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外文資料譯文
變速器
盡管現(xiàn)代汽車所使用的變速器各式各樣，但它們的工作原理是大致相同的。變速器有液力變速器，也有由制動器和離合器控制的行星齒輪組，行星齒輪組可以提供兩個或三個前進擋。
變速器可以提供不同數(shù)值的傳動比，對于發(fā)動機這很重要。發(fā)動機低速運轉時傳遞動力不大。汽車起步時又要求輸出扭矩較大，這使發(fā)動機就必須高速運轉。駕駛員掛上第一檔，此時使發(fā)動機以高速運轉：其傳動比為發(fā)動機的曲軸轉12圈，后車輪轉一圈。這時發(fā)動機提供的大功率使汽車啟動并快速加速。然后，駕駛員換二檔（分開離合器，使變速器中的齒輪順利換檔），此次后二檔使汽車加速到更高的速度，速比為8：1，最后換到第三檔，在這一檔中，動力通過變速器直接傳遞，傳動軸與發(fā)動機曲軸轉速一致。第三檔的傳動比為1：1。另設有一倒檔，在這一檔中，傳動軸將朝反方向傳動，從而使汽車實現(xiàn)倒向行駛。
四輪驅動
在美國，雖然更多的消費者不愿再使用運動型多功能車(休閑越野車SUV)，而更傾向于選擇轎車和功能交叉型車，但他們依然不愿放棄全輪驅動（AWD）系統(tǒng)，因為對他們來說，這是一個安全的系統(tǒng)。
在最近一次對休閑越野車（SUV）車主的調查中，73％的車主表示他們希望自己的下一部車是全輪驅動型車，或四輪驅動型車。豪華車市場中50％的車主希望自己的客車或運貨車卡車是全輪驅動的。
來自工業(yè)調查公司JD Power的一份近期報告預測，截至2008年，四輪驅動汽車將占到美國汽車市場的37％。預計基于前輪驅動車的AWD系統(tǒng)銷量的增加，將促成這一增長的到來，而AWD的市場份額在未來兩年內，將達到現(xiàn)在的兩倍還要多，即從現(xiàn)在的13％增至32％。
看到SUV車銷量下滑，汽車制造商福特公司順勢而動，推出帶有全輪驅動的福特Fusion、水星Milan、林肯MKZ中型私家轎車、福特Egde和林肯MKX多功能交叉車。現(xiàn)今，福特已有36種車型提供四輪驅動或全輪驅動。
與四輪驅動的手動啟動不同，AWD系統(tǒng)要么處于不停運轉，要么不停地監(jiān)控汽車運行情況并獨立啟動。對于駕駛者而言，車輪之間扭矩的交替改變幾乎是察覺不到的。
全輪驅動技術的優(yōu)點可以讓引工程師們在最佳牽引力下準確地對某個或幾個車輪傳遞扭矩。
系統(tǒng)每秒對車況進行100次監(jiān)測，分析運行中車輪的實時狀況，駕駛員的動作如方向盤的轉動和踩油門的力度，然后相應地變換扭矩并傳給車輪。
“全輪驅動的突出優(yōu)勢在于：可以靈活地傳遞扭矩并能對任一車輪進行制動，”銷售經理羅伯特·帕克說：“以前我們只能進行從前到后或從后到前的扭矩傳遞，而先進的全輪驅動技術讓我們可以在最佳牽引力下準確地對某個或幾個車輪傳遞扭矩”。
在2007年車型使用的全輪驅動技術中，像Fusion和MXZ都是典型的前輪驅動模式。扭矩施加到前輪便于將車向前牽引。因為發(fā)動機位于車的前部——不論是向前牽引還是操縱方向，其重量都將提供給車輪更大的牽引力。
然而，當系統(tǒng)測得牽引力不足時，它會將扭矩轉至任何一個或所有車輪。汽車在光滑路面上行駛時效果最為明顯，但其實AWD系統(tǒng)在許多不明顯的情況下提升著牽引力。
前輪驅動型汽車存在著比較普遍的問題是：轉向不足，轉彎時這一問題尢為突出。如果前輪驅動型車在轉彎時加速，汽車后部會突然承受過多重量，這將導致前輪牽引力不足。當駕駛員想要打急轉彎時，汽車前輪會徑直沖向彎道外測。而全輪驅動系統(tǒng)則會通過調整施加于車輪的扭矩或改變發(fā)動機轉速或二者兼有之進行自動補償。
自2007年伊始，預計配有AWD系統(tǒng)的汽車年銷售量約為50萬輛，其中的40萬輛將是轎車和功能交叉型車。聽起來這似乎是個大訂單，但福特方面表示，由于其正致力于令該技術讓消費者更買得起，所以這個銷售目標其實不難達到。
福特計劃銷售全輪驅動車型時的售價比其競爭者低3，100——5，400美元（合人民幣24，000——43，000元），在某種情況下還將降低部分前輪驅動型汽車價格。美國汽車工業(yè)的競爭將會達到新的激烈階段
車輛安全系統(tǒng)
沃爾沃公司采用主動安全和交互性更好的安全電子設備來增加駕駛員的安全感
幾乎每個人都擔心車的安全性。但對于一個跨國汽車公司來說，最重要的是要認識到，造成這個問題的原因在各個國家是不相同的。瑞典的沃爾沃汽車公司在車輛安全性方面享有很高的聲譽。然而隨著各種車型紛紛提供最高級別的碰撞保護，這家汽車公司開始對影響買主安全感的其他因素進行關注。該公司對一系列與車輛安全相關的預防性措施，包括主動安全系統(tǒng)和呼救系統(tǒng)進行了研究。
過去，各汽車公司重視的是被動安全系統(tǒng)，即在發(fā)生事故時能為乘員提供保護的系統(tǒng)?，F(xiàn)在，他們開始放寬眼界，“我們現(xiàn)在將注意力放在預警系統(tǒng)和防止事故發(fā)生的預防系統(tǒng)上”沃爾沃公司的安全問題負責人Ingrid Skogsmo說。
安全問題有三個要素：車輛本身、交通狀況和人。坐在方向盤后面的人仍然是最重要的安全因素，但與材料和結構相比，電子設備顯得越來越重要。為了能在緊急情況下迅速做出決定，駕駛員必須時刻保持清醒并戰(zhàn)勝疲勞，但往往是說起來容易做起來難。
“研究表明，經常在一輛車徑直撞入另一輛車的尾部時，后車駕駛員的腳還沒碰到剎車，”Skogsmo說?！斑@很可能是因為駕駛員根本沒有看到前方正在發(fā)生的情況，因而也就不可能防止事故的發(fā)生。我們開發(fā)的電子安全系統(tǒng)能在發(fā)生事故時為駕駛員贏得足夠的時間，讓他們能操縱車輛脫離險境”
交通繁忙的街道，駕駛中面臨的多種選擇和移動電話等都可能分散駕駛員的注意力。為了幫助駕駛確定什么信息是最重要的，可在車上采用一種能比人眼更快的速度判讀交通情況的先進技術。主動安全系統(tǒng)能提醒駕駛員注意潛在的威脅，在關鍵情況下，當駕駛員已經來不及做出反應，制止事故發(fā)生時，該系統(tǒng)甚至可以主動采取行動?！霸撓到y(tǒng)并不控制駕駛，而只是幫助駕駛員提高駕駛安全并使駕駛過程更愉快而已，”Skogsmo說。
沃爾沃公司已經將其所開發(fā)的幾種主動安全技術投入了使用。該公司與2003年開發(fā)出了智能駕駛信息系統(tǒng)（Intelligent Driver Information System）。該系統(tǒng)能根據(jù)重要程度將對接收的各種信息進行歸類，在需要駕駛員集中精力的情況下，能自動將電話、短信等不重要的信息接收推遲，其思路是在制動和超車等關鍵時刻防止駕駛員受到過多信息的干擾。
安全并不僅僅意味著防止事故的發(fā)生，然而，如果車子的安全等級高，駕駛員就更有安全感。任何可提升駕駛員安全感的措施都值得采用?！拔覀儗Υ撕苤匾暎必撠熚譅栁质袌銮閳蟮腒arin Backlund說，“我們努力按照顧客的喜好對車輛進行改進，安全，包括人身安全，是沃爾沃公司的核心價值”
沃爾沃公司在9個國家發(fā)起了一項民意測驗，目的是對車主最擔心的安全問題進行調查。各國得出的結論不一樣，瑞典人最擔心車輛在無人看護的情況下過夜，英國人對車上物品遭竊的擔心超過了車輛本身被盜，而大約一半的巴西車主則稱對盜竊并不關心，他們只關心自己的人身安全。
對“你最希望自己的車所具備的安全功能”的回答顯示出這種差異的原因。在巴西，汽車報警器沒有列入“5個最想擁有的安全功能”，而瑞典人則把它列排在第一條。巴西人和意大利人都希望擁有防撞夾層擋風玻璃，而瑞典人則偏愛可鎖上的輪胎蓋。
有一項功能出現(xiàn)在所有國家的車主的“最想擁有”列表上，那就是：呼救系統(tǒng)?？磥硭袊业娜硕颊J為呼叫警察和救護車的功能是很重要的。所有參與調查的人還一致希望能有幫助找回被偷車輛的技術。然而，這種技術的開發(fā)成本很高，除了對車進行改裝以外，還需要許多其它的基礎設施，以確保能對車輛進行跟蹤，而且應急服務部門還必須知道如何對呼叫做出反應。沃爾沃公司目前已經在7個歐洲國家提供“呼叫”服務，并計劃將服務范圍擴展到其他國家。
與此同時，該公司了在開發(fā)能使駕駛員在更遠距離控制車輛的技術。該公司的S80型轎車將人車溝通系統(tǒng)（PCC）作為選裝件提供，但將來也可能作為標準配置，在所有車上都安裝。該系統(tǒng)的基本配置是一個可裝在口袋中的遙控系統(tǒng)，可在你扳動車門把手時自動為車輛解鎖。按下PCC的按鈕可以重新上鎖。
“駕駛員經常會擔心車門是否鎖好”S80車的項目經理Silvia Gullsdorf說，“往往走出幾米后，你還要把車鎖開關幾次才能放心”有了PCC你只需檢查鑰匙就能知道車是否已經鎖好，你甚至都不必離車很近，鑰匙會顯示你最后一次操作是鎖車還是開鎖，你還可以不用鑰匙啟動車輛。
但無鑰匙進車系統(tǒng)并不是最近才出現(xiàn)的。PCC系統(tǒng)的不同之處在于，你可以在60到100米外通過按下信息鍵來了解車子的安全狀態(tài)。不同的LED燈告訴你車是否上鎖，是否有人動過車子以及是否已經發(fā)出警報等。水平儀可測出是否有人為了偷車輪將車子抬起。紅燈閃爍表明心跳傳感器被激活，說明車內有人。
5
皮卡客貨兩用車總體布局設計
摘 要
隨著汽車時代的到來,汽車走進千家萬戶,汽車設計水平直接關系著產品的市場,可以說汽車大廠能立足于劇烈競爭的當今國際風云變幻中無外乎有兩件法寶,其一,依靠強大的銷售隊伍,對國外汽車市場進行分割,以資金吃掉資金來換得一席之地。其二則以創(chuàng)新的設計來生產來滿足日益苛刻的市場需求。后者尤為重要！
本文，選定了參考車型為長安系列貨車和昌河雙排為我的參考車型。這些車型是市面上比較流行的產品，市場占有率高，通過分析任務書的設計要求，結合現(xiàn)在有的生產技術以及市場行情。確定傳動系的布置方案為前置后屈，我設計的外形一定程度上參考了長安系列貨車的外形，具有流線的動態(tài)美。運動時風阻系數(shù)小，經濟性能好。
皮卡車較之其他乘用車，具有體積小重量輕，機動性能好等優(yōu)點。本車設計估算各種總成總質量之和低于2噸，一定程度上保證了汽車的輕量化要求，但是汽車的軸距并沒有縮小，其長達2.5m，這樣使得乘員有著很好的乘坐舒適性，經過嚴格的計算和認真的校核本車的動力性能其結果還不錯，爬坡度接近30%，在城市城市環(huán)境使用毫無問題，非常實用。
關鍵詞：皮卡車， 底盤 ， 車身，總布置
符 號 說 明
V
Ga 汽車總重, kg
G拖 汽車拖掛總重, kg
G自 汽車自重, kg
G載 汽車載重, kg
Ft 驅動力（牽引力）, N
Ff 滾動阻力, N
Fw 空氣阻力, N
Fi 上坡阻力, N
Fj 加速阻力, N
F附 附著力, N
V 汽車車速, km/h
Vmax 最高車速, km/h
ne 發(fā)動機轉數(shù), r/min
nN 發(fā)動機最大功率時轉速, r/min
nmin 發(fā)動機最低穩(wěn)定轉速, r/min
Pe 發(fā)動機功率,KW
Ttq 發(fā)動機扭矩, N?m
r滾 輪胎滾動半徑, m
Rmin 最小轉彎半徑 , m
Uamin 汽車最低穩(wěn)定車速, km/h
L 軸距, m
h重 汽車重心高, m
L1 汽車重心至前軸距離, m
L2 汽車重心至后軸距離, m
Z1 行駛時的前軸負荷, kg
Z2 行駛時的后軸負荷, kg
B 前輪輪距, m
H總 汽車總高, m
A 汽車正面面積, m2
amax 最大加速度, m?s-2
Pf 滾動阻力功率, kW
Pw 空氣阻力功率, kW
Pi 坡度阻力功率, kW
Pj 加速阻力功率, kW
m1 前軸重量轉移系數(shù)
m2 后軸重量轉移系數(shù)
Φ 路面附著系數(shù)
F 滾動阻力系數(shù)
I 坡度阻力系數(shù)（坡度）
Ψ 道路阻力系數(shù)
α 坡道角
i0 主傳動比
ig 變速器傳動比
ip 分動器傳動比
i? 傳動系總傳動比
Η 傳動系傳動效率
V 回轉質量換算系數(shù)
D 動力因數(shù)
目 錄
第一章 前 言…………………………………………………………1
第二章 總體布置方案………………………………………………2
§2.1 概述…………………………………………………3
§2.2 方案的分析和確定…………………………………4
§2.2.1 設計任務………………………………………4
§2.2.2 設計要求………………………………………4
§2.2.3 基本要求………………………………………4
§2.3 汽車傳動形式的選擇………………………………5
第三章主要參數(shù)的選擇………………………………… 10
§3.1 汽車主要尺寸的確定………………………………10
§3.2 汽車質量參數(shù)的確定 …………………………… 12
§3.3 汽車性能參數(shù)的確定(初取) …………………… 15
§3.4 發(fā)動機性能參數(shù)的確定 ………………………… 19
§3.4.1發(fā)動機最大功率和相應轉速 ……………… 19
§3.4.2發(fā)動機的懸置與安裝 ……………………… 20
§3.5汽車輪胎的選擇…………………………………… 21 第四章 汽車的總體布置…………………………………… 23
§4.1 汽車的總布置草圖 ……………………………… 23
§4.2 各部件的布置 …………………………………… 23
§4.3 汽車的傳動速比的確定 ………………………… 28
§4.3.1主減速器傳動比i0的確定………………… 28
§4.3.2變速器1檔傳動比的確定……………………29
§4.3.3變速器個檔速比的分配.……………………30
第五章 汽車總布置的計算 …………………………… 31
§5.1 JL465Q型發(fā)動機的參數(shù)性能 ………………… 31
§5.2 汽車行駛阻力計算 ……………………………… 32
§5.2.1滾動阻力Ff ………………………………… 32
§5.2.2空氣阻力 Fw ……………………………… 32
§5.3 各檔車速Ua計算………………………………… 33
§5.4 驅動力的計算 …………………………………… 34
§5.5 驅動力行使阻力平衡圖 ………………………… 35
§5.6 確定汽車的最高車速 …………………………… 36
§5.7 動力因素D0和動力特性 ………………………… 37
§5.8 汽車加速能力的確定 …………………………… 38
§5.8.1汽車各檔加速度計算 ……………………… 38
§5.8.2加速阻力 Fj計算…………………………… 40
§5.8.3加速時間 ………………………………… 40
§5.9 汽車的上坡能力的確定 ………………………… 41
§5.10軸荷轉移計算 …………………………………… 42
第六章 轉向輪運動干涉校核 ………………………… 43第七章 結論 ………………………………………………44
參考文獻…………………………………………………… 45
致 謝……………………………………………………… 46
第一章 前言
汽車被稱為“改變世界的機器”，它從1886年誕生至今已有100多年的歷史，百余年來，特別是汽車產品的大批量生產及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已為世界經濟的大發(fā)展，為人類進入現(xiàn)代生活，產生了無法估量的巨大影響，因此，無論是美國，日本，西歐等發(fā)達國家或地區(qū)無一例外的把發(fā)展汽車工業(yè)作為國家發(fā)展的支柱產業(yè)，我國也在“七五”期間提出“要把汽車制造業(yè)作為重要的支柱產業(yè)，爭取有一個較大的發(fā)展”，由此可見汽車在世界經濟發(fā)展的作用。
當前，汽車已進入人類社會各個領域。工業(yè)，農業(yè)，商業(yè)與國際貿易，教育，科技，文化，藝術，衛(wèi)生保健，國防以及其他建設事業(yè)，以至于人類的現(xiàn)代生活領域及家庭，都與汽車緊密相連。汽車已成為人們日常工作，生產，學習，生活，旅行中最方便，最經常使用的交通工具，成為現(xiàn)代社會的象征。在許多發(fā)達國家，汽車已普及到千家萬戶，普及率最高的是美國，平均1.3人擁有一輛；西歐，日本等發(fā)達國家平均2~3人擁有一輛。汽車的普及極大的方便了人們，擴大了人們的活動范圍，使社會生活變的豐富多彩；同時促進了公路的建設和運輸?shù)姆睒s，改變了城市的布局有助于各地區(qū)經濟文化的交流和偏遠落后地區(qū)的開發(fā)。
我國汽車行業(yè)起點低，發(fā)展較晚。1953年中國汽車工業(yè)從零起步，開始建造第一汽車制造廠，三年后便生產出國產“解放牌”中型載貨汽車。60年代建設了第二汽車制造廠，生產中國獨立設計的“東風”牌中型載貨汽車。但汽車的品種在過去很長時間里出現(xiàn)了“缺重少輕”﹑“轎車基本空白”的缺陷。改革開放之后，我國的汽車行業(yè)才進入大發(fā)展階段。近年來，轎車生產大幅度增長，確定了一汽，二汽，上海為三大基地以及天津，北京，廣州三個較小的基地。我國汽車的發(fā)展目標是，到2010年汽車生產量達600萬輛，成為我國國民經濟的支柱產業(yè)。同時，改變生產廠過多投資分散生產規(guī)模過小的不合理情況，重點支持2～3家汽車企業(yè)集團迅速成長為有相當規(guī)模的大型企業(yè)，以及支持6-7家汽車企業(yè)成為國內的骨干企業(yè)。其次，要花大力氣增強汽車的自主開發(fā)能力，從與國外聯(lián)合開發(fā)逐漸走向成熟的自主開發(fā)，提高產品的質量和技術裝備水平，迅速趕上國際先進水平。同時鼓勵個人購買汽車，并為轎車的普及作好準備。當然，汽車的迅速發(fā)展也帶了一些不易解決的問題，例如：安全問題，能源消耗，和環(huán)境污染。因此，行車安全，節(jié)約能源和環(huán)境保護已成為當前汽車技術要解決的三大重要課題。
回顧歷史，1959年面世的“MINI”轎車引發(fā)了汽車技術的一場革命。這種車型在取得觀念上的突破的同時，還屢次在汽車大賽中取得冠軍。40年后的今天，此類車型依然流行，使之成為最家庭化的轎車。從此揭開了微行轎車的發(fā)展的歷史。在這種情況下，皮卡也適時而生，而此車型也正是我們這一組所要設計的。我國的皮卡車也可稱為“中國特色”，因為我國轎車不太普及的情況下，售價僅在三萬元人民幣左右的皮卡客車，成為大眾買的起的車型。
現(xiàn)在，皮卡在一般的城市里隨處可見。因為它即可為家庭的用車，同時改裝方便，可以改裝成皮卡廂式貨車，在有的城鎮(zhèn)中，它還用來作為出租車，更因為它油耗低，占地面積小，使用經濟，所以它受到許多人的歡迎。因此，設計這種汽車還是順應時代潮流的。我在畢業(yè)設計中負責的是整體設計，包括皮卡外型設計，整體布置，底盤設計，并積極協(xié)調同組的同學完成微客其他部件的設計。
皮卡的整體布置包括人體工程在汽車上各部件安排的應用，發(fā)動機的選擇，輪胎的選擇，傳動系，行使系，轉向系，制動系和懸架的選擇設計，駕駛員和乘客的作為布置，發(fā)動機的布置，汽車主要尺寸和參數(shù)的選擇并校核汽車主要性能參數(shù)等。
畢業(yè)設計作為大學四年學習教學的一個最后環(huán)節(jié)，同時也是大學四年的知識回顧，它讓我把學過知識系統(tǒng)的梳理一遍，熟悉汽車的各個不見和 理論知識點，對于掌握不到的地方，可以借此機會補缺補漏，對知識進行強化，同時也為我們今后踏上工作崗位做好了準備，是工作前的基礎練習。
第二章 總體布置方案
§2.1 概述
皮卡車的總體設計是根據(jù)使用條件，生產規(guī)模制造水平和生產成本來選擇車輛的形式，構造尺寸等。既解決整體布局與局部，局部與局部的矛盾。從而設計出性能良好價格合理的交通運輸車?？傮w設計是皮卡車設計中的重要環(huán)節(jié)。
一， 皮卡客貨兩用車的使用條件
我國地處北北半球，疆土遼闊，南北之間跨緯度很大南部進入熱帶北部接近寒帶，因而形成了南北懸殊的溫差氣溫的變化超過±40°我國的地形也十分復雜東部是廣闊的平原和起伏的丘陵。西部有雄偉的高原，西南多山區(qū)，各種地形相互交錯。每一輛車都有可能面臨不同的氣候，地理等復雜的使用條件。總得來說大部分地區(qū)常見的公路是山區(qū)公路奇特點就是‘‘彎多，路急，陡坡長’’據(jù)交通部門統(tǒng)計我國三級以下公路占總里程的95.4﹪四級以下公路占總里程的78.9﹪這些道路路面較差，一遇雨雪天氣路面泥濘不堪，此時的皮卡車的使用條件是比較惡劣。
另外，我國廣大地區(qū)尤其是農村地區(qū)對車輛的維修保養(yǎng)條件差配件供應比較困難，駕駛員的文化素質和駕駛技術不是很高，這樣就使得皮卡車對于可靠性和維修的方便性的要求更高。
二， 皮卡車的生產條件
目前，國內皮卡車的生產主要是國內的幾大汽車產商和農用機械生產商。他們的原料來源廣，生產效率高且生產過程中的管理檢測把握嚴格水平高操。多數(shù)皮卡車的生產均采用大批量生產的方式，提高產品的性價比。
§2.2方案的分析和確定
§2.2.1 設計任務
4座客貨兩用皮卡車的總體設計
§2.2.2 設計要求
發(fā)動機擬選為JL462Q或相近系列， 最高車速為95Km/h，最小轉彎半徑≤4.5米，乘員人數(shù)4人，載重量0.5噸，擋位數(shù)4+1。
§2.2.3 基本要求
汽車是由動力裝置、底盤、車身、電器及儀表裝置等四部分組成，主要任務是用來載送人員和貨物的。
一個成功的汽車產品，它的設計應該滿足技術、經濟及藝術造型等多方面的要求；它的技術和理性主要體現(xiàn)在：最大程度的采用標準化部件；滿足社會和政府的各種法規(guī)，尤其要滿足政府對汽車外形尺寸的要求；還要滿足當?shù)馗髌噺S的生產能力及水平。經濟性主要體現(xiàn)在：在保證汽車所要求的技術要求的同時要最大程度上降低汽車的制造成本；要保證用戶的使用的經濟性，為用戶節(jié)省開支。藝術性主要體現(xiàn)在：在保證汽車的各項技術指標達到要求時車身造型要盡量滿足人們的審美觀，駕駛室部分要是工程設計和人體工程學相結合，使駕駛員和乘客在車中有中享受的感覺 。
我所負責的總體設計主要是：設計車型、及時協(xié)調各部件和整車的關系以完成底盤的布置 。而車型的設計是最有創(chuàng)造性的，最主要任務是布置好底盤，以保證各部件不產生運動干涉。經過與同組各同學的討論協(xié)商，在參考上述兩種成型基本參數(shù)的基礎上，最終確定了我們所要設計的皮卡客車的基本參數(shù)（詳細參數(shù)見后）。本次設計的出發(fā)點是要保證汽車的經濟性、動力性和乘坐舒適性。
§2.3汽車傳動形式的選擇
本次客貨兩用車的目標主要是用來載客，本產品同時具有相當?shù)妮d貨能力依據(jù)GB/T 15089-2001參考同類車型長安貨車系列SC1022BB23D，昌河雙排CH1011DXEI參數(shù)見表2-1
表2-1參考車型的相關參數(shù)：
長安SC1022BB23D 昌河雙排CH1011DXEI
長×寬×高 mm
3860×1485×1870
3875×1395×1815
貨箱尺寸 mm
1400×1375×430
1470×1310×430
最大裝載質量kg
500
330
總質量kg
1785
1480
整備質量kg
960
890
乘員數(shù)
5
4
軸距mm
2500
2010
輪距mm
前1280/后1290
前925/后940
最大爬坡度
≥30％
≥30％
最小轉彎半徑m
≤4.5
≤4.5
最小離地間隙mm
165
前/后懸mm
480/880
925/940
郵箱容量L
40
36
發(fā)動機
JL465Q5
DA465QE
P/T kw/N·m
39/78
35/
驅動方式
4×2 FR
4×2 FR
Vmax
≥105
≥105
變速器
5速全同步
4速全同步
油耗 L/km
≤6.4
≤6.4
制動
雙回路液壓
雙回路液壓
轉向
齒輪齒條
齒輪齒條
離合器
單片膜片彈簧
單片膜片彈簧
汽車分類結合M類 N類汽車的特點參數(shù)選擇如下：
形式的選擇：
主要任務：確定產品的軸數(shù)，驅動形式，布置形式等。
1 .軸數(shù)
軸數(shù)的選擇受汽車總質量的影響，道路法規(guī)的約束，輪胎負荷及汽車機構等影響因為皮卡客貨兩用車的質量低于20噸，故采用簡單的兩軸式，該方案結構簡單，制造成本低,性能好！
2. 驅動形式的選擇
由軸數(shù)的選擇可知本產品的驅動輪最多為4個，因皮卡車客貨兩用車對驅動性能的要求不太高，且考慮到制造成本的控制，選用4x2的驅動形式。減少驅動輪，使其機構簡單，整備質量也降低，這也是乘用車和商用車使用較多的驅動形式，適用于越野性和通過性不高的車。
3. 布置形式的選擇
汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋和車身的相互關系以及布置特點而言。汽車的布置形式和汽車的實用性能有很大關系。通過構思我提出以下兩種方案.
方案一 前置前驅 FF見圖2-1
圖 2-1 前置前驅布置圖
該方案的主要特點： a、有明顯的不足轉向性能；
b、越過障礙的能力高；
c、動力總成結構緊湊；
d、有利于提高乘坐舒適性；（車內地板凸包高度 可以降低）
e、有利于提高汽車的機動性；（軸距可以縮短 ）
f、有利于發(fā)動機散熱 ，操縱機構簡單；
g、行李箱空間大；
h、變形 容易。
主要缺點： 1、 結構與制造工藝均復雜；（采用等速萬向節(jié) ）
2、前輪工作條件惡劣，輪胎壽命短；（前橋負荷較后 軸重）
3、汽車爬坡能力降低；
4、發(fā)生正面碰撞事故，發(fā)動機及其附件損失較大，維修費用高。
方案二 前置后驅 FR
圖2-2 前置后驅的布置圖
該方案的主要特點 a、軸荷分配合理 ；
b、有利于減少制造成本；（不需要采用等速萬向節(jié) ）
c、操縱機構簡單；
d、采暖機構簡單，且管路短供暖效率高 ；
e、發(fā)動機冷卻條件好；
f、爬坡能力強；
g、行李箱空間大；
h、變形容易。
主要缺點： a、地板上有凸起的通道，影響了乘坐舒適性；
b、汽車正面與其它物體發(fā)動碰撞易導致發(fā)動機進入客
廂，會使前排乘員受到嚴重傷害；
c、汽車的總長較長，整車整備質量增大，影響汽車的
燃油經 濟性和動力性。
綜前所述,在考慮汽車的整車性能的均勻性和經濟性出發(fā)參考同類車型選擇本車的驅動型式為 前置后驅 FR. (另:選用該方案也是本次我畢業(yè)設計小組的要求).
4.車頭形式的選擇
考慮到汽車的主要用途是載人同時具有裝載0.5t貨物的能力.常用的短頭形式的貨車頭來作變形的原本如下 圖2-3所示
圖2-3 汽車的布置形式
該形式的主要特點 :
1 ,具有短頭式車型的緊湊.汽車的總長和軸距得以縮短.最小轉彎半徑小,機動性好.
2,擋風玻璃傾斜于前臉相接減小了汽車在行駛過程中的風阻.
3,擴大了駕駛室內的空間提高了駕駛員的駕駛舒適性.
4,動力操作機構簡單
主要缺點:
1,發(fā)動機的接近性差,
2,汽車的地盤布置高,成員上下車的方便性不高.
3,發(fā)生碰撞時,駕駛員和前排成員的傷害程度比較大.
5、傳動系部件及形式的選擇
按設計任務要求變速器使用4+1手動變速器， 離合器用摩片彈簧離合器 ，液壓雙回路制動。懸架前后分別為獨立螺旋彈簧非獨立鋼板彈簧。
第三章 主要參數(shù)的選擇
汽車的主要參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、車頭長度和車廂尺寸等。
§3.1汽車主要尺寸的確定
1、外廓尺寸
外廓尺寸即汽車的長寬高。在公路和市內行駛的汽車最大外廓尺寸受有關法規(guī)限制，不能隨意定。限制因素除法規(guī)和汽車的用途外主要有載客量和裝載質量及涵洞和橋梁等道路的尺寸條件。非公路用車不受法規(guī)限制。汽車長度尺寸小些不僅可以減少行駛期間需要占用的道路長度，同時還可以增加車流密度，此外，停車時占用的停車場的面積也減小。汽車的整備質量也隨著汽車的外廓尺寸減小，減小外廓尺寸對提高汽車的比轉矩、比功率和燃油經濟性有利。
GB1598-1989 外廓尺寸限定如下：
貨車、整體式客車總長不應超過12m，單鉸接式客車不超過18m，半掛式汽車列車不超過16.5，全掛汽車列車不超過20m；不包括后視鏡汽車寬不超過2.5m，空載頂窗關閉的狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側外伸量不超過250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。
參考同類車型、結合本車的設計要求訂車的外廓尺寸為
長×寬×高 3860×1400×1815 （mm）
乘用車總寬Ba與總長之間有以下關系
Ba=（La/3）+195mm±60mm （3-1）
基本滿足
2、軸距 L
軸距對汽車整備質量、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，此外軸距還對軸荷分配和傳動軸的夾角有影響，軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長，汽車上坡、加速或制動時軸荷轉移過多使汽車制動性和操作穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動增大，對平順性不利。過長則傳動軸的夾角增大，不利于汽車的動力性能的發(fā)揮。
參考同類車型的相關參數(shù) 取用 軸距為L= 2500 mm
汽車總長La、軸距L、前懸LF和后懸LR有以下關系：
La=L/C （3-2） C為比例系數(shù) FR的C 其值在0.62～0.66之間 代入所選參數(shù)L 得： C=L/La =2500/3860=0.647 在規(guī)定的范圍內
3、前后輪距 B1 B2
改變汽車的輪距B 則車寬、駕駛室內寬、汽車總寬、總質量，側傾剛度、最小轉彎半徑等會受影響。增大輪距B 則車廂內寬隨之增加，有利于增加側傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性好，但是汽車總質量和總寬最小轉彎半徑在增加，導致汽車的比功率，比轉矩指標下降，機動性變壞。
受汽車總寬不超過2.5 m 的限制，參考汽車設計推薦及同類車型的相關參數(shù)確定本車的前后輪距
B1 =1280 mm B2 =1290 mm
4、前懸LF和后懸LR
前懸尺寸對汽車同過性，碰撞安全性，駕駛員視野，上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響，增繳前懸會使得汽車的接近角減小通過性變差。因為要在前懸的尺寸內安裝保險桿散，熱器風扇，發(fā)動機 ，轉向器等，故前懸不能短。長的前懸尺寸有利于在撞車時對乘客其保護作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧初選在保證部件的布置得前提下盡量短些平頭車考慮到碰撞安全性應有結構來吸收足夠的碰撞能量。
皮卡車的后懸尺寸考慮到車身的整體尺寸要求，以及后懸的長度影響汽車的通過性,追尾時的安全性以及后坐的安全性和汽車造型等參考同類車型確定
前懸 LF =480 mm 后懸 LR =880 mm
5、車頭長度
車頭長度即指汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離，考慮乘客上下車的方便性和乘坐舒適性，按設計要求前排坐需雙排座椅，故確定車頭長 2400 mm
6、貨箱尺寸
考慮到運載能力和車身造型的需要，貨箱的尺寸參考同類車型確定為 長×寬×高 1400×1375×430 （mm）
圖3-1 汽車外形尺寸圖
§3.2汽車質量參數(shù)的確定
1、汽車的載重量me和載客量
根據(jù)汽車設計任務要求裝載人數(shù)為4人， 按標準人質量65kg計算載人質量為260kg,載貨質量500kg。
2、汽車整備質量m0的估算
m0是指帶有全部裝備、加滿油水，但沒有裝載認識的汽車全部重量。
參考其他車型。確定整備質量m0 為880kg
3、汽車的總質量ma
汽車總質量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。
ma= m0+65n+me =880+65×4+500=1640 kg （3-3）
4、重心和軸荷的確定 見下表:
表3-1 汽車質量和質心的估算
部件名稱
G1(kg)
L1(kg)
h1(mm)
空載
滿載
發(fā)動機及附件
105
642
500
463
642
418
330
268
443
506
268
離合器及操作機構
10
785
680
變速器及殼體
45
1008
460
萬向節(jié)及傳動軸
12
1793
370
后軸及后軸制動
70
1250
276
后懸架及減震器
30
2480
483
前懸架及減震器
25
0
520
前橋及制動
30
0
275
前輪
64
0
272
268
后輪
64
2500
272
268
車架
100
1300
550
523
轉向器
10
-210
530
516
手制動機操作機構
7
1108
520
481
制動驅動機構
7
422
480
470
消聲器及排氣管
5
200
440
400
油箱及備胎
30
2600
500
469
蓄電池
10
1110
517
481
車廂總成
75
2680
845
795
駕駛室
140
874
920
892
座椅
40
1144
850
814
載貨
500
2686
990
958
人
260
1104
850
825
載荷情況
總質量(kg)
前軸負荷(kg)
后軸負荷(kg)
質心位置
Li
hi
空載
880
479.6
400.4
1135.2
535.6
滿載
1640
615
1025
1562
589.9
軸荷分配 按上表的估算可知 滿載時 前橋37.5% 后橋62.5%
空載時 前橋54.6% 后橋 45.4%
軸荷分配及重心高度圖如下:
圖3-2 軸荷分配圖
各類汽車的軸荷分配 推薦如下
表3-2 滿載軸荷分配表
車型
滿載
空載
前軸
后軸
前軸
后軸
轎
車
發(fā)動機前置前輪驅動
47%～60%
40%～53%
56%～66%
34%～44%
發(fā)動機前置后輪驅動
45%～50%
50%～55%
51%～56%
44%～49%
發(fā)動機后置后輪驅動
40%～46%
54%～60%
38%～50%
50%～62%
貨
車
4×2后輪單胎
32%～40%
60%～68%
50%～59%
41%～50%
4×2后輪雙胎，長短頭式
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%
6×4后輪雙胎
19%～25%
75%～81%
31%～37%
63%～69%
故 軸荷的分配基本滿足要求。
§3.3汽車性能參數(shù)的確定 (初取)
1、 動力性能
加速動力性能參數(shù)包括 最高車速Vmax、時間t、上坡能力、比轉矩和比功率等
（1） 最高車速 比油耗 比轉矩
隨著道路條件的改善，特別是高速公路的修建，汽車尤其是發(fā)動機排量大些的乘用車最高車速有逐漸提高的趨勢，下表是汽車動力性能參數(shù)范圍
表3-3 汽車動力性能參數(shù)范圍
汽車類別
最高車速
Km/h
比功率
Kw/t
比轉矩
N·m/t
乘用車
發(fā)動機排量 V/L
V1.0
110～150
30～60
50～110
1.0
4.0
160～280
60～110
100～180
貨車
最大總質量 ma/t
ma 1.8
80～135
16～28
30～44
1.814
6～20
29～50
客車
車輛總長
La/m
La3.5
85～120
---
---
3.510
85～120
---
---
根據(jù)上表以及設計任務要求 初定 vmax＝95 km/h Pb ＝30 kw/t Tb＝50 N·m/t
（2） 加速時間
加速時間是指汽車在平直路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間。對于最高車速Vmax100km/h用加速到60km/h來計算。
（3） 上坡能力
汽車上坡能力用汽車爬坡度來表示即汽車滿載時在良好路面上的坡度阻力imax貨車要求能克服30%的坡度，越野車要求能克服60%的坡度本車坡度參考貨車定為 imax==30%
2、 燃油經濟性
汽車的燃油經濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路上，一經濟車速或多工況滿載行駛100公里的燃油消耗量來評價，該值越小經濟性越好以下是乘用車和貨車的燃油經濟性的推薦指標
表3-4 乘用車百公里燃油消耗量
發(fā)動機 排量
V1.0
1< V1.6
1.6 V2.5
2.5< V4
V>4
百公里 油耗
4.4～7.5
7～12
10～16
14～20
18～3.5
表3-5 貨車百公里燃油消耗量
總質量
汽油機
柴油機
總質量
汽油機
柴油機
<4
4～6
3.0～4.0
2.8～3.20
2.0～2.80
1.9～2.1
6～12
>12
2.68～2.82
2.5～2.6
1.55～1.85
1.43～1.53
3、 最小轉彎直徑 Dmin
參考 GB7258-1997《機動車運行安全技術條件》 最小轉彎直徑Dmin = 9 m
4、 幾何通過性參數(shù)
幾何通過性參數(shù)有最小離地間隙hmin，接近角γ1離去角γ2 縱向通過半徑ρ1等
表3-6 幾何通過性參數(shù)
汽車類型
hmin/mm
γ1
γ2
ρ1/m
4x2乘用車
150～220
20～30
15～22
3.0～8.3
4x4乘用車
210～250
45～50
35～40
1.7～3.6
4x2貨車
180～300
40～60
25～45
2.3～6.0
4x4、6x6貨車
260～350
45～60
35～45
1.9～3.6
4x2、6x4客車
220～370
10～40
6～20
4.0～9.0
參考上訴參數(shù)確定通過性能參數(shù)如下：
表3-7 確定后的參數(shù)
hmin/mm
γ1（°）
γ2（°）
ρ1/m
175
26
30
4.5
5、操縱穩(wěn)定性參數(shù)：
汽車操縱穩(wěn)定性評價參數(shù)較多，與總體設計有關能作為設計指標的有，
（1） 轉向特性參數(shù) 為了保證良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉向。通常用汽車以0.4g的向心加速度沿定圓轉向時，前后輪側偏角之差 δ1－δ2作為評價參數(shù)。此參數(shù)在1°～3°為宜，此處確定為 2°。
（2） 車身側傾角 汽車以0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制在3°以內。此處確定為3°。
（3） 制動前俯角 為了乘坐舒適性要求汽車以0.4g的減速度制動時車身的前俯角不大于1.5°。本車定為1.5°。
6、制動參數(shù)
GB7258－1977《機動車運行安全條件》中規(guī)定的路試檢驗行車制動和應急制動性能要求，列于表如下：
表 3-8 汽車制動性能參數(shù)
車輛類型
行車制動
應急制動
制動初車速km·h-1
制動距離/m
FDMM
m·s2
試車到寬度/m
踏板力
/n
制動初車速/km·h-1
制動距離
/m
FMDD
m·s2
操縱力/n
座位數(shù)≤9的客車
滿載
50
≤20
≥5.9
2.5
≤500
50
≤38
≥2.9
手400
空載
≤19
≥6.2
≤400
腳500
其他總質量≤4.5t的汽車
滿載
50
≤22
≥5.4
2.5
≤700
30
≤18
≥2.6
手600
空載
≤21
≥5.8
≤450
腳700
其他汽車、汽車列車
滿載
30
≤10
≥5.0
3.0
≤700
30
20
≥2.2
手600
空載
≤9
≥5.4
≤450
腳700
制動方式 雙回路液壓制動
7、舒適性
汽車應為乘客提供舒適的乘坐環(huán)境和方便的操作條件，稱之為舒適性。舒適性應包括平順性、空氣調節(jié)性能（溫度、濕度等）、車內噪聲、乘坐環(huán)境（活動空間、車門及通道寬度、內部設施等）及駕駛員的操作性能。
其中，汽車行駛平順性常用垂直振動參數(shù)評價，包括頻率振動加速度等，此外懸架動撓度也用來作為評價參數(shù)之一。各類汽車的懸架靜撓度、動撓度和偏頻見下表：
表3-9 汽車 舒適性參數(shù)
車型
靜撓度fc/mm
動撓度fd/mm
偏頻n/Hz
乘用車
100～300
70～90
0.9～1.6
客車
70～150
50～80
1.3～1.8
貨車
50～110
60～90
1．5～2.2
越野車
60～130
70～130
1.4～2.0
§3.4發(fā)動機性能參數(shù)的確定
發(fā)動機的正確選擇與否直接關系到汽車的總體動力性能的好壞,也關系到汽車使用過程中的維修費用,發(fā)動機的耐久性,有效燃油消耗率等決定了汽車的壽命和經濟性能。發(fā)動機主要性能指標的選擇。
§3.4.1發(fā)動機最大功率Pmax和相應轉速np
根據(jù)所設計的汽車應達到的最高車速vmax（km/h），按下列公式計算
（3-4）
式中Pemax為發(fā)動機最大功率，ηT為傳動系的效率，對于驅動橋用單級主減速器的4x2汽車可取為90%；ma為汽車總質量， g為重力加速度（m/s2）；fr為汽車滾動阻力系數(shù)，對乘用車 fr=0.0165×[1+0.01(va-50)],對于貨車取0.02。礦用自卸車取0.03。va用vamax代入。CD為空氣阻力系數(shù)，乘用車取用0.3～0.35,貨車取0.8～1,客車取0.6～0.7;A為正投影面積。（m2）
本產品的fr=0.02 CD=0.06 A=2.1 代入上式
= 25.3655 kw
發(fā)動機的最大轉矩Tmax及相應轉速np
用下列公式計算Tmax
（3-5 ）
式中Temax為最大轉矩（N·m）；α為轉矩適應性系數(shù)，一般在1.1～1.3之間此處取用1.1
Pemax為發(fā)動機的最大功率（kw）；np為最大功率轉矩（r/min ）。結合設計任務書的要求和初選的動力性能參數(shù)選用發(fā)動機為JL465Q1
其相關參數(shù)為
最大轉矩 72 N·m 對應轉速 4500轉/分
外形尺寸505×516×433（mm）
最高轉速 5500轉/分 排量 970 ml
最大功率 Pemax 32.5 kw
發(fā)動機相關參數(shù)的校核
所需Pemax=25.3655 kw ≤ 32.5kw 按JL465Q1參數(shù)計算
==59.208186 N·m ≤72 N·m
故發(fā)動機的選取基本符合要求。
§3.4.2發(fā)動機的懸置與安裝
懸置元件應具有一定的剛度。（發(fā)動機正常工作時，靜位移小）， 良好的隔振性能。具有一定的減振降噪功能。 低頻段：提供大阻尼降低振幅， 高頻段：提高低的動剛度衰減高頻噪聲（發(fā)動機工作頻率10～500HZ）。 耐機械疲勞、橡膠材料的熱穩(wěn)定性好、抗腐蝕性強等。 本次設計采用汽車上常用的發(fā)動機懸置的方式即橡膠懸置如下圖
圖 3-3 橡膠懸置結構
§3.5汽車輪胎的選擇
由前面的是設計知道 車輪的載荷為410kg 查閱汽車輪胎標準
GB 9743—1997 轎車輪胎 選用 155/80r12 標準輪胎 其相關參數(shù)如下
負荷指數(shù)70% 允許用輪輞4.00B 5.00B 斷面寬度 157 mm外直徑553mm 負荷靜半徑249mm , 滾動半徑268 mm, 最大使用斷面163mm 負荷能力412kg 充氣壓 240 kPa
綜前所述 4座皮卡客貨兩用車的幾何、性能參數(shù)確定如下 表
表3-10皮卡車參數(shù)匯總
長 寬 高 （mm）
前/后輪距（mm）
3860×1400×1815
1280/1290
軸距 （mm）
前/后懸LF/LR
2500
480/880
車頭長 （mm）
2460
貨箱尺寸（mm）
長×寬×高
1400×1375×430
整備質量 （kg）
880
最大裝載質量（kg）
760
總質量（mm）
1640
最大爬坡度i （%）
30
最小轉彎半徑
≤4.5米
輪胎
155R12
發(fā)動機
制動
JL465Q
接近角/離去角
26°/30°
液壓雙回路
轉向
齒輪齒條
前懸架
獨立螺旋彈簧
后懸架
鋼板彈簧
第四章 汽車的總體布置
§4.1 汽車的總布置草圖
結合前期選擇的相關部件的參數(shù) 確定以車架的大上表面為OZ線， 前輪中心線為OX線 ，汽車縱向中心線為OY線，將汽車的OX水平放置，根據(jù)前定尺寸繪制草圖如下
圖 4-1 汽車布置草圖
§4.2各部件的布置
1、發(fā)動機的上下位置 參考同系列發(fā)動機的安轉尺寸 確定動力總成的安裝如下發(fā)動機的位置確定后發(fā)動機各部分的相對位置即被確定。詳見總裝圖
圖4-2 發(fā)動機安裝圖
2、傳動系的布置
科技以人為本，汽車也不列外，隨著市場經濟的快速發(fā)展，消費者對乘坐舒適性的要求也是越來越高，國外的汽車設計早有嘗試由內而外汽車的設計的新方法。為了更好的適應市場的需求，本車以轎車的舒適性為目標來設計。其布置如圖
圖4-3 汽車布置總圖
3、 制動系及踏板的布置
參考合理范圍內的標準人體坐姿確定踏板的位置
圖 4-4 人體樣板及踏板布置圖
圖4-5 駕駛室布置圖
a=130mm b=60mm c=70mm d=260mm e=200mm f=170mm
貨車駕駛員操作尺寸 標準：GB/T11563
《載貨汽車駕駛員操作位置尺寸》
表 4-1 駕駛員坐姿參數(shù)
尺寸序號
尺寸代碼
尺寸名稱
尺寸范圍
說明
1
A
H點至頂棚高
≥950mm
沿軀干線量取
2
B
H點至地板距離
370±130mm
3
C
H點至踵點的水平距離
550～900mm
按GB/T15705-1995
4
α
背角
5°～28°
5
β
臀角
90°～115°
6
γ
足角
87°～95°
7
D
座墊深度
(400±60)mm
8
E
座墊前后最小調整范圍
100mm
140mm為佳
9
F
座墊上下最小調整范圍
40mm
70mm最佳N1類不許調
10
G
靠背高度
(520±70)mm
帶枕頭可增加 減寬
11
H
R點至離合器和制動踏板中心在坐椅中心面上的距離
750～850mm
帶助力 尺寸增加不大于100mm
12
J
離合器制動踏板的行程
≤200mm
13
K
轉向盤下緣至坐墊上表面的距離
≥160mm
14
L
轉向盤后緣至靠背的距離
≥350mm
15
M
轉向盤下緣至離合器和制動踏板中心在轉向柱縱向中心面上的距離
≥600mm
16
N
轉向盤外緣之前面及下面障礙物的距離
≥80mm
17
P
R點至前圍的水平距離
≥950mm
腳能伸到的最前位置
18
T
R點至儀表盤的水平距離
≥500mm
此二項規(guī)定達到一項即可
19
S
儀表盤下緣至地板的距離
≥5400
20
A1
雙人座駕駛室內部寬度
≥1250mm
內寬是在高度為車門窗下緣前門后支柱內測量
21
B1
坐椅中心面之前門后支柱內側的距離
(360±30)mm
1、高度為前門窗下緣處量取2、N1類≥3100mm
22
C1
座墊寬度
≥450mm
23
D1
背靠寬度
≥450mm
在背靠最寬處測量
24
E1
轉向盤外緣至側面障礙物的距離
≥100mm
25
F1
車門打開時下部通道的寬度
≥250mm
26
G1
車門打開時上部通道的寬度
≥ 650mm
27
H1
離合器踏板中心至側壁的距離
≥80mm
28
J1
離合器踏板縱向中心面至制動踏板中心面的距離
≥110mm
29
K1
制動踏板縱向中心面至通過加速踏板中心的縱向中心面距離
≥100mm
30
L1
加速踏板縱向中心面至至轉向柱縱向中心面 的距離
≥60mm
31
M1
離合器踏板縱向中心面至轉向柱縱向中心面的距離
50～150mm
32
轉向盤中心線對座椅中心的偏移量
≤40mm
33
N1
制動踏板縱向中心面至轉向柱中心面的距離
50～150mm
34
轉向盤平面與汽車對稱平面的夾角
90°±5°
35
變速桿手柄在所與工作位置時,應位于轉向盤下面和駕駛員座椅右側,不低于座椅表面,在通過R點橫向平面之前,而在投影平面上距離a點小于等于600mm,
36
變速桿和手制動器的手柄在任意位置時,
距離駕駛室內其它零件或操縱桿的距離≥50mm
4、 其他的相關部件的布置參考同類車型 詳盡布置參數(shù)見布置總圖
§4.3汽車的傳動速比的確定
§4.3.1主減速器傳動比i0的確定
i0對汽車動力性能，燃料經濟性和發(fā)動機的磨損影響很大。初定i0 可用下了公式
(4-1)
上式中： β 為最大扭矩時轉速和最高車速時的轉速之比 取用 1.05
nN 為最大扭矩是的轉速
rK 滾動半徑
代入相關參數(shù)得：
=6.1419
修整后 i0=5.571
傳動系效率 參考表4-2
表4-2 傳動系各傳動系的效率
部件名稱
ηT （%）
4～6擋變速器
95
副變速器或分動器
95
8擋以上變速器
90
單級減速主減速器
96
雙級減速主減速器
92
傳動軸和萬向節(jié)
98
傳動系由變速器、傳動軸萬向節(jié)、單級主減速器組成 總的傳動效率為各部件傳動效率的乘積
故 ηT=95%×96%×98%=89.376%
§4.3.2變速器1擋傳動比的確定
以最大爬坡度為參考
汽車在最大上坡路面上行駛時，汽車的最大驅動力應克服輪胎與路面滾動阻力及上坡阻力。忽略空氣阻力有行駛方程得：
(4-2)
式中：Ttqmax為發(fā)動機的最大轉矩，ig1為變速器1擋傳動比；i0為主傳動器傳動比；ηT為汽車傳動系總效率；G汽車總重量；r為汽車滾動半徑；f為滾動阻力系數(shù)貨車取0.011，對轎車取0.0165；αmax為最大上坡角本車初取16.7°。
代入相關參數(shù)有
=3.6135
根據(jù)驅動輪和路面附著力來確定一擋傳動比
汽車行駛時，為了使驅動輪不打滑，必須使驅動力等于或小于驅動輪與路面之間的附著力，表示如下
(4-3)
式中，是道路附著系數(shù)，計算時取0.5～0.6本車取0.5；Fz是坡道上路面對驅動輪的發(fā)向反作用力；計算知道 Fz=29825.7 N
代入相關參數(shù)有
=11.145
與前相比去二者最小值故 ig1 =3.6135 。
§4.3.3變速器個擋速比的分配
為保證汽車的燃油經濟性和加速性能，換擋方便，變速器各擋速變按等比級數(shù)分配，
公比 =0.65166 (4-4)
2.3548
配齒修整后 ig1=3.504 ig2=2.483
Ig3=1.56 ig4=1
第五章 汽車總布置的計算
§5.1JL465Q型發(fā)動機的參數(shù)性能
如下圖表
轉速
轉矩M n/m
功率p kw
油耗g/kw·h
2500
40
6
143.3
2800
46
9
142
3100
53
12
140.5
3400
59
16
139.2
3700
65
19
138
4000
69
22.5
137.5
4300
71
25
137.2
4600
72
27
137.4
4900
67
28
137.6
5200
59
29
141.5
5500
48
29
149.47
表5-1 發(fā)動機性能參數(shù)
圖5-1 外特性曲線
§5.2汽車行駛阻力計算
§5.2.1滾動阻力Ff
滾動阻力是車輪在路面上滾動時兩者相互作用引起能量損失的總稱
Ff= Gf
式中：G為汽車重力 f為滾動阻力系數(shù)考慮車速的影響
f=0.0165+0.0001（Va-50） (5-1)
代入相關參數(shù)計算如下圖表
表 5-2 滾動阻力計算列表
§5.2.2空氣阻力 Fw
無風條件下，汽車正常行駛時空氣對汽車的作用力可參考下式進行計算
(5-2)
式中：CD為汽車的空氣阻力系數(shù)；A為汽車的迎風面積；ua是行駛的車速 代入相關參數(shù)有
結果如下圖表
表 5-3 空氣阻力計算
空氣阻力Fw
轉速
1擋
2擋
3擋
4擋
2500
9.9277174
19.7708
50.0873901
121.8926727
2800
12.453329
24.80049
62.8296222
152.9021686
3100
15.264858
30.39958
77.0143711
187.4221735
3400
18.362306
36.56806
92.6416368
225.4526873
3700
21.745672
43.30595
109.711419
266.9937102
4000
25.414956
50.61324
128.223719
312.045242
4300
29.370159
58.48992
148.178535
360.6072828
4600
33.61128
66.93601
169.575868
412.6798325
4900
38.138319
75.95149
192.415718
468.2628913
5200
42.951276
85.53637
216.698085
527.356459
5500
48.050152
95.69065
242.422968
589.9605357
§5.3各擋車速Ua計算
計算各擋車速的公式如下：
(5-3)
式中：r為汽車滾動半徑；n為發(fā)動機轉速； ig為汽車變速器的傳動比；i0為主減速器的傳動比，代入相關參數(shù)計算有下表：
表 5-4 各擋阻力
轉速
1擋
2擋
3擋
4擋
2500
12.939542
18.26023
29.0642015
45.34015437
2800
14.492287
20.45146
32.5519057
50.7809729
3100
16.045032
22.64269
36.0396099
56.22179142
3400
17.597777
24.83391
39.5273141
61.66260994
3700
19.150522
27.02514
43.0150182
67.10342847
4000
20.703267
29.21637
46.5027224
72.54424699
4300
22.256012
31.4076
49.9904266
77.98506552
4600
23.808757
33.59883
53.4781308
83.42588404
4900
25.361502
35.79005
56.965835
88.86670257
5200
26.914247
37.98128
60.4535392
94.30752109
5500
28.466992
40.17251
63.9412433
99.74833962
§5.4驅動力的計算
驅動力計算公式： (5-5)
式中 為傳動系效率 rr為滾動半徑
i為傳動系速比 Me 為發(fā)動機扭矩
代入相關參數(shù)計算得
表5-5 各擋驅動力
轉速
1擋
2擋
3擋
4擋
2500
2604.0143
1845.253
1159.32144
743.1547701
2800
2994.6165
2122.041
1333.21966
854.6279857
3100
3450.319
2444.961
1536.10091
984.6800704
3400
3840.9211
2721.749
1709.99913
1096.153286
3700
4231.5233
2998.537
1883.89734
1207.626501
4000
4491.9247
3183.062
1999.82949
1281.941979
4300
4622.1254
3275.325
2057.79556
1319.099717
4600
4687.2258
3321.456
2086.77859
1337.678586
4900
4361.724
3090.799
1941.86341
1244.78424
5200
3840.9211
2721.749
1709.99913
1096.153286
5500
3124.8172
2214.304
1391.18573
891.7857242
圖5-2 汽車驅動力圖
根據(jù)附著條件對附著力和驅動力進行校核
附著力 (5-6)
式中