（吉利）整车部设计手册-底盘布置篇 - 图文

总布置篇

第×章 底盘布置

底盘布置是下车身布置的重要环节，也是平台选择的首要任务。在项目策划初期就要进行底盘的布置，为底盘设计提供输入。

1.1 悬架结构型式和特点

汽车悬架按导向机构形式可分为独立悬架和非独立悬架两大类。独立悬架的车轮通过各自的悬架和车架（或车身）相连，非独立悬架的左、右车辆装在一根整体轴上，再通过其悬架与车架（或车身）相连。

图1 非独立悬架与独立悬架示意图

1.1.1 独立悬架

主要用于轿车上，在部分轻型客、货车和越野车，以及一些高档大客车上也有采用。独立悬架与非独立悬架相比有以下优点：由于采用断开式车轴，可以降低发动机及整车底板高度；独立悬架孕育车轮有较大跳动空间，而且弹簧可以设计得比较软，平顺性好；独立悬架能提供保证汽车行驶性能的多种设计方案；簧载质量小，轮胎接地性好。但结构复杂、成本高。独立悬架有以下几种型式：

1.1.1.1 纵臂扭力梁式

是左、右车轮通过单纵臂与车架（车身）铰接，并用一根扭转梁连接起来的悬架型式（如图2所示）。

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图2 扭力梁式独立悬架

根据扭转梁配置位置又可分为（如图所示）三种型式。

图3 扭力梁式独立悬架的三种布置形式

汽车侧倾时，除扭转梁外，有的纵臂也会产生扭转变形，起到横向稳定杆作用。若还需更大的悬架侧倾叫刚度，仍可布置横向稳定杆。这种悬架主要优点是：车轮运动特性比较好，左、右车轮在等幅正向或反向跳动时，车轮外倾角、前束及轮距无变化，汽车具有良好的操纵稳定性。但这种悬架在侧向力作用时，呈过多转向趋势。另外，扭转梁因强度关系，允许承受的载荷受到限制，扭转梁式结构简单、成本低，在一些前置前驱汽车的后悬架上应用得比较多。

1.1.1.2 双横臂式

是用上、下横臂分别将左、右车轮与车架（或车身）连接起来的悬架型式（图4）。上、下横臂一般作成A字型或类似A字型结构。这种悬架实质上是一种在横向平面内运动，上、下臂不等长的四连杆机构。这种悬架主要优点是设定前轮定位参数的变化及侧倾中心位置的自由度大，若很好的设定汽车顺从转向特性，可以得到最佳的操纵性和平顺性；发动机罩高度低、干摩擦小。但其结构复杂、造价高。

双横臂式悬架的弹性元件一般都是螺旋弹簧，但是在一些驾驶员座椅布置在上横臂上方的轻型客、货汽车上，为了降低悬架空间尺寸，采用了横置钢板弹簧或扭杆弹簧结构（图5）

图5 双横臂式独立悬架

1.1.1.3 多连杆式

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用多根拉杆（4~5根）代替双横臂式悬架上、下两个A型横臂的悬架结构（图6）。

图6 多连杆式独立悬架

结构和双横臂式悬架没有很大区别，但结构种类比较多，几乎每个车型都不相同。多杆式悬架主要优点是，利用多杆控制车轮的空间运动轨迹，以便更好地控制车轮定位参数变化规律，得到更为满意的汽车顺从转向特性，最大限度满足汽车操纵性和平顺性要求。缺点是零件数量多、结构复杂、要求精度高。多杆式悬架是目前最为先进的悬架结构。

1.1.1.3 麦弗逊式（滑柱连杆式）

是用减振器作滑动立柱并与下摆臂组成的悬架型式（图7）

图7 麦弗逊式独立悬架

它可看成是上摆臂等效无限长的双横臂式独立悬架。这种悬架主要优点是：增加了左、右两轮之间的空间，这对前置前驱汽车来说是非常有利的；由于减振器在车厢上的安装点位置较高，制造中容易保证主销定位角的位置精度。与双横臂式悬架相比，设定前轮定位参数的自由度小，用于前轮时，发动机罩偏高。另外，由于滑柱中摩擦组里较大，影响汽车平顺性。为减少作用于滑柱的附加弯矩产生的摩擦，通常设计成螺旋弹簧和滑柱的中心线而偏离一个角度（图8）为减少摩擦也有

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将减振器导向座和活塞的摩擦表面用减磨材料制成。

图 8 麦弗逊式悬架（螺旋弹簧偏置）

1-螺旋弹簧中心线 2-螺旋弹簧 3-滑柱 4-滑柱中心线 5-轮胎接地点

1.1.2 非独立悬架-四连杆式

非独立悬架主要用于货车和客车的前、后悬架，在轿车中仅用于后悬架。非独立悬架，尤其是以钢板弹簧为弹性元件并兼作导向装置的，结构简单、使用可靠、制造方便，当车轮上下跳动时，车轮定位参数变化小、轮胎磨损小。主要缺点是簧下质量大，车轮接地性和乘坐舒适性不好，用于转向轮式，因陀螺效应易使车轮产生摆振现象。

四连杆式非独立悬架是用四根（也有三根或五根的）推力杆控制车桥位置的非独立悬架（图10）。多用于轿车后悬架和客车、载货车的空气弹簧悬架。为了克服钢板弹簧悬架缺点，用螺旋弹簧或空气弹簧代替钢板弹簧。但由于这些弹性元件只能承受垂直力，为了传递除垂直力之外的力和力矩，采用了推力杆结构。

图10 四连杆式非独立悬架

四连杆式悬架与钢板弹簧式悬架相比，弹簧可以设计的比较软。另外，由于这种悬架可以提供多方案设计的可能性，合理布置悬架导向杆系，能够获得满意的操纵性。缺点是零部件数量多，成本高。

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1.2 悬架布置

1.2.1 悬架硬点初步设计

悬架硬点在逆向设计中尤为重要，通过扫描数据获得悬架的初步硬点位置是进行底盘布置的基础。需要从点云获得底盘涉及到的硬点见图11、图12

稳定杆连接杆上球头点 稳定杆连接杆下球头点

左前轮心 左驱动轴内球笼绞接点

右驱动轴内球笼绞接点

左驱动轴外球笼绞接点 转向拉杆/转向节球绞中心 摆臂球销中心点

转向拉杆/转向器球绞中心

图11 前悬架硬点位置

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图12 后悬架硬点位置

因悬架硬点较多，本篇以转向拉杆/转向器球绞中心点作为实例介绍硬点选取，其它硬点获取方式基本相同

对于底盘点云的扫描要求如下：

1、需要扫描空载、半载、满载三种载荷状态下的悬架的状态 2、三种状态车身作为基准，从而能看出硬点变化

3、对于单个零部件需要扫描其运动部分至少三个状态 4、点云不出现重印 5、主要轮廓表现清晰 6、点云扫描密度均匀

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图13 从点云中取初步硬点

从点云中获取硬点步骤如下：

1、选取三个状态点云，分别做出其中心线

2、通过中线求出其交点即为转向拉杆/转向器球绞中心点 1.2.2 悬架运动分析及参数分析

分析过程见运动分析校核报告 1.2.2.1 前束及前束的变化

汽车的前束角是汽车纵向中心平面与车轮中心平面和地面的交线之间的夹角。如果车轮的前部靠近汽车纵向中心平面，则前束为正值（前束角）；反之则为负值（后束角）。总前束角是左、有车轮前束角之和。实际上多用前束值，即左、右车轮轮辋边缘后部间距大于前部的余量，以便指在空载时车轮停在直线行驶位置的状态下，在车轮中心高度上测量。

在汽车行驶中保持前束不变非常重要，换言之，设计上希望在车轮上下跳动过程中，前束不变。这比在汽车静止时有一个正确的前束更为重要。

车轮上跳及车轮下落时的前束变化对车辆的直行稳定性、车辆的稳态响应（不足转向、过多转向）特性有很大的影响，是汽车悬架的重要设计参数之一。侧倾时的前束变化也称为侧倾转向。 对于汽车前轮，车轮上跳时的前束值多设计成零至弱负前束。设计值取在零附近是为了控制直行时由路面的凸凹引起的前束变化，确保良好的直行稳定性。另外，取弱负前束变化是为了使车辆获得弱的不足转向特性，以使装载质量变化引起车高变化时也能保持不足转向。与上跳行程相对应的前束变化最好呈直线，但受悬架、转向结构型式所限，实际呈曲线变化为多（图14）

图14 前束变化

前束变化的较理想设计特性值为：前轮上跳是，为零至负前束（-0.5°/50mm）（即弱负前束变化），后轮上跳时，正前束（0.3°/50mm）（即弱正前束变化）。

1.2.2.2 外倾变化

车轮上跳及车轮回落时的外倾变化与前束变化一样对车辆直行稳定性、车辆的稳态响应特性等有很大影响。由于轮胎与路面之间有相对的外倾角，路面对车轮作用有外倾推力，该力与侧偏角

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产生的侧向力汇合而成为车辆转向所需的横向力（图15）。因此，在考虑外倾变化与车辆特性的关系时，必须考虑对地面的外倾变化。

图15有外倾角的侧偏轮胎上的力

对于外倾变化，不同悬架结构有较大差异.一般上跳时，对车身的外倾变化为-2°~+0.5°/50mm较为适宜。

1.2.2.3转向主销的内倾角及偏移距

转向主销倾角是指从车辆正面看在转向轮上转向主销轴线与铅垂直线的夹角，转向主销偏移距是指从转向轮接地点A到转向主销轴与路面的交点B之间左、右方向的距离（图16) 。

图16转向主销内倾角及偏移距

在实际设计中，转向主销内倾角及偏移距大小主要受到结构的限制。大致的范围为：转向主销倾角7°~13°。希望取较小的数值；转向主销偏移距-10~30mm，希望取较小的数值，特别是在FF车中，多设定零至负值。

1.2.2.4 主销后倾角及后倾拖距

主销后倾角是指从车辆侧面看，转向主销轴与错垂线的倾角；后倾拖距是指在转向轮上，轮胎

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接地点中心A和转向主销轴与地面交点B之间的距离（图17）

图17 主销后倾角与后倾拖距

主销后倾角对转向时的车轮外倾变化影响较大。假若主销后倾角设计较大，则外侧转向轮的外倾角会向负方向变化（图18）。因此，当前轮主销后倾角较大时，需增加前轮转向所必需的横向力，以抵消外倾推力。这样车辆的不足转向特性较弱。最大横向加速度会增大。轿车的主销后倾角一般为:前置前驱动车0~3°；前置后驱动车3~10°。

图18 转向时的外倾角变化

若后倾拖距较大，有利于提高转向轮的回正能力和直行稳定性，但转动转向盘时的转向力及保持力会加大，因此，对于无助力装置的手动转向，后倾拖距的设计应有一定限度。轿车的后倾拖距一般为0~30mm。

1.2.2.4 轮距变化

这里所说的轮距变化是指图19所示的随着车轮的上下跳动轮胎接地点产生的横向位移。从减少轮胎磨损等因素考虑，轮距最好不发生变化。然而，在一般的独立悬架系统中，由于结构上的原因，轮距不变是不可能的。这样，为了使轮距变化尽可能小，悬架控制臂的长度、相对位置等都需仔细考虑。轿车的轮距变化应在-5mm/50mm~5mm/50mm(单轮)范围内。

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1.3 转向系统布置

转向系统布置包括转向管柱、转向机、中间轴的布置，布置过程中需要校核各转向系统的运动空间，校核装配与转向管柱上各零部件的布置空间等 1.3.1 转向系统布置需考虑的因素

人机工程（方向盘中心点及转向管柱布置角度的确定、视野）； 碰撞安全（点火锁位置、中间轴压溃距离）； 转向性能；

转向与踏板布置关系； 转向管柱与仪表台横梁关系； 前围板的设计可行性； 1.3.2 转向系统的布置思路

确定方向盘中心点位置及转向管柱角度； 校核视野；

校核在正面碰撞时，点火锁、组合开关的影响； 确定转向机位置、布置中间轴及优化； 踏板操纵校核及踏板布置优化； 1.3.3 确定方向盘中心点及转向管柱角度

1.3.3.1 参考质量目标车方向盘中心点初定为HL-1方向盘中心点（图20）

图20 质量目标车方向盘中心点对比

1.3.3.2 安全分析（图21）

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图21 安全分析转向管柱对碰撞的影响

1.3.3.3 转向系统的布置要求

转向系统的布置主要在于硬点的布置（图22），其硬点要满足如下要求： 1、转向机构的夹角均要大于150°； 2、转向机构的夹角差不大于2°； 3、中间轴长度大于240mm。

图22 转向系统硬点布置

1.3.4 转向包络分析

转向系统硬点布置完毕后应检查其转向过程中有无零部件干涉情况，且需要检查其转向系统调节的各个方位的干涉情况（图23）。其与周边间隙大于10mm。

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图23 转向系统的间隙检查

1.3.5 转向系统布置流程

转向系统的布置流程及考虑因素如表1所示

表1 转向系统的布置流程

系统 项目 考虑因素 布置要求 可通过质量目标车和竞品车型确定方向盘中心点 分析腿部在碰撞过程中与转向系统的关系，保证方向盘在轴向有充足的压溃距离（50mm），修正方向盘中心点 人机工程 转向管方向盘中心点及转向管柱 柱角度 正面碰撞 中间轴与转向管柱夹角α1 中间轴与转向机输入轴中间传夹角α2 动轴 α1>150° 为保证中间轴有足够的压溃距离（20mm），需保证中间轴长度≥240mm α2>150° α1与α2的关系 α1≈α2 必须校核传动轴与踏板在工作过程中的关系，保证踏板在工作行程内与传动轴有足够的间隙（≥40mm） 满足仪表在驾驶员的视野范围内，不被方向盘遮挡。 驾驶员的仪表视野盲区 其它 SAE J1050 转向管柱与仪表台横梁 转向管柱支架设计 有充足的空间供支架设计 — 12 —

1.4 制动系统布置

1.4.1 ABS的布置

1.4.1.1 ABS系统概述

在制动系统里采用制动力调节装置可以改善制动力在各车轴间的分配，但无法避免车轮抱死，而车轮一旦抱死都将使制动效能变坏，汽车或是失去转向能力。因此在制动过程中，防止车轮抱死才是提高制动性能的最佳途径。按GB12676-1999的规定，从2003年10月起，最大总质量大于12000kg的M3类旅游客车和最大总质量超过16000kg允许挂接O4类挂车的N3类车辆必须安装符合GB13594-1992《汽车防抱制动系统性能要求和试验方法》中规定的一类防抱制动装置。

1.4.1.2 ABS的布置位置

ABS的布置位置基本在机舱部位，一般布置与机舱左、右纵梁以支架形式安装（图24）

图24 ABS在机舱的位置

1.4.1.3 ABS的布置要求

1、HECU模块布置在机舱内应避免雨水的积攒或灰尘的堆积； 2、HECU线束接插件插拔时无干涉

3、HECU线束应能方便的插拔，已方便维修及软件的升级 1.4.2 驻车制动器布置

1.4.2.1 驻车制动概述

驻车制动系有以下两种型式。一是车轮驻车制动（图25），一般兼用后轮制动器，仅有与行车制动系分开的控制装置和传能装置；二是中央驻车制动（图26），有专设的中央制动器，以及独立的控制装置和传能装置。

采用前一种方式不仅可简化结构和降低成本，而且由于制动力矩直接作用于车轮上，不会传到传动系，可兼用作应急制动。采用后一种方式时，制动力矩须经过驱动桥分配到两侧车轮上，这样虽可以将制动力矩放大，但在紧急制动时可能因传动系零件过载造成损坏而导致制动失效。

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图25 后轮驻车制动系统 图26 电子驻车制动系统 1.4.2.2 驻车制动的布置

后轮驻车制动分为手驻车制动和脚驻车制动，其中手驻车制动用于手动挡和自动挡的汽车，脚驻车制动用于自动挡汽车。 1．确定所建议的副仪表板或地板安装驻车制动手柄的合理手控活动范围（图27）。

图27 驻车制动布置时的手控范围

1-1）在采用座椅布置设计位置（H点）和靠背角度的人体模特时，将人体模特向前移动至H点的最

前位置。从人体模特后背线和H点上方200mm一个点的交汇处，向前165mm进行测量以便确定“制动状态”或使用条件下的后部界限。

1-2）确定SAE J287-驾驶手控活动曲线以便对驾驶员的座椅位置进行布置。

采用最接近从手刹中心线至方向盘中心线横向(Y-Y轴)测量的间距数值的手控曲线。

在H点上方大约200mm高度，从手控活动曲线水平向后175mm进行测量。这就确定了手刹

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在“没有倾斜”情况下向前的手控界限。

1-1） 将驻车制动手柄确定在前后界线之间的区域之内。

请注意在图中从驻车制动手柄末端50mm测量，有一个手柄参考点。这个手柄参考点在非制动或分离时应位于“无倾斜”向前手控活动界线的后部而在制动或连接时应位于使用状态下后手控活动界线的前方。

1-4）建议制动时H 点上方的最大高度：280mm

2．建议作用或拉起手柄的最大力量取决于和H点有关的手柄高度（表2）。

表2 拉起手柄的最大力和H点高度的关系

和H点有关的手柄高度（处于起点） +156mm 0: H点 -121mm -198mm -226mm 3.手柄的建议尺寸和力量（图29）

最大力量 53N 76N 100N 109N 105N

图29 驻车制动手柄尺寸

3-1）建议拇指释放按纽的最大力量：6.7N 3-2）建议按纽最小直径尺寸：19mm 3-3）建议指关节最小间隙：41mm 3-4）建议手指最小间隙：34mm

3-5）建议手柄下方最小垂直间隙：36mm 3-6）建议前部最小间隙：30mm

3-7）建议直径或抓握宽度：19-50mm 3-8）建议最小抓握长度：110mm

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1.5 传动系统布置

1.5.1 传动轴概述

汽车发动机与驱动车轮之间的动力传递装置称为汽车的传动系。它应保证汽车具有在各种行驶条件下所必需的牵引力、车速，以及它们之间的协调变化等功能，使汽车有良好的动力性和燃料经济性;还应保证汽车能倒车，以及左、右驱动车轮能适应差速要求，并使动力传递能根据需要而平稳地接合或彻底、迅速地分离。

汽车行驶时。作用在驱动车轮上的转矩(或换算成驱动力)与车速之间的理想关系曲线为等轴双曲线。但一般汽车都是以往复式内燃机作动力，其转矩与转速(或换算为车速)间的关系不能适应汽车的行驶要求。发动机的转矩——转速特性经传动系的变速机构转变后，就可在驱动车轮上得到近于理想的驱动力——车速特性，如图30所示。

图30 汽车的理想驱动力——车速特性曲线与实际特性曲线

1.5.2 传动系统的布置型式及优缺点

传动系的布置型式主要决定于它与发动机在汽车上的相对位置，通常有以下几种。 1)前置发动机后轮驱动

简称前置后驱动或FR。这时，离合器、变速器与发动机多组合成一休(重型汽车的变速器有时单独悬置，以便于维修)，并置于汽车前部，驱动桥则经悬架与车架或车箱的后部相联，在变速器与驱动桥之间装有万向节传动袖。这种布置型式使发动机通风冷却好、车箱供暖方便；传动系及变速操纵杆系的布置较简单；整车轴荷分配易于合理；起步加速及爬坡时的附着性好；轮胎磨损均匀。这种布置型式用于绝大多数的载货汽车、部分客车。也常为中高级和高级轿车所采用。

采用这种布置的轿车通常具有中性转向或稍有不足转向特性，方向稳定性好，同时轿车的后行李舱可布置得较宽敞。然而，汽车的轴距较长、传动轴较长或需分段并加中间支承；汽车整备质量较大；传动轴还限制了轿车地板的降低，地板上需鼓起一条传动轴通道为此多采用下偏置双曲面齿轮的主减速器。

早期的大客车多用货车底盘及发动机改装而成，延用了货车的前置后驱动布置，前置发动机也有利于冷却及方便维修，动力与传动系统的操纵机构简单等优点。但是，由于发动机罩突出地板之上、使车箱面积利用率差；车箱内噪声大，隔热、隔振较困难，发动机油烟味也有可能进人车箱内而影响舒适性；轴荷分配也不够理想，前轴易过载而使转向沉重；由于前悬的尺寸受到限制而加长后悬，使汽车的离去角过小，上、下坡时容易刮地，同时也使得在前悬处不易设置乘客用车门而实行公共汽车的单人管理(驾驶员及乘务员为1人)；当轴距较长时需采用多节传动轴，易于发生共振；地板也较高，乘客上、下车不方便等。鉴于上述缺点现代大客车早已脱离货一车底盘，实行专门设计的独立发展方针，而改用后置或中置发动机后轮驱动的布置型式。

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2)前置发动机前轮驱动

简称前置前驱动或FF。这种布置型式为微型、普通级和中级轿车所广泛采用。其发动机、离合器、变速器及主减速器等连成一体，省去了传动轴，便传动系布置紧凑。相对FR方案汽车整备质量可减小8%；当发动机横置时轴距可缩短10%，且主减速器齿轮可由通常的螺旋锥齿轮或双曲面齿轮改为斜齿圆柱齿轮，其节省的费用可部分抵销前驱动的等速万向节成本；具有不足转向特性和很好的方向稳定性，高速行驶的安全性好。这种布置型式近年来在中级以上的轿车上采用的也日益增多。在易滑路面上尤且是爬坡时，由于驱动车轮的附着力较小、也会侧滑而失去操纵稳定性。后轮轴荷小，特别在空载行车制动时会引起后轮抱死而侧滑，为避免这种情况发生，应加装制动器液压调节装置或防抱死系统（ABS）。侧滑也会发生在非常有效的发动机制动时。另外，尤其当发动机横置时，其布置空间很挤、维修时的接近性较差。由于后轮轴荷较小，在不使后悬过长的情况下可尽量加大行李舱的空间

3)后置发动机后轮驱动

简称后置后驱动或RR。这种布置型式最宜为大客车采用，以减轻前轴负荷及减少发动机的热、废气振动和噪声对车箱的侵扰；增大车箱有效面积并在地板下布置大的行李舱或大大降低地板高度，方便乘客上、下车。但变速及供油系统需远距离操纵，发功机的通风冷却条件较差，散热器布置也较困难。发动机可纵置或横置于后桥之后。

这种布置过去也常见于微型和小型轿车上，这时发动机多纵置且与离合器、变速器、主减速器连成一体，而驱动车轮要配以独立悬架轿车的轴距及整备质量与前置前取动的类同，但后轴负荷过大(约为58%)，导致汽车有过度转向倾向及不足的方向稳定性，前置行李舱由于转向轮的影响，空间较小，且汽车难于变型，冬季前挡风玻璃引暖风除霜也较困难:因此在轿车上这种布置已为前置前驱动布置型式所取代。 4)中置发动机后轮驱动

简称中置后轮驱动或MR。现代大客车有的采用中置卧式发动机且后轮驱动的布置方案，发动机布置在前、后轴之问的车箱地板之下，使车箱面积利用率很高。座椅布置和车身外形设计均不受发动机的限制；前门也可以布置在前轮之前，以便于公共汽车的单人管理；车箱内噪声小、传动轴短，但隔热较差地板也难于降低。特别是发动机受到布置限制而需要专门设计时，其冷却、保温、防尘、防污和维修条件都不好，故仅适用于道路及气候条件好的地区行驶的车辆。发动机也要求有高的可靠性。

5）前置发动机全轮驱动 简称前置全轮驱动，对于四轮汽车则可用4WD表示。全轮驱动可使整车重力都成为附着力加以利用，以提高汽车的牵引力和通过性。这种驱动型式不仅为越野汽车所采用，而且自20世纪70年代末也开始用到轿车上，出现了常接合式四轮驱动轿车，以提高其对各种路面和地面的适应性、通过性及安全性。越野汽车采用的非常接合式全轮驱动，指的是在非越野行驶时可切断对前轮的动力传递，而仅由后轮或中、后轮驱动。对于三轴和四轴越野汽车。采用贯通式驱动桥布置方案可简化结构、减少零件种类，提高、部件的通用程度。 1.5.3传动轴布置

1.5.3.1 前置前驱传动轴的布置

轿车多采用前置前驱的布置形式，其布置的夹角直接影响到汽车的性能。在布置时，需要输入 1、空、半、满载轮心位置 2、差速器中心点 3、驱动轴类型

4、内球笼中心点至差速器中心点距离 5、外球笼中心点至轮心的距离 传动轴的布置需要满足以下条件

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1、其布置角度在空载状态下不能大于4.5°（图31），全行程的变化量不能大于9°； 2、驱动轴在所有载荷及运动条件下与周边件保持10mm以上的间隙；

3、若右端驱动轴为分段式驱动轴，则应考虑其传动轴长度与左端相同且驱动轴角度相同。

图31 前置前驱驱动轴的布置

1.5.3.2后驱传动轴的布置

后驱传动系统一般为纵向布置（图32）

图32 后驱传动系统的布置形式

后驱车（RWD）常表现为过度转向若加速转向，后轮会有甩尾的趋势（图33）。对于有经验的驾驶者来说，能体验到通过油门控制来调整过度转向的乐趣（称之为“右脚牵引力控制”）

图33 后轮驱动的性能

布置后轮驱动时所需的输入调节

1、空、半、满载前、后轮心位置

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2、差速器中心点 3、驱动轴类型

4、分动器类型及主要硬点

传动轴的布置需要满足以下条件

1、其布置角度在任何状态下不能大于2°，其中CV节的布置角度不能大于1°。前后两个万向节点角度大致相等；

2、驱动轴在所有载荷及运动条件下与周边件保持10mm以上的间隙； 3、后驱动桥的分动器的空间需要考虑悬置的弹性量 4、档驱动轴大于1.5m时，则需要分段连接 1.5.3.3 四驱布置

四驱系统主要有以下几类：

分时四驱：四驱车可以在2驱和4驱系统间切换， 全时四驱：使用固定的前后轮扭矩分配比 适时四驱：根据工况变化分配不同的扭矩 这几种四驱的优缺点对比见表3

表3 不同四驱形式对比 四驱形式 分时四驱 全时四驱 适时四驱 不同点 1、有两驱、四驱两种行驶1、能在两驱与四驱之状态； 间进行切换； 1、只有在四驱状态 2、有中央差速器及前后差2、无中央差速器； 2、有中央差速器且有锁止机构； 速器锁止机构； 3、正常工况下使用两3、前后轴扭矩分配方式为固定式3、前后车扭矩分配为可变驱； （可以有多个固定扭矩分配档）； 式； 4、前后轴扭矩分配为4、整套系统进行自调节以50：50。 适应路况。 货车、低端越野车 硬派越野车 高级轿车、城市SUV、跑车 车型类型 万向传动轴通常由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。对于长轴距的传动轴，如传动轴的长度大于1.5m，需将传动轴分段，且后面一根传动轴需能伸缩，并增加中间支撑，以提高传动轴的临界转速，避免共振，减小噪声。（图34）

图34 四驱传动轴布置

四驱系统布置流程

? 选型方案的确定（图35）

? 四驱驱动形式的确定

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? ? ? ?

? PTU的选型； ? RDM的选型； ? ITM的选型；

? 传动轴及万向节形式的选型； PTU的布置；

RDM与ITM的集成及布置； 传动轴布置角度的调整、优化； TCU控制模块的布置。

图35 选型方案的确定

PTU的选型

单轴取力器主要零件比双轴少根二级齿轮轴、2个轴承、1对齿轮、1个壳体（图36），所以单轴取力器的优点有：1.成本比双轴低很多;2.重量减少轻；3.零件少，系统可靠性高；4.更容易拆卸,维护简单

图36 单轴式PTU

传动轴的选型

为减小万向节夹角以及布置上的需要,传动轴设计成分段的。而且后面一根传动轴可伸缩，且在中间传动轴增加支撑（图37），以提高传动轴的临界转速，避免共振，减小噪声。

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图2换挡摇臂行程计算

考虑换档软轴的行程损失0.8，则换档器换档摇臂端行程L2为：

L2＝29.304/0.8＝36.630ｍｍ；

考虑变速箱换档摇臂到换档软轴安装支架之间距离的公差、换档软轴的公差、换档器换档摇臂到换档软轴安装支架之间距离的公差共三个公差的累积，换档器换档摇臂的最大工作行程L3为：

L3＝L2+(2~3)＝38.630；

根据造型输入，换档器换档角度θ1为：20°，则换档器换档杆旋转半径R1为：

R1＝360×L3/（2×π×20）＝110.7；

换档器换档杠杆比为：278/110.7＝2.51；

2、变速箱3、4、N档~5、R档时，选档摇臂工作角度为：11.5°，选档摇臂旋转半径：60ｍｍ；则变速箱选档摇臂工作行程S1为：

S1＝2*π*60*11.5°/360°＝12.037ｍｍ；

考虑选档软轴的行程损失0.8，则换档器选档摇臂端行程S 2为：

S2＝12.037/0.8＝15.046ｍｍ；

考虑变速箱选档摇臂到选档软轴安装支架之间距离的公差、选档软轴的公差、换档器选档摇臂到选档软轴安装支架之间距离的公差共三个公差的累积，换档器选档摇臂的最大工作行程S3为：

S3＝S2+(2~3)＝17.046＝2*π*80*X/360°； 则换档器选档摇臂角度X为： X＝12.214°；

根据换档器选档摇臂与换档器换档杆之间的杠杆关系，知：

S3/2（R40处的行程）＝2*π*43*X1/360； 即3、4、N档~5、R档时，换挡杆选档角度X1为： X1＝11.36°；

3、变速箱3、4、N档~1、2档时，选档摇臂工作角度为：12.4°，选档摇臂旋转半径：60ｍｍ；则变速箱选档摇臂工作行程M1为：

M1＝2*π*60*12.4°/360°=12.979ｍｍ；

考虑选档软轴的行程损失0.8，则换档器选档摇臂端行程M 2为：

M2＝12.979/0.8=16.223ｍｍ；

考虑变速箱选档摇臂到选档软轴安装支架之间距离的公差、选档软轴的公差、换档器选档摇臂到选档软轴安装支架之间距离的公差共三个公差的累积，换档器选档摇臂的最大工作行程M3为：

M3＝M2+(2~3)＝18.223＝2*π*80*Y/360°；

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则换档器选档摇臂角度Y为： Y＝13.058°；

根据换档器选档摇臂与换档器换档杆之间的杠杆关系，知：

M3/2（R40处的行程）＝2*π*43*Y1/360； 即3、4、N档~1、2档时，换挡杆选档角度Y1为：

Y1＝12.147°；

换档器选档杠杆比为：278/43/（80/40）＝3.23

4、 测量所得变速箱换档摇臂力为15N，选档摇臂力为30N，考虑拉索负载效率损失0.7，计算所得，换档手柄力为：

换档力：15/0.7/2.51+4＝12.53N； 选档力：30/0.7/3.03+8＝22.14N。 换档力、选档力符合人机工程。 1.6.4 踏板布置

1.6.4.1油门/刹车/离合器位置（图42、表7）

图42油门/刹车/离合器位置 表7 油门/刹车/离合器位置 踏 板 间 距 分 类 设计指南 C 70-80 B 40-50 *1) A 最小165 *2)踏板高度差 A-B B-C 70-80 油门-刹车 30-40 刹车-离合器 0-5 60-70 注：*1) 右置: 最小155；*2) 右置: 同样概念 1.6.4.2与H点和方向盘紧密相关的油门/刹车/离合器（图43、表8）

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图43与H点和方向盘紧密相关的油门/刹车/离合器 表8与H点和方向盘紧密相关的油门/刹车/离合器 *1 ① ② 370-380 ③ 405-415 ④ 390-395 ⑤ 23°-25° 尺寸 260-320 注：*1 仅供参考 *2

H点为座椅调节范围的中心位置 θ1:1°- 2°(正常:1.5 °)

L ( 方向盘与H点在平面上的长度): 0-10mm

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图37 带中间支承的四驱传动轴

为保证等速传动，同时考虑传动效率、使用寿命、维修性及成本，四驱传动采用两端为十字节，中间为CV节。（图38）

图38 双传动轴万向节的布置简图

附着力较大的一侧驱动轮获得动力，得以继续驱动车辆前进（图39）。当两侧驱动轮之间的转速差减小至临界值以下时，硅油温度降低，粘性耦合器不再产生“粘性”，差速器恢复工作，车辆正常行驶。

图39 粘性耦合器

根据等速传动的要求，PTU的输出轴线与RDM输入轴线平行，在保证车身地板通用的情况下，通过调整中间吊挂点的坐标，考虑降低振动、噪声的要求，根据其周边部件的几何条件, 最优选择传动轴在汽车各种行驶工况下具有最小的当量夹角。

四驱布置的输入物清单及布置要求见表5、表6

表5 四驱布置的输入物清单 项目 输入项 工作温度及布置要求 PTU 接口定义 输入及输出轴线 完整数模 接口定义 ITM 输入及输出轴线 输入端与万向节配合方式及硬点 输出端与RDM配合方式 系统 PTU 项目 与发动机缸体之间的间隙 与进气歧管之间的间隙 传动轴 TCU RDM 项目 输入项 工作温度及布置要求 接口定义 左右驱动轴内球笼中心 完整数模 传动轴结构形式及吊挂形式 各万向节形式及铰接硬点 布置要求 ECU的接口定义及线束原理走向 注意事项 视发动机缸体、PTU外壳的加工精度确定 表6 四驱系统的布置要求 要求 10mm 10mm — 21 —

与排气管之间的间隙 与前副车架之间的间隙 前轮半轴驱动角 与后悬架之间的间隙 RDM 与排气管之间的间隙 输出轴传动角 传动轴I轴与PTU输出轴夹角 传动轴 传动轴I轴与传动Ⅱ轴夹角 40mm 25mm ≤ 4.5° 15mm 40mm ≤ 4.5° 0.5°<α1≤3° α2≤3° 与排气管及PTU工作温度相关 与发动机悬置变形量相关 与RDM的前后悬置变形量相关 与排气管及RDM工作温度相关 与选型的万向节形式相关 传动Ⅱ轴线与RDM输入轴夹角 0.5°<α2≤3° 1.6 操纵系统布置

1.6.1 概述

通过对转向盘、加速踏板和制动踏板的组合操纵，并配以离合器踏板、变速器操纵杆和灯光仪表开关的辅助操纵，进行行驶的急停止或改变方向等，实现汽车的移动功能。

对汽车的操纵机构的研究与设计，也就是对由汽车、驾驶员及道路三者构成的全系统的研究与设计。为了使汽车在道路环境内安全而迅速地行驶和停车等，设计好汽车操纵机构是十分重要的。

汽车操纵机构的主要组成如图39

图39 汽车操纵机构的基本组成

1-仪表灯开关 2-转向盘 3-变速器操纵杆 4-驻车制动操纵杆 5-离合器踏板（在装备自动变速器情况

下，可为应急制动踏板） 6-制动踏板 7-加速踏板 8-仪表板

对汽车操纵机构的基本要求 操纵机构布里的前提是，一定要注意是由驾驶员来操作，应以驾驶员为主体，在设计时应注意

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以下几点。

①操纵机构位置的布置应易于驾驶员操纵，相互间既不干涉，又利于驾驶员施加最大作用力，并应符合GB 7258-I997，GB/T 13053-91等标准; ②操纵时手脚活动自如;

③布置恰当、不会引起操纵失误; ④操纵应轻便灵活;

⑤不因振动和变形而引起运动干涉。 1.6.2 换挡杆布置

1.沿X-轴线方向变速器换档杆的设计指南

-处于最前位置时与面板或碰撞衬垫的最小间距：120mm -处于最后位置时与H点的最小间距：275mm 2．垂直位置

-变速杆上端的垂直位置：最多在H点之上280mm 最好在H点之上200mm 3．手间距

-包括超程在内的变速杆所有位置均应保持下列间距（图40）：

图40 变速杆的位置

手间距 在上端或前部无换档按钮/换档按钮 换档按钮在侧面 A: 平面图 最小135mm 最小 182mm B: 乘客侧 最小50mm 最小 50mm C: 前方 最小50mm 最小 50mm D: 上端 最小55mm 最小 55mm E: 侧视图 最小110mm 最小 110mm F: 驾驶员侧 最小35mm 最小 35mm 建议变速杆换档力 -最小：9.0N -最大：45.0N -首选：30.0N

5．变速器换档杆的首选位置（图41）

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图41 变速器换挡杆的首选位置

注：有关P点上方坐标

-包括超程在内的变速器换档杆位置均应处在上图三维梯形之内。 手柄

-变速器换档杆手柄横向宽度：最小50mm 7．按钮尺寸和力量

-对于带释放按钮的变速器换档杆，按钮力量取决于按钮的尺寸和位置 按钮位置 操作方式 按钮直径 按钮力量 边侧 拇指 最小19mm 23N 上端 拇指 最小19mm 23N 前端 一个手指 最小19mm 11N 前端 两个手指 最小 38mm 23N 1.6.3 换挡手柄计算 1.6.3.1 计算参数

表7 计算参数

换档软轴安装点距换挡器换档手柄杆距离(mm) 距离参数 175 146 142 156 ±23 12.4/11.5 73 选档软轴安装点距换挡器选档摇臂距离(mm) 换档软轴安装点距变速箱换档摇臂距离(mm) 选档软轴安装点距变速箱选档摇臂距离(mm) 角度参数行程参数杠杆比 变速箱换档摇臂工作角度(°) 变速箱选档摇臂工作角度(°) 变速箱换档摇臂工作半径(mm) 变速箱选档摇臂工作半径(mm) 换挡杆杠杆比 选挡杆杠杆比 — 24 —

60 2.51 3.23

换档力 换档力(N) 选档力(N) 15±5 25±5 1.6.3.2 结构描述

结构采用选换档独立式，手柄前后推动时为换档，左右推动时为选档。由于手柄需前后左右推动，因此回转中心应设计成球节头；选档时手柄左右推动，而软轴却需前后移动，故需设计一个方向转换机构，根据空间设计成如图42所示的连杆机构。

图42 变速器连杆机构

1.6.3.3 计算与校核

1、变速箱换档摇臂工作角度为：±23°，换档摇臂旋转半径：73ｍｍ；则变速箱换档摇臂工作行程L1为：

L1＝2πRθ/360＝（2×3.14×73×23）/360＝29.304ｍｍ；

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