汽车设计习题库(含答案)

《汽车设计》 习题集及部分答案

北京信息科技大学

第一章 汽车的总体设计

1. 设计任务书包括哪些内容？ 答：

设计任务书主要应包括下列内容：

（1）可行性分析，其内容包括市场预测，企业技术开发和生产能力分析，产品开发的目的，新产品的设计指导思想，预计的生产纲领和产品的目标成本以及技术经济分析等。

（2）产品型号及其主要使用功能、技术规格和性能参数。

（3）整车布置方案的描述及各主要总成的结构、特性参数；标准化、通用化 （4）国内、外同类汽车技术性能的分析和对比。 （5）本车拟采用的新技术、新材料和新工艺。 2. 汽车总体设计的主要任务？ 答：

要对各部件进行较为仔细的布置，应较为准确地画出各部件的形状和尺寸，确定各总成质心位置，然后计算轴荷分配和质心位置高度，必要时还要进行调整。此时应较准确地确定与汽车总体布置有关的各尺寸参数，同时对整车主要性能进行计算，并据此确定各总成的技术参数，确保各总成之间的参数匹配合理，保证整车各性能指标达到预定要求。 3. 简要回答汽车轴距的长短会对汽车的性能产生哪些影响？

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答：

（1）轴距对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。

（2）轴距过短会使车厢(箱)长度不足或后悬过长；汽车上坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。

（3）原则上对发动机排量大的乘用车、载质量或载客量多的货车或客车，轴距取得长。对机动要求高的汽车，轴距宜取短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车的基础上，生产出短轴距和长轴距的变型车。对于不同轴距变型车的轴距变化，推荐在0．4~0．6m的范围内来确定为宜。

4.公路车辆法规规定的单车外廓尺寸？

答：公路车辆法规规定的单车外廓尺寸：长不应超过12m；宽不超过2.5m；高不超过4m。 5. 简要回答汽车轮距的大小会对汽车产生哪些影响？单就货车而言，如何确定其前后轮距？ 答：

汽车轮距的大小会对汽车总质量、最小转弯直径、侧倾刚度产生影响。

就货车而言确定总原则：受汽车总宽不得超过2.5m限制，轮距不宜过大，前轮距B1 ：应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。后轮距B2 ：应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间 应留有必要的间隙。 6. 前后悬的长短会对汽车产生哪些影响？

7. 各种车辆的汽车装载质量（简称装载量）是如何定义的？ 8. 什么叫整车整备质量？ 答：

整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。 9．发动机的悬置结构形式及特点？ 答：

发动机的悬置结构形式：传统的橡胶悬置和液压阻尼式橡胶悬置。

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传统的橡胶悬置特点是结构简单，制造成本低，但动刚度和阻尼损失角θ的特性曲线基本上不随激励频率变化。

液压阻尼式橡胶悬置的动刚度及阻尼损失角有很强的变频特性，对于衰减发动机怠速频段内的大幅振动十分有利。

10. 汽车轴荷分配的基本原则是什么？ 答：

轴荷分配对汽车的主要使用性能和轮胎使用寿命有着显著的影响，在进行汽车总体设计时应对轴荷分配予以足够的重视。

（1）应使轮胎磨损均匀： 希望满载时每个轮胎的负荷大致相等，但实际上由于各种因素的影响，这个要求只能近似地得到满足。

（2）应满足汽车使用性能的要求： 对后轴使用单胎的4X2汽车，为防止空车时后轮易抱死发生侧滑，常选择空车时后轴负荷大于41％。对后轮使用双胎，而行驶条件较差的4X2货车，为了保证在坏路上的通过性，减小前轮的滚动阻力，增加后轮的附着力，常将满载时前轴负荷控制在总轴荷的26％~27％。

（3）对轿车而言，确定轴荷分配时一方面要考虑操纵稳定性的要求，使汽车具有不足转向的倾向，另一方面根据发动机布置和驱动型式的不同，对满载时的轴荷分配做适当的调整。对前置前驱动的轿车，为得到良好的上坡附着力和行驶的稳定性，前轴负荷应不小于55％；对前置后驱动的轿车，为得到不足转向倾向，后轴负荷一般不大于52％；对后置后驱动的轿车，为防止后轴过载造成过度转向，后轴负荷不应超过59％。 11．在进行汽车总体布置是，使用五条基准线，是怎样确定的？ 答：

在初步确定汽车的载客量(载质量)、驱动形式、车身形式、发动机形式等以后，要深入做更具体的工作，包括绘制总布置草图，并校核初步选定的各部件结构和尺寸是否符合整车尺寸和参数的要求，以寻求合理的总布置方案。

绘图前要确定画图的基准线(面)。确定整车的零线(三维坐标面的交线)、正负方向及标注方式，均应在汽车满载状态下进行，并且绘图时应将汽车前部绘在左侧。 1．车架上平面线

纵梁上翼面较长的一段平面或承载式车身中部地板或边梁的上缘面在侧(前)视图上的投影线，称为车架上平面线。它作为标注垂直尺寸的基准载(面)，即z坐标线，向上为

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Z“+”、向下为“-”，该线标记为0。

2．前轮中心线

通过左、右前轮中心，并垂直于车架平面线的平面，在侧视图和俯视图上的投影线，称为前轮中心线。它作为标注纵向尺寸的基准线(面)，即x坐标线，向前为“-”、向后为“+”，

x该线标记为0。

3．汽车中心线

汽车纵向垂直对称平面在俯视图和前视图上的投影线，称为汽车中心线。用它作为标

y注横向尺寸的基准线(面)，即y坐标线，向左为“+”、向右为“—”，该线标记为0。

4．地面线

地平面在侧视图和前视图上的投影线，称为地面线。此线是标注汽车高度、接近角、离去角、离地间隙和货台高度等尺寸的基准线。 5．前轮垂直线

通过左、右前轮中心，并垂直于地面的平面，在侧视图和俯视图上的投影线，称为前轮垂直线。此线用来作为标注汽车轴距和前悬的基准线。当车架与地面平行时，前轮垂直线与前轮中心线重合(如乘用车)。

12.在汽车总布置设计时，轴荷分配应考虑那些问题？

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答：轴荷分配对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。从轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的载荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的载荷，而从动轴载荷可以适当减少；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，转向轴的载荷不应过小。

13．汽车设计中必须考虑的“三化”是什么？ 答：产品的系列化、零部件的通用化和零件标准化。

产品的系列化：指汽车制造厂可以供应各种型号的产品（汽车或总成、部件）； 零部件的通用化：同一系列或总质量相近的一些车型，采用通用的总称或部件，以减少不见的类型、简化生产；

标准化：设计中尽可能采用标准件，以便组织生产、提高质量、降低制造成本并使维修方便。

第二章 离合器设计

一、计算题

1． 已知某车为公路用货车，其参数为：Memax=559Nm；P=132 kW；n＝1400r／min；G＝12245kg；io=5.77；i1=6.515；r=0.49m。拟选单片膜片弹簧离合器：D=350mm、A＝121340 mm2、 Tc＝700～760 N·m、Cp=14kg，验算这种离合器在该车上其容量是否合适。 解：按式（2－1）、（2－2）计算得：WD=97743.9 Nm；HR＝89476Nm／s(1/2)。

按式（2－3）计算得：β=1．25～1.36； WD／Gp=6 683.84； WD／A=0.77；HR／A＝0.74； P／Cp=9.43；P／A＝0.0011。

通过与表2-1、2-6中值对比，可以看出，此离合器用在该车上是合适的。 2． 已知某车型是公路货车、基本参数为：

Memax＝902Nm P＝184kW n＝1500r／min G＝16760kg io=4.875 il=7.059 r=0.525m

为该车设计一单片膜片弹簧离合器，计算其容量参数。 解：

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（1）确定摩擦片尺寸 由式（2－1）和（2－2）得：

WD＝209083.3Nm

HR=172127.8 Nm／S（1／2）

由图2-4及表2-5初步确定摩擦片外径D为380mm，内径d为205mm，A＝80405.1mm2，D/d＝1.86。 则：

WD／A≈1.3

HR≈0.4485

可以看出WD／A和HR／A均小于表2-6中的推荐值。 （2）确定压紧力F

选用石棉基编织摩擦片，根据表2-1和2-7取β=1.4～1.8、μ=0.3，由式（2－3）和（2－4）得压紧力F：

F=10182～13090 N

（3）检验单位压力P 由式（2－5）得单位压力P：

P=0.1267N／mm2～0.1267N／mm2

均小于表2-7中的许用值，故设计是合理的。

3．某厂新设计一载重量为 4t 的在乡间道路行驶的货用汽车，其发动机为 6100Q 水冷柴油机，发动机最大扭矩Temax=340N·m/1700~1800 转 / 分，最高转速为3500转 / 分。试初步确定离合器的结构型式及主要尺寸。（取 μ =0.25 ） 解：

①该汽车为载重车，使用条件可能比较恶劣，又是柴油机，起动时工作比较粗暴，转矩不平稳，因此选后备系数β=1.6；

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②采用单片离合器，摩擦片材料用粉末冶金铜基材料，摩擦因数f=0.25，摩擦片上单位工作压力p0=0.35MPa；

③发动机最大转矩Temax=340 N ·m，取直径系数KD=16，按经验公式计算摩擦片外径D：

DKTDemax16340295.05mm，取D=300mm；

摩擦片内径d=0.6D=180mm； 最

大

转

矩

时

摩

擦

片

最

大

圆

周

速

度

vmaxDn/603.141503500/602355mm/s65m/s，符合圆周速度要求。

④摩擦片厚度取b=3.5mm；

⑤压紧弹簧采用推式膜片弹簧，静摩擦力矩TcTemax1.6340544N•m， ⑥按加载点半径要求：(D+d)/4取小端半径：1.24． 已知—380膜片弹簧离合器，装于某一发动机上，发动机的转矩为Memax700Nm。根据初步布置，初定离合器压盘传力片的设计参数如下：共设3组传力片(i= 3)，每组4片(n=4)，传力片的几何尺寸为：宽b25mm，厚h＝1mm，传力片上两孔间的距离l＝86mm，孔的直径d= 10mm，传力片切向布置，圆周半径R＝178mm，传力片材料的弹性模量E2105MPa。试校核传力片的应力和最小分离力。 解：

首先计算传力片的有效长度l1

l1861.51071mm

计算传力片的弯曲总刚度： K1221051/12251343/7131/10000.17MN／m

根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力： (1)彻底分离时，按设计要求f＝0，Tc0，由式2-25)或式(2-26)可知0。 (2)压盘和离合器盖组装成盖总成时，通过分析计算可知fmax＝7．67mm。Tc0，

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由2-14计算最大应力：

max

37.621051913a

712 (3)离合器传扭时，分正向驱动(发动机车轮)与反向驱动(车轮发动机)，fmax出 现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知fmax4.74mm。 ①正向驱动（2-24）

34.742105167004.7410007001000max 71234178251234178251 564372.613.1204.5a ②反向驱动 （2-25）

34.742105167004.7410007001000max 71234178251234178251

564372.613.1923.5a 可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此，传力片的许用应力可取其屈服极限。鉴于上述传动力片的应力状况，应选用80号钢。

(4)传力片的最小分离力(弹性恢复力)

F弹发生在新装离合器的时候，此时从动盘

尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量最小，根据设计图纸确定，

fmin1.74mm，计算出传力片弯曲总刚度K0.17/m。

当fmax1.74mm时，其弹性恢复力为

F弹kf0.171061.74/1000295.8N

认为可以。

5．某离合器厂生产的DS330为例，摩擦片外径为325mm，内径为200mm，总成要求膜片弹簧峰值平均负荷为12 950N，谷值平均负荷为6 600N，最小压紧力8 700N，进行膜片弹簧工作负荷的验算。

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解：

膜片弹簧外径 D＝0．888×325＝288.7mm 膜片弹簧 d=0.827×288.7＝238.76mm 分离指数目 N＝16

当量内径 de=238.76（0.9744+0.000483×16）=234.5mm 支点转换系数 We=

283.2241.8=0.764

288.7234.598700(288.7234.5)20.764膜片厚度 tmin=4=3.364mm

102.1105ln(288.7/234.5)取t＝3.379mm

锥形高度 Ce=2.166×3.379=7.32mm

修正系数取A＝1.0058，B＝3.1613（K取1.61） 压平点变形 δH＝Ce＝7.32mm 峰值点变形 δp=7.32-1(7.32223.379223.1613)=4.47mm 31(7.32223.379223.1613)=10.17mm 3谷值点变形 δv＝7.32＋

压平点处负荷 FH22.11053.379ln(288.7/234.5){7.32[(7.32-7.32)(7.32-7.32) 2230.764(288.7234.5)+3.3792]-1.0058×3.3792-3.1613(7.32-7.32)}=9 926N 同理：

峰值点处负荷 FδP=1 3125N 谷值点处负荷 Fδv＝6 728N

要求负荷平均值为0.5(12 950＋6 600）＝9 775N，可以看出，膜片弹簧计算结果符合要求，计算中预选的值正确，可用。

6. 图2-30为某车型离合器液压操纵机构简图，已知：离合器工作压紧力：F＝5000N～

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5600N,从动盘面压缩量：△h＝0.8mm～1.1mm,分离轴承为常接式，主缸活塞顶部间隙：△=0.5mm；Z＝2；△S＝0.75mm,λ′=1mm ,各杆系尺寸：a=304mm；b=59.5mm；c＝166mm；d=91mm；d1=φ19mm；d2=φ22mm；e=61mm；f=19mm。试计算其踏板行程和踏板力。

解:

①机构传动比：

a．踏板：i1＝a/b=5.12 b．液压部分；iR=d22/d12=1.34 c.分离叉：i2=C/D=1.82 d.膜片簧分离指：i3=e/f=3.21 e.总传动比：i=i1·i2·i3·iy=40 ②各部行程：

a．压盘升程：S=Z·△S+△h =2.3mm～2.6mm； b. 分离指行程：λ=S·e/f+λ′

=8.4mm～9.3mm；

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c. 工作缸行程：S2=λ·c/d

=15.3mm～16.9mm； d. 主缸行程：S21=S2·d22/d1

=20.5mm～22.6mm； e．踏板工作行程：Sg=105mm～115mm； f. 踏板自由行程：So=0.5·a/b =2.56mm； g．踏板总行程：S=Sg+So

=108mm～118mm。 ③踏板力：

在F=5000N～5500N时，如不计回位弹簧和助力器的力，并令μ=0.85，则踏板力；P=

Fi=147N～162N ④液压系统最大压力： P=

Pi11625.12=2.93（MP

4d214102二、简答题：

1．离合器在切断和实现对传动系的动力传递中，发挥了什么作用？ 2．汽车离合器一般应满足哪些基本要求？ 答：

1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。 2）接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3）分离时要迅速、彻底。

4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。

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5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。 6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。 7）操纵轻便、准确。

8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。

9）应有足够的强度和良好的动平衡。

10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。 3．按从动盘数目，盘形离合器分哪几类？简述各类盘形离合器特点？ 答：

分为单片和双片。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、接合平顺；双片离合器传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。

4．离合器的压紧弹簧有哪几种型式，有几种布置型式。哪种型式的压紧弹簧比较适用于轿车？并简述各自优缺点。

5．压盘的驱动方式有哪些？简述各自优缺点。

6．何为离合器的的后备系数？所能传递的最大转矩与哪些因素有关？ 答：

后备系数定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比。设离合器转矩容量Tc，发动机最大转矩Temax写成如下关系式：TcTemax ，式中 β——离合器后备系数。

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，后备系数β必须大于1。

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离合器的基本功能之一是传递转矩，离合器转矩容量Tc与下列参数有关：TcNZ（N·m）； 所以有：TcNZNZRe

ReeTemax，

RT。

emax式中：

—摩擦系数，通常要利用离合器的摩擦打滑来使汽车起步，这是利用摩擦传动的关键，

故一般计算离合器转矩容量时应取；

动N—对压盘的压紧力，它随使用情况和温度会有所变动。使用中摩擦片厚度的磨损变小，以及频繁接合会引起的高温使弹簧压力衰退都会使N有明显改变。

Z—离合器摩擦工作面数，单片为2，双片为4。

R

e

—有效作用半径R。 它也是一个变量，作为一间接度量值，它随着摩擦接触面的磨损

及高温造成翘曲，导致摩擦副的不均匀接触。 由此可见，转矩容量Tc是离合器的的一个本质属性。 7．离合器操纵机构踏板力应满足哪些要求？ 答：

离合器操纵机构是离合器系统重要组成部分，是驾驶员借以使离合器分离、接合的一套装置，它起始于离合器踏板，终止于离合器分离轴承。 主要功用：

完成离合器的接合或分离，保证汽车平稳起步和行驶中的换档。切断动力传递等。 基本要求：

（1）操纵机械要尽可能地简单，操纵轻便，踏板力要小，以减轻驾驶员的劳动强度。对于轿车、轻型客车，踏板力应为80N～150N；对于载货汽车踏板力一般为150N～250N。

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（2）结构紧凑、效率高，踏板行程要适中，一般应在80mm～150mm的范围内，最大不应超过200mm。

上述两项要求往往是相互制约的，设计时，要在满足踏板行程要求的前提下，来确定踏板力，因为踏板行程往往受到车的空间、周边条件的限制和人体工程学的要求。若踏板力超过通常推荐允许值，则应采用相应措施（例如加大传动比，采用助力装置等）。 （3）在操纵机构中应有调整自由行程的装置。 （4）踏板行程应有眼位装置。

（5）踏板回位要快捷，防止离合器在接合时回位滞后。 8．离合器操纵机构有哪些型式？应如何对其进行选择？ 答：

常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。

机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难；绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。

液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。

9/在摩擦片结构车寸相同，传递转矩相同，操纵机构传动比相同的条件下，为什么单片离合器的踏板力大于双片离合器踏板力？ 答：

踏板力P可按下式计算 ：

PFiFFsE （1.10）

式中 F—离合器彻底分离时，压紧弹簧对压盘的压紧力，N；

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—传动效率，对于机械式：=0.7～0.8对于液压式：=0.8～0.9； Fs—克服回位弹簧作用的力，N；初步设计时可忽略。

FE—有助力器时助力器作用力，N；

式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；而FTemaxfZR；对于单片离

c合器，

Z=2，对于双片离合器，Z=4，所以F双F单

第三章 机械式变速器设计

一、计算题

1. 已知一汽车变速器为中间轴式变速器，中心距A=133.5，倒档中心距A`=71.32mm。

当车载总重 G=79000N ，轮胎自由外径D= 0.974 米 ，发动机最大扭矩 Temax=326N · m ，主传动比i0 =7.63 ，传动系机械效率 ηT=0.89 ，最大道路阻力系数

0.372 时，试求该变速器各前进档之传动比。（注意：超速档传动比在 0.7~0.8 范围内选定）。 解：

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该变速器为一中间轴式变速器，有四个前进档，各档传动比为分别为：

iZZ；iZZ；iZZZZZZZZiZZZZ倒档：iZZZZ2426212313151210941211倒11287；

1）先确定最大传动比。从车载总重量 G=79000N，可知该车是一种型载货汽车，因此从满足汽车动力性的要求出发，以满足最大爬坡度确定传动一档传动比。该车是货车，齿轮选用斜齿轮，法向模数为4，螺旋角为20； 假设最大爬坡度定为30%，即

max16.7，因此可估算一档传动比：

i1GD2Ttqmax0iT790000.9740.3726.46

23267.630.89该车是货车，齿轮选用斜齿轮，法向模数为4，螺旋角为20；

本题中，四档是超速档，取i4=0.8，则根据各档传动比成等比级数的要求，求出四个前进档的传动比。

i1qi234i2qi33i143qi4i1qi2qii36.462.02060.8

i6.463.266q2.02061i23.2661.616i3q2.02062）确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比

iZZZZ21143

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a) 如果Z3和Z4的齿数确定了，则Z1与 的齿数，先求其齿数和zhZ2可通过传动比求出。为了求Z3和Z42Acos2133.5cos2062.65；这里齿数和不是整数，取m4整zh63。为了使第一轴长啮合齿轮可以分配较多齿数，以便在其内腔里设置第二轴轴承支撑，常使Z4大些，Z2小些。故，对于货车，取z317，则z4zhz3631746。

Z3Z1因刚才齿数取过整，中心距变为Am(z3z4)2cos4(1746)134.086

2cos20（可以通过齿轮变位达到原始中心距，这里不再讨论）。

b) 现在计算常啮合齿轮齿数：

zizzz211346.46172.3873； 同样，常啮合齿轮齿数要满足中心距变46134.086，故满足上述两条件，可算得

A=134.086，即Am(z1z2)2cosz119z244；

2）确定二档齿轮的齿数。二档齿轮的齿数满足下面三个等式：分别是传动比、中心距和平衡中间轴的轴向力。

ZZ65i2Z13.266Z2191.410344Am(z5z6)2cos622134.086

tgtg26zz1z(1zz

56)z解得z562637617.0175 .

.

3）确定三档齿轮的齿数。三档齿轮的齿数也应满足下面三个等式：分别是传动比、中心距和平衡中间轴的轴向力。

Zm(zz)A134.08672ZZ8i3Z11.6162cos78190.695244

82tgtg26z1z23726z(1zz78)z解得z78

812.144）确定四档齿轮的齿数。三档齿轮的齿数也应满足下面三个等式：分别是传动比、中心距和平衡中间轴的轴向力。

ZZ109i4Z10.8Z2190.345444Am(z7z8)2cos82134.086

tgtg210zz1z(12zz9)10z解得z946178.005108

5）确定倒档齿轮齿数。应满足两个中心距的要求

A'm(z11z12)2cos1112271.32

z从而解的z1336

倒档传动比i倒zzzz21121144366.413；

1913 .

.

2. 根据上面确定的传动比i1、2、3ii、i、i，设图中常啮齿轮 1 、 2 、 7 、 8 、 9 、

4510 用斜齿轮，其法向模数 m =3.75 ，螺旋角 =25 51 24 ；齿轮 3 、 4 、 5 、

6 用直齿轮，端面模数 m=4.2 ，试决定各齿轮的齿数，并由此得出各前进档的实际传动比。

3. 计算齿数最少最薄弱的齿轮的轮齿强度。 二、简答题：

1为保证变速器具有良好的工作性能，汽车对变速器有哪些基本要求？ 2根据轴的不同型式，变速器可分为哪些类型？ 答：

分为固定轴式和旋转轴式两种；固定轴式变速器应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。

固定轴式又分为两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器等。

3变速器操纵机构应满足哪些要求？ 答：

（1）换挡时只能挂入一个挡位；（2）换挡后应使齿轮在全齿长上啮合；（3）防止自动脱挡或自动挂挡；（4）防止误挂倒挡；（6）换挡轻便。

4．如下图所示为一变速器结构图，请分析各档传动关系，画出传动见图，并列出传动比。 解：

这是一个中间轴式六档变速器，其特点是：(1)设有直接挡； (2)一挡有较大的传动比； (3)各挡位齿轮采用常啮合齿轮传动； (4)各档均采用同步器。

.

.

传动路线图如下所示。

1档：动力从第一轴到齿轮7 ~6~1~12， 锁销式同步器右移，到第二轴； 2档：动力从第一轴到齿轮7 ~6~2~11，锁销式同步器左移，到第二轴； 3档：动力从第一轴到齿轮7 ~6~3~10，锁环式同步器右移，到第二轴； 4档：动力从第一轴到齿轮7 ~6~4~9，锁环式同步器右左移，到第二轴； 5档：动力从第一轴到齿轮7 ~6~5~8，锁环式同步器右移，到第二轴； 6档：动力从第一轴到齿轮7 ~6，锁环式同步器左移，到第二轴，得直接档； 7档：搭档同步器左移，得倒档。

.

.

6．为什么中间轴式变速器中间轴上的齿轮螺旋方向一律要求为右选，而第一轴、第二轴上的齿轮为左旋？ 答：

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。

根据右图可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： Fa1=Fn1tanβ1

Fa2=Fn2tanβ2

由于，为使两轴向力平衡，必须满足

.

.

式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。

齿轮1与第一轴齿轮啮合，是从动轮，齿轮2与第二轴齿轮啮合，成为主动轮，因此都为右旋时，所受轴向力方向相反，从而通过设计螺旋角和齿轮直径，可使中间轴上的轴向力抵消。

7、对于中间轴式变速器，变速器的中心距对其外形尺寸和质量有何影响？如何确定？ 答：

变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有直接影响。

①轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.0～3.4）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档位数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （2.2～2.7）A 五挡 （2.7～3.0）A 六挡 （3.2～3.5）A

②中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。

中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。

AKA3Temaxi1g③初选中心距A时，可根据经验公式计算：

式中，KA为中心距系数，轿车：KA=8.9～9.3，货车：KA=8.6～9.6，多挡变速器：KA=9.5～11.0。

轿车变速器的中心距在65～80mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80～170mm

.

.

范围内变化。

8．变速器传动比范围的定义及确定传动比范围的影响因素？

答：变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动比的比值。 最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；如最高挡是超速挡，传动比为0. 7～0. 8。 影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与地面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。

传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件（如要求的汽车爬坡能力）等因素有关。目前乘用车的传动比范围在3. 0 ～4. 5之间，轻型商用车在5. 0～8. 0 之间，其它商用车则更大。

第四章 万向节和传动轴设计

一、计算题：

1.用于传递转矩Md＝1140r/min的带减速器的电动机的十字轴联接的传动轴。在速度为200r/min，4，目标寿命Lh500h(ks1和kt1.33)计算动力传递系数的条件下，C·R，选择虎克万向节型号。



图3-1 虎克式万向节

.

.

解：

上图中，十字节剖面结构尺寸如下：

D=22.24mm；d=2.5mm；l15.8mm；滚柱数；z31；滚柱的列数i1；R=37mm；

DmDd24.9mm；

lwlqd15.812.513.3mm；

由式（3-4）式计算动态传递参数CR， C•RMdk10/3tLn1.510h711401.3310/320050041.5107511Nm

查表表3-2，可以看到，287.10，287.20万向节可以满足需要。考虑安全系数，选取287.20进行验算。万向节GWB287.20，(CR＝797N·m)的特征数据是：MN=2 400N·m，A＝120mm，K=116mm，s703mm，lz470mm，la60mm， 由式（3-2）得，静承载能力C。为

C038izdlm＝381312.513.339169N

和静承载态转矩

M02.27C0R2.27391690.0373290Nm，与表3-2中的值接近。

由式（3-3）计算动载能力

Cfilwzd7/93/4c29/27fc113.37/9312.53/429/27fc263.05

承载能力系数fff，因表3-1中比值dc12D2.5/(22.42.5)0.101，故由该比值查得

mf1116.93，并由图3-7得轴承承载能力系数

f20.7

因而， Cfccf1f2116.930.781.85； 于是动承载能力

f263.0581.85263.0521531N

而动力传递系数

C•R215310.037796.65N

与补充资料表3-2最后一行的值797N一致，即选587.10型万向节。

.

.

2．为发动机前置、八档变速、28吨Iveco—Mairus卡车，传动轴1到4的万向节规格由起动转矩MA和附着转矩MH确定，iA—自发动机的传动比；iH一自路面的传动比；公路上平均轴间夹角角7º～12º；非公路上7º～20º。发动机和变速箱之间的传动情况数据见列表。计算启动转矩，附着转矩，设计转矩，并选定万向节。

表3-1 Iveco-Magiru 动力传动系参数

发动机数据 变速箱数据 8档 分动器数据 带差速锁 主传动比 带差速锁 轮胎 Pe188kW eistat0.52 M817Nm(2200r/min) iiismax9.16 1.0 ivmaxx1.767 iiiB2.059 3.11 6.406 12.00 R 20 N max2500~3000r/min smini vmin1.095 rr11.75 H

图3-2 三轴26t ，6X6 Iveco-Magirus 卡车传动系

解：

根据公式计算结果列在表中。

表3-2 Iveco-Magiru十字轴连接传动轴计算示例

.

.

3．图3-20表示的是前置发动机，带三个差速器、五档变速、四轮驱动的小客车。有11个万向节：2个RF固定式万向节，8个VL伸缩式万向节和1个虎克万向节。

图3-19 带三个差速器的四轮驱动小客车传动系统示意图

工作数据：

最大发动机功率Pe=100kW (在5 900r／min工况下) 最大转矩 M=176N·m (在4 500r／min工况下)

e 满载重量G =16 187 N 前轴许用载荷

GF=7 279N .

.

后轴许用载荷 驱动桥传动比

GiAr

=8 909N =4.11

满载重心高度 h=0.5m 静态滚动半径 Rstat=0.296m 动态滚动半径

Rdyn=0.30lm

轴距 l=2.25m Ax 铰接角函数

变速箱传动比如下表3-3。

表3-3 某四驱车辆变速箱传动比

在下列假定条件时：

①路面附着系数=1；振动系数Ks＝1.2；承载系数Kt＝1.33; ②汽车启动时=1；振动系数Ks＝1.2；

③各档匀速行驶时，发动机输出转矩为最大发动机转矩的2／3；各档运行的时间百分比如表3-4所列。

④各档的利用率为：1～5档分别是f％、6％、18％、30％和45％，

⑤汽车至少应有 100 000km的寿命。 表3-4 各档运行的时间百分比

分别说明汽车前轮驱动、后轮驱动和四轮驱动时万向节的选择原则，并计算使用寿命。

.

.

解：

（一）、计算各轴的起动转矩MA和附着转矩MH，，用两者中的最小值作为静态转矩选择万向节，计算结果列入3-5。

表35 启动转矩和附着转矩的计算

（二）、校核万向节使用寿命

1．前驱动半轴采用RF85万向节，利用补充资料式3-24，3-25，计算前驱动轴万向节在

.

.

各档时的寿命

Lh125309nx0.577253390.865200=7.4（h） AxMd304868Mx0.577333325309AxMd253390.865200=26.5（h） LnxMx515512.7h20.5770.577Lh325309nx0.577AxMd253390.865200=66.3（h）

751351.4Mx0.577330.5773325309AxMd253390.865200=138.6（h） L1023258.1nxMxh40.57725309AxMd253390.865200=230.5（h） L1320200.1nxMxh50.5770.57733式中，Md查表3-19得，Mx见表3-6。

表3-6 前轮驱动时驱动半轴万向节寿命参数计算值

所用公式 1 2 3 4 5 1 0．01 sA档位 2 0．06 8．74 515 58．2 512．7 3 0．18 5．99 751 84．9 351．4 4 0．3 4．4 1023 115．7 258．1 5 0．45 3．41 1320 149．3 200．1 axx xiiixe14．8 304 34．4 868 ，nn/ivx0.377Rdynne 2Me,m2 ix3mMxnL6 x1000r/min25339时3hxnx0.577 AxMdMx7．4 26．5 66．3 138．6 230．5 当nx1000r/min时，3 470756AxMdLhnxMxhx0.577 .

. 7 同6 21．7 77．4 193．4 404．6 672．7 总寿命的倒数

1LhaL1h1aL2h2aL3h3aL4h4aL5h50.010.060.180.30.45310.4410 7.426.566.5138.6230.5所以Lh95.75h 平均行驶速度为：

vma1v1a2v2a3v3a4v4a5v50.0134.30.0658.20.1884.90.3115.70.45115.7121.0km/h

千米寿命

LLvshm95.7512111591km

据起动转矩选择的RF85万向节还不能满足耐久性的要求，要大于100000km，因而，必须研究另一个大的万向节。利用转矩比值的三次方关系，计算相同速度和轴间夹角下的万向节的耐久性。

Md2

LLMd1s2s13260RF91 L11591= 25 465km；

200s23RF95

Ls211591360 = 67 599km；

20033460= 141 028km； RF107 11591L200s2只有RFl07万向节：MN3290Nm，Md460NmVLl07万向节：MN3300Nm，Md522Nm角4运转，但承受Md较高。 VL107的耐久性

满足要求的耐久性；

是所选的伸缩式万向节，它只能以平均夹

.

.

0.926522=252829km； 11591L0.865200s232．后轮驱动

①后半轴用球笼式万向节，选择表3-11中的VL91万向节。

这时计算过程中同表3-15，唯一的区别是计算Lhx时，应考虑平均轴间夹角所引起的铰接角的函数Ax＝0．926，计算结果列第在7行。 总寿命的倒数：

1LhaL1h1aL12h2aL3h3aL4h4aL5h50.010.060.180.30.45435.710 21.777.4193.4404.6672.7Lh35.7104279.56

平均行驶速度为：

vm121.0km/h保持不变

可行驶里程：

LLvshm279.5612133827km；

显然，VL91万向节的耐久性不够。选择大一号的万向节计算耐久性： VL95

Ls233827357267380860km3；

VL107

Ls233827552267252779km；

从上面的计算结果可见，后轮驱动是应使用使用VLl07万向节的传动轴才满足耐久性的要求。

②传动轴与后驱动桥的连接，选用球笼式万向节。

发动机的转矩乘以变速箱的传动比就是传动轴所传递的转矩。此外，它的速度比半轴速度高出4.11倍。根据起动转矩选择VL91万向节，查表得：

.

.

M

N2200Nm，Md267Nm，计算结果列在表3-16。

0.010.060.180.30.45414.69810 75.5215.8459.3855.81420.21LhaL1h1aL2h2aL3h3aL4h4aL5h5Lh114.689104680h；

表3-7 后轮驱动时传动轴上万向节寿命参数计算值

所用公式 1 2 3 4 5 档位 1 0．01 s2 0．06 2．125 2113 58．2 3 0．18 1．458 3082 84．9 171．9 4 0．3 1．071 4206 115．7 125．5 5 0．45 0．829 5422 149．3 97．4 axx exiix3．6 1250 34．4 nn/ivx0.377Rdynne 2Meix 3Mx422．4 249．9 时3nL6 x1000r/min25339，hxnx0.577 AxMdMx75．5 215．8 459．3 855．8 1420．2 当nx1000r/min时， AxMdhMx10/373Lhx470756nx0.5777

Lhx1.510xxCR nMxkt327．2 1113．8 2688．6 5557．4 10035．4 可行驶里程：

LLvshm68012182280km；

VL91万向节不能满足耐久性要求，选择VL95：MN2650Nm，Md357Nm .

.

Ls2822803572673196682km；

可以满足要求。

③与后桥连接的传动轴上的虎克式万向节，选用GWB287．00，计算耐久性，列入表3-7中第7行。 小时寿命

1L

haL1h1aL2h2aL3h3aL4h4aL5h50.010.060.180.30.45525.20210327.71113.82688.6557.410035.4Lh3996.8h

可行驶里程：

LLvshm3996.8121483613km

可见，GWB287．00，满足耐久性要求。 3．四轮驱动

①用于前半轴的球笼式万向节：表3-6中第5和6行有变化，前桥输入转矩是原第5行的36%，计算结果见表3-8。

表3-8四轮驱动时前半轴万向节寿命参数计算值

所用公式 1 2 3 4 1 0．01 sA档位 2 0．06 8．74 515 58．2 3 0．18 5．99 751 84．9 4 0．3 4．4 1023 115．7 5 0．45 3．41 1320 149．3 axx xiiixe14．8 304 34．4 nn/ivx0.377Rdynne .

. 5 2Me0.36,m2 312．48 184．6 iMxx3m126．5 92．9 72 nL6 x1000r/min25339时3，hxnx0.577 AxMdMx时，158．6 568．2 1420．4 2971．7 4947．6 当nx1000r/min3 470756AxMdhLnxMxhx0.577总寿命的倒数：

1LhaL1h1aL2h2aL3h3aL4h4aL5h50.010.060.180.30.4545.09510158.6568.21461.22971.74947.24Lh15.0951041963h

可行驶里程：

LLvshm1963121237523km；

选择RF85万向节：MN1200Nm，Md200Nm除，必须考虑传动系的过载问题。

满足耐久性要求。如后轮的驱动轮被摘

半轴内侧用VL85万向节的千米寿命计算时，应考虑平均轴间夹角所引起的铰接角的函数Ax的变化，以下式计算：

A4LLA7内外32375230.9250.8653290457km变化。

②用于后半轴的球笼式万向节：这里后桥输入转矩是表3-6中第5行的64%，计算结果见表3-9。

表3-9四驱时后驱动轴球笼式万向节参数计算值

所用公式 .

档位 1 2 3 4 5 . 5 M2Me0.64,m2 ixx3m555．7 328．2 224．9 ，165．2 128．0 nL6 x1000r/min25339时3hxnx0.577 AxMdMx时，82．5 295．1 737．8 1542．6 2570．2 当nx1000r/min3 470756AxMdLhnxMxhx0.577总寿命的倒数

1LLhaL11h1aL2h2aL3h3aL4h4aL5h50.010.060.180.30.4549.41210 82.5294.2735.41537.62561.8h9.4121041071.9h

可行驶里程：

LLvshm1071121129700km；

选择VL91万向节：MN2200Nm，Md267Nm轮驱动，必须考虑后传动系的过载问题。 ③纵轴上的球笼式万向节：

满足耐久性要求。如短时间采用前

对于四轮驱动，与后桥连接的传动轴只承受发动机转矩的64％。因此，选择图VL85万向节：MN1200Nm，Md200Nm表3-7的第5行和第6行变为：

表3-10 四轮驱动时传动轴上球笼万向节寿命参数计算值

所用公式 1 2 1 0．01 s

档位 2 0．06 2．125 3 0．18 1．458 4 0．3 1．071 5 0．45 0．829 axx ii3．6 .

. 3 4 5 7 nn/ixex 1250 34．4 2113 58．2 3082 84．9 109．6 737．0 4206 115．7 80．3 5422 149．3 63．3 vx0.377Rdynne 2Me 0.64x32ix1.510xxM270．3 159．9 121．1 248．1 LhxCR nMxkt710/31373．1 2280．8 总寿命的倒数：

1LhaL11h1aL2h2aL3h3aL4h4aL5h50.010.060.180.30.4549.18810 121.1248.1737.01373.12280.8Lh9.1881041088.4h

可行驶里程：

LLvshm1088.4121131696km；

VL85万向节满足耐久性要求。 ④纵轴上的虎克式万向节：

表3-11四轮驱动时传动轴上虎克万向节寿命参数计算值

所用公式 1 2 3 4 5 6 1 0．01 s档位 2 0．06 2．125 2113 58．2 3 0．18 1．458 3082 84．9 171．9 11914 4 0．3 1．071 4206 115．7 125．5 24621 5 0．45 0．829 5422 149．3 97．4 44560 axx exiix3．6 1250 34．4 nn/ivx0.377Rdynne xMhx2Meix 310/37422．4 249．9 1450 4934 1.510CR LnkMxtxx总寿命的倒数：

.

.

1LLhaL1h1aL2h2aL3h3aL4h4aL5h50.010.060.180.30.4555.64510 14504934119142462144506h15.64510517715h

可行驶里程：

LLvshm177151212143515km。

结论：

①如果虎克式万向节和球笼式万向节装在同一根轴上，虎克式万向节可行驶里程在483 613km到2143 515km的范围内变化，从相对耐久性的角度上看，球笼式万向节的弱点明显地表现了出来。

②认识到可行驶里程：以发动机转矩比值的10／3次方变化是很重要的；

LM11LM20.64h2h1334.428

所以Ls2Ls14.4284.428483613=2 141 438km

因为可行驶里程比要求值大二十多倍，可考虑使用小一点的万向节。 二、简答题：

1．简要说明下列万向节的种类和各自的应用场所。

（a） (b)

.

.

(c ) (d) 答：

（a）为球笼式万向节，是带分度杆的等速万向节，工作角度达42°，广泛应用于轿车前驱动桥；

(b) 伸缩型球笼式万向节，允许的工作最大夹角为20，广泛地应用到断开式驱动桥中； (c ) 三销轴式万向节，由两个偏心轴叉、两个三销轴和六个滚外轴承组成，是开式万向节而不需加外球壳及密封，允许工作夹角达45°，要用于中、重型汽车转向驱动桥。

(d)双联式万向节，为近似等速万向节，实际是由两个十字轴万向节组合而成，允许工作夹角达50，主要用于中、重型汽车转向驱动桥。

2．传动轴总成的不平衡有哪些影响因素？如何降低传动轴总成的不平衡度？ 3．双十字轴万向节等速传动的条件？

答：处于同一平面的双万向节等速传动的条件：1）保证同传动轴相连的两万向节叉应布置在同一平面内；2）两万向节夹角α1与α2相等。 3. 传动轴临界转速及提高传动轴临界转速的方法？ 答：

所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速为

nk1.2108Dc2dc2L2c

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）。

在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够高的临界转速。由上式可知，在Dc和Lc相同时，实心轴比空心轴的临界转速低。当传动轴长度超过1.5m时，为了

.

.

提高nk以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根或三根。 4.分析双万向节传动的附加弯矩及传动轴的弯曲变形？（画简图）

答：

当输入轴与输出轴平行时（图a），直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，传动轴发生如图b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴相交时（图c），传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图d中双点划线所示的弹性弯曲，从而对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力。

第五章 驱动桥设计

1．分析图1所示驱动桥的结构特点。

.

.

（a） (b)

图1

答：（a）图

①这是一个由两级齿轮减速组成的整体式双级主减速器，第一级减速由一对圆锥齿轮构成，在从动锥齿轮轴上有一圆柱齿轮，与差速器壳上的圆柱齿轮啮合，构成第二级减速；

②与单级减速器相比，双级主减速器在保证离地间隙的条件下可得到大的传动比，减速比可答7~12；

③第一级减速的主动锥齿轮采用采用悬置式支撑，从动锥齿轮轴、差速器齿轮轴采用跨置式支撑；

④主要使用在总质量较大的商用车上。

（b）为应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥，

2按齿轮副的数目不同，主减速器可分为单级主减速器和双级主减速器，简要说明各减速器的特点。

.

.

3根据车轮端的支承方式不同，半轴可分为哪几种型式，简述各自特点。 答：半浮式支撑；

¾浮式支撑； 全浮式支撑；

4指出下列图2~5中各引线所指零部件名称，说明动力传动路线及半轴的支撑形式并说明原因？

图2

.

.

图2

图3

.

.

图3

5双曲面齿轮传动中，如何确定其螺旋角？画图说明为什么主动齿轮的螺旋角小与从动齿轮？

图6

螺旋角：在锥齿轮节锥表面展开图上的任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。

.

.

在齿宽中点处的螺旋角称中点螺旋角。 6如何判别双曲面齿轮传动中 计算题：

计算单级跨置式螺旋锥齿轮主减速器各轴承所受的支承反力，并在图上表示出以上各轴承反力的受力方向（驱动前进时）。已知参数：齿面宽中点处的圆周力为 F；小齿轮齿面宽中点处的分度圆直径

dm1，大齿轮齿面宽中点处的分度圆直径

dm2，差速器壳转动方向

如图所示；小齿轮的径向力 轮的轴向力Fac 。

FRz，小齿轮的轴向力Faz，大齿轮的径向力FRc ，大齿

图7

.

.

解：小齿轮所受外力如图所示，为空间力系。

（1）先求轴承A的径向力，对轴承B的中心取矩，因为Mazm1Rzb故2Fba0Ax，所以有0BMMBxBy00

FdFRAya0

R

解得RRbFa1(0.5AyaAxdm1FazbFRz)

即径向力的合力RAb1(F)[(0.5dm1FazbFRz)]aa22；

同样的原理可计算轴承B的径向力。

2 某汽车主传动器采用的是螺旋圆锥齿轮和斜齿轮圆柱齿轮两级传动。主传动比i螺旋圆锥齿轮副的大端模数ms07.63；

9，

z11，z1225，压力角

=20°，螺旋角m35。齿

顶高系数 f=0.85，齿高修正系数 =0.32，径向间隙系数 C=0.188。发动机最大扭矩：

Temax31kgf•m，变速器一档传动比：

ig16.24 ，齿轮材料： 20Mn2 TiB 。计算： 1. 螺

旋锥齿轮副的尺寸； 2. 强度计算（弯曲应力和接触应力）。 解：

（1） 螺旋锥齿轮副几何的尺寸计算 ①节圆直径

dmz91199(mm)；

1s1dmz2s2925225(mm)；

②齿面宽：F0.155d20.15522534.875(mm)； ③齿工作高hgH1m1.695915.255(mm)；

.

.

④齿全高hH2m1.882916.938(mm)； ⑤节锥角

1arctanzz112arctan1123.7495；2529019023.749566.2505；

⑥节锥距A0d2sin199122.9085mm2sin23.7495；

⑦周节t3.1416m3.1416928.2744(mm)； ⑧齿顶高h2Kam0.2792.43(mm)；''''hhh1'g'216.93815.2551.675(mm)；

⑨齿根高h1hh116.9381.67515.263(mm)h''2hh'216.9382.4314.508(mm)；

⑽径向间隙chhg16.93815.2551.638(mm)； ⑾齿根角1arctan⑿根锥角R1hA''1015.2367.0664122.90852arctanhA''2014.5086.732

122.90851123.74957.066416.6831'R22266.25056.73259.5185

⒂外圆直径d01d1h1cos

19921.675cos23.7459102.6339(mm)； 22522.435cos66.2505226.98(mm)；

d02d22hcos'22⒃理论齿弧厚s2mssk91.0539.477(mm0)；sts1228.27449.47718.7974(mm)；

⒄齿侧间隙B0.254~0.330(mm);

⒅节锥顶点至齿轮外缘距离x01d1h1sin'2451.675sin23.749544.3254(mm)；

x02d212hsin22521.675sin66.2505110.96685(mm)

2'（2）螺旋锥齿轮强度计算（弯曲应力和接触应力） ①按发动机最大转矩估算单位齿长上的圆周力

2pTi2319.86.241133.5(N/mm)[p]1429N/mm)； dF109934.87510emaxg133②轮齿弯曲强度的计算

.

.

w210TkkkkFZmjc02ssv3m

式中，Tc—齿轮的计算转矩，按发动机最大转矩和驱动轮打滑式计算所得取小值。这里按发动机最大转矩计算：

TckTdemaxkii100n1319.8(25/11)6.240.93887.6(N•m)；

1主动锥齿轮的转矩TzTi0cG7755.21895.5(N•m)；

(25/11)0.9kk0—超载系数，这里取k=1；

0m—载荷分配系数，支承刚度大时，=取小值，这里取中间值k=1.5；

mkks—尺寸系数，反映材料性质的不均性。当端面模数m1.6mm时，ks4—质量系数，因驱动桥齿轮精度高，轮齿接触良好，故取k=1；

vm940.7715 25.425.4vF—计算轮齿的齿面宽，F=34.875mm； J—计算弯曲应力时的综合系数，对于压力角旋齿轮传动，按图表，查得J=0.18

=20°，螺旋角m35，轴交角为90°的螺

m—端面模数，m=9mm；

ss计算得

wz1wz210TkkkkFZmj210TkkkkFzmj2z02ssv3c0s2sv23m2101895.510.77151.5784.45(N/mm)； 134.8751190.18223m2103887.610.77151.5706.1(N/mm)； 134.8752590.18223两齿轮的弯曲应力都大于许应力700MPa，需要重新调整参数重新计算。 接触应力

2cTkkkkdkFJpz0smj1vf232.69921895.510.77151.5183.33(N/mm2)；

134.8750.1接触应力符合许用应力的要求。

.

.

3. 已知 EQ245 越野车采用全浮式半轴，其中，后桥质量分别为 质量移系数

=1.15, 发动机最大扭矩

= 4075.5kg, 加速时

= 43kg · m ，半轴杆部直径 d= 44mm，

半轴花键内径 d’= 44m，半轴花键外径 D= 49.5mm，花键齿数 Z=18，花键有效长度 L= 51mm。试求：半轴传递的扭矩 M；半轴花键的扭转应力和挤压应力； 半轴杆部的强度计算；

第六章 悬架设计

一、计算题：

1. 为 110 微型汽车设计后钢板弹簧悬架。 已知参数：

总重： Ga=13100N( 驾驶室内两人 ) 自重： Go=6950N( 驾驶室内两人 ) 空车： 前轴载荷 G1=4250N

后轴载荷 G2=2700N

满载： 前轴载荷 G1=5750N

后轴载荷 G2=7350N

非簧载质量 Gb=690N （指后悬架） 钢板弹簧长度 L=(1000~1100)mm 骑马螺栓中心距 S= 70mm 满载时偏频 n= （ 1.5~1.7 ） Hz 叶片端部形状： 压延

.

.

要求：

• • • •

确定钢板弹簧叶片断面尺寸，片数；

确定钢板弹簧各片长度（按 1:5 的比例作图）； 计算钢板弹簧总成刚度； 计算钢板弹簧各片应力；

注意： ① 叶片断面尺寸按型材规格选取在以下几种规格内选取：

= 6 65,7 65,8 65 6 63,7 63,8 63 6 70,7 70,8 70

例1． 钢板弹簧几何尺寸列于下表，满载时计算载荷Q=3773N，弹簧U型夹紧螺栓夹紧距离S=91mm，计算弹簧的刚度和应力；若满载弧高和各片曲率半径。

弹簧几何尺寸 单位：mm

fa15mm，计算弹簧总成自由弧高

.

.

片各片各片有 号 长 度Lk 1 2 3 4 5 1150 1150 884 620 356 各片 各片 各片预应力效长度厚度 宽度 Le 1104．5 6．5 70 1104．5 6．5 70 838．5 574．5 310．5 6．5 70 6．5 70 6．5 70 ok(N/mm2) -110 -40 +20 +60 +125

解：用共同曲率法计算：

（1） 等校梯形单片弹簧中心螺栓处的总惯性矩：

J0nbh312570126.538009.9(mm)；

4（2） 等校梯形单片弹簧中心螺栓处的抗弯截面模量：

w02Jh028009.92464.6(6.5mm)；

1.51.2019，

3（3） 挠度系数：1.51.04(1n)12n21.04(1)25 故梯形弹簧的自由刚度 c48EJL30482.1108009.944.16(N/mm)； 1.2019115035取弹簧的无效长度系数k0.5，U型螺栓夹紧距离S=91.mm，

L1150c)()44.1649.84(N/mm)； Lks11500.591Q3773(11500.591)422.7(N/mm)； （4） 梯形弹片弹簧中心螺栓处应力：L42464.44W则实际夹紧刚度(c)(s033 .

.

（5） 弹簧满载时的静挠度

fcQ377375.7(mm)； (c)49.84钢板弹簧总成自由状态下弧高H0是由满载弧高螺栓夹紧后引起的弧高变化f三部分组成：

faa、静挠度

fc及弹簧总成在U型

H0ffcf。

假设弹簧总成在自由状态下是单圆弧，并假设在U型螺栓夹紧后，弹簧加紧部分被

ff) 91(3115091)(1575.7)压平，可推得弧高变化f10.48mm；

2L21150 钢板弹簧总成自由状态下弧高Hfff1575.710.48101.8mm；

S(3LS)(0c2200c弹簧总成在自由状态下曲率半径R0L11501624mm；

8101.88H022（6）各片曲率半径的计算：矩形弹簧的预应力间的关系是

1kok与弹簧组装前、后的各片曲率半径之

RR11102okkEh；

故第一片弹簧的曲率半径

R10R2200mm；12(110)10.000615760.000161174.5459516242.16.5104；

同理，可计算其余各片弹簧的曲率半径。 二、简答题：

1在悬架设计中应满足哪些性能要求？

2悬架主要钢板弹簧的主要参数和尺寸如何确定？

3在汽车的设计当中，对前轮和后轮的独立悬架导向机构是如何要求的？ 4简述独立悬架和非独立悬架的特点。

5按车轮运动形式的不同，独立悬架可分为哪些形式？

.

.

6解释悬架的静挠度、动挠度和偏频的概念，并说明选挠度与偏频的关系。 答：

静挠度：满载静止时悬架上的载荷FW与此时悬架刚度C之比，即

fcFCw。

动挠度：从满载静平衡位置开始，悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车回车架或车身）的垂直位移。 偏频：汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2（亦称偏频）可用下式表示

n112Cmfc112，n112Cm22

弹性特性为线性的悬架，前、后悬架的静挠度与偏频的关系是：

n15/n25/fc2

7．解释钢板弹簧的满载弧高

答： 满载弧高

fa、弹簧总成在自由状态下的弧高H0

fa是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面

与两端（不包括卷耳半径）连线间的最大高度差；满载弧高用来保证汽车具有给定的高度；为了在车架高度已限定时能得到足够的挠度值，常

fa=10~20mm。

簧总成在自由状态下的弧高H0：钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0， 用下式计算

H0fcfaf

式中，

fc——为静挠度；

0H——为满载弧高；

.

.

f为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化. 7．确定下列悬架的侧倾中心，并作简要地说明。

（a） (b)

答：

图（a）将双横臂悬架内外转动点的连线延长，上摆臂转动点连线与下摆臂转动点连线向交于一点P，连接P点与车轮接地线NP，此线与汽车纵向轴线交于W点，W点即为悬架侧倾中心。

（b）从悬架于车身的固定联接点E作活塞干运动方向的垂线，将下摆臂线延长，两条线交点即为极点P，连接P与车轮接地点N的连线交汽车轴线上，交点W极为侧倾中心。

.

.

（a） (b)

8．说明下列独立悬架的特点，指出序号所标零部件名称及作用。

答：该悬架为用于前驱动桥的麦克佛逊悬架。1-转向节，2-减振器，3-弹簧下支座，4-辅助弹簧及限位块，5-轴承，6-橡胶支座，7-缓冲快，8，9-限位盘，10-等速万向节，11-轮毂，13-下控制臂，14-横向稳定杆。

麦克佛逊悬架是将双横臂悬架上臂减小到为零，在车架联接球铰与转向节相连的下球销之间增加了一个滑动副即构成了麦克佛逊悬的运动及构图。它的突出优点是： ①将导向机构与减震器集合到一起，将多个零件集成在一个单元里。简化了机构，节省了空间，减轻了质量，并且几乎不占用横向空间，有利于车身前地板的构造和发动机的不置。对于紧凑型轿车来讲，具有无可比拟的优势。

②铰接点的数目少，上下铰接点之间距离大，可以改善铰接点的受力情况，弹簧行程大；

.

.

③车轮跳动时，其轮距、前束、机车轮外倾角的变化小，使汽车具有良好的稳定性。

5. 如何确定汽车前、后悬架的静挠度？ 答：悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频。

希望fc1与fc2要接近，但不能相等（防止共振）；

希望fc1>fc2 (从加速性考虑，若fc2大，车身的振动大）。

若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n2＜1时，车身纵向角振动要比n1/n2＞1时小，故推荐取fc2=（0.8~0.9）fc1。

考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐fc2=（0.6~0.8）fc1。

为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频也可低于前悬架的偏频。

第七章 转向系设计

一、计算题：

1. 设计一合乎要求的转向梯形机构。已知参数： 汽车主销中心距 K, 轴距 L ： NJ130 K= 1420mm； L= 3300mm

.

.

设计一整体式后置转向梯形，确定梯形臂长和梯形底角，画出实际特性曲线，他与理论特性曲线在 15~25˚以内相交 (内轮共转 40˚)在 25˚以内的实际特性曲线尽量与理论特性曲线接近。

（a） (b)

解：

（1）后置式转向梯形机构如上（a）图所示，其空间位置可参见(b)图，转向梯形几何尺寸参数有：

两转向主销中心线与地面交点间的距离K； 转向横拉杆两端球型铰接中心的距离n； 转向梯形臂长m； 梯形底角θ； 汽车轴距L；

他们之间有以下关系：

.

.

KKn或者n(当转向梯形至于转向桥前时)12ycos12ymny 

arctan(4L)3Km(0.11~0.15)K带入已知参数，得

arctan(4L43300)arctan()3K31420m(0.11~0.15)1420156.2~213(mm)72.11；

取m=180mm，解下列方程

n1420/(12ycos72.11) mynn1309.4(mm)得y0

2. 计算 EQ245 型汽车的转向性能。 已知参数：

转向轴负荷： G1=30000N

轮胎与路面的滑动摩擦系数： f=0.7 轮胎气压： P=0.45N/mm 2 转向摇臂长： 转向节臂长：

L1= 150mm L2= 200mm

方向盘半径： Dsw= 250mm 转向器角传动比：

i=20

转向器效率： =70%

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试求：

• •

转向轮原地转向的阻力矩 Mr； 原地转向时方向盘上的作用力；

解：

由经验公式计算，转向轮原地转向的阻力矩

MRf3Gp310.73300001.807N•mm；

100.4563作用在方向盘上的瞬时最大手力Fh二、简答题：

LMLDi221Rsw21501.807106200250200.7774N。

1转向器的角传动比，传动装置的角传动比和转向系的角传动比指的是什么？他们之间有什么关系？转向器角传动比如何选择？ 答：

转向的角传动比i：转向盘角速度摇臂轴角速度

w与转向

w； 之比：ip

p传动装置的角传动比i：是摇臂轴角速度与同侧转向节偏转角速度

'21p

之比：ik

'L，摇臂长；同侧转向节臂长度；

LLL12转向系的角传动比i0：转向盘角速度

i0w与同侧转向节偏转角速度

k之比：

w'i•i k2转向系的力传动比指的是什么？力传动比和角传动比有何关系？ 答：

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力传动比ip是轮胎地面接地中心作用在转向轮上的合力与转向盘手力之比，

ipip2FW/Fh；Fw地面对轮胎的力；Fh手作用在转向盘上的力；i0Dsw2a力传动比和角传动比有何关系：

3．在设计梯形机构时，需要确定哪几个参数？对一辆已知梯形机构参数的汽车：K= 1420mm， L= 3300mm，m=180mm，n=1300mm，如何用作图法来校核？试说明其作图步骤？ 答：需要确定

转向横拉杆两端球型铰接中心的距离n； 转向梯形臂长m； 梯形底角θ等。

对一辆已知梯形机构参数的汽车，K= 1420mm， L= 3300mm，m=180mm，n=1300mm按下面作图的方法来校核能否达到理想转向特性：

（1） 从主销延长线与地面的交点A、B向后轮中心线的垂线的交点C、D；

（2） 找出AB县的中点E，连接EC，EC线为理论上的提醒转向特性线（即只要∠EAF

等于外轮转向角θ0，∠EBF等于内轮转向角θi）。

（3） 按照初选的n、m、θ，作出汽车在直线行使时的转向梯形图； （4） 以A点为圆心，从AP线开始，每隔5°做出A的圆心角、12、、34……，

得射线AP1、AP2、AP3、AP4……；

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（5） 以A点为圆心，m为半径画弧交

AP、AP、AP、AP1234与

P、P、P、P1234……；

（6） 分别以P1、P2、P3、P4……为圆心，以n为半径画弧，分别与以B为圆心，m为

半径所画弧之弧交与Q、Q、Q、Q……等点；

1234

（7） ∠QBQ1、∠Q1BQ2、∠Q2BQ3、∠Q3BQ4……等外轮转角

（8） 根据内、外轮转角画出转向梯形的实际转向特性曲线。

4何为转向器的正效率 ，根据 所分的三种转向器各有什么优缺点？目前汽车上广泛使用的是哪一种转向器？为什么？

PP答：正效率：功率从转向轴输入，经转向摇臂轴输出到车轮时的效率P112、、、1234……；

，

逆效率：由车轮输入，经转向器输出到转向盘的效率PPP332，P2转向器的摩

擦功率；

5． 转向操纵轻便性的评价指标？

答：通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。

轿车 货车

机械转向 50~100N 250N 动力转向 20~50N 120N

轿车转向盘从中间位置转到一端的终点，其圈数不得超过2.0圈；货车则要求不超过3.0圈。

6计算转向系计算载荷的方法有几种？是说明之。

7计算原地转向阻力矩的几个经验公式是什么？最常用的是哪个？ 8如何计算方向盘上的受力和方向盘上的总回转圈数？

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9提高转向轻便性和操纵性的途径是什么？试分析采用动力转向的优缺点？ 10对动力转向有什么要求？掌握动力转向的结构与工作原理。

12动力转向系统有几种布置形式？今打算在现有客车底盘上加装动力转向，采用哪种布置形式最好？为什么？

13转向系刚度与不足转向的关系如何？ 14如何评价动力转向的灵敏度？

第八章 制动系设计

1制动装置都有哪些？简要说明其功用？ 2制动系应满足哪些主要的要求？

3对汽车制动性能有重要影响的参数有哪些？

答：制动力及分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩、制动器因数。

理想的制动力分配是前后车轮同时抱死，即前后制动器的制动力满足一下关系：

1Gt22gFGL24LhF2LF2Ghgh2gt1t1

将上式绘成以Ft1，Ft2为坐标的曲线，即为理想的制动力分配曲线。 4什么叫领蹄？什么叫从蹄？

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答：在制动过程中，制动蹄沿着制动鼓转动方向旋转时会出现制动效率增加的现象，则称为领蹄。

如图所示：输入力Fa推动制动蹄压向轮毂，在与轮毂所接触的B点会受到轮毂的正压力

Fn，假定蹄与鼓间没有摩擦力，则此二力对A

点取矩，得

FnhbFa，

B点的摩擦力：FdlFdhblFa

是存在的，这三个力对支点A取矩，得

事实上，由于B点的摩擦力

FdFahFdcFnnb0；

而FdllF；

摩擦系数；

解得FdFhab1l clb即使得摩擦力增大，因此具有增加制动效果作用，所以称领蹄。

当车轮逆转时，该制动蹄体会产生效能减低的趋势，也称从蹄为减势蹄。减小的摩擦

hab1力可推导出为：FdFl clb5盘式制动器与鼓式相比较，有哪些优缺点？

6在液压制动驱动机构的设计中，要确定哪些主要参数？ 7鼓式制动器主要尺寸参数有哪些？

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答：

①制动鼓内径D 轿车：D/Dr=0.64~0.74，Dr轮辋内径 货车：D/Dr=0.70~0.83 ②摩擦衬片宽度b和包角β，包角一般不宜大于120°。 ③摩擦衬片起始角β0=90-β/2；

④制动器中心到张开力Fa作用线的距离e； ⑤制动蹄支承点位置坐标a和c，使a尽可能大而c尽可能小。初步设计时，也可暂

定a=0.8R左右。 8．一中型货车装有前后制动器分开的双管路制动系，其有关参数如下表列，假定在附着系数

=0.7 的路面上制动，制动减

du0.6g速度，设计液压制动驱动机构。 dt质心至前质心高载荷 质量（kg） hg/m a/m 空载 满载

解：在给定制动强度的条件下，前后轮的附着力

G1LG2L12g制动力分轴距L/m 轴距离配系数β 4080 9290 0.845 1.170 3.950 3.950 2.100 2.950 0.38 0.38 FFLdu9290(1.0000.61.17)0.72802(N) hg3.950dtdu19290Lghg3.950(2.950.61.17)0.73700(N)

dt1按照前后轮同时抱死，进行前后制动器制动力的分配

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FFt1G0.380.792902471(N) (1)G0.620.792904031(N)

t2按照这个制动力分配，后轮会先抱死拖滑。

要确定制动主缸和轮缸的直径和工作容积，制动踏板上的力、踏板形程、踏板机构传动比等。

轮缸直径dw2Fap；

p-轮缸或管路液压，p=8~12Mpa

9．某轻型货车的有关参数如下：总重： Ga=26000N，重心到前轴的距离： L1= 1428mm，轴距： L= 2700mm，重心高度： hg= 950mm( 满载 ) 求： 在不计车轮滚动阻力的条件下，汽车沿着附着系数 最大坡道上停车所需要的手制动器最大制动力矩。 解：

在附着系数=0.7 的路面上坡行驶时，

可能停住的极限坡度角：

=0.7 的路面上行驶时，其在

arctan1l1Lharctang0.7142827000.795026.16；

汽车停驻时后桥附着力

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FG21cosaLL1hgLsin260000.7(1428cos26.16950sin26.16)11429.8(N) 127002700这是地面所能提供的最大制动力，如上坡时该力由驻车制动器产生的车轮制动力平衡。因此，地面制动力矩就等于制动器的制动力矩，

TFrz2e11429.80.354000.3(Nm)

10.对于钳盘式制动器，制动钳在车轴安装有那几种形式？各自的特点？（画出受力图） 答：制动钳的安装位置可以在车轴之前或之后。由图可见，制动钳位于轴后能使制动时轮毂轴承的合成载荷F减小；制动钳位于轴前，则可避免轮胎向钳内甩溅泥污。

11．汽车制动系的组成及功能？

答：制动系至少有行车制动装置和驻车制动装置。有些汽车还设有应急制动和辅助制动装置。制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车，在下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速，使汽车可靠地停在原地或坡道上。

13. 简述具有前后轴制动力固定比值分配车辆前后轴最大制动力确定方法？ 答：选定同步附着系数φ0，并用下式计算前、后轮制动力矩的比值

M1M2L20hgL10hg

式中，Mμ1、Mμ2为前、后轮制动器的制动力矩；L1、L2为汽车质心至前轴和后桥的距离；

hg为汽车质心高度。

根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩Mμ1max；再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的

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最大制动力矩Mμ2max。

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