(吉利)整車部設計手冊-底盤布置篇.doc

總布置篇第章 底盤布置底盤布置是下車身布置的重要環(huán)節(jié)，也是平臺選擇的首要任務。在項目策劃初期就要進行底盤的布置，為底盤設計提供輸入。1.1 懸架結構型式和特點 汽車懸架按導向機構形式可分為獨立懸架和非獨立懸架兩大類。獨立懸架的車輪通過各自的懸架和車架（或車身）相連，非獨立懸架的左、右車輛裝在一根整體軸上，再通過其懸架與車架（或車身）相連。圖1 非獨立懸架與獨立懸架示意圖1.1.1 獨立懸架主要用于轎車上，在部分輕型客、貨車和越野車，以及一些高檔大客車上也有采用。獨立懸架與非獨立懸架相比有以下優(yōu)點：由于采用斷開式車軸，可以降低發(fā)動機及整車底板高度；獨立懸架孕育車輪有較大跳動空間，而且彈簧可以設計得比較軟，平順性好；獨立懸架能提供保證汽車行駛性能的多種設計方案；簧載質量小，輪胎接地性好。但結構復雜、成本高。獨立懸架有以下幾種型式：1.1.1.1 縱臂扭力梁式是左、右車輪通過單縱臂與車架（車身）鉸接，并用一根扭轉梁連接起來的懸架型式（如圖2所示）。圖2 扭力梁式獨立懸架根據(jù)扭轉梁配置位置又可分為（如圖所示）三種型式。圖3 扭力梁式獨立懸架的三種布置形式汽車側傾時，除扭轉梁外，有的縱臂也會產(chǎn)生扭轉變形，起到橫向穩(wěn)定桿作用。若還需更大的懸架側傾叫剛度，仍可布置橫向穩(wěn)定桿。這種懸架主要優(yōu)點是：車輪運動特性比較好，左、右車輪在等幅正向或反向跳動時，車輪外傾角、前束及輪距無變化，汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。但這種懸架在側向力作用時，呈過多轉向趨勢。另外，扭轉梁因強度關系，允許承受的載荷受到限制，扭轉梁式結構簡單、成本低，在一些前置前驅汽車的后懸架上應用得比較多。1.1.1.2 雙橫臂式是用上、下橫臂分別將左、右車輪與車架（或車身）連接起來的懸架型式（圖4）。上、下橫臂一般作成A字型或類似A字型結構。這種懸架實質上是一種在橫向平面內(nèi)運動，上、下臂不等長的四連桿機構。這種懸架主要優(yōu)點是設定前輪定位參數(shù)的變化及側傾中心位置的自由度大，若很好的設定汽車順從轉向特性，可以得到最佳的操縱性和平順性；發(fā)動機罩高度低、干摩擦小。但其結構復雜、造價高。雙橫臂式懸架的彈性元件一般都是螺旋彈簧，但是在一些駕駛員座椅布置在上橫臂上方的輕型客、貨汽車上，為了降低懸架空間尺寸，采用了橫置鋼板彈簧或扭桿彈簧結構（圖5）圖5 雙橫臂式獨立懸架1.1.1.3 多連桿式用多根拉桿（45根）代替雙橫臂式懸架上、下兩個A型橫臂的懸架結構（圖6）。圖6 多連桿式獨立懸架結構和雙橫臂式懸架沒有很大區(qū)別，但結構種類比較多，幾乎每個車型都不相同。多桿式懸架主要優(yōu)點是，利用多桿控制車輪的空間運動軌跡，以便更好地控制車輪定位參數(shù)變化規(guī)律，得到更為滿意的汽車順從轉向特性，最大限度滿足汽車操縱性和平順性要求。缺點是零件數(shù)量多、結構復雜、要求精度高。多桿式懸架是目前最為先進的懸架結構。1.1.1.3 麥弗遜式（滑柱連桿式）是用減振器作滑動立柱并與下擺臂組成的懸架型式（圖7）圖7 麥弗遜式獨立懸架它可看成是上擺臂等效無限長的雙橫臂式獨立懸架。這種懸架主要優(yōu)點是：增加了左、右兩輪之間的空間，這對前置前驅汽車來說是非常有利的；由于減振器在車廂上的安裝點位置較高，制造中容易保證主銷定位角的位置精度。與雙橫臂式懸架相比，設定前輪定位參數(shù)的自由度小，用于前輪時，發(fā)動機罩偏高。另外，由于滑柱中摩擦組里較大，影響汽車平順性。為減少作用于滑柱的附加彎矩產(chǎn)生的摩擦，通常設計成螺旋彈簧和滑柱的中心線而偏離一個角度（圖8）為減少摩擦也有將減振器導向座和活塞的摩擦表面用減磨材料制成。圖 8 麥弗遜式懸架（螺旋彈簧偏置）1-螺旋彈簧中心線 2-螺旋彈簧 3-滑柱 4-滑柱中心線 5-輪胎接地點1.1.2 非獨立懸架-四連桿式非獨立懸架主要用于貨車和客車的前、后懸架，在轎車中僅用于后懸架。非獨立懸架，尤其是以鋼板彈簧為彈性元件并兼作導向裝置的，結構簡單、使用可靠、制造方便，當車輪上下跳動時，車輪定位參數(shù)變化小、輪胎磨損小。主要缺點是簧下質量大，車輪接地性和乘坐舒適性不好，用于轉向輪式，因陀螺效應易使車輪產(chǎn)生擺振現(xiàn)象。四連桿式非獨立懸架是用四根（也有三根或五根的）推力桿控制車橋位置的非獨立懸架（圖10）。多用于轎車后懸架和客車、載貨車的空氣彈簧懸架。為了克服鋼板彈簧懸架缺點，用螺旋彈簧或空氣彈簧代替鋼板彈簧。但由于這些彈性元件只能承受垂直力，為了傳遞除垂直力之外的力和力矩，采用了推力桿結構。圖10 四連桿式非獨立懸架四連桿式懸架與鋼板彈簧式懸架相比，彈簧可以設計的比較軟。另外，由于這種懸架可以提供多方案設計的可能性，合理布置懸架導向桿系，能夠獲得滿意的操縱性。缺點是零部件數(shù)量多，成本高。1.2 懸架布置 1.2.1 懸架硬點初步設計懸架硬點在逆向設計中尤為重要，通過掃描數(shù)據(jù)獲得懸架的初步硬點位置是進行底盤布置的基礎。需要從點云獲得底盤涉及到的硬點見圖11、圖12轉向拉桿/轉向器球絞中心擺臂球銷中心點左驅動軸外球籠絞接點轉向拉桿/轉向節(jié)球絞中心左前輪心右驅動軸內(nèi)球籠絞接點左驅動軸內(nèi)球籠絞接點穩(wěn)定桿連接桿下球頭點穩(wěn)定桿連接桿上球頭點圖11 前懸架硬點位置圖12 后懸架硬點位置因懸架硬點較多，本篇以轉向拉桿/轉向器球絞中心點作為實例介紹硬點選取，其它硬點獲取方式基本相同對于底盤點云的掃描要求如下：1、需要掃描空載、半載、滿載三種載荷狀態(tài)下的懸架的狀態(tài)2、三種狀態(tài)車身作為基準，從而能看出硬點變化3、對于單個零部件需要掃描其運動部分至少三個狀態(tài)4、點云不出現(xiàn)重印5、主要輪廓表現(xiàn)清晰6、點云掃描密度均勻圖13 從點云中取初步硬點從點云中獲取硬點步驟如下：1、選取三個狀態(tài)點云，分別做出其中心線2、通過中線求出其交點即為轉向拉桿/轉向器球絞中心點1.2.2 懸架運動分析及參數(shù)分析分析過程見運動分析校核報告1.2.2.1 前束及前束的變化汽車的前束角是汽車縱向中心平面與車輪中心平面和地面的交線之間的夾角。如果車輪的前部靠近汽車縱向中心平面，則前束為正值（前束角）；反之則為負值（后束角）?？偳笆鞘亲?、有車輪前束角之和。實際上多用前束值，即左、右車輪輪輞邊緣后部間距大于前部的余量，以便指在空載時車輪停在直線行駛位置的狀態(tài)下，在車輪中心高度上測量。在汽車行駛中保持前束不變非常重要，換言之，設計上希望在車輪上下跳動過程中，前束不變。這比在汽車靜止時有一個正確的前束更為重要。車輪上跳及車輪下落時的前束變化對車輛的直行穩(wěn)定性、車輛的穩(wěn)態(tài)響應（不足轉向、過多轉向）特性有很大的影響，是汽車懸架的重要設計參數(shù)之一。側傾時的前束變化也稱為側傾轉向。對于汽車前輪，車輪上跳時的前束值多設計成零至弱負前束。設計值取在零附近是為了控制直行時由路面的凸凹引起的前束變化，確保良好的直行穩(wěn)定性。另外，取弱負前束變化是為了使車輛獲得弱的不足轉向特性，以使裝載質量變化引起車高變化時也能保持不足轉向。與上跳行程相對應的前束變化最好呈直線，但受懸架、轉向結構型式所限，實際呈曲線變化為多（圖14）圖14 前束變化前束變化的較理想設計特性值為：前輪上跳是，為零至負前束（-0.5/50mm）（即弱負前束變化），后輪上跳時，正前束（0.3/50mm）（即弱正前束變化）。1.2.2.2 外傾變化 車輪上跳及車輪回落時的外傾變化與前束變化一樣對車輛直行穩(wěn)定性、車輛的穩(wěn)態(tài)響應特性等有很大影響。由于輪胎與路面之間有相對的外傾角，路面對車輪作用有外傾推力，該力與側偏角產(chǎn)生的側向力匯合而成為車輛轉向所需的橫向力（圖15）。因此，在考慮外傾變化與車輛特性的關系時，必須考慮對地面的外傾變化。圖15有外傾角的側偏輪胎上的力對于外傾變化，不同懸架結構有較大差異.一般上跳時，對車身的外傾變化為-2+0.5/50mm較為適宜。1.2.2.3轉向主銷的內(nèi)傾角及偏移距轉向主銷傾角是指從車輛正面看在轉向輪上轉向主銷軸線與鉛垂直線的夾角，轉向主銷偏移距是指從轉向輪接地點A到轉向主銷軸與路面的交點B之間左、右方向的距離（圖16) 。圖16轉向主銷內(nèi)傾角及偏移距在實際設計中，轉向主銷內(nèi)傾角及偏移距大小主要受到結構的限制。大致的范圍為：轉向主銷傾角713。希望取較小的數(shù)值；轉向主銷偏移距-1030mm，希望取較小的數(shù)值，特別是在FF車中，多設定零至負值。1.2.2.4 主銷后傾角及后傾拖距主銷后傾角是指從車輛側面看，轉向主銷軸與錯垂線的傾角；后傾拖距是指在轉向輪上，輪胎接地點中心A和轉向主銷軸與地面交點B之間的距離（圖17）圖17 主銷后傾角與后傾拖距主銷后傾角對轉向時的車輪外傾變化影響較大。假若主銷后傾角設計較大，則外側轉向輪的外傾角會向負方向變化（圖18）。因此，當前輪主銷后傾角較大時，需增加前輪轉向所必需的橫向力，以抵消外傾推力。這樣車輛的不足轉向特性較弱。最大橫向加速度會增大。轎車的主銷后傾角一般為:前置前驅動車03；前置后驅動車310。圖18 轉向時的外傾角變化若后傾拖距較大，有利于提高轉向輪的回正能力和直行穩(wěn)定性，但轉動轉向盤時的轉向力及保持力會加大，因此，對于無助力裝置的手動轉向，后傾拖距的設計應有一定限度。轎車的后傾拖距一般為030mm。1.2.2.4 輪距變化 這里所說的輪距變化是指圖19所示的隨著車輪的上下跳動輪胎接地點產(chǎn)生的橫向位移。從減少輪胎磨損等因素考慮，輪距最好不發(fā)生變化。然而，在一般的獨立懸架系統(tǒng)中，由于結構上的原因，輪距不變是不可能的。這樣，為了使輪距變化盡可能小，懸架控制臂的長度、相對位置等都需仔細考慮。轎車的輪距變化應在-5mm/50mm5mm/50mm(單輪)范圍內(nèi)。1.3 轉向系統(tǒng)布置轉向系統(tǒng)布置包括轉向管柱、轉向機、中間軸的布置，布置過程中需要校核各轉向系統(tǒng)的運動空間，校核裝配與轉向管柱上各零部件的布置空間等1.3.1 轉向系統(tǒng)布置需考慮的因素人機工程（方向盤中心點及轉向管柱布置角度的確定、視野）；碰撞安全（點火鎖位置、中間軸壓潰距離）；轉向性能；轉向與踏板布置關系；轉向管柱與儀表臺橫梁關系；前圍板的設計可行性；1.3.2 轉向系統(tǒng)的布置思路確定方向盤中心點位置及轉向管柱角度；校核視野；校核在正面碰撞時，點火鎖、組合開關的影響；確定轉向機位置、布置中間軸及優(yōu)化；踏板操縱校核及踏板布置優(yōu)化；1.3.3 確定方向盤中心點及轉向管柱角度1.3.3.1 參考質量目標車方向盤中心點初定為HL-1方向盤中心點（圖20）圖20 質量目標車方向盤中心點對比1.3.3.2 安全分析（圖21）圖21 安全分析轉向管柱對碰撞的影響1.3.3.3 轉向系統(tǒng)的布置要求轉向系統(tǒng)的布置主要在于硬點的布置（圖22），其硬點要滿足如下要求：1、轉向機構的夾角均要大于150；2、轉向機構的夾角差不大于2；3、中間軸長度大于240mm。圖22 轉向系統(tǒng)硬點布置1.3.4 轉向包絡分析轉向系統(tǒng)硬點布置完畢后應檢查其轉向過程中有無零部件干涉情況，且需要檢查其轉向系統(tǒng)調節(jié)的各個方位的干涉情況（圖23）。其與周邊間隙大于10mm。圖23 轉向系統(tǒng)的間隙檢查1.3.5 轉向系統(tǒng)布置流程轉向系統(tǒng)的布置流程及考慮因素如表1所示表1 轉向系統(tǒng)的布置流程系統(tǒng)項目考慮因素布置要求轉向管柱方向盤中心點及轉向管柱角度人機工程可通過質量目標車和競品車型確定方向盤中心點正面碰撞分析腿部在碰撞過程中與轉向系統(tǒng)的關系，保證方向盤在軸向有充足的壓潰距離（50mm），修正方向盤中心點中間傳動軸中間軸與轉向管柱夾角11>150為保證中間軸有足夠的壓潰距離（20mm），需保證中間軸長度240mm中間軸與轉向機輸入軸夾角22>1501與2的關系12必須校核傳動軸與踏板在工作過程中的關系，保證踏板在工作行程內(nèi)與傳動軸有足夠的間隙（40mm）其它駕駛員的儀表視野盲區(qū)SAE J1050滿足儀表在駕駛員的視野范圍內(nèi)，不被方向盤遮擋。轉向管柱與儀表臺橫梁轉向管柱支架設計有充足的空間供支架設計1.4 制動系統(tǒng)布置1.4.1 ABS的布置1.4.1.1ABS系統(tǒng)概述在制動系統(tǒng)里采用制動力調節(jié)裝置可以改善制動力在各車軸間的分配，但無法避免車輪抱死，而車輪一旦抱死都將使制動效能變壞，汽車或是失去轉向能力。因此在制動過程中，防止車輪抱死才是提高制動性能的最佳途徑。按GB12676-1999的規(guī)定，從2003年10月起，最大總質量大于12000kg的M3類旅游客車和最大總質量超過16000kg允許掛接O4類掛車的N3類車輛必須安裝符合GB13594-1992汽車防抱制動系統(tǒng)性能要求和試驗方法中規(guī)定的一類防抱制動裝置。1.4.1.2 ABS的布置位置ABS的布置位置基本在機艙部位，一般布置與機艙左、右縱梁以支架形式安裝（圖24）圖24 ABS在機艙的位置1.4.1.3 ABS的布置要求1、HECU模塊布置在機艙內(nèi)應避免雨水的積攢或灰塵的堆積；2、HECU線束接插件插拔時無干涉3、HECU線束應能方便的插拔，已方便維修及軟件的升級1.4.2 駐車制動器布置1.4.2.1 駐車制動概述駐車制動系有以下兩種型式。一是車輪駐車制動（圖25），一般兼用后輪制動器，僅有與行車制動系分開的控制裝置和傳能裝置；二是中央駐車制動（圖26），有專設的中央制動器，以及獨立的控制裝置和傳能裝置。采用前一種方式不僅可簡化結構和降低成本，而且由于制動力矩直接作用于車輪上，不會傳到傳動系，可兼用作應急制動。采用后一種方式時，制動力矩須經(jīng)過驅動橋分配到兩側車輪上，這樣雖可以將制動力矩放大，但在緊急制動時可能因傳動系零件過載造成損壞而導致制動失效。圖25 后輪駐車制動系統(tǒng) 圖26 電子駐車制動系統(tǒng)1.4.2.2 駐車制動的布置后輪駐車制動分為手駐車制動和腳駐車制動，其中手駐車制動用于手動擋和自動擋的汽車，腳駐車制動用于自動擋汽車。1確定所建議的副儀表板或地板安裝駐車制動手柄的合理手控活動范圍（圖27）。圖27 駐車制動布置時的手控范圍1-1）在采用座椅布置設計位置（H點）和靠背角度的人體模特時，將人體模特向前移動至H點的最前位置。從人體模特后背線和H點上方200mm一個點的交匯處，向前165mm進行測量以便確定“制動狀態(tài)”或使用條件下的后部界限。1-2）確定SAE J287-駕駛手控活動曲線以便對駕駛員的座椅位置進行布置。采用最接近從手剎中心線至方向盤中心線橫向(Y-Y軸)測量的間距數(shù)值的手控曲線。在H點上方大約200mm高度，從手控活動曲線水平向后175mm進行測量。這就確定了手剎在“沒有傾斜”情況下向前的手控界限。1-1） 將駐車制動手柄確定在前后界線之間的區(qū)域之內(nèi)。請注意在圖中從駐車制動手柄末端50mm測量，有一個手柄參考點。這個手柄參考點在非制動或分離時應位于“無傾斜”向前手控活動界線的后部而在制動或連接時應位于使用狀態(tài)下后手控活動界線的前方。1-4）建議制動時H 點上方的最大高度：280mm2建議作用或拉起手柄的最大力量取決于和H點有關的手柄高度（表2）。表2 拉起手柄的最大力和H點高度的關系和H點有關的手柄高度（處于起點）最大力量+156mm53N0: H點76N-121mm100N-198mm109N-226mm105N3.手柄的建議尺寸和力量（圖29）圖29 駐車制動手柄尺寸3-1）建議拇指釋放按紐的最大力量：6.7N3-2）建議按紐最小直徑尺寸：19mm3-3）建議指關節(jié)最小間隙：41mm3-4）建議手指最小間隙：34mm3-5）建議手柄下方最小垂直間隙：36mm3-6）建議前部最小間隙：30mm3-7）建議直徑或抓握寬度：19-50mm3-8）建議最小抓握長度：110mm1.5 傳動系統(tǒng)布置1.5.1 傳動軸概述汽車發(fā)動機與驅動車輪之間的動力傳遞裝置稱為汽車的傳動系。它應保證汽車具有在各種行駛條件下所必需的牽引力、車速，以及它們之間的協(xié)調變化等功能，使汽車有良好的動力性和燃料經(jīng)濟性;還應保證汽車能倒車，以及左、右驅動車輪能適應差速要求，并使動力傳遞能根據(jù)需要而平穩(wěn)地接合或徹底、迅速地分離。汽車行駛時。作用在驅動車輪上的轉矩(或換算成驅動力)與車速之間的理想關系曲線為等軸雙曲線。但一般汽車都是以往復式內(nèi)燃機作動力，其轉矩與轉速(或換算為車速)間的關系不能適應汽車的行駛要求。發(fā)動機的轉矩轉速特性經(jīng)傳動系的變速機構轉變后，就可在驅動車輪上得到近于理想的驅動力車速特性，如圖30所示。圖30 汽車的理想驅動力車速特性曲線與實際特性曲線1.5.2 傳動系統(tǒng)的布置型式及優(yōu)缺點傳動系的布置型式主要決定于它與發(fā)動機在汽車上的相對位置，通常有以下幾種。 1)前置發(fā)動機后輪驅動 簡稱前置后驅動或FR。這時，離合器、變速器與發(fā)動機多組合成一休(重型汽車的變速器有時單獨懸置，以便于維修)，并置于汽車前部，驅動橋則經(jīng)懸架與車架或車箱的后部相聯(lián)，在變速器與驅動橋之間裝有萬向節(jié)傳動袖。這種布置型式使發(fā)動機通風冷卻好、車箱供暖方便；傳動系及變速操縱桿系的布置較簡單；整車軸荷分配易于合理；起步加速及爬坡時的附著性好；輪胎磨損均勻。這種布置型式用于絕大多數(shù)的載貨汽車、部分客車。也常為中高級和高級轎車所采用。采用這種布置的轎車通常具有中性轉向或稍有不足轉向特性，方向穩(wěn)定性好，同時轎車的后行李艙可布置得較寬敞。然而，汽車的軸距較長、傳動軸較長或需分段并加中間支承；汽車整備質量較大；傳動軸還限制了轎車地板的降低，地板上需鼓起一條傳動軸通道為此多采用下偏置雙曲面齒輪的主減速器。早期的大客車多用貨車底盤及發(fā)動機改裝而成，延用了貨車的前置后驅動布置，前置發(fā)動機也有利于冷卻及方便維修，動力與傳動系統(tǒng)的操縱機構簡單等優(yōu)點。但是，由于發(fā)動機罩突出地板之上、使車箱面積利用率差；車箱內(nèi)噪聲大，隔熱、隔振較困難，發(fā)動機油煙味也有可能進人車箱內(nèi)而影響舒適性；軸荷分配也不夠理想，前軸易過載而使轉向沉重；由于前懸的尺寸受到限制而加長后懸，使汽車的離去角過小，上、下坡時容易刮地，同時也使得在前懸處不易設置乘客用車門而實行公共汽車的單人管理(駕駛員及乘務員為1人)；當軸距較長時需采用多節(jié)傳動軸，易于發(fā)生共振；地板也較高，乘客上、下車不方便等。鑒于上述缺點現(xiàn)代大客車早已脫離貨一車底盤，實行專門設計的獨立發(fā)展方針，而改用后置或中置發(fā)動機后輪驅動的布置型式。2)前置發(fā)動機前輪驅動簡稱前置前驅動或FF。這種布置型式為微型、普通級和中級轎車所廣泛采用。其發(fā)動機、離合器、變速器及主減速器等連成一體，省去了傳動軸，便傳動系布置緊湊。相對FR方案汽車整備質量可減小8%；當發(fā)動機橫置時軸距可縮短10%，且主減速器齒輪可由通常的螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪改為斜齒圓柱齒輪，其節(jié)省的費用可部分抵銷前驅動的等速萬向節(jié)成本；具有不足轉向特性和很好的方向穩(wěn)定性，高速行駛的安全性好。這種布置型式近年來在中級以上的轎車上采用的也日益增多。在易滑路面上尤且是爬坡時，由于驅動車輪的附著力較小、也會側滑而失去操縱穩(wěn)定性。后輪軸荷小，特別在空載行車制動時會引起后輪抱死而側滑，為避免這種情況發(fā)生，應加裝制動器液壓調節(jié)裝置或防抱死系統(tǒng)（ABS）。側滑也會發(fā)生在非常有效的發(fā)動機制動時。另外，尤其當發(fā)動機橫置時，其布置空間很擠、維修時的接近性較差。由于后輪軸荷較小，在不使后懸過長的情況下可盡量加大行李艙的空間3)后置發(fā)動機后輪驅動簡稱后置后驅動或RR。這種布置型式最宜為大客車采用，以減輕前軸負荷及減少發(fā)動機的熱、廢氣振動和噪聲對車箱的侵擾；增大車箱有效面積并在地板下布置大的行李艙或大大降低地板高度，方便乘客上、下車。但變速及供油系統(tǒng)需遠距離操縱，發(fā)功機的通風冷卻條件較差，散熱器布置也較困難。發(fā)動機可縱置或橫置于后橋之后。 這種布置過去也常見于微型和小型轎車上，這時發(fā)動機多縱置且與離合器、變速器、主減速器連成一體，而驅動車輪要配以獨立懸架轎車的軸距及整備質量與前置前取動的類同，但后軸負荷過大(約為58%)，導致汽車有過度轉向傾向及不足的方向穩(wěn)定性，前置行李艙由于轉向輪的影響，空間較小，且汽車難于變型，冬季前擋風玻璃引暖風除霜也較困難:因此在轎車上這種布置已為前置前驅動布置型式所取代。 4)中置發(fā)動機后輪驅動 簡稱中置后輪驅動或MR。現(xiàn)代大客車有的采用中置臥式發(fā)動機且后輪驅動的布置方案，發(fā)動機布置在前、后軸之問的車箱地板之下，使車箱面積利用率很高。座椅布置和車身外形設計均不受發(fā)動機的限制；前門也可以布置在前輪之前，以便于公共汽車的單人管理；車箱內(nèi)噪聲小、傳動軸短，但隔熱較差地板也難于降低。特別是發(fā)動機受到布置限制而需要專門設計時，其冷卻、保溫、防塵、防污和維修條件都不好，故僅適用于道路及氣候條件好的地區(qū)行駛的車輛。發(fā)動機也要求有高的可靠性。 5）前置發(fā)動機全輪驅動 簡稱前置全輪驅動，對于四輪汽車則可用4WD表示。全輪驅動可使整車重力都成為附著力加以利用，以提高汽車的牽引力和通過性。這種驅動型式不僅為越野汽車所采用，而且自20世紀70年代末也開始用到轎車上，出現(xiàn)了常接合式四輪驅動轎車，以提高其對各種路面和地面的適應性、通過性及安全性。越野汽車采用的非常接合式全輪驅動，指的是在非越野行駛時可切斷對前輪的動力傳遞，而僅由后輪或中、后輪驅動。對于三軸和四軸越野汽車。采用貫通式驅動橋布置方案可簡化結構、減少零件種類，提高、部件的通用程度。1.5.3傳動軸布置1.5.3.1 前置前驅傳動軸的布置轎車多采用前置前驅的布置形式，其布置的夾角直接影響到汽車的性能。在布置時，需要輸入1、空、半、滿載輪心位置2、差速器中心點3、驅動軸類型4、內(nèi)球籠中心點至差速器中心點距離5、外球籠中心點至輪心的距離傳動軸的布置需要滿足以下條件1、其布置角度在空載狀態(tài)下不能大于4.5（圖31），全行程的變化量不能大于9；2、驅動軸在所有載荷及運動條件下與周邊件保持10mm以上的間隙；3、若右端驅動軸為分段式驅動軸，則應考慮其傳動軸長度與左端相同且驅動軸角度相同。圖31 前置前驅驅動軸的布置1.5.3.2后驅傳動軸的布置后驅傳動系統(tǒng)一般為縱向布置（圖32）圖32 后驅傳動系統(tǒng)的布置形式后驅車（RWD）常表現(xiàn)為過度轉向若加速轉向，后輪會有甩尾的趨勢（圖33）。對于有經(jīng)驗的駕駛者來說，能體驗到通過油門控制來調整過度轉向的樂趣（稱之為“右腳牽引力控制”）圖33 后輪驅動的性能布置后輪驅動時所需的輸入調節(jié)1、空、半、滿載前、后輪心位置2、差速器中心點3、驅動軸類型4、分動器類型及主要硬點傳動軸的布置需要滿足以下條件1、其布置角度在任何狀態(tài)下不能大于2，其中CV節(jié)的布置角度不能大于1。前后兩個萬向節(jié)點角度大致相等；2、驅動軸在所有載荷及運動條件下與周邊件保持10mm以上的間隙；3、后驅動橋的分動器的空間需要考慮懸置的彈性量4、檔驅動軸大于1.5m時，則需要分段連接1.5.3.3 四驅布置四驅系統(tǒng)主要有以下幾類：分時四驅：四驅車可以在2驅和4驅系統(tǒng)間切換，全時四驅：使用固定的前后輪扭矩分配比適時四驅：根據(jù)工況變化分配不同的扭矩這幾種四驅的優(yōu)缺點對比見表3表3 不同四驅形式對比四驅形式分時四驅全時四驅適時四驅不同點1、能在兩驅與四驅之間進行切換；2、無中央差速器；3、正常工況下使用兩驅；4、前后軸扭矩分配為50：50。1、只有在四驅狀態(tài)2、有中央差速器且有鎖止機構；3、前后軸扭矩分配方式為固定式（可以有多個固定扭矩分配檔）；1、有兩驅、四驅兩種行駛狀態(tài)；2、有中央差速器及前后差速器鎖止機構；3、前后車扭矩分配為可變式；4、整套系統(tǒng)進行自調節(jié)以適應路況。車型類型貨車、低端越野車硬派越野車高級轎車、城市SUV、跑車 萬向傳動軸通常由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成。對于長軸距的傳動軸，如傳動軸的長度大于1.5m，需將傳動軸分段，且后面一根傳動軸需能伸縮，并增加中間支撐，以提高傳動軸的臨界轉速，避免共振，減小噪聲。（圖34）圖34 四驅傳動軸布置四驅系統(tǒng)布置流程l 選型方案的確定（圖35） 四驅驅動形式的確定 PTU的選型； RDM的選型； ITM的選型； 傳動軸及萬向節(jié)形式的選型；l PTU的布置；l RDM與ITM的集成及布置；l 傳動軸布置角度的調整、優(yōu)化；l TCU控制模塊的布置。圖35 選型方案的確定PTU的選型單軸取力器主要零件比雙軸少根二級齒輪軸、2個軸承、1對齒輪、1個殼體（圖36），所以單軸取力器的優(yōu)點有：1.成本比雙軸低很多;2.重量減少輕；3.零件少，系統(tǒng)可靠性高；4.更容易拆卸,維護簡單圖36 單軸式PTU傳動軸的選型為減小萬向節(jié)夾角以及布置上的需要,傳動軸設計成分段的。而且后面一根傳動軸可伸縮，且在中間傳動軸增加支撐（圖37），以提高傳動軸的臨界轉速，避免共振，減小噪聲。圖37 帶中間支承的四驅傳動軸為保證等速傳動，同時考慮傳動效率、使用壽命、維修性及成本，四驅傳動采用兩端為十字節(jié)，中間為CV節(jié)。（圖38）圖38 雙傳動軸萬向節(jié)的布置簡圖附著力較大的一側驅動輪獲得動力，得以繼續(xù)驅動車輛前進（圖39）。當兩側驅動輪之間的轉速差減小至臨界值以下時，硅油溫度降低，粘性耦合器不再產(chǎn)生“粘性”，差速器恢復工作，車輛正常行駛。圖39 粘性耦合器根據(jù)等速傳動的要求，PTU的輸出軸線與RDM輸入軸線平行，在保證車身地板通用的情況下，通過調整中間吊掛點的坐標，考慮降低振動、噪聲的要求，根據(jù)其周邊部件的幾何條件, 最優(yōu)選擇傳動軸在汽車各種行駛工況下具有最小的當量夾角。四驅布置的輸入物清單及布置要求見表5、表6表5 四驅布置的輸入物清單項目輸入項項目輸入項PTU工作溫度及布置要求RDM工作溫度及布置要求接口定義接口定義輸入及輸出軸線左右驅動軸內(nèi)球籠中心完整數(shù)模完整數(shù)模ITM接口定義傳動軸傳動軸結構形式及吊掛形式輸入及輸出軸線各萬向節(jié)形式及鉸接硬點輸入端與萬向節(jié)配合方式及硬點TCU布置要求輸出端與RDM配合方式ECU的接口定義及線束原理走向表6 四驅系統(tǒng)的布置要求系統(tǒng)項目要求注意事項PTU與發(fā)動機缸體之間的間隙10mm視發(fā)動機缸體、PTU外殼的加工精度確定與進氣歧管之間的間隙10mm與排氣管之間的間隙40mm與排氣管及PTU工作溫度相關與前副車架之間的間隙25mm與發(fā)動機懸置變形量相關前輪半軸驅動角 4.5RDM與后懸架之間的間隙15mm與RDM的前后懸置變形量相關與排氣管之間的間隙40mm與排氣管及RDM工作溫度相關輸出軸傳動角 4.5傳動軸傳動軸I軸與PTU輸出軸夾角0.5<13與選型的萬向節(jié)形式相關傳動軸I軸與傳動軸夾角23傳動軸線與RDM輸入軸夾角0.5<231.6 操縱系統(tǒng)布置1.6.1 概述通過對轉向盤、加速踏板和制動踏板的組合操縱，并配以離合器踏板、變速器操縱桿和燈光儀表開關的輔助操縱，進行行駛的急停止或改變方向等，實現(xiàn)汽車的移動功能。對汽車的操縱機構的研究與設計，也就是對由汽車、駕駛員及道路三者構成的全系統(tǒng)的研究與設計。為了使汽車在道路環(huán)境內(nèi)安全而迅速地行駛和停車等，設計好汽車操縱機構是十分重要的。汽車操縱機構的主要組成如圖39圖39 汽車操縱機構的基本組成1-儀表燈開關 2-轉向盤 3-變速器操縱桿 4-駐車制動操縱桿 5-離合器踏板（在裝備自動變速器情況下，可為應急制動踏板） 6-制動踏板 7-加速踏板 8-儀表板對汽車操縱機構的基本要求操縱機構布里的前提是，一定要注意是由駕駛員來操作，應以駕駛員為主體，在設計時應注意以下幾點。操縱機構位置的布置應易于駕駛員操縱，相互間既不干涉，又利于駕駛員施加最大作用力，并應符合GB 7258-I997，GB/T 13053-91等標準; 操縱時手腳活動自如; 布置恰當、不會引起操縱失誤; 操縱應輕便靈活; 不因振動和變形而引起運動干涉。1.6.2 換擋桿布置1.沿X-軸線方向變速器換檔桿的設計指南-處于最前位置時與面板或碰撞襯墊的最小間距：120mm-處于最后位置時與H點的最小間距：275mm2垂直位置-變速桿上端的垂直位置：最多在H點之上280mm最好在H點之上200mm3手間距-包括超程在內(nèi)的變速桿所有位置均應保持下列間距（圖40）：圖40 變速桿的位置手間距 在上端或前部無換檔按鈕/換檔按鈕 換檔按鈕在側面A: 平面圖 最小135mm 最小 182mmB: 乘客側 最小50mm 最小 50mmC: 前方 最小50mm 最小 50mmD: 上端 最小55mm 最小 55mmE: 側視圖 最小110mm 最小 110mmF: 駕駛員側 最小35mm 最小 35mm建議變速桿換檔力-最?。?.0N-最大：45.0N-首選：30.0N5變速器換檔桿的首選位置（圖41）圖41 變速器換擋桿的首選位置注：有關P點上方坐標-包括超程在內(nèi)的變速器換檔桿位置均應處在上圖三維梯形之內(nèi)。手柄-變速器換檔桿手柄橫向寬度：最小50mm7按鈕尺寸和力量-對于帶釋放按鈕的變速器換檔桿，按鈕力量取決于按鈕的尺寸和位置按鈕位置 操作方式 按鈕直徑 按鈕力量邊側 拇指 最小19mm 23N上端 拇指 最小19mm 23N前端 一個手指 最小19mm 11N前端 兩個手指 最小 38mm 23N1.6.3 換擋手柄計算1.6.3.1 計算參數(shù)表7 計算參數(shù) 距離參數(shù)換檔軟軸安裝點距換擋器換檔手柄桿距離(mm)175選檔軟軸安裝點距換擋器選檔搖臂距離(mm)146換檔軟軸安裝點距變速箱換檔搖臂距離(mm)142選檔軟軸安裝點距變速箱選檔搖臂距離(mm)156角度參數(shù)變速箱換檔搖臂工作角度()23變速箱選檔搖臂工作角度()12.4/11.5行程參數(shù)變速箱換檔搖臂工作半徑(mm)73變速箱選檔搖臂工作半徑(mm)60杠桿比換擋桿杠桿比2.51選擋桿杠桿比3.23換檔力換檔力(N)155選檔力(N)2551.6.3.2 結構描述結構采用選換檔獨立式，手柄前后推動時為換檔，左右推動時為選檔。由于手柄需前后左右推動，因此回轉中心應設計成球節(jié)頭；選檔時手柄左右推動，而軟軸卻需前后移動，故需設計一個方向轉換機構，根據(jù)空間設計成如圖42所示的連桿機構。圖42 變速器連桿機構1.6.3.3 計算與校核1、變速箱換檔搖臂工作角度為：23，換檔搖臂旋轉半徑：73；則變速箱換檔搖臂工作行程L1為：L12R/360（23.147323）/36029.304；圖2換擋搖臂行程計算考慮換檔軟軸的行程損失0.8，則換檔器換檔搖臂端行程L2為：L229.304/0.836.630； 考慮變速箱換檔搖臂到換檔軟軸安裝支架之間距離的公差、換檔軟軸的公差、換檔器換檔搖臂到換檔軟軸安裝支架之間距離的公差共三個公差的累積，換檔器換檔搖臂的最大工作行程L3為：L3L2+(23)38.630； 根據(jù)造型輸入，換檔器換檔角度1為：20，則換檔器換檔桿旋轉半徑R1為：R1360L3/（220）110.7；換檔器換檔杠桿比為：278/110.72.51；2、變速箱3、4、N檔5、R檔時，選檔搖臂工作角度為：11.5，選檔搖臂旋轉半徑：60；則變速箱選檔搖臂工作行程S1為：S12*60*11.5/36012.037；考慮選檔軟軸的行程損失0.8，則換檔器選檔搖臂端行程S 2為：S212.037/0.815.046；考慮變速箱選檔搖臂到選檔軟軸安裝支架之間距離的公差、選檔軟軸的公差、換檔器選檔搖臂到選檔軟軸安裝支架之間距離的公差共三個公差的累積，換檔器選檔搖臂的最大工作行程S3為：S3S2+(23)17.0462*80*X/360；則換檔器選檔搖臂角度X為： X12.214；根據(jù)換檔器選檔搖臂與換檔器換檔桿之間的杠桿關系，知：S3/2（R40處的行程）2*43*X1/360；即3、4、N檔5、R檔時，換擋桿選檔角度X1為：X111.36；3、變速箱3、4、N檔1、2檔時，選檔搖臂工作角度為：12.4，選檔搖臂旋轉半徑：60；則變速箱選檔搖臂工作行程M1為：M12*60*12.4/360=12.979；考慮選檔軟軸的行程損失0.8，則換檔器選檔搖臂端行程M 2為：M212.979/0.8=16.223；考慮變速箱選檔搖臂到選檔軟軸安裝支架之間距離的公差、選檔軟軸的公差、換檔器選檔搖臂到選檔軟軸安裝支架之間距離的公差共三個公差的累積，換檔器選檔搖臂的最大工作行程M3為：M3M2+(23)18.2232*80*Y/360；則換檔器選檔搖臂角度Y為： Y13.058；根據(jù)換檔器選檔搖臂與換檔器換檔桿之間的杠桿關系，知：M3/2（R40處的行程）2*43*Y1/360；即3、4、N檔1、2檔時，換擋桿選檔角度Y1為：Y112.147；換檔器選檔杠桿比為：278/43/（80/40）3.234、 測量所得變速箱換檔搖臂力為15N，選檔搖臂力為30N，考慮拉索負載效率損失0.7，計算所得，換檔手柄力為：換檔力：15/0.7/2.51+412.53N；選檔力：30/0.7/3.03+822.14N。換檔力、選檔力符合人機工程。1.6.4 踏板布置1.6.4.1油門/剎車/離合器位置（圖42、表7）圖42油門/剎車/離合器位置表7 油門/剎車/離合器位置踏 板 間 距踏板高度差分 類CB*1) A*2) A-BB-C油門-剎車 剎車-離合器設計指南70-8040-50最小16560-7070-8030-400-5注：*1) 右置: 最小155；*2) 右置: 同樣概念1.6.4.2與H點和方向盤緊密相關的油門/剎車/離合器（圖43、表8）圖43與H點和方向盤緊密相關的油門/剎車/離合器表8與H點和方向盤緊密相關的油門/剎車/離合器*1 尺寸 260-320370-380405-415390-39523-25注：*1 僅供參考*2 H點為座椅調節(jié)范圍的中心位置1:1- 2(正常:1.5 )L ( 方向盤與H點在平面上的長度): 0-10mm 30