汽车总体布置设计手册.pdf

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，如果子系统的属性因无序

2、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计对汽车的性能和质量的影响更加广泛、更为深刻

3、。 1.1 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。 1.2 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、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、

4、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。 1.3 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 、质量参数与性能以及各总成的基本形式。 (4

5、)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。 2.1 发动机的种类和型式 对于发动机的种类和型式，在现代汽车上主要选用汽油机和柴油机，燃用

6、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。 2.2 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42式汽车，其中轿车还可以采用42前驱动式结构。对于一般总重小于 19t 的汽车，都采用 42 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、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

7、。 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 42 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 42 变成 62、64、84，如果想增加驱动能力，提高越野通 过性能，可以采用 44、66、88等增加前驱动型式的结构，同时也可提高载重量。 采用增加轴数的办法，可以提高载重量而不增加单轴负荷，同时还不会增加车箱底板的离地高度，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直都采用这种办法变型出更多品种的汽

8、车。 62 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。但应尽量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。 2.3 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户的要求、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构，形成不同风格的整车外形，使轴荷分配、轴距、转弯直径等发生变化。对使用、性能也有一定的影响。 图2.1驾驶室与发

9、动机，前轴(前轮胎)的布置位置 2.4 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 0.91.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、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

10、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 50 年代多用的 9.0020 轮胎早已被 8.2520；7.5020 甚至 8.2516等更小尺寸的轮胎所取

11、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 GB 297882；货车和客车的轮胎规格详见国标 GB 51682。货车的后轮装双胎时，比单胎使用时的负荷可增加 1015。 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，

12、 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

13、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

14、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。 (1)整车的外廓尺寸； (2)轴距和前、后轮距； (3)前悬和后悬长度； (4)车头、驾驶室和发动机、前轮的布置关系； (5)轮胎型号、静力半径和滚动半径、负载能力； (6)车箱内长及外廓尺寸； (7)发动机的功率、扭矩及相应转速； (8)变速器头档速比(2种)和档位数； (9)后桥总速比(可有几种)； (10)最高车速； (11)最大爬坡度； (12)整备质 量及载质量； (13)转向盘 直径，车轮转角及最小转弯直径 (14)前轮接 地点至前簧座的距离；

15、 (15)前簧中心距； (16)后簧中心距； (17)车架前 部和后部外宽； (18)车架纵 梁外形尺寸及横梁位置； (19)前簧作 用长度； (20)后簧作 用长度； (21)前簧非 悬架质量； (22)后簧非 悬架质量； (23)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

16、、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、质量参数和使用性能的影响。轴距短一些，汽车总长、质量、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: RJHLS

17、LLL += 式中， LH货箱长度可根据汽车的装载质量、载货长度来确定，或参考同类型、同装载量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计算来完成， 其中包括检查最小转弯半径和万向节传动的夹角是否过大，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

18、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

19、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的后悬一般为1.22.2m。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

20、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，在前轮中心前为负 值)以及空载状态下的离地高度 iZ ；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

21、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) Mc按下式计算： Mc=NoiMi1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)； Mc 整车装备质量，kg。 空车后轴荷 Mcr按下式计算： McrLXiMiNoi=1式中 L轴距，mm； Mcr空车后轴荷，kg。 空车前轴荷Mci按下式计算： McrMcMcf = 式中 Mcf空车前轴荷，kg。 空车质心高度mgo按下式计算： McZMiHNoig=100式中 0gH 空车质心高度，mm。 3.2.2

22、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： =11NiMiMt N1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： LXiMiMtrNi=11式中 Mtr 满载后轴荷，kg。 满载前轴荷 tfM 按下式计算 tfM MtrMt 式中 tfM 满载前轴荷，kg 满载质心高度 1gH 按下式计算： MtZliMiHNig=111 式中 1gH 满载质心高度，mm。 3.2.3 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

23、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量的21作为非悬架质量)；螺旋弹簧取其质量的21作为非悬架质量；吊挂式钢板弹簧取其质量的43作为非悬架质量；平衡悬架钢板弹簧取其质量的41作为非悬架质量。 对于独立悬架和其它特殊形式的悬架可视其结构特点进行非悬架质量估算。 3.2.4 整备质量利用系数 汽车的整备质量利用系数m0是汽车的装载量mG与整备质量m0之比，即 00mmGm= 它表明单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。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

24、。因此，设计新车型时在保证汽车零部件的强度、 刚度及可靠性与寿命的前提下， 应力求减轻其质量， 增大这一系数值。 各类汽车的整备质量利用系数 汽车类型 m0 备注 轻型 0.81.1 中型 1.21.35 载货汽车 重型 1.31.7 柴油车为0.81.0 MG45t 1.31.7 3.2.5 轴荷分配 汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，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寿命都有很大的影响。 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

25、荷分配多在 28上下，而平头车多在 3335。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以上，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 2627，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42平头货车，空载时后轴负荷应不小于41，以免引起侧滑。 在确

26、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，制动或下坡时质量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，其前轴负荷应适当减小以减小前轮的滚动阻力。 轴荷分配对前后轮胎的磨损有直接影响。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13和23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

27、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响。这个距离可由下式计算得到： aaaCCLCLs2112= 式中 1L ，2L 分别为汽车质心离前、后轴的距离。1L 和2L 取决于轴荷分配， LGGL11= ， LGGL22= ； 1aC 两个前轮的轮胎侧偏刚度之和，N/rad； 2aC 后轮的轮胎侧偏刚度之和，N/rad； aC 汽车全部轮胎的总侧偏刚度之和，N/rad； 当s0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

28、上述参数，使 L1Ca1L2Ca212 2.50 2.60 1.43 1.53 3.3.3 机动性参数 汽车的最小转弯直径是汽车机动性的 主要参数。最小转弯直径是指当转向盘转至极限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

29、数 与总体设计关系密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 13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 的减速度制动时

30、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1n 与2n 应接近且应使2n 略高于1n ，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12nn 0.32 越野汽车 0.26 0.37 36 60 35 48 1.9 3.6 4.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、总质量及动力性指标、经济性要求、材料和燃料资源、排

31、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， 其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

32、，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某些轿车上。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

33、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 25t 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、

34、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，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 2530)，高度降低，质量减小约 2030；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

35、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 以上和缸径大于 150mm 的汽油机和 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

36、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，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 4.2.1 发动机最大功率 Pe max及其相应转速 np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

37、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行 Pe max的估算或选取。Pe man亦可根据所要求的最高车速Ue max。 按下式计算出: +=3maxmaxmax7614036001VACVgfmPDaTe式中：maxeP _发动机最大功率，kW： T 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的 4 2 式汽车取T0.9； am 汽车总质量，kg； g_重力加速度，ms2； f _滚动阻力系数，对载货汽车取 0.02，对矿用自卸汽车取 0.03，对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取 f 0.0165+0.0001(Va-50)； maxV _最高车速，kmh； CD

38、空气阻力系数， 轿车取0.40.6， 客车取0.60.7， 货车取 0.81.0 A_汽车正面投影面积，若无测量数据，可按前轮距B1、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算： 对轿车 A0.78BH， 对载货汽车 AB1 H。 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1220。 在整车选型阶段还应对发动机最大功率时的转速npnp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maxV )、传动系的寿命以及对主减速比i0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

39、。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、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pn ， 大多为 40006000rmin；轻型货车汽油机的pn 大多为 38005000rmin； 中型货车汽油机的pn 多为32004400rmin； 其柴油机的p 多为22003400rmin；重型货车柴油机的pn 多为 18002600rmin；轿车和轻型客车、轻型货车用的小型高速柴油机的pn 多为 32004200rmin。应根据汽车与发动机的类型、最高车速

40、、最大功率、选用的活塞平均速度Cm、活塞冲程s、缸径、缸数、工艺水平等因素来合理的确定pn (Cmsp 30，单位为ms)。 4.2.2 发动机最大转矩 Te max及其相应转速 nm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。 pnPeTemax7019max=式中： maxTe 发动机最大扭矩，Nm； 扭矩适应性系数； 即 TpTemax； 一般汽油机 35.12.1= ，柴油机 25.11.1= ； 值的大小，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，Nm； pn 最大功率点转速，r

41、min。 在选取发动机最大扭矩点的转速Mn 时，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Mpnn / （转速适应性系数）在 1.42.0 之间，如果Mn 取得过高，会使Mpnn / 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Mn 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。 TppennTTmax= 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

42、值对汽油机=1.42.4；对柴油机=1.62.6。 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，则传动系的最小总传动比即为驱动桥的主减速比io，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）汽车仍能行驶。 此时变速器最大速比 0max1)sincos(iTrfmgiTekk+式中 最大爬坡角

43、度，； kr 车轮滚动半径，m。 求出 1ki 以后，再验算一下附着条件，牵引力不应大于附着力 gmFriiTFktket201maxmax= 式中 maxtF 最大牵引力，N； F 附着力，N； gmF 2= 2m -驱动桥质量，kg； 附着系数，取 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，土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 0minmin1 377.0ivrnikk = 式中 minn 发动机最低稳定转速，r

44、/min； 对于汽油机 minn 350 r/min500 r/min； 对于柴油机 minn 650 r/min850 r/min； minv 汽车最低稳定车速，kmh。 4.3.3 变速器档位数的选择 变速器档位数的多少，要根据汽车的类型，使用条件和性能要求及最高档和最低档的速比范围大小而定。 载货汽车的吨位越小，档位数可取少些，随着吨位的增大，档位数也增多。这主要从动力性、经济性、操纵性、结构复杂程度及需要进行选择。 档位数越多，发动机的功率利用率越高(高功率区工作时间长)，既增加了动力性，同时也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，提高了燃油经济性。 由于相邻档之间的比值不能太大(一般不

45、超过1.71.8，太大时换档困难，所以在最大传动比与最小传动比值越大，则档位数也应增多。而档位多的变速器即7个前进档时，其变速器的结构，特别是操纵机构会很复杂，所以有的车辆就采用增加前置或后置式副变速器的办法来解决此矛盾。如需要全轮驱动，可以增设两档的分动器。 5.总布置图的绘制 在总成进行方案布置和设计计算的同时，要进行整车总体布置的有关计算(参数确定和性能计算)工作， 并要在整车方案布置草图及各总成匹配布置的基础上正式绘制和布置整车总布置图。 整车总布置图包括侧视图、俯视图、前视图和必要的断面布置图、局部布置图。 在绘制整车总布置图的过程中，要随时配合、调整和确认其各总成的外廓尺寸、结构、

46、布置型式、连接方式、各总成之间的相互关系、操纵机构的布置要求，悬置的结构与布置要求、管线路的布置与固定、装调的方便性等。 整车布置应从车型系列化角度出发，减少基础布置的变动，并可变型出多种车型， 以适应大量生产和用户不同的使用要求， 从而可以降低成本， 提高可靠性。 在布置某一新车型时，在图面上同时考虑短轴距的 42、64 的自卸和牵引车的底盘布置要求， 同时还考虑轴距加长后的几种变型车的布置关系， 如油箱、备胎、贮气筒、电瓶、取力位置及方式、排气系统、进气系统、传动轴夹角的变化、悬架和车箱的系列化设计等。这虽然增加了不少工作量，但对车型的系列化发展及生产组织、管理会带来巨大的好处。 5.1

47、整车布置的基准线零线的确定 汽车在满载状态下，确定整车的零线(三维坐标面的交线)、正负方向及标注方式。 (1)整车在满载状态、车头向左来确定整车的坐标线。 X 坐标线：通过左右前轮中心的铅垂面，在侧视和俯视图上的投影线即为 X坐标线，前为、后为“+”，该线标记为0X。 Z坐标线：取车架纵梁上翼面上较长的一段平面，或承载式车身中部底板的下表面，并与水平面平行时，该面在前视和侧视图上的投影线即为Z坐标线，上为“+”、下为“-”，标记为0Z。 y坐标线：通过汽车纵向中心线的铅垂面，在前视和俯视图上的投影线为了坐标线，前视图中右侧为“+”、右侧为“-”，标记为0Y。 (2)在新车设计时，整车的坐标线确

48、定后，车身(车头、驾驶室)、车架的坐标线也确定了，三者是统一的。 (3)如果用现有的车身、车架拼装新车型 ，则三者的坐标线不一定一致。因为所选用的车身、车架已有自己的坐标线，而布置在新车上时，其坐标线不一定与新车的坐标线重合，因布置上的需要会造成差值，在设计时应记住这一差值，作为设计的原始数据。原车身、车架的坐标不随新车的坐标而变动。 整车零线的画法 上述的0X、0Y、0Z三条线，统称为三个方向的零线。 在绘制总布置图时，先确定零线的位置。一般是从侧视图上开始，根据整车的前悬及车架上表面至地面的高度，确 定X和Z 坐标线的交点，然后通过该点画一水平线和一垂直线，分别代表0X和0Z。需要时可画出网格线，间距为 200mm或400mm，便于绘图时坐标点的换算或量取。 俯视图和前视图坐标线的画法可照此法处理，但须保证X、Y、Z三个坐标线互相垂直。 地面线可暂时不画，待前、后轮中心至车架上表面距离确定后，再以前、后轮中心为圆心，以车轮静力半径为半径，分别画两个圆弧，则两圆弧的切线即为地干线。 图5.1 整车总布置图坐标系 5.2 确定车轮中心至车架上表面零线的最小布置距离 5.2.1 后轮中心至车架上表面零线的距离 在前轮不驱动，仅后轮驱动的汽车上，前、后车轮中心至车架上表面零线的最小布置距离取决于后驱动桥处在满载状态下的布置尺寸。参见图5.2，图中车架纵粱上表面与整车零线重合时，