汽车总体设计

1、汽车总体设计1. 概述汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能， 而且在很大程度上取 决于各部件的协调和配合， 取决于总体布置； 总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和产品的生命力起决定性的影响。汽车是一个系统，这是基于汽车只有如下属性而具备组成系统的条件： 汽车是由多个要素( 子系统及连接零件 ) 组成的整体， 每个要素对整体的行为有影响； 组成汽车的各要素对整体行为的影响不是独立的； 汽车的行为不是组成它的任何要素所能具有的。由此，汽车具备系统的属性， 对环境表现出整体性、 一辆子系统属性匹配协调的汽车所具备的功能大于组成它的各子系统功能纯粹的、简单的总和、反之， 如果子系统

2、的属性因无序而相互干扰， 即便是个体性能优良的子系统， 其功能也 会因相互扼制而抵消，功率循环、轴转向等就是这样的典型例子。系统论所揭示的系统整体性和系统功能的等级性必然会映射到设计任务中 来、用整体性来解释汽车设计的终极目标是整车性能的综合优化， 道理是十分显 然的、汽车设计任务的等级形态表现为： 上位设计任务是确定下位设计任务要实 现的目标， 下位设计是实现上位设计功能的手段、 上、下位体系可从总体设计逐级分至零件设计， 总体设计无疑处于这种体系的最上位， 设计子系统的全部活动 必须在总体设计构建的框架内进行、 子系统设计固然重要， 但统揽全局、 设计子 系统组合和相互作用体系规则的总体设

3、计对汽车的性能和质量的影响更加广泛、 更为深刻。3.1 整车总布置设计的任务(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量 和主要尺寸参数，提出总体设计方案，为各部件设计提供整车参数和设计要求；(2) 对各部件进行合理布置和运动校核；(3) 对整车性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；(4) 协调好整车与总成之间的匹配关系，配合总成完成布置设计，使整车的 性能、可靠性达到设计要求。3.2 设计原则、目标(1) 汽车的选型应根据汽车型谱、 市场需求、 产品的技术发展趋势和企业 的产品发展规划进行。(2) 选型应在对同类型产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调

4、查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行(3) 应从已有的基础出发，对原有车型和引进的样车进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新车型。(4) 涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。(5) 力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。3.3 汽车设计过程(1) 调查研究与初始决策： 选定设计目标， 并制定产品设计工作及方针原则。(2) 总体方案设计： 根据所选定的目标及对开发目标制定的工作方针、设计原则等主导思想提出整车设想，即概念设计( concept design )或构思设计。(3) 绘制总布置草图，确定整车主要尺寸、

5、质量参数与性能以及各总成的基本形式。(4) 车身造型设计及绘制车身布置图：绘制不同外形、不同色彩的车身外形 图；制作相应的造型的 1 ： 5 整车模型；从中选优后，再制作 1 ： 5 或 1 ： 1 的精 确模型。(5) 编写设计任务书；(6) 汽车总布置设计；(7) 总成设计；(8) 试制、试验、定型。2. 整车型式的选择根据设计原则，目标和用户的需求特点，整车设计人员要提出被开发车型的 整车型式方案，主要包括以下几部分：(1) 发动机的种类和型式；(2) 轴数和驱动型式；(3) 车头和驾驶室的型式及与发动机、前轴 ( 轮 ) 的位置关系；(4) 轮胎的选择。4.1 发动机的种类和型式对于发

6、动机的种类和型式，在现代汽车上主要选用汽油机和柴油机，燃用其 它燃料或其它种类的发动机，可根据车型的需要进行选取。发动机的型式有直列式、 V 型和对置式等。冷却方式有水冷和风冷。因此要根据具体车型的使用条件和布置上的结构需要， 而选择不同种类和型式的发动机。4.2 汽车的轴数和驱动型式不同类型的汽车有不同的轴数和驱动型式，这主要根据使用条件、用途、工 厂的生产条件、制造成本及公路的轴荷限值等因素进行选择。最常用的是两轴、后驱动 4X2 式汽车，其中轿车还可以采用4X2 前驱动式 结构。对于一般总重小于 19t 的汽车，都采用 4X2 后驱动的布置型式(前驱动的轿车除外)，因为这种汽车结构简单、

7、布置合理、机动性好、成本低、适合于 公路使用，是种典型的、成熟的结构型式。随着汽车载重量的增加，各相关总成也要相应的加大，汽车的自重也要增加， 这样会造成 4X2 式的汽车单轴的负荷增加， 以致于超过公路、 桥梁所规定 的承载限值(公路允许单轴负荷为 13t ，双后轴负荷为 24t) 。为解决此矛盾，一 般采用增加汽车轴数的办法来减少单轴的负荷，如从4X2 变成6X2、 6X4、 8X 4, 如果想增加驱动能力，提高越野通过性能，可以采用4X4、 6X & 8X 8等增加前驱动型式的结构，同时也可提高载重量。车箱底板采用增加轴数的办法，可以提高载重M而不增加单轴负荷，同时还不会增加的离

8、地高度，提高通用化、系列化水平，便于生产、降低生产成本等。所以汽车厂家多年来一宜都采用这种办法变型出更多品种的汽车6X2式结构可以由单前轴、单后驱动桥和后支承轴组成，也可由双前轴和 单后驱动桥 组成，这主要取决于布置需求和轴荷分配。但应尽M不采用双前轴式 结构，因为这样会使前 转向系统复杂，转向沉重或增加转向助力系统，增加成本 和影响操作。4.3 车头、驾驶室的型式车头、驾驶室的型式是汽车的最主要的型式之一。其选择主要决定于用尸的要求、安全性、维修保养的方便性和生产条件等因素。车头的型式如长头、平头、 凸头等都各有其优缺点。车头、驾驶室与发动机，前轴 （前轮胎）的布置位置，也可组成不同的布置结

9、 构，形 成不同风格的整车外形，使轴荷分配、轴距、转弯宜径等发生变化。对使 用、性能也有一定 的影响。（C）（前轮胎）的布置位置图2.1驾驶室与发动机，前轴4.4 轮胎的选择轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此,在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应 考虑与动力一传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数 （例如汽车的最小离地间隙、总高等）的影响。轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.9? 1.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速

10、高、轮胎受动负荷大，故它们的轮胎负荷系数应接近下限； 对在各种路面上行驶的货车，其轮胎不应超载。在良好路面上行驶且车速不高的货车，其轮胎负荷系数可取上限甚至达1.1 ；对车速不高的重型货车、重型自卸汽车，此系数亦可偏大些。但过多超载会使轮胎早期磨损， 甚至发生胎面剥落及爆胎等事故。试验表明：轮胎超载 20 时，其寿命将下降 30 左右。为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装载量4t 的载货汽车在20世纪

11、50 年代多用的 9.00 20 轮胎早已被8.25 20； 7.50 20 甚至 8.25 16 等更小尺寸的轮胎所取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能 力常采用胎面较宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。 山区使用的 汽车制动频繁， 制动鼓与轮辋之间的间隙应大一些，以便散热，故应采用 轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、断面形状扁平的宽轮辋低压 轮胎，以便降低质心高度，改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的附着性 能并保证有足够的承载能力。我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查 相应的国家标 准。轿车轮胎标准见 GB2978 82; 货车和客车的轮胎规格详见国标GB516

12、82。货车的后轮装双胎时，比单胎使用时的负荷可增加 10? 15。3. 汽车主要参数的选择总布置设计人员应初步确定以下各种参数， 作为整车和总成的原始数据和工作目标。在整车的方案( 车头、驾驶室的型式、发动机的种类，整车初步的外廓 尺寸、主要布置参数和布置草图 ) 初步确定之后，整车设计人员通过图面工作和计算、初步确定如下目标参数：(1) 汽车主要尺寸参数(2) 汽车质量参数(3) 主要性能参数(4) 汽车的机动性参数(5) 估算发动机的最大功率、最大扭矩及其对应的转速。(6) 变速器的头档速比和档位数，和驱动桥的主减速比。3.1 主要尺寸参数的选择通过整车总布置草图的绘制， 可以初步确定各总

13、成的布置关系， 进而确定整车各有关的 ( 布置 ) 尺寸参数和质量参数，以便为总成设计提供原始数据。在绘制整车总布置草图时，可以参考同类车型的相关总成的外廓尺寸和质 量，按本车的总布置需要， 进行总布置草图的绘制。 初步确定主要布置尺寸和进行质量参数的计算。确定车头，驾驶室的型式，以及同发动机、前轴 ( 轮 ) 的相互布置关系后，绘制布置总布置草图，并在此基础上布置各大总成。(1) 车架和车箱；(2) 后簧、后桥和车轮；(3) 前簧、前轴和车轮；(4) 传动系；(5) 转向机构及拉杆系统，并确定前轮转角和进行转弯直径的计算；(6) 布置油箱、电瓶、消声器、贮气简、及备胎等其它总成。完成整车总布

14、置草图后，整车的外廓尺寸及相关的布置尺寸参数已基本确 定，然后进行质量参数的计算。计算质量参数前， 要列出各大总成的质量， 再定出空载和满载时各总成的质心至前轴和地面的距离， 最后计算出空载和满载时的轴荷分配和质心至前轴、 地 面的距离。整车总布置应提供以下参数，为总成开发提供原始数据。(7) 整车的外廓尺寸；(8) 轴距和前、后轮距；(9) 前悬和后悬长度；(10) 车头、驾驶室和发动机、前轮的布置关系；(11) 轮胎型号、静力半径和滚动半径、负载能力；(12) 车箱内长及外廓尺寸；(13) 发动机的功率、扭矩及相应转速；(14) 变速器头档速比 (2 种 ) 和档位数；(15) 后桥总速比

15、(可有几种) ；(16) 最高车速；(17) 最大爬坡度；(18) 整备质量及载质量；(19) 转向盘直径，车轮转角及最小转弯直径(20) 前轮接地点至前簧座的距离；(21) 前簧中心距；(22) 后簧中心距；(23) 车架前部和后部外宽；(24) 车架纵梁外形尺寸及横梁位置；(25) 前簧作用长度；(26) 后簧作用长度；(27) 前簧非悬架质量；(28) 后簧非悬架质量；(29) 后轮毂及制动器总成质量。通过整车总布置草图的绘制， 可以初步确定各总成的布置关系， 进而确定整 车各有关的 ( 布置 ) 尺寸参数和质量参数，以便为总成设计提供原始数据。在绘制整车总布置草图时，可以参考同类车型的

16、相关总成的外廓尺寸和质 量，按本车的总布置需要， 进行总布置草图的绘制。 初步确定主要布置尺寸和进行质量参数的计算。汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等。图3.1汽车的主要尺寸参数轴距的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质M参数和使用性能的影响。轴距短一些,汽车总长、质M、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过 短也会带来一系列问题，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影 响。当然，在

17、满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要 性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。在整车选型初期，可根据要求及驾驶室布置尺寸初步确定轴距 ：L 二 Lh Lj S Lr式中，Lh货箱长度可根据汽车的装载质M、载货长度来确定，或参考同 类型、同装载M汽车的货厢长度和装载面积来初步确定；LJ前轮中心至驾驶室后壁的距离，它与布置方案选择有关，在该布置方案选定后，可通过对驾驶室、发动机和前轴的初步布置或参考同型、同类布置的汽车的这一尺寸初步确定；S驾驶室与货厢之间的间隙，一般取50? 100mm ;Lr 后悬尺寸，可根据道路条件或参考同类型汽车初步确定。轴距的最终确定应通过总布置和相应的

18、计算来完成,其中包括检查最小转弯半径和万轴荷分配是否合理， 乘坐是否舒适以及能否 满足整车总体设计的要求等。三轴汽车的中后轴之间的轴距，多取为轮胎直径的 1.1 ? 1.25 倍。汽车轮距对汽车的总宽、 总质量、横向稳定性和机动性都有较大的影响。 轮 距愈大，则悬架的角刚度愈大， 汽车的横向稳定性愈好， 车厢内横向空间也愈大。 但轮距也不宜过大， 否则，会使汽车的总宽和总质量过大。 轮距必须与汽车的总 宽相适应。汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。它应根据汽车的类型、用途、承载量、道路条件、 结构选型与布置以及有关标准、 法规限制等因素来确定。 在满 足使用要求的前提下，应力求减小汽车的外廓

19、尺寸， 以减小汽车的质量， 降低制 造成本，提高汽车的动力性、经济性和机动性。 GBl589 79 对汽车外廓尺寸界限作了规定。前悬处要布置发动机、水箱、风扇、弹簧前支架、车身前部或驾驶室的前支 点、保险杠、转向器等，要有足够的纵向布置空间。其长度与汽车的类型、驱动 型式、发动机的布置型式和驾驶室的型式及布置密切相关。 汽车的前悬不宜过长， 以免使汽车的接近角过小而影响通过性。汽车的后悬长度主要与货厢长度、轴距及轴荷分配有关。后悬也不宜过长， 以免使汽车的离去角过小而引起上下坡时刮地， 同时转弯也不灵活。 城市大客车 的后悬一般不大于其轴距的60%，其长度不大于3.5m 。轻型及以上的载货汽车

20、 的后悬一般为 1.2? 2.2m 。长轴距、特长货厢的汽车，其后悬可长达约 2.6m 。3.2 整车质量参数估算在整车设计方案确立后，总布置设计草图初步完成的情况下，应首先对整车质量参数（ 包括： 空载状态下的整车整备质量、 轴荷分配、 质心高度； 满载状态 下的整车最大总质量、轴荷分配以及非悬架质量等） 进行估算，为整车性能计算 和总成设计提供依据。各总成质量Mi ，可通过样件实测得到，亦可参照同类车型样件实测值修正得到。各总成质心位置可通过实测得到或按其几何形状和结构特点估计得到，然后 在整车总布置图上确定其质心相对于前轮中心的纵向位移 Xi （ 一般规定在前轮 中心后为正值，在前轮中心

21、前为负值） 以及空载状态下的离地高度Zri ; 和满载 状态下的离地高度Zli 。一般整车总布置图在满载状态下绘制，在确定各总成质心在空载状态下的离地高度时应考虑到前、后轮胎和悬架相对满载状态的垂直变形的影响；空载状态下各总成质心纵向位置相对满载状态的变化忽略不记。3.2.1 空车状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算整车整备质量（ 自重 ） Me 按下式计算：NoMe 八 Mi i 4式中 No 用估算整车整备质量的全部总成数量（ 总成的划分可根据实际 情况由设计人员自定 ） ；Me 整车装备质量， kg 。空车后轴荷Mer 按下式计算：No、 Mi XiMer =心L式中 L 轴距， m

22、rpMer 空车后轴荷， kg 。空车前轴荷Mei 按下式计算：Mcf 二 Me - Mer式中 Mcf 空车前轴荷， kg。空车质心高度一一mgo 按下式计算：NoMi ZnHgo 式中 Hgo空车质心高度， mmMe3.2.2 满载状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算整车最大总质量（ 总重 ） Mt 按下式计算：N1Mt 八 Mi i 4N1 用于估算整车最大总质量的全部总成和负载的数量 （ 一般在整车整备质量基础上加上乘员和最大装载质量） 。满载后轴荷Mtr 按下式计算：N1、 Mi XiMtr 二亘L式中 Mtr 满载后轴荷， kg。满载前轴荷Mtf按下式计算Mtf = Mt -

23、Mtr式中Mf 满载前轴荷，kg满载质心高度Hgi按下式计算：N1' Mi ZliHgi 二仝Mt式中 Hgi 满载质心高度， mm3.2.3 非悬架质量的估算对于非独立悬架，整个车桥总成 （ 包括制动器、轮毂、车轮等） 都属于非悬架质量；一端与车桥铰接，另一端与车架固定点铰接件 （ 如转向拉杆、传动轴、导 向臂、稳定杆等）可将静止时作用于车桥铰接点的质量作为非悬架质量 （ 转向拉杆、传动轴等件可取其质M的i作为非悬架质M ）;螺旋弹簧取其质M的，作为2 2非悬架质量；吊挂式钢板弹簧取其质量的 3 作为非悬架质量；平衡悬架钢板弹簧4取其质量的 1 作为非悬架质量。4对于独立悬架和其它特

24、殊形式的悬架可视其结构特点进行非悬架质M估算3.2.4 整备质量利用系数汽车的整备质M利用系数 n mo是汽车的装载M Rg与整备质M m之比，即mo它表明单位汽车整备质M所承受的汽车装载质显然，此系数越大表明该车型的材料利用率越高和设计与工艺水平越高。因此，设计新车型时在保证汽车零部件的强度、刚度及可靠性与专命的前提下，应力求减轻其质增大这一系数值。各类汽车的整备质M利用系数汽车类型n mo备注载货汽车轻型0.8 ? 1.1柴油车为0.8? 1.0中型1.2 ? 1.35重型1.3 ? 1.7矿用自卸车装载量MG<45t1.1 ? 1.5MG>45t1.3 ? 1.73.2.5

25、轴荷分配汽车的轴荷分配是汽车的重要质M参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用专命都有很大的影响。因此,在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。汽车的布置型式对轴荷分配影响较大，例如对载货汽车而言，长头车满载时的前轴负荷分配多在28%t下，而平头车多在 33%? 35%对轿车而言，前置 发动机前轮驱动的轿车满载时的前轴负荷最好在55蛆上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动的轿车满载时的后轴负荷一般不大于52%;后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最好不超过59%否则，会导致汽 车具有过多转向特性而使操纵性

26、变坏。在确定轴荷分配时也要考虑到汽车的使用条件。对于常在较差路面上行驶的载货汽车，为了保证其在泥泞路面上的通过能力，常将满载前轴负荷控制在26%? 27%,以减小前轮的滚动阻力并增大后驱动轮的附着力。对于常在潮湿路面上行驶的后驱动轮装用单胎的 4X2平头货车，空载时后轴负荷应不小于41%,以免引起侧滑。在确定轴荷分配时，还要充分考虑汽车的结构特点及性能要求。例如：重型 矿用自卸 汽车的轴距短、质心高，制动或下坡时质M转移会使前轴负荷过大，故 在设计时可将其前轴负荷适当减小， 使后轴负荷适当加大。为了提高越野汽车在 松软路面和无路地区的通过 性，具前轴负荷应适当减小以减小前轮的滚动阻力。轴荷分配

27、对前后轮胎的磨损有宜接影响。为了使其磨损均匀，对后轮装单胎 的双轴汽车，要求其满载时的前后轴荷分配均为50%而对后轮为双胎的双轴汽车，则前后轴荷可大致按 1/3和2/3的比例处理。当然，在实际设计中由于许多因素的影响，上述要求只能近似地满足。在确定汽车的轴荷分配时， 还要考虑汽车的静态方向稳定性和动态方向稳定性。根据理论分析，汽车质心位置到汽车中性转向点的距离s对汽车的静态方向 稳定性有决定性的影L?Cai - LlCa2S = Ca 响。这个距离可由下式计算得到：G2GL2式中Li, L2 一分别为汽车质心离前、后轴的距离。Li和L2取决于轴荷分配,Cai 一两个前轮的轮胎侧偏刚度之和，N/

28、rad ;Ca2 后轮的轮胎侧偏刚度之和，N/rad ;Ca 一汽车全部轮胎的总侧偏刚度之和，N/rad ;当s<0时，亦即当LiCi L2G2VO时，汽车质心位于中性转向点之前，汽车具 有不足转向特性，汽车静态的方向稳定性较好。反之，当 s>0时，汽车具有过度 转向特性。此时存在着一个临界车速，低于此车速时，汽车的行驶时稳定的，高与此车速，则汽车就不能稳定行驶。在汽车设计时一般希望汽车具有适度的不足转向特性。为此，要很好地匹配上述参数，使LCal l_2Ca2<0汽车动态方向稳定性的条件是/I- X 21+Kv2 =1+?_1 _2 v2 兰 0g lCa2 Gl j _式

29、中，K 稳定性因素；v一汽车车速，m/s;一轴距，m>3.3主要性能参数的选择3.3.1 动力性参数汽车的动力性参数主要有宜接档和I档最大动力因数、最高车速、加速时间、汽车的比功率和比转矩等。3.3.1.1 直接档动力因数DomaxDbmax的选择主要是根据对汽车加速性与燃料经济性的要求，以及汽车类型、用途和道路条件而异。轿车的DOmax随发动机排M的增大而增大。中、高级轿车对加速性要求高，故DOmax值较大。微型和普通级轿车为了节省燃料，DOmax值较小。载货汽车的DOmax值是随汽车总质M的增大而逐渐减小的，但也有个限度。微型货车的DOmax值较大，轻型货车次之，因为它们不会拖带挂车

30、，而且对平均车速和加速性能的要求也较高。中、重型货车的Dmax多在O.O4? O.O7范围内。对中、重型货车选择DOmax时的要求是：拖带挂车后仍能以宜接档在具有3蹴度的公路上行驶。胺式牵引汽车及半挂车等汽车列车的DOmax应在O.O3以上。矿用自卸汽车的行驶阻力大，其DOmax值也应不小于O.O4。客车的Dmax值也是随着其总质M的增大而减小，但豪华型客车应比普通型 客车的 DOmax 值要大一些。331.2 I 档动力因数DimaxI 档最大动力因数DImax 直接影响汽车的最大爬坡能力和通过困难路段的能力 以及起步并连续换档时的加速能力。它和汽车总质量的关系不明显而主要取决于 所要求的最

31、大爬坡度和附着条件。对于公路用车， Dmax 多在 0.30? 0.38 。中级及以上的轿车，其Dmax 值的上限可高达0.5 ，以便获得必要的最低车速和较强的加速能力。矿用自卸汽车(装载M为6.5t以下)的Dmax值多在0.30? 0.46,当采用 液力机械传动时，由于汽车起步后动力因数下降较快， 为保证有足够的爬坡速度和加速能力，Dmax 值还应取大一些。军用越野汽车的爬坡能力要求高达60%?75%，故其Dmax 值多选择在0.63 以上。1.1.1.3 最高车速V max随着汽车性能特别是主被动安全性能的提高以及各国公路路面的改善和高 速公路的发展， 汽车的最高车速普遍有所提高。 选择时

32、应考虑汽车的类型、 用途、 道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小等， 并以汽车行驶的功率平衡为 依据来确定。1.1.1.4 汽车的比功率和比转矩这两个参数分别表示发动机最大功率和最大转矩与汽车总质量之比。 比功率 是评价汽车动力性能如速度性能和加速性能的综合指标， 比转矩则反映了汽车的 比牵引力或牵引能力。 在比较各国车型的比功率时， 应考虑到各国内燃机功率测 定标准的差异。 为了保证载货汽车在高速公路上的速度适应性， 有些国家对汽车 的比功率值有所规定。 我国标准GB7258 97 中规定， 对公路用的机动车辆其比 功率的最小值不能低于 4.8kW / 1。农用运输车不低于 4kW/

33、to1.1.1.5 汽车的加速时间汽车由起步并换档加速到一定车速Va 的时间，称为 “0 V 的换档加速时间”；而在直接档下由车速为 20km/h加速到莫一车速 V (km /h)的时间，称为“20 一Va的宜接档加速时间”，它们均为衡M汽车加速性能和动力性能的重要指标。轿车常用“ 0 100km )/h”或“ 0 80km )/h”的换档加速时间来评价。中、高级轿 车的0 100km/h 的换档加速时间约为 8? 15s；普通级轿车为12? 25s。也可采 用080km/h的换档加速时 间来衡M其加速性能。载货汽车常用060km/h的换档加速时间或在宜接档下由20km/h加速到莫一车速的时间

34、来评价。装载M2? 2.5t的轻型载货汽车的060km)/h的换档加速时间多在 0.5? 30s;重型货 车的050km/h的换 档加速时间为40? 60s。城市大客车和旅游用大客车的0 70kn/ h的换档加速时间多在33? 65s。国外也有用起步并换档加速行驶到莫一距离(例如0400m, 0500m, 01000m)所花费的时间来衡M汽车的加速性能的。3.3.2 燃料经济性参数汽车在良好的水平硬路面上以宜接档满载等速行驶100 km时的最低燃料消耗M Q(L/ 100km),称为汽车的“百公里最低燃料消耗，是汽车的燃料经济性常用的评价指标。它也是满载的汽车在良好的硬路面上用宜接档以经济车速

35、等速行驶时的百公里耗油io单位汽车总质M的百公里最低燃料消耗又称为汽车的“单位燃料消耗(L / (100km - t) o在新车设计时，具燃料经济性可参考总质M相近的同类车型的百公里耗油M或单位燃料消耗M来估算。下表为载货汽车的单位燃料消耗M的统计值范围。轿车的单位燃料消耗M为 7.5? 10.5L/(100km-1)。国标 GB4352 84 和 GB 4353 84 分别给出了载 货汽车和载客汽车运行燃料消耗M。载货汽车的单位燃料消耗M汽车总质M汽油机柴油机<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 机动性参数转向盘转至极限汽车的最小转弯宜径是汽车机动性的主要参数。最小转弯宜径是指当位置时由转向中心至前外轮接地中心的距离，它反映了汽车通过小曲率半径弯曲道路的能力和在狭窄路面上或场地上调头的能力。 其值与汽车的轴距、轮距及转向车轮的最大转角等有关，并应根据汽车的 类型、用途、道路条件、结构特点及轴距等尺寸选取。 GB7258 97中规定：机动车的最小转弯直径，以外轮轨迹中心为基线测量其值不得大于 24m 。当转弯 直径 24m是前转向轴和末轴的内轮差不得大于 3.5m 。3.3.4 操纵稳定性参数与总体设计关系密

37、切且应在设计中当作设计指标予以控制的操纵稳定性参数参数有：(1) 转向特性参数；由于轮胎的侧偏使前、 后轴产生相应的侧偏角。 其角度差为正、 负、 零时使汽车分别获得“不足转向”、“过度转向”和“中性转向”等特 性。为了保证良好的操纵稳定性，希望得到不足转向特性。通常用汽车 以 0.4g 的向心加速度作定圆等速行驶时前、后轴的侧偏角之差作为评价转向特性的参数，希望它是一个较小的正角度值，例如轿车以1o?3o 为宜。(2) 车身侧倾角；汽车以 0.4g 的向心加速度作匀速圆周运动时的车身侧倾角应在 3 °之内，在大不超过7°。(3) 制动点头角；汽车以 0.4g 的减速度制动

38、时的车身点头角应不大于 1.5 °。3.3.5 行驶平顺性参数行驶平顺性通常用车身振动参数来评价。 在总体设计时， 通常应给出前后悬架的偏频或静挠度、动挠度以及车身振动加速度等参数值作为设计要求。前、后悬架的偏频 m与n2应接近且应使n2略高于ns以免发生较大的车身纵向角振动。但微型轿车因轴距短使后排座接近后轮，为了改善其后座的舒适性， 可以将后悬架设计的软一些而使nT ：属，下表为各类汽车的偏频和静、动挠度值的一般范围。对于舒适性要求高的汽车偏频值取低限。对于前、后悬架的静挠度值%和G的匹配，推荐取 G = (0.8 0.9)fd ；而对于货车考虑到前、后轴荷的差别和避免驾驶员疲劳

39、，则前、后静挠度值之比要更大些。车型湎或偏频n/ Hz Hz满载静挠度fc /cm满载动挠度fd / cm前悬架后悬架前悬架fc1后悬架fc2前悬架fd1后悬架fd 2轿普通级、中级1.02 ?1.441.18 ?1.5812? 2410 ? 188? 1110 ? 14车高级0.91 ?1.120.98 ?1.2920 ? 3015? 268? 1110 ? 14客车1.29 ? 1.897?155? 8载货汽车1.51 ?2.041.67 ?2.236? 115? 96? 96? 8越野汽车1.391? 2.0412 ? 247?13336制动性参数常以制动距离、制动减速度和制动踏板力作为

40、汽车制动性能的主要设计指标和评价参数。制动距离是指在良好的试验跑道上和规定的车速下，紧急制动时由踩制动踏板起到完全停车的距离。我国通常以车速为 30km/ h和50km/ h的最小制动距离来评比不同车型的制动效能。对于紧急制动时踏板力，货车要求不大于700N;轿车要求不大于 500N。设计中在制订制动性能标准时还应适应有关安全性的国家标准、法规等对汽车制动效能的要 求。337通过性参数汽车类型最小离地间隙(m)接近角(0)离去角(o)总线通过半径(m)轿车微型、普通级0.12 ? 0.1820 ? 3015 ? 233? 5中级、中高级、 高级0.13-0.205? 8轻型0.18 ? 0.2

41、212 ? 408? 20中型、大型0.24 ? 0.299? 205? 9货车轻型0.18 ? 0.2225 ? 6025 ? 452? 4中型、重型0.22 ? 0.304? 7矿用自卸汽车>0.32越野汽车0.26 ? 0.3736 ? 6035 ? 481.9 ? 3.64.发动机选型发动机选型的依据因素很多，如汽车的类型、用途、使用条件、总布置型式、总质M及动力性指标、经济性要求、材料和燃料资源、排气污染和噪声方面的法规限制、已有的发动机系列及其技术指标水平、技术发展趋势、生产条件与制造成本、市场预测情况以及将来的配件供应及维修条件等，通常要经过多种方案的 比较甚至通过先行的试

42、验研究才能选定一个好的方案。4.1 发动机基本形式的选择至今世界上绝大多数的汽车都是采用往复活塞式内燃机，具中绝大多数的轿车采用汽油机，而几乎全部的重型货车、绝大多数的中型货车和相当一部分轻型货车则采用柴油机。近二三十年来在极少数汽车上采用了转子发动机、燃气轮机、高能蓄电池和电动机等动力装置。为消除污染以蓄电池为能源的电动汽车受到各国的重视，列为发展方向并在加紧研制中。但从目前的情况来看，在相当长的时 期内，往复式内燃机仍将是汽车发动机的主要型式。因 此，这里仅就汽车内燃机 的选型问题进行讨论。在汽车发动机基本型式的选择中首先应确定的是采用汽油机还是柴油机，其 次是气缸的排列型式和发动机的冷却

43、方式。就世界范围而言，大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机，轻型载货汽车采用柴油机的也不少，甚至欧洲已将小型高速柴油机用到莫些轿车上。与汽油机相比，柴油机具有油耗低、燃料经济性好、无点火系统，故障少、 工作更可靠，耐久性好、寿命长，排气污染较低和防火安全性好等优点。但一般柴油机的振动及噪声较大， 轮廓尺寸及质量较大， 造价较高， 起动较困难并易冒 黑烟。近年来， 由于柴油机在产品设计和制造工艺方面的不断完善， 其上述缺点 已得到较好的克服。较大马力、高转速、低噪声、小型化且运转平稳的柴油机的 研制开发成功，使装柴油机的轻型汽车日益增多，在轿车上的装用也取得成功。 但预计在今后相当

44、长的一段时期内，考虑到燃料使用的平衡及汽油机的转速高、 升功率高、转矩适应性较好、轮廓尺寸及质量较小、便于布置、振动及噪声较低和适于高速车辆等特点， 绝大多数的轿车和小型车辆仍将采用汽油机， 而装载量 6t 以上的汽车将全部装用柴油机，装载量2 5t 的部分轻型和中型汽车则采取两种发动机均可安装而由用户选择的方式为宜。按气缸排列型式，发动机又有直列、水平对置和 V 型等区别。直列式的结构 简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的 货车上和排量不大的轿车上得到了广泛应用。 4L 以下的汽油机多采用直列式， 但对大排量的直列发动机而言，不是缸径过大， 就是缸数过多，

45、使发动机过长和 过高，质量也过大。因此，在中高级以上的轿车、重型载货汽车和重型越野汽车 上，采用 V 型发动机的日益增多。 V 型发动机相对于直列式有许多优点，其长度 显著缩短 （ 约 25%? 30%），高度降低，质量减小约20%? 30%;曲轴箱及曲轴 的刚度增大；易于设计尺寸紧凑的高转速、大功率发动机且易于系列化，如V6，V8, V1O 及 V12 等，而直列式通常到 6 缸，最多 8 缸。对于长度受到限制的车辆来说，由于 V 型发动机的长度短，适宜于这类车辆的总体布置，但由于其宽度大， 故在乎头车上布置困难。 V 型发动机的造价高， 故在应用中受到限制， 多用于排 量在 6L 以上和缸

46、径大于 150mm勺汽油机和 12L 以上的柴油机。水平对置式发动 机的高度低且易于平衡，水平对置双缸发动机在微型汽车上得到应用。按冷却方式，发动机又有水冷式和风冷式之分。水冷发动机冷却均匀可靠， 散热好，气缸变形小，缸盖、活塞等主要零件的热负荷较低，可靠性高 ; 能很好地适应大功率发动机的冷却要求；发动机增压后也易于采取措施（加大水箱、增加泵量 ）加强散热；噪声小；车内供暖易解决。因此，绝大多数的汽车都采用了 水冷发动机。但其冷却性能受气温影响显著，设计时应考虑避免高温天气出现发 动机过热的问题。风冷发动机的冷却系统简单， 维修简便； 对于在沙漠和缺水地 区及炎热、 酷寒地区使用的适应性好，

47、不会产生发动机过热和冻结等故障； 还可 省去消耗铜材的水箱。但大缸径的风冷发动机的冷却不够均匀； 缸盖等有关零件的热负荷高，可靠性不及水冷式的；噪声大；油耗较高，故仅在安装小排量发动 机的微型汽车上得到应用， 在其他类型的汽车上应用不多。 大型风冷发动机虽也 能达到较高的性能指标，但需采用较多的结构、工艺措施，造价较高。4.2 主要性能指标的选择421 发动机最大功率Pe max 及其相应转速“p发动机功率愈大则汽车的动力性愈好，但功率过大会使发动机功率利用率降 低，燃料经济性下降，动力传动系的质量也要加大。因此，应合理地选择发动机 功率。设计初可参考同类型、同级别且动力性相近的汽车的比功率进

48、行Pe max 的估算或选取。 Pe man 亦可根据所要求的最高车速U max。按下式计算出：P emax 一; VmaxD V ; axnT 1360076140 J式中： Pemax 一一 发动机最大功率， kWt传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的4X 2式汽车取t? 0.9 ；ma 汽车总质量，kg ；g 重力加速度，mA s ;匚滚动阻力系数，对载货汽车取0.02,对矿用自卸汽车取 0.03,对轿Vmax 最高车速， km/ h ；C一空气阻力系数，轿车取 0.4? 0.6 ,客车取0.6? 0.7 ,货车取0.8 1.0A_汽车正面投影面积，卅，若无测量数据，可按前轮距B 、

49、汽车总高H、汽车总宽 B 等尺寸近似计算：对轿车 A ? 0.78BH ,对载货汽车 A? Bi Ho按上式求出的 Pe max 应为发动机在装有全部附件下测定时得到的大有效功率或净输出功率，它比一般发动机外特性的最大功率值低12%? 20%o在整车选型阶段还应对发动机最大功率时的转速np np提出要求，因为它 不仅影响发动机本身的技术指标和使用性能及寿命，而且影响整车的性能（例如 Vmax ） 、传动系的寿命以及对主减速比 i 0 的选择。近年来，随着车速的提高，发动机转速也在不断地提高。同时，提高发动机转速也是提高其功率、减小其质量的有效措施。但提高转速会使活塞的平均速度加快及热负荷增高、

50、曲柄连杆机构的惯性力增大而加剧磨损，导致寿命下降，并 加大振动和噪声。因此，发动机转速的提高也有一定的限度。当前，轿车汽油机的 np， 大多为 4000-6000r / min ；轻型货车汽油机的np大多为3800? 5000r/min；中型货车汽油机的 np多为32004400r/min ;其柴油机的p多为2200? 3400r/min；重型货车柴油机的 np多为1800? 2600r/min ;轿车和轻型客车、 轻型货车用的小型高速柴油机的 np 多为 3200? 4200r / min 。应根据汽车与发动 机的类型、最高车速、最大功率、选用的活塞平均速度Cm 活塞冲程 s 、缸径、缸数、

51、工艺水平等因素来合理的确定np （Cm = s ? p/ 30，单位为m/ s） 。4.2.2 发动机最大转矩Te max 及其相应转速门口当发动机最大功率和其相应转速确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩:PemaxTemax 二 7019np: 扭矩适应性系数；即： . =Temax ； 一般汽油机 =1.2? 1.35 ，柴油机 : =1.11.25 ; :? 值的Tp大小，标志着行驶阻力增加时，发动机沿外特性曲线自动增加扭矩的能力。 : 的 大小可参考同类样机的数值进行选取。Tp 为最大功率点的扭矩， N? mnp 最大功率点转速， r / min 。在选取发动机最大扭矩点的转速nM 时

52、，一般希望该转速与最大功率点的转速有一定的比例关系，即保证np/nM （转速适应性系数）在1.4 2.0之间，如 果nM取得过高，会使np/nM 的比值变小，若小于1.4 ，会使直接档的稳定车速偏高，造成在市区内行驶、转弯等情况下增加换挡次数。所以希望nM不要太高。4.2.3 发动机适应性系数?发动机适应性系数是转矩适应系数与转速适应系数的乘积。它表明发动机适应汽车行驶工况的程度。_ Temax n p值越大，这发动机的适应性越好。采用值大的发动机可减少换档次数、减轻 驾驶员的疲劳、 减小传动系的磨损和降低油耗。 现代发动机的适应性系数值对汽油机 =1.4 ? 2.4 ;对柴油机=1.6? 2

53、.6。4.3 传动系参数的选择4.3.1 最小传动比的选择整车传动系最小传动比的选择，可根据最高车速及其功率平衡图来确定。在普通的载货汽车上，变速器的最高档大都取1.0 ，贝 M 专动系的最小总传动i。 ，若有超速档或副变速器、分动器时，最小传动比则为它们的速比和i的乘积4.3.2 最大传动比的选择最大传动比为变速器的头档速比与主减速比的乘积。该速比主要是用于汽车爬坡或mg(f cos si n) r k此时变速器最大速比i k1T emax , T b驶。道路条件很差（阻力大）的情况下（此时空气阻力可以不计）汽车仍能行式中：最大爬坡角度,车轮滚动半径,求出iki以后，再验算一下附着条件，牵引

54、力不应大于附着力Ft maxMF = m 2gk式中 Ftmax最大牵引力，N；F :附着力，N ； F :护=叶gm2-驱动桥质kg;:附着系数，取二 0.7最后验算最低档时的最低稳定车速，该车速没有规定的限值。一般情况下，载货汽车,只要能满足最大爬坡度的要求（即最大动力因数），那最低稳定车速也能满足。但越野车为 了避免在松软地面上行驶时，士壤受冲击剪切破坏而损害地面附着力，要求车速很低，此时的最大速比为kn min rkik1 =0.377V min i 0式中n min发动机最低稳定转速，r/min ;对于汽油机nmin = 350 r/min ? 500 r/min ;对于柴油机 nmin = 650 r/min ? 850 r/min ；Vmin -汽车最低稳定车速，km/ h o4.3.3变速器档位数的选择最低档的变速器档位数的多少，