貨車總體設計（含貨車總布置圖參考車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡）【含CAD圖紙、說明書】【QX系列】

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世界最新機械設計理念 來源:中國科技期刊 摘要:根據目前國內外設計學者進行機械產品設計時的主要思維特點，將產品方案的設計方法概括為系統(tǒng)化、結構模塊化、基于產品特征知識和智能。這幾種方法的特點及其相互間的有機聯系，提出產品方案設計計算機實現的努力方向。 關鍵詞：機械產品方案設計方法發(fā)展趨勢 設計文件是將語義設計網作為設計工具，在其開發(fā)的活性語義設計網ASK中，采用結點和線條組成的網絡描述設計，結點表示元件化的單元(如設計任務、功能、構件或加工設備等)，線條用以調整和定義結點間不同的語義關系，由此為設計過程中的所有活動和結果預先建立模型，使早期設計要求的定義到每一個結構的具體描述均可由關系間的定義表達，實現了計算機輔助設計過程由抽象到具體的飛躍。 系統(tǒng)化設計方法 系統(tǒng)化設計方法的主要特點是：將設計看成由若干個設計要素組成的一個系統(tǒng)，每個設計要素具有獨立性，各個要素間存在著有機的聯系，并具有層次性，所有的設計要素結合后，即可實現設計系統(tǒng)所需完成的任務。 系統(tǒng)化設計思想于70年代由德國學者Pahl和Beitz教授提出，他們以系統(tǒng)理論為基礎，制訂了設計的一般模式，倡導設計工作應具備條理性。德國工程師協會在這一設計思想的基礎上，制訂出標準VDI2221技術系統(tǒng)和產品的開發(fā)設計方法。 1. 將用戶需求作為產品功能特征構思、結構設計和零件設計、工藝規(guī)劃、作業(yè)控制等的基礎，從產品開發(fā)的宏觀過程出發(fā)，利用質量功能布置方法，系統(tǒng)地將用戶需求信息合理而有效地轉換為產品開發(fā)各階段的技術目標和作業(yè)控制規(guī)程的方法。 2. 將產品看作有機體層次上的生命系統(tǒng)，并借助于生命系統(tǒng)理論，把產品的設計過程劃分成功能需求層次、實現功能要求的概念層次和產品的具體設計層次。同時采用了生命系統(tǒng)圖符抽象地表達產品的功能要求，形成產品功能系統(tǒng)結構。 3. 將機械設計中系統(tǒng)科學的應用歸納為兩個基本問題：一是把要設計的產品作為一個系統(tǒng)處理，最佳地確定其組成部分（單元）及其相互關系；二是將產品設計過程看成一個系統(tǒng)，根據設計目標，正確、合理地確定設計中各個方面的工作和各個不同的設計階段。 由于每個設計者研究問題的角度以及考慮問題的側重點不同，進行方案設計時采用的具體研究方法亦存在差異。下面介紹一些具有代表性的系統(tǒng)化設計方法。 4. 設計元素法 用五個設計元素（功能、效應、效應載體、形狀元素和表面參數）描述“產品解”，認為一個產品的五個設計元素值確定之后，產品的所有特征和特征值即已確定。我國亦有設計學者采用了類似方法描述產品的原理解。 5. 圖形建模法 研制的“設計分析和引導系統(tǒng)”KALEIT，用層次清楚的圖形描述出產品的功能結構及其相關的抽象信息，實現了系統(tǒng)結構、功能關系的圖形化建模，以及功能層之間的聯接。 將設計劃分成輔助方法和信息交換兩個方面，利用Nijssen信息分析方法可以采用圖形符號、具有內容豐富的語義模型結構、可以描述集成條件、可以劃分約束類型、可以實現關系間的任意結合等特點，將設計方法解與信息技術進行集成，實現了設計過程中不同抽象層間信息關系的圖形化建模。 6. “構思”—“設計”法 將產品的方案設計分成“構思”和“設計”兩個階段?！皹嬎肌彪A段的任務是尋求、選擇和組合滿足設計任務要求的原理解?！霸O計”階段的工作則是具體實現構思階段的原理解。 將方案的“構思”具體描述為：根據合適的功能結構，尋求滿足設計任務要求的原理解。即功能結構中的分功能由“結構元素”實現，并將“結構元素”間的物理聯接定義為“功能載體”，“功能載體”和“結構元素”間的相互作用又形成了功能示意圖(機械運動簡圖)。方案的“設計”是根據功能示意圖，先定性地描述所有的“功能載體”和“結構元素”，再定量地描述所有“結構元素”和聯接件(“功能載體”)的形狀及位置，得到結構示意圖。Roper，H.利用圖論理論，借助于由他定義的“總設計單元(GE)”、“結構元素(KE)”、“功能結構元素(FKE)”、“聯接結構元素(VKE)”、“結構零件(KT)”、“結構元素零件(KET)”等概念，以及描述結構元素尺寸、位置和傳動參數間相互關系的若干種簡圖，把設計專家憑直覺設計的方法做了形式化的描述，形成了有效地應用現有知識的方法，并將其應用于“構思”和“設計”階段。 7. 鍵合圖法 將組成系統(tǒng)元件的功能分成產生能量、消耗能量、轉變能量形式、傳遞能量等各種類型，并借用鍵合圖表達元件的功能解，希望將基于功能的模型與鍵合圖結合，實現功能結構的自動生成和功能結構與鍵合圖之間的自動轉換，尋求由鍵合圖產生多個設計方案的方法。 提倡在產品功能分析的基礎上，將產品分解成具有某種功能的一個或幾個模塊化的基本結構，通過選擇和組合這些模塊化基本結構組建成不同的產品。這些基本結構可以是零件、部件，甚至是一個系統(tǒng)。 本結構應該具有標準化的接口(聯接和配合部)，并且是系列化、通用化、集成化、層次化、靈便化、經濟化，具有互換性、相容性和相關性。我國結合軟件構件技術和CAD技術，將變形設計與組合設計相結合，根據分級模塊化原理，將加工中心機床由大到小分為產品級、部件級、組件級和元件級，并利用專家知識和CAD技術將它們組合成不同品種、不同規(guī)格的功能模塊，再由這些功能模塊組合成不同的加工中心總體方案。 以設計為目錄作為選擇變異機械結構的工具，提出將設計的解元素進行完整的、結構化的編排，形成解集設計目錄。并在解集設計目錄中列出評論每一個解的附加信息，非常有利于設計工程師選擇解元素。 網絡技術的蓬勃發(fā)展，異地協同設計與制造，以及從用戶對產品的功能需求→設計→加工→裝配→成品這一并行工程的實現成為可能。但是，達到這些目標的重要前提條件之一，就是實現產品方案設計效果的三維可視化。為此，不僅三維圖形軟件、智能化設計軟件愈來愈多地應用于產品的方案設計中，虛擬現實技術以及多媒體、超媒體工具也在產品的方案設計中初露鋒芒。目前，德國等發(fā)達國家正著力于研究超媒體技術、產品數據交換標準STEP，以及標準虛擬現實造型語言上基于虛擬環(huán)境的標準交換格式)在產品設計中的應用。 機械產品的方案設計正朝著計算機輔助實現、智能化設計和滿足異地協同設計制造需求的方向邁進，由于產品方案設計計算機實現方法的研究起步較晚，目前還沒有成熟的、能夠達到上述目標的方案設計工具軟件。作者認為，綜合運用文中四種類型設計方法是達到這一目標有效途徑。雖然這些方法的綜合運用涉及的領域較多，不僅與機械設計的領域知識有關，而且還涉及到系統(tǒng)工程理論、人工智能理論、計算機軟硬件工程、網絡技術等各方面的領域知識，但仍然是產品方案設計必須努力的方向。國外在這方面的研究已初見成效，我國設計學者也已意識到CAD技術與國際交流合作的重要性，及其應當采取的措施。 基于產品特征知識設計方法的主要特點是：用計算機能夠識別的語言描述產品的特征及其設計領域專家的知識和經驗，建立相應的知識庫及推理機，再利用已存儲的領域知識和建立的推理機制實現計算機輔助產品的方案設計。 機械系統(tǒng)的方案設計主要是依據產品所具有的特征，以及設計領域專家的知識和經驗進行推量和決策，完成機構的型、數綜合。欲實現這一階段的計算機輔助設計，必須研究知識的自動獲取、表達、集成、協調、管理和使用。為此，國內外設計學者針對機械系統(tǒng)方案設計知識的自動化處理做了大量的研究工作，采用的方法可歸納為下述幾種。 貨車總體設計me=1500kg,vamax=100km/h,fr=0.02 目錄 1. 汽車形式的選擇 1 1.1汽車質量參數的確定 1 1.1.1汽車載人數和裝載質量 1 1.1.2整車整備質量mo確定 1 1.1.3汽車總質量ma 1 1.2汽車輪胎的選擇 2 1.3駕駛室布置 3 1.4驅動形式的選擇 3 1.5軸數的選擇 4 1.6貨車布置形式 4 1.7外廓尺寸的確定 4 1.8軸距L的確定 4 1.9前輪距B1和后輪距B2 5 1.10前懸LF和后懸LR 5 1.11貨車車頭長度 5 1.12貨車車箱尺寸 5 2. 汽車發(fā)動機的選擇 6 2.1發(fā)動機最大功率 6 2.2發(fā)動機的最大轉矩及其相應轉速 7 2.3選擇發(fā)動機 7 3. 傳動比的計算和選擇 9 3.1驅動橋主減速器傳動比的選擇 10 3.2變速器傳動比的選擇 10 3.2.1變速器頭檔傳動比的選擇 10 3.2.2變速器的選擇 11 4. 軸荷分配及質心位置的計算 12 4.1軸荷分配及質心位置的計算 12 5. 動力性能計算 17 5.1驅動平衡計算 17 5.1.1驅動力計算 17 5.1.2行駛阻力計算 17 5.1.3汽車行駛平衡圖 18 5.2動力特性計算 19 5.2.1動力因數D的計算 19 5.2.2行駛阻力與速度關系 19 5.2.3動力特性圖 20 5.2.4汽車爬坡度計算 20 5.2.5加速度倒數曲線 21 5.3功率平衡計算 23 5.3.1汽車行駛時，發(fā)動機能夠發(fā)出的功率 23 5.3.2汽車行駛時，所需發(fā)動機功率 23 5.3.3功率平衡圖 24 6. 汽車燃油經濟性計算 25 7. 汽車不翻倒條件計算 27 7.1汽車滿載不縱向翻倒的校核 27 7.2汽車滿載不橫向翻倒的校核 27 7.3汽車的最小轉彎直徑 27 總 結 29 參考文獻 30 附錄 31 參考車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)基本參數 31 摘要 根據本次課程設計的任務，完成了任務書上所要求的某貨車的總體設計。 本篇說明書說明了貨車設計的總體過程，本次課程設計為載重量1.5噸的輕型貨車的設計，首先對汽車的形式進行了確定，其中包括汽車外尺寸的設計，質量參數的確定，輪胎，軸數，驅動形式以及布置形式的選擇。其次，以汽車的最高車速和總質量選擇了汽車的發(fā)動機。查資料確定了汽車的整體結構，包括車身，車廂，車頭的選擇。細節(jié)有輪距，軸距的確定等。在確定了發(fā)動機之后，計算了車的傳動比，選擇了變速器，計算了汽車的動力特性，包括了驅動力與阻力的平衡，動力因數，加速度，加速時間的確定。然后計算了汽車的燃油經濟性問題。最后計算了汽車的穩(wěn)定情況，保證了汽車可以安全的上路行使，完成了汽車的設計。 關鍵詞：總體設計，軸荷分配，動力性，燃油經濟性 1 第1章 汽車形式的選擇 1.1汽車質量參數的確定 汽車質量參數包括整車整備質量、載客量、裝載質量、質量系數、汽車總質量、載荷分配等。 1.1.1汽車載人數和裝載質量 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。 汽車載客量：3人 汽車的載重量：me=1500kg 1.1.2整車整備質量mo確定 整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具，備胎等），加滿燃料、水、但沒有裝貨和載人時的整車質量。 質量系數ηmo是指汽車載質量與整車整備質量的比值，ηmo= m0me/m0。根據表1.1 表1.1 貨車質量系數ηmo 總質量ma/t ηmo 貨車 1.8＜ma≤6.0 0.8～1.1 6.0＜ma≤14.0 1.20～1.35 ma≥14.0 1.30～1.70 本車型為輕型貨車，1.8＜ma≤6.0，故取ηmo=0.8 根據公式ηmo= me/m0 ；mo= me/ηmo=1500/0.8=1875kg 1.1.3汽車總質量ma 汽車總質量ma是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。 ma= mo+ me+3×65kg （1.1） 式中：ma——汽車總質量，kg； mo ——整車整備質量，kg； me——汽車載質量，kg； 根據公式（2.1）可得： ma= mo+ me+3×65kg=1500+1875+3×65=3570kg 汽車總質量：3570kg 1.2汽車輪胎的選擇 表1.2 各類汽車軸荷分配 滿 載 空 載 前 軸 后 軸 前 軸 后 軸 商 用 貨 車 4×2后輪單胎 32%～40% 60%～68% 50%～59% 41%～50% 4×2后輪雙胎，長、端頭式 25%～27% 73%～75% 44%～49% 51%～56% 4×2后輪雙胎，平頭式 30%～35% 65%～70% 48%～54% 46%～52% 6×2后輪雙胎 19%～25% 75%～81% 31%～37% 63%～69% 根據表1.2，本車型為4×2后輪雙輪胎，平頭式，故暫定前軸占32%，后軸占68%，則： 前輪單側： 后輪單側： 其中為輪胎所承受重量， 。 根據GB9744一1997可選擇輪胎如表1.3表1.4所示 表1.3 輕型載重普通斷面斷面斜交線線輪胎氣壓與負荷對應表 負荷，kg 氣壓 kPa 輪胎規(guī)格 250 280 320 350 390 420 460 490 530 560 6.00-14LT S 500 540 580 [6] 620 655 685 [8] - - - - 根據，選擇輪胎型號6.00-14LT，氣壓：390kPa，層級：8 表1.4 輕型載重普通斷面斜交線輪胎 輪 胎 規(guī) 格 基本參數 主 要 尺 寸，mm 允 許 使 用 輪 輞 層 級 標 準 輪 輞 新 胎 充 氣 后 輪胎最大只用尺寸 雙胎最小中心距 斷面寬度 外直徑 負荷下靜半徑 斷 面 寬 度 外 直 徑 公路花紋 越野花紋 6.00-14LT 6,8 4.5J 170 680 - 324 184 707 196 4J 5J 1.3駕駛室布置 載貨車駕駛室一般有長頭式、短頭式、平頭式三種。 平頭式貨車的主要優(yōu)點是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能良好，汽車整備質量小，駕駛員視野得到明顯的改善，平頭汽車的面積利用率高。 短頭式貨車最小轉彎半徑、機動性能不如平頭式貨車，駕駛員視野也不如平頭式貨車好，但與長頭式貨車比較，還是得到改善，動力總成操作機構簡單，發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛員的影響與平頭貨車比較得到很大改善，但不如長頭式貨車 長頭式貨車的主要優(yōu)點是發(fā)動機及其附件的接觸性好，便于檢修工作，離合器、變速器等操縱穩(wěn)定機構簡單，易于布置，主要缺點是機動性能不好，汽車整備質量大，駕駛員的視野不如短頭式貨車，更不如平頭式貨車好，面積利用率低。 綜上各貨車的優(yōu)缺點，本車選用平頭式，該布置形式視野較好，汽車的面積利用較高，在各種等級的載重車上得到廣泛采用 1.4驅動形式的選擇 汽車的驅動形式有很多種。汽車的用途，總質量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅動形式的主要因素。本車采用普通商用車多采用結構簡單、制造成本低的42后雙胎的驅動形式。 1.5軸數的選擇 汽車的總質量和道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結構等對汽車的軸數有很大的影響?？傎|量小于19噸的商用車一般采用結構簡單、成本低廉的兩軸方法,當汽車的總質量不超過32t時，一般采用三軸；當汽車的總質量超過32t時，一般采用四軸。故本車軸數定為兩軸。 1.6貨車布置形式 汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋和車身的相互關系和布置而言。汽車的使用性能取決于整車和各總成。其布置的形式也對使用性能也有很重要的影響。 本車為平頭貨車，發(fā)動機前置后橋驅動。 1.7外廓尺寸的確定 GB1589—1989汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車、整體式客車總長不應超過12m，不包括后視鏡，汽車寬不超過2.25m；空載頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；根據課設要求，并參考同類車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，本車的外廓尺寸如下：5995×2180×2700（mm× mm×mm）。 1.8軸距L的確定 軸距L對整車質量、汽車總長、汽車最小轉彎半徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。考慮本車設計要求和表3-1推薦，根據汽車總質量3570kg，并參考同類車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)，軸距L選為3360mm。 表3.1各型汽車的軸距和輪距 類別 軸距/mm 輪距/mm 4×2貨車 1.8～6.0 2300～3600 1300～1650 6.0～14.0 3600～5500 1700～2000 1.9前輪距B1和后輪距B2 在選定前輪距B1范圍內，應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動空間間隙。在確定后輪距B2時，應考慮車架兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應留有必要的間隙。根據表3-1，并參考同類車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，前輪距B1=1650mm　后輪距B2=1568mm。 1.10前懸LF和后懸LR 前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長度、下車和上車的方便性以及汽車造型等均有影響。初選的前懸尺寸，應當在保證能布置總成、部件的同時盡可能短些。后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨廂長度、汽車造型等有影響，并決定于軸距和軸荷分配的要求。總質量在1.8～14.0t的貨車后懸一般在1200～2200mm之間參考同類車型江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，并根據本車結構特點確定前懸LF：1090mm 后懸LR1545mm。 1.11貨車車頭長度 貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。參考江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，本車車頭長1500mm 1.12貨車車箱尺寸 參考江鈴 凱銳800 120馬力 廂式輕卡(JX5047XXYXG2)輕卡，考慮本車設計要求，確定本車車箱尺寸：4080mm×2180mm×380mm。 第2章 汽車發(fā)動機的選擇 2.1發(fā)動機最大功率 當發(fā)動機的最大功率和相應的轉速確定后，則發(fā)動機最大轉矩和相應轉速可隨之確定，其值由下面公式計算： （2.1） 式中：——最大功率，kw； ——傳動效率，取0.9； ——重力加速度，取9.8m/s2； ——滾動阻力系數，取0.02； ——空氣阻力系數，取0.8； ——汽車正面迎風面積，，其中為前輪距（見第三章），為汽車總高（見第三章） ； =2.7×1.65=4.46m2； ——汽車總重,kg； ——汽車最高車速,km/h。 根據公式（2.1）可得： = 考慮汽車其它附件的消耗，可以在再此功率的基礎上增加12％～20％即在82.5 ～88.6kw選擇發(fā)動機。 2.2發(fā)動機的最大轉矩及其相應轉速 當發(fā)動機的最大功率和相應的轉速確定后，則發(fā)動機最大轉矩和相應轉速可隨之確定，其值由下面公式計算： α （2.2） 式中：α——轉矩適應系數，一般去1.1～1.3，取1.1 ——最大功率時轉矩，N?m ——最大功率，kw ——最大功率時轉速，r/min ——最大轉矩，N?m 其中，/在1.4～2.0之間取。這里取1.8 根據公式（2.2） =/1.8=2800/1.8=1555r/min 2.3選擇發(fā)動機 根據上述功率及發(fā)動機的最大轉矩，選定CY4102BZLQ-A： 表2-1 CY4D43TI主要技術參數 CY4102BZLQ-A增壓中冷型主要技術參數 ? 型??? 號： CY4D43TI增壓中冷型 ? 形??? 式： 立式直列、水冷、四沖程、增壓中冷 ? 氣 缸 數： ??4—102×118 ? 工作容積： 3.856 ? 燃燒室形式： 直噴圓形型縮口燃燒室 ? 壓 縮 比： 17:1 ? 額定功率/轉速： 88/2800 ? 最大扭矩/轉速： 343/1400-1800 ? 標定工況燃燒消耗率： ? ? 全負荷最低燃油消耗率： ?220 ? 最高空載轉速： ?3100 ? 怠速穩(wěn)定轉速： 750 ? 機油消耗率： ?0.6 ? 工作順序： ?1-3-4-2 ? 噪聲限制： ?114 ? 煙??? 度： 0.6 ? 排放標準： ?達歐洲II號標準 ? 整機凈質量： ?340 ? 外形參考尺寸： 963.1×693×820.8 發(fā)動機外特性曲線如圖 2.1所示： 圖2.1 發(fā)動機外特性曲線 第3章 傳動比的計算和選擇 3.1驅動橋主減速器傳動比的選擇 在選擇驅動橋主減速器傳動比時，首先可根據汽車的最高車速、發(fā)動機參數、車輪參數來確定，其值可按下式計算： （3.1） 式中：——汽車最高車速，km/h； ——最高車速時發(fā)動機的轉速，一般=（0.9～1.1），其中為發(fā)動機最大功率時對應的轉速，r/min； 這里取為1，則 =1×=1×2800=2800 r/min ——車輪半徑，0.324m。 取=0.855； 根據公式（3.1）可得： 3.2變速器傳動比的選擇 3.2.1變速器頭檔傳動比的選擇 （1）在確定變速器頭檔傳動比時，需考慮驅動條件和附著條件。 為了滿足驅動條件，其值應符合下式要求： 式中：——汽車的最大爬坡度，初選為16.7o。 為了滿足附著條件，其大小應符合下式規(guī)定： 式中：——驅動車輪所承受的質量，kg；由于第一章中后軸軸荷分配暫定為68%，故=3570×68%=2427.6kg ——附著系數。0.7-0.8之間，取=0.8。 （2）各擋傳動比確定： 由于在2.82～4.99取=3.75，且=0.855 3.2.2變速器的選擇 實際上，對于擋位較少的變速器，各擋傳動比之間的比值常常并不正好相等，即并不是正好按等比數級來分配傳動比的，這主要是考慮到各擋利用率差別很大的緣故，汽車主要用較高擋位行駛的，中型貨車5擋位變速器中的1、2、3、4、5五個擋位的總利用率僅為10%到15%，所以較高擋位相鄰兩個擋見的傳動比的間隔應小些，特別是最高擋與次高擋之間更應小些。 參考《中國汽車零配件大全》,選取變速箱，型號為MSG5E，確定各檔傳動比如下表3.1 表3.1 MSG5E參數 品牌 系列 型號 重量 (KG) 1-5 傳動比 倒檔 中心距A 江鈴 TFR54 MSG5E 32 1檔：3.75 2檔：2.17 3檔：1.418 4檔：1 5檔：0.855 3.72 69.5 mm 第4章 軸荷分配及質心位置的計算 4.1軸荷分配及質心位置的計算 根據力矩平衡原理，按下列公式計算汽車各軸的負荷和汽車的質心位置： g1l1+g2l2+g3l3+…=G2L g1h1+g2h2+g3 h2+…=Ghg g1+g2+g3+…=G （4.1） G1+G2=G G1L=Gb G2L=Ga 式中：g1 、g2、 g3—— 各總成質量，kg； l1 、l2 、l3—— 各總成質心到前軸距離，mm； h1、 h2 、h2、—— 各總成質心到地面距離，mm； G1—— 前軸負荷，kg； G2—— 后軸負荷，kg； L—— 汽車軸距，mm； a——汽車質心距前軸距離，mm； b——汽車質心距后軸距離，mm； hg———汽車質心到地面距離，mm。 質心確定如表 4.1所示 表4.1 各部件質心位置 主要部件 部件質量 kg 空載質心坐標 滿載質心坐標 空g* l 空g*h 滿g* l 滿g*h l y h l y h G發(fā)動機 340 -100 700 550 -100 700 500 -16875 92812.5 -16875 84375 G離合器 17.85 250 690 550 250 690 500 1171.875 2578.125 1171.875 2343.75 變速器及離合器殼 60 600 710 470 600 710 420 16875 13218.75 16875 11812.5 萬向節(jié)傳動軸 53.55 1850 700 400 1850 700 350 27750 6000 27750 5250 后軸，后軸制動器 428.4 2515 700 324 2515 700 274 306515.6 39487.5 306515.6 33393.75 后懸架及減震 214.2 2415 700 500 2415 700 450 135843.8 28125 135843.8 25312.5 前懸架及減震器 71.4 100 700 500 100 700 450 -1875 9375 -1875 8437.5 前軸，前制動輪轂轉向梯形 214.2 100 700 324 100 700 274 -5156.25 16706.25 -5156.25 14128.13 車輪，前輪胎總成 71.4 0 700 324 0 700 274 0 15187.5 0 12843.75 車輪，后輪胎總成 214.2 3360 700 324 2515 700 274 294726.6 37968.75 294726.6 32109.38 車架及支架，拖鉤 214.2 1300 700 600 1300 700 550 134062.5 61875 134062.5 56718.75 轉向器 428.4 600 300 900 600 300 850 -5062.5 7593.75 -5062.5 7171.875 手制動器 327 0 650 920 0 650 870 0 5175 0 4893.75 制動驅動機構 35.7 600 250 500 600 250 450 -2250 1875 -2250 1687.5 油箱及油管 21.42 1200 100 500 1200 100 450 10125 4218.75 10125 3796.875 消音器，排氣管 17.85 1500 1000 300 1500 1000 250 4218.75 843.75 4218.75 703.125 蓄電池組 28.56 800 500 500 800 500 450 12000 7500 12000 6750 儀表及其固定零件 10.71 500 500 800 500 500 750 -937.5 1500 -937.5 1406.25 車箱總成 71.4 2250 700 790 2250 700 740 210937.5 74062.5 210937.5 69375 駕駛室 7.14 300 700 900 300 700 850 -8437.5 25312.5 -8437.5 23906.25 前擋泥板 17.85 400 0 380 400 0 330 7500 7125 7500 6187.5 后擋泥板 17.85 2915 0 380 2915 0 330 54656.25 7125 54656.25 6187.5 人 195 0 　 0 300 500 950 0 0 58500 185250 貨物 1500 0 　 0 2200 700 800 0 0 1650000 600000 整體 3570 7317072 2283372 ⑴.水平靜止時的軸荷分配及質心位置計算 根據表4.1所求數據和公式（4.1）可求 滿載： G2=kg G1=3570-2177.7=1392.3kg mm mm 前軸荷分配：=32％ 后軸荷分配：=68％ mm 空載： kg =1875-935.02=939.98kg 前軸荷分配: ％ 后軸荷分配：％ mm 根據下表得知以上計算符合要求 表4.2各類汽車的軸荷分配 滿 載 空 載 前 軸 后 軸 前 軸 后 軸 商 用 貨 車 4×2后輪單胎 32%～40% 60%～68% 50%～59% 41%～50% 4×2后輪雙胎，長、端頭式 25%～27% 73%～75% 44%～49% 51%～56% 4×2后輪雙胎，平頭式 30%～35% 65%～70% 48%～54% 46%～52% 6×2后輪雙胎 19%～25% 75%～81% 31%～37% 63%～69% a.水平路面上汽車慢在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式計算： （4.2） 式中：——行駛時前軸最大負荷，kg； ——行駛時候軸最大負荷，kg; ——附著系數，在干燥的瀝青或混凝土路面上，該值為0.7～0.8。 令， 式中：——行駛時前軸軸荷轉移系數，0.7-0.9； ——行駛時后軸軸荷轉移系數，1.1-1.2。 根據式（2.2）可得: kg kg 滿足要求 b.汽車滿載制動時各軸的最大負荷按下式計算： （4.3） 式中：——制動時的前軸負荷，kg； ——制動時的后軸負荷，kg； 令， 式中： ——制動時前軸軸荷轉移系數，1.4-1.6； ——制動時后軸軸荷轉移系數，0.4-0.7。 根據式（2.3）可得： kg kg 第5章 動力性能計算 5.1驅動平衡計算 5.1.1驅動力計算 汽車的驅動力按下式計算： （5.1） 式中：——驅動力，N； ——發(fā)動機轉矩，N*m； ——車速，km/h。 5.1.2行駛阻力計算 汽車行駛時，需要克服的行駛阻力為： = 式中：——道路的坡路，度，平路上時，其值為0o； ——行駛加速度，m/s2,等速行駛時，其值為0； = (5.2) 根據公式（5.1）及（5.2）可計算出各檔位汽車行駛時，驅動力，車速， 需要克服的行駛阻力，如表 5.1 表5.2 所示： 表5.1各檔驅動力，速度 T(N*m) 300 360 385 385 382 380 370 365 360 350 N(r/min) 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 一 檔 Ft1（N） 12500.00 15000.00 16041.67 16041.67 15916.67 15833.33 15416.67 15208.33 15000.00 14583.33 V1(km/h) 10.59 11.40 13.03 14.66 16.29 17.92 19.54 20.36 21.17 22.80 二 檔 Ft2（N） 7233.33 8680.00 9282.78 9282.78 9210.44 9162.22 8921.11 8800.56 8680.00 8438.89 V2(km/h) 18.29 19.70 22.52 25.33 28.14 30.96 33.77 35.18 36.59 39.40 三 檔 Ft3（N） 4726.67 5672.00 6065.89 6065.89 6018.62 5987.11 5829.56 5750.78 5672.00 5514.44 V3(km/h) 28.00 30.15 34.46 38.76 43.07 47.38 51.68 53.84 55.99 60.30 四 檔 Ft4（N） 3333.33 4000.00 4277.78 4277.78 4244.44 4222.22 4111.11 4055.56 4000.00 3888.89 V4(km/h) 39.70 42.75 48.86 54.97 61.07 67.18 73.29 76.34 79.40 85.50 五 檔 Ft5（N） 2850.00 3420.00 3657.50 3657.50 3629.00 3610.00 3515.00 3467.50 3420.00 3325.00 V5(km/h) 46.43 50.00 57.15 64.29 71.43 78.57 85.72 89.29 92.86 100.00 Va 10.00 20.00 30.00 40.00 50.00 60.00 70.00 80.00 90.00 100.00 F阻 716.59 767.20 851.55 969.64 1121.47 1307.04 1526.35 1779.40 2066.19 2386.72 表5.2 行駛阻力 5.1.3汽車驅動力-行駛阻力平衡圖 根據表5.1可繪出驅動力-行駛阻力平衡圖 5.1 驅動力-行駛阻力平衡圖 從圖5.1上可以清楚的看出不同車速時驅動力和行駛阻力之間的關系。汽車以最高擋行駛時的最高車速，可以直接在圖5.1上找到。顯然，Ft5 曲線與Ff﹢Fw曲線的交點便是uamax。因為此時驅動力和行駛阻力相等，汽車處于穩(wěn)定的平衡狀態(tài)。圖5.1中最高車速為100km/h，滿足設計要求。 5.2動力特性計算 5.2.1動力因數D的計算 汽車的動力因數按下式計算： （5.3） 5.2.2行駛阻力與速度關系 0.0076+0.000056 （5.4） 根據式（5.3）及式（5.4）得汽車各檔行駛動力因數，如表 5.3所示： 表5.3各檔速度與動力因素 T(N*m) 300 360 385 385 382 380 370 365 360 350 N(r/min) 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 一 檔 Va1(km/h) 10.59 11.40 13.03 14.66 16.29 17.92 19.54 20.36 21.17 22.80 D1 0.35 0.42 0.45 0.45 0.44 0.44 0.43 0.42 0.42 0.41 二 檔 Va2(km/h) 18.29 19.70 22.52 25.33 28.14 30.96 33.77 35.18 36.59 39.40 D2 0.20 0.24 0.26 0.26 0.25 0.25 0.24 0.24 0.24 0.23 三 檔 Va3(km/h) 28.00 30.15 34.46 38.76 43.07 47.38 51.68 53.84 55.99 60.30 D3 0.13 0.15 0.16 0.16 0.16 0.16 0.15 0.15 0.14 0.14 四 檔 Va4(km/h) 39.70 42.75 48.86 54.97 61.07 67.18 73.29 76.34 79.40 85.50 D4 0.09 0.10 0.11 0.11 0.10 0.10 0.09 0.09 0.08 0.07 五 檔 Va5(km/h) 46.43 50.00 57.15 64.29 71.43 78.57 85.72 89.29 92.86 100.00 D5 0.07 0.08 0.09 0.08 0.08 0.07 0.06 0.06 0.06 0.05 表5.4 速度與滾動阻力系數的關系 Va(km/h) 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 f 0.00816 0.00872 0.00928 0.00984 0.0104 0.01096 0.01152 0.01208 0.01264 0.0132 5.2.3動力特性圖 利用表5.3做出動力特性圖 圖5.2 動力特性圖 汽車在各擋下的動力因數與車速的關系曲線稱為動力特性曲線。在動力特性圖上作滾動阻力系數曲線f-ua，顯然線與直接擋D- ua曲線的交點即為汽車的最高車速。 5.2.4汽車爬坡度計算 汽車的上坡能力是用滿載時汽車在良好路面上的最大爬坡度imax表示的。最大爬坡度是指I擋最大爬坡度。 = （5.5） 式中：——汽車頭檔動力因數。 由式（5.7）可得： ==0.87 最大爬坡度為：87%>30% 滿足條件。 5.2.5加速度倒數曲線 由汽車行駛方程得： （5.6） ——回轉質量換算系數，其值可按下式估算： （5.7） 式中：=0.03～0.05，取0.04； ～0.06，取0.05； ——變速器各檔位時的傳動比。 公式（5.7）可得各檔δ值： 表5.4各檔回轉質量換算系數 ig 3.75 2.17 1.418 1 0.855 δ 1.74 1.28 1.14 1.09 1.08 由此可得各檔汽車行駛時各檔加速度及加速度倒數，如表 5.5所示： 表5.5各檔速度、加速度與加速度倒數 T(N*m) 300 360 385 385 382 380 370 365 360 350 N(r/min) 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 一 檔 Va1(km/h) 10.59 11.40 13.03 14.66 16.29 17.92 19.54 20.36 21.17 22.80 1/a 0.53 0.44 0.41 0.41 0.41 0.41 0.42 0.43 0.44 0.45 二 檔 Va2(km/h) 18.29 19.70 22.52 25.33 28.14 30.96 33.77 35.18 36.59 39.40 1/a 0.71 0.58 0.54 0.54 0.55 0.55 0.57 0.58 0.59 0.61 三 檔 Va3(km/h) 28.00 30.15 34.46 38.76 43.07 47.38 51.68 53.84 55.99 60.30 1/a 1.04 0.84 0.79 0.80 0.81 0.83 0.87 0.89 0.92 0.97 四 檔 Va4(km/h) 39.70 42.75 48.86 54.97 61.07 67.18 73.29 76.34 79.40 85.50 1/a 1.64 1.30 1.23 1.27 1.33 1.41 1.55 1.64 1.74 1.99 五 檔 Va5(km/h) 46.43 50.00 57.15 64.29 71.43 78.57 85.72 89.29 92.86 100.00 1/a 2.16 1.68 1.60 1.71 1.86 2.06 2.45 2.71 3.05 4.11 由表5.5 可繪出加速度倒數曲線： 圖5.4 加速度倒數曲線 5.3.1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)動機使用外特性的功率值。 根據求出發(fā)動機功率如表 5.6所示： T(N*m) 300 360 385 385 382 380 370 365 360 350 N(r/min) 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 一 檔 v1(km/h) 10.59 11.40 13.03 14.66 16.29 17.92 19.54 20.36 21.17 22.80 P1(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 二 檔 v2(km/h) 18.29 19.70 22.52 25.33 28.14 30.96 33.77 35.18 36.59 39.40 P2(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 三 檔 v3(km/h) 28.00 30.15 34.46 38.76 43.07 47.38 51.68 53.84 55.99 60.30 P3(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 四 檔 v4(km/h) 39.70 42.75 48.86 54.97 61.07 67.18 73.29 76.34 79.40 85.50 P4(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 五 檔 V5(km/h) 46.43 50.00 57.15 64.29 71.43 78.57 85.72 89.29 92.86 100.00 P5(kw) 40.84 52.77 64.50 72.57 80.00 87.54 92.98 95.55 98.01 102.62 表5.6發(fā)動機發(fā)出功率與速度關系 5.3.2汽車行駛時，所需發(fā)動機功率 汽車行駛時，所需發(fā)動機功率即為克服行駛阻力所需發(fā)動機功率，其值按下式計算： （5.8） 當汽車在平路上等速行駛時，其值為 （5.9） 由公式（5.9）得汽車在平路上等速行駛時所需發(fā)動機功率 現將數據統(tǒng)計為下表 表5.7阻力功率 Va(km/h) 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 Pe(kw) 1.79 3.84 6.39 9.70 14.02 19.61 26.71 35.59 46.49 59.67 5.3.3功率平衡圖 作發(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)動機功率曲縣，即得到汽車的功率平衡圖 圖5.4 功率平衡圖 在不同檔位時，功率大小不變，只是各擋發(fā)動機功率曲線所對應的車速位置不同，且低擋時車速低，所占速度變化區(qū)域窄，高檔時車速高，所占變化區(qū)域寬。Pf在低速范圍內為一條斜直線，在高速時由于滾動阻力系數隨車速而增大，所以Pf隨ua以更快的速率加大；Pw則是車度ua函數。二者疊加后，阻力功率曲線是一條斜率越來越大的曲線。 第6章 汽車燃油經濟性計算 在總體設計時，通常主要是對汽車穩(wěn)定行駛時的燃油經濟性進行計算，其計算公式： （6.1） 式中：——汽車穩(wěn)定行駛時所需發(fā)動機功率，kw； ——發(fā)動機的燃油消耗率，g/(kw.h),其值由發(fā)動機萬有特性得到； ——燃油重度，N/L,柴油為7.94～8.13，其值取8.00； ——汽車單位行程燃油消耗量，L/100km； ——最高擋車速。 根據計算公式（6.1）列出燃油消耗率，見下表 表6.1燃油消耗 Va (km/h) 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 N （r/min） 1300 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2500 2600 2800 Pe(kw) 1.79 3.84 6.39 9.70 14.02 19.61 26.71 35.59 46.49 59.67 Ge( 215 210 205 205 200 210 215 220 220 230 Q(L) 4.72 4.94 5.35 6.09 6.87 8.41 10.05 11.99 13.93 16.82 根據表6.1做出燃油消耗圖 圖6.2 等速百公里油耗 第7章 汽車不翻倒條件計算 7.1汽車滿載不縱向翻倒的校核 > (7.1) 式中：b——汽車質心距后軸距離，m； hg——汽車質心到地面距離，m； >=>=0.8 經計算符合條件 7.2汽車滿載不橫向翻倒的校核 汽車的側傾角在初次達到穩(wěn)態(tài)值之后有一個超調量，說明汽車在比準靜態(tài)下更小的側向加速度時，內側車輪就可能離開地面，即汽車的瞬態(tài)側傾閥值比準靜態(tài)時的小。對于轎車和多用途車輛，階躍轉向時的側傾閥值比/(2)低約30%，而貨車則低約50%。 （7.2） 式中：B——汽車輪距，m； hg——汽車質心到地面距離，m； 經計算符合條件 7.3汽車的最小轉彎直徑 汽車的最小轉彎半徑公式： =2 （7.3） 式中： 為汽車內輪的最大轉角，這里取最大值45° 代入相關數據，L=3360mm B=1650mm 計算得： ==12.06m 影響汽車最小轉彎直徑的因素有兩類，即與汽車本身有關的因素和法規(guī)及使用條件對最小轉彎直徑的限定。前者包括汽車轉向輪最大轉角、汽車軸距、輪距以及轉向輪數(如全輪轉向)等對汽車最小轉彎直徑均有影響，除此之外，有關的國家法規(guī)規(guī)定和汽車的使用道路條件對最小轉彎直徑的確定也是重要的影響因素。轉向輪最大轉角越大，軸距越短，輪距越小和參與轉向的車輪數越多時，汽車的最小轉彎直徑越小，表明汽車在停車場上調頭和通過彎道半徑較小路段的能力越強。對機動性要求高的汽車，最小轉彎直徑應取小些。GB7258—1997《機動車運行安全技術條件》中規(guī)定：機動車的最小轉彎直徑不得大于24m。 根據表7.1可知本車滿足最小轉彎半徑要求。 表7.1 商用貨車的最小轉彎直徑 車型 級別 Dmin 商 用 貨 車 ma≤1.8 8.0～12.0 1.8＜ma≤6.0 10.0～19.0 6.0＜ma≤14.0 12.0～20.0 ma＞14.0 13.0～21.0 總 結 通過歷時三周的課程設計，讓我進一步理解了貨車的結構與設計過程，根據課程設計的要求，要在這三周設計出汽車的總體構造，汽車的尺寸，性能，還需要用AutoCAD畫出汽車構造的零號圖。這就要求我們熟練使用AutoCAD制圖軟件，能在以后的工作中熟練使用。 經過本次課程設計不僅復習了上學期在實習中所學到的知識，而且對汽車的構造有了更深一步的了解。尤其在使用Excel表格方面有了長足的進步，對這次課設的幫助不小。還鞏固了機械制圖知識，在本次課程設計改變了以往手工制圖的要求，而是要求使用AutoCAD軟件制圖，雖然之前有過接觸這個軟件，但是沒有達到一定的熟練程度，經過這次課設后對軟件有了更深入的了解，這為即將到來的畢業(yè)設計打下了堅實的基礎，并且在這次課設過程中，老師給于我們己大力的支持和耐心的指導，這使我們完成任務要順利得多。在這里我很感謝老師這些天對我們的幫助。 總之，這次課設讓我們做到了溫故而知新，還讓我們在學習知識