喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 摘要 本設計根據(jù)社會消費需求，從實際出發(fā)，充分考慮汽車整體外形來實現(xiàn)底盤總布置的設計實現(xiàn)最優(yōu)化，實現(xiàn)車身骨架的設計優(yōu)化，對公交客車的形式和主要參數(shù)進行選擇，并對底盤各總成包括發(fā)動機、變速箱、離合器、前橋、驅動橋、懸架系統(tǒng)、傳向系統(tǒng)等進行選型。同時也做了汽車的動力性，燃油經濟性的分析。設計車身骨架以及底盤車架并校核其強度和剛度?；赟iemens NX 建立車身骨架和底盤車架的三位模型，并對底盤骨架做靜態(tài)有限元分析以及模態(tài)分析。通過對車架有限元模型進行無約束的自由模態(tài)分析，驗證了車架本身結構的合理性。 關鍵詞：公交客車；車架設計；有限元；模態(tài)分析 Abstract The design is based on the actual needs of the society, starting from the actual conditions, fully considering the overall shape of the car to achieve optimal design and implementation of the chassis layout, optimizing the design of the car body skeleton, selecting the form and main parameters of the bus, and selecting the main parameters of the bus. It includes engines, gearboxes, clutches, front axles, drive axles, suspension systems, transmission systems, and so on. At the same time, it also analyzed the dynamic nature of the car and the fuel economy. Design the body frame and chassis frame and check its strength and stiffness. Based on Siemens NX, a three-dimensional model of the body frame and chassis frame was established, and static finite element analysis and modal analysis were performed on the chassis skeleton. Through the unconstrained free modal analysis of the frame finite element model, the rationality of the frame itself is verified. Key words: bus; frame design; finite element; modal analysis I 目錄 前言 1 1 汽車形式的選擇 2 1.1汽車的軸數(shù) 2 1.2汽車的驅動形式 2 1.3 汽車布置形式的選擇 3 2 汽車主要參數(shù)的選擇 4 2.1 汽車主要尺寸參數(shù)的選擇 4 2.1.1外廓尺寸 4 2.1.2 軸距L的選擇 4 2.1.3前后輪距B1、B2的選擇 4 2.1.4 前懸、后懸的確定 5 2.2 質量參數(shù)的確定 5 2.2.1 汽車的轉載質量和載客量 5 2.2.2 汽車的整備質量m0的估算 5 2.2.3 汽車的總質量ma的確定 5 2.2.4 汽車的軸荷分配 6 2.3 汽車主要性能參數(shù)的選擇 6 2.3.1 動力性參數(shù)的選擇 6 2.3.2 最小轉彎直徑 7 2.3.3 汽車通過性幾何參數(shù) 7 2.3.4 汽車操作穩(wěn)定性參數(shù) 7 2.3.5 汽車的制動性參數(shù) 8 3 底盤各總成的選擇 8 3.1 發(fā)動機的選擇 8 3.1.1 發(fā)動機的計算 8 3.1.2 發(fā)動機的選型 9 3.2 離合器 11 3.2.1 離合器的功用 11 3.2.2 離合器的分類 11 3.2.3 離合器的選擇 11 3.3 變速器 12 3.3.1 變速器的計算 12 3.3.2 變速器的選型 14 3.4 發(fā)動機與離合器及變速器的布置 16 3.5 前橋 16 3.6 驅動橋 17 3.7 萬向節(jié)傳動裝置 18 3.8 車架 18 3.9 懸架系統(tǒng) 19 3.10 轉向系統(tǒng) 20 3.10.1 設計轉向系應滿足的要求 20 3.10.2 轉向器 20 3.11 制動系 21 3.11.1 制動防抱死系統(tǒng)（ABS） 22 3.11.2 制動器的選擇 22 3.12 車輪及輪胎 22 3.12.1 車輪與輪胎的功用 22 3.12.2 車輪與輪胎的選擇 22 4 性能分析 24 4.1 汽車的動力性 24 4.1.1 最高車速的計算 24 4.1.2 最大爬坡度的計算 27 4.1.3 動力特性的計算 27 4.2 汽車的燃油經濟性 29 5 車身骨架結構尺寸的確定 31 5.1 骨架設計依據(jù) 31 5.1.1 設計原則 31 5.1.2 主要技術參數(shù) 31 5.1.3 車身骨架材料 32 5.2 骨架結構設計分析 32 5.2.1 左右側圍骨架結構設計分析 32 5.2.2 頂蓋骨架結構分析 34 5.2.3 前圍骨架結構分析 35 5.2.4 后圍骨架結構分析 36 6 車身骨架強度計算分析 37 6.1 車身結構受載分析 37 6.2 車身骨架強度計算 37 7 車身骨架三維建模 46 8 底盤靜力學分析 46 8.1 底盤幾何模型的建立 46 8.2 底盤有限元模型的建立 47 8.2.1 模型單位制 47 8.2.2 網格的劃分 47 8.2.3 載荷 48 8.3 底盤靜力分析 49 8.3.1 滿載彎曲工況 49 8.3.2 滿載扭轉工況 51 9 底盤自由模態(tài)分析 52 10 經濟性分析 59 11 結論 60 致謝 62 前言 1 城市公交車市場的需求與發(fā)展 隨著經濟的發(fā)展和能源的消耗，我國早已經開始布局綠色出行的計劃。電動車，新能源車現(xiàn)在已經開始要遍布大街小巷。這其中城市公交車在城市已經鄉(xiāng)鎮(zhèn)起著相當重的作用，極大的緩解了交通擁擠的情況，也大大減緩能源的消耗速度。與此同時，公交車的設計制造技術越來越發(fā)達，向著高效、節(jié)能、快節(jié)奏、舒適、甚至豪華的方向發(fā)展。經濟的發(fā)展，能源的消耗也是間接的促進了公交車的發(fā)展，反過來公交車的大量運用也大大的減緩的能源的消耗。而且公交車也在向著中大型，尺寸更大的方向發(fā)展，提高汽車的燃油經濟性。 2 國內城市公交客車的發(fā)展及現(xiàn)狀 近些年來，公交車核心市場是純電動客車已經是無法動搖的地位了，我國新能源汽車的發(fā)展起點就在公交車，經過多年的努力，我國在混合動力的公交車的研發(fā)制造做出了不少的花銷。公交測發(fā)展離不開中央政府的大力支持；公交車整車質量的輕量化設計以及各種相關的設施的跟進。以前中國在汽車的技術上是落后者，而現(xiàn)在中國在技術上后來者，在傳統(tǒng)汽車技術上與汽車強國差距還是太大。中國實施了對外開放的國策，世界上的所有汽車廠的涌入，與中國的客車廠合資辦廠，于是中國出現(xiàn)了高檔的客車。但是最終由于中國客車企業(yè)與外方合資廠商在文化上的差異，最后都是不歡而散。但是中國客車學到了外國客車的先進的技術，出現(xiàn)了全承載式客車。然后，我國就發(fā)展了新能源客車，就再也沒有外國客車合資過來了。因為現(xiàn)如今我國的傳統(tǒng)客車已經是世界上最先進的了，并且向著“電動化、全球化、高端化”轉型。 1 汽車形式的選擇 形式不同的汽車，大部分體現(xiàn)在軸數(shù)，布置形式和驅動形式上的差別。由于汽車形式對整車的各種性能（包括操控性能和穩(wěn)定性能等）、軸荷分配、外廓尺寸和整車設計制造成本的影響很大，因此在設計汽車時應綜合考慮以上所有因素。 1.1汽車的軸數(shù) 汽車的軸數(shù)分為很多種，有兩軸式、三軸式、四軸式等等。其中，汽車總質量、道路法律、汽車結構、軸荷縣制以及輪胎的負合能力都會影響汽車軸數(shù)的選取。 隨著設計汽車裝載能力的提升，汽車的總質量和整車整備質量也越來越大。在汽車軸數(shù)不改變的前提下，使得汽車對道路的負荷增大。為了延長道路的使用壽命，保證道路的行駛安全，相關部門做出有關規(guī)定，公路所允許車輛的單后軸最大承載質量為130kN，雙后軸最大承載質量為240kN。兩軸汽車最大總質量一般不大于190kN。倘若汽車的總體質量不超過19t時，一般就多采用兩軸式；倘若汽車的總體質量超過19t未超過26t時，一般就常采用三軸式；但是汽車的總質量已經大于26t時，一般就多采用四軸式。這一次的設計估算汽車總質量不超過18t，因此本次設計選擇兩軸式。 1.2汽車的驅動形式 汽車驅動形式根據(jù)汽車行駛路況以及汽車總體載荷的不同分成很多種，包括4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等等，前邊一位數(shù)字表示汽車的總輪數(shù)，后邊的一位數(shù)字表示汽車的驅動車輪總數(shù)。例如：6×2就表示該汽車總共有6個車輪，其中有兩個車輪作為驅動輪。影響汽車驅動形式的選擇主要有汽車的主要用途、總體質量和對車輛通過性能的要求等。驅動輪越多，車輛的通過能力就越大，但也同時會使得汽車底盤結構更繁雜，隨之就是使得汽車成本以及質量增加。乘用車和總質量較小的商用車，大多是采取制造成本便宜、結構形式簡單的4×2驅動形式?？傎|量在20~27t的公路運輸車，常采用6×2或者6×4驅動形式。而對于用于越野的汽車，為提高其通能力性，則可采用4×4、6×6、8×8的全輪驅動形式。 本車主要行駛在城市中，對通過性要求不是很高，但是要求承載能力要強。因此該車的設計選取 6×2驅動形式，這種形式結構單一，汽車承載能力強，制造成本低。適合本車的設計。 1.3 汽車布置形式的選擇 汽車的布置形式是指動力裝置（發(fā)動機和電動機等）、驅動橋、底盤和車身的相互位置關系。汽車的性能（包括操控性和燃料經濟性等）既有整車的相關參數(shù)決定也有各總成參數(shù)有關系，還有就是它的布置形式對使用性能也是有著相當大的影響。根據(jù)客車驅動橋、變速箱和發(fā)動機三者的不同布置關系，客車布置形式主要分成三種：1、發(fā)動機前置后橋驅動（Front-engine,Rear-drive）。2、發(fā)動機后置后橋驅動（Rear-engine,Rear-drive）。3、發(fā)動機中置后橋驅動（Middle-engine,Rear-drive）。三種布置形式均有各自的優(yōu)缺點。 作為城市大型公交客車，乘客流動性大，所以要求地板高度盡量降低，并且在城市行駛的各種路況中，對駕駛員的駕駛技術是一個非常嚴格的考驗，因此，在客車的設計中，要提高駕駛員的駕駛舒適性與可靠的操作性。 本次設計的公交客車采用發(fā)動機后置后橋驅動，其優(yōu)點是：能最大可能產生的減少運行時發(fā)動機的熱量還有發(fā)動機的氣味傳入車箱內，進而減少影響乘客的舒適性，并減少發(fā)動機工作時發(fā)出振動和噪聲對駕駛員以及乘客的影響；發(fā)動機后置方便故障的檢查和維修；整車的軸荷分配也相當合理，很大幅度地改善車廂后部乘客的乘坐舒適性；車廂內部面積利用率高，大幅度減少車廂內部的布置（包括座椅以及扶手的布置）的影響；作為城市公交車需要最大化的車廂空間，因此后橋前方的地板下面也沒有傳動軸，則就是可以很是有效地降低地臺高度，增大車廂面積，方便乘員上車、下車。 2 汽車主要參數(shù)的選擇 汽車的主要參數(shù)主要有尺寸參數(shù)、質量參數(shù)以及汽車性能參數(shù)。 2.1 汽車主要尺寸參數(shù)的選擇 汽車的主要尺寸參數(shù)有外輪廓尺寸、輪距、軸距、前懸、后懸和車廂尺寸等。 2.1.1外廓尺寸 汽車的外廓尺寸包括長、寬、高。外廓尺寸是由汽車的各種類型、主要用途、設計承載量、路況、車輛的結構選型與布置形式以及有關規(guī)定和標準標準、有關法規(guī)限制等等因素來確定。在能夠滿足正常使用要求的前提之下應該盡可能的縮減汽車的外廓尺寸，進而可以大大減小汽車總體質量，降低生產制造研發(fā)。GB1595-1995對汽車外的廓尺寸界限作出了規(guī)定，限制尺寸：總高超過4米，總寬（除去后視鏡）不超過2.5米，總體長：整體式客車總體長度不應超過12米。參考這種相同類型的車型，初步選擇是：車體總長度=12500mm，車體總寬度=2550mm，車體總高度=3250mm。 2.1.2 軸距L的選擇 軸距L是會對汽車的整車整備質量、汽車總體長都、汽車最小轉彎半徑和縱向通過性等等參數(shù)有影響。汽車剎車或猛加速時前后軸的軸荷量就會大幅度重新分配，使汽車制動性能變差；車身縱向角激躍會增大，有害車輛行駛的平順性；同時造成萬向節(jié)傳動軸的傳動角加大。 本設計中為城市大型公交客車，在5000~6500范圍內選擇。軸距贏盡量選的長些，以提高載質量，參考同類型車輛，初選軸距L=6200。 2.1.3前后輪距B1、B2的選擇 輪距為相同車橋兩側輪胎胎截面中心面間的距離。輪距B對汽車的總寬、總體質量、橫擺角速度增益、動力性能和燃油的經濟性都有影響。。根據(jù)客車輪距選擇參考數(shù)據(jù)表城市客車和長途客車輪距范圍為1470~2050mm，參考同類型車輛，初選輪距為：B1=2020mm，B2=1880mm。 2.1.4 前懸、后懸的確定 前懸尺寸對車輛通過能力、防碰撞安全能力、駕駛員可觀看面積、前彈性元件長短、上車的便利性還有汽車內外部的造型等都會有影響。大一些的前懸尺寸能夠很大程度上減少在車輛發(fā)生前部碰撞是對車內乘員的撞擊傷害，也有便于選用規(guī)格更大的彈性元件。對平頭汽車而言，前懸的大小還會影響到乘員在前門進出車內的舒適性和便利性。因此這一次的設計大致初選前懸尺寸，應該可以在保證能全部布置好以上提及各個總成、部件的同時盡最大的可能縮減前懸架的尺寸和規(guī)格。 汽車的后懸是汽車后側車輪軸線所在的垂面與依靠在汽車的末端并且垂直于車輛縱向對稱平面的垂面二者之間距離。倘若后懸太長，在爬坡或者下陡坡時極易刮蹭到地面，同時導致轉向角變大，轉向性能受到很大影響，轉向不靈便。所以呢選定前懸2545mm，后懸3235mm。 2.2 質量參數(shù)的確定 2.2.1 汽車的轉載質量和載客量 城市公交車所允許的載客量包括站立乘客數(shù)（約每平方米站立面積為8~10人）和座位數(shù)兩部分。各種車型的裝載量應符合行業(yè)產品規(guī)劃對各類車裝載量系列的規(guī)定。參考同類車型，本車最大座位數(shù)為19座，載客人數(shù)93人（包括站立人數(shù)和駕駛員）。 2.2.2 汽車的整備質量m0的估算 汽車的整備質量說的是汽車要正常工作所要的燃料、潤滑油、工作液（例如冷卻液等）及發(fā)動機冷卻水和設備（維修工具及備胎等）后但并沒有載人和貨物時的總質量。這個指標呢是一個很關鍵的設計指標。 經計算，這一次設計中汽車的整備質量約為11300kg。 2.2.3 汽車的總質量ma的確定 汽車的總質量是指汽車正常工作所需要的燃油、工作有野以及各種設備統(tǒng)統(tǒng)裝備齊全并按規(guī)定乘載滿乘客（包括駕駛員）、貨時的總體質量。汽車的總質量不僅僅包含有汽車的整備質量和裝載量。 (2.1) 為包括車輛駕駛員載客總人數(shù)量；為行李系數(shù)，取最大值15。 每人按65kg計，行李質量：長途客車按每人10~15kg計。 本車總質量為17800kg。 2.2.4 汽車的軸荷分配 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。 所以在布置汽車底盤各總成時就要合理的選擇軸荷分配系數(shù)，以保證汽車的在各種使用條件下所要求的使用性能。 本設計為發(fā)動機后置后輪驅動的乘用車，應滿足的軸荷分配要求為：當汽車在滿載的情況下前軸所要承載的載荷占到整車質量的40%~46%，后軸所要承載的載荷要占到整車質量的54%~60%；而在空載的情況下，前軸承載的載荷占到整車質量的38%~50%。初選：前軸6500kg，后軸11300kg。 2.3 汽車主要性能參數(shù)的選擇 汽車主要性能參數(shù)包括汽車的動力性、經濟性、平順性和操縱穩(wěn)定性參數(shù)等。選擇這些參數(shù)時應考慮汽車的類型、等級以及相應的技術法規(guī)和標準的規(guī)定值。 2.3.1 動力性參數(shù)的選擇 汽車動力性參數(shù)包括最高行駛車速vamax、加速時間t、最大爬坡度imax、比功率Pb和比轉矩Tb等。 1)選擇直接擋和I擋的最大動力因數(shù) 直接檔的最大動力因數(shù)D0max是標志著汽車在使用直接檔高速行駛時所能夠克服道路各種阻力的能力，車輛的加速性的要求高，則D0max就大，可是D0max越大的話，汽車的燃油消耗就會增加，因此為了提高汽車的燃油的經濟性，那么則D0max值較小。大客車的D0max也隨其總長度的增加而下降，在0.04～0.12之間變化。參考同類型同級客車，初步選定D0max=0.08； 2)I檔最大動力因數(shù)D1max的選擇 I擋最大動力因數(shù)D1max表征了汽車的爬坡能力，通過能力和加速能力。它和汽車總體質量的線性或者非線性的關系不明顯，而主要根據(jù)汽車設計及使用時所要求的最大爬坡能力和道路的附著條件決定。對于大型客車，D1max多在0.3～0.38之間。參考同類同級客車，初選定D1max=0.38。 3)最高車速vamax的確定 選擇時應考慮汽車的設計的類型、主要的用途、路面形式路況條件、相關的安全條件和發(fā)動機額定功率等，并根據(jù)汽車行駛的發(fā)動機的功率平衡為來定奪。車輛的最高行駛車速不要設計的太高，否則的話既會大量的消耗燃油燃料還會極大的影響車輛行駛的安全性。 對于城市大型公交客車的用途和使用條件，初步選定vamax=80km/h。 4)加速時間t 城市公交車或者長途旅游大客車從原地起步加速時速度從0到70km/h所要的時間業(yè)內大多數(shù)設定在33～65s。 2.3.2 最小轉彎直徑 汽車的最小轉彎直徑是評價汽車轉向的能力和汽車轉向安全性的能力的相當重要的指標。是有汽車的主要用途，行駛時道路的路況、車輛的設計類型等等因素來共同決定汽車的最小轉彎直徑。對于城市公交客車Dmin在17～22m之間。本設計中最小轉彎半徑選取18m。 2.3.3 汽車通過性幾何參數(shù) 參考同級客車，最小離地間隙的在選定前后橋后確定為：前橋hmin= 0.27 m，后橋hmin= 0.24m，縱向通過半徑ρ1= 9m。 2.3.4 汽車操作穩(wěn)定性參數(shù) 汽車的操縱穩(wěn)定性的評測指標有很多很多，與汽車設計關系很大的并且還能作為設計指標的有以下各參數(shù)： (1) 轉向特性參數(shù) 汽車轉向行駛時產生的側偏就會使前軸和后軸出現(xiàn)相應的側向偏離角，簡稱側偏角。 (2)車身側傾角 車身側傾角應小于3°，最大不超過7°。 2.3.5 汽車的制動性參數(shù) 評測汽車的制動性的指標有一定車速下緊急完全制動所達到的最短制動距離st、完全踩下制動踏板的制動腳踏板力、整個制動過程的 平均制動減速度還有在緊急情況下完全踩下制動踏板的制動操縱力。最短制動距離是指在路面狀況良好的道路上和并且在規(guī)定好的車速下，松開油門，緊急完全踩下制動踏板直到到完全停車的距離。我們國家通常以行駛車速為30km/h和50km/h時的最小制動距離來考量不同車型車輛的制動能力。這個設計呢是以30km/h車速時的最小制動距離st來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st≤10m。 3 底盤各總成的選擇 3.1 發(fā)動機的選擇 汽車的全部動力都是來自于發(fā)動機，所以發(fā)動機的氣缸的排列形式和發(fā)動機的參數(shù)怎么選擇就成為決定汽車設計的重中之重的內容。汽車所有的性能參數(shù)，包括令人興奮的發(fā)動機馬力，發(fā)動機能到發(fā)出的最大扭矩、全力加速時汽車的最短加速時間、在低速爬坡時汽車所能達到的最大爬坡度、以最高功率輸出，汽車所能達到的最高行駛車速等等，這些都是有汽車的發(fā)動機來決定的。而發(fā)動機是汽車故障來源之一，且占了整車故障的很大比例，燃油消耗量，車輛的使用保養(yǎng)費用都特別大的程度上取決于發(fā)動機。 現(xiàn)如今，往復活塞式內熱機成為各大車企及零部件成產公司的主要選擇，客車多數(shù)都是配置安裝柴油發(fā)動機。 3.1.1 發(fā)動機的計算 Pemax=1ηTmagft3600vamax+CDA76140vamax3 (3-1) 式中：Pemax——發(fā)動機最大額定功率； ηT——傳動系統(tǒng)傳動效率； ma——汽車總體質量； g——重力加速度； ft——滾動阻力系數(shù)，對乘用車f=0.0165[1+0.01va-50]。 CD——空氣阻力系數(shù)，客車取0.60~0.70； A——汽車正側投影面積，m2。 初選最高車速Vamax=80km/h；總質量ma=17800kg；重力加速度g=9.8m/s2； 滾動阻力系數(shù)f： 當Va<50km/h時,f=0.0165; Va>50km/h時, f=0.0165[1+0.01va-50] (3-2) 代入已知數(shù)據(jù)，得 f=0.0165×1+0.0180-50=0.02145 迎風面積： A=1.0HB1 (3-3) 式中：H——汽車總體高度 B1——前輪輪距 A=1.02×3.20×2.020=6.59328m2 將各數(shù)值代入式(3.1)，得 Pemax=10.9×17800×9.8×0.021453600×80+0.6×6.5932876140×803=121.95kW 本車發(fā)動機轉速初選為2400r/min。 3.1.2 發(fā)動機的選型 能決定發(fā)動機該如何選型的原因有很多，比如說汽車的主要設計用途，汽車的種類，汽車的道路使用情況，氣候情況，底盤個總成的布置情況，汽車總體質量等等；還要考慮汽車的動力儲備能力，燃料的經濟性，考慮環(huán)境污染資源浪費，保護環(huán)境，減少排放的問問題；更要考慮發(fā)動機生產設計制造條件，技術發(fā)展狀況，市場需求情況以及后期維修保養(yǎng)等等。 通過計算，選定發(fā)動機型號為東風康明斯ISB5.9型發(fā)動機，其主要參數(shù)如表3.1所示: 表3-1 東風康明斯ISB5.9型發(fā)動機參數(shù) Table 3-1 Engine parameters of Dongfeng KangMingSi ISB 5.9 型號 型式 質量（kg） 最大功率(kW) 最大扭矩（N?m) 額定轉數(shù) 排量（L） 進氣方式 排放標準 適配車型 東風康明斯ISB5.9 直列六缸 250 200 800 2500 5.9 增壓中冷 國V 9.3-12米客車 圖3-1 東風康明斯ISB5.9型發(fā)動機 Fig.3-1 Dongfeng KangMingSi ISB 5.9 3.2 離合器 3.2.1 離合器的功用 離合器在發(fā)動機的輸出端，來保證動力可以平順的傳輸至變速箱，而且能快速的切斷動力的傳輸。 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。 3.2.3 離合器的選擇 這次設計選用單片干式、膜片彈簧離合器，它的摩擦片尺寸規(guī)格為?3500mm。 拉式膜片彈簧離合器具有以下優(yōu)點： （1）結構簡潔明了，總成尺寸很小的，而且整體的零件也少，質量輕； （2）尺寸相同的壓盤，拉式膜片彈簧離合器還能夠采用膜片直徑更加大的彈簧，具有更高的轉矩容量比； （3）擁有尺寸更大個的分離杠桿，能夠縮減近三分之一的腳踏板的踩踏力； （4）這種離合器的默片彈簧會一直沒有任何縫隙的挨著接觸著支撐環(huán)，并沒有那種推式默片嗎彈簧的缺憾； （5）這種離合器的壓盤可以為了增大熱量的散失，就可以將它的壓盤設計的很厚，從而就可以容納更多的熱量，也就更容易散熱，所以有著更長的壽命； （6）汽車裝有不帶同步器的變速器時，這種離合器有著特殊的制動裝置，能夠使換擋便利，所以更加適用。 本次設計選用的離合器是：380DB型 適配車型：客牽引車等，最大傳遞扭矩在600—1500N/m 該離合器是湖北三環(huán)離合器有限公司與武漢理工大學合作研制出的，可以傳遞大馬力、高扭矩、低轉數(shù)發(fā)動機的默片彈簧離合器。極大地降低了該總成的重量，既避免離合器在高速運轉時出現(xiàn)爆裂的風險，同時該離合器還有一個優(yōu)點，就是他的螺旋彈簧在離合器壓緊的時候，壓緊的力大，再分離的時候，分離力又小又，結構簡化、緊湊，扭矩容量大，操縱輕便，分離效率高，使用壽命長的優(yōu)點。380DB離合器見下圖3-2： 圖3-2 380DB離合器 Fig.3-2 380DB Clutch 3.3 變速器 變速器作用：(1)改變傳動比，變速器可以實現(xiàn)減速增距，也可以實現(xiàn)增速減距，將發(fā)動機的力矩傳改變傳遞到車輪，以適應車輛在行駛途中又遇到的各種路況，同時改善發(fā)動機的工作條件，保護發(fā)動機以及傳動系；(2)發(fā)動機一直演一個方向轉動，倘若沒有變速箱，很難實現(xiàn)車輛的前進和倒退的轉換，所以變速箱可以在發(fā)動機保持旋轉方向一致的前提下，實現(xiàn)車輛前進和倒退的變換。 3.3.1 變速器的計算 1) 主減速比i0的確定 對于城市大型公交客車來說，在給合發(fā)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： i0=0.377rrnpvamaxig (3-4) 式中：rr ——輪胎的滾動半徑； ig——變速箱各個檔位的傳動比； np——發(fā)動機發(fā)出最大功率時的轉速。 簡化計算取最高檔為直接檔，即ig=1，但是照多數(shù)實際的情況的話，汽車是有有超速檔的，所以ig的實際所取得的值應當是理論計算結果的110%~120%。 車輪的工作半徑估算： rr=0.0254[d2+b(1-λ)] 選定輪胎規(guī)格：11R20 式中：d—輪輞直徑,20in； b—輪胎寬度，11in。 注：（1in=25.4mm） λ---輪胎變形系數(shù)； 代入以上數(shù)據(jù)即有： rr=0.0254×20÷2+11×1-0.3=0.44958m np=2400r/min； 將已知數(shù)據(jù)代入計算： i0=0.377×0.44958×240080×1=5.085 2）變速器傳動比的確定 在綜合考慮公交客車的所要的最大爬坡度，路面狀況，傳動系的傳動比，車輪的狀況等等因素之后，就可選擇變速器的最低傳動比。 發(fā)動機最低轉速n=800 r/min 1） 由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比為： ig1≥(mgφmaxrr)（Temaxi0ηT） (3-6) 式中： ma——汽車總質量，17800kg； g——重力加速度，g=9.8m/s2； 初定最大爬坡度tanα=28% ； φmax——最大道路阻力系數(shù)，φmax=fcosαmax+sinαmax，其中，f為滾動阻力系數(shù)，αmax為最大爬坡度。 φmax=0.02145×0.9634+0.2697=0.2904 rr——驅動車輪的滾動半徑，0.44958m； Temax——發(fā)動機所能發(fā)出的最大轉矩800N?m； i0——主減速比為5.085； ηT——傳動系統(tǒng)傳動效率 ； 將已知數(shù)據(jù)代入計算得： ig1≥17800×9.8×0.2904×0.44958820×5.085×0.9=6.0688 2)根據(jù)驅動車輪與接觸路面附著條件來確定變速器一檔傳動比為： ig1≤G2φrrTemaxi0ηT (3-7) 式中： G2——汽車滿載靜止水平路面時驅動橋作用在車輪接觸路面的垂在和。 G2=11300kg×9.8m/s2 φ——道路附著系數(shù) ； 將已知數(shù)據(jù)代入計算得： ig1≤11300×9.8×0.44958×0.5820×5.085×0.9=6.633 即：6.0688≤ig1≤6.633 3.3.2 變速器的選型 根據(jù)上述，選定綦江宏洋齒輪傳動有限公司的ZF S6-160型變速器。 圖3-3 ZF S6-160變速器 Fig.3-3 ZF S6-160 transmission 綦江宏洋齒輪傳動有限公司的ZF S6-160型變速器的詳細參數(shù)見表3-2 表3-2 ZF S6-160變速器參數(shù) Table 3-2 parameters of ZF S6-160 transmission 總重量 最大輸入扭矩(N?m) 機油容量 檔位 標準傳動比 超速檔 直接檔 225kg 680~830 水平安置13.0L,垂直安置10.0L Ⅰ 6.548 7.624 Ⅱ 3.824 4.385 Ⅲ 2.613 3.160 Ⅳ 1.434 1.984 Ⅴ 1.000 1.370 Ⅵ 0.850 1.000 R 6.057 6.946 3.4 發(fā)動機與離合器及變速器的布置 在布置底盤動力傳動系統(tǒng)（發(fā)動機、離合器、變速器、萬象傳動裝置和驅動橋）時，最主要的問題是布置好發(fā)動機后的隔板，車廂的地板的位置。發(fā)動機曲軸軸線相對于車架上平面線向下偏斜1°~4°。所選擇的這一傾斜度數(shù)應使當汽車爬最大坡度時，發(fā)動機油底可殼中機油的油面高于集濾器的濾網。 3.5 前橋 本車選用的車橋型號為漢德客車橋的8.0t低地板式前橋。漢德低地板的前轉向橋就是基于入口極低的城市客車來研發(fā)的，該車橋的最鮮明的特征就是以工字梁型的整體鍛壓成型，從而從而就形成了很大的咯都差別，進而使得前橋的承載能力大大提升。而且整個車橋距離地面的距離是很小很小的，大大的縮減了車輛整體的離地距離，使得汽車的整體重心高度變小，汽車的平順性也變好了，并且轉向輕便靈活、極限轉角大；還可以選擇性地裝配ABS防抱死系統(tǒng)。 表3-3 漢德前橋性能指標 Table 3-3 parameters of Hande Bridge front axle 項目 額定載荷(Kg) 適用車輪距(mm) 前束（mm） 主銷內傾角（°） 主銷后傾角（°） 制動器規(guī)格（mm） 適用輪輞 制動力矩(N?m) 參數(shù) 8000 2020 -1~0 8.5 3.5 盤式?430×45 8.25×22.5 29600 圖3-4 漢德低地板轉向橋 Fig.3-4 Hande Bridge front axle 3.6 驅動橋 驅動橋是傳動系最末尾的部分，承載著車輛在路面上行駛時由車輪傳遞給車橋的各個方向的力。并且實現(xiàn)增大扭矩的作用，使車輪獲得更大的扭矩。 由此前算得的主減速比及分配的后軸軸荷，選定采用漢德車橋生產的漢德13噸驅動橋。這款驅動橋的主減速器總成采用雙曲線齒輪傳動，整體的速度傳動比要小，但是扭矩確實很大，非常符合本次設計的預期，并且在各個齒輪經過磨床的精磨，使得齒輪便面粗糙度變得很小很小，因此傳動平穩(wěn)安靜，大大的見笑了噪音，也大幅度提高了傳動精度，保證了齒輪在工作時的平穩(wěn)性，延長了減速器的使用時間。采用?410x220制動器總成，制動盤材料制動敏熱性好，能夠快速的降低制動盤的溫度，而且制動的能力也很強，可靠性很高。見圖3-5： 圖3-5 漢德13t驅動橋 Fig.3-5 Hande 13t drive axle 表3-4 漢德13噸驅動橋技術參數(shù) Table3-4 Parameters of Hande 13t drive axle 項目 額定軸荷(Kg) 輪距(mm) 最大輸出扭矩(N?m) 制動器規(guī)格(mm) 制動力矩(N?m) 自重(Kg) 參數(shù) 13000 1860 43000 盤式?430×45 37000 820 3.7 萬向節(jié)傳動裝置 萬向傳動裝置的組成是主要有傳動軸和萬向節(jié)兩部分。用了在兩軸之間傳遞動力，改變動力傳遞的方向，性的鏈接兩軸。 此車設計采用汽車上常用的蓋板式十字軸剛性萬向節(jié)。因為設計的客車底盤為發(fā)動機后置后輪驅動，所以此萬向傳動裝置連接變速器和后橋。 3.8 車架 車架本次設計的車架采用三段式沖壓鉚接結構，縱梁為槽形斷面，斷面長11490，對應軸距6200。 圖3-6 三段式車架結構圖 Fig. 3-6 Three-section frame structure 3.9 懸架系統(tǒng) 本次懸架系統(tǒng)的設計選用采埃孚主動懸架系統(tǒng)，簡單講就是懸浮技術，不妨理解為駕駛室的減震技術，采埃孚的CDC技術同樣可以應用在客車懸架系統(tǒng)中，這樣很好的保證了舒適性和穩(wěn)定性要求。正常行駛的時候，懸掛是柔軟舒適的，在車輛急加速減速，轉向的時候保持很好的穩(wěn)定性。CDC減震器的一個重要組成部分是電子控制比例閥，系統(tǒng)通過持續(xù)不斷的計算和對該電磁閥進行動作調整，進而實現(xiàn)對減震器的阻尼進行快速調整，使得幾毫秒的時間內使懸架在最佳水平。人們習慣用眨眼間來形容很快，而人眨一次眼的時間為十分之一秒，可見其調整速度遠遠的要比眨眼要塊。 空氣懸掛系統(tǒng)的優(yōu)點： 1.提高乘坐舒適性、貨物運輸安全性； 2.改善車輛的行駛平順性； 3.使得車輛上各個部件以及零件減少由顛簸造成的損傷，得以延長使用時間，降低后期維修保養(yǎng)的消費； 4.顯著降低車輛對燃油的消耗； 5.可以改變彈性元件的剛度，升高降低車身高度，保證車輛行駛的穩(wěn)定性； 6.減少車輛顛簸時車輪對路面的傷害，以增加路面的使用時間，減少養(yǎng)護成本。 3.10 轉向系統(tǒng) 在行駛過程中，車輛必須根據(jù)駕駛員的意愿，即汽車的轉向來改變其方向。就輪式車輛而言，實現(xiàn)汽車轉向的方法是駕駛員通過一組專門的機構使橋（前軸）上的車輪（方向盤）相對于汽車的縱軸偏離一定的角度。當車輛直線行駛時，方向盤也會受到道路的橫向干擾力的影響，并自動偏轉和改變車輛的方向。此時，駕駛員也可以利用該機構在相反方向上偏轉方向盤，從而使車輛能夠返回到其原來的方向。這套專用車輛改變或恢復車輛的方向已成為汽車的轉向系統(tǒng)。因此，汽車轉向系統(tǒng)的功能是確保汽車能夠根據(jù)駕駛員的意愿轉向駕駛員。 3.10.1 設計轉向系應滿足的要求 1）當汽車需要轉向時，汽車的轉向輪就必須要沿著車輪的瞬間轉向軸線轉動，所有的車輪呢不可以出現(xiàn)側滑的現(xiàn)象； 2）汽車完成轉向后，在駕駛員手臂放松的情況下，即駕駛員不對方向盤加作用力，汽車的轉向輪應該有回正力矩的作用下，可以自己恢復的原位，汽車直線行駛； 3）行駛過程中，車輪盡可能小的自振，減小擺動幅度； 4）車輪轉向，要指向精準，操控靈敏； 5）轉向盤的力要小，轉向輕快； 6）轉向系統(tǒng)能夠吸收車輪受顛簸時作用給轉向系統(tǒng)的作用力，不得將力傳遞給駕駛員，造成“打手”現(xiàn)象； 3.10.2 轉向器 為滿足上面的要求，本次設計采用循環(huán)球式轉向器。型號：ZJ120,見圖3-10： 圖3-7 ZJ120 轉向器 Figure 3-7 ZJ120 steering gear 表3-5 ZJ120 轉向器技術參數(shù) Table3-5 Parameters of ZJ120 steering gear 型號 適用前軸負荷(Kg) 角傳動比 臂軸擺角（°） 轉向器圈數(shù) 輸入扭矩(N?m) 理論最大輸出扭矩(N?m) ZJ120 9000 120 94 6 6.5~8.5 6845 3.11 制動系 汽車制動就是汽車在以一定車速行駛時，車輛可以根據(jù)駕駛員的意愿，能夠迅速的制動，減小汽車的行駛速度，甚至停車。并且在制動的過程中保持一定的穩(wěn)定性，使車輛穩(wěn)定減速。 現(xiàn)如今生活的節(jié)奏越來越快，技術也越來越發(fā)達，車速在不斷的增快，這就是使得汽車的制動性能也要提高性能。增加工作的可靠性。此次設計要用前后獨立雙管路式氣壓制動系統(tǒng)。并且裝備ABS剎車防抱死系統(tǒng)等。 此制動系可以滿足如下要求： 1）能符合有關標準和法規(guī)的規(guī)定； 2）具有足夠的制動效能； 3）工作可靠，有獨立的兩套系統(tǒng)（行車制動和駐車制動）； 4）制動效能的穩(wěn)定性好； 5）制動的操縱機構符合人機工程學，易于操作，減少駕駛員的疲勞操作； 3.11.1 制動防抱死系統(tǒng)（ABS） 制動防抱死系統(tǒng)（ABS），就是防止汽車制動時車輪抱死，并把車輪的滑移率保持在平均滑移率左右的一定范圍內，以保證車輪與地面有良好的縱向、橫向附著力，有效防止制動時汽車側滑、甩尾、失去轉向等現(xiàn)象發(fā)生，提高了制動穩(wěn)定性；同時，將制動力保持在最佳的范圍內，縮短了制動距離。這樣也減弱了輪胎與地面的劇烈摩擦，減少了對輪胎的磨損。 3.11.2 制動器的選擇 前軸已選制動器結構形式／規(guī)格：S凸輪滾輪式／φ400×150mm。 后橋已選制動器結構形式／規(guī)格：S凸輪滾輪式／φ400×185mm。 綜上所述，充分考慮到汽車的安全性能，本設計選用前后雙管路氣動制動系統(tǒng)。 3.12 車輪及輪胎 3.12.1 車輪與輪胎的功用 現(xiàn)代汽車幾乎都采用充氣輪胎。輪胎安裝在輪輞上，直接與路面接觸，它的作用是： 1）與汽車懸架一起用來緩和汽車行駛時所受到的沖擊，并衰減由此而產生的振動，以保證汽車有良好的乘坐舒適性和行駛平順性。 2）保證車輪和路面有良好的附著性，以提高汽車的牽引性、制動性和通過性。 3）承受汽車的重力，并傳遞其他方向的力和力矩。 因此，輪胎必須有適宜的彈性和承受載荷的能力。同時，在其與路面直接接觸的胎面部分，應具有用以增強附著作用的花紋。 3.12.2 車輪與輪胎的選擇 根據(jù)所選的前后軸，選米其林 XZE2+ 輪胎，規(guī)格為11R-20,16層的子午胎。充氣壓力為800Kpa，斷面寬為259mm，外直徑為1018mm，最大負荷3650kg。 子午線輪胎優(yōu)點： （1）子午線輪胎滾動阻力比普通輪胎小25%，因而能有效地降低油耗，使燃油消耗量降低8％左右； （2）輪胎胎面耐磨性能好，提高了抗穿刺性減少了輪胎在在行駛中切向變形及與道路之間的相對滑移，使用壽命延長； （3）胎體生熱低。試驗證明單胎負荷208kg,速度50kg/h條件下，鋼絲子午線輪胎體溫度僅為83℃，而棉線斜交輪胎體溫度則為130℃； （4）緩沖性能好，彈性較好，垂直剛度小，振動小，乘坐舒適，提高了平順性。 4 性能分析 4.1 汽車的動力性 汽車的動力性是指汽車動力性能，具體評價指標有汽車的最高車速uamax；2、汽車的加速時間t；3、汽車能爬山的最大坡度imax。汽車的最高車速越高，加速時間越短，所能爬上的坡度越高，則表示汽車的動力越強。汽車是一種高效的工具，而動力性的大小很大程度上決定著汽車的效率。所以說動力性是汽車很重要的指標。 4.1.1 最高車速的計算 東風康明斯ISB5.9型發(fā)動機外特性數(shù)據(jù)見表4-1： 表 4-1 東風康明斯ISB5.9型發(fā)動機外特性數(shù)據(jù) Table 4-1 Dongfeng KangMingSi ISB 5.9 engine external characteristics data ne(rmin) Pe(kw) Me(N?m) ge(gkw?h) 800 47 556 232 1000 69 661 211 1200 93 742 207 1400 117 793 205 1500 125 796 203 1600 132 788 204 1800 146 773 205 2000 158 754 216 2200 167 725 227 2400 173 685 242 車速： va=0.377rrnei0ig （4-1） 式中：va——汽車的行駛速度，kmh ne——發(fā)動機轉速，rmin rr——車輪滾動半徑，rr=0.44958m ig——變速器傳動比，i1=6.624，i2=4.385，i3=3.160，i4=1.984，i5=1.370，i6=1.00，id=6.946 i0——主減速器傳動比，i0=5.085 驅動力： Ft=MeigioηTrr （4-2） 式中：Me——發(fā)動機的扭矩(N?m) ηT——傳動系的機械效率，ηT=0.9 滾動阻力： Ff=Gaf(N) (4-3) 式中：Ga——汽車滿載質量，Ga=17800×9.8=174440N f——滾動阻力系數(shù)。 風阻力： Fw=CDAva221.15 (4-4) 式中：CD——空氣阻力系數(shù)，CD=0.5 A——汽車迎風面積（m2）, A=6.59328m2 va——車速(kmh) 驅動力計算表見表4-2： 表4-2 驅動力計算表 Table 4-2 Driving force calculation ne(rmin) Me(N?m) Ft1 Ft2 Ft3 Ft4 Ft5 Ft6 Ftd 800 556 37490 24818 17885 11229 7754 5660 39313 1200 742 50032 33120 23868 14985 10348 7553 52464 1400 793 53471 35397 25508 16015 11059 8072 56070 1600 788 53673 36174 25348 15914 10989 8021 55861 1800 773 52123 34504 24865 15612 10780 7869 54656 2000 754 50841 33656 24254 15228 10515 9675 53313 2200 725 48886 32362 23321 14642 10111 7380 51262 2400 685 46189 30576 22034 13834 9553 6973 48434 行駛阻力計算表見表4-3： 表4-3 行駛阻力計算表 Table 4-3 Calculation of running resistance va(kmh) f Ff(N) va2 Fw(N) 10 0.0165 2878.2 100 15.58 20 0.0165 2878.2 400 62.35 30 0.0165 2878.2 900 140.28 40 0.0165 2878.2 1600 249.39 50 0.0165 2878.2 2500 389.67 60 0.0182 3174.8 3600 561.63 70 0.0198 3453.9 4900 763.76 80 0.0215 3750.4 6400 997.56 驅動力—行駛阻力平衡圖見圖4-2： 圖4-2 驅動力—行駛阻力平衡圖 Fig.4-2 Driving force - running resistance balance diagram 4.1.2 最大爬坡度的計算 汽車的上坡能力是用滿載時汽車在良好路面上的最大爬坡度表示的。顯然，最大爬坡度是指一擋最大爬坡度。 αmax=α1max=sin-1D1max-f1-D1max+f21+f2 (4-5) 式中：D1max——一擋最大動力因素，D1max=0.38 ? f——滾動阻力系數(shù)，f=0.0165 代入求得：αmax=21.7° ∴ 最大爬坡度為i1max=tan21.7°=0.39 4.1.3 動力特性的計算 各擋動力因數(shù)的確定： D=(Ft-Fw)Ga (4-6) 式中：D——汽車的動力因數(shù) Ft——驅動力 Fw——空氣阻力 Ga——汽車總重，Ga=174440N 動力因數(shù)計算表見表4-4： 表4-4 動力因數(shù)計算表 Table 4-4 Power Factor Calculation Table va1 D1 va2 D2 va3 D3 va4 D4 va5 D5 va6 D6 vad Dd 4.0 0.21 6.1 0.14 8.4 0.10 13.4 0.06 19.5 0.04 26.7 0.03 3.83 0.23 5.0 0.26 7.6 0.17 10.5 0.12 16.8 0.07 24.3 0.05 33.3 0.04 4.80 0.27 7.0 0.31 10.6 0.20 14.8 0.15 23.6 0.09 34.1 0.06 46.7 0.04 6.72 0.32 7.5 0.31 11.4 0.20 15.8 0.15 25.2 0.09 36.5 0.06 50.0 0.04 7.20 0.32 8.1 0.30 12.2 0.20 16.9 0.15 16.9 0.09 38.9 0.06 53.3 0.04 7.68 0.32 9.1 0.30 13.7 0.19 19.0 0.14 30.2 0.08 43.8 0.06 60.0 0.04 8.64 0.31 10.1 0.29 15.2 0.19 21.1 0.14 33.6 0.08 48.7 0.05 66.7 0.04 9.60 0.30 11.1 0.28 16.7 0.18 23.2 0.13 37.0 0.08 53.5 0.05 73.3 0.03 10.56 0.29 12.1 0.26 18.2 0.17 25.3 0.12 40.3 0.07 58.4 0.05 80.0 0.03 11.52 0.28 動力因數(shù)圖見圖4-3： 圖4-3 動力因數(shù)圖 Fig. 4-3 Power Factor Calculation 在汽車三位行駛過程中，汽車的驅動力等于行駛阻力兩者就是平衡的，而且同時汽車發(fā)動機輸出功率和汽車行駛的阻力功率也是相等的。 發(fā)動機的有效功率： Pe=1ηT(Pf+Pw) (4-7) 汽車行駛時要克服滾動阻力所需要的發(fā)動機功率： (4-8) 克服空氣阻力所需功率： (4.9) 功率平衡計算表見表4-5： 表4-5 功率平衡表 Table 4-5 Power Balance Table 參數(shù) va1(kmh) Pf(kw) Pφ(kw) Pf+PφηT 數(shù)據(jù) 10 10.3 0.04 11.5 20 20.7 0.34 23.4 30