畢業(yè)設(shè)計（論文）輕型汽車轉(zhuǎn)向系設(shè)計

1、1輕型汽車轉(zhuǎn)向系設(shè)計摘 要汽車在行駛的過程中，需要按照駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向，即所謂的汽車轉(zhuǎn)向。汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一套用來改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專用機構(gòu)，本文的研究內(nèi)容即是輕型汽車的轉(zhuǎn)向系設(shè)計。本文針對的是與非獨立懸架相匹配的整體式兩輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)。利用相關(guān)汽車設(shè)計和連桿機構(gòu)運動學(xué)的知識，首先對汽車總體參數(shù)進行設(shè)計，在此基礎(chǔ)上，對轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)進行選擇，接著再對轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)（主要是轉(zhuǎn)向梯形）進行設(shè)計，最后，利用軟件 autocad 完成轉(zhuǎn)向梯形和轉(zhuǎn)向器的設(shè)計圖紙。轉(zhuǎn)向器在設(shè)計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉(zhuǎn)向器，在對轉(zhuǎn)向器的設(shè)計中，包括了螺桿鋼球螺母傳動副的設(shè)計和齒條齒扇傳動副的

2、設(shè)計，前者是基于參照同類汽車，確定出鋼球中心距，設(shè)計出一系列的尺寸，而后者則是根據(jù)汽車前軸的載荷來確定出齒扇模數(shù)，再由此設(shè)計出所有參數(shù)的。轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形，本文在設(shè)計中借鑒同類汽車轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計的經(jīng)驗尺寸對轉(zhuǎn)向梯形進行尺寸初選。再通過對轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實際達到的最大偏轉(zhuǎn)角時與轉(zhuǎn)向外輪理想最大偏轉(zhuǎn)角度的差值的檢驗，和作為一個四桿機構(gòu)對其最小傳動角的檢驗，來判定轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計是否符合基本要求。本文在消化，吸收，總結(jié)，歸納前人的成果上，系統(tǒng)、全面地對機械轉(zhuǎn)向系進行理論分析，設(shè)計及優(yōu)化。為輕型汽車轉(zhuǎn)向系的設(shè)計開發(fā)提供了一種步驟簡單的設(shè)計方法。關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系 轉(zhuǎn)向器 轉(zhuǎn)向梯形abstracti

3、n a moving vehicle, the driver will need to frequently change its traveling direction, the so-called steering. vehicle steering system is used to change or restore a car in the direction of a dedicated agency, the contents of this paper is the study of light vehicle steering system design.this artic

4、le is aimed at non-independent suspension and would like to match the overall style of the two steering. the use of the relevant vehicle design and kinematic linkage of knowledge, first of all, the overall parameters of the vehicle design, in this basis, the steering gear, steering transmission choi

5、ce, and then to the steering gear and steering transmission (mainly trapezoidal steering ) design, and finally, the use of autocad software and the steering gear steering linkage to complete the design drawings.steering the ball of choice is the cycle of fan-type steering gear rack teeth, in the des

6、ign of steering gear, including a screw - ball - vice-nut drive the design and rack - fan drive gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles, to determine the center distance of the ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axl

7、e load to determine the fan module out of gear, and then all of the resulting design parameters.steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linkage from a similar experience in the design of the size of the steering linkage to the prim

8、ary size. through to the actual steering wheel in the maximum deflection angle with the steering wheel in the most ideal test of the difference of deflection angle, and four institutions, as a minimum transmission angle of its examination, to determine whether the design of steering trapezoid in lin

9、e with the basic requirements.in this paper, digestion, absorption, and summing up, summing up the results of their predecessors, the systematic, comprehensive mechanical steering system to carry out theoretical analysis, design and optimization. for the light vehicle steering system design and deve

10、lopment provides a simple design method steps.key words： steering system steering gear steering trapezium 目目 錄錄 第 1 章 緒 論11.1 轉(zhuǎn)向系概述11.2 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1第 2 章汽車總體參數(shù)的確定52.1 汽車形式的選擇52.2 汽車主要參數(shù)的選擇92.2.1 汽車主要尺寸的確定92.2.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定122.2.3 汽車性能參數(shù)的確定162.3 發(fā)動機的選擇212.4 輪胎的選擇23第 3 章 汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇253.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)253.

11、1.1 轉(zhuǎn)向器的效率253.1.2 傳動比的變化特性273.1.3 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙303.1.4 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)303.2 轉(zhuǎn)向系的選擇303.2.1 機械轉(zhuǎn)向系303.2.2 動力轉(zhuǎn)向系323.3 機械式轉(zhuǎn)向器的選擇343.2.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器343.2.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器353.2.3 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器363.2.4 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器363.4 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的選擇363.4.1 與非獨立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)373.4.2 與獨立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)383.5 轉(zhuǎn)向梯形的選擇393.5.1 整體式轉(zhuǎn)向梯形393.5.2 斷開式轉(zhuǎn)向梯形40第 4 章 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算424

12、.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式選擇及其設(shè)計計算424.1.1 螺桿鋼球螺母傳動副的設(shè)計424.1.2 齒條、齒扇傳動副的設(shè)計464.1.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算524.2 整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計554.3 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件61結(jié) 論64致 謝65參考文獻66附錄67第第 1 章章 緒緒 論論1.1 轉(zhuǎn)向系概述汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向的專設(shè)機構(gòu)的總稱。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功用是保證汽車能按駕駛員的意愿進行直線或轉(zhuǎn)向行駛。對轉(zhuǎn)向系提出的要求有：1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，理想情況下全部車輪應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。否則會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性；2）汽車轉(zhuǎn)向行駛后，在駕駛員

13、松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛；3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動；4）轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最??；5） 保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力；6） 操縱輕便；7） 轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能??；8） 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)；9） 在車禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置；10） 進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。1.2 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的現(xiàn)狀及

14、發(fā)展趨勢作為汽車的一個重要組成部分, 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是決定汽車主動安全性的關(guān)鍵總成, 如何設(shè)計汽車的轉(zhuǎn)向特性, 使汽車具有良好的操縱性能, 始終是各汽車生產(chǎn)廠家和科研機構(gòu)的重要研究課題。特別是在車輛高速化、駕駛?cè)藛T非職業(yè)化、車流密集化的今天, 針對更多不同水平的駕駛?cè)巳? 汽車的操縱設(shè)計顯得尤為重要。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)歷了純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 3 個基本發(fā)展階段。1.純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機械式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 由于采用純粹的機械解決方案, 為了產(chǎn)生足夠大的轉(zhuǎn)向扭矩需要使用大直徑的轉(zhuǎn)向盤, 這樣一來, 占用駕駛室的空間很大, 整個機構(gòu)顯得比較笨拙, 駕駛員負擔(dān)較重, 特別是重型

15、汽車由于轉(zhuǎn)向阻力較大,單純靠駕駛員的轉(zhuǎn)向力很難實現(xiàn)轉(zhuǎn)向, 這就大大限制了其使用范圍。但因結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉, 目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)用車上仍有使用。2 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)1953 年通用汽車公司首次使用了液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 此后該技術(shù)迅速發(fā)展, 使得動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在體積、功率消耗和價格等方面都取得了很大的進步。80 年代后期, 又出現(xiàn)了變減速比的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。在接下來的數(shù)年內(nèi), 動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的技術(shù)革新差不多都是基于液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 比較有代表性的是變流量泵液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)( variable displacement power steering

16、pump) 和電動液壓助力轉(zhuǎn)向( electric hydraulic powersteering, 簡稱 ehps) 系統(tǒng)。變流量泵助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在汽車處于比較高的行駛速度或者不需要轉(zhuǎn)向的情況下, 泵的流量會相應(yīng)地減少, 從而有利于減少不必要的功耗。電動液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用電動機驅(qū)動轉(zhuǎn)向泵, 由于電機的轉(zhuǎn)速可調(diào), 可以即時關(guān)閉, 所以也能夠起到降低功耗的功效。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使駕駛室變得寬敞, 布置更方便, 降低了轉(zhuǎn)向操縱力, 也使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)更為靈敏。由于該類轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)成熟、能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力, 目前在部分乘用車、大部分商用車特別是重型車輛上廣泛應(yīng)用。但是液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在系統(tǒng)布置、安裝、密封

17、性、操縱靈敏度、能量消耗、磨損與噪聲等方面存在不足。3 汽車電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(eps)eps 在日本最先獲得實際應(yīng)用, 1988 年日本鈴木公司首次開發(fā)出一種全新的電子控制式電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 并裝在其生產(chǎn)的 cervo 車上, 隨后又配備在 alto 上。此后, 電動助力轉(zhuǎn)向技術(shù)得到迅速發(fā)展, 其應(yīng)用范圍已經(jīng)從微型轎車向大型轎車和客車方向發(fā)展。日本的大發(fā)汽車公司、三菱汽車公司、本田汽車公司, 美國的 delphi 公司, 英國的 lucas 公司, 德國的zf 公司, 都研制出了各自的 eps。eps 的助力形式也從低速范圍助力型向全速范圍助力型發(fā)展, 并且其控制形式與功能也進一步加強。日本

18、早期開發(fā)的 eps 僅低速和停車時提供助力, 高速時 eps 將停止工作。新一代的eps 則不僅在低速和停車時提供助力, 而且還能在高速時提高汽車的操縱穩(wěn)定性。隨著電子技術(shù)的發(fā)展, eps 技術(shù)日趨完善, 并且其成本大幅度降低, 為此其應(yīng)用范圍將越來越大。4 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)( steering by wire-sbw) 是更新一代的汽車電子轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與上述各類轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的根本區(qū)別就是取消了轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向輪之間的機械連接。該系統(tǒng)具有 2 個電機:路感電機和驅(qū)動電機。路感電機安裝在轉(zhuǎn)向柱上, 控制器根據(jù)汽車轉(zhuǎn)向工況控制路感電機產(chǎn)生合適的轉(zhuǎn)矩, 向駕駛員提供模擬路面信息。驅(qū)動電機

19、安裝在齒條上, 汽車的轉(zhuǎn)向阻力完全由驅(qū)動電機來克服, 轉(zhuǎn)向盤只是作為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一個轉(zhuǎn)角信號輸入裝置。線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠提高汽車被動安全性, 有利于汽車設(shè)計制造, 并能大大提高汽車的乘坐舒適性。但是由于轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向柱之間無機械連接, 生成讓駕駛員能夠感知汽車實際行駛狀態(tài)和路面狀況的“路感”比較困難; 且電子器件的可靠性難以保證。所以線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)目前處于研究階段, 只配備在一些概念汽車上。汽車轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展趨勢助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)過幾十年的發(fā)展, 技術(shù)日趨完善。今后, 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將進一步成熟, 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將成為我們研究的努力方向。具體來說, 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要從以下幾個方面進一步發(fā)展:( 1) 傳感器技

20、術(shù)性能完善的電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需要采集轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角信號、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)矩信號、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)速信號、電機電壓信號、電機電流信號等。目前, 傳感器的成本是制約電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)迅速市場化的主要因素, 因此, 設(shè)計和開發(fā)適合電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使用的性價比較高的傳感器是未來技術(shù)發(fā)展的關(guān)鍵。( 2) 控制策略的研究控制策略是影響助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能的關(guān)鍵因素之一, 也是電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的核心技術(shù)之一。目前, 國內(nèi)外許多學(xué)者都在探討將先進的控制理論應(yīng)用于助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究, 如魯棒控制理論、模糊控制理論、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制理論和自適應(yīng)控制理論等。今后, 控制策略研究的重點主要集中在如何抑制電機的力矩波動、如何獲得較好的路感、如何抑制

21、路面干擾和傳感器的噪聲等方面, 以進一步優(yōu)化和改善助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動態(tài)性能和穩(wěn)定性。( 3) 助力電機的研究助力電機是電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的執(zhí)行元件,助力電機的特性直接影響到控制的難易程度和駕駛員的手感。目前, 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)普遍采用成本較低的直流有刷電機。由于直流無刷電機采用電子換向, 減少了換向時的火花, 不需要經(jīng)常維護以及具有較高的效率和功率密度等優(yōu)點而受到越來越多的關(guān)注。因此, 開發(fā)適合助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使用的低成本的直流無刷電機是今后助力電機的研究方向。5 結(jié)束語純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉, 目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)用車上仍有使用;液壓助力

22、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)成熟、能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力, 在重型車輛上廣泛應(yīng)用; eps 以其特有的優(yōu)越性而得到青睞, 它代表著未來動力轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展方向, eps 將作為標(biāo)準(zhǔn)配置裝備到汽車上, 未來一段時間在動力轉(zhuǎn)向領(lǐng)域占據(jù)主導(dǎo)地位; 而 hbw 由于有利于提高汽車被動安全性、有利于汽車設(shè)計制造、有利于提高汽車乘坐舒適性和汽車操控穩(wěn)定性等原因, 將成為動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向。第第 2 章章汽車總體參數(shù)的確定汽車總體參數(shù)的確定本設(shè)計中給定參數(shù)為：汽車最高車速 115km/h；裝載質(zhì)量 2 噸；最小轉(zhuǎn)彎直徑為 12.5m；最大爬坡度為 0.3。2.1 汽車形式的選擇不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式以及

23、布置形式上有區(qū)別。(1)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、道路法規(guī)對質(zhì)量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。為了保護公路，有關(guān)部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質(zhì)量加以限制，當(dāng)設(shè)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(shè)計師可選擇增加汽車軸數(shù)來解決。汽車軸數(shù)增加以后，不僅軸，而且車輪，制動器，懸架等均相應(yīng)增多，使汽車結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜，整備質(zhì)量以及制造成本增加。若轉(zhuǎn)向軸數(shù)不變，汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑又增大，后軸輪胎的磨損速度也加快，做一增加汽車軸數(shù)是不得已的選擇。包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于 19t 的公路運輸車輛和軸荷不受道路，橋梁限制的

24、不在公路上行駛的車輛，如礦用自卸車等，均采用結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低廉的兩軸方案，總質(zhì)量在 19 噸到 26 噸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和四軸以上的形式。本設(shè)計中，由于汽車總質(zhì)量小于 19 噸，故采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案。(2)驅(qū)動形式汽車的驅(qū)動形式有 42、44、62、64、66、84、88 等，其中前一位數(shù)字表示汽車車輪總數(shù)，后一位數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)。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(fù)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得困難。

25、乘用車和總質(zhì)量小些的輕型貨車，由于行駛的主要路面條件較好，多采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的 42 驅(qū)動形式?？傎|(zhì)量在 1926 噸的公路用車輛，采用 62 或 64 驅(qū)動形式。對于越野汽車，為提高其通過性，可采用 44、66、88 的驅(qū)動形式。本設(shè)計中，由于裝載質(zhì)量為 2 噸，按總質(zhì)量來分，屬于小質(zhì)量的商用車，故采用了結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的 42 驅(qū)動形式。(3)布置形式汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅(qū)動橋和車身（或駕駛室）的相互關(guān)系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關(guān)參數(shù)以外，其布置形式對使用性能也有重要影響。a.乘用車的布置形式乘用車的布置形式主要有發(fā)動機前置前輪驅(qū)動（ff）

26、（如圖 2-1） ，發(fā)動機前置后輪驅(qū)動（fr） （圖 2-2） ，發(fā)動機后置后輪驅(qū)動（rr） （圖 2-3）三種，少數(shù)乘用車采用發(fā)動機前置全輪驅(qū)動。由于本設(shè)計涉及的是商用貨車的布置形式，故這三種乘用車布置形式的優(yōu)缺點不再詳細敘述。圖 2-1圖 2-2圖 2-3b.商用車的布置形式（a）客車的布置形式：根據(jù)客車發(fā)動機位置不同，其布置形式有三種如圖 2-4 所示：發(fā)動機前置后橋驅(qū)動，發(fā)動機中置后橋驅(qū)動和發(fā)動機后置后橋驅(qū)動。由于本次設(shè)計涉及的是商用貨車的布置形式，故這三種商用客車的布置形式的特點不再詳細敘述。圖 2-4（b）貨車的布置形式：貨車可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置的不同，分為平頭式(圖 2

27、-5)、短頭式（圖 2-6） 、長頭式（圖 2-7）和偏置式（圖2-8）四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動機位置的不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。圖 2-5圖 2-6圖 2-7圖 2-8當(dāng)貨車的發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)時，稱為平頭式貨車。這種形式貨車的布置特點是發(fā)動機在駕駛員和副駕駛員座位中間，因此駕駛室的前端不需要凸出去，沒有獨立的發(fā)動機艙。平頭式貨車的主要優(yōu)點如下：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機動性能良好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車整備質(zhì)量減??；駕駛員視野得到明顯改善；采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利

28、用率，平頭式貨車的該指標(biāo)比較高。平頭式貨車的主要缺點有：空載時前軸負荷大，因而在壞路上的汽車通過性變壞；因為駕駛室有翻轉(zhuǎn)機構(gòu)和鎖止機構(gòu)，使得機構(gòu)復(fù)雜；進出駕駛室不如長頭式貨車方便；離合器、變速器等操縱機構(gòu)復(fù)雜；發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛員均有較大影響；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時，特別是駕駛室高度低些的平頭貨車，容易使駕駛員和前排乘員受到嚴(yán)重傷害的可能性增加，這點不如長頭式、短頭式貨車好。平頭式貨車的發(fā)動機可以布置在座椅下后部，此時中間座椅處沒有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到廣泛應(yīng)用。本設(shè)計中，由于給定參數(shù)中的最小轉(zhuǎn)彎直徑較小，汽車裝載質(zhì)量較小等特點與平頭式貨車的優(yōu)點相符合

29、，故采用了平頭式貨車。2.2 汽車主要參數(shù)的選擇汽車的主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和汽車性能參數(shù)。2.2.1 汽車主要尺寸的確定汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸。（1）外廓尺寸汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸。在公路和市內(nèi)行駛的汽車最大外廓尺寸受有關(guān)法規(guī)限制不能隨意確定，而非公路用車輛可以不受法規(guī)限制，如礦用自卸車、機場擺渡車等。gb15891989 汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車、整體式客車總長不應(yīng)超過 12m，單鉸接式客車不超過 18m，半掛汽車列車不超過 16.5m，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

30、關(guān)閉狀態(tài)下，汽車高不超過 4m；后視鏡等單側(cè)外伸量不得超過最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高 300mm。查閱相關(guān)資料并參考同類車型，輕型貨車解放 ca1041，最終取以下數(shù)據(jù)：總長：5500lmm長總寬：1807lmm寬總高：2016lmm高（2）軸距 l表 2-1 各類汽車的軸距和輪距車型類型軸距/l mm輪距/b mmv1.020002200110013801.0v1.621002540115015001.6v2.525002860130015002.54.029003900156016201.817002900115013501.8 6.02300360013001

31、6506.0 14.03600550017002000貨車4 214.0450056001840200060320042001840 3200礦用自卸車汽車總質(zhì)量/amt60390048002500 400045005000大客車城市大客車（單車）長途大客車（單車）5000650017402050軸距對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱l向通過半徑等有影響。當(dāng)軸距短時，上述各指標(biāo)減少。但軸距過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角震動過大等。當(dāng)然，在滿足所設(shè)計驅(qū)車的車廂尺寸，軸荷分配，主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設(shè)計得短一些為好。表

32、2-1 提供的數(shù)據(jù)可供初選軸距時參考。根據(jù)表 2-1，同時參考同類汽車軸距，選取軸距為=3400mm。l（3）前輪輪距和后輪輪距1b2b汽車輪距的改變會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)b傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加，有利于增加側(cè)傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性變好；但是汽車總寬和總質(zhì)量及最小轉(zhuǎn)彎直徑等增加，導(dǎo)致汽車的比功率、比轉(zhuǎn)矩指標(biāo)下降，機動性變壞。受汽車總寬不得超過 2.5m 限制，輪距不宜過大。各類汽車的輪距可參考表 2-1 提供的數(shù)據(jù)進行初選。根據(jù)表 2-1，42 輕型貨車的輪距應(yīng)在 13001650mm 之間，同時參考同類汽車輪距，選取輪距為，114

33、80bmm21470bmm（4）前懸和后懸flrl汽車的前懸和后懸尺寸是由總布置最后確定的。前懸處要布置發(fā)動機，水箱，風(fēng)扇，彈簧前支架，車身前部或駕駛室的前支點，保險杠，轉(zhuǎn)向器等，要有足夠的縱向布置空間。其長度與汽車的類型，驅(qū)動型式，發(fā)動機的布置型式和駕駛室的型式及布置密切相關(guān)。汽車的前懸不宜過長，以免使汽車的接近角過小而影響通過性。后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨箱長度或者行李箱長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求?？傎|(zhì)量在1.814.0 噸的貨車后懸一般在 12002200mm 之間，特長貨箱的汽車后懸可達到 2600mm，但不得超過軸距的 55%。本設(shè)計參考金

34、杯 sy104ldbf 及 dbfl 輕型貨車技術(shù)參數(shù)，最終確定前懸，后懸990flmm1330rlmm（4）貨車車頭長度貨車車頭長度是指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對影響。此外，車頭長度尺寸對汽車外觀效果、駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機的接近性等有影響。平頭型貨車一般在之間。本設(shè)計選為 1450mm。1400 1500mm（5）貨車車廂尺寸要求車箱尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定噸數(shù)。車箱邊板高度對汽車質(zhì)心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般在 450650mm 范圍內(nèi)選取。車箱內(nèi)寬應(yīng)在汽車外寬符合國家標(biāo)準(zhǔn)的前提下適當(dāng)取寬些，以利縮

35、短邊板高度和車箱長度。同樣參考金杯 sy104ldbf 及 dbfl 輕型貨車技術(shù)參數(shù)，確定車廂尺寸為：3130 1760 380()mm2.2.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)0m、汽車總質(zhì)量、軸荷分配等。0mam（1）汽車的載質(zhì)量gm橋車的裝載量即載客量，是指其最多乘坐人數(shù)，并以座位數(shù)表示。載貨汽車的裝載量是指該車在良好的硬路面上行駛時裝載貨物量的最大限額，通常其單位以 t 表示。它是由汽車制造廠根據(jù)設(shè)計確定的。當(dāng)汽車在碎石路或其他非良好硬路面上行駛時，裝載量應(yīng)適當(dāng)減少。各種車型的裝載量應(yīng)符合行業(yè)產(chǎn)品規(guī)劃對各類車裝載量系列的規(guī)定，本設(shè)計要求已

36、給出裝載量2.0gmt（2）整車整備質(zhì)量的確定0m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，但沒有裝貨和載人時的整車質(zhì)量。整車整備質(zhì)量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟性有影響。減少整車整備質(zhì)量，是從事汽車設(shè)計工作必須遵守的一項重要原則。整車整備質(zhì)量在設(shè)計階段需估算確定。在日常工作中，收集大量同類型汽車各總成、部件和整車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計的結(jié)構(gòu)特點、工藝水平等初步估算各總成、部件的質(zhì)量，再累計構(gòu)成整車整備質(zhì)量。在沒有參考樣車的情況下，載貨驅(qū)車可參考國內(nèi)外同類型同級別的汽車的裝載量與整備質(zhì)量之比（稱為汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)）為0/gmm0m新車型選擇一個適當(dāng)?shù)恼?/p>

37、備質(zhì)量利用系數(shù)，然后按其裝載量計算汽車的gm整備質(zhì)量。轎車和大客車的整備質(zhì)量可按人均驅(qū)車整備質(zhì)000(/)gmm mm量的統(tǒng)計值來估算。表 2-2 乘用車和商用客車人均整備質(zhì)量值乘用車型人均整備質(zhì)量值1/ta 人商用車型人均整備質(zhì)量值1/ta 人微型轎車0.150.16普通轎車0.170.24中級轎車0.210.29車輛總長/alm10.010.00.0960.1600.0650.130表 2-3 各類汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)0m汽車類型0m備注載貨汽車輕型中型重型0.8 1.11.2 1.351.31.7柴油車為0.8 1.0礦用自卸車裝載量 45gmt 45gmt1.11.51.31.7本設(shè)

38、計取，所以。01.1m01.82mt（3）汽車總質(zhì)量am汽車的總質(zhì)量是指已整備完好，裝備齊全并按規(guī)定載滿客，貨時的汽車質(zhì)量。除包括汽車的整備質(zhì)量及裝載質(zhì)量外，載貨汽車還應(yīng)計入駕0mgm駛室坐滿人的質(zhì)量，其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按計，于是65kg （2-1）0165agmmmnkg式中 包括駕駛員在內(nèi)的人數(shù)，本設(shè)計是單廂貨車，所以1n12n 因此根據(jù)式（2-1） ，可算得01651.8220.065 23.95agmmmnkgt（5）軸荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止?fàn)顟B(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有

39、影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相考慮，各個車輪的負荷應(yīng)該相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當(dāng)減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負荷不應(yīng)過小。因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設(shè)計時應(yīng)該對整車的性能要求、使用條件等，合理的選取軸荷分配。汽車的驅(qū)動形式與發(fā)動機位置、汽車結(jié)構(gòu)特點、車頭形式和使用條件等均對軸荷分配有顯著影響。如發(fā)動機前置前輪驅(qū)動乘用車和平頭式商用貨車前軸負荷較大，而長頭式貨車的前軸負荷較小。當(dāng)總體布置進行軸荷分配計算不

40、能滿足預(yù)定要求時，可通過重新布置某些總成、部件（如油箱、備胎、蓄電池等）的位置來調(diào)整。必要時，改變軸距也是可行的方法之一。各類汽車的軸荷分配見表 2-4表 2-4 各類汽車的軸荷分配滿載空載車型前軸后軸前軸后軸發(fā)動機前置前輪驅(qū)動47%60%40%53%56%66%34%44%發(fā)動機前置后輪驅(qū)動45%50%50%55%51%56%44%495轎車發(fā)動機后置后輪驅(qū)動40%46%54%60%38%50%50%62%后輪4 2單胎32%40%60%68%50%59%41%50%后輪4 2雙胎，長短頭式25%27%73%75%44%49%51%56%后輪4 2雙胎，平頭式30%35%65%70%48%5

41、4%46%52%貨車后輪6 4雙胎19%25%75%81%31%37%63%69%本設(shè)計車型為貨車，后輪單胎，根據(jù)表 2-4，可以確定該貨車的4 2軸荷分配，空載：前軸，；后軸，55%1.001t45%0.819t滿載：前軸，；后軸，35%1.3825t65%2.5675t由此可以得出滿載時單側(cè)前輪的負荷為： 11.38250.691252tt單側(cè)后輪的負荷為： 12.56751.283752tt2.2.3 汽車性能參數(shù)的確定（1）動力性參數(shù)汽車動力性參數(shù)包括最高車速、加速時間 、上坡能力、比功率和maxvt比轉(zhuǎn)矩等。a）最高車速maxv隨著道路條件的改善，汽車特別是中、高級轎車的最高車速有逐

42、漸提高的趨勢。轎車的最高車速大于貨車、客車的最高車速。級別高的轎車的最高車速要大于級別低些轎車的最高車速。微型、輕型貨車最高車速大于中型、重型貨車的最高車速，重型貨車最高車速較低。總質(zhì)量小些的商用貨車最高車速稍大于總質(zhì)量大些商用貨車的最高車速。不同車型的最高車速的范圍見表 2-5。maxv表 2-5 汽車動力性參數(shù)范圍汽車類別最高車速1max/vkm ha比功率1/bpkwt比轉(zhuǎn)距1/btnmt微型級110150306050110普通級120170356580110中級130190407090130中、高級1402305080120140轎車高級160280601101001801.86283

43、0441.8 6.080135152538446.0 14.010203347貨車汽車總質(zhì)量/amt14.0751206202950本設(shè)計已給定汽車最高車速，與表中輕型貨車的范圍max115/avkm h80135相符合。/km hb)加速時間t汽車在平直良好路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到最大車速所用去的時間，稱為加速時間。對于100km/h 的汽車，常用加速到maxv100km/h 所需的時間來評價；對于100km/h 的汽車，可用 060km/h 的maxv加速時間來評價。裝載量的輕型載貨汽車的 060km/h 的換擋加速時間多在2 2.5t。國標(biāo)給出了汽車加速性能試驗方法。17

44、.5 30s/ 1254390gb tc)上坡能力用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù)來表示 。因乘用maxi車、貨車、越野車的使用條件不同，對它們的上坡能力要求也不一樣。要求貨車能克服 30%坡度，越野車能克服 60%坡度。本設(shè)計已給出最大爬坡度為 0.3。d)汽車比功率和比轉(zhuǎn)矩bpbt比功率是汽車所裝發(fā)動機的標(biāo)定最大功率和汽車最大總質(zhì)量之maxepam比，即。它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能、max/eapm速度性能要好于比功率小些的汽車。我國 gb7258-2004機動車運行安全技術(shù)條件規(guī)定：農(nóng)用運輸車與運輸用拖拉機的比功率不小于 4.0kw/t，其它機動車不小于

45、 4.8kw/t。比轉(zhuǎn)矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比，btmaxetam能反映汽車的牽引能力。max/beattm不同車型的比功率和比轉(zhuǎn)矩范圍見表 2-5。本設(shè)計取比功率為 18kw/t。比轉(zhuǎn)矩為：40n.m/t。(2)燃油經(jīng)濟性參數(shù)汽車在良好的水平硬路面上以直接檔滿載等速行駛時的最低燃100km料消耗量，稱為汽車的“百公里最低燃料消耗量” ，是汽車的( /100)q lkm燃料經(jīng)濟性常用的評價指標(biāo)，它也是滿載的汽車在良好硬路面上用直接檔以經(jīng)濟車速等速行駛時的百公里耗油量。單位汽車總質(zhì)量的百公里最低燃料消耗量，又稱為汽車的“單位燃料消耗量”，該值越小燃( /(100)lkm t油

46、經(jīng)濟性越好。在新車設(shè)計時，其燃料經(jīng)濟性可參考總質(zhì)量相近的同類型車型的百公里耗油量或單位燃料消耗量來估算。表 2-6 為載貨汽車的單位燃料消耗量的統(tǒng)計范圍。 表 2-6 載貨汽車的單位燃料消耗量 1 (100) lt km汽車總質(zhì)量/amt汽油機柴油機43.00 4.002.00 2.804 62.80 3.201.90 2.106 122.68 2.821.55 1.86122.50 2.601.431.53根據(jù)表 2-6，取該貨車的單位質(zhì)量百公里燃油消耗量為 3.51 (100) lt km(3)汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑mind轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，汽車前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑，

47、稱為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑。它用來描述汽車的轉(zhuǎn)向機動性，mind是汽車轉(zhuǎn)向能力和轉(zhuǎn)向安全性能的一項重要指標(biāo)。影響汽車的因素有兩類，即與汽車本身有關(guān)的因素和法規(guī)及使用mind條件對的限定。前者包括汽車轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，汽車軸距，輪距以及mind轉(zhuǎn)向輪數(shù)等對汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑均有影響，除此之外，有關(guān)的國家法規(guī)和汽車的使用道路條件對的確定也是重要的影響因素。轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角mind越大，軸距越短，輪距越小和參與轉(zhuǎn)向的車輪數(shù)越多時，汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑越小。gb72581997機動車運行安全技術(shù)條件中規(guī)定：機動車的最小轉(zhuǎn)彎直徑不得大于 24m。當(dāng)轉(zhuǎn)彎直徑為 24m 時，前轉(zhuǎn)向軸和末軸的內(nèi)輪差（以兩內(nèi)輪軌跡中心計）不

48、得大于 3.5m。本設(shè)計中，給定最小轉(zhuǎn)向直徑為 12.5m。各類汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑見表 2-7mind表 2-7 各類汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑mind車型級別min/dm車型級別min/dm微型79.5微型812普通型811輕型1019中級912中型1220轎車高級1114貨車重型1321微型1013中型1420客車大型1722礦用自卸車裝載質(zhì)量/emt45em 45em 15191824 本設(shè)計已給出最小轉(zhuǎn)彎直徑min12.5dm(4)通過性幾何參數(shù)表 2-8 汽車通過性的幾何參數(shù)車型min/hmm1/( )2/( )1/m轎車4 2150220203015223.08.3轎車4 42102504

49、55035401.73.6貨車4 2180300406025452.36.0、4 46 6貨車260350456035451.93.64 26 4客車22037010406204.09.0總體設(shè)計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙，接近角，minh1離去角，縱向通過半徑等.各類汽車的通過性參數(shù)視車型和用途而異，21其范圍見表 2-8。根據(jù)表 2-8 與相關(guān)車型，確定通過性幾何參數(shù)分別為：最小離地間隙為：，min248hmm接近角：，0140離去角：，0226縱向通過性。13m(5)操縱穩(wěn)定性參數(shù)汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數(shù)較多，與總體設(shè)計有關(guān)并能作為設(shè)計指標(biāo)的有：a)轉(zhuǎn)向特性參數(shù)為了保證有良好

50、的操縱穩(wěn)定性，汽車應(yīng)具有一定程度的不足轉(zhuǎn)向。通常用汽車以 0.4g 的向心加速度沿定圓轉(zhuǎn)向時，前、后輪側(cè)偏角之差作為評價參數(shù)。此參數(shù)在 13為宜。12b)車身側(cè)傾角汽車以 0.4g 的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側(cè)傾角控制在 3內(nèi)為好，最大不超過 7。c)制動前俯角為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以 0.4g 的減速度制動時，車身的前俯角度不大于 1.5(6)制動性參數(shù)汽車制動性是指汽車在制動時，能在盡可能短的距離內(nèi)停車且保持方向穩(wěn)定，下長坡時能維持較低的安全車速并有在一定坡道上長期駐車的能力。目前常用制動距離、平均制動減速度和行車制動踏板力及應(yīng)急制動tsj時的操縱力來評價制動效能。gb72

51、581997機動車運行安全條件對路試檢驗行車制動和應(yīng)急制動性能要求做出了規(guī)定(7)舒適性汽車應(yīng)為乘員提供舒適的乘坐環(huán)境和方便的操作條件，稱之為舒適性。舒適性應(yīng)當(dāng)包括平順性、空氣調(diào)節(jié)性能（溫度、濕度等） 、車內(nèi)噪聲、乘坐環(huán)境（活動空間、車門及通道寬度、內(nèi)部設(shè)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，包括頻率和振動加速度等，此外懸架動撓度也用來作為評價參數(shù)之一。2.3 發(fā)動機的選擇（1）發(fā)動機選擇本設(shè)計選用 6 缸直列水冷式汽油機。（2）發(fā)動機的最大功率及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速maxeppn發(fā)動機功率愈大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率降低，燃料經(jīng)濟性下降，動力傳動

52、系的質(zhì)量也要加大。因此，應(yīng)合理選擇發(fā)動機功率。設(shè)計時，可以根據(jù)所要求的最高車速按下式計算出：max115/avkm h （式 2-2）3maxmaxmax1360076140adeaatm gfc apvv式中 發(fā)動機的最大功率，kw；maxep 傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅(qū)動橋的式汽t4 2車??；0.9t 汽車總質(zhì)量，kg；am 重力加速度，；g2/m s 滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取 0.02，對礦用自卸車取f0.03，對轎車等高速車影響并取；0.01650.0001(50)afv 最高車速，km/h；maxav 空氣阻力系數(shù)，轎車取 0.40.6，客車取 0.60.7，貨dc車取 0

53、.81.0； 汽車正面投影面積，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距、a2m1b汽車總高 h、汽車總寬 b 等尺寸近似計算：對轎車 ,0.78abh對載貨汽車 1ab h在此，max3.95 ,9.8,0.02,115/ ,0.8aradmt gfkm h c 1.48 2.016,0.9ta所以 33max13.95 109.8 0.020.8 1.48 2.0161151150.9360076140ep計算得 max80.5epkw4500 / minpnr （式 2-maxmaxt7019eeppapatn3）式中 發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)； 最大功率時的轉(zhuǎn)矩，；ptn ma 最大功率，kw；maxep

54、 最大功率的相應(yīng)轉(zhuǎn)速，r/min。pn將數(shù)據(jù)代入式 2-3 中，有，max1.2 80.57019150.674500etn ma通常取，并由發(fā)動機設(shè)計保證，在此選取，/1.4 2.0ptnn /1.6ptnn 計算出。2812.5 /mintnr（3）發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù)，這里將數(shù)據(jù)代入，計算得到max/peppttantnt nn。1.2 1.61.922.4 輪胎的選擇表 2-9 國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件主要尺寸使用條件外直徑最大負荷相應(yīng)氣壓p0.1輪胎規(guī)則層數(shù)斷面寬普通花紋加深花紋越野花紋nmpa標(biāo)準(zhǔn)輪輞允許使用輪輞輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎6.50-1468180705-

55、585069003.24.2142j5j6.50-16(6.50r16)68755765765-635075503.2(3.5)4.2(4.6)5.50f5.50e5.50f7.55-15(7.00r15)68200750760-680080003.2(3.5)4.2(4.6)5.50f6.00g7.00-16(7.00r16)810200780790-850096504.2(4.6)5.3(5.6)5.50f6.00g7.50-15(7.50r15)810220785790-9300106004.2(4.6)5.3(5.6)6.00g5.50f6.50f7.50-16(7.50r16)810

56、12220810820-970011050124004.2(4.6)5.3(5.6)6.3(6.7)6.00g5.00f6.50h8.25-16(8.25r16)12240860870-135005.3(5.6)6.50h6.00g9.00-16(9.00r16)810225890900-12200135503.5(3.9)4.2(4.6)6.50h6.00g車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)之一，因此，在總體設(shè)計開始階段就應(yīng)該選定，而選擇的依據(jù)是車型，使用條件，輪胎的靜負荷，輪胎的額定負荷以及汽車的形式速度。當(dāng)然還要考慮與動力-傳動系數(shù)的匹配以及整車尺寸參數(shù)的影響

57、。表 2-9 給出了部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格，尺寸及使用條件。貨車的輪胎規(guī)格詳見國標(biāo) gb516-82。貨車的后輪裝雙胎時，比單胎使用時的負荷可增加 10%到 15%。本設(shè)計選用輪胎的規(guī)格為：12 層 7.50-16。輪胎氣壓為 4.2mpa第第 3 章章 汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇 3.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)有轉(zhuǎn)向系的效率，轉(zhuǎn)向系的角傳動比與力傳動比，轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙特性，轉(zhuǎn)向系的剛度以及轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。3.1.1 轉(zhuǎn)向器的效率轉(zhuǎn)向系的效率由轉(zhuǎn)向器的效率和轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)的效率決定，即：0 （3-1）0 a轉(zhuǎn)向器效率又有正效率與逆效率之分。功率由轉(zhuǎn)向軸輸

58、入，1p經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，反之為逆效率。 （3-2）121()ppp （3-3）323()ppp式中 作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；1p轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；2p作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。3p1.正效率影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。（1）轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點與效率汽車上常用的轉(zhuǎn)向器形式有循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、齒輪齒條式和蝸桿指銷式等幾種。齒輪齒條式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，其正效率可達到 85%。同一類型的轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同，效率也有較大差別。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以有滾針軸承、錐軸承和滾珠軸承三種結(jié)構(gòu)。第一種

59、結(jié)構(gòu)除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還有滑動摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率僅達 54%左右。根據(jù)試驗，其余兩種轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)的效率分別為 70%和 75%。（2）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的傳動副存在較大滑動摩擦，效率較低。對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，如果忽略軸承和其他地方的抹茶損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，其效率為 （3-4）00tantan()式中 蝸桿或螺桿的螺線導(dǎo)程角；0 摩擦角，=；arctan f 摩擦系數(shù)。f2. 轉(zhuǎn)向器逆效率跟據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種轉(zhuǎn)向器是可逆式的

60、。它能保證汽車轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。這既減少駕駛員疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在壞路上行駛時，車輪受到的沖擊力，大部分都傳給轉(zhuǎn)向盤，駕駛員容易“打手” ，使之精神狀態(tài)緊張，如長時間在壞路上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全行駛。因此，這類轉(zhuǎn)向器適用于在良好路面上行駛的車輛。齒輪齒條式和循環(huán)球式都屬于可逆式轉(zhuǎn)向器。不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力，不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺。因此，現(xiàn)代汽車基本不采用這種轉(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。當(dāng)車輪受有沖擊力作用時，此力只有較小