一種重型載貨汽車總體設計

重型載貨汽車總體設計設計目標：設計一輛用于長途城際物流運輸?shù)闹匦洼d貨汽車，最大總質(zhì)量不超過31t,額定載重質(zhì)量為16t，最高車速為100km/h的重型載貨汽車(售價不高于對標競爭車型)。第1章汽車形式和主要參數(shù)的初步確定一、汽車形式的選擇1.1汽車軸數(shù)汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量和道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。當所設計的汽車總質(zhì)量增加到軸荷不符合道路法規(guī)的限定值時，設計師可以選擇增加軸數(shù)來減小因為總質(zhì)量的增加而帶來的道路符合增加的問題。一般的，包括乘用車及汽車總質(zhì)量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|(zhì)量在19t-26t的公路運輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸或者四軸以上的形式。綜合考量，我們設計的重型卡車采用四軸形式。1.2驅(qū)動形式汽車的驅(qū)動形式有很多種。汽車的用途，總質(zhì)量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅(qū)動形式的主要因素。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多汽車的結(jié)構(gòu)越復雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變困難。對于乘用車以及小質(zhì)量的商用車，多采用簡單的、制造成本低的驅(qū)動形式?？傎|(zhì)量大的商用車宜采用6x4、8x4等驅(qū)動形式。我們設計的重卡采用8x4的驅(qū)動形式。尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨廂長度、汽車造型等有影響，并決定于軸距和軸荷分配的要求。重型特長貨箱汽車的前懸可達2.6m，參考實際同類車型的前后懸尺寸，并根據(jù)本車結(jié)構(gòu)特點確定前懸LF：1350mm和后懸LR：2576mm。2.1.5貨車車頭長度貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。參考同類型車，本車車頭長2000mm2.1.6貨車車箱尺寸參考同類型車,考慮本車設計要求，確定本車車箱長度為9776mm。2.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定2.2.1汽車載客量和裝載質(zhì)量汽車載客量：3人（65kg/人）汽車的載重量：me=16t2.2.2質(zhì)量系數(shù)ηmo質(zhì)量系數(shù)ηmo是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值：ηmo=me/m0。（1-1）根據(jù)表1-1：表1-1各類汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)ηmo取ηmo=me/m0=1.352.2.3整車整備質(zhì)量mo整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人的整車質(zhì)量。根據(jù)公式ηmo=me/m0可求mo=me/ηmo=16t/1.35=11.805t2.2.4汽車總質(zhì)量ma汽車總質(zhì)量ma是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量。商用貨車的總質(zhì)量ma由整備質(zhì)量mo、載質(zhì)量me和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按65kg計即ma=mo+me+3×65kg=11805kg+16000kg+195kg=28000kg=28t表1-2質(zhì)量參數(shù)：載質(zhì)量me（t）質(zhì)量系數(shù)ηm0整車整備質(zhì)量m0（t）總質(zhì)量（t）16t1.3511.805t28t2.3軸荷分配軸荷分配系指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支撐面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。表3-3各型汽車軸荷分配設計的重型卡車軸荷分配：滿載：第一軸20%，第二軸30%，第三軸30%，第四軸20%空載：第一軸34%，第二軸22%，第三軸22%，第四軸22%。第2章、整車主要性能參數(shù)的確定和計算·一、發(fā)動機的選擇1．1發(fā)動機的最大功率及轉(zhuǎn)速的確定汽車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。參考該題目中的參數(shù)，按要求設計的載貨汽車最高車速是ua=100km/h，那么發(fā)動機的最大功率應該大于或等于以該車速行駛時，滾動阻力功率與空氣阻力功率之和，即（1-1）式中，Pemax是發(fā)動機的最大功率（KW）；ηT是傳動系效率（包括變速器、輔助變速器傳動軸萬向節(jié)、主減速器的傳動效率），ηT=95%*95%*98%*96%=84.9%，傳動系各部件的傳動效率參考了機械工業(yè)出版社的《汽車設計課程設計指導書》表1-1得；Ma是汽車總質(zhì)量，Ma=28000kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滾動阻力系數(shù)，由試驗測得，在車速不大于100km/h的情況下可認為是常數(shù)。取f=0.008，參考《汽車設計課程設計指導書》表1-2得；CD是空氣阻力系數(shù)，一般中重型貨車可取0.8～1.0，這里取CD=0.9；A是迎風面積（㎡），取前輪距B1*總高H，A=2.395×3.75㎡。故也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。如選取功率為197.2KW的發(fā)動機，則比功率為參考了國內(nèi)的一汽解放J6M重卡、中國重汽豪沃系列8x4重卡和國外的沃爾沃、奔馳等同類型汽車，其比功率都在6KW/t以上，故比功率為7.043KW/t符合市場要求，則整備質(zhì)量28t的汽車，其發(fā)動機應具有的功Pe=7.043*28=200kw再考慮該載貨汽車要求具有相對高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為200kw。1.2發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及其轉(zhuǎn)速的確定當發(fā)動機最大功率和其相應轉(zhuǎn)速確定后，可通過下式確定發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。（1-2）式中，Temax是發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）；α是轉(zhuǎn)矩適應性系數(shù)，標志著當行駛阻力增加時，發(fā)動機外特性曲線自動增加轉(zhuǎn)矩的能力，，Tp是最大功率時的轉(zhuǎn)矩（N·m），α可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，初取α=1.05；Pemax是發(fā)動機最大功率（KW）;np是最大功率是的轉(zhuǎn)速（r/min）。所以一般用發(fā)動機轉(zhuǎn)矩適應性系數(shù),表示發(fā)動機轉(zhuǎn)速適應行駛工況的程度，Φ越大，說明發(fā)動機的轉(zhuǎn)速適應性越好。采用Φ值大得發(fā)動機可以減少換擋次數(shù)，減輕司機疲勞、減少傳動系的磨損和降低油耗。通常，汽油機取1.2～1.4，柴油機取1.2～2.6，以保證汽車具有相當?shù)淖畹头€(wěn)定車速。初取nT=1300r/min，則，。1.3發(fā)動機的主要參數(shù)根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最大轉(zhuǎn)矩及相應轉(zhuǎn)速，初步選擇一汽大連柴油機股份有限公司的型號為BF6M1013-28E3的發(fā)動機，它的主要技術(shù)參數(shù)如下表2-1所示。表2-1大柴BF6M1013-28E3發(fā)動機的主要技術(shù)參數(shù)單位大柴BF6M1013-28E3外形尺寸（長×寬×高）mm1146×622×897缸徑/行程mm108/130 質(zhì)量 ㎏650排量L7.14額定工況功率/轉(zhuǎn)速Kw/(r/min)206/2200最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速/最大馬力N·m/(r/min)/馬力1050/1400/280最低燃油消耗率g/(kw·h)≤203一米外噪音B96壓縮比18.1滿足排放要求國Ⅲ/歐Ⅲ進氣形式/每缸氣門數(shù)增壓中冷/4氣缸排列形式直列二、配置大柴BF6M1013-28E3發(fā)動機的整車性能計算2.1汽車動力性能計算汽車驅(qū)動力和行駛阻力汽車行駛過程中必須克服滾動阻力Ff和空氣阻力Fw的作用，加速時會受到加速阻力Fj的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力——坡度阻力Fi的作用。汽車行駛時驅(qū)動力與行駛阻力的平衡方程式為（3-1）發(fā)動機在轉(zhuǎn)速n下發(fā)出的轉(zhuǎn)矩Te，經(jīng)汽車傳動系傳遞到驅(qū)動輪上的驅(qū)動力Ft按下式計算（3-2）式中，Te是發(fā)動機轉(zhuǎn)矩（N·m）；ig是變速器速比；i0是主減速器速比，io=4.875；ηT是傳動系效率，ηT=0.849；rr是車輪的滾動半徑（m），rr=0.5249m。在驅(qū)動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速n（r/min）所對應的汽車車速ua（Km/h）為（3-3）滾動阻力Ff為（3-4）式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;α是坡道的坡度角（o）；f是滾動阻力系數(shù)，同式（1-1）說明?？諝庾枇w為（3-5）式中，CD是空氣阻力系數(shù)，CD=0.9；A是迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積，A=2.065×3.390㎡；ρ是空氣密度，一般取ρ=1.2258N·s2·m-4；ua是汽車行駛速度（m/s）,若ua以km/h計，則。坡度阻力Fi為（3-6）式中，i是道路坡度，計算時i取值從0%到40%。坡度阻力隨坡度角α的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。將各擋驅(qū)動力Ft隨車速ua的變化關系和不同坡度i時的隨ua的變化關系畫在同一張紙上，則形成汽車的行駛性能曲線。由汽車的行駛性能曲線可知該車的最高車度、最大爬坡度、檔位的使用情況及各檔位某車速的爬坡能力。選用大柴BF6M1013-28E3發(fā)動機時，最高車速在100km/h時，經(jīng)計算，一檔時最大爬坡度為。2．2汽車的加速性能計算加速阻力計算。為計算最大加速能力，這里就取道路坡道為零的平直道路上行駛進行計算。，由此可得（3-7）式中，δ是汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，δ按式估算，取,ig為變速器速比。參照《汽車設計課程設計指導書》中的圖1-8繪制出汽車加速度曲線圖。進而參照《汽車設計課程設計指導書》中的圖1-9繪制各擋加速度倒數(shù)曲線圖。由得（3-8）通過上式可求得汽車從初始車速u1全力加速到u2的加速時間t，結(jié)合汽車的行駛性能曲線，可以作出該汽車連續(xù)換擋加速時間曲線圖。M四、輪胎的選擇輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)，因此，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車質(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)量，對公路用車，在其輪胎負荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內(nèi)，應盡量選取尺寸較小的輪胎。同時還應考慮與動力—傳動系參數(shù)的匹配和對整車尺寸參數(shù)（例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。參考《汽車設計課程設計指導書》表1-3給出的部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件。通過查閱貨車輪胎標準GB2977-2008《載重汽車輪胎規(guī)格、尺寸、氣壓與負荷》和參考同類車型所選輪胎規(guī)格，各軸輪胎規(guī)格選擇如下：前軸輪胎規(guī)格為11.00R20,輪胎數(shù)量為2；中間軸輪胎規(guī)格為11.00R20，輪胎數(shù)量為2；后輪并裝雙軸雙胎，型號為11.00R20,輪胎數(shù)量為8。所選輪胎的單胎最大負荷28700N，氣壓0.74MPa，加深花紋，外直徑1090mm。26五、汽車重要性能參數(shù)（1）動力性能參數(shù)根據(jù)以上的計算可知該設計車輛的動力性能參數(shù)：最高車速100km/h，比功率7.043KW/t,最大爬坡度≥30%（2）貨車單位質(zhì)量百公里燃油消耗量1.45L/（100t.km）即空載時約為17.5L/100km，滿載時約為40L/100km(3)最小轉(zhuǎn)彎直徑約為17m，(4)通過性的幾何參數(shù)（繪圖實測）1)最小離地間隙300mm2)接近角約為38°3)離去角約為26°4)縱向通過半徑約為3.5m（5）操縱穩(wěn)定性參數(shù)1）通常用汽車以0.4g的向心加速度沿著定圓轉(zhuǎn)向時，前后輪側(cè)偏角之差作為評價參數(shù)，此參數(shù)在1°-3°，此處取2°2）通常用汽車以0.4g的向心加速度沿著定圓等速行駛時，車身側(cè)傾角控制在3°以內(nèi)較好，最大不超過7°，此處取6°3)汽車以0.4g的減速度制動時，車身的前俯角不大于1.5°(6)制動性（詳見制動系統(tǒng)設計）（7）舒適性（詳見懸架系統(tǒng)設計）根據(jù)前面的計算和目標參數(shù)的綜合考慮，可以確定設計車輛的動力傳動系統(tǒng)匹配280馬力的大柴BF6M1013-28E3發(fā)動機匹配使用時，整車的爬坡性能、加速性能和轉(zhuǎn)矩適應性都有了較為顯著的提高，經(jīng)濟車速的范圍也較大，燃油經(jīng)濟性較好，同時也滿足最高車速為100km/h的設計要求。該重型載貨汽車的車身造型圖如附錄1所示第3章、總體布置總體布置要求與分析1、總體布置基準線的選擇和畫法車架上平面：縱梁上翼面較長的一段平面在前視圖上的投影線，作為垂直方向尺寸的基準線。前輪中心線：通過左右前輪中心，并垂直于車架平面線的平面，在側(cè)視圖和俯視圖上的投影線，作為縱向方向尺寸的基準線。汽車中心線：汽車縱向垂直對稱面在俯視圖和前視圖上的投影線，作為橫向尺寸的基準線。地面線：地平面在側(cè)視圖和前視圖上的投影線，是標注汽車高度、接近角、離去角、離地間隙、等尺寸基準線。前輪垂直線：通過左右前輪中心，并垂直于地面的平面，在側(cè)視圖和俯視圖上的投影線，用來標注汽車軸距和前懸的基準線。根據(jù)上述說明，我們繪制了簡單的坐標草圖如下所示：2、發(fā)動機的布置1）、懸置位置a．首先要保證本系統(tǒng)的功能特性，前后懸置剛度匹配，能有效減震，防抖，降噪b．要保證前后懸置結(jié)構(gòu)設計能夠?qū)崿F(xiàn)c．在前后懸置處盡量能布置橫梁或托架梁，防止車架變形d．保證發(fā)動機吊裝工藝性良好，易于使用氣動工具緊固e．要考慮發(fā)動機維修、拆卸的可行性、方便性2）、發(fā)動機總成位置及傾角的確定a、在前懸已經(jīng)確定的情況下，發(fā)動機，中冷器和水箱一起盡可能靠前，使之靠近駕駛室前外罩，以增加發(fā)動機的散熱能力；b、上下位置的確定，一要考慮發(fā)動機與駕駛室地板的空間，二要考慮前軸或橫拉桿在上跳最大撓度狀態(tài)下與油底殼之間的間隙；c、發(fā)動機的傾角對不同噸位的載貨汽車有不同的要求中型車準重型車重型a重型b傾角1.5-2o2-3o4-5o5-5.5o本設計車輛發(fā)動機傾角取5o3、冷卻系的布置a．首先要保證散熱器的散熱能力滿足發(fā)動機的要求b．護風圈偏心不宜太大c．風扇至水箱芯片距離要合理d．保證水箱離地間隙及與車身的運動間隙e．副水箱要布于較高處，副水箱補水管和溢氣管走向合理，便于補水和排氣，加水要方便f．風扇與護風圈的間隙，上下方向單邊應在20-25mm，左右方向單邊應在15-20mmg．自卸車等工程車輛，水箱下面要加護欄保護，防撞h．要保證接近角的要求4、傳動系的布置由于發(fā)動機、離合器、變速器裝成一體，所以發(fā)動機位置確定之后，包括發(fā)動機、離合器、變速器在內(nèi)的動力總成位置就確定了，驅(qū)動橋的位置取決于驅(qū)動輪的位置，為了是左右半軸通用，差速器殼體中心線應與汽車中心線重合。為了滿足萬向傳動兩端的夾角相等，在滿載時不大于4o，最大不大于7o要求，常將后橋主減速器的軸向上翹起。我們的軸距總長為8050mm，故而需采用多傳動軸的傳動方式，變速器輸出軸和差速器輸入軸轉(zhuǎn)角差為零的主要條件是θ1=θ2；θ3=θ4；θ5=0，如下圖所示5、轉(zhuǎn)向裝置的布置a．轉(zhuǎn)向盤的布置符合人體工程學的要求b．保證轉(zhuǎn)向與懸架運動協(xié)調(diào)c．保證轉(zhuǎn)向傳動軸下萬向節(jié)靠近車身翻轉(zhuǎn)中心，以便翻轉(zhuǎn)時運動協(xié)調(diào)d．在車身翻轉(zhuǎn)情況下，轉(zhuǎn)向傳動軸不應有夾角太大或抽出，頂死情況e．在各極限轉(zhuǎn)角情況下，轉(zhuǎn)向搖臂與拉桿不應有死角，或干涉，直拉桿與板簧輪胎應保持15cm以上間隙6、懸架的布置貨車的前后懸架，多采用縱置半橢圓形鋼板彈簧，為了滿足轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)所需要的空間，常將前鋼板彈簧布置在縱梁下面。鋼板彈簧端通過彈簧銷和支架與車架相連，而后端用吊耳和支架與車架相連，同時為了滿足主銷后傾的要求，前鋼板彈簧布置成前高后低狀。后鋼板彈簧布置在車架與車輪之間，應注意鋼板彈簧上的U形螺栓和固定彈簧的螺栓與車架之間應有足夠的間隙。減震器盡可能布置成直立狀，以充分利用其有效行程。根據(jù)設計要求和實際對標車型的特點，本設計車輛采前懸架為9塊鋼板彈簧、后懸架采用12塊鋼板彈簧的布置方式。7