第1章汽车形式的选择
1.1货车轴数的选择
汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多轴。影响选取轴数的因素主要有汽车
的总质量,道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。随着设计汽车的乘员数增多或装载质量增加,汽车的整各质量和总质量也增大。在轴数不变的前提下,汽车总质量增加以后,使公路承受的负荷增加。为了保护公路，有关部门制定道路法规，对汽车的轴载质量加以限制。但是汽车轴数增加以
后，不仅轴，而且车轮、制动器、悬架等均相应增多，使汽车结构变得复杂,整车整备质量以及制造成本。对于质量不大的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁
限制的,均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案(3.7t<19t),本设计也采用两轴式汽车。
1.2货车驱动形式的选择
汽车的用途、总质量和对车辆通过性的要求等，是影响选取驱动形式的主要
原因。增加驱动轮能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，
整车整备质量和制造成本也随之增加，同时也是汽车的总体布置工作变得困难。
总质量小些的货车多采用结构简单、制造成本低的4×2驱动形式,本车也采用这种驱动形式。
1.3货车的布置形式
汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身(或驾驶室)的相互关系和布置特点而言。汽车的使用除取决于整车和各总成的有关参数外，其布置形式对使用
性能也有主要影响。
货车的布置形式可以按照驾驶室与发动机的相对位置的不同，分为平头式、
短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，分为发动机前
置、中置和后置三种布置方式。
为了易于发现发动机故障；是发动机的接近性好、维护方便；离合器、变速
器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度地等原因本次设计货车采用
平头式、发动机前置后轮驱动(FR),驾驶室采用双排座,共乘坐3人。
第2章汽车的主要参数的选择
2.1汽车主要尺寸的确定
2.1.1汽车外廓尺寸的确定
根据GB1589-1989汽车外裤尺寸限界规定,货车总长不大于12m；不包括
后视镜汽车宽不大于2.5m；空载、顶窗关闭状态下,汽车高不超过4m；后视镜等单侧外伸量不得超过最大宽度外250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高3O0mm；同时,参考同类汽车的外廓尺寸(江淮牌HFC1040KT轻型载货汽车
5390× 1950 ×2180)选择汽车外廓尺寸长×宽×高:5200×1950 ×2100。
2.12汽车轴距L 的确定
在汽车的主要性能、装载面积和轴荷分配等各个方面要求下选取。各类载货
汽车的轴距选用范围如表2.1([1]中表1.2)所示。
表2.1载货汽车的轴距和轮距
取L=2800mm
2.1.3货车前轮轮距1B 和后轮轮距2B 的确定
汽车轮距B 应该考虑到车身横向稳定性, 1B 主要取决于车架前部的宽度、前 悬架宽度、前轮的最大转角和轮胎宽度,同时还要考虑转向拉杆、转向轮和车架 之间的运动间隙等因素。2B 主要取决于车架后部宽度、后悬架宽度和轮胎宽度, 同时还要考虑车轮和车架之间的间隙。各类载货汽车的轮距选用范围如表11 所示。选取1B =1415mm, 2B =1425mm 。
2.1.4货车前悬F L 和后悬R L 的确定
前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧的长度、上 车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。一般载货汽车的前悬不宜过长,但 要有足够的纵向布置空间,以便布置发动机、水箱、转向器、散热器风扇等部件。
后悬对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱长度、汽车造型等有影响,也不 宜过长,一般为1200-2200mm 之间。
参考同类车型:取F L =1100mm ，R L =1500mm 。
2.1.5货车车头长度的确定
货车车头长度指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离,车身形式对车头长 度有绝对影响。此外,车头长度对汽车外观效果、驾驶室居住性、汽车面积利用 率和发动机的接近性等有影响。平头型货车一般在1400-1500mm 之间。本次课设平头货车车头长度为1500mm 。
2.1.6汽车车箱尺寸的确定
要求车箱尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定吨数。车箱边板高度 对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响,一般在450-650范围内选取。但 是由于本车要求的最高车速较高,为了降低质心选择边板高度低些。参考同类车 型选取车箱尺寸3215× 1760× 380。
2.2汽车质量参数的确定 2.2.1装载质量e m 的确定
汽车的载荷质量是指汽车在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载质量, 用e m 表示。题目中要求的是e m =150Okg 。
2.2.2整车整备质量o m 的预估
汽车的整车整备质量是指车上带有全部装备,包括随车工具和轮胎,加满油 和水,但没有载货和载人时的整车质量,用o m 表示。
1.质量系数mo η的选取
质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值,即o e m o m m /=η。该系 数反映了汽车的设计水平和工艺水平, mo η值越大,说明汽车的结构和 制造工艺越先进。参考表1.2([l]中表1.4):
表2.2货车的质量系数mo η
○
1对于轻型柴油机的载货汽车,质量系数为0.8-1.00。 选取mo η=1
2.估算整车整备质量o m 。
o m =e m /mo η。=1500/1=1500kg
2.2.3汽车的载客量
汽车乘坐人员包括驾驶员在内共3人,驾驶1人,副驾驶2人。
2.2.4汽车总质量a m 的确定
汽车总质量是指汽车整车整备质量、汽车装载质量和驾驶室乘员(含驾驶室) 质量三者之和,用a m 表示。驾驶室乘员质量以每人65kg 。按乘员人数为3人。
a m =o m +e m +1n 65kg=1500+1500+65×3=3195kg
2.3汽车轮胎的选择
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,大多数轮 胎负荷系数取为0.9-1.0以免超载,对于在良好路面上行驶且车速不高的货车其轮胎负荷系数可去上限甚至达到1.1.本次课程设计后轮采用双胎。根据GB516-82货车后轮装双胎时比单胎使用负荷可增加10%-15%。
单胎最大静负荷为:
=
N F n
g
m a 1.1=1.1×3195×9.8／6=5740.4N
选取轮胎参数见下表2.3([2]中表)
表2.3轮胎参数
2.4轴荷分配及质心位置的计算
2.4,1汽车轴荷分配
汽车的轴荷分配影响汽车的使用性能和轮胎的使用寿命,为了使轮胎的寿命
一致,希望满载时每个轮胎负荷大致相同。表⒈4为各类载货汽车轴荷分配的统计值。
表2.4载货汽车轴荷分配[1]
2.4.2汽车质心分配
1)静止时的轴荷分配及质心位置:
总布置的侧视图上确定各个总成的质心位置,及确定各个总成执行到前轴的距离和距地面的高度。根据力矩平衡的原理,按下列公式计算各轴的负荷和汽车的质心位置:
????
?
?
??
???===+=++=++=++Ga L G Gb
L G G G G G g g Gh h g h g L G l g l g g 212121********* (2.1)
式中: 1g 、2g 、……总成的质量，kg
1l 、2l 、……各个总成质心到前轴的距离，m 1h 、2h 、……各个总成质心到地面的距离，m 1G 、2G ……后轴负荷，m L ………汽车轴距
a ………汽车质心到前轴的距离，m
b 汽车质心到后轴的距离，m
在总布置时,汽车的左右负荷分配应尽量相等，一般可以不计算，轴荷分配和质心位置应满足要求，否则，要重新布置各总成的位置，如调整发动机或车厢位置，以致改变汽车的轴距。各总成质量及其质心到前轴的距离、离地高度见表3.1。
表3.1各总成质量及其质心坐标
空载时：
32.83828002347300
2==
G kg
5.8641500
1296770
==
g h mm
68.661150021=-=G G kg
123515002800
68.6611=?==
G L G b 15651500
2347296
2==
=G L G a 前轴轴荷分配 %44150068
.6611==
G G 后轴轴荷分配 %561500
32
.8382==
G G 符合前轴负荷44%～49%后轴负荷在51%～56%的范围内。所以满足轴荷分 配要求
满载时:
23802800
6664000
2==
G kg
12063195
3853495
==
g h mm 815319521=-=G G kg
24.71431952800
8151=?==
G L G b 75.20853195
2800
23802=?=
=G L G a 前轴轴荷分配 %5.253195815
1==
G G 后轴轴荷分配 %5.743195
2380
2==
G G 符合前轴负荷25%～27%后轴负荷在73%～75%的范围内。所以满足轴荷分 配要求
2)水平路面上汽车满载行驶时各轴的最大负荷计算：
对于后轮驱动的载货汽车在水平路面上满载行驶时各轴的最大负荷按下列
公式计算：:
????
???-=
--=
g z g g z h L Ga F h L h b G F ???21)( （2.2）
式中： 1z F ——行驶时前轴最大负荷，kg ；
2z F ——行驶时候轴最大负荷，kg;
?——附着系数，在干燥的沥青或混凝土路面上，该值为0.7～0.8。 令
111m G F z =，22
2m G F
z = （2.3） 式中： 1m ——行驶时前轴轴荷转移系数； 2m ——行驶时后轴轴荷转移系数。
根据式（2-2）可得:
g
g z h L h b G F ??--=
)(138.69486
.07.08.2)
86.07.0235.1(3195=?-?-=
kg
852.0815
38.694111===
G F m z 273786
.07.08.2999.031952=?-?=-=
g z h L Ga F ?kg
15.12380
2737
222===
G F m z c.汽车满载制动时各轴的最大负荷按下式计算：
???
????-=+=L h a G F L
h b G F g z g z )()(21??ττ （3-3）
式中：1τz F ——制动时的前轴负荷，kg ； 2τz F ——制动时的后轴负荷，kg ；
令
111ττm G F z =， 22
2ττm G F
z = 式中： 1τm ——制动时前轴轴荷转移系数； 2τm ——制动时后轴轴荷转移系数。
根据式（2-3）可得：
545.10948
.2)
2.17.0714.0(3195)
(1=?+=
+=
L
h b G F g z ?τkg
343.1815545
.1094111===G F m z z ττ 94.7448
.2)
2.17.0999.0(3195)
(2=?-=
-=
L
h a G F g z ?τkg
313.02380
94
.744222===
G F m z z ττ
第3章汽车发动机的选择
3.1发动机的最大功率
目前汽车发动机主要采用往复式内燃机,分为汽油机和柴油机两大类。当前 在我国的汽车上主要是汽油机,由于柴油机燃油经济性好、工作可靠、排气污染 少,在汽车上应用日益增多。轻型汽车可采用汽油机和柴油机,参考同类车型, 本车选取柴油发动机。
发动机的主要性能指标是发动机最大功率和发动机的最大转矩。
汽车的动力性主要取决于发动机的最大功率值,发动机的功率越大,动力性就好。最大功率值根据所要求的最高车速max a ν计算,如下:
max e P =
T
η1
（
max 3600a r a v gf m +3
max 76140
a D A C ν） 式中：max e P ………最大功率,kw
T η…………传动系效率,对于单级减速器取0.9 g ……………重力加速度,9.82s m f …………滚动阻力系数,取0.018
D C …………空气阻力系数,取0.9
A …………汽车的正面迎风面积,本车A 取3.082m a m …………汽车总质量,kg max a ν…………汽车最高车速,km/h 带入相关数据,可得:
max e P =
9
.01（1203600018.08.93195???+3120761401.39.0??）=91.2kw
于是，发动机的外特性功率为:
e P =max e P ×（1.12～1.18）=（102.1～107.6）kw 所以发动机平均功率的选择范围为（102.1～107.6）kw
3.2发动机及其最大转矩max e T 和相应转数T n 的选择 3.2,1选择发动机
查阅相关网络资源和老师所给的资料选取的发动机型号为CY4D43TI ，主要技术参数见表3.1,其外特性曲线如图3.1所示,轮廓尺寸图如图3.2所示。
表3.1 CY4D43TI 主要技术参数
图3.1柴油机CY4D43TI外特性曲线图
图3.2柴油机CY4D43TI外观尺寸图
3.2.2发动机的最大转矩max e T 及其相应转数T n 的选择
当发动机最大功率max e T 和相应的转速p n 确定后,则发动机最大转矩max e T 和 相应转速T n 可随之确定,其值由下式计算:
max e T =p T α=p
e n P max
9550α
(3.2)
式中: α--转矩适应系数,一般1.1--1.3,在这里取1.1；
p T --最大功率时的转矩,m N ?
max e P --最大功率,kw
p n --最大功率时转速,r /min
max e T --最大转矩, m N ?
而T p n n =1.4-1.6,在这里取为1.6,则有: T n =
6
.1p
n =6.12600=1625r ∕min
max e T =1.1×
2600117
9550?=472.7N ·m
满足所选发动机的最大转矩及相应转速要求。
第4章传动比的计算和选择
4.1驱动桥主减速器传动比0i 的选择
在选择驱动桥主减速器传动比0i 时,首先可根据汽车的最高车速、发动机参 数、车轮参数来确定,其值可按下式计算: max
0377
.0a v
v rn i = (4.1) 式中:max a v --汽车的最高车速,已知120km/h;
v n --最高车速时发动机的转速,一般p v n n )1.19.0(-=,r/min; r--车轮半径,r=0.375m 故max
0377
.0a v v rn i ==0.377×1202600
375.0?=3.063
同时考虑到最高档(货车一般为直接档)形式是汽车有足够的动力性, 0i 与
max 0D 应满足下列关系：
g
m A C r i T D a a D T e 15.2120
0max max
0νη-=
（4.2） 式中: max e T --最大转矩,N ·m ；
0a v --最大转矩时的车速。Km/h ；
在这里0a v =063
.31625
375.0377
.0?=75 Km/h
于是max 0D =8
.9319515.21751.39.0375.09.0299.34602
???-
??=0.084
满足直接档最大动力性因数max 0D 的要求。
4.2变速器传动比g i 的选择 4.2.1变速器一档传动比1g i 的选择
在确定变速器一档传动比1g i 时,需要考虑驱动条件和附着条件。为了满足驱动条件,其值应符合下式: ()T
e a g i T r
i i f g m i η0max max max 1sin cos +≥
（4.3）
式中：max i ………最大爬坡度，max i = 7.16。 代入相关数据,计算得:
()T
e a g i T r
i i f g m i η0max max max 1sin cos +≥
=()
9
.0063.3460375.07.16sin 7.16cos 018.08.93195???+??? =2.82
周时为了满足附着条件,其值也应符合下式 T
e Z g i T r g F i ηφφ0max 1≤
式中： φZ F ---驱动车轮锁承受的质量,占汽车总质量的50%～6O%,在这里取58%;
φ—路面附着系数,为0.7～0.8,这里取0.8。
带入相关数据,可得: T
e Z g i T r g F i ηφφ0max 1≤
=
9
.0063.3460375
.08.08.9319558.0??????=4.296
即是2.994≤1g i ≤ 4.296 参考同类车型选取1g i =4.190。
4.2.2变速器的选择
这种轻型载货汽车采用4～5档变速,各档变速比遵循下式关系分配:
5
44
33
22
1g g g g g g g g i i i i i i i i ≥
≥
≥
参考同类车型确定为各档传动比为如下表3.2
表4.1变速器主要参数
第5章动力性能计算
5.1 驱动力与行驶阻力平衡计算 5.1.1 驱动力计算
汽车驱动力按下式计算：
??
??
??
?==
00377.0i i rn r i i T F g e a T
g e t νη （5.1） 式中:t F :驱动力,N
e T :发动机转矩,N ·m ； e n :发动机转速,min r
a v ∶汽车的车速,km/h
g i :主减速器的传动比 0i :变速器的传动比。
代入相关数据,计算所得数据如下表5.1所示
表5.1驱动力与车速关系
5.1,2行驶阻力计算