轻卡极限货箱重载车型底盘总布置方案设计

李新红

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

1 绪论

汽车的发展已有100多年的发展历程，期间凝聚了人类的智慧使汽车不断改进和创新，随着信息技术、机械设备、石油、交通、电子商务、化工等多个行业的相互支撑，不断地推动汽车行业的蓬勃发展，如今汽车的多功能性，多样性极大地提高了社会经济生活的水平，成为当今社会广泛应用的交通运输工具。

中国的汽车工业从诞生到现在经历了若干发展阶段，如今中国汽车行业也在汽车领域中赢得了自己的一席之地。我国汽车企业技术创新和品牌主要体现在载货汽车上，面对充满机遇和挑战的市场竞争，我们在汽车结构，汽车使用材料，汽车性能，汽车节能环保和安全方面的技术要不断地创新，满足市场需求。

汽车总布置设计的原则：对设计方案及设计结果进行法规分析，以保证最终设计的产品满足法律、法规的要求；了解客户需求并对其进行量化分析，提出能够满足客户需求的整车产品概念与方案；保证整车动力匹配、电子装配以及整车主要总成的几何布置设计与运动校核，协调各系统方案的设计；绘制整车总布置图（2D，3D），协调部件安装，使整车虚拟装配协调完整，完成电子样车组装；完成整车各项计算工作，分析参考车型各项性能以及结构。

本款极限货箱重载版车型严格按照总布置设计原则开展。与竞品车相比，性价比高，有较好的动力性、整车爬坡度及承载力，且造价成本相对较低，满足西南，西北等山区区域的需求。

2 产品开发需求及总布置方案

2.1 产品开发需求

开发满足国V排放的高性价比产品，巩固发展产品在市场的领先优势，开发车型轴距 3845mm，最大总质量10500kg，采用标准型驾驶室，3.8L发动机，最大传递扭矩为539N·m变速器，增加离合助力、动转、排辅，中控锁，铝合金油箱，铝合金储气筒，多功能方向盘（带定速巡航、娱乐控制），ABS，2300mm宽货箱，LED日间行车灯，加宽倒车镜。从而提升轻卡产品在西北、西南等山区区域的市场竞争力。

2.2 总布置方案

在现有轻卡产品基础上缩短轴距, 采用最大传递扭矩为539N·m变速器，提升整车爬坡度；增加离合助力、动转，提高整车的操纵轻便性；采用直通梁车架，采用子午轮胎，2300mm宽货箱，提升整车承载力；标配排气辅助制动，断气刹，充分满足山区长坡的制动可靠性要求；空调装置，MP3提高整车的乘坐舒适性；其余主配置保持与基础车型一致，以提高产品通用性。设计中贯彻先进的设计理念，注重IT信息技术在设计中的应用。设计中应贯彻国标、行业及企业标准，重视国家发布的与国际接轨的有关汽车标准。

3 产品配置相关参数

3.1 发动机

发动机采用★★型号;

额定功率/转速：115kw/2600rpm;

最大扭矩/转速：500Nm/(1200-1900)rpm;

排量：3.8L发动机净质量：335kg；

发动机带φ350膜片弹簧离合器；

发动机外形图如下：

图1 发动机正视图

图2 发动机左视图

3.2 离合器

离合器通常安装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。在车辆行驶过程中，车辆挂挡起步时，左脚逐渐抬起离合器踏板，右脚逐渐踏下加速踏板使发动机的供油量增大，才能使车辆缓缓起步。换挡时，只有将离合器踏板踏下后，才可能避免变速器齿轮打齿冲击；紧急制动时若来不及踩离合踏板时，发动机和传动系统都受到很大冲击，但发动机与传动系统的机件并没有因此而过载损坏。

本设计采用膜片弹簧离合器，为了使离合器接合柔和，启动平稳，从动盘钢片通常采用薄弹簧钢板制成，单片离合器从动盘钢片具有轴向弹性结构，摩擦衬片应有较大的摩擦因数、良好的耐磨性和耐热性。摩擦衬片做成块状，使飞轮和压盘表面更多的暴露在空气中，提高散热能力，而且块状摩擦片不易变形，降低从动盘翘曲的倾向，容易做到分离彻底。同时也提高了使用寿命。

采用膜片弹簧离合器，它具有以下优点：

（1）膜片弹簧兼起压紧弹簧及分离杠杆的双重作用，从而使离合器结构有很大的简化，而且缩短了离合器的轴间距；

（2）膜片弹簧在高速下不会因离心力产生弯曲而导致弹簧压紧力下降，即高速时压紧力稳定；

（3）膜片弹簧离合器结构简单，轴向尺寸小，弹性特性好、操纵轻便；

（4）膜片弹簧与压盘的整个圆周接触，从而使压紧力均匀分布、摩擦衬片磨损均匀、弹力不受离心力影响；

离合器主要基本性能参数确定：

摩擦系数f的确定，影响离合器摩擦系数的因素很多，很复杂，本设计不详细讨论，通过查阅文献资料并与企业咨询后确定取f=0.25。

离合器后备系数β的确定，后备系数是膜片弹簧离合器选取的一个重要参数，它最能体现离合器传递给发动机的最大转矩的可靠度。

以下用φ300，φ350膜片弹簧离合器的后备系数计算比较：

表1

φ350离合器后备系数 β=1.55，满足设计要求，φ300离合器后备系数β=0.84，不满足设计要求，通过计算比较选择φ350离合器。

3.3 变速箱

变速器使车辆在行驶过程中遇到复杂道路时，能够使汽车驱动力和车速能在相当大的范围变化，同时使发动机在功率较高而油耗较低的工况下工作，在汽车发动机旋转方向不变的情况下，用倒挡使汽车反方向行驶；在发动机不熄火情况下，用空挡中断动力传递，便于汽车起动、怠速、换挡以及动力输出。

变速箱采用两轴是变速箱，倒挡为常啮合齿轮并用同步器换挡；同步器多装在输出轴，因为一档主动齿轮尺寸小，同步器装在输出轴上有困难，而高挡同步器可以装在输入轴后端。

这样设计结构简单，轮廓尺寸小，布置方便中间档位传动轴效率高和噪声低的优点。

现选择两款变速器作对比，后桥主减速比选取4.875；A型：许用最大输入扭矩539Nm，各档速比如下：

表2

变速器Ⅰ型扭矩校核：

Ⅰ型变速器最大允许输入扭矩为Tt=539N•m，后备系数

满足设计要求，同时Ⅰ型变速器扭矩较富裕。

B型：许用最大输入扭矩450Nm，各档速比如下：

表3

变速器Ⅱ型扭矩校核：

Ⅱ型变速器最大允许输入扭矩为Tt=450N•m，后备系数

通过设计计算选用Ⅱ型变速器后备系数偏小，不能够传递大的转矩，使离合器因滑磨而使磨损加快，缩短离合器使用寿命。

两个变速箱通过计算并进行对比分析，最终选择选择变速器A型。

3.4 传动轴

此极限重载版货车采用两节传动轴双联机构；

根据设计开发要求传动轴轴管管径为Φ90×3，对该车传动系校核是否满足设计要求。

扭转应力校核：

表4

据上述计算，传动轴轴管的扭转应力为88.27MPa，小于180MPa的许用应力，满足设计要求。

注：材料屈服极限 300MPa，考虑到快速连接冲击等因素，取安全系数为2.5，则许用应力为180 MPa。

传动轴长度校核：

因整车相对于基础车型轴距发生变化，传动轴长度要做相应调整。传动轴尺寸校核图如下：

图3 传动轴尺寸校图

经过传动系尺寸链校核，传动轴装置出专用，在现有传动轴装置的基础上传动轴长度缩短855mm；

临界转速计算：

在选择传动轴长度和断面尺寸时，应考虑使传动轴有足够高的临界转速。假设断面均匀一致，两端自由支撑的弹性横梁，由机械振动理论可知，对应的临界转速为：

传动轴的临界转速为：

式中，nk为传动轴的临界转速(r／min)；LC为传动轴长度(mm)，即两万向节中心之间的距离；dc和Dc分别为传动轴轴管的内、外径(mm)。

在设计传动轴时，取安全系数 K=nk／nmax=1.2～2.0，K=1.2用于精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时，nmax为传动轴的最高转速(r／min)。

安全系数校核：

表5

传动轴临界转速安全系数为3.28＞1.5，满足要求。

传动轴当量夹角校核：

结果如下：

表6

说明： 应使满载和空载两种工况下的当量夹角尽量不大于3°，另外，应该使万向节传动两端的夹角尽量相等，其数值在满载静止时不应大于4°，空载最大不应超过7°。传动轴长1915mm，传动轴相位采用+-+，当量夹角计算满足要求。

3.5 前桥

借用，工字梁，额定轴荷3500kg，前轮距：1660mm, 板簧距：860m。

3.6 后桥

借用，轴管梁，额定轴荷 7500kg，后轮距：1728mm，板簧距：1015mm，最大输出扭矩：14200N.m；

所选的后桥速比应保证汽车最佳的动力性和燃油经济性；工作平稳，噪声小，传动效率高，具有必要的离地间隙；在保证足够的强度和刚度的条件下力求质量小，拆装调整方便；

后桥扭矩校核：

后桥最大输出扭矩Tr=14200N•m，发动机扭矩500N·m，变速器1档速比6.091，传动系机械效率为0.9，后桥主减速比与基础车型保持一致即4.875；

则后桥输出扭矩：

T=500×6.091×4.875×0.9=13362.13N•m＜Tr=14200N•m，满足设计要求。

3.7 车架

在基础车型车架基础上，车架纵梁调整为贯通式双层大梁，由于轴距缩短，第四横梁出专用，取消第六横梁，车架相关参数如下：

轴距：3845mm，车架断面尺寸：235mm×75mm×6mm；

3.8 油箱

油箱装置分组专用，采用 210L铝合金油箱，满足开发需求。

3.9 轮胎

标配 8.25R20 14PR，选配8.25R20 16PR。

3.10 驾驶室

借用分组标准型驾驶室，非承载式车身，承载人数3人。

3.11 专用分组变动说明

表7

3.12 总布置设计草图

图4 总布置设计草图

4 结论

通过对此款车型的设计，对整车进行可行性分析，盈利能力分析以及法规符合性分析，保证整车动力性、经济性、整车爬坡度及承载力达到设计要求，满足市场需求，使此款车在市场中有较高的竞争力。

[1] 王望予.汽车设计（第四版）北京:机械工业出版社,2004,8.

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[4] 余志生.汽车理论［M］.第4版.北京:机械工业出版社,2006,5.

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