汽車設(shè)計習(xí)題庫(含答案)

1、汽車設(shè)計習(xí)題集及部分答案北京信息科技大學(xué)第一章汽車的總體設(shè)計1 .設(shè)計任務(wù)書包括哪些內(nèi)容答：設(shè)計任務(wù)書主要應(yīng)包括下列內(nèi)容：(1)可行性分析，其內(nèi)容包括市場預(yù)測，企業(yè)技術(shù)開發(fā)和生產(chǎn)能力分析，產(chǎn)品開發(fā)的目的，新產(chǎn)品的設(shè)計指導(dǎo)思想，預(yù)計的生產(chǎn)綱領(lǐng)和產(chǎn)品的目標(biāo)成本以及技術(shù)經(jīng)濟分析等。(2)產(chǎn)品型號及其主要使用功能、技術(shù)規(guī)格和性能參數(shù)。(3)整車布置方案的描述及各主要總成的結(jié)構(gòu)、特性參數(shù)；標(biāo)準(zhǔn)化、通用化(4)國內(nèi)、外同類汽車技術(shù)性能的分析和對比。(5)本車擬采用的新技術(shù)、新材料和新工藝。2 .汽車總體設(shè)計的主要任務(wù)答：要對各部件進(jìn)行較為仔細(xì)的布置，應(yīng)較為準(zhǔn)確地畫出各部件的形狀和尺寸，確定各總成質(zhì)心位置，

2、然后計算軸荷分配和質(zhì)心位置高度，必要時還要進(jìn)行調(diào)整。此時應(yīng)較準(zhǔn)確地確定與汽車總體布置有關(guān)的各尺寸參數(shù)，同時對整車主要性能進(jìn)行計算，并據(jù)此確定各總成的技術(shù)參數(shù)，確保各總成之間的參數(shù)匹配合理，保證整車各性能指標(biāo)達(dá)到預(yù)定要求。3 .簡要回答汽車軸距的長短會對汽車的性能產(chǎn)生哪些影響答：(1)軸距對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當(dāng)軸距短時，上述各指標(biāo)減小。止匕外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。（ 2）軸距過短會使車廂（箱）長度不足或后懸過長；汽車上坡、制動或加速時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角振動增大，對平順性不利；萬向節(jié)傳動軸的夾

3、角增大。（ 3）原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、載質(zhì)量或載客量多的貨車或客車，軸距取得長。對機動要求高的汽車，軸距宜取短些。為滿足市場需要，工廠在標(biāo)準(zhǔn)軸距貨車的基礎(chǔ)上，生產(chǎn)出短軸距和長軸距的變型車。對于不同軸距變型車的軸距變化，推薦在0406m的范圍內(nèi)來確定為宜。4. 公路車輛法規(guī)規(guī)定的單車外廓尺寸答：公路車輛法規(guī)規(guī)定的單車外廓尺寸：長不應(yīng)超過12m；寬不超過2.5m；高不超過4m。5. 簡要回答汽車輪距的大小會對汽車產(chǎn)生哪些影響單就貨車而言，如何確定其前后輪距答：汽車輪距的大小會對汽車總質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎直徑、側(cè)傾剛度產(chǎn)生影響。就貨車而言確定總原則：受汽車總寬不得超過限制，輪距不宜過大，前輪距B1

4、：應(yīng)能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。后輪距B2：應(yīng)考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應(yīng)留有必要的間隙。6. 前后懸的長短會對汽車產(chǎn)生哪些影響7. 各種車輛的汽車裝載質(zhì)量（簡稱裝載量）是如何定義的8. 什么叫整車整備質(zhì)量答：整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質(zhì)量。9. 發(fā)動機的懸置結(jié)構(gòu)形式及特點答：發(fā)動機的懸置結(jié)構(gòu)形式：傳統(tǒng)的橡膠懸置和液壓阻尼式橡膠懸置。傳統(tǒng)的橡膠懸置特點是結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低，但動剛度和阻尼損失角9的特性曲線基本上不隨激勵

5、頻率變化。液壓阻尼式橡膠懸置的動剛度及阻尼損失角有很強的變頻特性，對于衰減發(fā)動機怠速頻段內(nèi)的大幅振動十分有利。10. 汽車軸荷分配的基本原則是什么軸荷分配對汽車的主要使用性能和輪胎使用壽命有著顯著的影響，在進(jìn)行汽車總體設(shè)計時應(yīng)對軸荷分配予以足夠的重視。（1）應(yīng)使輪胎磨損均勻：希望滿載時每個輪胎的負(fù)荷大致相等，但實際上由于各種因素的影響，這個要求只能近似地得到滿足。（2）應(yīng)滿足汽車使用性能的要求：對后軸使用單胎的4X2汽車，為防止空車時后輪易抱死發(fā)生側(cè)滑，常選擇空車時后軸負(fù)荷大于41%。對后輪使用雙胎，而行駛條件較差的4X2貨車，為了保證在壞路上的通過性，減小前輪的滾動阻力，增加后輪的附著力，常

6、將滿載時前軸負(fù)荷控制在總軸荷的26%27%。（3）對轎車而言，確定軸荷分配時一方面要考慮操縱穩(wěn)定性的要求，使汽車具有不足轉(zhuǎn)向的傾向，另一方面根據(jù)發(fā)動機布置和驅(qū)動型式的不同，對滿載時的軸荷分配做適當(dāng)?shù)恼{(diào)整。對前置前驅(qū)動的轎車，為得到良好的上坡附著力和行駛的穩(wěn)定性，前軸負(fù)荷應(yīng)不小于55%;對前置后驅(qū)動的轎車，為得到不足轉(zhuǎn)向傾向，后軸負(fù)荷一般不大于52%;對后置后驅(qū)動的轎車，為防止后軸過載造成過度轉(zhuǎn)向，后軸負(fù)荷不應(yīng)超過59%。11.在進(jìn)行汽車總體布置是，使用五條基準(zhǔn)線，是怎樣確定的答：在初步確定汽車的載客量（載質(zhì)量）、驅(qū)動形式、車身形式、發(fā)動機形式等以后，要深入做更具體的工作，包括繪制總布置草圖，并

7、校核初步選定的各部件結(jié)構(gòu)和尺寸是否符合整車尺寸和參數(shù)的要求，以尋求合理的總布置方案。繪圖前要確定畫圖的基準(zhǔn)線（面）。確定整車的零線（三維坐標(biāo)面的交線卜正負(fù)方向及標(biāo)注方式，均應(yīng)在汽車滿載狀態(tài)下進(jìn)行，并且繪圖時應(yīng)將汽車前部繪在左側(cè)。1 .車架上平面線縱梁上翼面較長的一段平面或承載式車身中部地板或邊梁的上緣面在側(cè)（前）視圖上的投影線，稱為車架上平面線。它作為標(biāo)注垂直尺寸的基準(zhǔn)載（面），即z坐標(biāo)線，向上為Z“+”向下為-"，該線標(biāo)記為0。2 .前輪中心線通過左、右前輪中心，并垂直于車架平面線的平面，在側(cè)視圖和俯視圖上的投影線，稱為前輪中心線。它作為標(biāo)注縱向尺寸的基準(zhǔn)線（面），即x坐標(biāo)線，向前

8、為-"、向后為“十：x該線標(biāo)記為003 .汽車中心線汽車縱向垂直對稱平面在俯視圖和前視圖上的投影線，稱為汽車中心線。用它作為y標(biāo)注橫向尺寸的基準(zhǔn)線（面），即y坐標(biāo)線，向左為“+'向右為“一；'該線標(biāo)記為oo4 .地面線地平面在側(cè)視圖和前視圖上的投影線，稱為地面線。此線是標(biāo)注汽車高度、接近角、離去角、離地間隙和貨臺高度等尺寸的基準(zhǔn)線。5 .前輪垂直線通過左、右前輪中心，并垂直于地面的平面，在側(cè)視圖和俯視圖上的投影線，稱為前輪垂直線。此線用來作為標(biāo)注汽車軸距和前懸的基準(zhǔn)線。當(dāng)車架與地面平行時，前輪垂后輪垂直線現(xiàn)前輪中心線v'前輪垂宜線11車架上平面線W!叫地面繞1

9、前軸中心線一后軸中心線直線與前輪中心線重合（如乘用車）。汽車中心線12 .在汽車總布置設(shè)計時，軸荷分配應(yīng)考慮那些問題答:軸荷分配對輪胎壽命和汽車的使用性能有影響。從輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的載荷應(yīng)相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大的載荷，而從動軸載荷可以適當(dāng)減少；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，轉(zhuǎn)向軸的載荷不應(yīng)過小。13 .汽車設(shè)計中必須考慮的生化”是什么答：產(chǎn)品的系列化、零部件的通用化和零件標(biāo)準(zhǔn)化。產(chǎn)品的系列化：指汽車制造廠可以供應(yīng)各種型號的產(chǎn)品（汽車或總成、部件）；零部件的通用化：同一系列或總質(zhì)量相近的一些車型，采用通用的總稱或部件，以減少不見的類型

10、、簡化生產(chǎn)；標(biāo)準(zhǔn)化：設(shè)計中盡可能采用標(biāo)準(zhǔn)件，以便組織生產(chǎn)、提高質(zhì)量、降低制造成本并使維修方便。第二章離合器設(shè)計一、計算題1 .已知某車為公路用貨車，其參數(shù)為：Memax=559Nm；P=132kW;n=1400r/min；G=12245kg;io=；ii=；r=0擬選單片膜片彈簧離合器：D=350mm、A=121340mm2、Tc=700760Nm、Cp=14kg,驗算這種離合器在該車上其容量是否合適。解：按式（21）、（22）計算得：Wd=Nm；HR=89476Nm/s（1/2）。按式（23）計算得：B=125；Wd/Gp=6;Wd/A=;HR/A=;P/Cp=;P/A=o通過與表2-1、2

11、-6中值對比，可以看出，此離合器用在該車上是合適的。2 已知某車型是公路貨車、基本參數(shù)為：Memax=902NmP=184kWn=1500r/minG=16760kgio=i尸r=為該車設(shè)計一單片膜片彈簧離合器，計算其容量參數(shù)。解：（ 1）確定摩擦片尺寸由式（21）和（22）得：Wd=HR=NmS（12）由圖2-4及表2-5初步確定摩擦片外徑D為380mm,內(nèi)徑d為205mm,A=,D/d=。則：Wd/AHRq可以看出Wd/A和HR/A均小于表2-6中的推薦值。（ 2）確定壓緊力F選用石棉基編織摩擦片，根據(jù)表2-1和2-7取B，、小虧由式（23）和（24）得壓緊力F：F=1018213090N

12、3）檢驗單位壓力P由式（25）得單位壓力P:P=/mm2/mm2均小于表2-7中的許用值，故設(shè)計是合理的。3.某廠新設(shè)計一載重量為4t的在鄉(xiāng)間道路行駛的貨用汽車，具發(fā)動機為6100Q水冷柴油機，發(fā)動機最大扭矩Temax=340Nm/17001800轉(zhuǎn)/分，最高轉(zhuǎn)速為3500轉(zhuǎn)/分。試初步確定離合器的結(jié)構(gòu)型式及主要尺寸。（取以=）解：該汽車為載重車，使用條件可能比較惡劣，又是柴油機，起動時工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩不平穩(wěn)，因此選后備系數(shù)H采用單片離合器，摩擦片材料用粉末冶金銅基材料，摩擦因數(shù)f=,摩擦片上單位工作壓力po=;發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax=340NRT,取直彳系數(shù)Kd=16,按經(jīng)驗公式計算摩擦

13、片外徑D：DKDVTemax痂295.05mm，取D=300mm；摩擦片內(nèi)徑d=180mm；最大轉(zhuǎn)矩時摩擦片最大圓周速度vmaxDn/603.141503500/602355mm/s65m/s,符合圓周速度要求。摩擦片厚度取b=;壓緊彈簧采用推式膜片彈簧，靜摩擦力矩TcTemax6340544N?m, 按加載點半徑要求：（D+d）/4<Ri<D/2,故取R=135mm； 取大端半徑：1<R-R<7,R=R+5=140mm取小端半徑：<R/r<,r=R/=,故取r=108mm；4.已知一380膜片彈簧離合器，裝于某一發(fā)動機上，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩為Memax700Nm

14、o根據(jù)初步布置，初定離合器壓盤傳力片的設(shè)計參數(shù)如下：共設(shè)3組傳力片（i=3）,每組4片（n=4）,傳力片的幾何尺寸為：寬b25mm,厚h=1mm,傳力片上兩孔間的距離1=86mm,孔的直徑d=10mm,傳力片切向布置，圓周半徑R=178mm,傳力片材料的彈性模量E2105MPa。試校核傳力片的應(yīng)力和最小分離力。解：首先計算傳力片的有效長度11l1861.51071mm計算傳力片的彎曲總剛度：K1221051/12251343/7131/10000.17MN/m根據(jù)上述分析，計算以下3種工況的最大驅(qū)動應(yīng)力及傳力片的最小分離力：（1）徹底分離時，按設(shè)計要求f=。，Tc0,由式2-25）或式（2-2

15、6）可知0。（2）壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成時，Tc0，通過分析計算可知fmax=7.67mm由2-14計算最大應(yīng)力：37.621051max2913a71離合器傳扭時，分正向驅(qū)動（發(fā)動機車輪）與反向驅(qū)動（車輪發(fā)動機），fmax出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過尺寸鏈的計算可知fmax4.74mm正向驅(qū)動（2-24）_534.742105167004.7410007001000max2271234178251234178251564372.613.1204.5反向驅(qū)動（2-25）max一53 4.74 2 105 17126 700 4.74 10003 4 178 25 12700 10

16、003 4 178 25 1564372.613.1923.5a可見反向驅(qū)動最危險，由于在取計算載荷時比較保守，明顯偏大，因此，傳力片的許用應(yīng)力可取其屈服極限。鑒于上述傳動力片的應(yīng)力狀況，應(yīng)選用80號鋼。（4）傳力片的最小分離力（彈性恢復(fù)力）f彈發(fā)生在新裝離合器的時候，此時從動盤尚未磨損，離合器在接合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量最小，根據(jù)設(shè)計圖紙確定,f.1.74mm,計算出傳力片彎曲總剛度K0.17/m。min當(dāng)fmax1.74mm時，其彈性恢復(fù)力為F彈kf0.171061.74/1000295.8N認(rèn)為可以5.某離合器廠生產(chǎn)的DS330為例，摩擦片外徑為325mm,內(nèi)徑為200mm,總成要求膜片

17、彈簧峰值平均負(fù)荷為12950N,谷值平均負(fù)荷為6600N,最小壓緊力8700N,進(jìn)行膜片彈簧工作負(fù)荷的驗算。解：膜片彈簧外徑D=0.888X328膜片彈簧d=X=分離指數(shù)目N=16當(dāng)量內(nèi)徑de=(+X16=支點轉(zhuǎn)換系數(shù)We=283.2241.8288.7234.5膜片厚度2198700(288.7234.5)0.764tmin=4,102.1105ln(288.7/234.5)取1=錐形高度Ce=X修正系數(shù)取A=,B=（K?。浩近c變形a=G=峰值點變形谷值點變形金=.1(7.32223.379223.1613)=-1OO6尸+1(7.32223.379223.1613)=3壓平點處負(fù)荷_5_

18、F22.1103379ln(288.7/234.5)H30.764(288.7234.5)2732926N2同理：峰值點處負(fù)荷Fs=13125N谷值點處負(fù)荷Fs尸6728N要求負(fù)荷平均值為（12950+6600）=9775N,可以看出，膜片彈簧計算結(jié)果符合要求，計算中預(yù)選的值正確，可用。6.圖2-30為某車型離合器液壓操縱機構(gòu)簡圖，已知：離合器工作壓緊力：F=5000N5600N,從動盤面壓縮量：h=,分離軸承為常接式，主缸活塞頂部間隙：=；Z=2;S=,入=1mm系尺寸：a=304mm；b=；c=166mm；d=91mm；d1=小19mmd2=（|）22mme=61mm；f=19mm。試計算

19、其踏板行程和踏板力。解：機構(gòu)傳動比：a.踏板：i1=a/b=b.液壓部分；iR=d22/di2=c.分離叉：i2二C/D二d.膜片簧分離指：i3二e/f二e.總傳動比：j=iiI2t3ty=40各部行程：a.壓盤升程：S=ZAS4Ah一?b.分離指行程：入=S-e/f+入一5c.工作缸行程：S2=Xc/d一)d.主缸行程：S=Sd22/di2一)e.踏板工作行程：&二105mm115mm；f.踏板自由行程：S)=a/bg.踏板總行程：S=W+S二108mm118mm。踏板力：在F=5000N5500N時，如不計回位彈簧和助力器的力，并令則踏板力;P=147N162N液壓系統(tǒng)最大壓力：c

20、Pii1625.12P=（MPd1210244二、簡答題：1.離合器在切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞中，發(fā)揮了什么作用2.汽車離合器一般應(yīng)滿足哪些基本要求答：1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。2）接合時平順柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。3）分離時要迅速、徹底。4）從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。5）有良好的吸熱能力和通風(fēng)散熱效果，保證離合器的使用壽命。6）避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。7）操縱輕便、準(zhǔn)確。8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。9）應(yīng)有足夠的強度和良好的動平衡。

21、10）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。3 .按從動盤數(shù)目，盤形離合器分哪幾類簡述各類盤形離合器特點答：分為單片和雙片。單片離合器結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順；雙片離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大，徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較為平順。但中間壓盤通風(fēng)散熱不良，分離也不夠徹底。多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機構(gòu)中。它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點，主要應(yīng)用于重型牽引車和自卸車上。4 .離合器的壓緊彈簧有哪幾種型式，有幾種布置型式。哪種型式的壓緊彈簧比較適用于轎車并簡述各自優(yōu)缺點。5

22、 .壓盤的驅(qū)動方式有哪些簡述各自優(yōu)缺點。6 .何為離合器的的后備系數(shù)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩與哪些因素有關(guān)答：后備系數(shù)定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比。設(shè)離合器轉(zhuǎn)矩容量Tc,發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax寫成如下關(guān)系式：TcTemax,式中-離合器后備系數(shù)。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，后備系數(shù)泌須大于1o離合器的基本功能之一是傳遞轉(zhuǎn)矩，離合器轉(zhuǎn)矩容量Tc與下列參數(shù)有關(guān)：TcNZRe(Nm);所以有：TcNZReTemax，NZReoTemax式中：一摩擦系數(shù)，通常要利用離合器的摩擦打滑來使汽車起步，這是利用摩擦傳動的關(guān)鍵，故一般計算離合器轉(zhuǎn)矩容量時應(yīng)取

23、；動N一對壓盤的壓緊力，它隨使用情況和溫度會有所變動。使用中摩擦片厚度的磨損變小，以及頻繁接合會引起的高溫使彈簧壓力衰退都會使N有明顯改變。Z一離合器摩擦工作面數(shù)，單片為2,雙片為4。Re一有效作用半徑R。它也是一個變量，作為一間接度量值，它隨著摩擦接觸面的磨損及高溫造成翹曲，導(dǎo)致摩擦副的不均勻接觸。由此可見，轉(zhuǎn)矩容量Tc是離合器的的一個本質(zhì)屬性。7 .離合器操縱機構(gòu)踏板力應(yīng)滿足哪些要求答：離合器操縱機構(gòu)是離合器系統(tǒng)重要組成部分，是駕駛員借以使離合器分離、接合的一套裝置，它起始于離合器踏板，終止于離合器分離軸承。主要功用：完成離合器的接合或分離，保證汽車平穩(wěn)起步和行駛中的換檔。切斷動力傳遞等。

24、基本要求：(1)操縱機械要盡可能地簡單，操縱輕便，踏板力要小，以減輕駕駛員的勞動強度對于轎車、輕型客車，踏板力應(yīng)為80N150N;對于載貨汽車踏板力一般為150N250N。(2)結(jié)構(gòu)緊湊、效率高，踏板行程要適中，一般應(yīng)在80mm150mm的范圍內(nèi)，最大不應(yīng)超過200mm。上述兩項要求往往是相互制約的，設(shè)計時，要在滿足踏板行程要求的前提下，來確定踏板力，因為踏板行程往往受到車的空間、周邊條件的限制和人體工程學(xué)的要求。若踏板力超過通常推薦允許值，則應(yīng)采用相應(yīng)措施(例如加大傳動比，采用助力裝置等)。(3)在操縱機構(gòu)中應(yīng)有調(diào)整自由行程的裝置。(4)踏板行程應(yīng)有眼位裝置。(5)踏板回位要快捷，防止離合器

25、在接合時回位滯后。8.離合器操縱機構(gòu)有哪些型式應(yīng)如何對其進(jìn)行選擇答：常用的離合器操縱機構(gòu)主要有機械式、液壓式等。機械式操縱機構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠，被廣泛應(yīng)用。但其質(zhì)量大，機械效率低，在遠(yuǎn)距離操縱時布置較困難；繩索傳動機構(gòu)可克服上述缺點，且可采用吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機械效率仍不高。多用于輕型轎車中。液壓式操縱機構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。9/在摩擦片結(jié)構(gòu)車寸相同，傳遞轉(zhuǎn)矩相同，操縱機構(gòu)傳動

26、比相同的條件下，為什么單片離合器的踏板力大于雙片離合器踏板力答：踏板力P可按下式計算：F八P廠FsFe()式中F離合器徹底分離時，壓緊彈簧對壓盤的壓緊力，N;一傳動效率，對于機械式：=對于液壓式：二；Fs一克服回位彈簧作用的力，N;初步設(shè)計時可忽略。FE一有助力器時助力器作用力，N;式中，F(xiàn)為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；而FJemax；對于單片離億Rc合器，Z=2,對于雙片離合器，Z=4,所以F雙F單第三章機械式變速器設(shè)計、計算題1.已知一汽車變速器為中間軸式變速器，中心距 A=倒檔中心距A =當(dāng)車載總重G=79000N,輪胎自由外徑D二米，發(fā)動機最大扭矩Temax=326Nm,主傳

27、動比i0=,傳動系機械效率”T=,最大道路阻力系數(shù)0.372時，試求該變速器各前進(jìn)檔之傳動比。（注意：超速檔傳動比在范圍內(nèi)選定）解：該變速器為一中間軸式變速器，有四個前進(jìn)檔，各檔傳動比為分別為:i4Z2Z4, i 2Z1Z3 iZ2Z6, i 3Z1Z5 iZ2Z8?Z1Z7Z2Z10Z1Z9倒檔:Z2,Z11Z1Z121）先確定最大傳動比。從車載總重量G=79000N,可知該車是一種型載貨汽車，因此從滿足汽車動力性的要求出發(fā)，以滿足最大爬坡度確定傳動一檔傳動比。該車是貨車，齒輪選用斜齒輪，法向模數(shù)為4,螺旋角為20；假設(shè)最大爬坡度定為30% ,即max 16.7 ,因此可估算一檔傳動比：i1

28、:2T tqmaxi 0 t790000.9740.3726.4623267.630.89該車是貨車，齒輪選用斜齒輪，法向模數(shù)為4,螺旋角為20；本題中，四檔是超速檔，取i，=,則根據(jù)各檔傳動比成等比級數(shù)的要求，求出四個前進(jìn)檔的傳動比。Qiiqi2i2qi3i3 qi4ii3q，3i46.460.82.0206i1q6.462.02063.26612q3.2662.02061.6162）確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比i1ZZiZ1Z3a）如果23和24的齒數(shù)確定了，則Z1與Z2可通過傳動比求出。為了求z3和Z4的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh2Acos2133.5cos2062.65;這里齒數(shù)和不是整數(shù)

29、，取整Zh630為了使第一軸長嚙合齒輪可以分配較多齒數(shù),以便在其內(nèi)腔里設(shè)置第二軸軸承支撐，常使乙大些，入小些。故，對于貨車，取Z3Zi17,則Z4ZhZ3631746。因剛才齒數(shù)取過整，中心距變?yōu)锳m（Z3Z4）2cos4(1746)134.0862cos20（可以通過齒輪變位達(dá)到原始中心距，這里不再討論）b）現(xiàn)在計算常嚙合齒輪齒數(shù):z2i1z36.46172.3873;同樣，常嚙合齒輪齒數(shù)要滿足中心距變A二,即Zii1Z446Am（Z1Z2）134.086,故滿足上述兩條件，可算得Zi19Z244；2cosJJ2）確定二檔齒輪的齒數(shù)。二檔齒輪的齒數(shù)滿足下面三個等式：分別是傳動比、中心距和平衡

30、中間軸的軸向力。Z6乙3.266191.4103Z5i2Z244Am（Z5Z6）134.0862cos6tg-Z（1Z5）tg6Z1Z2Z6Z526解得Z637617.01753）確定三檔齒輪的齒數(shù)。三檔齒輪的齒數(shù)也應(yīng)滿足下面三個等式：分別是傳動比、中心距和平衡中間軸的軸向力。Z8i3Zl1.616190.6952Z7i3Z244Am（Z7Z8）134.0862cos8匚.Z（1Z7）tg6Z1Z2Z8Z737解得Z826812.144）確定四檔齒輪的齒數(shù)。三檔齒輪的齒數(shù)也應(yīng)滿足下面三個等式：分別是傳動比、中心距和平衡中間軸的軸向力。Z乙0.80.3454Z9iZ244Am（Z7Z8）134.

31、0862cos8tg 2tg 10Zi Z2（1全）ZioZ9解得Zio46178.0055）確定倒檔齒輪齒數(shù)。應(yīng)滿足兩個中心距的要求Am（Z11Z12）71.322cos27013從而解的Z11Z1236倒檔傳動比i倒衣絲色6.413;iZ1Z1119132 .根據(jù)上面確定的傳動比i1i2i3>i4i5,設(shè)圖中常嚙齒輪1、2、7、8、9、10用斜齒輪，其法向模數(shù)m昨，螺旋角/二25"51'24”；齒輪3、4、5、6用直齒輪，端面模數(shù)m=,試決定各齒輪的齒數(shù)，并由此得出各前進(jìn)檔的實際傳動比。3 .計算齒數(shù)最少最薄弱的齒輪的輪齒強度。二、簡答題：1為保證變速器具有良好的工

32、作性能，汽車對變速器有哪些基本要求2根據(jù)軸的不同型式，變速器可分為哪些類型答：分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩種；固定軸式變速器應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。固定軸式又分為兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器等。3變速器操縱機構(gòu)應(yīng)滿足哪些要求（1）換擋時只能掛入一個擋位；（2）換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合；（3）防止自動脫擋或自動掛擋；（4）防止誤掛倒擋；（6）換擋輕便4 .如下圖所示為一變速器結(jié)構(gòu)圖，請分析各檔傳動關(guān)系，畫出傳動見圖，并列出傳動比解:這是一個中間

33、軸式六檔變速器,其特點是：（1）設(shè)有直接擋；（2）一擋有較大的傳動比;各擋位齒輪采用常嚙合齒輪傳動;各檔均采用同步器。傳動路線圖如下所示1檔：動力從第一軸到齒輪7 6112.鎖銷式同步器右移，到第二軸;2檔：動力從第一軸到齒輪76211,鎖銷式同步器左移，到第二軸;3檔：動力從第一軸到齒輪7631Q鎖環(huán)式同步器右移，到第二軸;4檔：動力從第一軸到齒輪7 649鎖環(huán)式同步器右左移，到第二軸;5檔：動力從第一軸到齒輪765&鎖環(huán)式同步器右移，到第二軸;6檔：動力從第一軸到齒輪7 6,鎖環(huán)式同步器左移，到第二軸，得直接檔;7檔：搭檔同步器左移，得倒檔6.為什么中間軸式變速器中間軸上的齒輪螺旋

34、方向一律要求為右選，而第一軸、第二軸上的齒輪為左旋答：斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。根據(jù)右圖可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：Fai=Fnitan1Fa2=Fn2tan位由于，為使兩軸向力平衡，必須滿足式中，F(xiàn)a1、Fa2為作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；Fnl、Fn2為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；門、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。齒輪1與第一軸齒輪嚙合，是從動輪，齒輪2與第二軸齒輪嚙合，成為主動輪，因此都為右旋時，所受軸向力方向相反，從而通過設(shè)計螺旋角和齒輪直徑，可使

35、中間軸上的軸向力抵消。7、對于中間軸式變速器，變速器的中心距對其外形尺寸和質(zhì)量有何影響如何確定答：變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸強度有直接影響。轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（）Ao貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔位數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋（）A五擋（）A六擋（）A中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距Ao初選中心距A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計9KAVTemaxi1g式中，Ka為中心距系數(shù)，轎車：Ka二，貨車：KA=，多擋變速器：K

36、a二。轎車變速器的中心距在6580mm范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在80170mm范圍內(nèi)變化。8.變速器傳動比范圍的定義及確定傳動比范圍的影響因素答：變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動傳動比的比值O最高擋通常是直接擋，傳動比為；如最高擋是超速擋，傳動比為0.70.8。影響最低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與地面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件（如要求的汽車爬坡能力）等因素有關(guān)。目前乘用車的傳動比范圍在3.04.5之間，

37、輕型商用車在5.08.0之間，其它商用車則更大。第四章萬向節(jié)和傳動軸設(shè)計、計算題:1.用于傳遞轉(zhuǎn)矩Md=1140r/min的帶減速器的電動機的十字軸聯(lián)接的傳動軸。在速度為200r/min,4，目標(biāo)壽命Lh500h*s1和kt1.33）的條件下，計算動力傳遞系數(shù)CR,選擇虎克萬向節(jié)型號。圖3-1虎克式萬向節(jié)解：上圖中，十字節(jié)剖面結(jié)構(gòu)尺寸如下：D=;d=;l15.8mm;滾柱數(shù)；z31;滾柱的列數(shù)i1;R=37mm；DmDd24.9mm;lwlqd15.812.513.3mm；由式（3-4）式計算動態(tài)傳遞參數(shù)CRcLhn2005004L”C?RMdkt10/3h711401.3310/37511N

38、m1.510:1.510查表表3-2,可以看到，萬向節(jié)可以滿足需要?？紤]安全系數(shù)，選取進(jìn)行驗算。萬向節(jié),（CR=797Nm）的特征數(shù)據(jù)是：Mn=2400Nm,A=120mm,K=116mm,s703mm,Iz470mm,1a60mm,由式（3-2）得，靜承載能力Co為Cn38izdl=381312.513.339169NC0lm和靜承載態(tài)轉(zhuǎn)矩M02.27C0R2.27391690.0373290Nm,與表3-2中的值接近。由式（3-3）計算動載能力7/93/429/277/93/429/27Cfcilwzdfc113.3312.5fc263.05承載能力系數(shù)fff，因表3-1中比值d/2.5/

39、(2242.5)0.101,故由該比值查得c12Dmf116.93,并由圖3-7得軸承承載能力系數(shù)f0.712因而，fff116.930.781.85；于是動承載能力c12Cf263.0581.85263.0521531Nc而動力傳遞系數(shù)C?R215310.037796.65N與補充資料表3-2最后一行的值797N一致，即選型萬向節(jié)。2 .為發(fā)動機前置、八檔變速、28噸IvecoMairus卡車，傳動軸1到4的萬向節(jié)規(guī)格由起動轉(zhuǎn)矩mA和附著轉(zhuǎn)矩mH確定，jA一自發(fā)動機的傳動比；iH一自路面的傳動比；公路上平均軸間夾角角7o12o；非公路上7o20o。發(fā)動機和變速箱之間的傳動情況數(shù)據(jù)見列表。計算

40、啟動轉(zhuǎn)矩，附著轉(zhuǎn)矩，設(shè)計轉(zhuǎn)矩，并選定萬向節(jié)。表3-1Iveco-Magiru動力傳動系參數(shù)發(fā)動機數(shù)據(jù)變速箱數(shù)據(jù)分動器數(shù)據(jù)主傳動比輪胎Pe188kW8檔帶差速鎖帶差速鎖istat0.52Me817Nm(2200r/min)i9.16smaxj1.767|vmaxxiB2.059R20Nmax25003000r/minismin1.0;1.095ivminir3.11i11.75iriH6.406圖3-2三軸26t,6X6Iveco-Magirus卡車傳動系解:根據(jù)公式計算結(jié)果列在表中表3-2Iveco-Magiru十字軸連接傳動軸計算示例軸起動轉(zhuǎn)短Ma916X1.767附著轉(zhuǎn)焦Mh£m

41、-ir£a=3.111X2.0595.406設(shè)計條件(GWE)Mfl-JN所需萬向節(jié)尺寸/ee（ffl5.11）1A=4X-pX817XlMg1黑窯產(chǎn)52u3268+24373i587JO3268N*m-2437N*m2853N*m21a72T*A*1Mx817Xl肥帆工】乂%黑X0.Wh9614+16235Mb-25BL366】4M*m16235N-12925Nm3Ma-1MX87X16,Ui£Mh=0.8XX0.5%4807+6494-2587.204807Nm=6494Nm=5651N-m41,WA-1XX«t7X8，如TX皤XOMu_361O±6

42、_0B8!一258工20=381。N，m=088Nm=4849N*ai113 .圖3-20表示的是前置發(fā)動機，帶三個差速器、五檔變速、四輪驅(qū)動的小客車。有個萬向節(jié)：2個RF固定式萬向節(jié)，8個VL伸縮式萬向節(jié)和1個虎克萬向節(jié)圖3-19帶三個差速器的四輪驅(qū)動小客車傳動系統(tǒng)示意圖工作數(shù)據(jù)：最大發(fā)動機功率Pe=100kW（在5900r/min工況下）最大轉(zhuǎn)矩Mh=176Nm（在4500r/min工況下）滿載重量G=16187N前軸許用載荷gF=7279N后軸許用載荷驅(qū)動橋傳動比滿載重心高度 靜態(tài)滾動半徑動態(tài)滾動半徑軸距AG r =8 909N iA -h=RstatRdyn =較接角函數(shù)變速箱傳動比如

43、下表3-3表3-3某四驅(qū)車輛變速箱傳動比傳動比12.345變速箱i3.6002.1251.4SB1.0710.829產(chǎn)軸外側(cè)尸Q,M5平均輔間夾角04半軸內(nèi)傳4。&_»電祥JTLg1kf心口皿動軸#在下列假定條件時:路面附著系數(shù)=1；振動系數(shù)ks=；承載系數(shù)kt=；汽車啟動時=1；振動系數(shù)Ks=;各檔勻速行駛時，發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩為最大發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的2/3;各檔運行的時間百分比如表3-4所列。各檔的利用率為：15檔分別是f%、6%、18%、30%和45%,汽車至少應(yīng)有100000km的壽命。的時間百分比分別說明汽車前輪驅(qū)動、后輪驅(qū)動和四輪驅(qū)動時萬向節(jié)的選擇原則，并計算使用壽命。解:

44、（一）、計算各軸的起動轉(zhuǎn)矩Ma和附著轉(zhuǎn)矩Mh,用兩者中的最小值作為靜態(tài)轉(zhuǎn)矩選擇萬向節(jié)，計算結(jié)果列入3-5表35啟動轉(zhuǎn)矩和附著轉(zhuǎn)矩的計算：啟動轉(zhuǎn)矩"ar附著轉(zhuǎn)姬Mh所需萬向節(jié)尺寸啟動fit久,前輪薯動%，92.525RF器（外例）RF107=176*3.6UJ1-3022604MmvT.式2.525+1仇5）0,3=O94N*m（每軸）VL8H內(nèi)蚓）VL1072.后輪動VL91VL107Ma=1302N-m（每物）2604N徇（每Mhh2（2.525-1*0.5）03=19S8N-m（每軸）（。例靠內(nèi)）傳動物A/a-1/1-1763+6=M3.ENm“一加工59.81口mh=L2*0.

45、3TaJI=780N皿VL9GWB287.00VL95GWB287.00工四輪番動前軸M*=0.36/2176應(yīng)6,4J1JtfA=0.36-1302=463.7N-m937.5N-mv9742.59.812.gg.,'MT'線.鄴+o,5）-3=1094N，m（每）RF85MlVL器內(nèi)«|RF85VL85后軸90工59.812.525VLSIVI91M/=0-64/2H7616-111=M£=i33N*m（每"）16戰(zhàn)N”）Ann】*式z.525T0.5）°,3工1的82皿（每*）外膏和內(nèi)利傳動軸留離=0.64/1176-3.6=4g.

46、5N*m叫.2處中S-780NmVL85GWB287.00VL85GWB2S7.00（二）、校核萬向節(jié)使用壽命1.前驅(qū)動半軸采用RF85萬向節(jié)，利用補充資料式3-24,3-25,計算前驅(qū)動軸萬向節(jié)在各檔時的壽命3325309AxMd253390.865200=（h）Lhl0.5770.577nxMx3048683325309AxMd253390.865200=（h）Lh20.5770.577nxMx515512.73325309AxMd253390.865200=（h）Lh30.5770.577nxMx751351.43325309AxMd253390.865200=(h)Lh40.5770.

47、577nxMx1023258.13325309AxMd253390.865200=(h)|h505770577nxMx1320200.11a1a2a3a4a5LhLh1Lh2Lh3|_h4Lh50.01 0.06 0.180.30.457.426.5 66.5 138.6 230.5310.44 10式中，Md查表3-19得，Mx見表3-6。表3-6前輪驅(qū)動時驅(qū)動半軸萬向節(jié)壽命參數(shù)計算值所用公式檔位123451ax0.010.060.180.30.452ixisiA14.88.745.994.43.413nxne/ix304515751102313204VxOMRdynne34.458.284

48、.9115.7149.35Mx2%ix，m2ivix3m”868512.7351.4258.1200.16nx1000r/min時，325339AxMdLhx0577nxMx當(dāng)nx1000r/min時，3,470756AxMdhLhx0.577hnxMx7.426.566.3138.6230.57同621.777.4193.4404.6672.7總壽命的倒數(shù)所以Lh95.75h平均行駛速度為:vma1v1a2V2a3V3a4V4a5V500134.30.0658.20.1884.90.3115.70.45115.7121.0km/h千米壽命LsLhvm957512111591km據(jù)起動轉(zhuǎn)夕!選

49、擇的RF85萬向節(jié)還不能滿足耐久性的要求，要大于100000km,因而,必須研究另一個大的萬向節(jié)。利用轉(zhuǎn)矩比值的三次方關(guān)系，計算相同速度和軸間夾角下的萬向節(jié)的耐久性。Ls2 Ls13Md2M d1RF91 Ls2 115912602003=25 465km；3RF95L11591360=67599km；s22003RF107L11591460=141028km；只有RF107萬向節(jié):s2200MN3290Nm,Md460Nm滿足要求的耐久性;VL107萬向節(jié)：Mn3300Nm,Md522Nm是所選的伸縮式萬向節(jié)，它只能以平均夾角4運轉(zhuǎn)，但承受Md較高。VL107的耐久性3L2115910.92

50、6522=252829km；s20.8652002.后輪驅(qū)動后半軸用球籠式萬向節(jié)，選擇表3-11中的VL91萬向節(jié)。這時計算過程中同表3-15,唯一的區(qū)別是計算Lhx時，應(yīng)考慮平均軸間夾角所引起的較接角的函數(shù)Ax=0.926,計算結(jié)果列第在7行?？倝勖牡箶?shù)：1aa2a3a,as0.010.060.180.30.45435.71nLhLh1Lh2Lh3Lh4Lh521.777.4193.4404.6672710Lh435.7 10279.56平均行駛速度為:Vm121.0km/h保持不變可行駛里程:LsLhvm279.5612133827km；顯然，VL91萬向節(jié)的耐久性不夠。選擇大一號的萬向

51、節(jié)計算耐久性:3VL95357Ls23382780860km'267VL107 Ls2 338273552267252779km ；從上面的計算結(jié)果可見，后輪驅(qū)動是應(yīng)使用使用VL107萬向節(jié)的傳動軸才滿足耐久性的要求。傳動軸與后驅(qū)動橋的連接，選用球籠式萬向節(jié)發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩乘以變速箱的傳動比就是傳動軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩。止匕外，它的速度比半軸速度高出倍根據(jù)起動轉(zhuǎn)矩選擇 VL91萬向節(jié)，查表得1a1a2a?a4a50.010.060.180.30.45LhLh1Lh2Lh3Lh4Lh575.5215.8459.3855.81420.2MN2200Nm，Md267Nm,計算結(jié)果列在表3-16414.698101Lh4 680h； 14.689 10表3-7后輪驅(qū)動時傳動軸上萬向節(jié)壽命參數(shù)計算值所用公式檔位123451ax0.010.060.180.30.452ixis3.62.1251.4581.0710.8293nxne/ix125021133082420654224Vx0.377Rdynne34.458.284.9115.7149.3