計算，軸荷分配和質(zhì)心位置應(yīng)滿足要求，否則，要重新布置各總成的位置，如調(diào)整發(fā)動機或車廂位置，以致改變汽車的軸距。各總成質(zhì)量及其質(zhì)心到前軸的距離、離地高度見表4-1。
表4-1
主要部件
質(zhì)量（kg）
空載時質(zhì)心坐標(biāo)x.y（mm）
滿載時質(zhì)心坐標(biāo)x.y(mm)
發(fā)動機
550
(-185,985)
（-185，865）
離合器
12
(545,985)
（545，865）
變速器
100
(950,985)
(950,865)
萬向節(jié)
42
(2265,565)
(2265,445)
后懸及減振器
180
(3650,525)
(3650,405)
前懸及減振器
75
(150,515)
(150,395)
后軸及后制動器
340
(3650,465)
(3650,465)
前軸及前制動器
200
(150,465)
(150,465)
車架及其總成
285
(2210,850)
(2210,730)
驅(qū)動橋
15
(3650,465)
(3650,465)
油箱
25
(2150,500)
(2150,405)
蓄電池
50
(2150,500)
(2150,405)
車箱
350
(2850,1450)
(2150,1330)
駕駛室
100
(-200,1550)
(-200,1430)
備胎
50
(4550,525)
(4550,405)
車輪及車胎總成
416
(2433,475)
(2433,475）
前擋泥板
7
（0，670）
（0，625）
后擋泥板
5
（3650，670）
（3650，625）
人
130
（0，0）
（100，1450）
貨物
3500
（0，0）
（3150，1330）
由表4-1可得：
1. 空載時： 5252908=3650
2313500=2910
+=2910
3650=2910b
3650=2910a
所以=1439.15kg，=1470.85kg，a=1805.12mm,b=1844.88mm,=795.02mm 。
空載時前軸負荷率為=50.5%，后軸負荷率為=49.5%。滿足要求。
2. 滿載時，16045908=3650
6926195=6540
+=6540
3650=6540b
3650=6540a
所以=4396.14kg，=2143.86kg，a=2453.50mm, b=1196.50mm ,=1060.43mm。
滿載時前軸負荷率為=32.8%，后軸負荷率為=67.2%。滿足要求。
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(qū)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：
（4-2）
式中： ：行駛時前軸最大負荷，kg
:行駛時后軸最大負荷,kg
令：= ， （4-3）
式中：：行駛時前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，該值為0.8-0.9；
：行駛時后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，該值為1.1-1.2。
代入相關(guān)數(shù)據(jù)，計算的：
=1021.58kg
==5518.42kg
于是有: ==0.5, =1.2 基本滿足要求。
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：
（4-4）
式中：：行駛時前軸最大負荷，kg;
：行駛時后軸最大負荷，kg;
令： =， （4-5 ）
式中： ：行駛時前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，1.4-1.6;
：行駛時后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，0.4-0.6;
代入相關(guān)數(shù)據(jù)，計算得到：
==3473.91kg
==3066.09kg
于是有：==1.6 , =0.7 基本滿足要求。
4.2驅(qū)動橋主減速器傳動比的選擇
在選擇驅(qū)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）
式中: ………汽車的最高車速,已知120km/h;
…………最高車速時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，r/min,一般==2800r/min;
r……………車輪靜半徑，r=430mm
故==0.377=3.78
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
在確定變速器一檔傳動比時,需要考慮驅(qū)動條件和附著條件。為了滿足驅(qū)動條件，其值應(yīng)符合下式子：
式中：……最大爬坡度，=16.7°。
代入相關(guān)數(shù)據(jù)，計算得：
==6.16
=13.8
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(guān)系分配：
（4-7）
參考同類車型確定各檔傳動比為如下：
1 =6.47，2 =3.29， 3 =1.90，4 =1.35，5 =1，R=5.83。
第5章 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(qū)動平衡的計算
(1) 驅(qū)動力的計算
汽車的驅(qū)動力按下式進行計算：
（5-1）
式中：:力，N
:動機轉(zhuǎn)矩，NM;
:發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min;
:汽車的車速，km/h
:主減速器的傳動比。
代入相關(guān)數(shù)據(jù)，計算所得數(shù)據(jù)如下表5-1所示。
表5-1 相關(guān)計算結(jié)果列表
n(r/min)
1400
1600
1800
2000
2200
2400
2600
2800
Te(Nm)
400
402
400
398
390
381
374
363
Ⅰ
檔
(N)
2075
20578
20475
20373
19963
19503
19144
18581
(km/h)
9.28
10.61
11.93
13.26
14.58
15.91
17.23
18.56
0.313
0.314
0.313
0.311
0.305
0.298
0.292
0.284
1/
1.195
1.191
1.195
1.203
1.228
1.259
1.286
1.325
Ⅱ
檔
(N)
10412
10464
10412
10360
10151
9917
9735
9449
(km/h)
18.25
20.86
23.46
26.07
28.68
31.28
33.89
36.50
0.159
0.159
0.158
0.157
0.154
0.150
0.147
0.142
1/
1.182
1.182
1.190
1.199
1.225
1.261
1.290
1.341
Ⅲ
檔
(N)
6013
6043
6013
5983
5863
5727
5622
5457
(km/h)
31.60
36.11
40.63
45.14
49.66
54.17
58.69
63.20
0.090
0.090
0.089
0.088
0.086
0.083
0.081
0.077
1/
1.703
1.703
1.726
1.750
1.800
1.881
1.938
2.066
Ⅳ
檔
(N)
4272
4294
4272
4251
4165
4069
3885
3877
(km/h)
44.47
50.83
57.18
63.54
69.89
76.24
82.60
88.95
0.062
0.061
0.060
0.059
0.056
0.053
0.051
0.047
1/
2.500
2.556
2.614
2.674
2.875
3.108
3.286
3.710
Ⅴ
檔
(N)
3165
3180
3165
3149
3086
3014
2959
2872
(km/h)
60.04
68.62
77.20
85.77
94.35
102.93
111.50
120.08
0.043
0.041
0.039
0.037
0.033
0.030
0.026
0.022
1/
4.074
4.400
4.783
5.238
6.470
7.857
11.000
18.333
R
檔
(N)
18450
18542
18450
18358
17989
17574
17251
16743
(km/h)
10.30
11.77
13.24
14.71
16.18
17.65
19.13
20.60
0.282
0.283
0.282
0.280
0.275
0.268
0.263
0.255
1/
1.158
1.154
1.158
1.167
1.189
1.222
1.247
1.289
(1)行駛阻力的計算
汽車行駛時，需要克服的行駛阻力為：
（5-2）
式中：:道路的坡度，平路是0
：行駛加速度，m/等速行駛時為0
:回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù),其值按=1+估算,其中
=0.03-0.05,取為0.04；=0.04-0.06,取為0.06 ；
故1=3.55，2=1.69，3=1.26，4=1.15，5=1.10，R=3.08。
:變速器各檔的傳動比。
代入i=0,=0及相關(guān)數(shù)據(jù)，可得：
=65409.8
=1046.400+0.101 (5-3)
代入各個速度值,即得表5-2.
表5-2 行駛阻力與車速
Va（km/h）
10
20
40
60
80
100
120
F阻(N）
1056.5
1086.8
1208
1410
1692.8
2056.4
2500.8
(2) 驅(qū)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(qū)動力—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。
圖5-1 汽車驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖
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(guān)系計算：
D=
（5-4）
代入相關(guān)的數(shù)據(jù)，計算所得結(jié)果見表5-1。
(2) 滾動阻力系數(shù)f與車速的關(guān)系
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
Va(km/h)
10
20
40
60
80
100
120
f
0.00816
0.00872
0.00984
0.01096
0.01208
0.0132
0.01432
(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5-2所示。
圖5-2 汽車動力特性圖
D1
D2
D3
D5
D4
(4) 加速時間t的計算
f
汽車在平路上等速行駛時，有如下關(guān)系：
（5-6）
5檔
即是 （5-7）
代入相關(guān)的數(shù)據(jù)，可得到加速度倒數(shù)1/a的值，見表5-1 。
1檔
2檔
3檔
4檔
作出1/a-關(guān)系曲線，如圖5-3，對加速度倒數(shù)和車速之間的關(guān)系曲線積分，可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:
5740.4=25.3（s）
圖5-3
(5) 汽車最大爬坡度的計算
=
= (5-8)
式中: :汽車變速器頭檔的最大動力因數(shù),為0.314。
則 =
==17.4°
=tan=0.31>30%，滿足最大爬坡度的要求。
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
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。
發(fā)動機轉(zhuǎn)速和汽車速度之間的關(guān)系同前。
(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）
當(dāng)汽車在平路上行駛的時候，簡化為下式：
（5-10）
代入相關(guān)的數(shù)據(jù)計算得到圖表5-4所示：
表5-4 所需發(fā)動機功率
Va（km/h）
10
20
40
60
80
100
120
Pe(kw)
3.26
6.71
14.91
26.11
41.80
63.47
92.62
作出發(fā)動機能夠發(fā)出的功率與車速之間的關(guān)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 功率平衡圖 P3
P2
Pf
P5
P4
P1
5.3汽車燃油經(jīng)濟性的計算
在總體設(shè)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：
（5-11）
式中： ：汽車穩(wěn)定行駛時所需發(fā)動機的功率，kw;
: 汽車等速百公里燃油消耗量，l/100km;
:燃油消耗率 ,g/(kwh)
: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(jié)果
n(r/min)
1400
1600
1800
2000
2200
2400
2600
2800
Pe(kw)
56
66
75
82
90
96
101
105
Va（km/h）
34.54
39.47
44.41
49.34
54.28
59.21
64.15
69.08
g/(kwh)
222
218
219
221
223
225
228
232
Q(L/kwh)
44.11
44.67
45.32
46.12
47.04
48.16
49.45
50.81
根據(jù)數(shù)據(jù)作出曲線如圖5-5。
圖 5-5 最高檔燃油消耗
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）
代入相關(guān)數(shù)據(jù)有 滿足要求。
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）
代入相關(guān)的數(shù)據(jù)有： 滿足要求。
5.5 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑
汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑的計算公式是：
（5-14）
式中：：汽車前內(nèi)輪的最大轉(zhuǎn)角，這里取最大值45°。
代入相關(guān)數(shù)據(jù)，計算得：
13119mm≈13.12m
滿足要求。
總 結(jié)
經(jīng)過整整三周的汽車設(shè)計課程設(shè)計,使我對汽車專業(yè)的相關(guān)知識又有了更深的了解,這次的貨車總體設(shè)計，不僅對貨車整體從質(zhì)量參數(shù)，主要尺寸，到性能參數(shù)等一系列數(shù)據(jù)進行設(shè)計，而且對發(fā)動機和輪胎進行選擇計算。
在整個課程設(shè)計的過程中，同時運用了Word，Excel和AutoCAD等多種計算機輔助軟件，因為設(shè)計過程比較繁瑣復(fù)雜，故在老師的指導(dǎo)和同學(xué)們的共同努力下，同時在老師提供的幾本參考手冊的查閱中，使設(shè)計過程中的各個總成和發(fā)動機部分得以順利完成。經(jīng)過了三周的課程設(shè)計，我不僅在汽車專業(yè)上學(xué)到了很多的設(shè)計思路和方法，同時也學(xué)到了查閱資料和與人溝通的能力。
我相信這次的汽車設(shè)計課程設(shè)計一定會對我今后的學(xué)習(xí)和工作起到巨大的幫助，也再次感謝在此次課程設(shè)計中幫助我的老師和同學(xué)。
參考文獻
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[2] 余志生主編.汽車理論. 北京.機械工業(yè)出版社.2007
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