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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1 立題的背景及意義
汽車是重要的現(xiàn)代交通運輸工具，汽車工業(yè)已成我國的支柱產業(yè)。汽車工業(yè)的規(guī)模及其產品的質量已成為衡量一個國家技術水平的重要標志之一。
我國汽車工業(yè)今后的發(fā)展方向，著重在于提升行業(yè)的集中度，提升自主品牌的市場地位；通過兼并重組，形成兩至三家產銷規(guī)模超過200萬輛的大型企業(yè)集團，培育四至五家產銷規(guī)模超過100萬輛的汽車企業(yè)集團，產銷規(guī)模占市場份額90%以上的汽車企業(yè)集團數(shù)量由目前的14家減少到10家以內。同時，支持汽車企業(yè)通過兼并重組整合產品資源，開發(fā)新產品，鼓勵汽車企業(yè)聯(lián)合開發(fā)制造；提升自主品牌乘用車國內市場份額至40%以上，其中轎車達到30%，自主品牌汽車出口占銷量的比例約為10%。
汽車總布置設計是新車型開發(fā)的第一道工序，而新車型總體方案的確定是總布置設計的第一步。
首先通過充分準備和綜合分析，選擇一個合理的整車方案，并經過一定的程序將其定下來。方案確定后，進行準確布置和計算，并為各總成下一步開展的工作打好基礎、準備條件、提出要求并與各專業(yè)組協(xié)同完成全部的設計，共同實現(xiàn)整車的總目標。
一種新車型的投產，除產品開發(fā)過程外，還要做大量的生產準備工作，如投入資金設備廠房、人員及制定一整套相關工藝等。這些都是為了保證整車能夠穩(wěn)定的大量的投入生產，并確保其整車性能和質量能被客戶接受，所以整車總體方案和全部設計內容，也直接決定著工廠的投入。因此，總布置工作——方案選擇、布置、和計算，都是非常重要的，而且是不可缺少的。
做好整車設計工作，必須做好以下兩點：第一、要能準確地分析市場形勢、了解客戶的心理狀態(tài)、車輛使用特點，熟悉工廠的生產條件，以便真正確定出合理的整車方案；第二、要有獨立工作的能力。因為方案確定后，實現(xiàn)該方案的所有布置、計算及整車的開發(fā)工作，基本上是由一個人來完成，所以要求設計者工作不應該有任何失誤，否則會造成反工和浪費，甚至失掉搶占市場的機會。因此要求設計者必須具有嚴謹、認真、細致、負責的精神，在整個開發(fā)過程中能協(xié)調和解決各方面問題和矛盾，使設計產品質量達到設計要求。
總布置工作雖然以完成全部圖紙及技術文件資料來標志著階段性的結束，但還應該進行整車裝配圖的校核工作，即利用已完成的全部圖紙或三維數(shù)模進行全面的細致的整車裝置的圖面及運動校核，及時發(fā)現(xiàn)問題、解決問題，使設計中存在的問題消除在試制和試裝車之前。
總布置設計在整車設計開發(fā)過程中，占有非常重要的位置，必須認真做好這項工作。
1.2 國內外研究概況
1.2.1 概況簡述
汽車設計包括整車總體設計、總成設計和零件設計。其中汽車總體設計又稱汽車總布置，它是汽車設計中重要的一環(huán)，它對汽車的設計質量、汽車的性能和產品的生命力有著決定性影響，它不僅貫穿整個設計過程而且為各總成、部件的設計構建框架。總體設計是根據(jù)整車設計總目標明確各種要求的主次關系，協(xié)調統(tǒng)一，形成整車設計方案的過程，傳統(tǒng)設計方法是經驗設計，通過手工查閱國內外類似汽車獲得設計參數(shù)，繪制出總布置圖和總成部件圖，初步得出整車參數(shù)和性能指標。其設計周期長，準確性差，費力又費時。作者李軍求等針對汽車總布置設計的特點，用Visual C++610作為界面設計語言，運用ObjectARX開發(fā)工具Auto CAD2000進行二次開發(fā)，進行了汽車底盤總布置設計。Object ARX 是在ARX基礎上發(fā)展起來的第二代面向對象的C++編程環(huán)境。目前使用的是Object ARX 310 版。Object ARX應用程序具有可封裝性、可繼承性以及多態(tài)性等特點，其開發(fā)的CAD軟件模塊具有性能好、獨立性強、連接簡單、內部功能高效、代碼可重用性強等優(yōu)點，并支持MFC類庫，能簡潔高效地實現(xiàn)許多復雜功能[1]。
由于總體設計中牽涉的變數(shù)多，因此開發(fā)新車型不僅對設計師自身的經驗和能力有較高的要求而且必須用先進的技術輔助設計師合理決策、優(yōu)選參數(shù)、優(yōu)化設計，以應對汽車市場激烈的競爭。隨著計算機技術的不斷應用與發(fā)展和CAD技術在工程機械各領域的不斷滲透，汽車的設計必然要與計算機結合。在國外，用于汽車開發(fā)的CAD/CAE/CAM軟件已日益成熟，并提出了計算機集成制造思想。國內汽車設計人員在利用計算機繪圖及性能計算方面取得了顯著的成績，但在總體設計階段還是利用經驗方法，這不僅影響了設計質量也增加了設計時間。因而總體設計亟待引進先進的計算方法和先進的繪圖軟件。作者黃曉云等針對此種情況，提出了以參數(shù)化繪圖技術和專家系統(tǒng)技術為基礎，結合數(shù)據(jù)庫技術建造了基于參數(shù)化和專家系統(tǒng)技術的汽車總體設計CAD系統(tǒng)。該系統(tǒng)可以以人機交互的方式完成整車方案設計的全過程，最終給出符合設計目標的總布置圖的三維模型，并且作者給出了該系統(tǒng)的總體結構，簡述了設計參數(shù)選擇專家系統(tǒng)模塊的實現(xiàn)方法和功能，詳述了基于UGII，利用其二次開發(fā)工具開發(fā)的各參數(shù)化圖庫的功能和建造方法【2】。
汽車車身的設計是從車身總布置開始的，車身總布置是汽車總布置設計的重要組成部分，而車身總布置是以駕駛員座椅位置的布置為中心進行的。對汽車駕駛員位置進行合理地布置是提高整車適宜性、駕駛乘坐舒適性及安全性的關鍵措施。車身總布置的好壞，在很大程度上決定著車身設計的成敗。只有當駕駛員座椅位置的布置工作完成后，才能進行車身造型，所以駕駛員座椅位置的布置是車身設計的首要環(huán)節(jié)。作者吳濤在實車開發(fā)工作中提出通過UG 等CAD 軟件、模糊綜合評判等方法，對已確定的汽車駕駛員手掌掌心、踵點及H點位置的合理性進行了分析驗證，通過這些點預測了汽車駕駛員的駕駛姿態(tài)。并利用CAD技術，建立了布置汽車駕駛員位置的實用性很強的方法，在實開發(fā)工作中進行了驗證，該方法可大幅度地縮短車身內部布置所需的時間，使整車開發(fā)成本得以降低。布置方法的建立有望為設計單位提供高效的設計手段。并且使以計算機技術為核心的CAD /CAM /CAE一體化產品開發(fā)技術在車身設計領域得到廣泛應用【3】。
汽車視野設計使汽車總布置車身設計中的一個重要環(huán)節(jié)。汽車視野性的好壞直接到汽車行駛的安全性，使汽車安全認證的主要項目之一。英聯(lián)邦法規(guī)FMVSS、歐洲ECC法規(guī)、日本“道路運輸車輛保安標準”、我國國標都在視野方面制定了相應的法規(guī)和標準。作者任金東等詳細介紹了基于CATIA平臺的汽車視野設計系統(tǒng)，該系統(tǒng)—汽車人體工程學的基本理論為指導，依據(jù)的標準是SAE和國標，將提煉之后的專家知識與CAD技術相結合，進行高效地指導汽車視野設計。并且該系統(tǒng)以CATIA為開發(fā)平臺，以C語言和CATIA接口GII為主要開發(fā)工具。程序具有與主平臺完全一致的Motif交互式界面，使用非常方便【4】。
在進行汽車總布置設計時，必須對車輪的運動進行校核，防止發(fā)生運動干涉。此校核的目的是確定車輪運動至極限位置時占用的空間(對于前輪應同時考慮上跳及轉向至極限位置時的情況)，從而檢查車輪與輪罩、縱梁之間的運動間隙是否足夠，并由此決定前后輪罩設計的最小尺寸邊界。作者馬紅榮在2010年發(fā)表的《車輪跳動與輪罩設計校核》中對某型車前、后輪跳動情況進行了詳細分析，并對其空間布置情況進行如何校核，如何為輪罩、擋泥板的設計提供依據(jù)【5】。
汽車產品設計必須滿足客戶及市場需求, 也要體現(xiàn)工程及制造要求, 還要體現(xiàn)政府法規(guī)及安全要求。這些要求需要有一個合適的托付物來體現(xiàn)。作者趙尚義提出的典型截面就是設計、制造要求、人員、安全因素及法規(guī)的多功能區(qū)的交流格式，它是以圖形的方式表現(xiàn)這些設計要求的載體，內容包括車身，五門一蓋，內外飾，電器及人機要素的“最佳截面”，以及動力總成及底盤截面。典型截面標準應該在總布置經理的管控之下，具體的典型截面信息數(shù)據(jù)庫維護由技術研發(fā)部門總布置組負責【6】。
在汽車總體布置設計中，經常涉及到軸荷的分配和整車質心位置的設計、計算和調整。最常用的方法是根據(jù)力矩平衡原理通過計算來完成。計算法有其準確、可靠的一面，亦存在數(shù)據(jù)收集處理繁瑣復雜、計算過程不直觀、調整數(shù)據(jù)不便等缺憾。作者林春旭提供一種幾何作圖的方法，可以非常直觀地求得汽車的質心和重力，直接求得汽車的質心位置及軸荷，無須數(shù)學計算，調整和變動各部件的位置、質量也很方便，可簡化汽車總布置設計時軸荷和質心的設計計算過程。有關質心位置和軸荷分配的計算過程。應用計算機輔助設計，此法將更快捷可靠【7】。
汽車的設計開發(fā)，必須圍繞以人為中心的人性化前提展開。因此，在汽車的開發(fā)設計中，人機工程設計與車內空間的確定占有重要地位，必須根據(jù)新產品的實際情況，進行合理的布置設計。汽車人機工程設計的任務就是開發(fā)出使駕駛者感到操縱方便、高效、不易疲勞，使乘坐者感到舒適、安全的汽車產品，這不僅關系到有效利用車內空間及提高乘用舒適性，而且會影響整車、內外造型和尺寸參數(shù)，進而會影響整車性能和市場競爭力。而要獲得人性化并貼近用戶的最優(yōu)化設計結果，就必須運用人機工程的設計方法程序。在我國，由于沒有合適的人體數(shù)據(jù)及工具且缺乏設計經驗，尚未形成清晰有效的汽車人機工程設計方法。但作者張冰在2005年發(fā)表的《人機工程在汽車總布置設計中的應用》中探討總結了人機工程在汽車總布置設計的應用，同時闡述了汽車總布置中的一些概念和定義，并給出了相關的標準和參考值，也可以為新產品的開發(fā)和技術改進提供參考和幫助【8】。
作者廖林清提出了以汽車行駛的能量利用率最高、加速時間盡可能短為目標函數(shù)，建立了在給定汽車底盤參數(shù)、整車性能參數(shù)和汽車行駛條件下的汽車發(fā)動機性能指標優(yōu)化數(shù)學模型，對汽車發(fā)動機的最大功率廈其相應轉速、最大轉矩及其相應轉速和發(fā)動機排量等參數(shù)進行優(yōu)選，為汽車總布置設計中發(fā)動機的選型提供了依據(jù)【9】。
1.2.2 概況分析
擬解決的主要問題：
（1）改善汽車的技術效果。改善或達到高于競爭對手的裝載能力、動力性、舒適性、可靠性、燃料經濟性等技術性能，降低污染，提高安全和方便程度等。這些都可以用硬指標作為考核標準，通常是重要的設計目的。
（2）改善汽車的藝術效果。改變舊的形式，創(chuàng)造新穎美觀的形式，這是汽車在競爭中至關重要的特性，也常是設計目的。
（3）改善汽車的經濟效果。調整汽車在產品系列中的檔次，調整其成本和售價，以改善汽車在市場上的競爭地位。
（4）改善汽車的形象。若舊車型由于種種原因在用戶中形象不佳，則需要使產品以全新的形象出現(xiàn)于市場。
1.3 研究內容及方法
本次設計主要是通過查閱近幾年來有關國內外總體設計的文獻資料，結合所學專業(yè)知識進行設計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設計，計算整車的性能結構參數(shù)并對其進行校核計算；同時對離合器、變速器、驅動橋等結構元件進行總體布置。然后利用計算機輔助繪圖畫出總布置圖，并輔之以說明書。
1.4 研究技術路線
圖1.1 研究技術路線圖
第2章 總布置設計的準備
汽車從構思到投放市場需要一個較長的時間過程，發(fā)展汽車工業(yè)需要有戰(zhàn)略眼光和思想。每個汽車企業(yè)都要有自己的發(fā)展戰(zhàn)略，企業(yè)的發(fā)展規(guī)劃就是一定時期內發(fā)展戰(zhàn)略的文字載體。在企業(yè)的發(fā)展規(guī)劃中，商品規(guī)劃是核心內容。企業(yè)的一切經營活動都是以向市場提供適銷對路的商品為目標，通過實現(xiàn)商品的銷售而實現(xiàn)企業(yè)的利益和社會效益。任何商品都有一定的壽命周期，因此，企業(yè)要不斷改進產品和開發(fā)新產品，以滿足市場的要求，從而保證企業(yè)的生存和更快更好的發(fā)展。
商品規(guī)劃就是基于上述認識，使社會環(huán)境、市場要求和企業(yè)實際條件相協(xié)調，保證企業(yè)不斷推出適銷對路商品的一項計劃和管理工作。
根據(jù)時間區(qū)段和任務的不同，商品規(guī)劃分為兩類。一是在一定時期內（如5年、10年）涉及企業(yè)所有商品系列的整個商品規(guī)劃，即商品發(fā)展規(guī)劃。二是按每一個商品制定方案的單個商品規(guī)劃，它包括作為商品開發(fā)第一步，給商品下個大致定義的商品計劃，以及在商品計劃基礎上進行的概念設計。商品計劃包括確定商品市場目標、性能目標、成本目標及投產目標等；概念設計的任務主要是，提出產品應具有的基本結構、基本尺寸，應達到的性能和質量目標等。車輛總布置的任務是，把概念設計確定的基本結構和部件進行空間布置，使其達到最佳組合，以保證實現(xiàn)概念設計中確定的目標。
為了保證實現(xiàn)商品計劃的目標，保證及時完成開發(fā)的任務，使商品按時投放市場，還需要編制產品開發(fā)計劃、生產準備計劃和銷售計劃。
2.1 市場調研
市場調查是制定商品規(guī)劃的前提和基礎，企業(yè)為了獲取對外部環(huán)境的認識，需要設置專門機構，不斷地進行認真、細致和規(guī)范的市場調查和預測。
首先要認真編寫調研提綱、調查項目、思考提出問題、地區(qū)條件、使用要求、用戶的基本情況、貨源和貨物的種類等，最重要的是列出技術難點，進行重點調研，以求解決辦法。
調研工作可以分為市場普查和專項調查。
（1）市場普查：可參與產品規(guī)劃或情報部門每年進行的市場情況調查，包括國內外制造廠家的產品開發(fā)生產銷售國家政策地方規(guī)定、社會車輛運轉情況統(tǒng)計、營運費用、管理維修、車輛性能、可靠性、壽命及備件供應等，從而掌握國內外市場情況、變化規(guī)律、發(fā)展趨勢、用戶的使用和需求狀況，及時發(fā)現(xiàn)市場需求和預測未來。
（2）專項調查：參加為開發(fā)某車型而專門進行的市場調查，明確調查目標，細化調研提綱，對整車總成性能參數(shù)，必須有初步設想后，再到用戶和使用現(xiàn)場逐項進行的了解、找出差異，特別重點調研有關技術難點——性能要求、結構處理、特殊用途或要求等。調查后要形成一個比較完整的方案。
調研的方法主要是通過聽問看和測試等手段，達到預期的目的，通過研究思考達到完善和創(chuàng)新。每次調研都要有編寫調研報告，對問題和技術難點要有解決辦法要有結論和建議。
2.2 樣車分析
選同類型的國內外樣車，作為設計參數(shù)和設計的目標車型。對同類型的國內外的樣車進行性能測試，包括動力性、經濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性和平順性等。
對樣車進行模型參數(shù)的測量，包括質量參數(shù)、布置參數(shù)及有關技術數(shù)據(jù)，然后輸入計算機，并對性能進行計算，對比測試結果，修正和完善性能評價的計算方法、掌握選擇不同參數(shù)時的變化規(guī)律，提高計算精度，更好的服務于產品的預開發(fā)設計。
對各總成之間的連接件進行測繪，分析其布置關系，找出布置和結構上的特點，進而掌握布置與性能、使用等方面的關系。
經過零件和裝配位置的測繪后，進行運動校核，找出個部件之間的間隙值與跳動量值并與實車的測量值進行比較，掌握布置規(guī)律，積累各部件間隙數(shù)據(jù)，提高運動件的布置水平和設計精度。
2.3 制定設計目標
整車設計人員要根據(jù)市場調研和樣車分析的結果以及公司合同技術要求，提出對某一車型的設計原則和設計目標。其中包括汽車的主要用途、適用范圍、技術水平、工藝性、通用化和系列化要求、生產繼承性、優(yōu)先保證的使用性能、載客量、生產綱領、目標成本、趕超車型的技術指標及變型需要等。新車的設計要有一個統(tǒng)一的明確的要求。
2.4 貨車主要目標參數(shù)的初步確定
對于一種新車型的的開發(fā)，首先要明確其主要用途，貨物類型、使用條件和一些特殊要求?？偛贾迷O計人員應初步確定以下各種參數(shù)，作為整車和總成的原始數(shù)據(jù)和工作目標。在整車的方案（駕駛室的型式、發(fā)動機的種類、整車的初步外廓尺寸、主要布置參數(shù)和布置草圖）初步確定之后，整車設計人員通過圖面工作和計算、初步確定如下目標參數(shù)：
（1）選定最高車速、最大爬坡度、各總成質量及其整車整備、總重、輪胎規(guī)格；
（2）估算發(fā)動機的最大功率、最大扭矩及其對應的轉速（或初步選定發(fā)動機型號；
（3）變速器的頭檔速比和檔位數(shù)，分動器速比和驅動橋的總減速比。
2.5 主要目標參數(shù)的確定
最高車速和最大爬坡度要根據(jù)具體的使用要求，車型用途、道路條件和安全措施等進行選定。
質量參數(shù)可以參考同類車型和總成質量進行確定。
輪胎規(guī)格的選擇非常重要，可以參考國內同類型車型來進行選擇，對于國外同類型樣車，應該有保留的參數(shù)。由于道路條件和輪胎的制造水平不同，輪胎的選擇應該不同，一般情況下應該根據(jù)車輛類型、道路條件、載荷狀態(tài)、輪胎負荷能力、車速、底板離地高度、平整性要求進行綜合分析，合理的選擇。
2.6 發(fā)動機最大功率及其轉速
汽車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。設定最高車速，發(fā)動機的功率應該大于等于該車速行使時所需要的行使阻力的功率之和。
我設計的載貨汽車最高車速初選為uamax=90km/h，那么發(fā)動機的最大功率應該大于等于以該車速行駛時，滾動阻力功率與空氣阻力功率之和，即
（2.1）
式中：—發(fā)動機最大功率，；
—傳動系效率（包括變速器、輔助變速器傳動軸萬向節(jié)、主減速器的傳動效率），=95%×96%×98%=89.4%，傳動系各部件的傳動效率如表2.1所示；
—汽車總質量，ma=5455kg；
—重力加速度，g=9.8；
——滾動阻力系數(shù)，由試驗測得，在車速不大于100 km/h的情況下可以認為是常數(shù)。輪胎結構、充氣壓力對滾動阻力系數(shù)有較大影響，良好路面上常用輪胎滾動阻力系數(shù)如表2.2所示。取=0.009；
—空氣阻力系數(shù)，一般輕型貨車取0.6~0.8，這里取=0.7；
—迎風面積（m2），取前輪距總高H，=1.67×2.38。
表2.1 傳動系各部件的傳動效率
部件名稱
傳動效率（%）
4～6檔變速器
輔助變速器（副變速器或分動器）
單級減速主減速器
雙級主減速器
萬向傳動節(jié)
95
95
96
92
98
表2.2 良好路面上常用輪胎滾動阻力系數(shù)
輪胎種類
滾動阻力系數(shù)
中重型載貨車用子午線輪胎
中重型載貨車用斜交輪胎
輕型載貨車用子午線輪胎
輕型載貨車用斜交輪胎
轎車用子午線輪胎
轎車用斜交輪胎
0.007~0.008
0.010~0.012
0.008~0.009
0.010~0.012
=2.78
故43.25kw
除考慮最高車速外，還要滿足最大爬坡度的要求，既要有足夠的頭檔最大動力因數(shù)。
通過上述方法計算的發(fā)動機功率可以互相補充，以便最后確定發(fā)動機的最大功率值。
發(fā)動機最大功率點的轉速及轉速范圍，應根據(jù)發(fā)動機的類型、最高車速、最大功率值活塞平均速度、生產條件、參考同類樣機的數(shù)值來確定。
也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。
初選取功率為88kw的發(fā)動機。
則比功率為=16.132 kw/t
參考一汽解放、東風二汽、日本五十鈴、德國奔馳、瑞典斯堪的維亞等國內外同型汽車，比功率都在60kw/t以上，即整備質量5.455噸的汽車；再考慮該載貨汽車要求具有相對較高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為88kw。
2.7 發(fā)動機最大扭矩及其轉速
當發(fā)動機最大功率和其相應轉速確定后，通過下式確定發(fā)動機的最大轉矩。
=9549 （2.2）
式中：——發(fā)動機最大轉矩，；
——轉矩適應性系數(shù)，標志著當行駛阻力增加時，發(fā)動機外特性曲線自
動增加轉矩的能力，α=TemaxTp，Tp是最大功率時的轉矩，N?m，α可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，初取α=1.145；
——發(fā)動機最大功率，kw；
——最大功率時的轉速，r/min。
所以=300.67 。
一般用發(fā)動機適應性系數(shù)=，表示發(fā)動機轉速適應行駛工況的程度，值越大，說明發(fā)動機的轉速適應性更好。采用值大的發(fā)動機可以減少換擋次數(shù)，減輕司機疲勞、減少傳動系磨損和降低油耗。通常，柴油機取1.2~2.6，以保證汽車具有適當?shù)淖畹头€(wěn)定車速，初取=2000 r/min，則=1.6，=1.832。
2.8 傳動系速比的選擇
確定傳動系速比應該包含以下內容：變速器及副變速器的擋位數(shù)及各檔速比、分動器的擋位數(shù)及各檔速比、驅動橋總減速比（含單級或雙級、輪邊減速）。
在確定上述參數(shù)之前，首先要根據(jù)整車動力性、經濟性及結構布置需要，確定傳動系的最小傳動比和最大傳動比，看是否能滿足最高車速、最大爬坡度和直接檔的最低穩(wěn)定車速、壞路面條件下通過能力，然后再從結構需要和操縱方面入手，進行檔位數(shù)的合理分配。
2.8.1 最小傳動比的選擇
整車傳動系統(tǒng)最小傳動比的選擇，可根據(jù)最高車速及其功率平衡圖來確定。
普通的汽車沒有分動器或副變速器，而變速器的最小傳動比常為1，所以傳動系的最小傳動比就是i0。若變速器的最高檔不是直接檔，或為超速檔，則最小傳動比應為變速器最高檔傳動比為主減速器傳動比的乘積。
通常選擇到汽車的最高車速相當于發(fā)動機最大功率時車速，最高車速取最大。近年來為了提高發(fā)動機功率利用率和燃油經濟性，出現(xiàn)了減小最小傳動比的趨勢，有的裝有5檔變速器的汽車，第5檔的最高車速反而低于第四檔的最高車速。相反，汽車的動力性會增強，后備功率會增大，但燃油經濟性會下降。
在選定最小傳動比時，要考慮到最高檔行駛時的汽車應有足夠的動力性能，及應有足夠的最高檔動力因數(shù)。中型貨車：0.04～0.08，中級轎車：0.1～0.15。
普通載貨汽車最高檔通常選用直接檔，若無分動器或輪邊減速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比。主減速比是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。
載貨汽車為了得到足夠的功率儲備而使最高車速有所下降，如圖2.1中的i01曲線所示：
圖2.1 不同主減速比時的汽車功率平和圖
可按下式選擇：
=（0.377~0.472） （2.3）
式中：—驅動車輪的滾動半徑，m，所選輪胎型號為7.50-16的子午線輪胎，其自由直徑為d=820mm，因計算常數(shù)F=3.05，故滾動半徑
==0.3982m；
—發(fā)動機最大功率時的轉速，=3200 r/min；
—最高車速，90km/h；
—變速器最高檔傳動比，1.0。
所以=5.338~6.683，初取=5.338。
根據(jù)所選定的主減速比i0的值，就可基本上確定主減速器的減速形式（單級減速，不需要輪邊減速器）,并使之與汽車總布置所需要的離地間隙相適應。
汽車驅動橋離地間隙如表2.3所示。其中，輕型載貨汽車的離地間隙要求在190~220mm之間。
所以初選最小間隙為190mm。
表2.3 汽車驅動橋離地間隙
車型
離地間隙/mm
載貨汽車
微型，輕型
中型
重型，超重型
190~220
210~275
230~345
2.8.2 最大傳動比的選擇
最大傳動比為變速器頭檔速比與主減速器速比的乘積，若主減速比確定，則在確定變速器頭檔速比即可。該速比主要是用來爬坡與道路條件很差的情況汽車仍能行使。
最后驗算最低檔時的最低穩(wěn)定車速，該車速沒有規(guī)定的限值。一般情況下，汽車只要能滿足最大爬坡度的要求（即最大動力因數(shù)），那最低穩(wěn)定車速也能滿足。轎車一般要求爬坡能力達到30%以上。
設計的傳動系的最大傳動比為變速器的I檔傳動比與主減速比的乘積。
應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合確定。
汽車爬陡坡是車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有
（2.4）
則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為4.117
根據(jù)驅動車輪與路面附著條件
（2.5）
式中：—道路的附著系數(shù)，在良好路面上取=0.8；
—汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋承受的載荷（N），初步設計
采用前/后驅動橋承受的質量為3000kg，則
≤6.527
所以4.117≤≤6.527
綜上所述，初步選取變速器I檔傳動比=5.3。
2.8.3 變速器檔位數(shù)的選擇
變速器檔位數(shù)的多少，要根據(jù)汽車的類型，使用條件和性能要求及最高檔和最低檔的速比范圍大小而定。
檔位數(shù)越多，發(fā)動機的功率利用率越高，（高功率區(qū)工作時間長），即增加了動力性，同時也增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，提高了燃油經濟性。
由于相鄰檔之間的比值不能太大(一般不超過 1.7~1.8，太大了換檔困難)，所以在最大傳動比與最小傳動比值越大，則檔位數(shù)應增多。而檔位多的變速器即 7個前進檔時，其變速器結構，特別是操縱機構就會很復雜，所以有的車輛就采用增加前置或后置式變速器的辦法來解決此矛盾。如需要全輪驅動，可以增設兩檔的分動器。
因為我所設計的事輕型載貨汽車，它的比功率小，所以選擇五檔變速器。各檔之間壁紙不宜大于1.7~1.8。
采用等比數(shù)列分配格擋傳動比，則公比q≈1.517
所以二檔傳動比3.257，三檔傳動比2.273，四檔傳動比1.501，符合條件。
2.9 本章小結
本章確定了發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速，確定了發(fā)動機的最大扭矩及相應轉速并確定了傳動系的傳動比。其中發(fā)動機的最大功率為88kw；發(fā)動機的最大功率時的轉速為3200；發(fā)動機的最大扭矩為Temax=300N?m；發(fā)動機的最大扭矩時的轉速為nt=2000；主減速器的傳動比為5.0；變速器的傳動比為一檔傳動比5.3，二檔傳動比3.257，三檔傳動比2.273，四檔傳動比1.501，五檔傳動比1。
第3章 汽車主要參數(shù)的選擇
總布置設計人員應初步確定以下各種參數(shù)，作為整車和總成的原始數(shù)據(jù)和工作目標。在整車的方案(車頭、駕駛室的型式、發(fā)動機的種類，整車初步的外廓尺寸、主要布置參數(shù)和布置草圖)初步確定之后，整車設計人員通過圖面工作和計算、初步確定如下目標參數(shù)：
(1)汽車主要尺寸參數(shù)；
(2)汽車質量參數(shù)；
(3)主要性能參數(shù)；
(4)汽車的機動性參數(shù)；
(5)估算發(fā)動機的最大功率、最大扭矩及其對應的轉速；
(6)變速器的頭檔速比和檔位數(shù)，和驅動橋的主減速比。
3.1 主要尺寸參數(shù)的選擇
通過整車總布置草圖的繪制，可以初步確定各總成的布置關系，進而確定整車各有關的(布置)尺寸參數(shù)和質量參數(shù)，以便為總成設計提供原始數(shù)據(jù)。
在繪制整車總布置草圖時，可以參考同類車型的相關總成的外廓尺寸和質量，按本車的總布置需要，進行總布置草圖的繪制。初步確定主要布置尺寸和進行質量參數(shù)的計算。
確定車頭，駕駛室的型式，以及同發(fā)動機、前軸(輪)的相互布置關系后，繪制布置總布置草圖，并在此基礎上布置各大總成。
(1)車架和車箱；
(2)后簧、后橋和車輪；
(3)前簧、前軸和車輪；
(4)傳動系；
(5)轉向機構及拉桿系統(tǒng)，并確定前輪轉角和進行轉彎直徑的計算；
(6)布置油箱、電瓶、消聲器、貯氣簡、及備胎等其它總成。
完成整車總布置草圖后，整車的外廓尺寸及相關的布置尺寸參數(shù)已基本確定，然后進行質量參數(shù)的計算。
計算質量參數(shù)前，要列出各大總成的質量，再定出空載和滿載時各總成的質心至前軸和地面的距離，最后計算出空載和滿載時的軸荷分配和質心至前軸、地面的距離。
整車總布置應提供以下參數(shù)，為總成開發(fā)提供原始數(shù)據(jù)。
(1)整車的外廓尺寸；
(2)軸距和前、后輪距；
(3)前懸和后懸長度；
(4)車頭、駕駛室和發(fā)動機、前輪的布置關系；
(5)輪胎型號、靜力半徑和滾動半徑、負載能力；
(6)車箱內長及外廓尺寸；
(7)發(fā)動機的功率、扭矩及相應轉速；
(8)變速器頭檔速比(2 種)和檔位數(shù)；
(9)后橋總速比(可有幾種)；
(10)最高車速；
(11)最大爬坡度；
(12)整備質量及載質量；
(13)轉向盤直徑，車輪轉角及最小轉彎直徑
(14)前輪接地點至前簧座的距離；
(15)前簧中心距；
(16)后簧中心距；
(17)車架前部和后部外寬；
(18)車架縱梁外形尺寸及橫梁位置；
(19)前簧作用長度；
(20)后簧作用長度；
(21)前簧非懸架質量；
(22)后簧非懸架質量；
(23)后輪轂及制動器總成質量。
通過整車總布置草圖的繪制，可以初步確定各總成的布置關系，進而確定整車各有關的(布置)尺寸參數(shù)和質量參數(shù)，以便為總成設計提供原始數(shù)據(jù)。
在繪制整車總布置草圖時，可以參考同類車型的相關總成的外廓尺寸和質量，按本車的總布置需要，進行總布置草圖的繪制。初步確定主要布置尺寸和進行質量參數(shù)的計算。
汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等。
圖3.1 汽車的主要尺寸參數(shù)
軸距的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)、質量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質量、最小轉彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角振動過大；汽車加速、制動或上坡時軸荷轉移過大而導致其制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；萬向節(jié)傳動的夾角過大等。因此，在選擇軸距時應綜合考慮對有關方面的影響。當然，在滿足所設計汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設計得短一些為好。
在整車選型初期,可根據(jù)要求及駕駛室布置尺寸初步確定軸距:
=
式中：—貨箱長度可根據(jù)汽車的裝載質量、載貨長度來確定，或參考同類型、同裝載量汽車的貨廂長度和裝載面積來初步確定；
—前輪中心至駕駛室后壁的距離，它與布置方案選擇有關，在該布置方案選定后，可通過對駕駛室、發(fā)動機和前軸的初步布置或參考同型、同類布置的汽車的這一尺寸初步確定；
S —駕駛室與貨廂之間的間隙，一般取50～100mm；
—后懸尺寸，可根據(jù)道路條件或參考同類型汽車初步確定。
軸距的最終確定應通過總布置和相應的計算來完成，其中包括檢查最小轉彎半徑和萬向節(jié)傳動的夾角是否過大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車總體設計的要求等。
三軸汽車的中后軸之間的軸距，多取為輪胎直徑的1.1～1.25倍。汽車輪距對汽車的總寬、總質量、橫向穩(wěn)定性和機動性都有較大的影響。輪距愈大，則懸架的角剛度愈大，汽車的橫向穩(wěn)定性愈好，車廂內橫向空間也愈大。但輪距也不宜過大，否則，會使汽車的總寬和總質量過大。輪距必須與汽車的總寬相適應。
汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應根據(jù)汽車的類型、用途、承載量、道路條件、結構選型與布置以及有關標準、法規(guī)限制等因素來確定。在滿足使用要求的前提下，應力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經濟性和機動性。GBl589—79對汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。
前懸處要布置發(fā)動機、水箱、風扇、彈簧前支架、車身前部或駕駛室的前支點、保險杠、轉向器等，要有足夠的縱向布置空間。其長度與汽車的類型、驅動型式、發(fā)動機的布置型式和駕駛室的型式及布置密切相關。汽車的前懸不宜過長，以免使汽車的接近角過小而影響通過性。
汽車的后懸長度主要與貨廂長度、軸距及軸荷分配有關。后懸也不宜過長，以免使汽車的離去角過小而引起上下坡時刮地，同時轉彎也不靈活。城市大客車的后懸一般不大于其軸距的60％，其長度不大于3.5m。輕型及以上的載貨汽車的后懸一般為1.2～2.2m。長軸距、特長貨廂的汽車，其后懸可長達約2.6m。
3.2 整車質量參數(shù)估算
在整車設計方案確立后，總布置設計草圖初步完成的情況下，應首先對整車質量參數(shù)(包括：空載狀態(tài)下的整車整備質量、軸荷分配、質心高度；滿載狀態(tài)下的整車最大總質量、軸荷分配以及非懸架質量等)進行估算，為整車性能計算和總成設計提供依據(jù)。
各總成質量可通過樣件實測得到，亦可參照同類車型樣件實測值修正得到。
各總成質心位置可通過實測得到或按其幾何形狀和結構特點估計得到，然后在整車總布置圖上確定其質心相對于前輪中心的縱向位移(一般規(guī)定在前輪中心后為正值，在前輪中心前為負值)以及空載狀態(tài)下的離地高度；和滿載狀態(tài)下的離地高度。
一般整車總布置圖在滿載狀態(tài)下繪制，在確定各總成質心在空載狀態(tài)下的離地高度時應考慮到前、后輪胎和懸架相對滿載狀態(tài)的垂直變形的影響；空載狀態(tài)下各總成質心縱向位置相對滿載狀態(tài)的變化忽略不記。
3.2.1 空車狀態(tài)下整車質量、軸荷分配和質心高度的計算
整車整備質量(自重) Mc按下式計算：
=
式中：—用估算整車整備質量的全部總成數(shù)量(總成的劃分可根據(jù)實際
情況由設計人員自定)；
—整車裝備質量，kg。
3.2.2 滿載狀態(tài)下整車質量、軸荷分配和質心高度的計算
整車最大總質量(總重) Mt按下式計算：
=
—用于估算整車最大總質量的全部總成和負載的數(shù)量(一般在整車整備質量基礎上加上乘員和最大裝載質量)。
3.2.3 非懸架質量的估算
對于非獨立懸架，整個車橋總成(包括制動器、輪轂、車輪等)都屬于非懸架質量；一端與車橋鉸接，另一端與車架固定點鉸接件(如轉向拉桿、傳動軸、導向臂、穩(wěn)定桿等)可將靜止時作用于車橋鉸接點的質量作為非懸架質量(轉向拉桿、傳動軸等件可取其質量的1/2作為非懸架質量)；螺旋彈簧取其質量的1/2作為非懸架質量；吊掛式鋼板彈簧取其質量的3/4作為非懸架質量；平衡懸架鋼板彈簧取其質量的1/4作為非懸架質量。
對于獨立懸架和其它特殊形式的懸架可視其結構特點進行非懸架質量估算。
3.2.4 整備質量利用系數(shù)
汽車的整備質量利用系數(shù)是汽車的裝載量與整備質量之比，即
它表明單位汽車整備質量所承受的汽車裝載質量。顯然，此系數(shù)越大表明該車型的材料利用率越高和設計與工藝水平越高。因此，設計新車型時在保證汽車零部件的強度、剛度及可靠性與壽命的前提下，應力求減輕其質量，增大這一系數(shù)值。
表3.1 各類汽車的整備質量利用系數(shù)
汽車類型
ηm0
備注
載貨汽車
輕型
0.8～1.1
柴油車為0.8～1.0
中型
1.2～1.35
重型
1.3～1.7
礦用自卸車
裝載量
mG<45t
1.1～1.5
mG>45t
1.3～1.7
3.2.5 軸荷分配
汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此在總體設計時應根據(jù)汽車的總體布置型式、使用條件及性能要求合理地選定軸荷分配。
汽車的布置型式對軸荷分配影響較大，例如對載貨汽車而言，長頭車滿載時的前軸負荷分配多在28％上下，而平頭車多在33％～35％。對轎車而言，前置發(fā)動機前輪驅動的轎車滿載時的前軸負荷最好在55％以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時的后軸負荷一般不大于52％；后置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時后軸負荷最好不超過59％，否則，會導致汽車具有過多轉向特性而使操縱性變壞。
在確定軸荷分配時也要考慮到汽車的使用條件。對于常在較差路面上行駛的載貨汽車，為了保證其在泥濘路面上的通過能力，常將滿載前軸負荷控制在26％～27％，以減小前輪的滾動阻力并增大后驅動輪的附著力。對于常在潮濕路面上行駛的后驅動輪裝用單胎的4×2平頭貨車，空載時后軸負荷應不小于41％，以免引起側滑。
在確定軸荷分配時,還要充分考慮汽車的結構特點及性能要求。例如：重型礦用自卸汽車的軸距短、質心高，制動或下坡時質量轉移會使前軸負荷過大，故在設計時可將其前軸負荷適當減小，使后軸負荷適當加大。為了提高越野汽車在松軟路面和無路地區(qū)的通過性，其前軸負荷應適當減小以減小前輪的滾動阻力。
軸荷分配對前后輪胎的磨損有直接影響。為了使其磨損均勻，對后輪裝單胎的雙軸汽車，要求其滿載時的前后軸荷分配均為50％，而對后輪為雙胎的雙軸汽車，則前后軸荷可大致按1/3和2/3的比例處理。當然，在實際設計中由于許多因素的影響，上述要求只能近似地滿足。
在確定汽車的軸荷分配時，還要考慮汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性和動態(tài)方向穩(wěn)定性。根據(jù)理論分析，汽車質心位置到汽車中性轉向點的距離s 對汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性有決定性的影響。這個距離可由下式計算得到：
=
式中：，—分別為汽車質心離前、后軸的距離。L1 和L2 取決于軸荷分配，
—兩個前輪的輪胎側偏剛度之和，N/rad；
—后輪的輪胎側偏剛度之和，N/rad；
—汽車全部輪胎的總側偏剛度之和，N/rad；
當s<0時，汽車質心位于中性轉向點之前，汽車具有不足轉向特性，汽車靜態(tài)的方向穩(wěn)定性較好。反之，當s>0時，汽車具有過度轉向特性。此時存在著一個臨界車速，低于此車速時，汽車的行駛時穩(wěn)定的，高與此車速，則汽車就不能穩(wěn)定行駛。在汽車設計時一般希望汽車具有適度的不足轉向特性。為此，要很好地匹配上述參數(shù)，使
<0
3.3 主要性能參數(shù)的選擇
3.3.1 動力性參數(shù)
汽車的動力性參數(shù)主要有直接檔和 I 檔最大動力因數(shù)、最高車速、加速時間、汽車的比功率和比轉矩等。
3.3.1.1 直接檔動力因數(shù)
的選擇主要是根據(jù)對汽車加速性與燃料經濟性的要求，以及汽車類型、用途和道路條件而異。轎車的隨發(fā)動機排量的增大而增大。中、高級轎車對加速性要求高，故值較大。微型和普通級轎車為了節(jié)省燃料，值較小。載貨汽車的值是隨汽車總質量的增大而逐漸減小的，但也有個限度。微型貨車的值較大，輕型貨車次之，因為它們不會拖帶掛車，而且對平均車速和加速性能的要求也較高。中、重型貨車的多在0.04～0.07范圍內。對中、重型貨車選擇時的要求是：拖帶掛車后仍能以直接檔在具有3％坡度的公路上行駛。鞍式牽引汽車及半掛車等汽車列車的D0max應在0.03以上。礦用自卸汽車的行駛阻力大，其值也應不小于0.04。客車的值也是隨著其總質量的增大而減小，但豪華型客車應比普通型客車的值要大一些。
3.3.1.2 Ⅰ檔動力因數(shù)
I檔最大動力因數(shù)直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力以及起步并連續(xù)換檔時的加速能力。它和汽車總質量的關系不明顯而主要取決于所要求的最大爬坡度和附著條件。對于公路用車，多在0.30～0.38。中級及以上的轎車，其值的上限可高達0.5，以便獲得必要的最低車速和較強的加速能力。礦用自卸汽車(裝載量為6.5t以下)的值多在0.30～0.46，當采用液力機械傳動時，由于汽車起步后動力因數(shù)下降較快，為保證有足夠的爬坡速度和加速能力，值還應取大一些。軍用越野汽車的爬坡能力要求高達60％～75％，故其值多選擇在0.63以上。
3.3.1.3 最高車速Vmax
隨著汽車性能特別是主被動安全性能的提高以及各國公路路面的改善和高速公路的發(fā)展，汽車的最高車速普遍有所提高。選擇時應考慮汽車的類型、用途、道路條件、具備的安全條件和發(fā)動機功率的大小等，并以汽車行駛的功率平衡為依據(jù)來確定。
3.3.1.4 汽車的比功率和比轉矩
這兩個參數(shù)分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉矩與汽車總質量之比。比功率是評價汽車動力性能如速度性能和加速性能的綜合指標，比轉矩則反映了汽車的比牽引力或牽引能力。在比較各國車型的比功率時，應考慮到各國內燃機功率測定標準的差異。為了保證載貨汽車在高速公路上的速度適應性，有些國家對汽車的比功率值有所規(guī)定。我國標準GB7258—97 中規(guī)定，對公路用的機動車輛其比功率的最小值不能低于4.8kW/t。農用運輸車不低于4kW/t。
3.3.1.5 汽車的加速時間
汽車由起步并換檔加速到一定車速的時間，稱為“0—的換檔加速時間”；而在直接檔下由車速為20km/h加速到某一車速(km/h)的時間，稱為"20— 的直接檔加速時間”，它們均為衡量汽車加速性能和動力性能的重要指標。轎車常用“0—100km/h”或“0—80km/h”的換檔加速時間來評價。中、高級轎車的0—100km/h 的換檔加速時間約為8～15s；普通級轎車為12～25s。也可采用0—80km/h的換檔加速時間來衡量其加速性能。載貨汽車常用0—60km/h的換檔加速時間或在直接檔下由20km/h加速到某一車速的時間來評價。裝載量2～2.5t的輕型載貨汽車的0—60km/h的換檔加速時間多在0.5～30s；重型貨車的0—50km/h的換檔加速時間為40～60s。城市大客車和旅游用大客車的0—70km/h的換檔加速時間多在33～65s。國外也有用起步并換檔加速行駛到某一距離(例如0—400m，0—500m，0—1000m)所花費的時間來衡量汽車的加速性能的。
3.3.2 燃料經濟性參數(shù)
汽車在良好的水平硬路面上以直接檔滿載等速行駛100km時的最低燃料消耗量 ( L/100km)，稱為汽車的“百公里最低燃料消耗量”，是汽車的燃料經濟性常用的評價指標。它也是滿載的汽車在良好的硬路面上用直接檔以經濟車速等速行駛時的百公里耗油量。
單位汽車總質量的百公里最低燃料消耗量，又稱為汽車的“單位燃料消耗量”(L/(100km?t))。在新車設計時，其燃料經濟性可參考總質量相近的同類車型的百公里耗油量或單位燃料消耗量來估算。下表為載貨汽車的單位燃料消耗量的統(tǒng)計值范圍。轎車的單位燃料消耗量為7.5～10.5L/(100km?t)。國標GB4352—84和GB4353—84分別給出了載貨汽車和載客汽車運行燃料消耗量。
表3.2 載貨汽車的單位燃料消耗量
汽車總質量 (t)
汽油機
柴油機
<4
4～6
6～12
>12
3.0～4.0
2.8～3.2
2.68～2.82
2.50～2.60
2.0～2.8
1.9～2.1
1.55～1.86
1.43～1.53
3.3.3 機動性參數(shù)
汽車的最小轉彎直徑是汽車機動性的主要參數(shù)。最小轉彎直徑是指當轉向盤轉至極限位置時由轉向中心至前外輪接地中心的距離，它反映了汽車通過小曲率半徑彎曲道路的能力和在狹窄路面上或場地上調頭的能力。其值與汽車的軸距、輪距及轉向車輪的最大轉角等有關，并應根據(jù)汽車的類型、用途、道路條件、結構特點及軸距等尺寸選取。GB7258—97 中規(guī)定：機動車的最小轉彎直徑，以外輪軌跡中心為基線測量其值不得大于24m。當轉彎直徑24m 是前轉向軸和末軸的內輪差不得大于3.5m。
3.3.4 操縱穩(wěn)定性參數(shù)
與總體設計關系密切且應在設計中當作設計指標予以控制的操縱穩(wěn)定性參數(shù)參數(shù)有：
(1) 轉向特性參數(shù):
由于輪胎的側偏使前、后軸產生相應的側偏角。其角度差為正、負、零時使汽車分別獲得“不足轉向”、“過度轉向”和“中性轉向”等特性。為了保證良好的操縱穩(wěn)定性，希望得到不足轉向特性。通常用汽車以0.4g 的向心加速度作定圓等速行駛時前、后軸的側偏角之差作為評價轉向特性的參數(shù)，希望它是一個較小的正角度值，例如轎車以1o～3o為宜。
(2) 車身側傾角:
汽車以0.4g的向心加速度作勻速圓周運動時的車身側傾角應在3°之內，在大不超過7°。
(3) 制動點頭角:
汽車以0.4g的減速度制動時的車身點頭角應不大于1.5°。
3.3.5 行駛平順性參數(shù)
行駛平順性通常用車身振動參數(shù)來評價。在總體設計時，通常應給出前后懸
架的偏頻或靜撓度、動撓度以及車身振動加速度等參數(shù)值作為設計要求。前、后懸架的偏頻與應接近且應使略高于，以免發(fā)生較大的車身縱向角振動。但微型轎車因軸距短使后排座接近后輪，為了改善其后座的舒適性，可以將后懸架設計的軟一些而使<，下表為各類汽車的偏頻和靜、動撓度值的一般范圍。對于舒適性要求高的汽車偏頻值取低限。對于前、后懸架的靜撓度值和的匹配，推薦取 =(0.8 ~ 0.9) ；而對于貨車考慮到前、后軸荷的差別和避免駕駛員疲勞，則前、后靜撓度值之比要更大些。
3.3.6 制動性參數(shù)
常以制動距離、制動減速度和制動踏板力作為汽車制動性能的主要設計指標和評價參數(shù)。制動距離是指在良好的試驗跑道上和規(guī)定的車速下，緊急制動時由踩制動踏板起到完全停車的距離。我國通常以車速為30km／h和50km／h 的最小制動距離來評比不同車型的制動效能。對于緊急制動時踏板力，貨車要求不大于700N；轎車要求不大于500N。設計中在制訂制動性能標準時還應適應有關安全性的國家標準、法規(guī)等對汽車制動效能的要求。
表3.3 汽車的偏頻、撓度
車型
滿載偏頻n / Hz
滿載靜撓度fc/cm
滿載靜撓度fd/cm
前懸架n1
后懸架
n2
前懸架
fc1
后懸架
fc2
前懸架
fd1
后懸架
fd2
轎
車
普通級、中級
1.02～1.44
1.18～1.58
12～24
10～18
8～11
10～14
高級
0.91～
1.12
0.98～
1.29
20～30
15～26
8～11
10～14
客車
1.29～1.89
7～15
5～8
載貨汽車
1.51～
2.04
1.67～
2.23
6～11
5～9
6～9
6～8
越野汽車
1.391～2.04
12～24
7～13
3.3.7 通過性參數(shù)
該車通過性主要參數(shù)見表3.4。
表3.4 汽車的最小離地間隙、接近角、總線通過半徑
汽車類型
最 小 離 地 間隙(m)
接近角(o)
離去角(o)
總 線 通 過 半徑(m)
轎車
微型、普通級
0.12～0.18
20～30
15～23
3～5
中 級、中 高級、高級
0.13～0.20
5～8
客車
輕型
0.18～0.22
12～40
8～20
中型、大型
0.24～0.29
9～20
5～9
貨車
輕型
0.18～0.22
25～60
25～45
2～4
中型、重型
0.22～0.30
4～7
礦用自卸汽車
>0.32
越野汽車
0.26～0.37
36～60
35～48
1.9～3.6
3.4 本章小結
本章介紹了初步確定汽車主要尺寸參數(shù)、汽車質量參數(shù)、主要性能參數(shù)、汽車的機動性參數(shù)、算發(fā)動機的最大功率、最大扭矩及其對應的轉速、變速器的頭檔速比和檔位數(shù)，和驅動橋的主減速比等目標參數(shù)的方法。
第4章 整車型式的選擇
根據(jù)設計原則、目標和用戶的需求特點，整車設計人員要提出被開發(fā)的車型的整車型式方案，主要包括以下幾個部分：
（1） 發(fā)動機的種類和型式；
（2） 軸數(shù)和驅動型式 ；
（3） 車頭和駕駛室的型式及發(fā)動機與前軸的位置關系；
（4） 輪胎的選擇；
4.1 發(fā)動機的種類和型式
對于發(fā)動機的種類和型式，在現(xiàn)代汽車上主要選用汽油機和柴油機，選用其他燃料或其他種類的發(fā)動機，可根據(jù)車型進行選取。
發(fā)動機的型式有直列式、V 型和對置式等。冷卻方式有水冷和風冷。
因此要根據(jù)車型的使用條件和布置上的結構進行選擇不同種類和型式的發(fā)動機。
根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最大轉矩及相應轉速，初步選擇一汽大柴生產的CA4D32-12，它的主要技術參數(shù)如表4.1所示，外特性曲線如圖4.1所示。
表4.1 所選發(fā)動機的主要技術參數(shù)
單位
CA4D32-12
形式
缸徑/行程
mm
98/105
直列四缸，水冷，直噴式，增壓中冷
排量
L
3.168
額定工況功率/轉速
kw/(r/min)
88/3200
最大扭距/轉速
N?m/(r/min)
300/2000
最低燃油消耗率
g/(kw?h)
210
質量
kg
290
滿足排放要求
歐Ⅲ
外形尺寸（長×寬×高）
mm
855×740×775
圖4.1 所選發(fā)動機外特性曲線
由圖可知，大柴CA4D32-12的轉速范圍為750~3200 r/min。
從上述發(fā)動機外特性曲線可得其轉矩特性、比油耗特性，并且用最小二乘法擬合成五次多項式，結果如表4.1所列。
4.2 離合器的初步選型
根據(jù)發(fā)動機的最大轉矩，初步選定一汽生產的離合器（單片，干式、推式，膜片彈簧，摩擦直徑為350mm，液壓助力式，選裝380mm），其轉矩容量為500 N﹒m的單片、干式、推式、膜片彈簧離合器。該離合器與CA4D32-12柴油發(fā)動機匹配時，其后備系數(shù)為2.33。
4.3 變速器的選型
由于載貨汽車