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1. 概述
1.1 整车总布置设计的任务
(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出总体设计方案，为各部件设计提供整车参数和设计要求；
(2) 对各部件进行合理布置和运动校核；
(3) 对整车性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；
(4) 协调好整车与总成之间的匹配关系，配合总成完成布置设计，使整车的性能、可靠性达到设计要求。
1. 2 设计原则、目标
（1） 汽车的选型应根据汽车型谱、市场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。
（2）选型应在对同类型产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行
（3）应从已有的基础出发，对原有车型和引进的样车进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新车型。
（5）涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。
（6）力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。
1. 3 汽车设计过程
(1)调查研究与初始决策：选定设计目标，并制定产品设计工作及方针原则。
(2)总体方案设计：根据所选定的目标及对开发目标制定的工作方针、设计原则等主导思想提出整车设想，即概念设计（concept design）或构思设计。
(3)绘制总布置草图，确定整车主要尺寸、质量参数与性能以及各总成的基本形式。
(4)车身造型设计及绘制车身布置图：绘制不同外形、不同色彩的车身外形图；制作相应的造型的1：5整车模型；从中选优后，再制作1：5或1：1的精确模型。
(5) 编写设计任务书；
(6) 汽车总布置设计；
(7) 总成设计；
(8) 试制、试验、定型。
2.整车型式的选择
根据设计原则，目标和用户的需求特点，整车设计人员要提出被开发车型的整车型式方案，主要包括以下几部分：
(1)发动机的种类和型式；
(2)轴数和驱动型式；
(3)车头和驾驶室的型式及与发动机、前轴(轮)的位置关系；
(4)轮胎的选择。
2.1发动机的种类和型式
对于发动机的种类和型式，在现代汽车上主要选用汽油机和柴油机，燃用其它燃料或其它种类的发动机，可根据车型的需要进行选取。
发动机的型式有直列式、V型和对置式等。冷却方式有水冷和风冷。
因此要根据具体车型的使用条件和布置上的结构需要，而选择不同种类和型式的发动机。
2.2汽车的轴数和驱动型式
不同类型的汽车有不同的轴数和驱动型式，这主要根据使用条件、用途、工厂的生产条件、制造成本及公路的轴荷限值等因素进行选择。
最常用的是两轴、后驱动4×2式汽车，其中轿车还可以采用4×2前驱动式结构。对于一般总重小于 19t的汽车，都采用4×2后驱动的布置型式(前驱动的轿车除外)，因为这种汽车结构简单、布置合理、机动性好、成本低、适合于公路使用，是—种典型的、成熟的结构型式。
随着汽车载重量的增加，各相关总成也要相应的加大，汽车的自重也要增加，这样会造成4×2式的汽车单轴的负荷增加，以致于超过公路、桥梁所规定的承载限值(公路允许单轴负荷为13t，双后轴负荷为24t)。为解决此矛盾，一般采用增加汽车轴数的办法来减少单轴的负荷，如从4×2变成6×2、6×4、8×4，如果想增加驱动能力，提高越野通过性能，可以采用4×4、6×6、8×8等增加前驱动型式的结构，同时也可提高载重量。
采用增加轴数的办法，可以提高载重量而不增加单轴负荷，同时还不会增加车箱底板的离地高度，提高通用化、系列化水平，便于生产、降低生产成本等。所以汽车厂家多年来一直都采用这种办法变型出更多品种的汽车。
6×2式结构可以由单前轴、单后驱动桥和后支承轴组成，也可由双前轴和单后驱动桥组成，这主要取决于布置需求和轴荷分配。但应尽量不采用双前轴式结构，因为这样会使前转向系统复杂，转向沉重或增加转向助力系统，增加成本和影响操作。
2. 3车头、驾驶室的型式
车头、驾驶室的型式是汽车的最主要的型式之一。其选择主要决定于用户的要求、安全性、维修保养的方便性和生产条件等因素。车头的型式如长头、平头、凸头等都各有其优缺点。
车头、驾驶室与发动机，前轴(前轮胎)的布置位置，也可组成不同的布置结构，形成不同风格的整车外形，当然对使用、性能也有—定的影响，所以对此要认真地进行选择。
2.4轮胎的选择
轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力—传动系参数的匹配以及对整车尺寸：参数(例如汽车的最小离地间隙、总高等)的影响。
轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.9～1.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故它们的轮胎负荷系数应接近下限；对在各种路面上行驶的货车，其轮胎不应超载小对在良好路面上行驶且车速不高的货车，其轮胎负荷系数可取上限甚至达1.1；对车速不1高的重型货车、重型自卸汽车，此系数亦可偏大些。但过多超载会使轮胎早期磨损，甚至发生胎面剥落及爆胎等事故。试验表明：轮胎超载20％时，其寿命将下降30％左右。
为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装载量4t的载货汽车在20世纪50年代多用的9.00—20轮胎早已被8.25—20；7.50—20甚至8.25—16等更小尺寸的轮胎所取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。山区使用的汽车制动频繁，制动鼓与轮辋之间的间隙应大一些，以便散热，故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、断面形状扁平的宽轮辋低压轮胎，以便降低质心高度，改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的附着性能并保证有足够的承载能力。
我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查相应的国家标准。轿车轮胎标准见GB 2978—82；货车和客车的轮胎规格详见国标GB516—82。货车的后轮装双胎时，比单胎使用时的负荷可增加10％～15％。
3.主要“目标参数”的确定
总布置设计人员应初步确定以下各种参数，作为整车和总成的原始数据和工作目标。在整车的方案(车头、驾驶室的型式、发动机的种类，整车初步的外廓尺寸、主要布置参数和布置草图)初步确定之后，整车设计人员通过图面工作和计算、初步确定如下目标参数：
(1) 汽车主要尺寸参数
(2) 汽车质量参数
(3) 主要性能参数
(4) 汽车的机动性参数
(5)估算发动机的最大功率、最大扭矩及其对应的转速。
(6)变速器的头档速比和档位数，分动器速比和驱动桥的主减速比。
3.1汽车主要尺寸参数确定
通过整车总布置草图的绘制，可以初步确定各总成的布置关系，进而确定整车各有关的(布置)尺寸参数和质量参数，以便为总成设计提供原始数据。
在绘制整车总布置草图时，可以参考同类车型的相关总成的外廓尺寸和质量，按本车的总布置需要，进行总布置草图的绘制。初步确定主要布置尺寸和进行质量参数的计算。
确定车头，驾驶室的型式，以及同发动机、前轴(轮)的相互布置关系后，绘制布置总布置草图，并在此基础上布置各大总成。
(1)车架和车箱；
(2)后簧、后桥和车轮；
(3)前簧、前轴和车轮；
(4)传动系；
(5)转向机构及拉杆系统，并确定前轮转角和进行转弯直径的计算；
(6)布置油箱、电瓶、消声器、贮气简．及备胎等其它总成。
完成整车总布置草图后，整车的外廓尺寸及相关的布置尺寸参数已基本确定，然后进行质量参数的计算。
计算质量参数前，要列出各大总成的质量，再定出空载和满载时各总成的质心至前轴和地面的距离，最后计算出空载和满载时的轴荷分配和质心至前轴、地面的距离。
整车总布置应提供以下参数，为总成开发提供原始数据。
(1)整车的外廓尺寸；
(2)轴距和前、后轮距；
(3)前悬和后悬长度；
(4)车头、驾驶室和发动机、前轮的布置关系；
(5)轮胎型号、静力半径和滚动半径、负载能力；
(6)车箱内长及外廓尺寸；
(7)发动机的功率、扭矩及相应转速；
(8)变速器头档速比(2种)和档位数；
(9)后桥总速比(可有几种)；
(10)最高车速；
(11)最大爬坡度；
(12)整备质量及载质量；
(13)转向盘直径，车轮转角及最小转弯直径
(14)前轮接地点至前簧座的距离；
(15)前簧中心距；
(16)后簧中心距；
(17)车架前部和后部外宽；
(18)车架纵梁外形尺寸及横梁位置；
(19)前簧作用长度；
(20)后簧作用长度；
(21)前簧非悬架质量；
(22)后簧非悬架质量；
(23)后轮毂及制动器总成质量。
各型汽车的轴距和轮距
车型 类别 轴距 L/m 轮距 B/m
4×2载货汽车 汽车总质量ma/t <2.2 1.70～2.90 1.15～1.35
2.2～3.4 2.30～3.20 1.30～1.50
3.5～5.9 2.60～3.60 1.40～1.65
6.0～9.9 3.60～4.20 1.70～1.85
10.0～13.9 3.60～5.00 1.84～2.00
14.0～25.0 4.10～5.60 1.84～2.00
矿用自卸车 <60 3.20～4.20 1.84～3.20
>60 3.90～4.80 2.50～4.00
大客车 城市大客车（单车） 4.50～5.00 1.74～2.05
长途客车（单车） 5.50～6.50 1.74～2.05
轿车 微型 1.65～2.40 1.10～1.27
普通级 2.12～2.54 1.15～1.50
中级 2.50～2.86 1.30～1.50
中高级 2.85～3.40 1.40～1.58
高级 3.40～3.90 1.56～1.62
3.2整车质量参数估算
在整车设计方案确立后，总布置设计草图初步完成的情况下，应首先对整车质量参数(包括：空载状态下的整车整备质量、轴荷分配、质心高度；满载状态下的整车最大总质量、轴荷分配以及非悬架质量等)进行估算，为整车性能计算和总成设计提供依据。
各总成质量 ，可通过样件实测得到，亦可参照同类车型样件实测值修正得到。
各总成质心位置可通过实测得到或按其几何形状和结构特点估计得到，然后在整车总布置图上确定其质心相对于前轮中心的纵向位移 (一般规定在前轮中心后为正值，在前轮中心前为负值)以及空载状态下的离地高度 ；和满载状态下的离地高度 。
一般整车总布置图在满载状态下绘制，在确定各总成质心在空载状态下的离地高度时应考虑到前、后轮胎和悬架相对满载状态的垂直变形的影响；空载状态下各总成质心纵向位置相对满载状态的变化忽略不记。
3.2.1空车状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算
整车整备质量(自重) 按下式计算：
＝
式中 No——用估算整车整备质量的全部总成数量(总成的划分可根据实际情况由设计人员自定)；
——整车装备质量，kg。
空车后轴荷 按下式计算：
＝
式中 L——轴距，mm；
——空车后轴荷，kg。
空车前轴荷Mci按下式计算：
式中 Mcf——空车前轴荷，kg。
空车质心高度——mgo按下式计算：
式中 ——空车质心高度，mm。
3.2.2满载状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算
整车最大总质量(总重) 按下式计算：
N1——用于估算整车最大总质量的全部总成和负载的数量(一般在整车整备质量基础上加上乘员和最大装载质量)。
满载后轴荷 按下式计算：
式中 ——满载后轴荷，kg。
满载前轴荷 按下式计算
＝
式中 ——满载前轴荷，kg
满载质心高度 按下式计算：
式中 ——满载质心高度，mm。
3.2.3非悬架质量的估算
对于非独立悬架，整个车桥总成(包括制动器、轮毂、车轮等)都属于非悬架质量；一端与车桥铰接，另一端与车架固定点铰接件(如转向拉杆、传动轴、导向臂、稳定杆等)可将静止时作用于车桥铰接点的质量作为非悬架质量(转向拉杆、传动轴等件可取其质量的 作为非悬架质量)；螺旋弹簧取其质量的 作为非悬架质量；吊挂式钢板弹簧取其质量的 作为非悬架质量；平衡悬架钢板弹簧取其质量的 作为非悬架质量。
对于独立悬架和其它特殊形式的悬架可视其结构特点进行非悬架质量估算。
各类汽车的整备质量利用系数
汽车类型 ηm0 备注
载货汽车 轻型 0.8～1.1 柴油车为0.8～1.0
中型 1.2～1.35
重型 1.3～1.7
矿用自卸车 装载量 MG<45t 1.1～1.5
MG>45t 1.3～1.7
各类汽车的轴荷分配范围
车型 空载(%) 满载(%)
前轴 后轴 前轴 后轴
轿车 前置发动机前轮驱动(FF) 56～66 34～44 47～60 40～53
前置发动机后轮驱动(FR) 50～55 45～50 45～50 50～55
后置发动机后轮驱动(RR) 42～50 50～58 40～45 55～60
汽车 4×2后轮单胎 50～59 41～50 32～40 60～68
4×2后轮双胎,长头,短头车 44～49 55～56 27～30 70～73
4×2后轮双胎,平头车 49～54 46～51 32～35 65～68
6×4后轮双胎 31～37 68～69 19～24 76～81
3.3发动机最大功率及其转速
设定最高车速，发动机的功率应大于等于该车速行驶时所需要的行驶阻力的功率之和，可用下式计算:
式中 ——发动机最大功率，kW；
——传动系效率；
——汽车总质量(总重)，kg；
——重力加速度，g=9.81m／s2；
——滚动阻力系数，／由试验确定。它与路面的种类、行车速度、轮胎的种类、气压有关；
——空气阻力系数，货车为0.5～0.65，轿车为0.3～0.45；
A——迎风面积， ，货车可取前轮距×总高，轿车可取0.78(前轮距×总高)；
——最高车速，km／h。
在实际工作中，还可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值。汽车的比功率是指每吨质量所具有的功率值，表示为kW／to计算分式为
比功率＝ ＝ (2)
由上式可见，不同的载货汽车，其 、 和 值大体相等，且最高车速也差别不大，唯一影响比功率值的是A／m。，其中还有面积A，各种车型相差都不是很大，但汽车的总质量(总重)m。是变化较大的一个参数，总重越大，其比功率值越小，与统计值相符。许多国家都有最低比功率的限值，以保证在公路上各种车辆都有近似的动力性能。我国标准GB7258—97中规定，对公路用的机动车辆其比功率的最小值不能低于4.8kW／t。农用运输车不低于4kW／t。除考虑最高车速外，还要满足最大爬坡度的要求，即要有足够的头档最大动力因数。
通过上述方法计算的发动机功率可以互相补充，以便最后确定发动机最大功率值。
发动机最大功率点的转速及转速范围，应根据发动机的类型、最高车速、最大功率值活塞平均速度、生产条件，及参考同类样机的数值来决定。
3.4发动机最大扭矩及其转速
当发动机最大功率和其相应转速确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩。
式中： ——发动机最大扭矩，N·m；
——扭矩适应性系数；
即 ＝
一般汽油机
柴油机
——为最大功率点的扭矩，N·m；
值的大小，标志着行驶阻力增加时，发动机沿外特性曲线自动增加扭矩的能力。 的大小可参考同类样机的数值进行选取。
——最大功率点转速，r／min。
发动机最大扭矩点的转速 ，应该认真选取，一般希望该转速与最大功率点的转速有一定的比例关系，即保证 在1.4—2.0之间，如果 取得过高，会使 的比值变小，若小于1.4，会使直接档的稳定车速偏高，造成在市区内行驶、转弯等情况下增加换挡次数。所以希望 不要太高。
3.5传动系速比的选择
3.5.1最小传动比的选择
整车传动系最小传动比的选择，可根据最高车速及其功率平衡图来确定。
在普通的载货汽车上，变速器的最高档大都取1.0，则传动系的最小总传动比即为驱动桥的主减速比io，若有超速档或副变速器、分动器时，最小传动比则为它们的速比和i的乘积。
从图1-4—1中可以看出，有三条不同io值的功率曲线与平直路上的行驶阻力功率曲线，从两方面对该图进行分析。
首先分析最高车速。图1—4—1中可以看出
功率曲线2与阻力曲线相交在最大功率点上，即最高车速等于最大功率点的车速。而功率曲线1和3与阻力曲线的交点所确定的最高车速均在曲线2的交点之前，这说明只有交点在最大功率点上时，最高车速才是最大的。
但从后备功率角度考虑，曲线1的后备功率小，而燃料经济性比较好，发动机功率利用率高。曲线3则相反，造成汽车有劲而跑不快，经济性较差。过去由于道路条件较差，最高车速不易太高，所以都选择曲线2或曲线3，而近代汽车越来越选择曲线2至曲线1这一范围，即注重高速和节能。当然在高速行驶时，也要有一定的动力性，既保证最高档的动力因数 ，同时也要考虑最高档时的最低稳定车速不要太高，否则在市区行驶时会造成经常换档。最低稳定车速，对于汽油车10km/h～15km/s，柴油车20 km/h～25 km/h,汽油机350r/min～500r/min，柴油机650r/min～850r/min。
3.5.2最大传动比的选择
最大传动比为变速器的头档速比与主减速比的乘积。该速比主要是用于汽车爬坡或道路条件很差（阻力大）的情况下（此时空气阻力可以不计）汽车仍能行驶。此时变速器最大速比
式中 ——最大爬坡角度， ；
——车轮滚动半径，m；
心取1．0则如·i。’i‘
求出 以后，再验算一下附着条件，牵引力不应大于附着力
式中 ——最大牵引力，N；
——附着力，N；
--驱动桥质量，kg；
——附着系数，取 ＝0.7。
最后验算最低档时的最低稳定车速，该车速没有规定的限值。一般情况下，载货汽车，只要能满足最大爬坡度的要求(即最大动力因数)，那最低稳定车速也能满足。但越野车为了避免在松软地面上行驶时，土壤受冲击剪切破坏而损害地面附着力，要求车速很低，此时的最大速比为
式中
——发动机最低稳定转速，r/min；
对于汽油机 ＝350 r/min～500 r/min；
对于柴油机 ＝650 r/min～850 r/min；
——汽车最低稳定车速，km／h。
3.5.3变速器档位数的选择
变速器档位数的多少，要根据汽车的类型，使用条件和性能要求及最高档和最低档的速比范围大小而定。
载货汽车的吨位越小，档位数可取少些，随着吨位的增大，档位数也增多。这主要从动力性、经济性、操纵性、结构复杂程度及需要进行选择。
档位数越多，发动机的功率利用率越高(高功率区工作时间长)，既增加了动力性，同时也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，提高了燃油经济性。
由于相邻档之间的比值不能太大(一般不超过1．7～1．8，太大时换档困难，所以在最大传动比与最小传动比值越大，则档位数也应增多。而档位多的变速器即7个前进档时，其变速器的结构，特别是操纵机构帱会很复杂，所以有的车辆就采用增加前置或后置式副变速器的办法来解决此矛盾。如需要全轮驱动，可以增设两档的分动器。
4. 各相关总成的匹配布置
4.1车身总布置设计
(1)车头、驾驶室的外形布置和曲线的确定；
(2)彩色效果图；
(3)1：1的外模型造型，确定最后的外型方案；
(4)1：1的内模型造型、并确定内部布置和结构方案；
(5)按人体工程学进行驾驶室内部的布置和设计；
(6)悬置方案的布置与设计。
在车头或驾驶室里面布置发动机、散热装置，再布置前轮，正确处理相互间的位置关系，特别要注意下面几个问题：
①车头高度应尽量低，特别是前端低，可以增加视野；
②车头或驾驶室翻转及其发动机的拆装和接近性问题；
③通风与散热要好；
④在布置平头驾驶室时，也要考虑其高度尽量降低，但要保证驾驶室底板与发动机、冷却装置之间有足够的散热通风间隙、隔热层的厚度、中间位置乘坐的舒适性和地板的形状。
⑤前轮跳动与翼子板间隙。
4.2发动机总布置设计
对于发动机总成的外形及附件的布置，首先应保证工作可靠，布置基本合理，并能满足整车布置的需要和整机性能的发挥，因此要求发动机总布置完成以下工作：
(1)各附件的选择应保证可靠，整机布置基本合理并能适合整车布置的需要；
(2)初步确定发动机的外特性曲线图，并保证前面初点的发动机最大功率，扭矩及共转速的要求，以便给传动系设计提供数据；
发动机悬置方案的选择和布置应保证发动机振动最小；
发动机进、排气歧管的布置，尽量保证进、排气口的连管的方便性和通畅性。
在车身、发动机总布置设计的过程中，整车总布置要随时了解情况，及时发现问题并进行协调，以确保两个总成的布置和设计合理，发动机仓的通风散热、隔音隔热良好，发动机与车身的振动小，各处间隙合理，地板总成、零部件的工艺性合理并有足够的刚度，发动机接近性好、维修保养方便，同时还要保证驾驶室内有舒适的居住环境，足够的工作空间。
4.3转向节、车轮总成与前轮制动器总成的布置设计
保证主销中心（等角速万向节中心）至车轮中心的距离最小；
选取合适的主销内倾角；
转向横拉杆与下节臂连接环头拆装的方便性；
前轮最大转角及限位。
4.4 后桥、车架、后簧与后轮的匹配布置
对于后轮双胎的载货汽车，其后桥、车架、后簧与双胎之布置关系、尺寸间隙可参改图1—61和表1—6—1及查阅相关的国家标准。
5. 整车总布置图的绘制及各总成的布置
在总成进行方案布置和设计计算的同时，要进行整车总体布置的有关计算(参数确定和性能计算)工作，并要在整车方案布置草图及各总成匹配布置的基础上正式绘制和布置整车总布置图。
整车总布置图包括侧视图、俯视图、前视图和必要的断面布置图、局部布置图。
在绘制整车总布置图的过程中，要随时配合、调整和确认其各总成的外廓尺寸、结构、布置型式、连接方式、各总成之间的相互关系、操纵机构的布置要求，悬置的结构与布置要求、管线路的布置与固定、装调的方便性等。
整车布置应从车型系列化角度出发，减少基础布置的变动，并可变型出多种车型，以适应大量生产和用户不同的使用要求，从而可以降低成本，提高可靠性。
在布置某一新车型时，在图面上同时考虑短轴距的4×2、6×4的自卸和牵引车的底盘布置要求，同时还考虑轴距加长后的几种变型车的布置关系，如油箱、备胎、贮气筒、电瓶、取力位置及方式、排气系统、进气系统、传动轴夹角的变化、悬架和车箱的系列化设计等。这虽然增加了不少工作量，但对车型的系列化发展及生产组织、管理会带来巨大的好处。
5.1整车布置的基准线——零线的确定
汽车在满载状态下，确定整车的零线(三维坐标面的交线)、正负方向及标注方式。
(1)整车在满载状态、车头向左来确定整车的坐标线。
X坐标线：通过左右前轮中心的铅垂面，在侧视和俯视图上的投影线即为X坐标线，前为、后为“+”，该线标记为 。
Z坐标线：取车架纵梁上翼面上较长的一段平面，或承载式车身中部底板的下表面，并与水平面平行时，该面在前视和侧视图上的投影线即为Z坐标线，上为“+”、下为“-”，标记为 。
y坐标线：通过汽车纵向中心线的铅垂面，在前视和俯视图上的投影线为了坐标线，前视图中右侧为“+”、右侧为“-”，标记为 。
(2)在新车设计时，整车的坐标线确定后，车身(车头、驾驶室)、车架的坐标线也确定了，三者是统一的。
(3)如果用现有的车身、车架拼装新车型，则三者的坐标线不一定一致。因为所选用的车身、车架已有自己的坐标线，而布置在新车上时，其坐标线不一定与新车的坐标线重合，因布置上的需要会造成差值，在设计时应记住这一差值，作为设计的原始数据。原车身、车架的坐标不随新车的坐标而变动。
整车零线的画法
上述的 、 、 三条线，统称为三个方向的零线。
在绘制总布置图时，先确定零线的位置。一般是从侧视图上开始，根据整车的前悬及车架上表面至地面的高度，确定X和Z坐标线的交点，然后通过该点画一水平线和一垂直线，分别代表 和 。需要时可画出网格线，间距为200mm或400mm，便于绘图时坐标点的换算或量取。
俯视图和前视图坐标线的画法可照此法处理，但须保证X、Y、Z三个坐标线互相垂直。
地面线可暂时不画，待前、后轮中心至车架上表面距离确定后，再以前、后轮中心为圆心，以车轮静力半径为半径，分别画两个圆弧，则两圆弧的切线即为地干线。
5.2确定车轮中心至车架上表面——零线的最小布置距离
5.2.1后轮中心至车架上表面——零线的距离
在前轮不驱动，仅后轮驱动的汽车上，前、后车轮中心至车架上表面——零线的最小布置距离取决于后驱动桥处在满载状态下的布置尺寸。参见图1—7-1，图中车架纵粱上表面与整车零线重合时，后轮中心至车架上表面—零线的距离为a+b+c。其中a为车架纵梁在后桥中心断面处的断面高度。b为满载时后桥壳至车架最大跳动距离。对于中、重型货车一般取95mm—110mm。c为后桥壳中心至与车架下表面相碰时的桥壳上表面的距离。下表面相碰时的桥壳上表面的距离。
5.2.2 前轮中心至车架上表面——零线的距离
前轮中心至车架上表面——零线的距离，一般均小于后轮中心至零线的距离，这样可以保证车架上表面在满载状态下与地面有一前低后高的夹角 ，使汽车在行驶时货物不会向后移。前轮中心至车架上表面——零线的距离所以能小于后轮处，就因为前轴允许有一落差值，车架前端可以向下倾斜，以便满足布置上的要求。见图1-7—2，其中 为前轮中心至车架上表面——零线的距离，c为满载时前轮最大跳动量，对于中、重型货车，其值为95mm～105mm左右，d为板簧总成的最大厚度，e为前轴落差值，即转向节中心至簧座上表面距离，CAl0B为80mm。前轮中心至零线的距离a=b+c+d-e。
一般载货汽车的 角取0.3～0.7 。轿车多取0 。
5.2.3前驱动轮中心至车架上表面——零线的距离
如果汽车前后轮均能驱动时，则前后轮中心至零线的最小布置距离取决于前驱动轮处在满载状态下的布置尺寸。一旦该距离确定后，根据 角就可确定后轮中心至零线的距离。
在前后车轮中心确定后，可以以车轮的自由半径和静力半径的长度为半径，以车轮中心为圆心分别画圆和圆弧(圆弧应画在地平面这边)，则圆即为车轮外廓在侧视图上的投影线，而两圆弧的公切线即为地平面在侧视图上的投影线。
无论是那种车型，都应考虑车架上表面至地面的距离(或至车轮中心的距离)，该距离越小越好，这样可以保证汽车的货箱底板能降至离地面距离最小(保证轮胎的跳动间隙)，并能保证车箱的纵、横梁有足够的断面高度，以满足其强度和刚度的要求，同时也可降低改装车改装部分的质心高度。
5.3前轴落差的确定
当前轮中心确定后，根据选定的车轮外倾角定出主销中心的高度位置，然后选一合理的前轴落差值(前簧座上表面至主销中心的距离)，在工艺允许的情况下尽量取大些，如果一级落差不够，还可在两簧座中间部分再出第二级落差，但要考虑最小离地间隙不能太小。两级落差的前轴工艺性稍差些。
5.4发动机及传动系的布置
根据总布置草图中所确定的发动机、前轴及前轮的相互位置关系、发动机总成、散热器总成、车头驾驶室总成的外形图，一起在总布置图中进行细化、准确定位，最后确定其坐标位置。
布置时要注意以下几点：
①油底壳与前轴的最小跳动距离；
②油底壳与横拉杆的间隙，除前轴垂直跳动量外，还要考虑制动时由于前簧的S变形而造成前轴向前有一转角 (约3 ～4 )所要求的额外间隙。特别是前驱动桥的传动轴与油底壳或附近的横梁等零件的间隙也应如此。
③散热器与风扇的位置关系。一般风扇至散热器芯部表面至少留40mm以上的间隙。风扇中心与散热器芯部中心可以对齐，或者高于芯部中心，但风扇不要超过上水室下边，这样的布置冷却效果差；
④曲轴中心线与车架上表面——零线，有一前高后低的夹角(约2°～5°)，一般取3°左右。目的是能使汽车在满载状态时，传动系的轴线互相之间夹角最小，甚至从前至后成为一条直线，以提高万向节的传动效率和减少磨损；
⑤满载时传动轴的正常夹角在4°以下最好，希望不超过8°。越野车的传动夹角可达11°多。有条件时，驱动桥自身可以倾斜一个角度，以便满足传动轴的等角速运转，或减小传动轴的夹角；
⑥单根传动轴不易过长，必要时可加中间支承，变成两根或多根传动轴传动。
轿车传动轴的布置，在不影响离地间隙的情况下，主要考虑车身地板的传动轴鼓包越小越好，因此传动线可布置成中间低两头高的形式。
5.5车头、驾驶室的布置
在发动机与车架、前轴、前轮布置关系确定后，即可布置车头、驾驶室，在总成设计阶段，对其关系进行协调。因此在这仅对其相互位置关系进行最后布置上的确认和坐标、尺寸的确定。
5.6悬架的布置
以载货车的板簧为主，介绍布置上的要求。
前板簧的布置要保证主销后倾角的要求，同时这种前高后低的布置也有利于产生不足转向。
板簧的支架应尽量减少悬臂的长度，以求在较小尺寸和质量的前提下，获得较大的强度和刚度。
后板簧的布置应做到前低后高，亦可获得不足转向。特别是高速轿车、轻型客车及吉普车等一定要考虑。对于载货车，可能因结构原因而造成布置上难度较大，则可较少考虑。
减振器应尽量布置成垂直状态，以最大限度地利用其有效行程和减少偏差。若空间不允许，也可斜置。布置时应注意下支点的离地高度，后减振器的上支点不应高出车架上表面太高(不应超过80mm)，以免影响改装车的装配和布置。
注意减振器上下行程的分配，不能发生上下顶死现象。
前悬架采用独立悬架时，要注意导向机构的运动对前轮定位角、轮距变化的影响及布置上的抗点头角的作用，拆装油底壳的方便性等。
5.7车架总成外形及其横梁的布置
先确定车架纵梁的断面(胶板)高度，可通过有限元计算，并参考同类样车的车架最大断面高度，决定车架的最大断面高度。
车架纵粱的外形，对于一般载货汽车来讲，前后轴之间的车架纵梁的断面高度为最大值，而在前、后轴附近及前、后端的断面高度均可变小，大多数车的前轴和后桥中心都处在车架纵粱断面高度变化的过渡区内。如图1-7-3所示。
也有的载货汽车或越野车，车架纵梁的后部断面也取为最大值。如图1-7—3中的虚线部分所示。对产量不大的重型车，车架从前到后采用等直的断面高度，即为落料成矩形断面，再压弯成“C”型结构，这样的纵梁制造工艺简单、成本低，但是质量偏大，前部布置上不太理想。
车架前部的变断面，除要保证足够的强度和刚度外，形状的变化及选择，要考虑布置上的需要和冲压的工艺性，如前簧的布置，主销后倾角度、前轮的跳动量、发动机和散热器等的悬置结构和处理是否理想、车头或驾驶室悬置的布置等，最后进行综合平衡后再确定车架前部外形尺寸和断面高度。
车架总成外宽的确定
不同的车型、不同的厂家，所选的车架总成外宽不一样，虽然国家制订了车架外宽的标准，但目前国内没有达到统一。第一汽车集团公司在中、轻、重型车上，根据国家标准要求，在允许范围内，确定了各车型车架的外宽尺寸，形成了公司的车架外宽“标准”。
对车架总成的外宽，其前、中、后部不等，主要取决于布置上的需要。前部外宽取决于发动机的外宽及悬置结构的布置、散热器的尺寸及悬置、前轮距、前轮胎的型号及车轮最大转角、转向纵拉杆和减振器的布置、前悬架的结构型式和布置位置等因素。后部车架的外宽取决于后悬架的结构、尺寸、布置及后轮胎(特别是双胎)的型号、布置尺寸、整车外宽(不允许超过2.5m)。车架中部的外宽主要考虑国家标准的规定，及前、后部宽度的差值的大小和过渡区的工艺性等，尽量采用前、中、后部等外宽的车架，这样工艺性比较好，质量容易保证。
轿车的车架主要是根据布置需要，多采用承载式车身，而高级的轿车还是采用有车架式结构，但车架的外形都根据布置上的需要，做成前后窄而高、中间宽而低的形式，这样可以保证整车质心低而且运行平稳。
车架总成的横梁布置应均匀、结构合理，在胶板上有总成固定支架的地方(即力的作用点)，应布置横梁，以便减少纵梁腹板的侧弯。悬架支架、发动机悬置、油箱、电瓶、驾驶室悬置等处都应考虑布置横梁。
5.8转向系的布置
转向系统的布置，主要是保证驾驶员操纵轻便、舒适，并使汽车具有较高的机动性和灵敏度，转弯时减少车轮的侧滑，减轻转向盘上的反冲力和有自动回正作用。
转向系布置的关键要保证转向传动装置及拉杆系统有足够的刚度和较小的传动比变化量。
转向机及转向柱的固定要牢靠，角度及转向盘的高度位置应保证驾驶员操作灵便，手臂没有被架高的感觉，抬腿蹬踏板时不碰转向盘。
拉杆必须有足够的刚度，特别是弯拉杆，要保证没有弹性变形。在前轮左右最大转角区间内，各节点不能出现发卡，磨擦现象，拉杆之间不能出现死角，在转向过程当中传动比的变化应尽量小。
在系列车型设计当中，由于轴距的变化会影响梯形底角的变化，在实际生产中，这种细小的变动很难处理，管理上容易出现误装或错装，生产也不好安排，为此就应在设计时回避这一误区。转向梯形的确定，以系列车型中，产量最大的、或轴距居中的车型、亦可两者兼顾后决定以某一车型为基础设计其转向梯形，其它车型直接乘用，这样便于组织生产和发展变型车；对使用影响也不大。
在纵置板簧的布置中，转向垂臂的球头中心应与板簧的跳动中心重合或接近，上节臂的球头中心应与主片的高度相差，这样可以减少车轮跳动时的干涉量，紧急制动时的干涉跑偏问题。
转向盘的高度、转向柱的角度固定方式等可与车身总布置共同商定，亦可在1：1的内模型内确定，并与脚踏板和坐椅一同考虑。
5.9制动系统的布置
国家标准中规定：汽车上应配有行车制动系统、驻车制动系统、应急制动功能，三者可以独立、亦可互相联系，当某二者失灵(踏板或制动阀除外)，另一系统仍具有应急的制动功能。应急制动的操作必须方便可靠，它可与行车制动或驻车制动的操纵机构结合，但三者不能合在一起。对于驻车制动，要求它必须通过机械装置把工作部件(制动器)锁止，解除也应方便可靠。
行车制动必须采用双回路或多回路系统，当部分管路失效后，其余部分仍有至少30％的制动效能。
总质量大于12t的长途客车、旅游客车和总质量大于16t并带10t挂车的列车必须装ABS，所以配合好制动系统的布置和设计是非常重要。
整车设计人员要与总成设计人员共同商定，选择行车和驻车制动器的方案、制动操纵方式及驱动机构的型式、结构和布置。
一般轻、轿车上均采用液压制动系统。中、重型车上采用气压制动系统。两种不同的驱动机构要求制动器的布置、整车制动系统的配置、操纵机构的型式和结构等也各不相同，所以对制动系统的方案选择和进行合理的布置是非常关键的。
5.10进、排气系统的布置
进气与排气系统方案的选择及布置的合理性，对整车的性能、可靠性、排放和振动噪声等有影响。
空气滤清器及进气管路是保证发动机得到充足和清洁空气的通道，所以吸气口要放在空气畅通、清洁、灰尘少的部位，管道长度应尽量短，以便减少阻力。空气滤清器的容量要足够，特别在风沙、灰土大的地区，要加大空气滤清器的容量，以增加滤清效果，减少发动机的磨损和保证其正常地工作。
一般长头车的空气滤清器放在发动机罩内，但平头车或重型车的空气滤清器(空气滤清器较大)都放在车身(头)的外面，有的从驾驶室背后竖起一个烟囱式的通气管道，吸气口在上端朝下或朝外。有的平头车的进气管道放在了乘客侧的车门和风窗玻璃的交接缝处，虽然不美观，但对性能有益。
对于长头重型车，由于空滤器较大，也可放在车头侧面。
排气系的布置要保证发动机排气畅通，阻力小(排气制动系统除外)，同时要尽量减少噪声和振动，排气口要朝左或右，不许朝向人行道。
排气管道的布置与油箱的距离应大于300mm，若布置不开时，中间可加隔热板。
排气管道的任何部位(除排气尾管的排气口外)都不允许发生漏气现象，以防止产生振动的噪声。
消声器进气管应尽量与动力总成固定在一起，以减少振动干涉。排气系统在整车(车架)上要用软垫进行支承和固定，以减少管道各接口处的振动和干涉。
在布置消声器时，注意离地间隙大小，特别是轿车更应选择合适的方案，不应影响通过性。
5.11操纵系统的布置
转向盘和转向柱的布置前面已经论述，这里仅对踏板(离合器、制动、油门)装置、变速操纵，驻车制动装置等进行论述。
所有踏板和操纵手柄位置都应按人体工程学的要求进行布置，可以在1:1的内模型中进行布置。
要求所有的操纵机构都要有足够的刚度，运动件的连接处配合间隙要合理，尽量减小自由间隙，运动件不能出现发卡和干涉现象，确保操纵动作的灵活与准确。特别是变速操纵机构，使用频繁、要求轻便、自由间隙小、不仅要求操纵机构本身刚度好，而且要求用来固定操纵机构的基体件的刚度也要好，这样才能保证在换档操作过程中灵活、准确、手感强。
5.12车箱的布置
根据车型所确定的载重量、用户对车箱长度的要求、整车的外廓尺寸、车箱底板是否允许有车轮鼓包、货物的情况等，合理地选择车箱的内部尺寸，但必须要保证符合公司内部所确定的车箱内部尺寸系列，不应随意变动，这样可以便于组织生产和变型，有利于系列化和通用化。
车箱前板及保险架离驾驶室后围或相关部件的间隙应不小于40mm。
保险架的高度应超出驾驶室顶部70mm～lOOmm。
车箱纵、横梁布置要合理，保证自身有足够的强度和刚度，使车箱底板在长期承载使用状态下，不会产生永久变形。
车箱纵梁的后端允许超出车架尾端不大于200mm，以便减轻车架的质量。
6. 整车总布置设计的运动校核
在进行汽车总布置设计时，要对各相对运动部件或零件的运动轨迹进行校核，以防止运动干涉，保证必要的运动间隙。例如：要校核前轮跳动(转向时)的轨迹和所需空间、前轮与翼子板、前轮与纵拉杆(转向拉杆与悬架共同工作校核图)、前桥(轴)跳动校核、油底壳和横拉杆的关系、前传动轴和相关部件的关系、后桥和传动轴的跳动图及后车轮和车箱地板、车架、板簧、轮胎侧隙等。
6.1 前轴(桥)的运动校核
目前，国内的载货汽车大多数采用非独立悬架的结构，应对其进行运动校核。采用非独立悬架的前桥(轴)相对于车架、车身上下跳动，其跳动受悬架和纵拉杆的限制。而且在车桥(轴)和车架之间均装有缓冲块，对车桥(轴)的跳动进行限制。在进行运动校核时，首先要确定前桥的跳动极限位置，一侧车轮在平地上或过坑而暂时悬空，而另一侧车轮遇到路面凸起，使前轴倾斜。但是在具体作法上，目前不统—。有的以一侧车轮上跳到钢板弹簧盖板与车架下翼面接触(即铁碰铁)时的位置作为最高位置。此时假设缓冲块已丢失；有的假定橡胶缓冲块被压缩 或 为车轮上跳的最高位置。上述第一种情况最保险，但要求较大的运动空间，这种画法比较适合于使用条件很差的军用越野车。第二种情况要求的运动空间比较合理。这种画法在国内比较常用，按此种方法校核的运动空间仍然过大。这是由于所假定的缓冲块压紧量与实际行驶中可能达到的最大压缩量有误差。另外，当汽车一侧车轮低速越过较大的凸起时，车架前部有可能发生扭转变形。此时轮罩也会随之上移而产生退让作用。所以，最好是根据同类型汽车在坑洼不平的坏路上实测的车轮相对车架向上和向下跳动的最大跳动量来确定前轴相对于车架的最大倾斜角。在缺乏试验数据的情况可以采用上述的第二种方法。
当前轴的最大倾斜角(最大斜跳位置)确定后，就可以作一下前轮跳动图。通过跳动图可以校核轮胎与翼子板的关系、对新开发的车型设计翼子板，可以对转向轮与纵拉杆进行校核；另外还可以校核前轮的减振器是否满足车轮上下跳动的要求，并对前轴(桥)、横拉杆和油底壳的关系进行校核。
平头驾驶室结构的车型，发动机的油底壳一般布置在前轴上方，前轴、横拉杆和油底壳也有相对运动。一般情况下，非独立悬架的轻型车前桥的动行程，即前桥满载位置到缓冲块压缩 时为80左右，那么静止满载时前轴、横拉杆和油底壳的间隙应不小于90。
按下列方法步骤绘制前轮跳动图:
①画出汽车满载静止时车架、前轴钢板弹簧、轮胎等有关部件的三个视图；
②根据车轮内外最大转角，作出满载状态的外轮廓线，然后投影到侧视图上；
③确定前轴斜跳的回转中心为 点，该点是处在左、右钢板弹簧主体厚度中点的联线上，且与汽车对称中点线偏离一个距离(偏向压得较紧的弹簧一侧)。根据第一汽车集团公司CAl0B汽车试验结果，偏距为前钢板弹簧中心距的15％。然而其比例关系不一定适合每个车型，在缺乏试验数据的情况下，可近似地把汽车对称中心和板簧主片厚度中心联线的交点作为跳动中心。以 为圆心，以 点到前轴中心线的垂直距离为半径画个圆弧，按确定的前轴对车架的侧角 做一直线(D线)与该圆弧相切。则此切线为斜跳后的前轴中心线。在这条线上的上面画出上跳后轮胎形状，并将外轮廓线投影到其余视图上。
选取不同断面，用上述方法作图，就可以得到较完整的车轮跳动图。有了跳动图，就可以判断转向轮与相邻的零部件是否会发生干涉，从而更好地确定它们的位置和形状。另外还要考虑必要的间隙(如胎面需装防滑链等)。
(2)独立悬架转向轮的上跳的最高位置可按一侧车轮上跳压缩缓冲块到 的位置。目前，国外一些汽车厂家在大量试验的基础上，提出了一种较为合理的更接近实际使用工况的校核方法。如德国大众汽车公司的校核方法规定车轮的转角不同，其跳动高度也不同。汽车直线行驶时由于车速较高，路面对车轮的冲击力也较大，规定此时跳动高度也最大。当汽车转弯行驶时，由于车速较低，路面对车轮的冲击力也较小，规定此时的跳动高度小一些。到极限转角时，跳动高度为最小。
采用作图的方法进行校核。为了简化作图时不考虑主销内倾和后倾，即假定主销垂直于地面。作图时首先画出俯视图,即画出转向轮绕主销中心O点向左和向右转的极限位置。分别在不同的截面画出车轮的外包络线，然后使车轮上跳，即可得到车轮既转又跳的外包络线。因此可近似认为车轮上跳为一种平动。这种方法较简单，但不准确。我们可以借助于计算机等先进的手段，建立轮胎的函数关系，轮胎跳动高度与转角的关系及轮胎的参数方程。编写程序即可以得到轮胎又跳动、又转动的外包络线。
采用独立悬架时的转向轮跳动图
6.2转向传动装置与悬架共同工作校核
目的：检查转向拉杆与悬架导向机构的运动是否协调，以及校核转向传动的零件在转向和悬架变形时是否会与其它零件相碰。
前悬架采用钢板弹簧的情况下，当前轮相对车身上、下振动时，转向节臂与纵拉杆相连的铰接点(球销中心 )一方面要随着前轮沿着弹簧主片所决定的轨迹运动，同时又要绕着纵拉杆另一端摆动。如果这两运动轨迹偏差较大，则会引起前轮摆振和反向冲击。因此，要求转向摇臂下端的 ，点尽量与转向节臂的球销中心 的摆动中心点 接近， 点位置取决于弹簧主片中点C的摆动中心 。根据试验研究，C点的轨迹近似于一段弧，其圆心的位置与弹簧固定端的卷耳中心相距 在高度上相距e/2，取图上 点(L1和L2为钢板弹簧前半段后半段的有效长度，e为卷耳内孔半径)，由于C点与 点在空间作同一运动，其联线 作平移运动，故找到了C点的摆动中心 后，即可按平行四边形机构原理，作平行四边形 C 找出 找出 点，由于 点是在弹簧固定端一侧，故现在国内所有厂家生产的轻型车(干头)的转向机构都布置在弹簧固定端附近。
悬架与转向的运动校核
以转向节臂球销中心 的摆动中心 为中心，以 为半径画出圆弧 ，再以转向器摇臂下端 为圆心， 为半径作圆弧 。过A点作主片卷耳联线的垂直线 ，并以 点向上截取距离为动挠度 的点，向下截以距离为静挠度 的点，通过这两点作垂直于 的直线与两个运动轨迹分别交于 和 四点， 和 为钢板弹簧与转向纵拉杆运动不协调所造成的轨迹偏差， 和 应尽量小一些，尤其在常遇到的跳动范围内应保证轮胎的弹性范围以内，如果偏差较大则应对转向器的位置，转向摇臂长度作适当修改，转向垂臂下端的 应尽量布置在 的运动中心 的附近。
当前轮采用独立悬架时，校核方法判断不同，此时应根据前悬架导向机构的结构特点，找出转向节臂铰接点的运动轨迹的瞬心，看它是否与分段式转向横拉杆的铰接点(断开点)相重合，则悬架的变形不会引起前轮转向。
6.3传动轴跳动校核
目的：(1)确定传动轴上下跳动的极限位置及最大摆角；(2)确定空载时万向节传动的夹角；(3)确定传动轴长度的变化量(伸缩量)，设计时应保证传动轴长度最大时花键与轴不致脱开，而在长度小时不致顶死；(4)校核后轮和车箱横梁和车箱地板的间隙。
画法：随悬架型式而异。现以货车上最常用的钢板弹簧悬架为例说明其画法.
首先，画出汽车满载时车架、后钢板弹簧、后桥壳和传动轴的位置，对于一端固定的对称的(或不对称程度不小10％的)钢板弹簧，可以足够准确认为：(1)弹簧主片中部与桥壳夹紧的一段及后桥壳在车轮上下跳动时作平移运动。(2)弹簧主片中点(主片厚度平均线的中点)A的轨迹为一圆弧，其圆心 点的位置在纵向与卷耳中心C相距 ( 为卷耳中心至前U型螺栓中心的距离)。在高度上与卷耳中心相距 ，由于后轮随着弹簧中部作平移运动，故后万向节中心B与主片中心A的联线也是作平移运动，因此，直线 可看成平行四边形机构上的一条边，作出这个平行四边形，即可求出了B点的回转中心 。为此，在图上画出A点的跳动中心 ，连接 A和AB两条直线，从B点作 A的平行线，从 点作AB的平行线，交于 点，此点即为所求的后万向节中心B的旋转中心。以 为圆心， B为半径画圆弧 ，此圆弧为B点的运动轨迹。过B点作车架的垂直线，在线上分别取BF等于挠度 ， 等于静挠度 ，以及 等于反跳挠度 (这相当于车轮遇坑下落到弹簧超过自由状态的情况)，过 、 和 点作平行于车架的线段与B点的运动轨迹交于 、 和 三点，这三点分别相应于悬架压紧(缓冲块被压紧)、自由和反跳三种状态下万向节中心的位置。连接 、 和 即得相应工况传动轴的位置。其中DE为传动轴上跳的极限位置， 和 相当于下跳的极限位置(视道路条件而定)，< 和< 为传动轴的最大摆角。此角度以不超过40 为宜(每边20 )传动轴的最大长度等于 和 ，其最短长度为 和 中较短的一个。汽车空载时的传动轴位置和夹角可用类似的方法求得。
7．汽车动力传动系统参数优化匹配方法
机械传动汽车动力传动系统参数的优化通常包括发动机性能指标的优选，机械变速器传动比的优化和驱动桥速比的优化，以下分别阐述。
7.1 汽车发动机性能指标的优选方法
在汽车设计中，发动机的初选通常有两种方法：
一种是从保持预期的最高车速初步选择发动机应有功率来选择的，发动机功率应大体上等于且不小于以最高车速行驶时行驶阻力功率之和；一种是根据现有的汽车统计数据初步估计汽车比功率来确定发动机应有的功率。
在初步选定发动机功率之后，还需要进一步分析计算汽车动力性和燃料经济性，最终确定发动机性能指标（如发动机最大转矩，最大转矩点转速等）。
通常在给定汽车底盘参数、整车性能要求（如最大爬坡度 ，最高车速 ，正常行驶车速下百公里油耗Q，原地起步加速时间t等），以及车辆经常运行工况条件下，就可以选择发动机的最大转矩Temax，及其转矩nM，最大功率 及其转速 ，发动机最低油耗率 和发动机排量 。
在优选发动机时常常遇到两种情况：一种情况是有几个类型的发动机可供选择，在整车底盘参数和车辆经常行驶工况条件确定时，这属于车辆动力传动系合理匹配问题，可用汽车动力传动系统最优匹配评价指标来处理。
第二种情况是根据整车性能要求和汽车经常行驶工况条件来对发动机性能提出要求，作为发动机选型或设计的依据，而这时发动机性能是未知的。
对于计划研制或未知性能特性指标的发动机性能可看作为发动机设计参数和运行参数的函数，此时，外特性和单位小时燃油消耗率可利用表示发动机的简化模型。
优选汽车发动机参数的方法:
（1） 目标函数F（x）
目标函数为汽车行驶的能量效率最高。
（2） 设计变量X
（3） 约束条件
1） 发动机性能指标的要求
发动机转矩适应性要求：
转矩适应性系数也可参考同级发动机试验值选取。
发动机转速适应性要求：
如果 取值过高，使 ，则可能使直接档稳定车速偏高，汽车低速行驶稳定性变差，换档次数增多。
2） 汽车动力性要求
最大爬坡度要求：
最高车速要求：
，即
直接档动力性要求：
汽车加速性能的要求：
原地起步连续换档加速时间不得大于要求值
3） 汽车燃料经济性要求：
直接档在常用车速下行驶的百公里油耗不得超过其限制值
发动机排量的要求：
式中, 、 ——分别为发动机升功率的统计上、下限值，kW/L。
根据上述建立的优化模型，即可优选出最优发动机参数，并选择发动机型号。
发动机简化模型
发动机性能特性可看作是发动机性能指标和运行参数的函数，此时，外特性可表示为：
式中， ——发动机最大有效转矩，N·m；
——发动机最大功率对应的转矩，N·m；
——发动机最大有效转矩对应的转速，r/min
——发动机最大功率对应的转速，r/min。
发动机单位时间的油耗量可以表示为：
式中， ——发动机每分钟消耗的燃油量，g/min；
——发动机怠速时单位排量每转燃油消耗量，g/(r·L)；
——发动机单位排量单位转矩每转燃油消耗量提高系数g/( N·m ·r·L)；
——发动机的排量，L。
据研究，汽油机和柴油机的的 和 值范围如表2.2所示。
表2.2 汽油机和柴油机的的 和 值
参数 Gox ro
汽油机 0.0065~0.0080 0.00035~0.00045
柴油机 0.0025~0.0040 0.00030~0.00032
7.2汽车变速器速比的优化方法
汽车传动系参数优化是以汽车动力性与燃料经济性模拟计算为基础，以汽车动力性要求为约束条件，多工况燃料经济性为目标函数进行优化。
汽车变速器速比优化最终目的是使汽车在满足动力性要求前提下，在常用行驶工况下燃料经济性最佳。
设计变量取变速器各档速比，表示为x（i），i=1，kn（kn为前进档位数）。
目标函数一般为汽车多工况循环模式的燃油消耗量Qs。
约束条件主要包括：汽车的动力性要求和变速器各档速比间隔的要求。
在选择传动系参数时，应考虑汽车具有足够的动力性能，即应有足够的直接档动力因数Domax和I档最大动力因数Dimax，同时需校核I档最大驱动力时附着条件。
式中, Tem——发动机最大有效转矩，N.m
ηt——传动系效率
rk——车轮滚动半径，m
CD——汽车空气阻力系数
A——汽车前迎风面积,m2
nem——发动机最大转矩点所对应的转速，rpm;
G——汽车总重力，N。
则直接档最大动力因数的约束条件应为
Dol<Domax<=Doh
式中，Dol,Doh——分别为不同车型汽车直接档最大动力因数要求的上下限。
I档最大动力因数反映了汽车最大爬坡能力，其计算式如下：
同上，I档最大动力因数的约束条件为
式中 D1L，D1h ——分别为不同车型汽车I档最大动力因数要求的上下限值。
在确定I档动力因数后还应该按以下条件校核附着条件，即最大牵引力必须小于或等于汽车在地面上的附着力：
式中 ——道路附着系数；
——驱动轮上的法向反作用力，N。
同样也可以汽车最大爬坡度要求代替动力因数作为约束条件。
变速器相邻档位的速比比值影响着变速器的使用性能，比值过大会造成换档困难。根据统计，一般在1.4～1.8之间。考虑到换档过程，外界道路阻力总是造成车速下降，换档时车速越高，换档过程的速度下降就越多，所以随着档位的提高，相邻两档的速比比值应逐渐降低。据此对相邻档位的速比比值要求如下：
式中, ——分别为相邻速比间隔的下限和上限值。
此外，汽车最高车速，汽车原地起步连续换档加速时间限制也作为约束条件。
以上构成了汽车变速器速比的一般优化模型。
7.3汽车主传动比优化方法
汽车主传动比对汽车动力性燃料经济性影响很大。主减速比增大，可以增加汽车的后备功率，提高汽车加速性能，但也会使汽车燃料经济性下降。因此，主传动比的选择，应保证汽车的动力够用，又有最佳的燃料经济性。
对于某一特定的车辆，当汽车总重、重量分配和发动机等已确定后，如何合理的选择传动系参数，按传统的做法，需要进行大量的汽车动力性和燃料经济性计算和实验工作，而且由于各种条件限制，往往不能获得最理想的结果。
汽车主传动比的优化最终目的是使汽车在满足动力性要求下，在常用行驶工况燃料经济性最佳。
在选择传动系参数要求时，应考虑汽车具有足够的动力性能，即应有足够的直接档动力因数D0max 。直接档动力因数表示汽车在正常情况下行驶所具有的上坡和加速能力。
汽车最高设计车速，原地起步连续换档加速时间和最大爬坡度要求也作为约束条件。
7.4 汽车传动系统参数的区间优化方法
如前所述，传动系参数中齿轮齿数和模数为离散变量，而采用以上优化方法获得的速比值是一个确定的最优值，不一定满足生产厂家的实际生产需要，存在着变速器齿轮配齿的问题。
为此我们提出了汽车传动系参数的区间优化模型。在这一模型里，不追求变量的确定优化值，只是在保证一定的优化效果的前提下，求设计变量的最大可行区间，这样就可以扩大传动系参数的选择范围，并可以解决变速器齿轮配齿问题。
用区间数表示需要共享的实际变量，则确定汽车传动系参数最大可行区间的问题可以表述为扩大设计变量区间数的宽度问题。令Xi为共享设计变量，则求最大共享区间问题的数学模型，即是求最大可行区间问题的数学模型，即是求最大可行区间宽度的优化问题。在一定的约束条件下，其数学模型为：
满足约束条件
其中， 为约束区间函数， 为约束区间函数的限制值， 为权系数， 为区间变量总数， 为第 个区间数的区间宽度， 可行区间变量 的约束区间数， 。
上述模型描述的是区间扩张的逆问题，及规定函数的值域区间求定义域区间的问题，在约束函数为凸函数时，有确定的解。
求解上述模型得到的可行区间宽度有时较窄，为了改善效果，引入“条件预优概念及方法”，也就是把影响实值函数 的变量及参数分为两类，其中 为一类，叫做关键变量，我们关心这些变量的可行变化区间 ，而不关心它们取什么确定值；此外，我们把影响目标函数值的其他变量及参数在一定的范围内变动，这些扩大的变量称作为条件变量。
我们采用对条件变量优选的方法，即求 使
求解模型时，对应于每一组 时，有一组对应的最优变量 ，我们把 称为预优条件变量，把这一类运算成为“条件预优运算”。通过条件预优运算，能明显地提高与改善优化效果，即
若我们把上述预优概念引入模型 ，那末就可以扩大关键变量允许选取的范围，改善最大可行区间的求解效果。也就是说，在满足性能要求的前提下，扩大关键变量的区域。这样可导出改进的模型如下：
求 使
求 使
其中 为条件变量的约束区间数， ； 为变量总数（包括关键变量和条件变量）。
在具体计算传动系参数最大可行区间问题时，我们以多工况模式的燃油百公里油耗Qs为目标区间函数，以满足汽车动力性要求为约束条件。为了简化计算，以传统的按等比级数q来分配变速器各档速比，最高档为直接档；同时取驱动桥速比I0为另一约束区间数，故约束区间函数可表示为QS（q，I0）≤c。
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发表于 11-6-2011 21:06:46
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