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機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: HG7164乘用車總體設計
目次
1 引言……………………………………………………………………………… 1
2 汽車主要形式的選擇…………………………………………………………… 1
2.1汽車的軸數……………………………………………………………… 1
2.2汽車的驅動形式………………………………………………………… 1
2.3汽車的布置形式………………………………………………………… 1
3 汽車主要參數的選擇…………………………………………………………… 2
3.1汽車的主要尺寸參數…………………………………………………… 2
3.2汽車的主要質量參數…………………………………………………… 3
3.3汽車的主要性能參數…………………………………………………… 4
4 汽車主要總成部件的選擇……………………………………………………… 7
4.1發(fā)動機的選擇…………………………………………………………… 7
4.2輪胎的選擇……………………………………………………………… 9
4.3變速器的選擇…………………………………………………………… 10
4.4其它總成的選擇………………………………………………………… 12
5 汽車的總體布置設計…………………………………………………………… 14
5.1汽車總布置圖基準線的確定…………………………………………… 14
5.2汽車主要總成部件的布置……………………………………………… 14
5.3車身的布置設計………………………………………………………… 15
5.4運動校核………………………………………………………………… 15
設計總結…………………………………………………………………………… 17
參考文獻…………………………………………………………………………… 18
致謝………………………………………………………………………………… 17
1引言
本設計——HG7164乘用車總體設計作為整個汽車設計的第一個環(huán)節(jié)，在整個汽車的設計中有著十分重要的統(tǒng)領全局設計的作用，本文將從整車設計方案、各總成的配合與協調、總體布置、設計計算等各個方面闡述該車的總體設計。
2汽車主要形式的選擇
2.1汽車的軸數
本設計車輛為質量較輕的緊湊型乘用車，設計目的僅為滿足客戶最基本的出行需要，因此對軸荷的要求不高，一般常見的兩軸便可滿足要求，本設計便采用結構、制造簡單，成本較低的兩軸式。
2.2汽車的驅動形式
本設計采用市面上最常見的4X2驅動形式。
2.3汽車的布置形式
本設計采用前置前驅的布置形式,良好的轉向不足特性使整車的操作穩(wěn)定性、舒適性都能得到保證。由于沒有很長的傳動軸，較短的傳動路線使整車的總質量比較輕，有利于提高汽車的燃油經濟性，同時也降低了制造成本，良好的發(fā)動機接近性也有利于日后的維修。
圖1 不同形式的布置形式
圖2 前置后驅的驅動形式
3汽車主要參數的選擇
3.1汽車的主要尺寸參數
3.1.1軸距L
轎車的軸距與其市場定位、總體長度和用途有關，轎車的軸距與總長之間要有適當的比例，軸距一般為總長的54%—60%。本次設計的HG7164乘用車作為一款定位于家用、緊湊型的中級汽車，要達到機動性好、成本低的目的，因此軸距不宜過長，參考表1提供的相關數據，本次設計軸距采用2600mm。
3.1.2前輪距B1、后輪距B2
輪距的大小對汽車的橫向穩(wěn)定性、整車總體寬度和總質量都會產生影響。轎車一般的輪距可按照經驗公式初步選定：
B=0.75Ba+100?80或B=kL
其中，B——轎車的輪距，mm；
Ba——轎車總寬，mm；
L——轎車軸距，mm；
k——系數，轎車一般取0.5—0.54。
參考表1中各級別轎車的輪距，本次設計的汽車輪距?。呵拜喚?475mm，后輪距1476mm.
表1 各級別轎車的軸距和輪距
車型
類別
軸距L/mm
輪距B/mm
轎車
微型
2000～2200
1100～1380
普通
2100～2540
1150～1500
中級
2500～2860
1300～1500
中高級
2580～3400
1400～1580
高級
2900～3900
1560～1620
3.1.3前懸LF和后懸LR
汽車前懸的設計長度應考慮到在此長度內能否布置下發(fā)動機、轉向器、水箱等部件，過短會導致上述部件無法安裝下，過長會導致汽車的接近角變小從而影響通過能力。轎車后懸長度主要影響汽車后備行李箱的大小和軸核分配的要求，過短過長分別會影響整車攜帶貨物能力和離去角大小。本設計選取前懸LF=905mm，后懸LR=1010mm。
3.1.4外廓尺寸
轎車總長可根據下述經驗公式選取：
La=L+LF+LR或La=LC
其中：L——軸距，mm；
LF——前懸，mm；
LR——后懸，mm；
C——比例系數，對于前置前驅的汽車，取0.62～0.66。
轎車總寬可按經驗公式取值：
Ba=La3+(195?60)
其中：Ba——汽車總寬，mm；
La——汽車總長，mm。
本設計車輛總長取4515mm，總寬取1725mm，總高取1445mm。
3.2汽車的主要質量參數
3.2.1汽車的裝載量
轎車一般情況下主要用于載送乘客人員，因此其裝載量就是可承載的最多人數，本車作為中級車最大載客量一般為5。
3.2.2汽車的整備質量
作為一項重要的設計指標，汽車的整備質量的大小可以粗略評估一輛車整體的使用油耗與設計成本。本車整備質量取1250kg。
3.2.3汽車的總質量
轎車的總質量可由下式確定：
ma=m0+mf+mp
其中：ma——汽車總質量，kg；
m0——汽車整備質量，為1250kg；
mf——附加設備質量，取55kg；
mp——乘客和駕駛員質量，每人以65kg計算，取325kg。
根據上式便可得出該車的總質量，為1630kg。
3.2.4汽車的軸荷分配
汽車的軸荷分配即前后軸所承載重量占整車的比重。參考表2，本車軸荷分配為：
空載時：前軸58%～62%，后軸38%～42%；
滿載時：前軸50%～55%，后軸45%～50%。
表2各類轎車的軸荷分配范圍
車型
空載
滿載
前軸
后軸
前軸
后軸
轎車
前置前驅FF
56%～66%
34%～44%
47%～60%
40%～53%
前置后驅FR
50%～55%
45%～50%
45%～50%
50%～55%
后置后驅RR
42%～50%
50%～58%
40%～45%
55%～60%
3.3汽車的主要性能參數
3.3.1動力性參數
⑴直接檔和Ι檔最大動力因數D0max和DΙmax
D0max的選擇主要考慮對汽車加速性、經濟性的要求，DΙmax標志著汽車的爬坡能力和通過能力的好壞，該兩項參數的值均要求在表3所規(guī)定的范圍內，隨后的計算中會對這兩項參數進行校核。
⑵最高車速uamax
參考表3的相關數據，本車設計最高車速為180km/h。
⑶比功率和比轉矩
各國均對這兩項指標有所規(guī)定，參照表3，本車比功率擬定范圍45—50kW/t，比轉矩擬定范圍為90—100N·m/t。
表3 轎車動力性參數取值范圍
汽車類別
直接檔最大動力因數
D0max
Ι檔最大動力因數
DΙmax
最高車速
uamax
/（km/h）
比功率/（kW/t）
比轉矩/（N·m/t）
轎
車
微型
發(fā)
動
機
排
量
≤1.0L
0.07～0.11
0.30～0.40
90～120
18～50
40～60
普通級
>1.0～1.6L
0.09～0.12
0.30～0.45
120～160
36～64
80～99
中級
>1.6～2.5L
0.11～0.13
0.30～0.50
160～200
43～68
90～110
中高級
>2.5～4.0L
0.13～0.15
0.30～0.50
180～220
50～72
95～125
高級
>4.0L
0.15～0.20
0.30～0.50
200～260
60～110
100～160
⑷加速時間
本設計汽車采用0到100km/h的百公里加速時間，設計值定為13s。
⑸上坡能力
汽車的上坡能力一般用最大爬坡度來表示。轎車的工作環(huán)境大部分在城市地區(qū)，路況通常較好，因此所要求能達到的坡度要求不高，本設計最大爬坡度30%，即16.7°。
3.3.2機動性參數
汽車機動性參數主要指汽車的最小轉彎半徑Rmin，即當轉向盤轉至極限位置時由轉向中心至前外輪接地中心的距離，其值與汽車的軸距、輪距及車輪的最大轉向角有關。轎車的通常為軸距的2—2.5倍，參照表4，該車的為5.2m。
表4 各級轎車的最小轉彎半徑
級別
Rmin/m
微型
3.5～5.0
普通級
4.5～6.0
中級
5.0～6.5
中高級
5.0～7.0
高級
5.5～7.5
3.3.3操縱穩(wěn)定性參數
⑴前、后輪側偏角絕對值之差
本車設計值為2°。
⑵車身側傾角
本車設計值為2°。
⑶制動點頭角
為了減小汽車在通過凹凸路面時對乘客造成的不適感，汽車以0.4g的減速度制動時，車身的點頭角不應大于1.5°，本車設計值為1°。
3.3.4行駛平順性參數
汽車的行駛平順性一般以垂直震動參數來表示，本設計以前后懸架的靜、動撓度或偏頻及車身振動加速度等參數值作為設計要求。表5給出了相關參數的取值范圍，通常情況下，n1與n2要接近且n2略大于n1。
表5 汽車懸架的偏頻、靜撓度和動撓度
車型
滿載時偏頻n/Hz
滿載時靜撓度fc/cm
滿載時動撓度fd/cm
前懸架n1
后懸架n2
前懸架fc1
后懸架fc2
前懸架fd1
后懸架fd2
轎
車
普通級、中級
1.02～1.44
1.18～1.58
12～14
10～18
8～11
10～14
高級
0.91～1.12
0.98～1.29
20～30
15～26
8～11
10～14
3.3.5制動性參數
我國通常以車速30km/h的最小制動距離來評價汽車的制動效能，表6給出了相關參數范圍。
表6 汽車制動距離的統(tǒng)計值范圍
車型
va=30km/h時的制動距離/m
va=50km/h時的制動距離/m
轎
車
微型
5.0～6.0
普通級
5.5～6.5
中級
5.5～6.5
中高級、高級
5.2～8.0
14～19
3.3.6通過性參數
在總體設計中需要確定的有：最小離地間隙hmin、接近角α、離去角β及縱向通過半徑ρ，參照表7的取值范圍，本設計汽車hmin取180mm，α取27°，β取25°，ρ取6m。
表7 汽車通過性的幾何參數
車型
最小離地間隙hmin/m
接近角
α/（°）
離去角
β/（°）
縱向通過半徑
ρ/m
轎車
微型、普通級
0.12～0.18
20～30
15～25
3～5
中、中高、高級
0.13～0.20
5～8
4汽車主要總成部件的選擇
4.1發(fā)動機的選擇
4.1.1發(fā)動機形式的選擇
就目前整個汽車市場而言，絕大部分的汽車均采用往復活塞式內燃機，其分為柴油機和汽油機兩大類。從市場現有發(fā)動機可挑選性、質量、成本、震動、噪聲和可互換性等角度考慮，本設計汽車采用直列往復活塞式汽油發(fā)動機。
4.1.2發(fā)動機最大功率及其相應轉速
發(fā)動機最大功率可由汽車的最高車速來確定：
Pemax=1ηT（magf3600uamax+CDA76140uamx3）
式中，Pemax——發(fā)動機最大功率，kW；
ηT——傳動系的傳動效率，轎車一般取0.9；
ma——汽車總質量，取1630kg；
g——重力加速度，取9.8g；
uamax——最高車速，km/h，本車取180km/h；
f——滾動阻力系數，對轎車而言，f=0.0165+0.0001（ua-50），其中ua為車速（km/h），本車f計算得0.0295；
A——汽車正面投影面積，m2。對于轎車而言，可按前輪距、汽車總高 等尺寸近似計算，即，對于本車而言，A計算得1.66；
CD——空氣阻力系數，轎車一般取0.28—0.4，本車取0.3。
將相關參數帶入式中，計算得：
Pemax=10.91630×9.8×0.02953600×180+0.3×1.6676140×1803=68.56kW
由該式計算出的功率為發(fā)動機的凈功率，即有效功率，而發(fā)動機最大額定功率通常比有效功率高12%~20%，所以可選擇的發(fā)動機最大額定功率區(qū)間值為76.79～82.28kW。轎車發(fā)動機最大功率的相應轉速np一般比較大，多在4000以上，參考其他同級車輛，本車擬定np=6000。
4.1.3發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速
Temax=KMTP=9549KMPemaxnp
式中，Temax——發(fā)動機最大轉矩，N·m；
KM——轉矩適應性系數，參考同級別發(fā)動機實驗值選取，一般汽油機取1.1—1.3，本車取1.15；
TP——最大功率點的轉矩，N·m；
np——最大功率點轉速，r/min；
Pemax——發(fā)動機最大功率，kW。
將上述參數帶入式中，可得：
Temax=9549×1.15×（76.79～82.28）6000=（140.54～150.59）N·m
np和nT之間要求滿足關系式：
npnT=1.4~2.0
由此，nT可得取值區(qū)間為3000～4285r/min，本設計取3600。
根據上述計算與選擇的相關主要參數，本次設計車輛決定選用F16D3型發(fā)動機，其相關性能參數如下表所示：
表8 F16D3型發(fā)動機性能參數
發(fā)動機型號
F16D3
氣缸排列型式
L型
進氣類型
自然吸氣
型式
MT/AT
排氣量（ml）
1598
壓縮比
9.5
供油方式
多點電噴
氣門結構
雙頂置凸輪（DOHC）
最大功率（kW/rpm）
78/6000
最大扭矩（N·m/rpm）
146/3600
排放法規(guī)
國四
缸蓋材料
鋁合金
缸體材料
鑄鐵
燃料類型
汽油
從參數中可以看出，該發(fā)動機最大功率為78 kW在設計計算中所規(guī)定的區(qū)間76.79～82.28kW范圍內，最大扭矩為146 N·m，同樣在（140.54～150.59）N·m
的設計范圍，均滿足設計要求。
4.2輪胎的選擇
輪胎的型號和尺寸是一項十分重要的計算參數，其在制動系、轉向系的設計計算中對結果的影響甚大，需謹慎選取。
圖3 CINTURATO P1型輪胎
由于子午線輪胎比起普通斜線輪胎和帶束斜交輪胎有如耐磨性好、使用壽命長、附著性能好等眾多優(yōu)點，綜合考慮，本設計選用倍耐力CINTURATO P1（185/65 R14）型輪胎：該輪胎的生產過程中使用環(huán)保的材料以降低工廠對環(huán)境的污染，同時在保證長使用周期的前提下能最大限度地降低汽車油耗和二氧化碳的排放，并保持高性能和安全性、提高駕駛舒適性。
4.3變速器的選擇
4.3.1最小總傳動比imin
最小總傳動比imin可由最高車速來確定：
imin=0.377nprruamax
式中，rr——車輪滾動半徑，計算得0.289m；
np——發(fā)動機最大功率對應的轉速，為6000r/min；
uamax——汽車最高車速，為180km/h。
帶入相關數據，得：
imin=0.377×6000×0.289180=3.632
用下式對直接檔最大動力因數D0max進行校核：
D0max=Ft-FwG≈0.113
查表3知該值在直接檔最大動力因數D0max要求的范圍內，因此最小傳動比imin可取該計算值。
4.3.2主減速器傳動比i0
本設計采用帶有直接檔的三軸式變速器，則主減速器傳動比i0就等于傳動系最小總傳動比imin，即i0=3.632。
4.3.3最大傳動比imax
由
Ftmax=Ff+Fimax
或
Ttq maxig1i0ηTr=Gfcosαmax+Gsinαmax
即
ig1≥G(fcosαmax+sinαmax)rrTtq maxi0ηT
式中, Ttq max——發(fā)動機最大轉矩，為146N·m；
ig1——1檔傳動比；
i0——主減速器傳動比，為3.632；
ηT——傳動系效率，取0.9；
rr——車輪滾動半徑，為0.289m；
f——滾動阻力系數，取0.0295；
αmax——最大爬坡度，取16.7°。
將上述數據帶入式中，可得：
ig1≥1630×9.8×(0.0295×cos16.7°+sin16.7°)×0.289146×0.9×3.632=3.05
用下式中對DΙmax進行校核：
DΙmax=fcosαmax+sinαmax=0.3156
根據表3提供的檔最大動力因素范圍，該值滿足要求，因此可取計算值范圍。
同時，汽車驅動輪仍需滿足路面附著條件：
Temaxig1i0ηTrr≤G2φ
即
ig1≤rrG2φTemaxi0ηT
其中，φ——路面附著系數，干燥、良好的瀝青或混凝土路面一般為0.7—0.8，這里取0.75。
帶入相關參數可得：
ig1≤0.289×0.52×0.75×1630×9.8146×3.632×0.9≈3.773
綜上可知Ι檔傳動比取值范圍為3.05≤ig1≤3.773，本設計ig1取3.5。
4.3.4檔位數與各檔傳動比的選擇
本車選用5檔變速器。各檔分配的傳動比可按等比級數分配，即：
ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4ig5=q
因5檔為直接檔，即ig5=1，則由ig1=3.5，得
ig4=q，ig3=q2，ig2=q3，ig1=q4
即：
ig4=4ig1=1.368
ig3=4ig12=1.871
ig2=4ig13=2.559
但實際上各檔傳動比滿足下式關系：
ig1ig2≥ig2ig3≥ig3ig4≥ig4ig5
但各檔位間的比值一般不超過，綜合考慮，本設計變速器各檔位傳動比的分配如下表所示：
表9 變速器各檔位傳動比的分配
檔位
1檔
2檔
3檔
4檔
5檔
倒檔
傳動比
3.5
2.5
1.8
1.32
1
3.3
4.4其它總成的選擇
離合器、主減速器、懸架、轉向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、車架與車身等剩余總成或結構的選擇均從成本、性能、質量等角度出發(fā)進行，本著減輕質量、節(jié)約油耗、對汽車有良好適應性、滿足合理的人機工程學等原則，選擇出最可靠、安全、經濟的相關部件，現將選擇的結構匯總于下表：
表10 部分總成部件或結構的選擇
離 合 器
類型
摩擦式離合器
從動盤類型
單盤
壓緊機構
膜片彈簧
從動盤外徑尺寸
180mm
工作環(huán)境
干式
分離指向
拉式
操縱機構
人力機械式
主 減 速 器
類別
單級式
齒輪副結構、輪齒類型
斜齒圓柱式
傳動比
3.632
懸 架 系 統(tǒng)
前懸架
類型
麥克弗森式獨立懸架
結構
滑動立柱、橫擺臂、減震器
后懸架
類型
扭轉梁隨動臂式半獨立懸架
結構
無需橫向穩(wěn)定器
轉向系統(tǒng)
轉向類型
液壓動力輔助
轉向盤
三輻條式、皮革套、位置可調
轉向軸
裝配吸能裝置、萬向節(jié)，可鎖止
轉向盤極限圈數
3圈
轉向器類型
齒輪齒條式、可逆式
轉向系角傳動比
20
最小轉彎半徑
5.2m
制 動 系 統(tǒng)
行車制動形式
真空助力、ABS
助力比
5
雙回路類型
型
駐車制動形式
機械式、可鎖止
前后制動器
類型
盤式
制動盤直徑
250mm
鉗盤類型
浮鉗盤式
驅動機構
簡單制動
制動缸
主缸活塞直徑
38mm
輪缸活塞直徑
28mm
車 身
殼體形式
承載式
材料
鋁合金
車門
開啟方法
順開式
數量
4
車窗
風窗
前、后均為曲面玻璃
升降玻璃
圓柱面、按鈕式調節(jié)
附屬裝置及安全防護裝置
座椅
前后位置、傾斜度可調
前、后保險杠及護條
安全氣囊
三點固定式安全帶
5汽車的總體布置設計
5.1汽車總體布置圖基準線的確定
繪制汽車的總布置圖，首先要確定各視圖的基準線：地面線、前輪中心線、車架上平面線、汽車中心線、前輪垂直線。這些基準線是繪圖設計的參考基準，對汽車的總體布置和制圖有重大影響。
5.2汽車主要總成部件的布置
5.2.1動力總成的布置
發(fā)動機上下位置的布置要考慮發(fā)動機油底殼到路面的距離應滿足汽車在滿載情況下對最小離地間隙的要求；發(fā)動機過高容易出現下面達到離地間隙極限、上面碰到發(fā)動機罩的的現象，此時需要協調整車總布置和車身布置；發(fā)動機前后位置的布置也應考慮軸荷分配與前排乘坐空間等因素以提高汽車的性能與乘坐舒適性；前置前驅發(fā)動機的乘用車曲軸中心線與水平線常形成的夾角。
5.2.2傳動系的布置
傳動系的布置形狀從側面看去一般為U形，這樣可有效降低汽車地板高度，增大后排座椅到前排座椅的距離。
5.3.3轉向系統(tǒng)的布置
轉向盤的布置以保證駕駛員有充足外部視野和內部儀表視野為原則，使方向盤與水平面呈一定夾角。轉向桿件和轉向器的布置要保證在極限運動范圍內無死角或死點，并且不能產生運動干涉，以保證轉向系與整車運動協調。
5.3.4制動系統(tǒng)的布置
操作方便是對制動踏板和手制動桿件的首要要求，其次操縱桿件位移時應無死角和干擾，以保證車身震動時不會發(fā)生自行制動的現象。
5.3.5懸架的布置
轎車懸架的布置要滿足汽車具有一定運動性的要求，減震器盡可能直立布置以充分利用有效行程。前懸架要留出足夠空間滿足轉向輪的轉向需求。
5.3.6其他部件的布置
⑴備胎的布置
布置在行李箱下以方便取出。
⑵油箱的布置
布置在行李箱內，并遠離消音器和排氣管。
⑶蓄電池的布置
為縮短線路與起動機同側并要求距離達到最小。
⑷聲器的布置
消聲器應盡量靠近剛性橫梁并與地板間要留有足夠間隙。
5.3車身的布置設計
車身的布置設計首先應確定各總成、構件的主要控制點和主要中心線以作為后續(xù)設計的依據點。然后進行車身內部的布置，在必要時，布置設計中應采用人體模型以保證結構的合理性。
5.4運動校核
本設計需要確定前輪轉向輪的跳動、傳動軸跳動、轉向傳動裝置與懸架共同運動。
圖4 轉向拉桿與懸架導向機構的運動協調校核圖
圖5 轉向輪跳動圖
圖6 傳動軸跳動圖
設計總結
本次的HG7164乘用車總體設計在發(fā)動機、變速器的選擇計算上都嚴格按照設計規(guī)定進行，在結果上取得了令人滿意的結果，達到了設計之初的期望，但是在其余總成的選擇、總體布置和運動校核上存在著很多的不足與缺陷，由于參考文獻上對這部分描述的不詳細，沒有很權威的內容供參考，以及在課堂學習上的缺失使得這部分內容沒有達到期望，希望能在今后的學習中對這部分內容進行補足。在繪圖方面，整車的圖紙繪制都能按照制圖規(guī)范進行，在外形設計上增加了個性內容，但同時也暴露出了很多問題，比如比例選擇、線型調整等問題。由于長時間沒有使用繪圖軟件導致本設計在制圖開始就舉步維艱，繪圖的不熟練使自己花費了很多的時間去適應，這也提醒自己在今后的學習、工作上對繪圖應引起足夠的重視。
總的來說，本次的畢業(yè)設計不僅將大學四年所學的知識重新梳理了一遍，同時在應用中又有了新的認識與收獲，在與同組人員的溝通中也學習到了團隊合作的意識，這些都會對自己今后的發(fā)展打下堅實的基礎，幫助自己更好、更快到成長。
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致謝
本次的畢業(yè)設計是在很多人的幫助下完成的，在這里我要首先感謝我的畢業(yè)導師賈振華老師對我的幫助。作為一名總體設計人員，我需要對各總成設計人員保持聯系，而賈老師能在出差的路上能抽出時間把每個設計人員的聯系方式以短信的方式編輯發(fā)送給我讓我很感動，也因此讓我能很順利地統(tǒng)領全局，完成了本次的總體設計。在設計遇到苦難，說明書和圖紙中出現很多錯誤與不規(guī)范的地方時賈老師也總能及時指出我的錯誤并悉心對我進行輔導，令我非常受益。同時我也要感謝整個汽車教研室對我的幫助，教研室里的每一位老師都非常熱情、耐心地在我的設計過程中對我進行指導，提供了很多寶貴的建議,避免了我走彎路。最后，我要感謝我們小組里每一位設計人員，平時與他們的相互交流為我的畢業(yè)設計提供了很多的幫助與支持，每一個人都很積極地為我的設計提供數據并提出自己的想法，讓我的畢業(yè)設計變得充實而飽滿?？梢哉f，沒有賈振華老師、汽車教研室與同組人員的幫助，我就不會順利完成我的畢業(yè)設計，在這里我要再次感謝他們，謝謝！