汽車設(shè)計副本

1、第一章 汽車的總體設(shè)計汽車的主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)，質(zhì)量參數(shù)和汽車性能參數(shù)。汽車質(zhì)量參數(shù)的確定1 整車整備質(zhì)量m0整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備，加滿水，燃料，但沒有載貨和載人的整車質(zhì)量。 2 載客量汽車的載客量是指在影之路面上行駛時所允許的額定載人數(shù)。3載質(zhì)量me汽車的載質(zhì)量是指在影之路面上行駛時所允許的額定載質(zhì)量。4 質(zhì)量系數(shù)m0m0=mem0。m0質(zhì)量系數(shù)是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即車的結(jié)構(gòu)的制造工藝越先進(jìn)。 值越大，說明該5 汽車總質(zhì)量ma汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量6 軸荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止?fàn)顟B(tài)下，個車軸對支撐平面的垂直負(fù)荷

2、，也可以用占空載或滿載哦那個質(zhì)量的百分比來表示。汽車性能參數(shù)的確定（了解）1 動力性參數(shù) 汽車動力性參數(shù)包括最高車速Vmax、加速時間t,上坡能力、比功率和比轉(zhuǎn)矩等。加速時間t汽車在平直的良好路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間，稱為加速時間。上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù)imax來表示汽車的上坡能力。汽車的比功率P b和比轉(zhuǎn)矩 Tb 比功率是汽車所裝發(fā)動機(jī)的標(biāo)定最大功率Pemax與汽車最大總質(zhì)量ma之比。即P b=Pemax/ma。它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能要好于比功率小的汽車。 比轉(zhuǎn)矩Tb是汽車所裝發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Tem

3、ax與汽車總質(zhì)量ma之比，Tb=Temax/ma。它能反映汽車的牽引能力。2 燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù) 汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經(jīng)濟(jì)車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗量來評價。該值越小燃油經(jīng)濟(jì)性越好。3 汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑Dmin轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，汽車前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑Dmin。Dmin用來描述汽車轉(zhuǎn)向機(jī)動性，是汽車轉(zhuǎn)向能力和安全能力的一項重要指標(biāo)。4 通過性幾何參數(shù)有；最小離地間隙hmin，接近角1，離去角2，縱向通過半徑1等。 5 操縱穩(wěn)定性參數(shù)轉(zhuǎn)向特性參數(shù) 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應(yīng)具有一定程度的不足轉(zhuǎn)向。 車身

4、側(cè)傾角制動前傾角6 制動性參數(shù)7 舒適性 汽車應(yīng)為乘員提供舒適的乘坐環(huán)境和方便的操縱條件，稱為舒適性。第二章 離合器的設(shè)計靜摩擦力矩TcTc=fFZRc式中，f為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)；F 為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；Rc為摩擦片的平均摩擦半徑；Z 為摩擦面數(shù)，單片離合器的Z=2.，雙片離合器的Z=4。（了解）設(shè)計時Tc應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即Tc=Temax為離合器的后備系數(shù)，其必須大于1 。為可靠傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨時間過長，不宜選得太??；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選得太大，當(dāng)發(fā)動機(jī)后備功率較大，使用條件較好時，可選的小些；當(dāng)使用條件惡劣，

5、需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨，應(yīng)選的大些；汽車總質(zhì)量越大，也應(yīng)選的大些；采用柴油機(jī)時，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平衡，選取的值應(yīng)比汽油機(jī)大些；發(fā)動機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，可選的小些；雙片離合器的只應(yīng)大于單片離合器。膜片彈簧的彈性特性（了解）膜片彈簧具有較為理想的非線性彈性特性，2膜片彈簧基本參數(shù)的選擇1 比值Hh 和h的選擇比值Hh對膜片彈簧的彈性特性影響極大。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的Hh一般為1.5-2.0，板厚h 為2-4mm。2 Rr 比值和R、r的選擇（了解）Rr越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線收支凈誤差的影響越大

6、，切應(yīng)力越高，一般Rr為1.20-1.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc,拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc。 3 的選擇（了解）膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，一般在915度范圍內(nèi)。 4 膜片彈簧工作點的選擇膜片彈簧工作點如圖所示，該曲線的拐點H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且1H= （1M+1N）2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點和拐點之間，且靠近或在點處，一般1B=（0.81.0）1H,以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)的壓緊力從1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點從B變到C。為最大限度

7、的減少踏板力，C點應(yīng)盡量靠近N點。第四章 傳動軸1 臨界轉(zhuǎn)速當(dāng)傳動軸的工作轉(zhuǎn)速接近其彎曲固有振動頻率時的轉(zhuǎn)速為傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速。影響因素有傳動軸的支撐長度Lc，傳動軸州官的內(nèi)徑dc外徑Dc。2 shizi軸萬向節(jié)連接的兩夾角不宜過大的原因附加彎矩可引起與萬向節(jié)相連零件的彎曲振動，在萬向節(jié)主、從動軸支撐上引起周期性變化的徑向載荷，從而激起支承處的振動，使傳動軸產(chǎn)生附加應(yīng)力和變形，從而降低傳動軸的疲勞強(qiáng)度，因此，為了控制附加彎矩，應(yīng)避免兩軸之間的夾角過大。第五章 驅(qū)動橋主減速器主、從動錐齒輪的支撐方案主動錐齒輪的支撐形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。主減速器齒輪計算載荷的確定 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩

8、和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算載荷TceTce =式中，Tce為計算轉(zhuǎn)矩；kdTemax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；k為液力變矩器變矩系數(shù)；i1變速器一擋傳動比；if為分動器傳動比；io為主減速器傳動比；發(fā)動機(jī)到萬向傳動軸之間的傳動效率；n為計算驅(qū)動橋數(shù)。 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TcsTcs=式中，為計算轉(zhuǎn)矩，G2為滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷；m2為汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；為輪胎與路面間的附著系數(shù)；rr為車輪滾動半徑；im為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；Tef=m為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率。 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tef式中

9、，Tef為計算轉(zhuǎn)矩，F(xiàn)t為汽車日常行駛平均牽引力。第六章懸架設(shè)計1 解釋為什么設(shè)計麥弗遜式懸架時，它的主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線三條線不在一條線上。5在保持減震器不變的條件下，常將圖中的G點外伸至車輪內(nèi)部，既可以達(dá)到縮短尺寸a的目的，有可以獲得較小的甚至是負(fù)的主銷偏轉(zhuǎn)移距，提高制動穩(wěn)定性，移動G 點后的主銷軸線不再與減震器軸線重合。為了發(fā)揮彈簧反力減小橫向力的作用，有時還將彈簧下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減震器軸線成一角度。這就是麥弗遜獨立懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的原因。2 前、后懸架方案的選擇（了解）目前汽車的前、后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸

10、架；前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架；前輪與后輪均采用獨立懸架。 前、后懸架均采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架的汽車轉(zhuǎn)向行駛時，內(nèi)側(cè)懸架處于減載而外側(cè)懸架處于加載狀態(tài)，于是內(nèi)側(cè)懸架縮短，外側(cè)懸架因受壓而伸長，結(jié)果與懸架固定連接的車軸的軸線相對汽車縱向中心線偏轉(zhuǎn)一角度。對前軸，這種偏轉(zhuǎn)使汽車不足轉(zhuǎn)向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉(zhuǎn)向趨勢，如圖(a)。乘用車將后懸架縱置鋼板彈簧的前部吊耳位置得比后部吊耳低，于是懸架的瞬時運動中心位置降低，與懸架連接的車橋位置處的運動軌跡如圖(b)，即處于外側(cè)懸架與車橋連接處的運動軌跡是oa段，結(jié)果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉(zhuǎn)向的趨勢。另外，前懸架采用縱置鋼

11、板彈簧非獨立懸架時，因前輪容易發(fā)生擺振現(xiàn)象，不能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，所以乘用車的前懸架多采用獨立懸架。3 懸架彈性特性（了解）懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移f的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當(dāng)懸架變形f與所受垂直外力F之間成固定的比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)。當(dāng)6懸架變形f與所受垂直外力F之間不成固定的比例變化時，彈性特性如圖所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠(yuǎn)的兩端，曲線變陡，剛度

12、變大。這樣，可在有限的動撓度fd范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動容量。懸架的動容量是指懸架從靜載荷的位置起，變形到結(jié)構(gòu)允許的最大變形為止消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊沖穿的可能性越小。4 后懸架主、副簧剛度的分配第七章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)1 什么是懸架轉(zhuǎn)向器的正效率、逆效率及其分類。轉(zhuǎn)向器的正效率：功率P從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率。轉(zhuǎn)向器的逆效率：功率p 從轉(zhuǎn)向搖臂輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向軸輸出所求的效。逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器可分為可逆式、極限可逆式和不可逆式。路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器稱為不可逆式

13、。極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間，在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力中有小部分傳至轉(zhuǎn)向盤。2 轉(zhuǎn)向系傳動比轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比wio和轉(zhuǎn)向系的力傳動比ip。從輪胎接地面中心作用在兩個輪上的合力2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比。轉(zhuǎn)向盤角速度w與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度k之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比iwo轉(zhuǎn)向系角傳動比又由轉(zhuǎn)向器角傳動比iw和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比iw組成。轉(zhuǎn)向盤角速度w與搖臂軸角速度之比p，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比iw。搖臂軸角速度p與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度k之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比iw。 3 轉(zhuǎn)向器角傳動比變化規(guī)律：增大角傳動比可以增大力傳動比，增大轉(zhuǎn)向系的力

14、傳動比能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力，使操縱輕便，但車輪的反映變得遲鈍。4 轉(zhuǎn)向器角傳動比的變化特性（了解）若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小，則在轉(zhuǎn)向盤全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，駕駛員不存在轉(zhuǎn)向沉重問題。裝用動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比并能減少轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)，以提高汽車的機(jī)動能力。轉(zhuǎn)向軸荷大又沒有裝動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩大致與車輪偏轉(zhuǎn)角度的大小成正比變化，汽車低速急轉(zhuǎn)彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。汽車的較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角較小，轉(zhuǎn)向阻力矩也小，此時要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當(dāng)小些。因此，轉(zhuǎn)向器角傳動比變化

15、曲線應(yīng)選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線。如圖。8第8/11頁3 轉(zhuǎn)向系傳動副傳動間隔特性。曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隔變化特性，直線行駛時，為防止汽車失去穩(wěn)定性，要求傳動副的傳動間隔在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。兩側(cè)有間隙，允許有最小量間隙而不影響靈敏度，原因在于回正力矩相互嚙合，零件總在一端貼緊，曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙，原因在于中間位置使用頻繁，磨損快間隙大，無法保證穩(wěn)定性。曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性，調(diào)整后易出現(xiàn)卡死現(xiàn)象，設(shè)計時應(yīng)預(yù)先使傳動副中部間隙最小，兩端間隙較大，調(diào)整后不卡死。第

16、八章 制動系設(shè)計鼓式制動器（了解）不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別:蹄片固定支點的數(shù)量和位置不同。張開裝置的形式與數(shù)量不同制動時兩塊蹄片之間有無相互作用。制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩稱為制動器效能。制動器效能因數(shù)：在制動鼓或制動盤的作用的半徑R上所得到的摩擦力與輸入力F0之比。112349第9/11頁制動器效能的穩(wěn)定性是指其效能因數(shù)K對摩擦因數(shù)f的敏感性。鼓式制動器的分類：領(lǐng)從蹄式、單向雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、單向增力式、雙向增力式。 基本尺寸比例相同的各式鼓式制動器效能因數(shù)與因數(shù)的關(guān)系曲線，如圖所示。由圖可見，制動器的效能因數(shù)由高至低的順序為：增力式制動器，雙領(lǐng)蹄式

17、制動器，領(lǐng)從蹄式制動器和雙從蹄式制動器。制動效能穩(wěn)定性排序恰好與上述情況相反。曲線1：優(yōu)缺點：不適用于雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)；制動效能因數(shù)高，制動效能穩(wěn)定性差；磨損不均勻，壽命不同。曲線2：優(yōu)缺點：適用于雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)；多應(yīng)用于前輪；制動效能因數(shù)相當(dāng)高，制動效能穩(wěn)定性差；磨損程度接近，壽命相同。曲線3:優(yōu)缺點：不適用雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)；多應(yīng)用于后輪；制動效能因數(shù)和效能穩(wěn)定性居中；磨損不均勻，壽命不同。曲線4：制動效能穩(wěn)定性最好，但制動效能最低，所以很少應(yīng)用。 1汽車采用變速比轉(zhuǎn)向器的原因：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角度傳動比在反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的響應(yīng)

18、變得遲鈍，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構(gòu)成一對矛盾。為解決這對矛盾，可采用變速比轉(zhuǎn)向器。2半軸的支承方式及受力特點？答：半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。3/4浮式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕。全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受3評價獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點應(yīng)從哪幾方面進(jìn)行分析？答：1）側(cè)傾中心高度：側(cè)傾中心位置高，它到車身質(zhì)心的距離縮短，可使側(cè)傾力臂及側(cè)傾力矩小些，車身的側(cè)傾角也會減小。但側(cè)傾中心過高，會使車身傾斜時輪距變化大，

19、加速輪胎的磨損。2）車輪定位參數(shù)的變化：若主銷后傾角變化大，容易使轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生擺振；若車輪外傾角變化大，會影響汽車直線行駛穩(wěn)定性，同時也會影響輪距的變化和輪胎的磨損速度。3）懸架側(cè)傾角剛度：車廂側(cè)傾角與側(cè)傾力矩和懸架總的側(cè)傾角剛度大小有關(guān)，并影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性。4）橫向剛度：懸架的橫向剛度影響操縱穩(wěn)定性。若用于轉(zhuǎn)向軸上的懸架橫向剛度小，則容易造成轉(zhuǎn)向輪發(fā)生擺振現(xiàn)象。49膜片彈簧彈性特性有何特點？影響因素有那些？畫圖說明工作點最佳位置如何確定？答；膜片彈簧有較理想的非線形彈性特性，可兼壓緊彈簧和分離杠桿的作用。結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??；高速旋轉(zhuǎn)時壓緊力降低很少，性能

20、較穩(wěn)定，而圓柱螺旋彈簧壓緊力降低明顯；以整個圓周與壓盤接觸，壓力分布均勻，摩擦片接觸良好,磨損均勻；通風(fēng)散熱性能好，使用壽命長；與離合器中心線重合，平衡性好。影響因素有：制造工藝，制造成本，材質(zhì)和尺寸精度。63.鼓式和盤式制動器主要參數(shù)各有那些？如何確定？答：祥見課本鼓式（1）內(nèi)徑D.乘用車商用車為輪輞直徑。（2）摩擦襯片寬度b和包角B 摩擦襯片面積（3）起始角（4）制動器中心到張開力作用線的距離（5）制動蹄支撐點位置坐標(biāo)a和c c盡量小.盤式：（1）直徑D。盡量大車重2t取上極限（2）厚度h，實心取10-20mm通風(fēng)取20-50 mm一般為20-30mm(3)摩擦襯塊外半徑和內(nèi)半徑（4）制動塊工作面積A A=1.6-3.5/平方厘米獨立懸架評價是從下面幾個方面1，側(cè)傾中心高度2，車輪定位參數(shù)3，懸架側(cè)傾角剛度4，橫向剛度5，懸架占用的空間尺寸懸架靜撓度fe：汽車滿載靜止時懸架上的載荷和此時懸架剛度之比,后懸架要比前懸架小懸架動撓度：從