汽车总布置设计.doc

汽车总体设计
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。
（4）涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。
（5）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，使轴荷分配、轴距、转弯直径等发生变化。对使用、性能也有一定的影响。

图2.1驾驶室与发动机，前轴(前轮胎)的布置位置
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。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GB 516—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.汽车主要参数的选择
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，和驱动桥的主减速比。
3.1主要尺寸参数的选择
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。
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。
汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等。

图3.1 汽车的主要尺寸参数
轴距的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然，在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。
在整车选型初期,可根据要求及驾驶室布置尺寸初步确定轴距:

式中，LH——货箱长度可根据汽车的装载质量、载货长度来确定，或参考同类型、同装载量汽车的货厢长度和装载面积来初步确定；
LJ——前轮中心至驾驶室后壁的距离，它与布置方案选择有关，在该布置方案选定后，可通过对驾驶室、发动机和前轴的初步布置或参考同型、同类布置的汽车的这一尺寸初步确定；
S——驾驶室与货厢之间的间隙，一般取50～100mm；
LR——后悬尺寸，可根据道路条件或参考同类型汽车初步确定。
轴距的最终确定应通过总布置和相应的计算来完成，其中包括检查最小转弯半径和万向节传动的夹角是否过大，轴荷分配是否合理，乘坐是否舒适以及能否满足整车总体设计的要求等。
三轴汽车的中后轴之间的轴距，多取为轮胎直径的1.1～1.25倍。
汽车轮距对汽车的总宽、总质量、横向稳定性和机动性都有较大的影响。轮距愈大，则悬架的角刚度愈大，汽车的横向稳定性愈好，车厢内横向空间也愈大。但轮距也不宜过大，否则，会使汽车的总宽和总质量过大。轮距必须与汽车的总宽相适应。
汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。它应根据汽车的类型、用途、承载量、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。在满足使用要求的前提下，应力求减小汽车的外廓尺寸，以减小汽车的质量，降低制造成本，提高汽车的动力性、经济性和机动性。GBl589—79对汽车外廓尺寸界限作了规定。
前悬处要布置发动机、水箱、风扇、弹簧前支架、车身前部或驾驶室的前支点、保险杠、转向器等，要有足够的纵向布置空间。其长度与汽车的类型、驱动型式、发动机的布置型式和驾驶室的型式及布置密切相关。汽车的前悬不宜过长，以免使汽车的接近角过小而影响通过性。
汽车的后悬长度主要与货厢长度、轴距及轴荷分配有关。后悬也不宜过长，以免使汽车的离去角过小而引起上下坡时刮地，同时转弯也不灵活。城市大客车的后悬一般不大于其轴距的60％，其长度不大于3.5m。轻型及以上的载货汽车的后悬一般为1.2～2.2m。长轴距、特长货厢的汽车，其后悬可长达约2.6m。
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。
3.2.4整备质量利用系数
汽车的整备质量利用系数ηm0是汽车的装载量mG与整备质量m0之比，即

它表明单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。显然，此系数越大表明该车型的材料利用率越高和设计与工艺水平越高。因此，设计新车型时在保证汽车零部件的强度、刚度及可靠性与寿命的前提下，应力求减轻其质量，增大这一系数值。
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
3.2.5轴荷分配
汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。
汽车的布置型式对轴荷分配影响较大，例如对载货汽车而言，长头车满载时的前轴负荷分配多在28％上下，而平头车多在33％～35％。对轿车而言，前置发动机前轮驱动的轿车满载时的前轴负荷最好在55％以上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动的轿车满载时的后轴负荷一般不大于52％；后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最好不超过59％，否则，会导致汽车具有过多转向特性而使操纵性变坏。
在确定轴荷分配时也要考虑到汽车的使用条件。对于常在较差路面上行驶的载货汽车，为了保证其在泥泞路面上的通过能力，常将满载前轴负荷控制在26％～27％，以减小前轮的滚动阻力并增大后驱动轮的附着力。对于常在潮湿路面上行驶的后驱动轮装用单胎的4×2平头货车，空载时后轴负荷应不小于41％，以免引起侧滑。
在确定轴荷分配时,还要充分考虑汽车的结构特点及性能要求。例如：重型矿用自卸汽车的轴距短、质心高，制动或下坡时质量转移会使前轴负荷过大，故在设计时可将其前轴负荷适当减小，使后轴负荷适当加大。为了提高越野汽车在松软路面和无路地区的通过性，其前轴负荷应适当减小以减小前轮的滚动阻力。
轴荷分配对前后轮胎的磨损有直接影响。为了使其磨损均匀，对后轮装单胎的双轴汽车，要求其满载时的前后轴荷分配均为50％，而对后轮为双胎的双轴汽车，则前后轴荷可大致按1／3和2／3的比例处理。当然，在实际设计中由于许多因素的影响，上述要求只能近似地满足。
在确定汽车的轴荷分配时，还要考虑汽车的静态方向稳定性和动态方向稳定性。根据理论分析，汽车质心位置到汽车中性转向点的距离s对汽车的静态方向稳定性有决定性的影响。这个距离可由下式计算得到：

式中 ，—分别为汽车质心离前、后轴的距离。和取决于轴荷分配，
，；
—两个前轮的轮胎侧偏刚度之和，N/rad；
—后轮的轮胎侧偏刚度之和，N/rad；
—汽车全部轮胎的总侧偏刚度之和，N/rad；
当s<0时，亦即当L1Ca1－L2Ca2<0时，汽车质心位于中性转向点之前，汽车具有不足转向特性，汽车静态的方向稳定性较好。反之，当s>0时，汽车具有过度转向特性。此时存在着一个临界车速，低于此车速时，汽车的行驶时稳定的，高与此车速，则汽车就不能稳定行驶。在汽车设计时一般希望汽车具有适度的不足转向特性。为此，要很好地匹配上述参数，使
L1Ca1－L2Ca2<0
汽车动态方向稳定性的条件是

式中，K—稳定性因素；
v—汽车车速，m/s；
L—轴距，m。
3.3主要性能参数的选择
3.3.1动力性参数
汽车的动力性参数主要有直接档和I档最大动力因数、最高车速、加速时间、汽车的比功率和比转矩等。
3.3.1.1直接档动力因数D0max
D0max的选择主要是根据对汽车加速性与燃料经济性的要求，以及汽车类型、用途和道路条件而异。轿车的D0max随发动机排量的增大而增大。中、高级轿车对加速性要求高，故D0max值较大。微型和普通级轿车为了节省燃料，D0max值较小。载货汽车的D0max值是随汽车总质量的增大而逐渐减小的，但也有个限度。微型货车的D0max值较大，轻型货车次之，因为它们不会拖带挂车，而且对平均车速和加速性能的要求也较高。中、重型货车的D0max多在0.04～0.07范围内。对中、重型货车选择D0max时的要求是：拖带挂车后仍能以直接档在具有3％坡度的公路上行驶。鞍式牵引汽车及半挂车等汽车列车的D0max应在0.03以上。矿用自卸汽车的行驶阻力大，其D0max值也应不小于0.04。客车的D0max值也是随着其总质量的增大而减小，但豪华型客车应比普通型客车的D0max值要大一些。
3.3.1.2 Ⅰ档动力因数DImax
I档最大动力因数DImax直接影响汽车的最大爬坡能力和通过困难路段的能力以及起步并连续换档时的加速能力。它和汽车总质量的关系不明显而主要取决于所要求的最大爬坡度和附着条件。对于公路用车，DImax多在0.30～0.38。中级及以上的轿车，其DImax值的上限可高达0.5，以便获得必要的最低车速和较强的加速能力。矿用自卸汽车(装载量为6.5t以下)的DImax值多在0.30～0.46，当采用液力机械传动时，由于汽车起步后动力因数下降较快，为保证有足够的爬坡速度和加速能力，DImax值还应取大一些。军用越野汽车的爬坡能力要求高达60％～75％，故其DImax值多选择在0.63以上。
3.3.1.3最高车速Vmax
随着汽车性能特别是主被动安全性能的提高以及各国公路路面的改善和高速公路的发展，汽车的最高车速普遍有所提高。选择时应考虑汽车的类型、用途、道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小等，并以汽车行驶的功率平衡为依据来确定。
3.3.1.4汽车的比功率和比转矩
这两个参数分别表示发动机最大功率和最大转矩与汽车总质量之比。比功率是评价汽车动力性能如速度性能和加速性能的综合指标，比转矩则反映了汽车的比牵引力或牵引能力。在比较各国车型的比功率时，应考虑到各国内燃机功率测定标准的差异。为了保证载货汽车在高速公路上的速度适应性，有些国家对汽车的比功率值有所规定。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。
3.3.1.5汽车的加速时间
汽车由起步并换档加速到一定车速Va的时间，称为“0—Va的换档加速时间”；而在直接档下由车速为20km／h加速到某一车速Va (km／h)的时间，称为"20—Va的直接档加速时间”，它们均为衡量汽车加速性能和动力性能的重要指标。轿车常用“0—100km／h”或“0—80km／h”的换档加速时间来评价。中、高级轿车的0—100km／h的换档加速时间约为8～15s；普通级轿车为12～25s。也可采用0—80km／h的换档加速时间来衡量其加速性能。载货汽车常用0—60km／h的换档加速时间或在直接档下由20km／h加速到某一车速的时间来评价。装载量2～2.5t的轻型载货汽车的0—60km／h的换档加速时间多在0.5～30s；重型货车的0—50km／h的换档加速时间为40～60s。城市大客车和旅游用大客车的0—70km／h的换档加速时间多在33～65s。国外也有用起步并换档加速行驶到某一距离(例如0—400m，0—500m，0—1000m)所花费的时间来衡量汽车的加速性能的。
3.3.2燃料经济性参数
汽车在良好的水平硬路面上以直接档满载等速行驶100 km时的最低燃料消耗量Q(L／100km)，称为汽车的“百公里最低燃料消耗量”，是汽车的燃料经济性常用的评价指标。它也是满载的汽车在良好的硬路面上用直接档以经济车速等速行驶时的百公里耗油量。
单位汽车总质量的百公里最低燃料消耗量，又称为汽车的“单位燃料消耗量” (L／(100km·t))。在新车设计时，其燃料经济性可参考总质量相近的同类车型的百公里耗油量或单位燃料消耗量来估算。下表为载货汽车的单位燃料消耗量的统计值范围。轿车的单位燃料消耗量为7.5～10.5L／(100km·t)。国标GB4352—84和GB 4353—84分别给出了载货汽车和载客汽车运行燃料消耗量。
载货汽车的单位燃料消耗量
汽车总质量 (t)
汽油机
柴油机
<4
3.0～4.0
2.0～2.8
4～6
2.8～3.2
1.9～2.1
6～12
2.68～2.82
1.55～1.86
>12
2.50～2.60
1.43～1.53
3.3.3机动性参数
汽车的最小转弯直径是汽车机动性的主要参数。最小转弯直径是指当转向盘转至极限位置时由转向中心至前外轮接地中心的距离，它反映了汽车通过小曲率半径弯曲道路的能力和在狭窄路面上或场地上调头的能力。其值与汽车的轴距、轮距及转向车轮的最大转角等有关，并应根据汽车的类型、用途、道路条件、结构特点及轴距等尺寸选取。GB7258—97中规定：机动车的最小转弯直径，以外轮轨迹中心为基线测量其值不得大于24m。当转弯直径24m是前转向轴和末轴的内轮差不得大于3.5m。
3.3.4操纵稳定性参数
与总体设计关系密切且应在设计中当作设计指标予以控制的操纵稳定性参数参数有：
(1) 转向特性参数；
由于轮胎的侧偏使前、后轴产生相应的侧偏角。其角度差为正、负、零时使汽车分别获得“不足转向”、“过度转向”和“中性转向”等特性。为了保证良好的操纵稳定性，希望得到不足转向特性。通常用汽车以0.4g的向心加速度作定圆等速行驶时前、后轴的侧偏角之差作为评价转向特性的参数，希望它是一个较小的正角度值，例如轿车以1º～3º为宜。
(2) 车身侧倾角；
汽车以0.4g的向心加速度作匀速圆周运动时的车身侧倾角应在3°之内，在大不超过7°。
(3) 制动点头角；
汽车以0.4g的减速度制动时的车身点头角应不大于1.5°。
3.3.5行驶平顺性参数
行驶平顺性通常用车身振动参数来评价。在总体设计时，通常应给出前后悬架的偏频或静挠度、动挠度以及车身振动加速度等参数值作为设计要求。
前、后悬架的偏频与应接近且应使略高于，以免发生较大的车身纵向角振动。但微型轿车因轴距短使后排座接近后轮，为了改善其后座的舒适性，可以将后悬架设计的软一些而使，下表为各类汽车的偏频和静、动挠度值的一般范围。对于舒适性要求高的汽车偏频值取低限。对于前、后悬架的静挠度值和的匹配，推荐取；而对于货车考虑到前、后轴荷的差别和避免驾驶员疲劳，则前、后静挠度值之比要更大些。
车型
满载偏频Hz
满载静撓度
满载动撓度
前悬架
后悬架
前悬架
后悬架
前悬架
后悬架
轿车
普通级、中级
1.02～1.44
1.18～1.58
12～24
10～18
8～11
10～14
高级
0.91～1.12
0.98～1.29
20～30
15～26
8～11
10～14
客车
1.29～1.89
7～15
5～8
载货汽车
1.51～2.04
1.67～2.23
6～11
5～9
6～9
6～8
越野汽车
1.391～2.04
12～24
7～13
3.3.6制动性参数
常以制动距离、制动减速度和制动踏板力作为汽车制动性能的主要设计指标和评价参数。制动距离是指在良好的试验跑道上和规定的车速下，紧急制动时由踩制动踏板起到完全停车的距离。我国通常以车速为30km／h和50km／h的最小制动距离来评比不同车型的制动效能。对于紧急制动时踏板力，货车要求不大于700N；轿车要求不大于500N。设计中在制订制动性能标准时还应适应有关安全性的国家标准、法规等对汽车制动效能的要求。
3.3.7通过性参数
汽车类型
最小离地间隙(m)
接近角(º)
离去角(º)
总线通过半径(m)
轿车
微型、普通级
0.12～0.18
20～30
15～23
3～5
中级、中高级、高级
0.13～0.20
5～8
客车
轻型
0.18～0.22
12～40
8～20

中型、大型
0.24～0.29
9～20
5～9
货车
轻型
0.18～0.22
25～60

25～45
2～4
中型、重型
0.22～0.30
4～7
矿用自卸汽车
>0.32

越野汽车
0.26～0.37
36～60
35～48
1.9～3.6
4.发动机选型
发动机选型的依据因素很多，如汽车的类型、用途、使用条件、总布置型式、总质量及动力性指标、经济性要求、材料和燃料资源、排气污染和噪声方面的法规限制、已有的发动机系列及其技术指标水平、技术发展趋势、生产条件与制造成本、市场预测情况以及将来的配件供应及维修条件等，通常要经过多种方案的比较甚至通过先行的试验研究才能选定一个好的方案。

4.1发动机基本形式的选择
至今世界上绝大多数的汽车都是采用往复活塞式内燃机，其中绝大多数的轿车采用汽油机，而几乎全部的重型货车、绝大多数的中型货车和相当一部分轻型货车则采用柴油机。近二三十年来在极少数汽车上采用了转子发动机、燃气轮机、高能蓄电池和电动机等动力装置。为消除污染以蓄电池为能源的电动汽车受到各国的重视，列为发展方向并在加紧研制中。但从目前的情况来看，在相当长的时期内，往复式内燃机仍将是汽车发动机的主要型式。因此，这里仅就汽车内燃机的选型问题进行讨论。
在汽车发动机基本型式的选择中首先应确定的是采用汽油机还是柴油机，其次是气缸的排列型式和发动机的冷却方式。
就世界范围而言，大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机，轻型载货汽车采用柴油机的也不少，甚至欧洲已将小型高速柴油机用到某些轿车上。与汽油机相比，柴油机具有油耗低、燃料经济性好、无点火系统，故障少、工作更可靠，耐久性好、寿命长，排气污染较低和防火安全性好等优点。但一般柴油机的振动及噪声较大，轮廓尺寸及质量较大，造价较高，起动较困难并易冒黑烟。近年来，由于柴油机在产品设计和制造工艺方面的不断完善，其上述缺点已得到较好的克服。较大马力、高转速、低噪声、小型化且运转平稳的柴油机的研制开发成功，使装柴油机的轻型汽车日益增多，在轿车上的装用也取得成功。但预计在今后相当长的一段时期内，考虑到燃料使用的平衡及汽油机的转速高、升功率高、转矩适应性较好、轮廓尺寸及质量较小、便于布置、振动及噪声较低和适于高速车辆等特点，绝大多数的轿车和小型车辆仍将采用汽油机，而装载量6t以上的汽车将全部装用柴油机，装载量2—5t的部分轻型和中型汽车则采取两种发动机均可安装而由用户选择的方式为宜。
按气缸排列型式，发动机又有直列、水平对置和V型等区别。直列式的结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上和排量不大的轿车上得到了广泛应用。4L以下的汽油机多采用直列式，但对大排量的直列发动机而言，不是缸径过大，就是缸数过多，使发动机过长和过高，质量也过大。因此，在中高级以上的轿车、重型载货汽车和重型越野汽车上，采用V型发动机的日益增多。V型发动机相对于直列式有许多优点，其长度显著缩短(约25％～30％)，高度降低，质量减小约20％～30％；曲轴箱及曲轴的刚度增大；易于设计尺寸紧凑的高转速、大功率发动机且易于系列化，如V6，V8，V1O及V12等，而直列式通常到6缸，最多8缸。对于长度受到限制的车辆来说，由于V型发动机的长度短，适宜于这类车辆的总体布置，但由于其宽度大，故在乎头车上布置困难。V型发动机的造价高，故在应用中受到限制，多用于排量在6L以上和缸径大于150mm的汽油机和12L以上的柴油机。水平对置式发动机的高度低且易于平衡，水平对置双缸发动机在微型汽车上得到应用。
按冷却方式，发动机又有水冷式和风冷式之分。水冷发动机冷却均匀可靠，散热好，气缸变形小，缸盖、活塞等主要零件的热负荷较低，可靠性高；能很好地适应大功率发动机的冷却要求；发动机增压后也易于采取措施(加大水箱、增加泵量)加强散热；噪声小；车内供暖易解决。因此，绝大多数的汽车都采用了水冷发动机。但其冷却性能受气温影响显著，设计时应考虑避免高温天气出现发动机过热的问题。风冷发动机的冷却系统简单，维修简便；对于在沙漠和缺水地区及炎热、酷寒地区使用的适应性好，不会产生发动机过热和冻结等故障；还可省去消耗铜材的水箱。但大缸径的风冷发动机的冷却不够均匀；缸盖等有关零件的热负荷高，可靠性不及水冷式的；噪声大；油耗较高，故仅在安装小排量发动机的微型汽车上得到应用，在其他类型的汽车上应用不多。大型风冷发动机虽也能达到较高的性能指标，但需采用较多的结构、工艺措施，造价较高。
4.2主要性能指标的选择
4.2.1发动机最大功率Pe max及其相应转速np
发动机功率愈大则汽车的动力性愈好，但功率过大会使发动机功率利用率降低，燃料经济性下降，动力传动系的质量也要加大。因此，应合理地选择发动机功率。
设计初可参考同类型、同级别且动力性相近的汽车的比功率进行Pe max的估算或选取。Pe man亦可根据所要求的最高车速Ue max。
按下式计算出:
式中：——_发动机最大功率，kW：
——传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的4× 2式汽车取≈0.9；
—汽车总质量，kg；
__重力加速度，m／s2；
__滚动阻力系数，对载货汽车取0.02，对矿用自卸汽车取0.03，对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取＝0.0165+0.0001(Va-50)；
___最高车速，km／h；
CD—空气阻力系数，轿车取0.4～0.6，客车取0.6～0.7，货车取0.8—1.0
A__汽车正面投影面积，㎡，若无测量数据，可按前轮距B1、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算：
对轿车 A≈0.78BH，
对载货汽车 A≈B1 H。
按上式求出的Pe max应为发动机在装有全部附件下测定时得到的大有效功率或净输出功率，它比一般发动机外特性的最大功率值低12％～20％。
在整车选型阶段还应对发动机最大功率时的转速np±△np提出要求，因为它不仅影响发动机本身的技术指标和使用性能及寿命，而且影响整车的性能(例如)、传动系的寿命以及对主减速比i0的选择。
近年来，随着车速的提高，发动机转速也在不断地提高。同时，提高发动机转速也是提高其功率、减小其质量的有效措施。但提高转速会使活塞的平均速度加快及热负荷增高、曲柄连杆机构的惯性力增大而加剧磨损，导致寿命下降，并加大振动和噪声。因此，发动机转速的提高也有一定的限度。当前，轿车汽油机的， 大多为4000—6000r／min；轻型货车汽油机的 大多为3800～5000r／min；中型货车汽油机的多为3200—4400r／min；其柴油机的多为2200～3400r／min；重型货车柴油机的多为1800～2600r／min；轿车和轻型客车、轻型货车用的小型高速柴油机的多为3200～4200r／min。应根据汽车与发动机的类型、最高车速、最大功率、选用的活塞平均速度Cm、活塞冲程s、缸径、缸数、工艺水平等因素来合理的确定 (Cm＝s·／30，单位为m／s)。
4.2.2发动机最大转矩Te max及其相应转速nm
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；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。
——为最大功率点的扭矩，N·m；
——最大功率点转速，r／min。
在选取发动机最大扭矩点的转速时，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（转速适应性系数）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。
4.2.3发动机适应性系数φ
发动机适应性系数Φ是转矩适应系数与转速适应系数的乘积。它表明发动机适应汽车行驶工况的程度。

Φ值越大，这发动机的适应性越好。采用Φ值大的发动机可减少换档次数、减轻驾驶员的疲劳、减小传动系的磨损和降低油耗。现代发动机的适应性系数值对汽油机Φ=1.4～2.4；对柴油机Φ=1.6～2.6。
4.3传动系参数的选择
4.3.1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。
4.3.2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。
求出以后，再验算一下附着条件，牵引力