1、汽車總體設計1. 概述汽車性能的優劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能， 而且在很大程度上取 決于各部件的協調和配合， 取決于總體布置； 總體設計水平的高低對汽車的設計質量、使用性能和產品的生命力起決定性的影響。汽車是一個系統，這是基于汽車只有如下屬性而具備組成系統的條件： 汽車是由多個要素( 子系統及連接零件 ) 組成的整體， 每個要素對整體的行為有影響； 組成汽車的各要素對整體行為的影響不是獨立的； 汽車的行為不是組成它的任何要素所能具有的。由此，汽車具備系統的屬性， 對環境表現出整體性、 一輛子系統屬性匹配協調的汽車所具備的功能大于組成它的各子系統功能純粹的、簡單的總和、反之， 如果子系統

2、的屬性因無序而相互干擾， 即便是個體性能優良的子系統， 其功能也 會因相互扼制而抵消，功率循環、軸轉向等就是這樣的典型例子。系統論所揭示的系統整體性和系統功能的等級性必然會映射到設計任務中 來、用整體性來解釋汽車設計的終極目標是整車性能的綜合優化， 道理是十分顯 然的、汽車設計任務的等級形態表現為： 上位設計任務是確定下位設計任務要實 現的目標， 下位設計是實現上位設計功能的手段、 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， 設計子系統的全部活動 必須在總體設計構建的框架內進行、 子系統設計固然重要， 但統攬全局、 設計子 系統組合和相互作用體系規則的總體設

3、計對汽車的性能和質量的影響更加廣泛、 更為深刻。3.1 整車總布置設計的任務(1) 從技術先進性、生產合理性和使用要求出發，正確選擇性能指標、質量 和主要尺寸參數，提出總體設計方案，為各部件設計提供整車參數和設計要求；(2) 對各部件進行合理布置和運動校核；(3) 對整車性能進行計算和控制，保證汽車主要性能指標實現；(4) 協調好整車與總成之間的匹配關系，配合總成完成布置設計，使整車的 性能、可靠性達到設計要求。3.2 設計原則、目標(1) 汽車的選型應根據汽車型譜、 市場需求、 產品的技術發展趨勢和企業 的產品發展規劃進行。(2) 選型應在對同類型產品進行深入的市場調查、使用調查、生產工藝調

4、查、樣車結構分析與性能分析及全面的技術、進行分析的基礎上進行(3) 應從已有的基礎出發，對原有車型和引進的樣車進行分析比較，繼承優點，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進技術與結構，開發新車型。(4) 涉及應遵守有關標準、規范、法規、法律，不得侵犯他人專利。(5) 力求零件標準化、部件通用化、產品系列化。3.3 汽車設計過程(1) 調查研究與初始決策： 選定設計目標， 并制定產品設計工作及方針原則。(2) 總體方案設計： 根據所選定的目標及對開發目標制定的工作方針、設計原則等主導思想提出整車設想，即概念設計( concept design )或構思設計。(3) 繪制總布置草圖，確定整車主要尺寸、

5、質量參數與性能以及各總成的基本形式。(4) 車身造型設計及繪制車身布置圖：繪制不同外形、不同色彩的車身外形 圖；制作相應的造型的 1 ： 5 整車模型；從中選優后，再制作 1 ： 5 或 1 ： 1 的精 確模型。(5) 編寫設計任務書；(6) 汽車總布置設計；(7) 總成設計；(8) 試制、試驗、定型。2. 整車型式的選擇根據設計原則，目標和用戶的需求特點，整車設計人員要提出被開發車型的 整車型式方案，主要包括以下幾部分：(1) 發動機的種類和型式；(2) 軸數和驅動型式；(3) 車頭和駕駛室的型式及與發動機、前軸 ( 輪 ) 的位置關系；(4) 輪胎的選擇。4.1 發動機的種類和型式對于發

6、動機的種類和型式，在現代汽車上主要選用汽油機和柴油機，燃用其 它燃料或其它種類的發動機，可根據車型的需要進行選取。發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。因此要根據具體車型的使用條件和布置上的結構需要， 而選擇不同種類和型式的發動機。4.2 汽車的軸數和驅動型式不同類型的汽車有不同的軸數和驅動型式，這主要根據使用條件、用途、工 廠的生產條件、制造成本及公路的軸荷限值等因素進行選擇。最常用的是兩軸、后驅動 4X2 式汽車，其中轎車還可以采用4X2 前驅動式 結構。對于一般總重小于 19t 的汽車，都采用 4X2 后驅動的布置型式(前驅動的轎車除外)，因為這種汽車結構簡單、

7、布置合理、機動性好、成本低、適合于 公路使用，是種典型的、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 4X2 式的汽車單軸的負荷增加， 以致于超過公路、 橋梁所規定 的承載限值(公路允許單軸負荷為 13t ，雙后軸負荷為 24t) 。為解決此矛盾，一 般采用增加汽車軸數的辦法來減少單軸的負荷，如從4X2 變成6X2、 6X4、 8X 4, 如果想增加驅動能力，提高越野通過性能，可以采用4X4、 6X & 8X 8等增加前驅動型式的結構，同時也可提高載重量。車箱底板采用增加軸數的辦法，可以提高載重M而不增加單軸負荷，同時還不會增加的離

8、地高度，提高通用化、系列化水平，便于生產、降低生產成本等。所以汽車廠家多年來一宜都采用這種辦法變型出更多品種的汽車6X2式結構可以由單前軸、單后驅動橋和后支承軸組成，也可由雙前軸和 單后驅動橋 組成，這主要取決于布置需求和軸荷分配。但應盡M不采用雙前軸式 結構，因為這樣會使前 轉向系統復雜，轉向沉重或增加轉向助力系統，增加成本 和影響操作。4.3 車頭、駕駛室的型式車頭、駕駛室的型式是汽車的最主要的型式之一。其選擇主要決定于用尸的要求、安全性、維修保養的方便性和生產條件等因素。車頭的型式如長頭、平頭、 凸頭等都各有其優缺點。車頭、駕駛室與發動機，前軸 （前輪胎）的布置位置，也可組成不同的布置結

9、 構，形 成不同風格的整車外形，使軸荷分配、軸距、轉彎宜徑等發生變化。對使 用、性能也有一定 的影響。（C）（前輪胎）的布置位置圖2.1駕駛室與發動機，前軸4.4 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據之一，因此,在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據是車型、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 考慮與動力一傳動系參數的匹配以及對整車尺寸參數 （例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比，稱為輪胎負荷系數。大多數汽車的輪胎負荷系數取為0.9? 1.0，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的車速

10、高、輪胎受動負荷大，故它們的輪胎負荷系數應接近下限； 對在各種路面上行駛的貨車，其輪胎不應超載。在良好路面上行駛且車速不高的貨車，其輪胎負荷系數可取上限甚至達1.1 ；對車速不高的重型貨車、重型自卸汽車，此系數亦可偏大些。但過多超載會使輪胎早期磨損， 甚至發生胎面剝落及爆胎等事故。試驗表明：輪胎超載 20 時，其壽命將下降 30 左右。為了提高汽車的動力因數、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。采用高強度尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負荷大大提高，從而使輪胎直徑尺寸也大為縮小。例如裝載量4t 的載貨汽車在20世紀

11、50 年代多用的 9.00 20 輪胎早已被8.25 20； 7.50 20 甚至 8.25 16 等更小尺寸的輪胎所取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能 力常采用胎面較寬、直徑較大、具有越野花紋的超低壓輪胎。 山區使用的 汽車制動頻繁， 制動鼓與輪輞之間的間隙應大一些，以便散熱，故應采用 輪輞尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、斷面形狀扁平的寬輪輞低壓 輪胎，以便降低質心高度，改善行駛平順性、橫向穩定性、輪胎的附著性 能并保證有足夠的承載能力。我國各種汽車的輪胎和輪輞的規格及其額定負荷可查 相應的國家標 準。轎車輪胎標準見 GB2978 82; 貨車和客車的輪胎規格詳見國標GB516

12、82。貨車的后輪裝雙胎時，比單胎使用時的負荷可增加 10? 15。3. 汽車主要參數的選擇總布置設計人員應初步確定以下各種參數， 作為整車和總成的原始數據和工作目標。在整車的方案( 車頭、駕駛室的型式、發動機的種類，整車初步的外廓 尺寸、主要布置參數和布置草圖 ) 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：(1) 汽車主要尺寸參數(2) 汽車質量參數(3) 主要性能參數(4) 汽車的機動性參數(5) 估算發動機的最大功率、最大扭矩及其對應的轉速。(6) 變速器的頭檔速比和檔位數，和驅動橋的主減速比。3.1 主要尺寸參數的選擇通過整車總布置草圖的繪制， 可以初步確定各總

13、成的布置關系， 進而確定整車各有關的 ( 布置 ) 尺寸參數和質量參數，以便為總成設計提供原始數據。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的計算。確定車頭，駕駛室的型式，以及同發動機、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，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

14、置草圖后，整車的外廓尺寸及相關的布置尺寸參數已基本確 定，然后進行質量參數的計算。計算質量參數前， 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，為總成開發提供原始數據。(7) 整車的外廓尺寸；(8) 軸距和前、后輪距；(9) 前懸和后懸長度；(10) 車頭、駕駛室和發動機、前輪的布置關系；(11) 輪胎型號、靜力半徑和滾動半徑、負載能力；(12) 車箱內長及外廓尺寸；(13) 發動機的功率、扭矩及相應轉速；(14) 變速器頭檔速比 (2 種 ) 和檔位數；(15) 后橋總速比

15、(可有幾種) ；(16) 最高車速；(17) 最大爬坡度；(18) 整備質量及載質量；(19) 轉向盤直徑，車輪轉角及最小轉彎直徑(20) 前輪接地點至前簧座的距離；(21) 前簧中心距；(22) 后簧中心距；(23) 車架前部和后部外寬；(24) 車架縱梁外形尺寸及橫梁位置；(25) 前簧作用長度；(26) 后簧作用長度；(27) 前簧非懸架質量；(28) 后簧非懸架質量；(29) 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 ) 尺寸參數和質量參數，以便為總成設計提供原始數據。在繪制整車總布置草圖時，可以參考同類車型的

16、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的計算。汽車的主要尺寸參數包括軸距、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軸距的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數、質M參數和使用性能的影響。軸距短一些,汽車總長、質M、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定性變壞；萬向節傳動的夾角過大等。因此，在選擇軸距時應綜合考慮對有關方面的影 響。當然，在

17、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，可根據要求及駕駛室布置尺寸初步確定軸距 ：L 二 Lh Lj S Lr式中，Lh貨箱長度可根據汽車的裝載質M、載貨長度來確定，或參考同 類型、同裝載M汽車的貨廂長度和裝載面積來初步確定；LJ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 ;Lr 后懸尺寸，可根據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

18、計算來完成,其中包括檢查最小轉彎半徑和萬軸荷分配是否合理， 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

19、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定。前懸處要布置發動機、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

20、 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（ 包括： 空載狀態下的整車整備質量、 軸荷分配、 質心高度； 滿載狀態 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。各總成質量Mi ，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 Xi （ 一般規定在前輪 中心后為正值，在前輪中心

21、前為負值） 以及空載狀態下的離地高度Zri ; 和滿載 狀態下的離地高度Zli 。一般整車總布置圖在滿載狀態下繪制，在確定各總成質心在空載狀態下的離地高度時應考慮到前、后輪胎和懸架相對滿載狀態的垂直變形的影響；空載狀態下各總成質心縱向位置相對滿載狀態的變化忽略不記。3.2.1 空車狀態下整車質量、軸荷分配和質心高度的計算整車整備質量（ 自重 ） Me 按下式計算：NoMe 八 Mi i 4式中 No 用估算整車整備質量的全部總成數量（ 總成的劃分可根據實際 情況由設計人員自定 ） ；Me 整車裝備質量， kg 。空車后軸荷Mer 按下式計算：No、 Mi XiMer =心L式中 L 軸距， m

22、rpMer 空車后軸荷， kg 。空車前軸荷Mei 按下式計算：Mcf 二 Me - Mer式中 Mcf 空車前軸荷， kg。空車質心高度一一mgo 按下式計算：NoMi ZnHgo 式中 Hgo空車質心高度， mmMe3.2.2 滿載狀態下整車質量、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：N1Mt 八 Mi i 4N1 用于估算整車最大總質量的全部總成和負載的數量 （ 一般在整車整備質量基礎上加上乘員和最大裝載質量） 。滿載后軸荷Mtr 按下式計算：N1、 Mi XiMtr 二亙L式中 Mtr 滿載后軸荷， kg。滿載前軸荷Mtf按下式計算Mtf = Mt -

23、Mtr式中Mf 滿載前軸荷，kg滿載質心高度Hgi按下式計算：N1' Mi ZliHgi 二仝Mt式中 Hgi 滿載質心高度， mm3.2.3 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M的i作為非懸架質M ）;螺旋彈簧取其質M的，作為2 2非懸架質量；吊掛式鋼板彈簧取其質量的 3 作為非懸架質量；平衡懸架鋼板彈簧4取其質量的 1 作為非懸架質量。4對于獨立懸架和其它特

24、殊形式的懸架可視其結構特點進行非懸架質M估算3.2.4 整備質量利用系數汽車的整備質M利用系數 n mo是汽車的裝載M Rg與整備質M m之比，即mo它表明單位汽車整備質M所承受的汽車裝載質顯然，此系數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、剛度及可靠性與專命的前提下，應力求減輕其質增大這一系數值。各類汽車的整備質M利用系數汽車類型n mo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<45t1.1 ? 1.5MG>45t1.3 ? 1.73.2.5

25、軸荷分配汽車的軸荷分配是汽車的重要質M參數，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩定性等主要使用性能以及輪胎的使用專命都有很大的影響。因此,在總體設計時應根據汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。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%t下，而平頭車多在 33%? 35%對轎車而言，前置 發動機前輪驅動的轎車滿載時的前軸負荷最好在55蛆上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發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

26、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 4X2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M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的通過 性，具前軸負荷應適當減小以減小前輪的滾動阻力。軸荷分配

27、對前后輪胎的磨損有宜接影響。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方向穩定性和動態方向穩定性。根據理論分析，汽車質心位置到汽車中性轉向點的距離s對汽車的靜態方向 穩定性有決定性的影L?Cai - LlCa2S = Ca 響。這個距離可由下式計算得到：G2GL2式中Li, L2 一分別為汽車質心離前、后軸的距離。Li和L2取決于軸荷分配,Cai 一兩個前輪的輪胎側偏剛度之和，N/

28、rad ;Ca2 后輪的輪胎側偏剛度之和，N/rad ;Ca 一汽車全部輪胎的總側偏剛度之和，N/rad ;當s<0時，亦即當LiCi L2G2VO時，汽車質心位于中性轉向點之前，汽車具 有不足轉向特性，汽車靜態的方向穩定性較好。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，汽車的行駛時穩定的，高與此車速，則汽車就不能穩定行駛。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，使LCal l_2Ca2<0汽車動態方向穩定性的條件是/I- X 21+Kv2 =1+?_1 _2 v2 蘭 0g lCa2 Gl j _式

29、中，K 穩定性因素；v一汽車車速，m/s;一軸距，m>3.3主要性能參數的選擇3.3.1 動力性參數汽車的動力性參數主要有宜接檔和I檔最大動力因數、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DomaxDbmax的選擇主要是根據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DOmax隨發動機排M的增大而增大。中、高級轎車對加速性要求高，故DOmax值較大。微型和普通級轎車為了節省燃料，DOmax值較小。載貨汽車的DOmax值是隨汽車總質M的增大而逐漸減小的，但也有個限度。微型貨車的DOmax值較大，輕型貨車次之，因為它們不會拖帶掛車

30、，而且對平均車速和加速性能的要求也較高。中、重型貨車的Dmax多在O.O4? O.O7范圍內。對中、重型貨車選擇DOmax時的要求是：拖帶掛車后仍能以宜接檔在具有3蹴度的公路上行駛。胺式牽引汽車及半掛車等汽車列車的DOmax應在O.O3以上。礦用自卸汽車的行駛阻力大，其DOmax值也應不小于O.O4。客車的Dmax值也是隨著其總質M的增大而減小，但豪華型客車應比普通型 客車的 DOmax 值要大一些。331.2 I 檔動力因數DimaxI 檔最大動力因數DImax 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

31、大爬坡度和附著條件。對于公路用車， Dmax 多在 0.30? 0.38 。中級及以上的轎車，其Dmax 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M為6.5t以下)的Dmax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下降較快， 為保證有足夠的爬坡速度和加速能力，Dmax 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Dmax 值多選擇在0.63 以上。1.1.1.3 最高車速V max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 速公路的發展， 汽車的最高車速普遍有所提高。 選擇時

32、應考慮汽車的類型、 用途、 道路條件、具備的安全條件和發動機功率的大小等， 并以汽車行駛的功率平衡為 依據來確定。1.1.1.4 汽車的比功率和比轉矩這兩個參數分別表示發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 的比功率值有所規定。 我國標準GB7258 97 中規定， 對公路用的機動車輛其比 功率的最小值不能低于 4.8kW / 1。農用運輸車不低于 4kW/

33、to1.1.1.5 汽車的加速時間汽車由起步并換檔加速到一定車速Va 的時間，稱為 “0 V 的換檔加速時間”；而在直接檔下由車速為 20km/h加速到莫一車速 V (km /h)的時間，稱為“20 一Va的宜接檔加速時間”，它們均為衡M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080km/h的換檔加速時 間來衡M其加速性能。載貨汽車常用060km/h的換檔加速時間或在宜接檔下由20km/h加速到莫一車速的時間

34、來評價。裝載M2? 2.5t的輕型載貨汽車的060km)/h的換檔加速時間多在 0.5? 30s;重型貨 車的050km/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 70kn/ 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莫一距離(例如0400m, 0500m, 01000m)所花費的時間來衡M汽車的加速性能的。3.3.2 燃料經濟性參數汽車在良好的水平硬路面上以宜接檔滿載等速行駛100 km時的最低燃料消耗M Q(L/ 100km),稱為汽車的“百公里最低燃料消耗，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宜接檔以經濟車速

35、等速行駛時的百公里耗油io單位汽車總質M的百公里最低燃料消耗又稱為汽車的“單位燃料消耗(L / (100km - t) o在新車設計時，具燃料經濟性可參考總質M相近的同類車型的百公里耗油M或單位燃料消耗M來估算。下表為載貨汽車的單位燃料消耗M的統計值范圍。轎車的單位燃料消耗M為 7.5? 10.5L/(100km-1)。國標 GB4352 84 和 GB 4353 84 分別給出了載 貨汽車和載客汽車運行燃料消耗M。載貨汽車的單位燃料消耗M汽車總質M汽油機柴油機<43.0 ? 4.02.0 ? 2.84? 62.8 ? 3.21.9 ? 2.16? 122.68 ? 2.821.55 ?

36、 1.86>122.5 0 ? 2.601.43 ? 1.533.3.3 機動性參數轉向盤轉至極限汽車的最小轉彎宜徑是汽車機動性的主要參數。最小轉彎宜徑是指當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 操縱穩定性參數與總體設計關系密

37、切且應在設計中當作設計指標予以控制的操縱穩定性參數參數有：(1) 轉向特性參數；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，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

38、時的車身點頭角應不大于 1.5 °。3.3.5 行駛平順性參數行駛平順性通常用車身振動參數來評價。 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值作為設計要求。前、后懸架的偏頻 m與n2應接近且應使n2略高于ns以免發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nT ：屬，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G的匹配，推薦取 G = (0.8 0.9)fd ；而對于貨車考慮到前、后軸荷的差別和避免駕駛員疲勞

39、，則前、后靜撓度值之比要更大些。車型湎或偏頻n/ Hz Hz滿載靜撓度fc /cm滿載動撓度fd / cm前懸架后懸架前懸架fc1后懸架fc2前懸架fd1后懸架fd 2轎普通級、中級1.02 ?1.441.18 ?1.5812? 2410 ? 188? 1110 ? 14車高級0.91 ?1.120.98 ?1.2920 ? 3015? 268? 1110 ? 14客車1.29 ? 1.897?155? 8載貨汽車1.51 ?2.041.67 ?2.236? 115? 96? 96? 8越野汽車1.391? 2.0412 ? 247?13336制動性參數常以制動距離、制動減速度和制動踏板力作為

40、汽車制動性能的主要設計指標和評價參數。制動距離是指在良好的試驗跑道上和規定的車速下，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、法規等對汽車制動效能的要 求。337通過性參數汽車類型最小離地間隙(m)接近角(0)離去角(o)總線通過半徑(m)轎車微型、普通級0.12 ? 0.1820 ? 3015 ? 233? 5中級、中高級、 高級0.13-0.205? 8輕型0.18 ? 0.2

41、212 ? 408? 20中型、大型0.24 ? 0.299? 205? 9貨車輕型0.18 ? 0.2225 ? 6025 ? 452? 4中型、重型0.22 ? 0.304? 7礦用自卸汽車>0.32越野汽車0.26 ? 0.3736 ? 6035 ? 481.9 ? 3.64.發動機選型發動機選型的依據因素很多，如汽車的類型、用途、使用條件、總布置型式、總質M及動力性指標、經濟性要求、材料和燃料資源、排氣污染和噪聲方面的法規限制、已有的發動機系列及其技術指標水平、技術發展趨勢、生產條件與制造成本、市場預測情況以及將來的配件供應及維修條件等，通常要經過多種方案的 比較甚至通過先行的試

42、驗研究才能選定一個好的方案。4.1 發動機基本形式的選擇至今世界上絕大多數的汽車都是采用往復活塞式內燃機，具中絕大多數的轎車采用汽油機，而幾乎全部的重型貨車、絕大多數的中型貨車和相當一部分輕型貨車則采用柴油機。近二三十年來在極少數汽車上采用了轉子發動機、燃氣輪機、高能蓄電池和電動機等動力裝置。為消除污染以蓄電池為能源的電動汽車受到各國的重視，列為發展方向并在加緊研制中。但從目前的情況來看，在相當長的時 期內，往復式內燃機仍將是汽車發動機的主要型式。因 此，這里僅就汽車內燃機 的選型問題進行討論。在汽車發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 次是氣缸的排列型式和發動機的冷卻

43、方式。就世界范圍而言，大型汽車的發動機已經柴油化，中型汽車也多采用柴油機，輕型載貨汽車采用柴油機的也不少，甚至歐洲已將小型高速柴油機用到莫些轎車上。與汽油機相比，柴油機具有油耗低、燃料經濟性好、無點火系統，故障少、 工作更可靠，耐久性好、壽命長，排氣污染較低和防火安全性好等優點。但一般柴油機的振動及噪聲較大， 輪廓尺寸及質量較大， 造價較高， 起動較困難并易冒 黑煙。近年來， 由于柴油機在產品設計和制造工藝方面的不斷完善， 其上述缺點 已得到較好的克服。較大馬力、高轉速、低噪聲、小型化且運轉平穩的柴油機的 研制開發成功，使裝柴油機的輕型汽車日益增多，在轎車上的裝用也取得成功。 但預計在今后相當

44、長的一段時期內，考慮到燃料使用的平衡及汽油機的轉速高、 升功率高、轉矩適應性較好、輪廓尺寸及質量較小、便于布置、振動及噪聲較低和適于高速車輛等特點， 絕大多數的轎車和小型車輛仍將采用汽油機， 而裝載量 6t 以上的汽車將全部裝用柴油機，裝載量2 5t 的部分輕型和中型汽車則采取兩種發動機均可安裝而由用戶選擇的方式為宜。按氣缸排列型式，發動機又有直列、水平對置和 V 型等區別。直列式的結構 簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬度小、易布置，因而在中型及以下的 貨車上和排量不大的轎車上得到了廣泛應用。 4L 以下的汽油機多采用直列式， 但對大排量的直列發動機而言，不是缸徑過大， 就是缸數過多，

45、使發動機過長和 過高，質量也過大。因此，在中高級以上的轎車、重型載貨汽車和重型越野汽車 上，采用 V 型發動機的日益增多。 V 型發動機相對于直列式有許多優點，其長度 顯著縮短 （ 約 25%? 30%），高度降低，質量減小約20%? 30%;曲軸箱及曲軸 的剛度增大；易于設計尺寸緊湊的高轉速、大功率發動機且易于系列化，如V6，V8, V1O 及 V12 等，而直列式通常到 6 缸，最多 8 缸。對于長度受到限制的車輛來說，由于 V 型發動機的長度短，適宜于這類車輛的總體布置，但由于其寬度大， 故在乎頭車上布置困難。 V 型發動機的造價高， 故在應用中受到限制， 多用于排 量在 6L 以上和缸

46、徑大于 150mm勺汽油機和 12L 以上的柴油機。水平對置式發動 機的高度低且易于平衡，水平對置雙缸發動機在微型汽車上得到應用。按冷卻方式，發動機又有水冷式和風冷式之分。水冷發動機冷卻均勻可靠， 散熱好，氣缸變形小，缸蓋、活塞等主要零件的熱負荷較低，可靠性高 ; 能很好地適應大功率發動機的冷卻要求；發動機增壓后也易于采取措施（加大水箱、增加泵量 ）加強散熱；噪聲小；車內供暖易解決。因此，絕大多數的汽車都采用了 水冷發動機。但其冷卻性能受氣溫影響顯著，設計時應考慮避免高溫天氣出現發 動機過熱的問題。風冷發動機的冷卻系統簡單， 維修簡便； 對于在沙漠和缺水地 區及炎熱、 酷寒地區使用的適應性好，

47、不會產生發動機過熱和凍結等故障； 還可 省去消耗銅材的水箱。但大缸徑的風冷發動機的冷卻不夠均勻； 缸蓋等有關零件的熱負荷高，可靠性不及水冷式的；噪聲大；油耗較高，故僅在安裝小排量發動 機的微型汽車上得到應用， 在其他類型的汽車上應用不多。 大型風冷發動機雖也 能達到較高的性能指標，但需采用較多的結構、工藝措施，造價較高。4.2 主要性能指標的選擇421 發動機最大功率Pe max 及其相應轉速“p發動機功率愈大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發動機功率利用率降 低，燃料經濟性下降，動力傳動系的質量也要加大。因此，應合理地選擇發動機 功率。設計初可參考同類型、同級別且動力性相近的汽車的比功率進

48、行Pe max 的估算或選取。 Pe man 亦可根據所要求的最高車速U max。按下式計算出：P emax 一; VmaxD V ; axnT 1360076140 J式中： Pemax 一一 發動機最大功率， kWt傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的4X 2式汽車取t? 0.9 ；ma 汽車總質量，kg ；g 重力加速度，mA s ;匚滾動阻力系數，對載貨汽車取0.02,對礦用自卸汽車取 0.03,對轎Vmax 最高車速， km/ h ；C一空氣阻力系數，轎車取 0.4? 0.6 ,客車取0.6? 0.7 ,貨車取0.8 1.0A_汽車正面投影面積，卅，若無測量數據，可按前輪距B 、

49、汽車總高H、汽車總寬 B 等尺寸近似計算：對轎車 A ? 0.78BH ,對載貨汽車 A? Bi Ho按上式求出的 Pe max 應為發動機在裝有全部附件下測定時得到的大有效功率或凈輸出功率，它比一般發動機外特性的最大功率值低12%? 20%o在整車選型階段還應對發動機最大功率時的轉速np np提出要求，因為它 不僅影響發動機本身的技術指標和使用性能及壽命，而且影響整車的性能（例如 Vmax ） 、傳動系的壽命以及對主減速比 i 0 的選擇。近年來，隨著車速的提高，發動機轉速也在不斷地提高。同時，提高發動機轉速也是提高其功率、減小其質量的有效措施。但提高轉速會使活塞的平均速度加快及熱負荷增高、

50、曲柄連桿機構的慣性力增大而加劇磨損，導致壽命下降，并 加大振動和噪聲。因此，發動機轉速的提高也有一定的限度。當前，轎車汽油機的 np， 大多為 4000-6000r / min ；輕型貨車汽油機的np大多為3800? 5000r/min；中型貨車汽油機的 np多為32004400r/min ;其柴油機的p多為2200? 3400r/min；重型貨車柴油機的 np多為1800? 2600r/min ;轎車和輕型客車、 輕型貨車用的小型高速柴油機的 np 多為 3200? 4200r / min 。應根據汽車與發動 機的類型、最高車速、最大功率、選用的活塞平均速度Cm 活塞沖程 s 、缸徑、缸數、

51、工藝水平等因素來合理的確定np （Cm = s ? p/ 30，單位為m/ s） 。4.2.2 發動機最大轉矩Te max 及其相應轉速門口當發動機最大功率和其相應轉速確定后，可用下式確定發動機的最大扭矩:PemaxTemax 二 7019np: 扭矩適應性系數；即： . =Temax ； 一般汽油機 =1.2? 1.35 ，柴油機 : =1.11.25 ; :? 值的Tp大小，標志著行駛阻力增加時，發動機沿外特性曲線自動增加扭矩的能力。 : 的 大小可參考同類樣機的數值進行選取。Tp 為最大功率點的扭矩， N? mnp 最大功率點轉速， r / min 。在選取發動機最大扭矩點的轉速nM 時

52、，一般希望該轉速與最大功率點的轉速有一定的比例關系，即保證np/nM （轉速適應性系數）在1.4 2.0之間，如 果nM取得過高，會使np/nM 的比值變小，若小于1.4 ，會使直接檔的穩定車速偏高，造成在市區內行駛、轉彎等情況下增加換擋次數。所以希望nM不要太高。4.2.3 發動機適應性系數?發動機適應性系數是轉矩適應系數與轉速適應系數的乘積。它表明發動機適應汽車行駛工況的程度。_ Temax n p值越大，這發動機的適應性越好。采用值大的發動機可減少換檔次數、減輕 駕駛員的疲勞、 減小傳動系的磨損和降低油耗。 現代發動機的適應性系數值對汽油機 =1.4 ? 2.4 ;對柴油機=1.6? 2

53、.6。4.3 傳動系參數的選擇4.3.1 最小傳動比的選擇整車傳動系最小傳動比的選擇，可根據最高車速及其功率平衡圖來確定。在普通的載貨汽車上，變速器的最高檔大都取1.0 ，貝 M 專動系的最小總傳動i。 ，若有超速檔或副變速器、分動器時，最小傳動比則為它們的速比和i的乘積4.3.2 最大傳動比的選擇最大傳動比為變速器的頭檔速比與主減速比的乘積。該速比主要是用于汽車爬坡或mg(f cos si n) r k此時變速器最大速比i k1T emax , T b駛。道路條件很差（阻力大）的情況下（此時空氣阻力可以不計）汽車仍能行式中：最大爬坡角度,車輪滾動半徑,求出iki以后，再驗算一下附著條件，牽引

54、力不應大于附著力Ft maxMF = m 2gk式中 Ftmax最大牽引力，N；F :附著力，N ； F :護=葉gm2-驅動橋質kg;:附著系數，取二 0.7最后驗算最低檔時的最低穩定車速，該車速沒有規定的限值。一般情況下，載貨汽車,只要能滿足最大爬坡度的要求（即最大動力因數），那最低穩定車速也能滿足。但越野車為 了避免在松軟地面上行駛時，士壤受沖擊剪切破壞而損害地面附著力，要求車速很低，此時的最大速比為kn min rkik1 =0.377V min i 0式中n min發動機最低穩定轉速，r/min ;對于汽油機nmin = 350 r/min ? 500 r/min ;對于柴油機 nmin = 650 r/min ? 850 r/min ；Vmin -汽車最低穩定車速，km/ h o4.3.3變速器檔位數的選擇最低檔的變速器檔位數的多少，