毕业设计黄海客货两用车底盘总布置设计毕业论文(编辑修改稿)

毕业设计黄海客货两用车底盘总布置设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

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。 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响。 这个距离可由下式计算得到： aaa C CLCLs 2112  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， LGGL 11  ， LGGL 22  ； 1aC — 两个前轮的轮胎侧偏刚度之和， 60000N/rad； 2aC — 后轮的轮胎侧偏刚度之和， 60000N/rad； aC — 汽车全部轮胎的总侧偏刚度之和， 120200N/rad； 当 s0 时，亦即当 L1Ca1－ L2Ca20 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 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 本科生毕业设计（论文） 8 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 L1Ca1－ L2Ca20 汽车动态方向稳定性的条件是 011 2212212   LvCLCLgGKvaa 式中， K— 稳定性因素； v— 汽车车速， m/s； L— 轴距， m。 由于 黄海客货两用车属于乘用车，乘用 车采用 24 后轮驱动单胎， 所以满载时前轴载荷在 %50~%45 之间，后轴载荷在 %55~%50 之间；空载时前轴载荷在%56~%51 之间，后轴载荷在 %49~%44 之间。 这里只考虑满载时最大总质量轴荷的分配，故前轴轴荷取 kg1190 ，占最大总质量的 % ；后轴轴荷取 kg1305 ，占最大总质量的 %。 汽车性能参数的确定 （ 1）动力性参数 汽车动力性参数包括最高车速 maxau 、加速时间 t 、上坡能力、比功率和比转矩等。 1）最高车速 货 车 的最大总质量 tma  ，最高车速应在 hkm/135~80 之间。 考虑到所设计的 客货两用车 其 最大总质量为 ， 故取 hkmua /130max 。 2）加速时间 t 汽车在平直的良好路面上，从原地起步开始以最大加速度加速到一定车速所用去的时间，称为加速时间。 对于 maxau ≥ hkm/100 的汽车，加速时间常用加速到 hkm/100 所需的时间来评 价，如发动机排量大于 的乘用车，此值一般为 s17~8。 发动机排量小些的乘用车为 s25~12。 黄海客货两用车 的排量是 ，加速时间取 13s。 3）爬坡能力 用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数 maxi 来表示汽车的爬坡能力。 通常要求 货 车能克服 %30 坡度，即 i。 本科生毕业设计（论文） 9 汽 车上坡行驶时，汽车重力沿坡道的分力表现为汽车坡度阻力，即sinGFi  ，其中 mgG。 如图示，最大爬坡度 tan/  shi 由于一般道路坡度小，故 i  tansin ，所以坡度阻力为： GiGGF i   ta ns in （ 2－ 3） 上坡时的滚动阻力 cosGfFf  ，由于坡度阻力与滚动阻力均是与道路有关的阻力，而且 与汽车重力成正比，故把这两种阻力合在一起称作道路阻力，以 F表示。 则：  s inc o s GGfFFF if  （ 2－ 4） 当  不大时， 1cos  ， isin ，则 )( ifGGiGfF  （ 2－ 5） 查得：    f i 令 if ，  称为道路阻力系数，则有 NGF 2 3 4 9 5 0 。 4）比功率 bP 和比转矩 bT 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。 比功率 bP 是汽车所装发动机的标定最大功率 maxeP 与汽车最大总质量 am 之比，即 aeb mPP /max。 比功率大的汽车加速性能、速度性能要比比功率小的汽车好。 比转矩 bT 是汽车所装发动机的最大转矩 maxeT 与汽车总质量 am 之比，即aeb mTT /max。 它能反映汽车的牵引能力。 （ 2）汽车最小转弯直径 minD 转向盘转至极限位置时，汽车外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹的直径，称为汽车最小转弯直径 minD。 图 22 爬坡度示意图 本科生毕业设计（论文） 10 客货两用车 的 排量 LV  时，最小转弯直径 minD 应在 m14~10 之间，这里取最小转弯直径 mD 11min 。 （ 3）通过性几 何参数 底盘设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙 minh 、接近角 1 、离去角 2 等。 由于车型为 24 后桥驱动的 客货两用车 ，所以 minh 的值应在 mm300~180 之间， 1 应在  30~20 之间， 2 应在  22~15 之间。 这里取 mmh 200min  ， 301 ，202  （ 4）制动性参数 汽车制动性是指汽车在制动时，能在尽可能短的距离内停车且保持方向稳定，下长坡时能维持较低的安全车速并有在一定坡道上长期驻车制动的能力。 故在选择制动器时应满足表 2－ 1 的制动性能要求。 表 2－ 1 客货两用车 行车制动和应急制动性能要求 车辆类型 行车制动 应机制动 制动初车速)( 1hkm 制动距离m FMDD2sm 试车道路宽度m 踏板力 N 制动初车速)( 1hkm 制动距离m FMDD2sm 操纵力N 客货两用车 满 载 50 22  700 30 18  手 600 脚 700 空 载 21  450 发动机的选择 发动机形式的选择 根据发动机使用的燃料不同，因排放对环境造成的污染、使用可靠度、耐久性、动力性、接近性、发动机的冷却性能及整车的供暖 性等因素，发动机的形式采用前置直列式四缸、水冷式柴油 发动机。 本科生毕业设计（论文） 11 发动机主要性能指标的选择 （ 1）发动机最大功率 maxeP 和相应转数 pn 根据所设 计汽车应达到的最高车速 maxau （ hkm/ ），用下试估算发动机最大功率 )761403600(1 m a x3m a xm a x aDaTe uACuGfP   （ 2－ 6） 式中， maxeP 为发动机最大功率（ kw）； T 为传动系效率 ,对驱动桥采用单级主减速器的 24 汽车可取为 %90 ； am 为汽车总质量（ kw）； g 为重力加速度（ 2/sm ）； DC 为空气阻力系数， 客货两用车 取 ~ ； f 为滚动阻力系数，      ))  avf ； A 为汽车正面迎风面积。 根据 上述条件选取的参数如下： %90 T , kgma 2495 ， g ， f ， DC ， mA hkmua /130max  最大功率 maxeP 对应转数 pn 的范围如下：柴油机的 pn 值在 min/4800~1800 r 之间。 于是可根据（ 2－ 6）得： kwuACuGfP aDaTe)1307 6 14 0 6 00 4 95( 1)7 6 14 03 6 00(13m a x3m a x  其相应转数为： min/3600rnp  在实际工作中，还利用现有汽车统计数据初步估计汽车比功率来确定发动机应有功率。 汽车比功率m a 0 0 0 aTDTe umACfgm P   （ 2－ 7） 跟据（ 2－ 7）式计算出汽车比功率 tkwm P e / 49 5 00 01 00 0 。 （ 2）发动机最大转矩 maxeT 用下式确定 maxeT Pee nPT maxmax 9549  （ 2－ 8） 式中， maxeT 为最大转矩（ mN ）；  为转矩适应系数，一般在 ~ 之间；maxeP 为发动机最大功率（ kw）； p n 为最大功率转数（ min/r ）。 这里选取 。 本科生毕业设计（论文） 12 由（ 2－ 8）得： mNT e  733 60 0 54 9m a x 由于 客货两用车 属于多功能乘用车 ，故 在载人或载物过多时其 最大总质量会大于额定值。 在这种情况下为了保证其动力性，选择发动机时应考虑留有较大的功率余量，以保证在超载时能正常行驶。 所以选用的发动机功率应小于 kw80。 考虑到整车的动力性、经济性、环保性等因素及国内发动机制造厂现 生产的发动机种类和型式，选用 大连道依茨柴油发动机 ， 型号为 CA4DC210E3，直列四缸四冲程、水冷式 柴油发动机，其最大功率 kPe 76max  /3600r/min，最大扭矩mNTe  /2020r/min。 发动机的悬置 汽车是多自由度的振动体，并受到各种振源的作用而发生振动。 发动机就是振源之一。 现代的发动机是采用弹性支承安装的，称之为发动机的悬置系统。 如不采用弹性元件而直接将发动机布置在汽车车 架上，当汽车行驶在不平坦路面上将导致机身由于车架的变形、冲击而破坏，而且还有来自发动机与车架与车身产生的噪音。 所以，在这里采用 了 发动机悬置系统。 其功用是： （ 1） 允许身架或车身扭转而不致给车身造成过大的残余应力，并防止给装置造成过大的应力变形，特别是四点支撑式结构。 （ 2） 减少由发动机震动产生的噪音，并减少声波的传输。 （ 3） 防止由发动机振动引起的人体不舒适和疲劳。 （ 4） 防止部件的疲劳、损坏或误操作，如散热器、仪表等。 考虑到悬置元件的结构和整车的制造成本，拟选用金属板与橡胶块组合的橡胶悬置作为发 动机的悬置元件。 发动机支承点的数目及选择 发动机的悬置系统多采用三点或四点，新式的发动机在风扇端设计两个支承点，在飞轮端放置一个到两个，这主要是根据发动机的类型和前后承载重量以及激振力情况而定的。 三点支承的优点是：不管汽车怎样颠簸、跳动，它总能保证各支撑点处在一个平面上，这就大大改善了机体的受力情况。 目前，很多汽车发动机即使是采用了四点支承也力求，将飞轮端的两点尽量靠近，以达到三点支承的效果。 在这里选用的是三点支承的发动机悬置系统，因为是 客货两用车 ，发动机的重量、体积较大 货 车要小。 对于传动系的 来说，发动机、离合器、变速器连为一 本科生毕业设计（论文） 13 体，在一个整体中进行，悬置系统布置。 在变速器端放置一个支点，传动系前方承载质量较大，所以前方放置两个支点。 如图为 23 为汽车传动系的弹性悬置，在这里体现了其各个支承点的布置情况。 图 23汽车发动机的弹性悬置 离合器的选择 离合器在机械传动中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机连接的总成。 目前广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。 它的功用是：在汽车起步时将发动机与传动系平顺的接合， 使汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中齿轮之间的冲击，便于换挡；在工作中受到大的动载荷时保护传动系，防止其受过大的载荷。 离合器在 选择时应满 足以下基本要求： 1）在任何行驶条件下，即能可靠地传递发动机的最大扭矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。 2）接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3）分离时要迅速、彻底。 4）从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。 5）应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致 过高，延长使用寿命。 6）应避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声 本科生毕业设计（论文） 14 的能力。 7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8）作用在从动盘上的总的压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 9）具有足。