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汽车总体设计
汽车总体设计
4.发动机选型
发动机选型的依据因素很多,如汽车的类型、用途、使用条件、总布置型式、总质量及动力性指标、经济性要求、材料和燃料资源、排气污染和噪声方面的法规限制、已有的发动机系列及其技术指标水平、技术发展趋势、生产条件与制造成本、市场预测情况以及将来的配件供应及维修条件等,通常要经过多种方案的比较甚至通过先行的试验研究才能选定一个好的方案。
4.1发动机基本形式的选择
至今世界上绝大多数的汽车都是采用往复活塞式内燃机,其中绝大多数的轿车采用汽油机,而几乎全部的重型货车、绝大多数的中型货车和相当一部分轻型货车则采用柴油机。
近二三十年来在极少数汽车上采用了转子发动机、燃气轮机、高能蓄电池和电动机等动力装置。
为消除污染以蓄电池为能源的电动汽车受到各国的重视,列为发展方向并在加紧研制中。
但从目前的情况来看,在相当长的时期内,往复式内燃机仍将是汽车发动机的主要型式。
因此,这里仅就汽车内燃机的选型问题进行讨论。
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,其次是气缸的排列型式和发动机的冷却方式。
就世界范围而言,大型汽车的发动机已经柴油化,中型汽车也多采用柴油机,轻型载货汽车采用柴油机的也不少,甚至欧洲已将小型高速柴油机用到某些轿车上。
与汽油机相比,柴油机具有油耗低、燃料经济性好、无点火系统,故障少、工作更可靠,耐久性好、寿命长,排气污染较低和防火安全性好等优点。
但一般柴油机的振动及噪声较大,轮廓尺寸及质量较大,造价较高,起动较困难并易冒黑烟。
近年来,由于柴油机在产品设计和制造工艺方面的不断完善,其上述缺点已得到较好的克服。
较大马力、高转速、低噪声、小型化且运转平稳的柴油机的研制开发成功,使装柴油机的轻型汽车日益增多,在轿车上的装用也取得成功。
但预计在今后相当长的一段时期内,考虑到燃料使用的平衡及汽油机的转速高、升功率高、转矩适应性较好、轮廓尺寸及质量较小、便于布置、振动及噪声较低和适于高速车辆等特点,绝大多数的轿车和小型车辆仍将采用汽油机,而装载量6t以上的汽车将全部装用柴油机,装载量2—5t的部分轻型和中型汽车则采取两种发动机均可安装而由用户选择的方式为宜。
按气缸排列型式,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得到了广泛应用。
4L以下的汽油机多采用直列式,但对大排量的直列发动机而言,不是缸径过大,就是缸数过多,使发动机过长和过高,质量也过大。
因此,在中高级以上的轿车、重型载货汽车和重型越野汽车上,采用V型发动机的日益增多。
V型发动机相对于直列式有许多优点,其长度显著缩短(约25%〜30%),高度降低,质量减小约20%〜30%;曲轴箱及曲轴的刚度增大;易于设计尺寸紧凑的高转速、大功率发动机且易于系列化,如V6,V8,V1O及V12等,而直列式通常到6缸,最多8缸。
对于长度受到限制的车辆来说,由于V型发动机的长度短,适宜于这类车辆的总体布置,但由于其宽度大,故在乎头车上布置困难。
V型发动机的造价高,故在应用中受到限制,多用于排量在6L以上和缸径大于150mm勺汽油机和12L以上的柴油机。
水平对置式发动机的高度低且易于平衡,水平对置双缸发动机在微型汽车上得到应用。
按冷却方式,发动机又有水冷式和风冷式之分。
水冷发动机冷却均匀可靠,散热好,气缸变形小,缸盖、活塞等主要零件的热负荷较低,可靠性高;能很好地适应大功率发动机的冷却要求;发动机增压后也易于采取措施(加大水箱、增
加泵量)加强散热;噪声小;车内供暖易解决。
因此,绝大多数的汽车都采用了水冷发动机。
但其冷却性能受气温影响显著,设计时应考虑避免高温天气出现发动机过热的问题。
风冷发动机的冷却系统简单,维修简便;对于在沙漠和缺水地区及炎热、酷寒地区使用的适应性好,不会产生发动机过热和冻结等故障;还可省去消耗铜材的水箱。
但大缸径的风冷发动机的冷却不够均匀;缸盖等有关零件的热负荷高,可靠性不及水冷式的;噪声大;油耗较高,故仅在安装小排量发动机的微型汽车上得到应用,在其他类型的汽车上应用不多。
大型风冷发动机虽也能达到较高的性能指标,但需采用较多的结构、工艺措施,造价较高。
4.2主要性能指标的选择
421发动机最大功率Pemax及其相应转速np
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,应合理地选择发动机功率。
设计初可参考同类型、同级别且动力性相近的汽车的比功率进行Pemax的估
算或选取。
Peman亦可根据所要求的最高车速Umax。
按下式计算出:
P=1V+CDAV3]□t(360076140丿
式中:
Pemax一一—发动机最大功率,kW
T——传动系的传动效率,对单级主减速器驱动桥的4X2式汽车取T
〜0.9;
ma—汽车总质量,kg;
g__重力加速度,m/s2;
f__滚动阻力系数,对载货汽车取0.02,对矿用自卸汽车取0.03,对轿
车等高速车辆需考虑车速影响并取f=0.0165+0.0001(Va-50);
Vmax最高车速,km/h;
G—空气阻力系数,轿车取0.4〜0.6,客车取0.6〜0.7,货车取0.8—1.0A__汽车正面投影面积,卅,若无测量数据,可按前轮距Bi、汽车总高H、
汽车总宽B等尺寸近似计算:
对轿车A〜0.78BH,
对载货汽车A〜BiHo
按上式求出的Pemax应为发动机在装有全部附件下测定时得到的大有效功率或净输出功率,它比一般发动机外特性的最大功率值低12%〜20%o
在整车选型阶段还应对发动机最大功率时的转速np±Anp提出要求,因为它不仅影响发动机本身的技术指标和使用性能及寿命,而且影响整车的性能(例如
vmax)、传动系的寿命以及对主减速比io的选择。
近年来,随着车速的提高,发动机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,发动机转速的提高也有一定的限度。
当前,轿车汽油机
的np,大多为4000-6000r/min;轻型货车汽油机的np大多为3800〜5000r
/min;中型货车汽油机的np多为3200—4400r/min;其柴油机的p多为2200〜
3400r/min;重型货车柴油机的np多为1800〜2600r/min;轿车和轻型客车、
轻型货车用的小型高速柴油机的np多为3200〜4200r/min。
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Cm活塞冲程s、缸径、缸数、工艺水平等因素来合理的确定np(Cm=s•p/30,单位为m^s)。
4.2.2发动机最大转矩Temax及其相应转速门口
当发动机最大功率和其相应转速确定后,可用下式确定发动机的最大扭矩。
j.Pemax
Temax=7019-
np
式中:
Temax发动机最大扭矩,N・m
:
――扭矩适应性系数;
即:
.=Temax;一般汽油机」=1.2〜1.35,柴油机=1.1〜1.25;?
值的
Tp
大小,标志着行驶阻力增加时,发动机沿外特性曲线自动增加扭矩的能力。
:
的大小可参考同类样机的数值进行选取。
Tp—为最大功率点的扭矩,n・m
在选取发动机最大扭矩点的转速nM时,一般希望该转速与最大功率点的转
速有一定的比例关系,即保证n卩/nM(转速适应性系数)在1.4—2.0之间,如果nM取得过高,会使np/nM的比值变小,若小于1.4,会使直接档的稳定车速偏高,造成在市区内行驶、转弯等情况下增加换挡次数。
所以希望nM不要太高。
4.2.3发动机适应性系数©
发动机适应性系数①是转矩适应系数与转速适应系数的乘积。
它表明发动机适应汽车行驶工况的程度
Temax
1值越大,这发动机的适应性越好。
采用①值大的发动机可减少换档次数、减轻驾驶员的疲劳、减小传动系的磨损和降低油耗。
现代发动机的适应性系数值对汽油机①=1.4〜2.4;对柴油机①=1.6〜2.6。
4.3传动系参数的选择
4.3.1最小传动比的选择
整车传动系最小传动比的选择,可根据最高车速及其功率平衡图来确定。
在普通的载货汽车上,变速器的最高档大都取1.0,贝M专动系的最小总传动比即为驱动桥的主减速比i。
,若有超速档或副变速器、分动器时,最小传动比则为它们的速比和i的乘积。
4.3.2最大传动比的选择
最大传动比为变速器的头档速比与主减速比的乘积。
该速比主要是用于汽车爬坡或道路条件很差(阻力大)的情况下(此时空气阻力可以不计)汽车仍能行驶。
此时变速器最大速比i—mg(fcossg)rk
Temax"T」0
式中:
——最大爬坡角度,;
求出iki以后,再验算一下附着条件,牵引力不应大于附着力
FTemaxiklio5力
Ftmax二F二m2g
式中Ftmax最大牵引力,N;
F附着力,N;F二m2g:
:
m2--驱动桥质量,kg;
――附着系数,取:
:
=0.7。
最后验算最低档时的最低稳定车速,该车速没有规定的限值。
一般情况下,
载货汽车,只要能满足最大爬坡度的要求(即最大动力因数),那最低稳定车速也能满足。
但越野车为了避免在松软地面上行驶时,土壤受冲击剪切破坏而损害地面附着力,要求车速很低,此时的最大速比为
nminrk
iki二0.377-
Vmini0
式中
nmn发动机最低稳定转速,r/min;
对于汽油机nmin=350r/min〜500r/min;
对于柴油机nmin=650r/min〜850r/min;
Vmin汽车最低稳定车速,km/h。
5.11进、排气系统的布置
进气与排气系统方案的选择及布置的合理性,对整车的性能、可靠性、排放
和振动噪声等有影响。
空气滤清器及进气管路是保证发动机得到充足和清洁空气的通道,所以吸气口要放在空气畅通、清洁、灰尘少的部位,管道长度应尽量短,以便减少阻力空气滤清器的容量要足够,特别在风沙、灰土大的地区,要加大空气滤清器的容量,以增加滤清效果,减少发动机的磨损和保证其正常地工作。
一般长头车的空气滤清器放在发动机罩内,但平头车或重型车的空气滤清器(空气滤清器较大)都放在车身(头)的外面,有的从驾驶室背后竖起一个烟囱式的通气管道,吸气口在上端朝下或朝外。
有的平头车的进气管道放在了乘客侧的车门和风窗玻璃的交接缝处,虽然不美观,但对性能有益。
对于长头重型车,由于空滤器较大,也可放在车头侧面。
排气系的布置要保证发动机排气畅通,阻力小(排气制动系统除外),同时要尽量减少噪声和振动,排气口要朝左或右,不许朝向人行道。
排气管道的布置与油箱的距离应大于300mm若布置不开时,中间可加隔热板。
排气管道的任何部位(除排气尾管的排气口外)都不允许发生漏气现象,以防止产生振动的噪声。
消声器进气管应尽量与动力总成固定在一起,以减少振动干涉。
排气系统在整车(车架)上要用软垫进行支承和固定,以减少管道各接口处的振动和干涉。
在布置消声器时,注意离地间隙大小,特别是轿车更应选择合适的方案,不应影响通过性。
5.12操纵系统的布置
转向盘和转向柱的布置前面已经论述,这里仅对踏板(离合器、制动、油门)装置、变速操纵,驻车制动装置等进行论述。
所有踏板和操纵手柄位置都应按人体工程学的要求进行布置,可以在1:
1的内模型中进行布置。
要求所有的操纵机构都要有足够的刚度,运动件的连接处配合间隙要合理,尽量减小自由间隙,运动件不能出现发卡和干涉现象,确保操纵动作的灵活与准确。
特别是变速操纵机构,使用频繁、要求轻便、自由间隙小、不仅要求操纵机构本身刚度好,而且要求用来固定操纵机构的基体件的刚度也要好,这样才能保证在换档操作过程中灵活、准确、手感强。
6.运动校核
6.1转向轮跳动图
目前,国内的载货汽车大多数采用非独立悬架的结构,应对其进行运动校核。
采用非独立悬架的前桥(轴)相对于车架、车身上下跳动,其跳动受悬架和纵拉杆的限制。
而且在车桥(轴)和车架之间均装有缓冲块,对车桥(轴)的跳动进行限制。
在进行运动校核时,首先要确定前桥的跳动极限位置,一侧车轮在平地上或过坑而暂时悬空,而另一侧车轮遇到路面凸起,使前轴倾斜。
但是在具体作法上,目前不统一。
有的以一侧车轮上跳到钢板弹簧盖板与车架下翼面接触(即铁碰铁)时的位置作为最高位置。
此时假设缓冲块已丢失;有的假定橡胶缓冲块被压缩丄
3或1为车轮上跳的最高位置。
上述第一种情况最保险,但要求较大的运动空间,
2
这种画法比较适合于使用条件很差的军用越野车。
第二种情况要求的运动空间比较合理。
这种画法在国内比较常用,按此种方法校核的运动空间仍然过大。
这是由于所假定的缓冲块压紧量与实际行驶中可能达到的最大压缩量有误差。
另外,当汽车一侧车轮低速越过较大的凸起时,车架前部有可能发生扭转变形。
此时轮罩也会随之上移而产生退让作用。
所以,最好是根据同类型汽车在坑洼不平的坏路上实测的车轮相对车架向上和向下跳动的最大跳动量来确定前轴相对于车架的最大倾斜角。
在缺乏试验数据的情况可以采用上述的第二种方法。
当前轴的最大倾斜角(最大斜跳位置)确定后,就可以作一下前轮跳动图。
通过跳动图可以校核轮胎与翼子板的关系、对新开发的车型设计翼子板,可以对转向轮与纵拉杆进行校核;另外还可以校核前轮的减振器是否满足车轮上下跳动的要求,并对前轴(桥)、横拉杆和油底壳的关系进行校核。
平头驾驶室结构的车型,发动机的油底壳一般布置在前轴上方,前轴、横拉杆和油底壳也有相对运动。
一般情况下,非独立悬架的轻型车前桥的动行程,即前桥满载位置到缓冲块压缩1时为80左右,那么静止满载时前轴、横拉杆和油
2
底壳的间隙应不小于90。
按下列方法步骤绘制前轮跳动图:
①画出汽车满载静止时车架、前轴钢板弹簧、轮胎等有关部件的三个视图;
2根据车轮内外最大转角,作出满载状态的外轮廓线,然后投影到侧视图上;
3确定前轴斜跳的回转中心为01点,该点是处在左、右钢板弹簧主体厚度
中点的联线上,且与汽车对称中点线偏离一个距离(偏向压得较紧的弹簧一侧)。
根据第一汽车集团公司CAI0B汽车试验结果,偏距为前钢板弹簧中心距的15%。
然而其比例关系不一定适合每个车型,在缺乏试验数据的情况下,可近似地把汽车对称中心和板簧主片厚度中心联线的交点作为跳动中心。
以01为圆心,以01
点到前轴中心线的垂直距离为半径画个圆弧,按确定的前轴对车架的侧角X做
一直线(D线)与该圆弧相切。
则此切线为斜跳后的前轴中心线。
在这条线上的上面画出上跳后轮胎形状,并将外轮廓线投影到其余视图上。
选取不同断面,用上述方法作图,就可以得到较完整的车轮跳动图。
有了跳动图,就可以判断转向轮与相邻的零部件是否会发生干涉,从而更好地确定它们的位置和形状。
另外还要考虑必要的间隙(如胎面需装防滑链等)。
2
独立悬架转向轮的上跳的最高位置可按一侧车轮上跳压缩缓冲块到-的位
3
置。
目前,国外一些汽车厂家在大量试验的基础上,提出了一种较为合理的更接
近实际使用工况的校核方法。
如德国大众汽车公司的校核方法规定车轮的转角不同,其跳动高度也不同。
汽车直线行驶时由于车速较高,路面对车轮的冲击力也较大,规定此时跳动高度也最大。
当汽车转弯行驶时,由于车速较低,路面对车轮的冲击力也较小,规定此时的跳动高度小一些。
到极限转角时,跳动高度为最小。
采用作图的方法进行校核。
为了简化作图时不考虑主销内倾和后倾,即假定主销垂直于地面。
作图时首先画出俯视图,即画出转向轮绕主销中心0点向左和向右转的极限位置。
分别在不同的截面画出车轮的外包络线,然后使车轮上跳,即可得到车轮既转又跳的外包络线。
因此可近似认为车轮上跳为一种平动。
这种方法较简单,但不准确。
我们可以借助于计算机等先进的手段,建立轮胎的函数关系,轮胎跳动高度与转角的关系及轮胎的参数方程。
编写程序即可以得到轮胎
又跳动、又转动的外包络线。
6.2传动轴跳动图
目的:
(1)确定传动轴上下跳动的极限位置及最大摆角;
(2)确定空载时万向节传动的夹角;(3)确定传动轴长度的变化量(伸缩量),设计时应保证传动轴长度最大时花键与轴不致脱开,而在长度小时不致顶死;(4)校核后轮和车箱横梁和车箱地板的间隙
/
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图6.2采用独立悬架时的转向轮跳动图
画法:
随悬架型式而异。
现以货车上最常用的钢板弹簧悬架为例说明其画法.
首先,画出汽车满载时车架、后钢板弹簧、后桥壳和传动轴的位置,对于一端固定的对称的(或不对称程度不小10%的)钢板弹簧,可以足够准确认为:
(1)弹簧主片中部与桥壳夹紧的一段及后桥壳在车轮上下跳动时作平移运动。
(2)弹
簧主片中点(主片厚度平均线的中点)A的轨迹为一圆弧,其圆心Oi点的位置在纵
1
向与卷耳中心C相距Le(Le为卷耳中心至前U型螺栓中心的距离)。
在高度上
4
1
与卷耳中心相距-e,由于后轮随着弹簧中部作平移运动,故后万向节中心B与
2
主片中心A的联线也是作平移运动,因此,直线可看成平行四边形机构上的一条边,作出这个平行四边形,即可求出了B点的回转中心02。
为此,在图上
画出A点的跳动中心01,连接01A和AB两条直线,从B点作01A的平行线,从01点作AB的平行线,交于02点,此点即为所求的后万向节中心B的旋转中心。
以02为圆心,02B为半径画圆弧EE',此圆弧为B点的运动轨迹。
过B点作车架的垂直线,在线上分别取BF等于挠度fd,BF'等于静挠度fc,以及FF等于反跳挠度0.1fc(这相当于车轮遇坑下落到弹簧超过自由状态的情况),过F、F'和F''点作平行于车架的线段与B点的运动轨迹交于E、E'和E”三点,这三点分别相应于悬架压紧(缓冲块被压紧)、自由和反跳三种状态下万向节中心的位置。
连接DE、DE'和DE''即得相应工况传动轴的位置。
其中DE为传动轴上跳的极限位置,DE'和DE''相当于下跳的极限位置(视道路条件而定), 此角度以不超过40为宜(每边20),传动轴的最大长度等于DO2和O2B,其最短长度为DE"和DE中较短的一个。 汽车空载时的传动轴位置和夹角可用类似的方法求得。 图6.3汽车传动轴跳动图 6.3汽车传动轴跳动图解计算法 传动轴跳动数学模型 传动轴前万向节中心D是固定的,而后万向节中心B点随后桥则与后钢板弹簧一起上下跳动。 设任意位置时B点坐标为(Xi,Z),则由平面两点是直线方程公式可得: Z-乙_Zd-Zj X-XjXd-Xj 它可改写成: Z=KjX(Zi—KiXi) 式中Ki—直线的斜率 而传动轴后万向节中心点(Xi,Zi)在传动轴上下跳动的任一位置,均满足圆O的方程,即: 22 Xi=X°2..R(Zi-Z02) 规定Zi的取值范围为: (Zb-1.1fc)乞Zi乞(Zb.ft) 在这样一段圆弧线上,可以取任意个点,即i=1,2,3,…,n,于是得到任意位置时的传动轴轴线方程。 由此便可建立传动轴跳动的数学模型: Z二KjX■(Zi-KiXi) Xi=X°2.R2(Zi-Z°2)2 (Zb-1.1fc)乞Zi乞(Zb.ft) 式中,i二1,2,3,…,n 有了数学模型,就可以把传动轴上下跳动任一位置的图形在计算机屏幕上显示出来,运用动画显示技术,就能模拟传动轴的跳动,达到运动校核的目的。 6.4转向拉杆与悬架导向机构运动协调 目的: 检查转向拉杆与悬架导向机构的运动是否协调,以及校核转向传动的 零件在转向和悬架变形时是否会与其它零件相碰。 前悬架采用钢板弹簧的情况下,当前轮相对车身上、下振动时,转向节臂与纵拉杆相连的铰接点(球销中心A1)—方面要随着前轮沿着弹簧主片所决定的轨迹运动,同时又要绕着纵拉杆另一端摆动。 如果这两运动轨迹偏差较大,则会引起前轮摆振和反向冲击。 因此,要求转向摇臂下端的B1,点尽量与转向节臂的 球销中心Al的摆动中心点02接近,02点位置取决于弹簧主片中点C的摆动中心 01。 根据试验研究,C点的轨迹近似于一段弧,其圆心的位置与弹簧固定端的卷耳中心相距-(u^2)在高度上相距e/2,取图上01点(L1和L2为钢板弹簧前半 卜2 段后半段的有效长度,e为卷耳内孔半径),由于C点与A-点在空间作同一运动,其联线CA作平移运动,故找到了C点的摆动中心01后,即可按平行四边形机构原理,作平行四边形01CA102找出02找出02点,由于02点是在弹簧固定端一侧,故现在国内所有厂家生产的轻型车(干头)的转向机构都布置在弹簧固定端附近。 悬架与转向的运动校核步骤 以转向节臂球销中心A1的摆动中心02为中心,以02A1为半径画出圆弧JJ',再以转向器摇臂下端B1为圆心,B1A1为半径作圆弧KK'。 过A点作主片卷耳联线的垂直线NN',并以A1点向上截取距离为动挠度fd的点,向下截以距离为静挠度fc的点,通过这两点作垂直于NN'的直线与两个运动轨迹分别交于GH和GH四点,GH和GH为钢板弹簧与转向纵拉杆运动不协调所造成的轨迹偏差,GH和G‘H'应尽量小一些,尤其在常遇到的跳动范围内应保证轮胎的弹性 范围以内,如果偏差较大则应对转向器的位置,转向摇臂长度作适当修改,转向垂臂下端的Bi应尽量布置在Ai的运动中心02的附近。 当前轮采用独立悬架时,校核方法判断不同,此时应根据前悬架导向机构的结构特点,找出转向节臂铰接点的运动轨迹的瞬心,看它是否与分段式转向横拉杆的铰接点(断开点)相重合,则悬架的变形不会引起前轮转向。 7.汽车动力传动系统参数优化匹配方法 机械传动汽车动力传动系统参数的优化通常包括发动机性能指标的优选,机械变速器传动比的优化和驱动桥速比的优化,以下分别阐述。 7.i汽车发动机性能指标的优选方法 在汽车设计中,发动机的初选通常有两种方法: 一种是从保持预期的最高车速初步选择发动机应有功率来选择的,发动机功率应大体上等于且不小于以最高车速行驶时行驶阻力功率之和;一种是根据现有的汽车统计数据初步估计汽车比功率来确定发动机应有的功率。 在初步选定发动机功率之后,还需要进一步分析计算汽车动力性和燃料经济性,最终确定发动机性能指标(如发动机最大转矩,最大转矩点转速等)。 通常在给定汽车底盘参数、整车性能要求(如最大爬坡度imax,最高车速Vmax, 正常行驶车速下百公里油耗Q,原地起步加速时间t等),以及车辆经常运行工况条件下,就可以选择发动机的最大转矩Temax,及其
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