1、前 言1.1 旅游客車市場的發展目前我國的旅游業已經取得了巨大的進步和發展，成為國民經濟發展的一個支柱行業。l978年，我國接待入境旅游人數僅181萬人次，其中外國人23萬人次，旅游創匯263億美元，排名世界4l位；國內旅游和出境旅游還基本上是一片空白。2008年是中國的旅游業最輝煌的一年，入境旅游接待人數達到16791萬人次，是1978年的93倍，其中外國人1472萬人次，是1978年的64倍，旅游創匯達到204億美元，是1978年的78倍，占2008年全國服務貿易創匯總額397億美元的51。2008年旅游業總收入達到5566億元人民幣，比上年增長114，高于國民經濟總體增長速度3個百分點，

2、相當于當年GDP 的544。目前我們是世界上最大的國內旅游消費市場，2008年國內旅游人數達到98億人次，國內旅游收入4878億元，出境旅游更是增長強勁，中國已經成為全球增長最快的新興客源輸出國，2008年中國出境旅游人數為3660萬人次，2009年達到4020萬人次，首次超過日本，成為亞洲出境人數最多的國家。說到旅游業就不能不說到旅客運輸行業，有目共睹的是，我國的旅游運輸行業隨著旅游業的高速發展，目前也已經取得了長足的進步。20世紀9O年代以前，中國旅游客車主要是作為國營旅行社和國家各級政府的商業車輛，因此對于價格的敏感度不高，同時由于當時國內旅游客車產品品種非常少，且多數質量和檔次較低，因

3、此很難適應國內旅游運輸市場的需要。因此，那時作為旅游用車主體的國營大型旅行社或者各級政府機關主要選擇的車型是原裝進口的日野或北京北方等車輛。1996年l1月舉行的首屆中國城市旅游汽車推薦會，經專家評議的多種高檔最佳旅游客車有安凱、西沃、北方、桂林大宇、沈飛等5家引進國外技術生產的l6種客車產品。1997年以后，旅游運輸企業成為單獨的核算單位后，投入效益回報成為旅游客車關心的首要問題，進口品牌客車的購置費用高、車型過于陳舊等問題暴露出來，中國的旅游運輸市場迫切需要一種造型新穎、價格相對進口車較低，同時性價比又較高的全新產品來對原來這批進口的日野和北京北方等產品進行替代。 如今，性價比合適的中型旅

4、游客車成為旅游客車市場的新寵，在20世紀90年代，旅游對于中國普通老百姓來說還是十分奢侈的消費形式，旅游團隊多為外賓團，政府公務人員和團隊行為較多，那時旅游市場的競爭相對還比較單一，因此旅游運輸公司在選購車型的時候多會考慮以大型旅游車輛為主。但是隨著社會經濟的不斷發展，從1999年開始，旅游成為越來越多的城市工薪階層節假日休閑的新方式，隨團游、自助游等多種方式紛紛產生，中等團隊增多，不少旅行社為了保證車輛的最大限度使用，更趨向于選擇車長8M作用，座位數在37座左右的中型客車，按照目前的情況來看，這已經成為旅游客車運輸市場的一個新寵。1.2 國內客車底盤總布置的發展及現狀客車制造的核心技術在于底

5、盤技術。國外的客車底盤技術走在了行業的前沿，無論是四個系統的總體布置，還是具體到每個總成設計都有一個成熟的開發，以及如何降低底盤的重量和耗材和功能實現最大化方面等都有一套先進的理論。而國內的客車底盤總布置則比較落后，基本上是借鑒別國已有的技術。從 20 世紀 60 年代起，中國客車底盤制造業隨著中國客車工業的發展從無到有，走過了一段艱難曲折的發展歷程。20 世紀 60 年代到 80 年代期間，中國客車制造基本是直接采用載貨車底盤改裝而成。其中大型客車基本上采用黃河牌載貨車底盤，中型客車主要采用解放、東風載貨車底盤，輕型客車采用躍進載貨車、北京吉普的底盤。 自 20 世紀 90 年代以來，我國客

6、車企業加強了與國外客車制造企業在資金和技術方面的合作，引進了一批客車底盤系列產品和制造技術。國外著名的客車及客車底盤制造公司，如德國的凱斯鮑爾、奔馳、曼；法國的雷諾；意大利的依維柯；瑞典的沃爾沃和日本的日產柴先后與我國簽定了合作、合資和技術引進協議。在引進技術的同時，國內一些客車底盤制造企業如一汽、東風和江淮等通過模仿，自主研制開發出一批客車專用底盤，其中 68m 客車底盤以 HFC6601KY、HFC6702KY、HFC6782 為代表，1011m 客車底盤以 CA6100、EQ145 系列客車底盤為代表，較好地滿足了市場需求。目前，除了部分技術含量較高的大型客車底盤外，國內生產的客車專用底

7、盤在品種、數量、質量、技術水平等方面已基本滿足市場需求。通過產品的技術引進，并經過自身的消化吸收，促使我國客車及底盤產品更新換代速度加快，并使客車底盤的總體制造水平有了較大的提高。 隨著客車底盤技術的發展和人們對客車乘座舒適性要求的不斷提高，客車底盤在動力性方面越來越多地采用大功率、大轉矩發動機。同時由于旅游客車為了保證空調系統始終處于良好的運行狀態，也對發動機的低轉速和大轉矩提出了更高的要求。在汽車電子技術發展的同時，底盤上使用該技術將更進一步深入，高性能傳感器、中控系統將廣泛應用。為了全面提升客車的各方面性能，底盤的智能化也將得到進一步研究和實際應用。1.3 設計的任務優化中型旅游客車底盤

8、的總布置，提高品質、性能和經濟性。給駕駛員帶來可靠的操縱性、安全性，給乘員帶來乘坐的舒適性。隨著我國國民經濟的迅速發展，人民的生活水平的有了極大提高，消費者們不光滿足于物質上的消費了，而是更加注重到了精神上的消費給自己帶來的享受，這其中旅游出行的消費又占了一個重要的部分。加上現如今交通的便利更是為這提供了有利的保障。在我國的國情中，性價比合適的中型旅游客車成為旅游客車市場的新寵，中短途旅游是最龐大的群體了。這無疑增加了中型旅游客車的使用量，通過對底盤總布置的改進和創新，節約整車的生產成本，推動客車行業的整體發展，促進中短途旅游的興旺，為國民經濟作出貢獻。1.4 設計的原則和技術指標 1.4.1

9、 設計原則 根據社會消費需求，從實際出發。充分考慮汽車整體外形來實現底盤總布置的最優化。合理選擇底盤各總成的形式，對底盤進行合理布置，保證底盤各總成運動協調，操縱輕便，拆裝方便，接近性好以及與車身的完美配合，以實現整車的總體性能。在底盤設計中，進行運動檢查：從整車角度出發進行運動學正確性的檢查；對于有相對運動的部件或零件進行運動干涉檢查。正確處理車身與總成、底盤與總成以及總成與總成之間的矛盾，使用與制造的矛盾，設計與制造的矛盾，使產品符合好用、好修、好造和好看的原則，在綜合指標方面達到國內外同類車型先進水平。計算和控制汽車主要性能，對各總成的主要參數和特性尺寸進行校核，保證整車性能（整車動力性

10、和燃油經濟性）指標的實現。1.4.2 設計目標通過對底盤總布置的設計，合理選用各總成，合理裝配，使底盤各總成更加合理高效可靠的工作，減少簧載質量，提高整車的動力性、經濟性和舒適性等綜合性能。最高車速在 110km/h，最大爬坡度 28%，耗油少的代表性中型旅游客車。 目 錄摘 要 .IABSTRACT .II第 1 章 汽車型式的選擇 .11.1 軸數.11.2 驅動形式.11.3 汽車布置型式的選擇.1第 2 章 汽車主要參數的選擇 .32.1 主要尺寸參數的選擇.32.1.1 外廓尺寸的確定 .32.1.2 軸距 L 的選擇 .32.1.3 前后輪距 B1、B2 的選擇 .32.1.4 前

11、懸 LF、后懸 LR 的選擇.32.2 質量參數的確定.42.2.1 汽車的裝載量 .42.2.2 汽車的整備質量 .42.2.3 汽車的總質量 .42.2.4 軸荷分配 .52.3 汽車性能參數的確定 .52.3.1 動力性參數的選擇 .52.3.2 最小轉彎直徑 .72.3.3 汽車通過性幾何參數 .72.3.4 汽車操縱穩定性參數 .8第 3 章 底盤各分總成的選擇 .103.1 發動機的選擇.103.1.1 發動機的計算.103.1.2 發動機的選型.113.2 離合器.133.2.1 離合器的功用.133.2.2 離合器的分類 .133.2.3 離合器的選擇 .143.3 變速器.1

12、63.3.1 變速器的計算.173.3.2 變速器的選型.183.4 發動機與離合器及變速器的布置.203.5 前 橋.203.6 驅動橋 .213.7 萬向傳動裝置.233.8 車 架.243.9 懸架系統.263.9.1 懸架的分類.263.9.2 懸架的功用.263.9.3 減振器.273.9.4 彈性元件 .273.10 轉向系統 .293.10.1 概述.293.10.2 設計應滿足的要求.303.10.3 轉向器 .313.10.4 轉向操縱機構 .323.10.5 轉向傳動機構 .323.11 制動系.323.11.1 制動防抱死系統（ABS） .343.11.2 制動器選擇 .

13、343.12 車輪及輪胎 .343.12.1 車輪與輪胎的功用 .343.12.2 車輪與輪胎的選擇 .34第 4 章 性能分析 .374.1 汽車的動力性.374.1.1 最高車速的計算.374.1.2 最大爬坡度的計算.404.1.3 動力特性的計算.414.2 汽車的燃油經濟性.444.3 制動性分析.464.4 操縱穩定性分析.464.5 平順性分析.474.6 通過性分析.47結 論 .48謝 辭 .50參 考 文 獻 .51張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計摘 要近年來，我國旅游行業出現了鼎盛的局面，綜合市場和各方面因素來看：中型旅游客車已經成為了人們旅游出行的一個重要代步工具。如

14、此的巨大需求也給中型旅游客車底盤提出了更苛刻的要求。本設計說明書根據社會消費需求，從實際出發,充分考慮汽車整體外形來實現底盤總布置的最優化。合理選擇底盤各總成的形式，對底盤進行合理布置，保證底盤各總成運動協調，操縱輕便，拆裝方便，接近性好以及與車身的完美配合，以實現整車的優良的總體性能。特別注重整車的動力性和燃油經濟性驗算。并用 AutoCAD 制圖來反映底盤的合理布置。優化中型旅游客車底盤的總布置，提高品質、性能和經濟性。給駕駛員帶來可靠的操縱性、安全性，給乘員帶來乘坐的舒適性。在這次長達兩月的畢業設計中，使我對旅游客車的底盤總布置有了更進一步的認識，鞏固了理論知識，達到了學以致用的目的。關

15、鍵詞：中型旅游客車，底盤總布置，動力性，燃油經濟性2010 屆車輛工程畢業設計（論文）IABSTRACTIn recent years, the situation of Chinas flourishing tourism industry appeared, integrated view of the market and all factors: medium-sized tourist bus which has become a popular tourist travel is an important means of transport. So the Huge demand

16、 for medium-sized tour bus chassis made more stringent requirements. The design specification under the social consumption demand , from reality , full considering of the overall vehicle shape to achieve the overall chassis layout optimization. By reasonable choice of chassis in the form of the asse

17、mbly on the chassis and for a reasonable arrangement to ensure that the assembly of the chassis motor coordination, manipulation light, easy to dismantle and the good proximity and the perfect match with the body in order to achieve good overall performance of the vehicle. Specially focusing on vehi

18、cle power performance and fuel economy checking . With Auto-CAD drawing to reflect the reasonable layout of the chassis . Optimization of medium-sized tourist bus chassis of the general layout, improve quality, performance and economy. To bring reliable driver control, safety, to bring the crew ride

19、 comfort .Up to two months in the graduate design, so I have a further understanding of the general arrangement of the travel bus chassis, to consolidate the theoretical knowledge and apply their knowledge to achieve the objective.KEYWORDS: Medium-sized tourist bus, Chassis layout, Power performance

20、, Fuel economy張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計0第 1 章 汽車型式的選擇汽車的型式是指其軸數、驅動型式、布置型式。由于汽車型式對整車使用性能，外型尺寸、質量軸荷分配和制造成本等影響很大，故在選擇時應綜合考慮上述因素。1.1 軸數汽車的軸數是根據車輛的用途，總質量，使用條件，公路車輛法規和輪胎負荷能力來確定的。根據有關部門規定，公路允許車輛的單后軸負荷為 130kN，雙后軸負荷為 240kN。雙軸汽車前后軸總負荷一般不大于 190kN。當汽車的總質量不大于 19t 時，一般采用兩軸式；當汽車的總質量大于 19t 小于 26t 時，一般采用三軸式；當汽車的總質量超過 26t 時，

21、一般采用四軸式。根據以上要求，本車應采用兩軸式。1.2 驅動形式汽車的用途、總質量和對通過性能的要求等，是影響驅動形式的主要因素。汽車的驅動形式有 42、44、62、64、66、84、88 等，其中前一位數字表示汽車車輪總數，后一位數字表示汽車驅動輪數。乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡單、制造成本低的 42 驅動形式。故在本車設計中采用 42 驅動形式。1.3 汽車布置型式的選擇汽車的布置形式是指動力裝置、驅動橋、上裝部分和車身（或駕駛室）的相互關系和布置特點而言。汽車的使用性能除了取決于整車和總成的有關參數以外，其布置形式對使用性能也有重要影響。根據微客發動機和驅動橋二者的不同位置關

22、系，其布置形式主要有三種：1、發動機前置后橋驅動（FR）。2、發動機后置后橋驅動（RR）。3、發動機中置后橋驅動（MR）。三種布置形式均有各自的優缺點。考慮到微客車廂內面積的利用率，以及客貨兩用的功能，采用發動機中置后驅動布置形式。此方案的發動機布置在地板下方，在前軸和后橋之間。這種布置形式的優點是：軸荷分配合理；傳動軸的長度短；車廂內面積利用最好，并且布置座椅不會受發動機限制；乘客車門能布置在前軸之前，以利于實現單人管理。此方案的缺點是：發動機必須用水平對置式，因布置在地板下部，給檢修發動機2010 屆車輛工程畢業設計（論文）1帶來困難；駕駛員不容易發現發動機故障；發動機在熱帶的冷卻條件和在

23、寒帶的保溫條件不好；發動機的工作噪聲、氣味兒、熱量和振動均能傳入車廂內，影響乘坐舒適性；動力總成的操縱機構復雜。 第 2 章 汽車主要參數的選擇2.1 主要尺寸參數的選擇2.1.1 外廓尺寸的確定汽車的外廓尺寸包括總長、總寬、總高。它們根據汽車的類型、用途、承載量、張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計2道路條件、結構選型與布置以及有關標準、法規限制等因素來確定。在滿足使用要求的前提下應該力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車質量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經濟性和機動性。GB1589-79 對汽車外廓尺寸界限作了規定，限制尺寸為：總高不大于 4 米，總寬（不包括后視鏡）不大于 2.5 米，總長

24、：大客車不大于 12 米。參考同類車型，初步選定：總長=4110mm，總寬=1690mm，總高=1930mm。2.1.2 軸距 L 的選擇軸距定義為汽車前軸中心至后軸中心的距離。軸距 L 的選擇對整車其它尺寸、質量參數和使用性能有影響。軸距短一些，微客總長、質量、最小轉彎半徑和縱向通過性就小些。但軸距過短會帶來一些問題，如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角振動過大；汽車加速、制動或上坡時軸荷轉移過大而導致其制動性和操縱穩定性變差；萬向節傳動的夾角過大等問題。因此，在選擇軸距時要綜合考慮各種因素，在滿足所設計的汽車車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設計得盡量短一

25、些。參考同類車型，初選軸距 L=2605mm。2.1.3 前后輪距 B1、B2 的選擇改變汽車輪距 B 會影響車廂或駕駛室內寬，汽車總寬，總質量，側傾剛度，最小轉彎直徑等因素發生變化。增大輪距，隨之而來的是室內寬并有利于增加側傾剛度，汽車橫向穩定性變好；但是此時汽車總寬和總質量增加，并影響最小轉彎直徑變化，并導致汽車的比功率，比轉距指標下降，機動性變壞。在取定的前輪距 B1 范圍內，應能布置下發動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。初步選擇輪距為：B1=1425mm，B2=1435mm。2.1.4 前懸 LF、后懸 LR 的選擇前懸

26、和后懸的尺寸是由總布置最后確定的。前懸處要布置彈簧前支架、車身前部、駕駛室的前支點、保險杠、轉向器等，要有足夠的縱向布置空間。從撞車安全性考慮希望前懸長些，從視野角度考慮又要求前懸短些。因本設計采用的是發動機后置后橋驅動，所以前懸不宜過長，初步選定前懸 LF= 655mm。后懸處要布置發動機、離合器、變速器等，其尺寸主要與軸距及軸荷分配有關，但也不宜過長，以免使離去角過小而引起上下坡時刮地，同時轉彎也不靈活。客車的后懸一般不大于 3.5mm，所以選擇后懸 LR=850mm。2010 屆車輛工程畢業設計（論文）3 2.2 質量參數的確定2.2.1 汽車的裝載量Gm微客的裝載量即載客量，是指其最多

27、乘坐人數，以座位數來表示。各種車型的裝載量應符合行業產品規劃對各類車裝載量系列的規定。參考同類車型，本車最大座位數為 8。2.2.2 汽車的整備質量0m整車整備質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量。整車整備質量對汽車的成本和使用經濟性均有影響。目前，盡可能減少整車整備質量的目的是通過減輕整備質量增加裝載量或載客量；抵消因滿足安全標準、排氣凈化標準和噪聲標準所帶來的整備質量的增加；節約燃料。減少整車整備質量的措施主要有：采用強度足夠的輕質材料，新設計的車型應使其結構更合理。減少整車整備質量，是從事汽車設計工作中必須遵守的一項重要原則。根據上

28、面估算出=1140kg0m2.2.3 汽車的總質量am汽車的總質量是指已整備完好、整備齊全并按規定載滿客、貨時的汽車質量。除包括汽車的整備質量及裝載量外，載貨汽車還應計入駕駛室坐滿人的質量，轎0mGm車和長途客車還應計入行李的質量，如有附加設備還應考慮附加設備的質量，BmFm每人按 65kg 計，城市客車不用計入行李質量。 式(2.1)065ammnn為包括駕駛員在內的載客數；為行李系數，取最大值 15。n每人按 65kg 計，行李質量：長途客車按每人 1015kg 計本車總質量為 1840kg。am2.2.4 質量系數0m質量系數是指汽車裝載質量與整車整備質量的比值，即。該系0m0mGm0m

29、數反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結構和制造工藝越0m先進。張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計4在參考同類型汽車選定以后，可根據任務書中給定的值計算出質量系數0mGm=865/1140=45.6%0m2.2.5 軸荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態下，各車軸對支承平面的垂直載荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的使用性能有影響。從輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的載荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的載荷，而從動軸載荷可以適當減少；為了保證汽車有良好的操縱穩定性，轉向軸的載荷不應過小。汽車

30、的發動機位置與驅動形式不同，對軸荷分配有顯著影響。參考汽車設計教材，綜合分析確定該微客軸荷分配：空載時，前軸 40%，后軸60%；滿載時，前軸 50%，后軸 50%。2.3 汽車性能參數的確定2.3.1 動力性參數的選擇汽車的動力性參數主要有直接檔最大動力因數和 I 檔最大動力因數、0maxDmaxD最高車速、加速時間 、汽車的比功率和比轉矩等。maxaVtbPbT1. 直接檔 最大動力因數0maxD直接檔最大動力因數 標志著汽車用直接檔行駛時克服道路阻力的能力和加0maxD速能力。因此，是評價汽車動力性能的重要指標。的選擇主要是根據對汽0maxD0maxD車加速性與燃料經濟性的要求，以及汽車

31、的類型、用途和道路條件而異。加速性要求高， 則值較大， 而為了節省燃料， 則值較小。中型客車的0maxD0maxD多在 0.040.06 范圍內。客車的值是隨著其總質量的增大而減小，但0maxD0maxD豪華型客車應比普通型客車的值要大一些。參考同類同級客車，初步選定 0maxD。0max0.06D2. I 檔最大動力因數的選擇maxDI 檔最大動力因數直接影響著汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力以maxD及起步并連續換檔時的加速能力。它和汽車總質量的關系不明顯，而主要根據所要求2010 屆車輛工程畢業設計（論文）5的最大爬坡度和附著條件來選擇。對于公路用車，多在 0.300.38。參考同

32、類maxD同級客車，初選定。max0.35D3. 最高車速的確定maxaV是指汽車在水平良好的路面上滿載行駛時所能達到的最高車速。隨著汽車性maxaV能特別是安全性能的提高以及我國公路路面的改善、高速公路的發展，汽車的最高車速普遍有所提高。選擇時應考慮汽車的類型、用途、道路條件、具備的安全條件和發動機功率的大小等，并以汽車行駛的功率平衡為依據來確定。汽車最高車速不宜過高，否則不僅費油而且不夠安全。鑒于旅游客車的用途、道路條件，初定為。max110/aVkm h4. 汽車的比功率和比轉矩的選擇bT這兩個參數分別表示發動機最大功率和最大轉矩與汽車總質量之比。比功率是評價汽車動力性能如速度性能和加速

33、性能的綜合指標，比轉矩則反映了汽車的牽引能力。汽車動力性參數范圍見表 2-1：表 2-1 汽車動力性參數汽車類別最高車速maxav1()km h比功率1()bp kw t比轉矩1()bT N m t1.0V 1101503060501101.01.6V1201703565801101.62.5V1301904070901302.54.0V1402305080120140乘用車發動機排量/VL4.0V 160280601101001801.8am 162830441.86.0am80135152538446.014.0am10203347 貨車最大總質量/amt14.0am 7512062029

34、503.5aL 851203.57.0aL1001607.010.0aL95140客車車輛總長/aLm10.0aL 85120張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計65. 加速時間t汽車由起步并換檔加速到一定車速的時間，稱為“0”的換檔時間。而在avav直接檔下由車速為 20km/h 加速到某一車速(km/h)的時間，稱為“20”的直接avav檔加速時間，它們均為衡量汽車加速性能和動力性能的重要指標。國外也有用起步并換檔加速行駛到某一距離所花費的時間來衡量汽車的加速性能的。國標 GB/T1254390 給出了汽車加速性能試驗方法。2.3.2 最小轉彎直徑汽車的最小轉彎半徑是評價汽車機動性的主要參數

35、。是指當轉向盤轉至minRminR極限位置時由轉向中心至前外輪接地中心的距離，它反映了汽車通過小曲率半徑彎曲道路的能力和在狹窄路面上或場地上調頭的能力。其值與汽車的軸距、輪距及轉向車輪的最大轉角等有關，且應根據汽車的類型、用途、道路條件、結構條件特點及軸距等尺寸來選取，本設計中最小轉彎半徑為 9m。2.3.3 汽車通過性幾何參數汽車的通過性是指它能以足夠高的平均車速通過各種壞路和無路地帶和克服各種障礙的能力。在中設計要確定的通過性幾何參數有：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視車型和用途而異，其范圍見21表 2-2：表 2-2 各類汽車通過性參數汽車類

36、型最小離地間隙(m)接近角()離去角()縱向通過半徑(m)微型、普通級0.120.1835轎車中級、中高級、高級0.130.202030152358輕型0.180.22820客車中型、大型0.240.29124092059輕型0.180.2224貨車中型、重型0.220.302560254547礦用自卸汽車0.322010 屆車輛工程畢業設計（論文）7越野汽車0.260.37366035481.93.6 參考表 2-2 及同類同級客車，最小離地間隙的在選定前后橋后確定為：前橋m，后橋m，縱向通過半徑min0.27hmin0.24h17m2.3.4 汽車操縱穩定性參數1、汽車的操縱穩定性參數汽車

37、操縱穩定性的評價指標較多，其中與底盤總體布置關系密切且應在設計中應予以控制的參數有：（1）轉向特性參數當汽車轉變或受側向風力作用時，由于輪胎的側偏使前、后軸產生相應的側偏角，。其角度差（）為正、負、零時使汽車分別獲得“不足轉向”、“過度1212轉向”和“中性轉向”等特性。為了保證良好的操縱穩定性，希望得到不足轉向特性。通常用汽車以 0.4g 的向心加速度作定圓等速行駛時前、后軸的側偏角之差（）12作為評價轉向特性的參數，希望它是一個較小的正角度值。（2）車身側傾角當汽車以 0.4g 的向心加速度作定圓等速度行駛時，其車身側傾角在之內為好，3最大不得超過。7（3）制動點頭角汽車以 0.4g 的減

38、速度制動時的車身點頭角應不大于，否則將影響乘坐舒適性。1.5國標 GB632386 給出了汽車操縱穩定性的試驗方法。2、 汽車的行駛平順性參數汽車的行駛平順性通常以車身的垂向振動參數來評價，如車身的垂向振動加速度、自由振動固有頻率、振幅以及人車振動系統的響應特性等。在設計時，通常應給出前后懸架的偏頻角或靜撓度、動撓度以及車身振動加速度等參數值作為設計要求。前、后懸架的偏頻角與應接近且應使略高于，以免發生較大的車身縱向角振動。1n2n2n1n表為各類汽車的偏頻值和靜、動撓度值的一般范圍。對于舒適性要求高的汽車的偏頻值取低限。對于前、后懸架的靜撓度值和的匹配，推薦取 式(2.2)21(0.8 0.

39、9)ccff張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計83、 汽車的制動性參數常以制動距離、制動減速度和制動踏板力作為汽車制動性能的主要設計指標和評價參數。制動距離是指在良好的試驗跑道上和規定的車速下，緊急制動時制動踏板起到完全停車的距離。我國通常以車速為 30km/h 和 50km/h 時的最小制動距離來評比不同車型的制動效能。常以制動距離、制動減速度和制動踏板力作為汽車制動tsmaxj性能的主要設計指標和評價參數。本設計以30車速下的最小制動距離作/km hts為設計制動性能 的指標。由于對制動性能的分析要通過汽車的路面試驗才能進行，因此對制動性的計算分析在這里不做具體說明。與同車型類似，暫時取。

40、ts10m2010 屆車輛工程畢業設計（論文）9第 3 章 底盤各分總成的選擇3.1 發動機的選擇發動機是汽車的動力之源，其選型及布置對汽車的許多性能都有影響，尤其對汽車的動力性、燃料經濟性、使用的可靠性與耐久性、維修的方便性以及制造成本與市場競爭力等都有直接的影響。到目前為止，世界上絕大多數的汽車都采用往復式活塞內燃機，其中絕大多數的客車采用的都是柴油機。近二三十年來在極少數汽車上采用了轉子發動機、燃氣輪機、高能蓄電池和電動機等動力裝置。為消除污染以蓄電池為能源的電動汽車受到各國的重視，被列為發展方向并在加緊研制當地時間中。但從目前的情況來看，在相當長的時期內，往復式內燃機仍將是汽車發動機的

41、主要型式。與汽油機相比，柴油機具有油耗低、燃料經濟性好、無點火系統故障少、工作可靠，耐久性好、壽命長，排氣污染較低和防火安全性好等優點。但一般柴油機的振動及噪聲較大，且輪廓尺寸及質量也較大，造價較高，起動較困難并易冒黑煙。近年來，由于柴油機在產品設計和制造工藝方面的不斷完善，其上述缺點已得到較好的克服，較大馬力、高轉速、低噪聲小型化且運轉平穩的柴油機的研制開發成功，使裝柴油機的客車日益增多。按氣缸排列型式，發動機有直列、水平對置和 V 型等型式。按冷卻方式，發動機又有水冷和風冷式之分。3.1.1 發動機的計算 式(3.1)3maxmaxmax1360076140atDeaaTm gfC Ap式

42、中：為發動機最大功率；maxeP為傳動系效率，對驅動橋用單級主減速器的汽車可取為 90%；T為汽車總質量；amg 為重力加速度；張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計10為滾動阻力系數，對乘用車 f=0.016510.01(Va50)，用代入。tfavmaxav為空氣阻力系數，客車取 0.600.70；A 為汽車正面投影面積。DC初步選定最高車速；總質量=12200 kg；重力加速度 g= max110/aVkm ham9.8m/s2;滾動阻力系數 f： 當 Va50Km/h 時,f=0.0165;Va50Km/h 時,f=0.016510.01(Va50) 式(3.2)代入已知數據得：，0.01

43、65 1 0.01 (11050)0.02665f 迎風面積： 式(3.3)11.02AHB式中:H汽車的總高(m) 前輪距（m）1B21.02 3.45 1.9006.6861Am將各數值代入式 3.1 得312200 9.8 0.026650.6 6.68611max0.9360076140(110110 )161.54ePkw3.1.2 發動機的選型隨著科學技術水平的飛速發展，近年來對旅游客車的動力性要求也越來越高了 ，這就要求有一個強有力的心臟做支撐，玉柴作為國內有名的柴油發動機生產廠家，生產的一系列柴油發動機具有燃燒效率高、低油耗、排放好和動力性好等很多的優勢。為了滿足旅游客車如今的

44、高要求，玉柴正與時俱進，著力研發了高性能的客車發動機。通過以上計算，選定發動機型號為 YC6J220-40，其主要性能指標如表 3-1 所示:機型簡介： YC6J 系列柴油機是消化吸收德國 FEV 公司咨詢成果而開發的新型產品。全部零件采用 UG 軟件進行三維設計，整機緊湊性大幅提高。國、國機型采用德國 BOSCH電控高壓共軌技術，可提供最高達 1600bar 的噴射壓力，燃燒效率高、低油耗、排放好。2010 屆車輛工程畢業設計（論文）11運用計算機軟件對發動機進行性能模擬計算、燃燒分析，從而改善燃燒，使性能完全滿足設計要求。 應用有限元軟件進行嚴格的受力變形分析，對氣缸體、曲軸、連桿以及活塞

45、進行了重大的結構設計改進，大幅提高零部件性能，最大限度的減少變形，滿足了高功率和低排放的要求。 氣缸套采用了與國外技術水平同步的平臺網紋技術。 活塞帶內冷油道，降低了活塞的溫度，使活塞工作強度大大提高，從而具有更高的可靠性。 活塞環采用柔性設計技術。 采用 Holset（霍爾塞特）公司升級換代的 HX40W 型增壓器，效率高、壽命長。 滿足國、國、國排放標準。 表 3-1 YC6J220-40 發動機性能指標發動機型號YC6J220-40燃料類型柴油型式立式、直列、水冷、四沖程、直噴最大功率轉速kw/（r/min）162/2500最大扭矩轉速 N.m/(r/min)800/1200-1700排

46、量（L）6.5全負荷最低燃油耗(g/kW.h)200噪聲（ISO 3744）dB(A)95排放(TAS)國適配車型 8.5-11 米客車 張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計12圖 3-1 YC6J220-40 發動機3.2 離合器3.2.1 離合器的離合器的功用功用離合器位于傳動系的始端，用來接合和分離發動機與傳動系，以保證汽車起步時將發動機與傳動系平順接合，使汽車平穩起步；當變速器換檔時能迅速、徹底地將發動機與傳動系分離以減少有級變速器的齒輪沖擊以便于換檔。當傳給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大力矩（即離合器的最大摩擦力矩）時，其主、從動部分將產生相對滑磨。這樣，離合器就起到了保護傳動系防止

47、其過載的作用。3.2.2 離合器的分類離合器有摩擦式離合器、液力耦合器和電磁式離合器。摩擦式離合器是借助接觸面之間的摩擦作用來傳遞轉矩的。液力耦合器是利用液體作為傳動的介質；而電磁式離合器則是用電磁力來傳遞轉矩。目前，汽車上廣泛采用的是以彈簧壓緊的摩擦式離合器。現代汽車摩擦式離合器的典型結構型式是單片干式或雙片干式。單片干式摩擦離合器結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，2010 屆車輛工程畢業設計（論文）13采用軸向有彈性的從動盤時也能夠接合平順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發動機轉矩不大于1000N.m的大型客車和重型貨車上也有所推

48、廣。雙片干式摩擦離合器與單片式相比，由于摩擦面增多使傳遞轉矩的能力增大，接合也更加平順；在傳遞相同轉矩的情況下，其徑向尺寸較小，踏板力也較小。但軸向尺寸加大且結構復雜；分離行程大，調整不當分離也不易徹底；從動件轉動慣量大易使換檔困難。僅用于轉矩大且徑向尺寸受到限制時。根據壓緊彈簧的型式及布置，離合器分為：周置彈簧離合器、中央彈簧離合器、膜片彈簧離合器和斜置彈簧離合器。 膜片彈簧離合器具有較多的優點：首先，膜片彈簧具有非線性特性，當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便。其次，膜片彈簧的壓力不受離心力的影響，性能穩定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓

49、緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸。由于膜片彈簧具有以上優點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷提高，因而在轎車及微、輕型客車上已得到廣泛的采用，并逐漸擴展到載貨汽車上。但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。離合器操縱機構分為機械式、液壓式、氣壓式和自動操縱機構四種。機械式桿系傳動機構結構簡單、制造容易、工作可靠，廣泛用于各種類型的汽車上。但其質量和摩擦損耗都較大，傳動效率低；發動機的振動和車架的變形都會影響其正常工作。當離合器遠距離操縱時，則桿系的結構復雜、布置困難，踏板的自由行程將加大，剛度和可靠性都會降低。且鋼索傳動壽命較短，

50、傳動效率也不高，僅用于某些輕型轎車中。液壓式操縱機構具有以下優點：摩擦阻力小，傳動效率高，質量小，布置方便，接合柔和，車架和車身的變形不會影響其正常工作，系統剛度好有利于減小踏板自由行程，也便于遠距離操縱。它不僅廣泛用于、輕、中型客車及貨車上，而且在大客車和重型貨車上的應用也日益增多，但須加裝助力器。氣壓式助力器多用于大型客車和重型貨車上，并與離合器液壓式操縱機構組合，以便減小離合器踏板力。3.2.3 離合器的選擇為了減小操縱離合器的踏板力，離合器采用液壓操縱,液壓油從油杯通過進油管將油輸送至離合器工作缸。當踏下離合器踏板時，離合器工作缸產生油壓,油壓推動活塞,活塞推動杠桿。最后，杠桿推動分離

51、軸承，實現了離合器的分離動作。本車設張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計14計采用單片干式、膜片彈簧離合器，摩擦片外徑：350mm，為液壓遠距離操縱，帶有氣壓伺服助力器。其中推式膜片彈簧離合器與傳統的周布螺旋離合器相比，具有的優點如下：（1）結構簡單，軸向尺寸小，質量小，便于在有限的空間內布置；（2）在從動盤摩擦片磨損后，仍可保持一定的扭矩容量，還能可靠的工作；（3）操縱輕便；（4）摩擦片接觸良好，磨損均勻，提高了摩擦片的使用壽命；（5）在軸向尺寸相同時，膜片彈簧離合器可使用質量較大而形狀旋轉對稱又較一致的壓盤，這樣可保證有足夠的熱容量，易于實現良好的散熱通風；（6）膜片彈簧離合器是一種對稱零件

52、，壓盤形狀也較對稱，平衡性好，在高速下壓緊力降低很小，試驗證明，在 5000r/min 時膜片彈簧離合器的壓緊力降低了 5.35%,而周布螺旋離合器卻降低了 11；（7）膜片彈簧離合器更便于采用新型的鋼帶驅動方式（周向或徑向布置），分離遲滯小，噪聲小；而拉式膜片彈簧離合器除具有推式優點外，還具有以下優點：（1）零件數更少，結構更簡化，軸向尺寸更小，質量更小；（2）由于拉式膜片彈簧離合器是以中部而不是大端（如推式）與壓盤相比。因此在同樣壓盤尺寸時，可采用直徑較大的膜片彈簧，從而提高了離合器的轉矩容量；（3）分離杠桿比較大，踏板操縱力可減少 2530；（4）膜片彈簧大端所受支撐環的支反力方向始終不

53、變。因此當磨損后，膜片彈簧與支撐環始終保持接觸而無間隙，無推式膜片彈簧離合器弊端；（5）拉式膜片彈簧離合器的壓盤可以做的較厚，熱容量較大，散熱條件較好，所以壽命更長；（6）汽車裝有不帶同步器的變速器時，為了便于換檔，需要有離合器小制動裝置，拉式膜片彈簧離合器特別適用于此結構。本車選用型號：CA151適用車型：全系列，最大傳遞扭矩在 6001500N/m產地：江陰市長江汽車離合器有限公司（該公司為專業生產汽車離合器從動盤及壓盤總成企業，并通過了 ISO9001：2000 版質量管理體系認證，主要產有紅巖、金龍、斯太爾、道依茨、康明斯、東風、解放、D6114、6CT 和九平柴等大中型汽車離合器總成

54、系列。產品通過濟南汽車質量監督檢驗鑒定試驗所和中國汽車技術質量檢測中心鑒2010 屆車輛工程畢業設計（論文）15定。面向全國，并為各汽車制造廠專業設計、制造各種特種離合器壓盤、從動盤總成。從動盤面片采用優質的石棉纏繞片和無石棉兩種，具有耐磨、耐高溫等優點，鋼片和上下壓板都是經過碳氮共滲，具有硬度高，彈性強、機械性能好等特點。并開發了銅基摩擦片、陶瓷鐵基摩擦片，使從動盤質量達到國內先進水平。螺旋式彈簧壓盤總成中的離合器蓋和壓盤鑄件采用 6003 球母鑄鐵，膜片式彈簧壓盤總成中，壓蓋采用寶鋼 SPHE 深沖優質鋼板壓制而成，膜片彈簧采用國內外 CrMnVA 優質彈簧鋼板，經過高頻淬火處理，出廠前經

55、過壓盤總成綜合性能測試機嚴格測試合格后出廠。離合器總成質量內控標準都高于 QCT25-92 國家標準，具有強度強、穩定性好、耐磨、使用壽命長等優點，并同金龍亞星客車配套，產品質量可靠，價格合理，在市場上享有較高的信譽。）CA151 離合器見下圖 3-2：圖 3-2 CA151 離合器3.3 變速器變速器用于轉變發動機的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速為的不同要求的需要。用變速器轉變發動機轉矩、轉速的必要性在于內燃機轉矩轉速變化特性的特點是具有相對小的對外部載荷改變的適應性。發動機的適應性系數是其最大轉矩與最大功率下轉矩之比，內燃

56、機車的適應性系數為 1.151.25。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設計要求：1、正確選擇變速器的檔位數和傳動比，使之與發動參數進行優化匹配，以保證張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計16汽車具有良好的動力性與經濟性；2、設置空檔以保證汽車在必要時能將發動機與傳動系長時間分離；設置倒檔使汽車可以倒退行駛；3、操縱簡單、方便、迅速、省力；4、傳動效率高，工作平穩、無噪聲；5、體小、質輕、承載能力強，工作可靠；6、制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；7、貫徹零件標準化、部件通用化及產品系列化等設計要求，遵守有關標準規定；8、需要時應設置動力輸出裝置。3.3.1 變速器的計算

57、（1）主減速比 i0的確定主減速比對主減速器結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及變速器處于最高檔位時的動力性和燃油經濟性都有直接的影響。對于具有很大儲備功率的旅游客車來說，在給合發動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的i0 應按式3.2來計算： 式(3.4)0max0.377rpagr nivi式中：rr 輪胎的滾動半徑；變速器的最高檔傳動比；1gi這里為計算方便暫取變速器的最高檔為直接檔，即1，但實際有超速檔（速1gi比為0.70.8），所以實際取值可取得比計算結果大10%20%。車輪的工作半徑可由試驗直接測得,亦可用下列近似公式估算：rr=0.0254d/2b(1-)(m) 式(3.5)本設計

58、選用的輪胎規格為11R22.5，式中:d輪輞直徑,22.5in；b輪胎寬度，11in。注：（1in=25.4mm）-輪胎變形系數.在硬路面上滿載的汽車,對于標準輪胎和寬斷面輪胎來說, 可取為 0.1-0.16;對于超低壓拱形輪胎, 可大到 0.2-0.3.介于 0.10.3 之間，權衡取=0.2代入以上數據即有：2010 屆車輛工程畢業設計（論文）17rr =0.025422.5/211(1-0.2)= 0.5093(m)=2600r/min；pn將已知數據代入計算：00.5093 26000.3774.539110 1i結合同類車型的及計算結果，則實際值取為 4.857。（2） 變速器傳動比

59、的確定選擇最低檔傳動比時，應根據客車最大爬坡度，驅動車輪與路面的附著力以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合考慮確定。根據已選發動機可知最低轉速n=1200 r/min1） 由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比為： 式(3.6)max1max 0TrgemgriTi汽車總質量，12200kg；amg重力加速度，g=9.8m/s2；初定最大爬坡度28% ；tgmax道路最大阻力系數，本設計=f+i=0.02665+0.28=0.307maxrr 驅動車輪的滾動半徑，0.5093m；Temax發動機最大轉矩800N.m；主減速比為4.857；0iT傳動系的傳動效率，取0.9 ；將已知數據代入計算得：

60、112200 9.8 0.307 0.50935.385800 4.857 0.9gi2)根據驅動車輪與路面的附著條件變速器一檔傳動比為： 式(3.7)21max 0rgeTGriTi其中：G2汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給路面的載荷, =8200kg9.8m/s22G道路附著系數，取 0.5 ；其它參數同上將已知數據代入計算得：8200 9.8 0.5093 0.55.852800 4.857 0.9gIi張賢斌：中型旅游客車底盤總布置設計18即：5.385gIi5.8523.3.2 變速器的選型綜合以上因素，選擇變速器型式為 S5-80(QJ805)同步器型變速器。產品簡介：S5-80(