轻型汽车悬架设计论文.docx

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1、轻型汽车悬架设计THE DESIGN OF A LIGHT TRUCKS SUSPENSION 2009 年6月摘 要本文主要研究轻型货车的前后悬架设计分析方法，以及悬架运动与前轮定位参数的变化关系。首先根据设计给定的四个参数对整车进行总体设计，包括整车的尺寸参数、质量参数和性能参数，在选择这些参数的时候可以通过国家标准以及相关的经验参数得到，在选择之后进行了相关的验证，保证各参数能达到各项性能的基本要求。在总体设计完成之后，对前后悬架进行方案的选择，本设计前悬架采用麦弗逊独立悬架，后悬架采用纵置钢板弹簧。然后对悬架的性能参数进行选择，包括前后悬架的偏频、相对阻尼系数、非簧载质量以及影响操稳性

2、的侧倾中心高度和侧倾刚度，还有影响纵向稳定性的纵倾中心高度等。在选择完基本参数后，对悬架的弹性元件（前悬架为螺旋弹簧。后悬架为钢板弹簧）进行设计计算，包括刚度和强度等的校核，使设计的弹簧能满足设计的偏频要求。之后设计前独立悬架的导向机构，设计包括侧倾中心、纵倾中心以及下控制臂的位置等。为前、后悬架匹配减振器，计算减振器的尺寸，并且验算减振器是否满足强度要求。由于麦弗逊悬架的侧倾刚度较小，为了满足汽车不足转向性能要求，设计时，为前悬架匹配了一个横向稳定杆，提高它的侧倾刚度，满足不足转向性能要求。由于悬架结构的运动学特性关系到汽车操纵稳定性、转向轻便性、行驶舒适性、轮胎寿命以及汽车布置设计中的运动

3、干涉等诸多方面，是汽车设计过程中十分重要的问题，欲设计合乎需要的悬架结构,必须准确分析悬架结构的运动特性。所以为了研究悬架结构的运动学特性，本文采用了空间解析几何的方法，探讨分析了麦弗逊式悬架的运动学特性，由于该方法能够直接使用整车布置设计坐标系,无需进行坐标转换,且直观方便,易于理解,所以具有实际应用的意义。关键词： 麦弗逊 悬架 动态特性AbstractThis article is mainly about to study the method of designing a light trucks front and back suspension, also the article

4、 analyze the relation between suspension movement and front wheel alignment parameters. First, it designs the scheme of whole car based on the four parameters which was already been given, this including the whole cars size parameters, weight parameters, and property parameters. we may choose those

5、parameters refer to national standards or some relative experience parameters. we may also do some work to prove the chosen was correct after those parameters being chosen, as to make every parameters meet the basic demand of every property. when the whole car schemes were already designed, it then

6、comes to choose the scheme of the front and back suspensions, and in this design, we use McPherson type front suspension, Back suspensions steel spings.and then, we choose the suspensions property paremeters,including front and back suspensions frequency, relative viscosity,unsprung mass and roll ce

7、nter height, roll angular rigidity which effect the cars controllability and stability,besides,we also choose the trim center height which effect the cars longitudinal controllability. After these basic parameters were chosen, we comes on to calculate the spring of the suspension,(spiral spring in f

8、ront suspension, leaf spring in back suspension),and the calculation including checking both the springs stiffness and strength, as to make the spring designed to meet the demand of frequency. And next comes to design the control bars of the front independent suspension, it contains to design the ro

9、ll center height an trim center height and the locations of the main controlbar.Then,we design shock absorbers to match with the front and the back suspension, including calculate the size of the absorbers and also check the absorbers to see if it meets the demand of strength. Since McPherson type f

10、ront suspension is lack of roll angular rigidity, in order to meet the property demands of cars under steer speciality,Here it also designs a anti-roll bar to improve the front suspensions roll angular rigidity. As suspensions kinematics character relates to a whole cars controllability ,steering ag

11、ility, ride comfort,tyre life and motion interference in the design of the whole cars scheme. the kinematics character comes to be a very important question, to make a good suspension structrue,it needs to analyze the kinematics character of the suspension.And in this article, we uses Spatial analyt

12、ic geometry to discuss McPherson type front suspensions kinematics character. Because the method is able to use the whole car scheme design coordinate system directly, there is no need to transform the coordinate system. It is more convenient and easy to understand,so,it makes more actual applicatio

13、n sense. key words：Mcpherson suspension kinematics character目 录第1章 绪论11.1 论文研究的目的和意义11.2 国内外研究现状及发展趋势11.3 论文主要研究内容2第2章 汽车的总体设计32.1设计参数与设计目标32.2汽车形式的选择32.2.1 轴数32.2.2 驱动形式32.2.3 布置形式42.3汽车质量参数的选择42.3.1 整车整备质量42.3.2 汽车的总质量52.3.3 汽车的整备质量利用系数52.3.4 汽车的轴荷分配62.4 汽车主要尺寸的确定72.4.1 轴距72.4.2 前后轮距和82.4.3 汽车的外廓尺

14、寸82.4.4 汽车的前悬和后悬92.4.5货车车头的长度92.4.5货车车箱尺寸92.5 汽车主要性能参数的选择102.5.1 动力性能参数102.5.2 燃油经济性指标112.5.3 汽车的最小转弯半径112.5.4 通过性几何参数112.6 汽车发动机的选型与轮胎的选定132.6.1 发动机基本型式的选择132.6.2 发动机主要性能指标的选择142.6.3 轮胎的选定17第3章 汽车悬架的结构选型与分析203.1 悬架的设计要求203.2 悬架的结构形式分析203.2.1 悬架结构形式的分类203.2.2 悬架的组成及各部件作用223.3 前、后悬架方案的选择22第4章 悬架的设计计算

15、244.1 悬架主要参数的确定244.1.1 影响平顺性的参数244.1.2 影响操纵稳定性的参数284.1.3影响纵向稳定性的参数314.2 弹性元件的计算354.2.1 前悬架螺旋弹簧的设计计算354.2.2 后悬架钢板弹簧的设计计算384.3 独立悬架导向机构的设计514.3.1 设计要求514.3.2 前轮定位参数与主销轴的布置524.3.3 横臂轴的选型与布置544.4 减振器的设计584.4.1 减振器相对阻尼系数584.4.2 减振器阻尼系数的确定594.4.3 最大卸荷力的确定604.4.4 筒式减振器工作缸直径的确定614.5 横向稳定杆的设计62第5章 空间解析法分析麦弗逊

16、悬架运动635.1 悬架的数学模型635.2 利用数学模型求解车轮跳动时各定位参数的变化67结论69致 谢70参考文献71附录一73第1章 绪论1.1 论文研究的目的和意义悬架是现代汽车上重要的总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性连接起来。其主要任务是传递作用在车轮与车架之间的一切力和力矩，并且缓和由不平路面传给车身（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车平顺的行驶。悬架一般分为独立悬架和非独立悬架，独立悬架的优点是：非簧载质量小，有利于提高驾乘舒适性；由于弹性元件只承受垂直载荷，使之可用刚度较小的弹簧，降低了车身振动的频率，改善了行驶平顺性；本次设计中前悬架

17、采用麦弗逊独立悬架，取消了前轴，可使发动机的位置降低，汽车质心下降，从而提高了汽车行驶稳定性，左右车轮的单独跳动，减少了车身的倾斜和振动；同时正确的导向机构型式和参数，有助于消除前轮摆振、纵倾现象等。非独立悬架的优点是：结构简单，工作可靠等，本设计中后悬架采用纵置钢板弹簧非独立悬架，板簧本身能传递各种力和力矩，造价成本低，在货车的悬架中普遍使用。本论文的研究目的是根据给定参数对汽车进行总体设计，然后对前后悬架进行设计匹配，满足前后悬架的偏频要求。通过对麦弗逊悬架的空间解析法分析悬架的运动特性，分析前悬架在车轮跳动时前轮定位系数的改变等。并对后悬架板簧的设计过程加深认识与理解。1.2 国内外研究

18、现状及发展趋势独立悬架早期只单纯用于轿车上，目前大部分轻型货车和越野汽车为了提高舒适性也开始采用独立悬架，同时一些中型卡车及客车为了提高驾乘的舒适性和行驶性也开始采用独立悬架，在国外甚至一些轮式工程机械如吊车和重型卡车也开始采用独立悬架。因此对于独立悬架的设计技术，国内外都进行了研究，这些研究主要集中在以下几个方面：独立悬架设计方法，独立悬架参数对汽车行驶平顺性的影响；独立悬架对汽车操纵稳定性的影响。国内的研究主要表现为：独立悬架和转向系的匹配；独立悬架与转向横拉杆长度和断开点的确定；悬架弹性元件的设计分析；导向机构的运动分析；独立悬架对前轮定位参数的影响；独立悬架的优化设计等。国外除上述研究

19、外，还进入了微观领域的研究，如用原子力学显微镜观察悬架材料内部聚合体的电子转化情况，研究悬架作为弹性介质的流变特性等，从而使得独立悬架向着智能化，轻量化，小型化，通用化方向发展。同时由于电子，微机技术的发展，使得独立悬架技术向着半主动、主动悬架方向发展。非独立悬架早期广泛应用于除了轿车以外的其它车型中，由于其可靠性和简单的特性，现在还被广泛的用于轿车的后桥，轻型货车和越野汽车的后桥，重型货车的前后桥都采用非独立悬架。1.3 论文主要研究内容本论文研究内容主要包括以下几个方面：(1)汽车总体设计和参数的选择；(2)汽车悬架方案确定；(3)前、后悬架设计计算；(4)空间解析法分析前悬架的运动特性。

20、第2章 汽车的总体设计2.1设计参数与设计目标为装载质量为2吨的轻型货车匹配前后悬架，设计任务中给定的参数如下表所示：表2-1 给定设计参数最高车速115m/s装载质量2t最小转弯半径12.5m最大爬坡度30设计的悬架能够传递作用在车轮和车架之间的力和力矩；缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，由于该货车的设计最高车速较高，所以设计的悬架也必须能够保证高速行驶的能力。2.2汽车形式的选择2.2.1 轴数汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道

21、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。为了保护公路，有关部门制定了道路法规，对汽车的轴载质量加以限制，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，如矿用自卸车等，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。根据设计要求中指出汽车的装载质量为2t，估算出汽车的总质量大约在3.8t左右。所以设计时采用两轴方案。2.2.2 驱动形式增加驱动轮数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，整备质量和制造成本也随之增加，同时也使汽车的总体布置工作变得困难、乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的42驱动形式。由

22、于所要设计的汽车总质量较小，故采用42驱动形式。2.2.3 布置形式采用平头式，发动机前置后驱的布置形式。平头式货车的优点是：车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车面积利用率高。平头式货车的主要缺点有：前轴负荷大，因而汽车通过性能变坏；因为驾驶室有翻转机构和锁住机构，使机构复杂；进出驾驶室不如长头式货车方便；离合器、变速器等操纵机构复杂，驾驶室内受热及振动均比较大；汽车正面与其它物体发生碰撞时，特别是微型、轻型平头货车，使驾驶员和前排乘员

23、受到严重伤害的可能性增加。发动机前置后轮驱动货车有广泛地应用，它有如下主要优点：维修发动机方便；离合器、变速器等操纵机构简单；货箱地板高度低；可以采用直列发动机、V型发动机或卧式发动机，发现发动机故障容易。发动机前置后轮驱动的货车有下述主要缺点：如果采用平头式驾驶室，而且发动机布置在前轴之上，处于两侧座位之间时，驾驶室内部拥挤、隔热、隔振、密封和降低噪声问题难以解决；如果采用长头式驾驶室，为保证具有良好的视野，驾驶员座椅须布置高些，这又影响整车和质心高度，同时增加了整车长度。2.3汽车质量参数的选择汽车的质量参数包括整车整备质量，载客量、装载质量、质量系数，汽车总质量、轴荷分配等。其中装载质量

24、的参数已给定，即。2.3.1 整车整备质量整车整备质量是指车上带有全部设备（包括随车工具，备胎等），加满燃料，水但是没有载货和载人时的整车质量。它是一个重要的设计指标。由于在设计方法、产品材料、制造工艺以及道路状况等方面的不断完善，汽车的整备质量这一设计指标有不断减小的趋势。因为这样不仅可以降低造价，而且是降低汽车使用油耗的重要途径。在总体设计阶段可对同类型同级别且结构相似的样车及其部件的质量进行测定分析，并以此为基础初步估算出新设计汽车各部件的质量及整车的整备质量。在没有参考样车的情况下，载货汽车可参考国内外同类型同级别的汽车的装载量与整备质量之比（称为汽车的整备质量利用系数）为新车型选择一

25、个适当的整备质量利用系数，然后按其装载量计算汽车的整备质量。在此，采用后一种设计方法，由于质量系数在（0.81.1）之间，初取，所以。2.3.2 汽车的总质量汽车总质量是指已整备完好，装备齐全并按规定装满客，货时的整车质量，可按表2-2中的公式确定： 表2-2汽车总质量计算公式汽车类别计算公式说明载货汽车大客车轿车使用单厢货车，即驾驶室可乘坐两人，所以货车的总质量计算为。2.3.3 汽车的整备质量利用系数载货汽车的是载货汽车的装载量与其整备质量之比，即。它表明单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。显然，次系数愈大表明该车型的材料利用率愈高和设计与工艺水平愈高。由前可知，初取。2.3.4 汽车的

26、轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。在设计轴荷分配的时候，需要同时考虑到以下几点：(1) 应使轮胎磨损均匀，为此，希望满载时每个轮胎负荷大致相等。(2) 应满足汽车使用条件，如对使用条件较差的42式货车，为了保证它在泥泞路面的通过性，常将满载时前轴负荷控制在总轴荷的26%27%，以减少前轮的滚动阻力；同时可是后轮上有足够的附着力。后轮装用单胎的42式货车，空车时的后轴负荷过小，在潮湿路面上使用时容易发生侧滑事故，为避免这一现象，设计时其后轴负荷应大于41% 。(3)在确定轴荷分配时还要充分考虑到汽车的结构特

27、点及性能要求。设计过程中首先考虑货车后轮采用单胎还是双胎的问题，由于货车的总质量为，所以假设后轮采用单胎时，则四个轮胎每个轮胎承受的静载荷约为，而对于货车所常用的轮胎中，轮胎所能承受的载荷大都小于9000kg，所以这里采用后轮双胎的形式。对于后轮双胎平头式的货车，它的轴荷分配范围为：表2-3 后轮双胎平头形式的货车轴荷分配范围车型空载满载前轴后轴前轴后轴货车后轮双胎根据上表，可以初步选取该货车的轴荷分配，表2-4 设计货车的轴荷分配空载满载前轴后轴前轴后轴由此可以得出满载时单侧前轮的负荷为：单侧后轮的负荷为：2.4 汽车主要尺寸的确定2.4.1 轴距轴距的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参

28、数和使用性能的影响。轴距短些，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稳性变坏；万向节的夹角过大等。因此，在选择轴距时应综合考虑有关方面的影响。当然，在满足所设计的汽车的车厢尺寸、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。由于汽车的最小转弯半径已给定，可以从最小转弯半径的角度来设计轴距的大小。图2-1 理想的内、外转向轮转向角间的关系由转向中心O到外转向轮与地面接触点的距离称为汽车转弯半径R。转弯半径越小，则汽车转向所需

29、场地就越小。由图可知，当外转向轮偏转角达到最大值时，转弯半径R为最小。在图示的理想情况下，最小转弯半径与外转向轮最大偏转角的关系为： 初选汽车的轴距为：，而外转向轮偏转角的最大值一般取所以，计算出最小转弯半径为：。满足最小转弯半径的要求，所以取汽车的轴距为：。2.4.2 前后轮距和汽车轮距B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。载货汽车的前轮距与车架前部宽、前悬架宽、轮胎宽、前轮最大转角。转向拉杆和转向车轮以及与车架间的运动

30、空间等因素有关，应经过具体布置和计算才能最后确定。后轮距，与后板簧宽、后板簧距、轮胎宽、板簧与轮胎间的间隙等尺寸有关。设计时依然可以通过内、外转向轮转向角间的关系来初选出轮距。如图2-1，两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足内外转向轮转向角间的匹配应保证当汽车转弯行驶时，全部车轮绕同一瞬时转向中心旋转，各车轮只有滚动而无侧滑的要求其内、外转向轮理想的转角关系如图2-1所示，由下式决定：其中选取内轮最大转角，选取外轮最大转角，已知轴距，计算出， 。由于前轮为转向轮，即前轮两转向主销中心线与地面交点间的距离为，而轮距一般都比大，所以取前轮轮距为：，后轮距取为：。2.4.3 汽车的外

31、廓尺寸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。GB1589-79对汽车外廓尺寸界限做了规定，总高不大于4m，总宽（不包括后视镜）不大于2.5m；外开窗，后视镜等突出部分宽250mm。总长：货车及越野车不大于12m；一般大客车不大于12m，铰接式大客车不大于18m；牵引车带半挂车不大于16m，汽车拖带挂车不大于20m，挂车长度不大于8m。参考同类车型，轻型货车解放CA1041，初取以下数据：(1)总长：(2)总宽：(3)总高：2.4.4 汽车的前悬和后悬汽车的前悬和后悬尺寸是由总布置最后确定的。前悬的长度

32、与汽车的类型、驱动形式、发动机的布置形式和驾驶室的形式以及布置密切相关。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箱长度、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%，绝对值不大于3.5m。轻型及以上的货车的后悬一般在1.2m2.2m。长轴距、特长货箱的汽车，其后悬可长达约2.6m。参考同类车型，轻型货车解放CA1041，可以选取该货车的前后悬分别为：，2.4.5货车车头的长度货车车头长度是指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。平头型货车一般在1400mm1500mm

33、，设计时货车为单厢三座，可以初步选取车头长度为1500mm。2.4.5货车车箱尺寸参考同类车型，轻型货车解放CA1041，可以选取该货车的车箱尺寸分别为：(1)长：(2)宽：(3)高：2.5 汽车主要性能参数的选择2.5.1 动力性能参数汽车的动力性参数主要有直接档和I档最大动力因数、最高车速、爬坡能力、汽车的比功率和比转矩等。(1)直接档最大动力因数的选择主要是根据对汽车加速性与燃料经济性的要求，以及汽车类型、用途和道路条件而异。载货汽车的值是随汽车总质量的增大而逐渐减小的，但也有个限度。微型货车的值较大，轻型货车的次之，因为它们不会拖带挂车，而且对平均车速和加速性能的要求也较高。根据表2-

34、5，可以初步选取直接档动力因数为：。(2)I档最大动力因数直接影响汽车的最大爬坡能力和通过困难路段的能力以及起步并连续换挡时的加速能力。它和汽车总质量关系不明显而主要取决于所要求的最大爬坡度和附着条件。根据表2-5，可以初步选取I档动力因数为： 。表2-5 轻型载货汽车的动力性参数的取值范围汽车类别最高车速比功率比转矩轻型货车0.060.100.300.409012015213844(3)最高车速由设计要求可以：。(4)上坡能力由设计要求可知，最大爬坡度为0.3。(5)汽车的比功率和比转矩比功率是汽车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比，它可以综合反映汽车的动力性，比功率大的汽车加速性

35、能、速度性能要好于比功率小的汽车。根据表2-5，可以初步选取比功率18kw/t。比转矩是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比，它反映了汽车的牵引能力。可以初步选取比转矩为：40N.m/t。2.5.2 燃油经济性指标汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗率（L/100km）来评价。该值越小燃油经济性越好。而货车有时用单位质量的百公里油耗量来评价（表2-6）表2-6 货车单位质量百公里燃油消耗量 总质量汽油机柴油机总质量汽油机柴油机122.502.601.431.53由上表可以初取该货车的单位质量百公里燃油消耗量为：3.52.5.3 汽车的最

36、小转弯半径由设计要求可知=12.5m2.5.4 通过性几何参数(1)通过性几何参数的选取总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙，接近角，离去角，纵向通过半径等。各类汽车的通过性参数视车型和用途而异，其范围见表2-7：表2-7 汽车通过性的几何参数车型乘用车150220203015223.08.3乘用车210250455035401.73.6货车180300406025452.36.0由上表，可以初步选取的通过性几何参数分别为：最小离地间隙为：，接近角：，离去角：，纵向通过性。(2)最小离地间隙大小的校核由于设计的货车采用前置后轮驱动形式，所以后桥有主减速器和差速器，此时的最小离地间隙为

37、主减速器离地面的高度。必须估算出主减速器大当量直径来判断最小离地间隙大小选取是否恰当。如图2-2：图2-2 最小离地间隙与主减速器的关系首先选取主减速器的速比为：，那么使主减速器的主动锥齿轮为防止发生根切的最小齿数，即，模数取为，那么可以估算出从动锥齿轮的直径约为：，车轮初取直径为：，那么可以计算出大概的离地间隙为：。由此可见，所设计的最小离地间隙，表明还有余量，满足要求。(3)接近角、离去角与前悬、后悬的关系接近角和汽车前悬满足一定的几何关系，同理，离去角和汽车后悬也满足一定的几何关系，如图2-3所示：图2-3 接近角、离去角与前悬、后悬的关系由图中的几何关系可知，。而恒大于最小离地间隙，即

38、，恒大于最小离地间隙，即。接近角和离去角已设计，前悬和后悬已知，计算和。得到，。满足要求，所以该接近角和离去角可靠。2.6 汽车发动机的选型与轮胎的选定2.6.1 发动机基本型式的选择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，其次是汽缸的排列型式和发动机的冷却方式。(1) 汽油机与柴油机的选择与汽油机相比，柴油机具有燃料经济性好，工作可靠，寿命长，使用成本低及排污少等优点。但是柴油机也有工作粗暴，振动及噪声大，尺寸和质量大，造价高，起动较困难及易生黑烟等缺点。近年来，由于柴油机设计的不断完善，以上缺点得到较好的克服，并提高了转速，故在轻型车和轿车上采用柴油机的也日益增多。

39、在选用发动机型式时，除了上述因素外，还要考虑燃料使用的平衡，汽油大部分供应汽车，而柴油用途广泛，需要的部门多。因此从全局出发，今后将仍然以汽油为汽车的主要燃料，在2000年时，汽油机和柴油机的分工将是这样的：装载2t以下的轻型车用汽油机；装载质量6t以上的汽车将全部用柴油机。由于设计的该货车的装载质量为2t，并且对动力性要求较高，（最高车速为115km/h，最大爬坡度为30）故采用汽油机作为发动机。(2) 发动机排列形式的选择按汽缸排列形式，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、易布置，因而在中型及以下的货车上和排量不大的轿车上使用。在中

40、高级以上的轿车、重型载货汽车和越野汽车上，水平对置式的发动机高度低易于平衡。综合考虑结构、工作可靠性以及造价成本，动力性要求等，选择6缸直列式汽油机。(3) 发动机冷却形式的选择发动机按冷却方式分为水冷和风冷发动机两种，后者的优点是冷却系统简单，维修方便，对沙漠和异常气候环境的适应性好，但存在冷却不均，消耗功率大和噪声大等缺点，在汽车上应用不多，只在22kW以下的小发动机和军用越野车上有所应用。大部分汽车都采用水冷发动机。它的主要优点有冷却均匀可靠，散热性好，噪声小，能解决车内供暖等。所以在本次设计中采用水冷方式。综上所述，对于设计的货车初步选取的发动机型式为：6缸直列水冷式汽油机。2.6.2

41、 发动机主要性能指标的选择(1)发动机的最大功率及其相应转速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，应合理选择发动机功率。设计时，可以根据所要求的最高车速按下式计算出： （式2-1）式中 发动机的最大功率，kw； 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的式汽车取； 汽车总质量，kg； 重力加速度，；滚动阻力系数，对载货汽车取0.02，对矿用自卸车取0.03，对轿车等高速车影响并取； 最高车速，km/h； 空气阻力系数，轿车取0.40.6，客车取0.60.7，货车取0.81.0；汽车正面投影面积，若无测量数据，可按前轮

42、距、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算：对轿车 ,对载货汽车 在此， 所以 计算得 同样，要为最大功率匹配发动机的转速，随着车速的提高，发动机的转速也在不断地提高。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，发动机转速提高也有一定的限度。当前，轿车汽油机的大多为；轻型货车汽油机的大多为；中型货车汽油机的多为。应根据汽车与发动机的类型、最高车速、最大功率、选用的活塞平均速度、活塞冲程、缸径、缸数、工艺水平等因素来合理的确定。这里初步选取。(2) 发动机最大转矩及

43、其相应转速发动机的最大转矩及其相应的转速对汽车的动力因数、加速性能及爬坡性能等动力特性都有直接影响，而其转矩适应系数，即最大转矩与最大功率下的转矩之比值，则标志着汽车行驶阻力增加时发动机沿着外特性曲线自动增加转矩的能力。显然，值越大则换挡次数可减少，从而油耗也可降低。在汽车的选型阶段，就应针对所设计汽车的用途、道路条件等情况合理地选择发动机的，和。汽油机的值多为1.21.35，但近年来汽油机高速化结果使其转矩适应系数值也有所下降，有的低至1.1左右。当发动机的最大功率及其相应转速确定后，可按下式求发动机的最大转矩（单位为）； （式2-2）式中 发动机的转矩适应系数； 最大功率时的转矩，； 最大

44、功率，kw； 最大功率的相应转速，r/min。将数据代入式2-2中，有，发动机最大转矩的相应转速的选择原则，是使和保持适当的关系。称为转矩适应系数的和之比不宜小于1.4，通常取，并由发动机设计保证，在此选取，计算出。可以将该转速圆整为：。(3) 发动机适应性系数上述的转矩适应系数与转速适应性系数之乘积，能表明发动机适应汽车行驶工况的程度，称为发动机适应性系数，并表达为： （式2-3）这里将数据代入，计算得到。2.6.3 轮胎的选定轮胎及车轮部件应满足下述基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、

45、拆装方便、互换性好。在轮胎的选择上需要遵循的基本原则是：(1) 满足轮胎负荷的要求所选轮胎在使用中承受的静负荷值应等于或接近轮胎的静负荷值，我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查轮胎的国家标准。表2-8提供了一些货车的轮胎规格和特征。表中各列数据中如无带括号的数据，表示该列数据对斜交轮胎和子午线轮胎通用，否则，不带括号的数据适用于斜交胎，而带括号的数据适用于子午线轮胎，货车上双胎并装时，负荷约比单胎使用时的负荷增加10%15%。货车轮胎标准见GB516-82.(2)考虑轮胎负荷系数轮胎多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。为了避免超载，此系数取0.91.0之间。对于在良好路面上行驶，车速不高的货车，此系数允许取1.1。但不得大于1.2。因为轮胎超载20%，其寿命将下降30%左右。轿车及轻型货车的车速高，动负荷大，系数应取下限；重型货车，重型自卸车的车速低，此系数可略偏高。近年来，货车上普遍采用高强度尼龙帘布轮胎，使轮胎承受能力提高。因此，同样载重量的汽车所用的轮胎尺寸已减少。(3)选择轮胎胎体的中的帘线形式轮胎按照胎体中帘线的排列不同，可分为三种，子午线轮胎、斜交轮胎和带束斜交轮胎。子午线轮胎的特点是滚动阻力小、温升低、胎体缓冲性能和附着性能都比斜交轮胎要好，装好后耗油低