HKD1030柴油動力貨車設計（總體設計)【2張cad圖紙+文檔全套資料】

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In the chassis arrangement and entire vehicle arrangement , according to the man-machine engineering principle, the reasonable layout human body posture and the seat arrangement, causes the pilot and the　passenger sitting posture is comfortable, Not easy to produce wearily. Simultaneously acts according to the pilot and passenger’s field of vision, Becomes common practice the window and the rear view mirror design, Guaranteed the pilot has the good field of vision . This design uses humanist, the use is diverse, Economical practical principle, Has carried on the reasonable layout. KEY WORD： appearance ，braking system， emergency brake, III 常用符號表 —輪胎與地面間的附著力 —汽車重力 —重力加速度 —汽車質心高度 —汽車軸距 —汽車總重量 —車輪有效半徑 —汽車行駛速度 —地面對車輪的法向力 —汽車制動器制動力分配系數(shù) —輪胎與地面間的附著系數(shù) —同步附著系 目錄 前言 1 第一章 方案的討論、選擇和確定 3 §1.1方案和選擇和確定 3 §1.2 汽車型式的選擇 3 §1.3 軸數(shù)和驅動形式 4 §1.4 車頭，駕駛室的型式 4 §1.5汽車布置形式的選擇 5 §1.6輪胎的選擇 5 第二章 汽車主要參數(shù)的確定 7 §2.1汽車主要尺寸的確定 7 第三章 汽車質量參數(shù)的確定 9 §3.1整車整備質量 9 §3.2乘坐人員數(shù)量 9 §3.3汽車的最大質量 9 §3.4軸荷分配及質心位置的計算： 9 第四章 汽車穩(wěn)定性的計算 14 第五章 發(fā)動機的相關計算和選擇 15 §5.1發(fā)動機的選擇 15 §5.2發(fā)動機的最大轉矩Temax 15 §5.3 傳動比的選取 17 第六章 汽車的整體布置 20 §6.1車身外型的設計 20 §6.2汽車部件的選擇和底盤整體布置 20 第七章 汽車動力性參數(shù)的計算和確定 23 第八章 汽車的燃油經(jīng)濟性 30 §8.1用功率平衡與負荷特性計算汽車百公里油耗 30 第九章 車架設計 33 §9.1周邊式車架 33 §9.2 X形車架 34 §9.3 梯形車架 34 §9.4 脊梁式車架 34 §9.5 綜合式車架 35 結論 36 參考文獻 37 致 謝 39 附錄 40 英文翻譯 41 49 前言 微型貨車一般是指廠定最大總質量1.8噸以下的載貨汽車。我國微型貨車行業(yè)從70年代末開始起步，經(jīng)過近30年的發(fā)展，目前已達到年產(chǎn)量29萬輛以上的市場能力。在載貨汽車市場中總體保持在15％的市場份額。微型貨車之所以能夠快速發(fā)展，最根本的原因是適應了市場需求。我國微型貨車行業(yè)是國家投入相對較少，主要靠生產(chǎn)企業(yè)自身努力滾動積累的情況下發(fā)展起來的，這種發(fā)展模式?jīng)Q定了微型貨車產(chǎn)品必然較為貼近市場。微型貨車以其外型尺寸小，占地 面積小，機動靈活，價格便宜，省油，適應性廣等特點，符合我國經(jīng)濟發(fā)展水平和廣大群眾購買能力逐步上升的基本國情，深受中國消費者喜愛。 隨著我國社會主義市場經(jīng)濟體制的建立，企業(yè)所面臨的經(jīng)營環(huán)境發(fā)生了根本的變化。產(chǎn)品銷售已從過去的賣方市場轉變?yōu)榻裉斓馁I方市場，在這種快速發(fā)展和競爭日益激烈的市場經(jīng)濟條件下，如何應用現(xiàn)代營銷手段和策略去擴大產(chǎn)品市場占有率，以提高經(jīng)濟效益已成為所有企業(yè)家所關注的主要問題，因此，從長遠發(fā)展來看，市場營銷策略研究在企業(yè)經(jīng)營中將起著越來越重要的作用。 金杯牌，解放牌輕型貨車產(chǎn)品是一汽金杯公司的主要產(chǎn)品之一，它也是本文的主要研究對象，本文以“一汽金杯公司輕型貨車系列產(chǎn)品營銷策略研究”做為研討的課題，其理論意義在于目前國內汽車行業(yè)的競爭十分激烈，但現(xiàn)代營銷觀念和意識還很不發(fā)達，汽車行業(yè)做為我國的支柱性產(chǎn)業(yè)，怎樣從計劃經(jīng)濟走向市場經(jīng)濟值得我們去探索，而其應用價值在于通過本論文的研究可以對本企業(yè)營銷人員的思想觀念及實際操作起到一定的指導和借鑒作用。 在文中，本人運用市場競爭的原理，采用理論聯(lián)系實際的方法，通過大量的市場調研和數(shù)據(jù)采集，詳盡分析和預測了國內外輕型貨車產(chǎn)品市場的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢，通過對國內眾多競爭對手的狀況分析，找出了本企業(yè)自身的競爭優(yōu)勢和劣勢。在剖析了本企業(yè)產(chǎn)品結構、開發(fā)能力、生產(chǎn)能力及營銷狀況之后，總結了本企業(yè)存在的矛盾及問題，面臨的機遇和挑戰(zhàn)，在此基礎上，運用現(xiàn)代市場營銷理論和方法，對我公司輕型貨車系列產(chǎn)品做出了全面的營銷策略研究，通過市場細分和目標市場的確定，特別運用“4P”的觀點。 我們選做的畢業(yè)設計是輕型貨車的設計，輕型貨車用途多樣，價格低廉，乘坐空間大，很適合中國工薪階層的需要。因此設計這種汽車還是適應時代潮流的。我在畢業(yè)設計當中負責的是整體和制動的設計，包括輕型貨車的外型設計，整體布置，底盤設計，并積極協(xié)調本組的同學完成其它部件的設計。 輕型貨車的整體布置包括人體工程在汽車上各個部件安排的作用，發(fā)動機的選擇，輪胎的選擇，傳動系，行駛系，轉動系，制動系，和懸架的選擇設計，駕駛員和乘客的位子布置，汽車主要尺寸參數(shù)的選擇并校核汽車主要性能參數(shù)等。 畢業(yè)設計是大學教學中很重要的環(huán)節(jié)也是最后一個環(huán)節(jié)，是大學四年知識的回顧，把我們學過的知識復習了一遍，對以前不懂的地方又學習了一遍，對知識進行了強化。同時也為我們今后上工作崗位做好了準備，是工作前的一次基礎練習。 第一章 方案的討論、選擇和確定 §1.1方案和選擇和確定 汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大的程度上取決于各部件的協(xié)調和配合，取決于總體布置；總體設計水平的高低對汽車的設計質量，使用性能和產(chǎn)品的生命力起決定性作用的影響。 汽車是一個系統(tǒng)，這是基于汽車只有如下屬性而具備組成的系統(tǒng)的條件：1.汽車是由多個要素組成的整體，每個要素對整體的行為有影響；2.組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的；3.汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。 由此，汽車具備系統(tǒng)的屬性，對環(huán)境表現(xiàn)出整體性，一輛子系統(tǒng)屬性匹配協(xié)調的汽車所具備的功能大于組成它的各子系統(tǒng)功能純粹的簡單的總和，反之，如果子系統(tǒng)的屬性因無需而相互干擾，即便是個體性能優(yōu)良的子系統(tǒng)，其功能也會因相互扼制而抵消，功率循環(huán)，軸轉向等就是這樣的典型例子。 所以汽車設計任務的等級形態(tài)表現(xiàn)為：上位設計任務是確實下位設計任務要實現(xiàn)的目標，下位設計是實現(xiàn)上位設計功能手段，上，下位體系可從總體設計逐級分至零件設計，總體設計無疑處于這種體系的最上位，設計子系統(tǒng)的全部活動必須在總體設計構建的框架內進行，子系統(tǒng)設計固然重要，但統(tǒng)攬全局，設計子系統(tǒng)組合和相互作用體系規(guī)則的總體設計對汽車的性能和質量的影響更加廣泛，更為深刻。 在經(jīng)過小組討論后，本車根據(jù)東風EQ1060G14D3AC來參照，進行設計。 §1.2 汽車型式的選擇 汽車的型式一般包括：驅動型式一般包括：驅動型式，布置型式，及車身型式。汽車的型式對汽車的使用性能，外形尺寸，重量，軸荷分配和制造成本等方面影響很大 §1.3 軸數(shù)和驅動形式 不同類型的汽車有不同的軸數(shù)和驅動型式，這主要根據(jù)使用條件，用途，工廠的生產(chǎn)條件，制造成本及公路的軸荷限制等因素進行選擇。我國公路干線和橋梁所允許的雙軸汽車后軸的單軸負荷不超過130KN，前軸的允許負荷不超過60KN。因為雙軸汽車總重量一般不超過180-190KN，所以本次3噸柴油動力貨車，選用是兩軸即可。 汽車最常用的布置形式是兩軸，后驅動4*2式汽車，其中轎車還可以采用4*2前驅動式結構。對于一般總重小于19t的汽車，都采用4*2后驅動的布置型式，因為這種汽車結構簡單，布置合理，機動性好，成本低，合適于公路使用，是一種典型的，成熟的結構型式。 隨著汽車載重量的增加，各相關總成也要相應的加大，汽車的自重也要增加，這樣會造成4*2式的汽車單軸的負荷增加，以至于超過公路，橋梁所規(guī)定的承載限制（公路單軸允許負荷13t，雙后軸負荷為24t）。為解決此矛盾，一般采用增加汽車軸數(shù)的辦法來減少單軸的負荷，如從4*2變成6*2,6*4，8*4,如果想增加驅動能力，提高越野通過性能，可以采用4*4,6*6,8*8等增加前驅動型式的結構，同時也可提高載重量。 采用增加軸數(shù)的辦法，可以提高載重量而不增加單軸負荷，同時還不會增加車廂地板的離地高度，提高通用化，系列化水平，便于生產(chǎn)，降低生產(chǎn)成本等，所以汽車廠家多年來一直都采用這種辦法變型出更多品種的汽車。 對于一般輕型的貨車經(jīng)常在良好的公路上行駛，與動力性要求相比對通過性的要求降低些，所以3噸的輕型貨車采用4*2后驅動比較好。 §1.4 車頭，駕駛室的型式 車頭，駕駛室的行駛是汽車的最主要型式之一，其中選擇主要決定于用戶的要求，安全性，維修保養(yǎng)的方便性和生產(chǎn)條件等因素，車頭的型式如長頭，短頭，平頭等都各有其優(yōu)缺點。 車頭，駕駛室與發(fā)動機，前軸的布置位置，也可組成不同的布置結構，形成不同風格的整車外形，使軸荷分配，軸距，轉彎直徑等發(fā)生變化。 平頭式——貨車的發(fā)動機位于駕駛室內 短頭式——貨車的發(fā)動機大部分位于駕駛室前部，小部分位于駕駛室內 長頭式——貨車的發(fā)動機位于駕駛室的前部 通過查找，參照當今市場上現(xiàn)存貨車的布置形式以及燃油經(jīng)濟性的考慮，最后經(jīng)過和組員商量后，我們決定采用平頭式，其優(yōu)點如下： 1. 汽車的總長和軸距尺寸短，最小轉彎半徑小，機動性能好； 2. 不需要發(fā)動機罩，加之總廠縮短等因素的影響，汽車的整備質量減小； 3. 駕駛員視野得到明顯的改善 4. 采用翻轉式駕駛室能改善發(fā)動機及其附件的接近性 5. 汽車的貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭式貨車的該項指標比較高 §1.5汽車布置形式的選擇 汽車的布置形式是指發(fā)動機和車身的相互關系和位置特點而言的。汽車的使用性能除取決與整車和各總成的有關參數(shù)外，汽車的布置形式對使用性能也有重要的影響。 經(jīng)比較而已形式的優(yōu)缺點，我最終采用了前置后驅的傳統(tǒng)形式。我之所以選這種形式是因為它有以下優(yōu)點：軸荷分配合理，有利于提高輪胎的使用壽命；前輪不驅動，因此采用等速萬向節(jié)，并有利于減少制造成本；商品行使時，因驅動橋的附著能力大，故爬坡能力強；變速器與主減速器分開故拆裝、維修方便。且乘坐空間寬敞，行駛平穩(wěn)。缺點是：汽車總長比較長，整車裝備質量較大，影響到汽車的經(jīng)濟性和動力性。 §1.6輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據(jù)是車型，使用條件，輪胎的靜負荷，輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。當然還應考慮與動力——傳動參數(shù)的匹配以及對整車尺寸參數(shù)。 輪胎所承受的最大經(jīng)負荷與輪胎額定負荷之比，稱為輪胎負荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負荷系數(shù)取為0.9~1.以免超載。轎車輕型客車及輕型貨車的車速高，輪胎受動負荷大，故他們的輪胎負荷系數(shù)應接近下限：對在各種路面上行駛的貨車，其輪胎負荷系數(shù)可取上限1.1,。為了提高汽車的動力因子，降低汽車及其質心的高度，減小非簧載質量，對公路用車在其輪胎負荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內應盡量選取尺寸較小的輪胎。 故參考同類車型，選取輪胎為7.0R16，其中輪胎直徑為7* 25.4*90%*2+16*25.4=726.44 輪輞r=16*25.4=406.4. 第二章 汽車主要參數(shù)的確定 總的要求是參考東風EQ1060G14D3AC相關車型的主要參數(shù)（如下表），完成輕型貨車的外形設計、底盤設計制動器設計。 表１－１參考數(shù)據(jù) 車型名稱 兩驅型 外型尺寸（長寬高） 裝載質量 最大質量 整車裝備質量 前輪距/后輪距 軸距 接近角 離去角 5994,1930,2660 3噸 6499kg 3499kg 1506/1466mm 3300mm 29 20 §2.1汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸包括外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、車廂尺寸等。根據(jù)參考車型，確定以下尺寸： 外廓尺寸 1.最終確定　長×寬×高5994×1930×2660 (mm) 2.前輪距和后輪距 增大輪距，就能增大室內寬度和增加側傾高度。但總寬和總質量增加，并影響轉變半徑。前輪距就能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠和轉彎空間，同時要滿足轉向系桿系和車駕車輪之間有足夠的運動間隙。根據(jù)參考車型，定為：前輪距為：1506mm后輪距為：1466mm 3.軸距 軸距對整備質量汽車總長度、最小轉變半徑、傳動長度縱向通過半徑的影響。此外，軸距還對軸荷分配，傳動軸夾角有影響。有所選的參考車型和國家標準（汽車理論）所確定L=3300mm 4.前懸和后懸 前后懸的長度影響汽車的接近角和離去角，及汽車通過性。確定設計車型的該參數(shù)為前懸 LF=1032，后懸 LR=1656。 第三章 汽車質量參數(shù)的確定 汽車的質量參數(shù)包括：整車整備質量Mo，載客質量，裝載質量，汽車總質量Ma，軸荷分配等。 §3.1整車整備質量 由參考車型，取3499kg §3.2乘坐人員數(shù)量 由參考車型確定載人數(shù)為2人 §3.3汽車的最大質量 由參考車型確定為6499kg §3.4軸荷分配及質心位置的計算： ㈠ 水平靜止時的軸荷分配及質心位置的計算 當汽車總體布置完成后，各部件的位置也就確定了，我們應當對軸荷分配和質心位置進行計算。為此需要知道各部件的質量 mi 和其質心位置（xi，yi）。mi可以通過對選用現(xiàn)成的部件的稱重或類似部件實際質量對比估算得到，各部件質心位置可按幾何形狀和結構估算或對現(xiàn)成部件進行實測得到。將各部件的質心和質量標在總體布置圖上，量出各部件的質心到前輪中心線的水平距離 xi 和其離地高度 yi。而后進行前、后軸靜負荷G1和G2的計算。包括滿載、空載兩種工況各部件質量和質心位置估算結果如表3-1. 表3-1 各部件質量和質心位置估算 序號 部件名稱 質量 mi（kg） Xi（m） Yi（m） 1 發(fā)動機及其附件 473 0.23 0.68 2 離合器及操縱機構 98 0.5 0.53 3 傳動軸 41 2 0.5 4 變速器機離合器殼 135 1.1 0.5 5 后橋，輪轂及后制動器 405 3.6 0.43 6 車架及支架 405 2 1 7 前軸，輪轂，轉向梯形及前制動 213 -0.05 0.43 8 前懸架及減震器 68 0 0.5 9 后懸及減震器 152 3.5 0.55 10 后輪及輪胎總成 338 2.41 0.43 11 拖鉤裝置 41 5.45 1 12 轉向器，縱拉桿及固定桿 41 -1 0.7 13 手制動器及操縱機構 24 1.5 0.5 14 制動系驅動機構 20 1.2 0.5 15 油箱及油管 30 1.9 0.6 16 消音器及排氣管 14 4.2 0.4 17 水箱及軟管 44 -0.2 0.8 18 蓄電池組 64 2.3 0.57 19 儀表及其固定零件 14 -0.9 1.5 20 貨箱 506 3 1.2 21 駕駛室 169 -0.5 1．5 22 擋泥板等 34 -3.5 0.8 23 水，機油，燃油及裝備 219 0.8 156 24 貨物 3000 2.8 1.2 根據(jù)表中的數(shù)據(jù)進行如下計算： 1.空載時 G2=∑mixi/L=1654 N (3-1) G1=Ga- G2=1725N (3-2) 汽車重心的縱向位置 L1=1.615m L2=L- L1=1.684m 重心高度：hg=∑miyi/Ga=0.723 mm (3-3) 其中 G1——空載時前軸靜負荷 G2——滿載時后軸的靜負荷 L1——質心到前軸的距離 L2——質心到后軸的距離 L——汽車軸距 2.滿載時 G2′=∑mixi/L=4199N (3-4) G1′= Ga′- G2′=2180N 汽車重心縱向位置 L1=2.172m L2=1.128m 重心高度：hg=∑miyi/Ga′=0.947m 由上面的數(shù)據(jù)得到載荷分布如下 表3－2載荷分布 空載 空載 滿載 滿載 前軸 51.1% 后軸 48.9% 前軸 34.2% 后軸 65.8% ㈡ 汽車行駛中的軸荷分配計算 汽車行駛中的各軸的負荷隨著道路條件和行駛工況的改變而改變。負荷的這種改變影響到多部件的設計，因此，好對行駛中的軸荷分配加以計算。 一般只需計算汽車滿載在水平路面行駛及制動時的軸荷改變，對于后輪驅動的汽車滿載行駛時各軸的最大負荷按下式計算。 (3-5) (3-6) 式中：a.b——重心距前軸和后軸的距離（m） ——附著系數(shù) Z1——行駛時的前軸負荷 Z2——行駛時的后軸負荷 將數(shù)據(jù)帶入得： Z1=1307.2,Z2=5071.2 所以可得軸荷轉移系數(shù)： M1=Z1/G=1307.2/2180=0.599 M2=Z2/G=5071.2/4199=1.21 制動時各軸的最大負荷按下式計算: (3-7) (3-8) 由以上的式子得到=3277.8 =3100.2 制動時的軸荷轉移系： =3278.8/2180=1.5 (3-9) =3100.2/4199=0.74 (3-10) 通過以上計算可得軸荷轉移均滿足要求 第四章 汽車穩(wěn)定性的計算 ① 保證汽車不縱向翻倒的條件是： b/h=1.128/0.947=1.19>0.6 所以滿足 ② 保證汽車不橫向翻倒和轉彎不側向翻倒的條件是：b/2h=1.506/(2*0.947)=0.79>0.6 所以滿足 ③ 最小轉彎半徑 汽車的最小轉彎半徑Rmin與汽車的內輪胎最大轉角αmax、汽車軸距L、車輪轉臂a、主銷距k等因素有關，最小轉彎半徑指汽車轉向輪在最大轉角位置的條件下以低速轉彎時前輪地面接觸點的軌跡到轉向中心點之間的距離，計算公式如下： Rmin=L/sinαmax=7.5 (m) (4-1) 第五章 發(fā)動機的相關計算和選擇 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，總質量及動力指針，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針水平，技術發(fā)展趨勢，生產(chǎn)條件與制造成本，市場預測情況以及將來的配件供應及維系條件等。 在汽車發(fā)動機基本型式的選擇中首先應確定的是采用汽油機還是柴油機，其次是氣缸的排列形式和發(fā)動機的冷卻方式。結合汽車的動力性及最高車速，對于3噸的輕型貨車，發(fā)動機選取水冷，4缸直列，渦輪增壓的柴油發(fā)動機。 §5.1發(fā)動機的選擇 1. 發(fā)動機最大功率和相應轉速根據(jù)所需要的最高車速90km/h，用下式估算發(fā)動機的最大功率 (5-1) 式中：為發(fā)動機的最大功率；為傳動系效率，；為汽車總質量；g為重力加速度；f為滾動阻力系數(shù)；為空氣阻力系數(shù)，?。籄為汽車正面投影面積根據(jù)外型。計算得kw 根據(jù)所得的功率選取的發(fā)動機型號為CY4100ZLQ-A。最大功率為Pemax=81kw 對應轉速np=3100r/min §5.2發(fā)動機的最大轉矩Temax 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。 Temax=9549*α*Pemax/np 式中：Temax——發(fā)動機最大扭矩，N·m α——扭矩適應性系數(shù)，即α=Temax/Tp，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。因為柴油機α=1.1~1.25 所以α=1.2 Tp——為最大功率點的扭矩，N·m Np——最大功率點轉速，r/min 將所選發(fā)動機的參數(shù)帶入驗證發(fā)動機的轉矩： Temax=9549*1.2*81/3100=299N`m,所選發(fā)動機的轉矩為Temax=320N`m,所以能夠滿足要求。 表5－1發(fā)動機相關參數(shù) 發(fā)動機型號 CY4100ZLQ-A 燃油種類 柴油 汽缸排列形式 直列 排量 4.212L 最大輸出功率 81KW 最大扭矩 310N·m 最大扭矩轉速 1700—1900 額定轉速 3100rpm §5.3 傳動比的選取 1. 最小傳動比的選取 按照最高車速的要求，即最高車速90km/h。由公式 V=0.377r.n/igi0 (km/h) (5-2) 其中 V——汽車車速 （km/h） r——車輪滾動半徑（mm） n——發(fā)動機轉速（r/min） ig——變速器各檔速比 i0——主減速器傳動比 根據(jù)參考車型有關參數(shù)以及相關要求，我們選取 r=363.22mm；n=3100r/min；U=90km/h 求得 igi0=3.656 最高檔為直接擋，即此時 ig=1 則 i0 =3.656 2. 最大傳動比的選取 1.根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比 ig1=Gr（cosαmax+sinαmax）/Ttq i0ηT (5-3) 其中： G——汽車總質量，G=6499kg f——滾動阻力系數(shù)，貨車取 f=0.011 i0——主減速器傳動比為3.656 r——車輪滾動半徑為363.44mm Ttq——發(fā)動機最大轉矩為310 N·m ηT——傳動總效率 ηT=η0η軸ηg η0=92%，雙級主減速器；η軸=98%，傳動軸和萬向節(jié)；ηg=92% 故ηT=0.82947 αmax=22° 代入以上數(shù)據(jù)算得 ig1 =5.7 2.根據(jù)驅動輪與路面的附著力確定一檔傳動比 Ftmax= Ttq igi0ηT/ r≤Fzφ (5-4) 其中 φ=0.5~0.6 Fz=(75%~81%)G/cosα=79%*500000/cos22.7824= 求得 ig1=7.8 綜上，最大傳動比為 ig1=6 變速器各擋的傳動比的分配以及各擋傳動比總效率如表5-2所示。 檔位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 傳動比 6 3.833 2.494 1.565 1 總傳動效率 0.842 0.842 0.842 0.858 0.858 第六章 汽車的整體布置 §6.1車身外型的設計 在底盤的布置設計和滿足事業(yè)的要求，現(xiàn)時參考同類車型的外觀設計可以畫出汽車的外型圖。車身外型圖參考了以下車輛如圖： 　 圖6－１　東風車型 在設計時要考慮到室內操縱機構的布置、地板的布置，車身前面的布置，人機工程在布置中的應用，駕駛員視野的校核，發(fā)動機艙和行李艙的布置等。 §6.2汽車部件的選擇和底盤整體布置 在初步確定了汽車的載客量、驅動形式車身設計、發(fā)動機型號之后，現(xiàn)在開始做具體的工作了，包括繪制總布置圖，并校核初步選定的各部件機構和尺寸是否符合整體尺寸和參數(shù)的要求，尋求合理的解決方案。 §6.2.1 部件的選擇和布置 1. 發(fā)動機的布置 布置時可先用透明紙描出動力——傳動總成的輪廓線，再往已布置好車廂或駕駛室的圖紙上靠，尋找其最佳布置方案。此時的布置空間考慮到發(fā)動機維修的方便性。還應該考慮到傳動軸前萬向節(jié)的輪廓與駕駛室地板下表面應有適當?shù)拈g隙和轎車地板上的傳動軸通道不應太高。為此就使發(fā)動機曲軸中心線相對與車駕上平面線向下傾斜1度到5度，所選擇的這傾斜角度應使當汽車爬最大坡度時，發(fā)動機油底殼中機油的油面高于集濾器的濾網(wǎng)。 布置完成后應以曲軸中心線與缸體前端面的交點及曲軸中心線的傾角來確定發(fā)動機在圖紙上的位置，而點的坐標位置又由它到前輪中心線的縱向距離和它到車架上平面線的垂向距離所決定。點的坐標位置將影響軸荷分配、駕駛室的形式、前軸結構和傳動夾角等，反之亦然。 2. 傳動系的選擇和布置 根據(jù)要求和各項性能參數(shù) 3. 轉向裝置的選擇和布置 循環(huán)球式轉向裝置 4. 制動系的選擇和布置 采用前雙領蹄后領從蹄 §6.2.2車身內部布置 車身內部布置應以人體尺寸的“百分位布置值”為尺寸依據(jù)： 一、 根據(jù)人體的尺寸做出相應二維人體模型。 二、 汽車室內操縱裝置的布置 三、 手操縱裝置要根據(jù)操縱對象，動作作用特點進行必要的操縱姿勢和施力方式設計，才能實現(xiàn)舒適的駕駛性和操縱性。 1、 變速桿和手剎的布置 一般的在人體肩部不動的情況下通過手臂的運動來實現(xiàn)的，根據(jù)《貨車車身設計》的經(jīng)驗推薦，上臂角在130~170的范圍內有較大的操縱力，這是較舒適的操縱姿勢。取130，上下位置一般在H以上178~660的范圍內。 2、 方向盤的布置 一般方向盤傾角選在手容易控制的15~17內，同時考慮車身的總體布置方案。輕型貨車的方向盤直徑通常小于450，傾角在20~30MW . 四、 人眼的視野和視野范圍 保證駕駛員具有良好的視覺效果，在車身設計的過程中應該對人眼的視覺特征、人眼的視野、人眼在車內位置出發(fā)，分析汽車和各種視覺效果，最終使汽車具有良好的視覺效果。在側視圖上根據(jù)眼橢圓可以確定窗口的高度，最小能保證向上15看到交通信號燈，向下20能看3的路面。在俯視圖上根據(jù)眼橢圓可以確定前窗的寬度。 第七章 汽車動力性參數(shù)的計算和確定 汽車的動力性是汽車在良好的路面上直線行駛，是由汽車受到縱向外力決定的，所能達到的平均行駛速度。汽車是一種高效的運輸工具，運輸效率之高低在很大程度上取決于汽車的動力性。所以動力性是汽車各種性能最基本，最重要的性能。主要可以用以下指標來評價：1.最高車速2.汽車的加速時間3.汽車的最大爬坡度。 §7.1動力性參數(shù)的確定和計算 動力性能主要表現(xiàn)在三個評價指標； 最高車速； 汽車的加速時間t； 汽車的爬坡度 一、 汽車各擋速度的計算 　　　　　　　　　　　(7-1)Error! No bookmark name given. 由發(fā)動機的特性曲線，代入式中進行計算，列為下面的表格： 表7－１各擋速度值 n 1 2 3 4 5 900 4.3583121 6.8222991 10.485113 16.709183 26.149872 1100 5.3268259 8.3383656 12.815138 20.422335 31.960955 1300 6.295339703 9.854432094 15.14516368 24.13548768 37.77203822 1500 7.263853503 11.37049857 17.47518886 27.84863963 43.58312102 1700 8.232367304 12.88656505 19.80521404 31.56179158 49.39420382 1900 9.200881104 14.40263152 22.13523922 35.27494353 55.20528662 2100 10.1693949 15.918698 24.46526441 38.98809548 61.01636943 2300 11.1379087 17.43476447 26.79528959 42.70124743 66.82745223 2500 12.10642251 18.95083095 29.12531477 46.41439938 72.63853503 2700 13.07493631 20.46689743 31.45533995 50.12755133 78.44961783 2900 14.04345011 21.9829639 33.78536513 53.84070328 84.26070064 二、 驅動力計算 (7-2) 計算結果如下表: 各擋驅動力 表7－２各擋驅動力 n Ttq 1 2 3 4 5 900 210 14713.8843 9399.719752 6116.07124 3837.871488 2452.31405 1100 240 16815.86777 10742.53686 6989.795702 4386.138843 2802.644628 1300 250 17516.52893 11190.14256 7281.03719 4568.894628 2919.421488 1500 286 20038.90909 12801.52309 8329.506545 5226.815455 3339.818182 1700 305 21370.16529 13651.97393 8882.865372 5574.051446 3561.694215 1900 309 21650.42975 13831.01621 8999.361967 5647.15376 3608.404959 2100 300 21019.83471 13428.17107 8737.244628 5482.673554 3503.305785 2300 295 20669.50413 13204.36822 8591.623884 5391.295661 3444.917355 2500 290 20319.17355 12980.56537 8446.00314 5299.917769 3386.528926 2700 280 19618.5124 12532.95967 8154.761653 5117.161983 3269.752066 2900 270 18917.85124 12085.35397 7863.520165 4934.406198 3152.975207 三、 空氣阻力的計算 (7-3) 表7－３各擋空氣阻力 n 1 2 3 4 5 900 2.4696044 6.0513497 14.293447 36.299547 88.905758 1100 3.689162 9.039670 21.35194 54.22524 132.8098 1300 5.15263 12.62565 29.82213 75.73609 185.4947 1500 6.8600122 16.809304 39.704021 100.83207 246.96044 1700 8.8113045 21.590618 50.997609 129.51319 317.20696 1900 11.006508 26.969595 63.702895 161.77946 396.23430 2100 13.445623 32.946237 77.819881 197.63086 484.04246 2300 16.128650 39.520543 93.348564 237.06741 580.63143 2500 19.055589 46.692513 110.28894 280.08905 686.00122 2700 22.226439 54.462147 128.64102 326.69592 800.15182 2900 25.641201 62.829445 148.40480 376.88789 923.08324 四、 牽引功率的計算 (7-4) 表7－４各擋牽引功率 n 1 2 3 4 5 900 19.7925 19.7925 19.7925 19.7925 19.7925 1100 27.646666 27.646666 27.646666 27.646666 27.646666 1300 34.03472223 34.03472222 34.03472222 34.03472222 34.03472223 1500 44.92583333 44.92583333 44.92583333 44.92583334 44.92583334 1700 54.29847222 54.29847224 54.29847222 54.29847222 54.29847222 1900 61.48241666 61.48241668 61.48241667 61.48241666 61.48241667 2100 65.975 65.97499998 65.975 65.975 65.975 2300 71.05402777 71.05402776 71.05402778 71.05402778 71.05402777 2500 75.9236111 75.9236111 75.92361111 75.92361112 75.92361112 2700 79.17000001 79.17 79.17 79.16999999 79.17 2900 81.9975 81.99750002 81.9975 81.99749999 81.99750001 五、 動力因數(shù)D (7-5) 計算結果如下： 表7－５各擋動力因數(shù) n 1 2 3 4 5 900 0.2353291 0.15026455 0.09760626 0.06081133 0.03780594 1100 0.2689337 0.17169694 0.11146977 0.06929487 0.04270765 1300 0.28011838 0.178799647 0.115993087 0.071874207 0.043732892 1500 0.32043998 0.204508956 0.132606712 0.081997104 0.049474483 1700 0.34170403 0.218036595 0.141277786 0.087092824 0.051900004 1900 0.34615213 0.220814577 0.14293807 0.087746053 0.051383056 2100 0.33602588 0.214274914 0.138519324 0.084541475 0.04829724 2300 0.33037895 0.210589717 0.135941519 0.08244892 0.045818165 2500 0.32472811 0.206894959 0.133341132 0.080299015 0.043198629 2700 0.31346936 0.199610609 0.12838876 0.076630047 0.039504628 2900 0.3022067 0.192316698 0.123413806 0.072903729 0.035670167 六、 加速度a的計算 (7-6) f：滾動阻力系數(shù)，取f=0.018; ：汽車旋轉質量轉換系數(shù)，，其中， 表7－６各擋加速度值 n 1 2 3 4 5 900 0.898561915 0.856596 0.681415419 0.450854832 0.258958752 1100 1.031280104 0.985360565 0.786483473 0.521538948 0.297308844 1300 1.075388439 1.027792781 0.820459126 0.54090208 0.299257866 1500 1.23462002 1.182197342 0.946299167 0.624754195 0.342777743 1700 1.31852869 1.263202468 1.011674425 0.66483815 0.354981676 1900 1.335972409 1.279430103 1.023669977 0.666189161 0.339259747 2100 1.295809138 1.23950219 0.989370901 0.633842445 0.299002041 2300 1.273331544 1.216705247 0.969000358 0.610597336 0.26302427 2500 1.250823704 1.193795386 0.948388192 0.586383402 0.224546266 2700 1.206140719 1.149217751 0.909821709 0.548612605 0.175092819 2900 1.161427488 1.104527199 0.871013603 0.509872982 0.12313914 七、汽車爬坡度i的計算 (7-7) 其中D：動力性因數(shù)； f:滾動阻力系數(shù)，取f=0.018； 計算結果如下 表7－７汽車爬坡度值 n 1 2 3 4 5 900 0.240730186 0.145562997 0.090350378 0.052549445 0.028580785 1100 0.281333033 0.168634762 0.104544106 0.060855588 0.032826633 1300 0.295320761 0.176349042 0.109106347 0.063138282 0.033045168 1500 0.348198349 0.204928081 0.126322066 0.073040765 0.037871591 1700 0.377791016 0.220284155 0.135299111 0.077794879 0.039230338 1900 0.384119817 0.223400122 0.136859994 0.077962406 0.037491828 2100 0.369670882 0.215783084 0.131959953 0.074136262 0.033033988 2300 0.361724079 0.211467566 0.128995314 0.071392939 0.029053831 2500 0.353859808 0.207151608 0.125990802 0.068538336 0.024799547 2700 0.338500146 0.198801569 0.120502471 0.064087235 0.019334182 2900 0.323464292 0.19050367 0.114988691 0.059529321 0.013596445 各檔爬坡度i 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45 0 20 40 60 80 100 速度Va(Km/h) i 1檔 2檔 3檔 4檔 5檔 第八章 汽車的燃油經(jīng)濟性 在保證汽車動力性的條件下，汽車以盡量少的燃油消耗完成運輸工作的能力稱為汽車的燃油經(jīng)濟性，通常以一定工況下汽車行駛百公里的燃油消耗量或一定燃油量能使汽車行駛的里程數(shù)來衡量。根據(jù)發(fā)動機總功率特性曲線與汽車功率平衡圖對汽車燃油經(jīng)濟性進行估算。 §8.1用功率平衡與負荷特性計算汽車百公里油耗 根據(jù)總功率特性曲線可以確定發(fā)動機在一定轉速n、發(fā)出一定功率P時的燃油消耗be。為了方便計算，按照轉速n和車速Ua的轉換關系在橫坐標上畫出汽車(最高檔)的行駛車速比例尺。此外，計算時還需要行使時汽車的阻力功率數(shù)值，根據(jù)等速行駛車速Ua及阻力功率在發(fā)動機總功率特性曲線上利用插值法確定相應的燃油消耗be，從而得出該車速下汽車等速行駛時單位時間內的燃油消耗量。由公式： Qr=P·be/367.1·r 其中 be——發(fā)動機燃油消耗率（g/KW·h） r——燃油的重度，柴油可取7.94~8.13 N/L P——發(fā)動機發(fā)出的功率 （kw） 整個等速行程S的燃油消耗量Q可以折算成等速百公里行駛燃油消耗量Qs Qs= P·be/1.02Ua·r 其中 Ua——汽車行駛速度（km/h） P——發(fā)動機發(fā)出的功率，等速行駛其值等于阻力功率（ＫＷ） 　　　be——發(fā)動機燃油消耗率（ｇ／ｋｗ．ｈ） 　　　r——燃油的重度，柴油可取7.94~8.13 N/L，此處取8N/L 代入數(shù)據(jù)計算結果如表8－1所示： 轉速 速度 阻力功率 燃油消耗率 等速百公里油耗（L） 900 26.1498726 5.393527 245 49.54150415 1100 31.9609554 7.4416632 238 54.32841592 1300 37.7720382 9.9995443 232 60.21401686 1500 43.583121 13.159851 225 66.6062514 1700 49.3942038 17.015264 222 74.97483422 1900 55.2052866 21.658465 223 85.77321698 2100 61.0163694 27.182134 224 97.83292472 2300 66.8274522 33.678953 229 113.1459421 2500 72.638535 41.241601 234 130.2519173 2700 78.4496178 49.96276 239 149.2290317 2900 84.2607006 59.935112 243 169.4581081 第九章 車架設計 車架作為汽車的承載基體，為貨車、中型及以下的客車、中高級和高級轎車所采用，支承著發(fā)動機、離合器、變速器、轉向器、非承載式車身和貨箱所　有簧上質量的有關機件，承受著付給神經(jīng)質各種力和力矩。為此，車架應有足夠的彎曲風度，以使裝在其上的有關機構之間的相對位置在汽車行駛過程中保持不變并使車身的變形最小；車架也應有足夠的強度，以保證其有足夠的可靠性與壽命，縱梁等主要零件在使用期內不應有嚴重變形和開裂。車架