精编汽车设计习题库及部分答案资料

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1、 汽车设计 * 习题及部分答案 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

2、， 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 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

3、，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 0406m 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；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

4、汽车总宽不得超过限制，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。 传统的橡胶悬置特点

5、是结构简单， 制造成本低， 但动刚度和阻尼损失角 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

6、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 2627。 ） （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

7、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“+”、向下为“-”，该线标记为0Z。 2前轮中心线 通过左、 右前轮

8、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“+”，该线标记为0x。 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0y。 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

9、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 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

10、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；n1400rmin；G12245kg；io=；i1=；r=。拟选单片膜片弹簧离合器：D=350mm、A121340 mm2、 Tc700760 Nm、Cp=14kg，验算这种离合器在该车上其容量是否合适。 解：按式（21） 、 （22）计算得：WD= Nm；HR89476Nms(1/2)。 ， 按式（23）计算得：=125； WDGp=6 ； WDA=；HRA； PCp

11、=；PA。 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： Memax902Nm P184kW n1500rmin G16760kg io= il= r= 为该车设计一单片膜片弹簧离合器，计算其容量参数。 解： （1）确定摩擦片尺寸 由式（21）和（22）得： | WD HR= NmS（12） 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，D/d。 则： WDA HR 可以看出 WDA 和 HRA 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

12、据表 2-1 和 2-7 取=、=，由式（23）和（24）得压紧力 F： F=1018213090 N （3）检验单位压力 P 由式（25）得单位压力 P： P=mm2mm2 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=340Nm/17001800 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 = ） 解： ； 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 =； 采用单片离合

13、器，摩擦片材料用粉末冶金铜基材料，摩擦因数 f=，摩擦片上单位工作压力 p0=； 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： 05.29534016maxTKeDDmm，取 D=300mm； 摩擦片内径 d=180mm； 最大转矩时摩擦片最大圆周速度smsmmDnv/65/235560/350015014. 360/max，符合圆周速度要求。 摩擦片厚度取 b=； 压紧弹簧采用推式膜片弹簧，静摩擦力矩mNTTec5443406 . 1max， 、 按加载点半径要求：(D+d)/4R1D/2，故取 R1=135mm； 取大端半径：1R-R1

14、7，R= R1+5=140mm 取小端半径：R/r，r=R/=，故取 r=108mm； 4 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mNMe 700max。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mmb25，厚 h1mm，传力片上两孔间的距离 l86mm，孔的直径 d= 10mm，传力片切 向布置，圆周半径 R178mm，传力片材料的弹性模量52 10E MPa。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 186 1.5 1071l mm 计算传力片的弯曲总刚度

15、： ！ 53312 2 101/1225 14 3/711/10000.17K MNm 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 f0，0Tc，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，0Tc，通过分析计算可知maxf767mm。由 2-14计算最大应力： 5max23 7.6 2 10191371a (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)，maxf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max4.74fmm。 ； 正向驱动（2-24） 5max223

16、4.74 2 1016 700 4.74 1000700 1000713 4 178 25 13 4 178 25 1564372.613.1204.5a 反向驱动 （2-25） 5max223 4.74 2 1016 700 4.74 1000700 1000713 4 178 25 13 4 178 25 1564372.6 13.1923.5a 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

17、状态下的弹性弯曲变形量最小，根据设计图纸确定，mmf74. 1min，计算出传力片弯曲总刚度0.17/Km。 当max1.74fmm时，其弹性恢复力为 60.17 101.74/1000295.8FkfN弹 # 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。 解： 膜片弹簧外径 D0888325 膜片弹簧 d= 分离指数目 N16 当量内径 de=（+16）= 支点转换系数 We=5 .2347 .2888 .24

18、12 .283= * 膜片厚度 tmin=452)5 .234/7 .288ln(101 . 210764. 0)5 .2347 .288(87009= 取 t 锥形高度 Ce= 修正系数取 A，B（K 取） 压平点变形 HCe 峰值点变形 p=)1613. 32379. 3232. 7(3122= 谷值点变形 v)1613. 32379. 3232. 7(3122= 压平点处负荷 25)5 .2347 .288(764. 03)5 .234/7 .288ln(379. 3101 . 22HF232. 7 926N 同理： 峰值点处负荷 FP=1 3125N 谷值点处负荷 Fv6 728N 要

19、求负荷平均值为(12 9506 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：F5000N5600N,从动盘面压缩量：h,分离轴承为常接式，主缸活塞顶部间隙：=；Z2；S,=1mm ,各杆系尺寸：a=304mm；b=；c166mm；d=91mm；d1=19mm；d2=22mm；e=61mm；f=19mm。试计算其踏板行程和踏板力。 解: 机构传动比： a踏板：i1a/b= b液压部分；iR=d22/d12= c.分离叉：i2=C/D= d.膜片簧分离指：i3=e/f= e.总传动

20、比：i=i1i2i3iy=40 各部行程： a压盘升程：S=ZS+h ！ =； b. 分离指行程：=Se/f+ =； c. 工作缸行程：S2=c/d =； d. 主缸行程：S1=S2d22/d12 =； e踏板工作行程：Sg=105mm115mm； （ f. 踏板自由行程：So=a/b =； g踏板总行程：S=Sg+So =108mm118mm。 踏板力： 在 F=5000N5500N 时，如不计回位弹簧和助力器的力，并令=，则踏板力； P= iF=147N162N 液压系统最大压力： ( P=221110412. 51624diP=（MP 二、简答题： 1离合器在切断和实现对传动系的动力传递

21、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。 5422 4 nRvedynx377. 0 344 582 849 1157 1493 5 iMMxex23264. 0 2703 1599 1096 803 633 7 kMCRnLtxxxhx3/107105 . 1 1211 2481 7370 13731 22808 总寿命的倒数： 1045544332211188. 98 .228045. 01 .13733 . 00 .73718. 01 .

22、24806. 01 .12101. 01LaLaLaLaLaLhhhhhh 344 582 849 1157 1493 5 iMMxex32 4224 2499 1719 1255 974 6 kMCRnLtxxxhx3/107105 . 1 1450 4934 11914 24621 44560 总寿命的倒数： 1055544332211645. 54450645. 0246213 . 01191418. 0493406. 0145001. 01LaLaLaLaLaLhhhhhh hLh17715645. 51105 可行驶里程： kmvLLmhs214351512117715。 【 结论：

23、 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。 认识到可行驶里程：以发动机转矩比值的 103 次方变化是很重要的； 428. 42164. 013312MMLLhh 所以483613428. 4428. 412LLss=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，

24、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

25、一平面内；2）两万向节夹角1与2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 2228102 . 1ccckLdDn 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。当传动轴长度超过时，为了提高nk以及总布置上的考

26、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 这是一个由两级齿轮减速组成的整体式双级主减速器，

27、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； 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712； ? 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； 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； 浮式支撑； 全浮式支撑； 4 指出下列图 25

28、 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 dm

29、2，差速器壳转动方向如图所示；小齿轮的径向力 FRz，小齿轮的轴向力Faz，大齿轮的径向力FRc ，大齿轮的轴向力Fac 。 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0MB，所以有00MMByBx 故0021abFabRRFdFAxAyRzmaz 解得)5 .0(11FFdRRRzazmAyAxbaFab 即径向力的合力)5 . 0(1)(122FbFdaFabRRzazmA； 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63. 70i；螺旋圆锥齿轮副的大端

30、模数9ms，111z，252z，压力角 =20，螺旋角35m。齿顶高系数 f=，齿高修正系数 =，径向间隙系数 C=。发动机最大扭矩：mkgfTe 31max，变速器一档传动比：24. 61ig ，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 节圆直径 )(9911911mmzmds； )(22525922mmzmds； 齿面宽：)(875.34225155. 0155. 02mmFd； 齿工作高)(255.159695. 11mmmHhg； 齿全高)(938.169882. 12mmmh

31、H； 节锥角2505.667495.2390907495.232511arctanarctan12211；zz； 节锥距mmdA9085.1227495.23sin299sin2110； 周节)(2744.2891416. 31416. 3mmmt； 齿顶高)(675. 1255.15938.16)(43. 2927. 0212mmmmmhhhKhga； 齿根高)(508.1443. 2938.16)(263.15675. 1938.162 21 1mmhmmhhhhh； 径向间隙)(638. 1255.15938.16mmhchg； 齿根角732. 69085.122508.14arctan

32、0664. 79085.122236.15arctan0 220 11AhAh 根锥角5185.59732. 62505.666831.160664. 77495.23222111RR 外圆直径)(6339.1027459.23cos675. 1299cos11101mmhdd； )(98.2262505.66cos435. 22225cos222202mmhdd； 理论齿弧厚)(7974.18477. 92744.28)0(477. 9053. 19212mmtmmsssmssk； 齿侧间隙0.330(mm)0.254B ; 节锥顶点至齿轮外缘距离)(3254.447495.23sin675

33、. 145sin21011mmhxd； )(96685.1102505.66sin675. 12225sin220221mmhxd （2）螺旋锥齿轮强度计算（弯曲应力和接触应力） 按发动机最大转矩估算单位齿长上的圆周力 ！ )/1429)/(5 .1133875.349924. 68 . 931221010331maxmmNpmmNFpdiTge； 轮齿弯曲强度的计算 jFZmkkkkTsvmscw203102 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： )(6 .388719 . 024. 6)11/25(8 . 9311001maxm

34、Nnki iTkTedc； 主动锥齿轮的转矩)(5 .18959 . 0)11/25(2 .77550mNGcziTT； k0超载系数，这里取k0=1； km载荷分配系数，支承刚度大时，=取小值，这里取中间值km=； 、 ks尺寸系数，反映材料性质的不均性。当端面模数mmm6 . 1时，7715. 04 .2594 .2544mks kv质量系数，因驱动桥齿轮精度高，轮齿接触良好，故取kv=1； F计算轮齿的齿面宽，F=； J计算弯曲应力时的综合系数，对于压力角=20，螺旋角35m，轴交角为 90的螺旋齿轮传动，按图表，查得 J= ms端面模数，ms=9mm； 计算得 )/(45.78418.

35、 011875.3415 . 17715. 015 .189522223203910101mmNjFZmkkkkTsvmszwz； )/( 1 .70618. 025875.3415 . 17715. 016 .3887222232203910102mmNjFmzkkkkTsvmscwz； ） 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)/(33.831 . 0875.34115 . 17715. 015 .18952996 .2322201mmNFJkkkkkTdcvfmszpj； 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

36、轴， 其中， 后桥质量分别为 = , 加速时质量移系数 =, 发动机最大扭矩 = 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= ，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=575

37、0N 】 后轴载荷 G2=7350N 非簧载质量 Gb=690N （指后悬架） 钢板弹簧长度 L=(10001100)mm 骑马螺栓中心距 S= 70mm 满载时偏频 n= （ ） 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： 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

38、紧距离 S=91mm，计算弹簧的刚度和应力；若满载弧高mmfa15，计算弹簧总成自由弧高和各片曲率半径。 弹簧几何尺寸 单位：mm 解：用共同曲率法计算： （1） ！ （2） 等校梯形单片弹簧中心螺栓处的总惯性矩：片号 各片长 、 度 Lk 各片有 效 长 度Le 各片 厚度 各片 宽度 各 片 预 应 力)2/(mmNok $ 1 1150 11045 65 70 -110 2 1150 、 11045 65 70 -40 3 884 8385 65 ? 70 +20 4 620 5745 65 70 +60 ; 5 356 3105 65 70 +125 )9 .80091270512(5

39、 . 64330mmhJnb； （3） 等校梯形单片弹簧中心螺栓处的抗弯截面模量：)(6 .24645 . 69 .800922300mmJwh； （4） 挠度系数：2019. 1)5221 (04. 15 . 1)21 (04. 15 . 11nn， 故梯形弹簧的自由刚度 )/(16.442019. 19 .80091 . 248481150103530mmNEcLJ； 取弹簧的无效长度系数5 . 0k，U 型螺栓夹紧距离 S=， 则实际夹紧刚度)/(84.4916.44)()915 . 011501150()(33mmNccskLL； （5） 梯形弹片弹簧中心螺栓处应力：)/(7 .422

40、4 .24644)915 . 01150(377340mmNQWLs； （6） ！ （7） 弹簧满载时的静挠度)(7 .7584.493773)(mmcQfc； 钢板弹簧总成自由状态下弧高H0是由满载弧高fa、静挠度fc及弹簧总成在 U 型螺栓夹紧后引起的弧高变化f三部分组成： fffHca0。 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，弹簧加紧部分被压平，可推得弧高变化mmSLSfLffc48.102)7 .7515)(9111503(912 )(3(1150220； 钢板弹簧总成自由状态下弧高mmfffHc8 .10148.107 .751500； 弹簧总成在自由状态下

41、曲率半径mmHLR16248 .1018811502020； （6）各片曲率半径的计算：矩形弹簧的预应力ok与弹簧组装前、后的各片曲率半径之间的关系是 hRRkokkE2110； 故第一片弹簧的曲率半径 | ；mmRR22005459. 400016117. 000061576. 05 . 61 . 2)110(216241114511010 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

42、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CFfwc。 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 mCn21121，mCn22121 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： * 7解释钢板弹簧的满载弧高fa、弹簧总成在自由状态下的弧高H0 答： 满载弧高fa是指钢

43、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2211/5/5ccfnfn 已限定时能得到足够的挠度值，常fa=1020mm。 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 fffHac0 、 式中，fc为静挠度； H0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：

44、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

45、-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： 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。 & 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； 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

46、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fc1fc2 (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/n21时，车身纵向角振动要比n1/n21时小，故推荐取fc2=（）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=（）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=

47、 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 1525 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 ； 汽车轴距 L； 他们之间有以下关系： KmKLnymyKnyKn)15. 011. 0()34arctan()(21cos21前时当转

48、向梯形至于转向桥或者 带入已知参数，得 )(2132 .1561420)15. 011. 0()1420333004arctan()34arctan(11.72mmmKL； 取 m=180mm，解下列方程 ynmyn)11.72cos21/(1420 得0)(4 .1309ymmn ： 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= 轮胎气压： P=mm 2 转向摇臂长： L1= 150mm 转向节臂长： L2= 200mm 方向盘半径： Dsw= 250mm 转向器角传动比： i=20 转向器效率： =70% 试求：

49、 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 mmNpfGMR10300006331807. 145. 037 . 03； 作用在方向盘上的瞬时最大手力NiDLMLFswRh7747 . 020250200807. 11502210621。 二、简答题： 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w与转向摇臂轴角速度p之比：pwi； 传动装置的角传动比i： 是摇臂轴角速度p与同 侧 转 向 节 偏 转 角 速 度k之 比 ：同

50、侧转向节臂长度；摇臂长；，LLLLi2112 转向系的角传动比i0：转向盘角速度w与同侧转向节偏转角速度k之比：iikwi0 2 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： 力传动比pi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， 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 等。 对一辆已知梯形机构参数的汽车，K=

51、 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 0，EBF 等于内轮转向角 i） 。 （3） 按照初选的 n、m、，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、4321，得射线APAPAPAP、4321； （5） 以 A 点为圆心，m 为半径画弧交APAPAPAP、4321与P

52、PPP4321、； （6） 分别以PPPP4321、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QQQQ4321、等点； ；手作用在转向盘上的力地面对轮胎的力；FFhwhWpFFi/2aDiiswp20 （7） QBQ1、Q1BQ2、Q2BQ3、Q3BQ4等外轮转角4321、； （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 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PPP121 ， 逆效率：由车轮输入，经转向器输出到转向盘的效率P

53、PP323，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 50100N 250N 动力转向 2050N 120N 轿车转向盘从中间位置转到一端的终点，其圈数不得超过圈；货车则要求不超过圈。 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 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

54、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： FhLGFLhLhFtgGGtggt1222412221 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

55、从蹄 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 FFanbh， B 点的摩擦力：FFFalddbhl 事实上，由于 B 点的摩擦力Fd是存在的，这三个力对支点 A 取矩，得0bchFFFnda； 而FFnld； l摩擦系数； 解得bcbhlladFF1 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。减小的摩擦力可推导出为：bcbhlla

56、dFF1 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 答： 制动鼓内径D 轿车：D/Dr=，Dr 轮辋内径 货车：D/Dr= 摩擦衬片宽度b和包角，包角一般不宜大于 120。 摩擦衬片起始角0=90-/2； 制动器中心到张开力Fa作用线的距离 e； 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=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 = 的路面上制动，制动减gdtdu6 . 0速度，设计液压制动驱动机构。 载荷 质量（k

57、g） 质心高 hg/m 轴距 L/m 质心至前轴距离 a/m 制动力分配系数 空载 4080 满载 9290 解：在给定制动强度的条件下，前后轮的附着力 )(28027 . 0)17. 16 . 0000. 1 (950. 39290121NgLGhdtduLFg )(37007 . 0)17. 16 . 095. 2(950. 39290112NgLGhdtduLFg 按照前后轮同时抱死，进行前后制动器制动力的分配 )(247192907 . 038. 01NGFt )(403192907 . 062. 0)1 (2NGFt 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

58、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pFdaw2； p-轮缸或管路液压，p=812Mpa 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 = 的路面上行驶时，其在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= 的路面上坡行驶时，可能停住的极限坡度角： 16.269507 . 0270014287 . 0arctanarctan11hlgL； 汽车停驻时后桥附着力 )(

59、8 .11429)16.26sin270095016.26cos27001428(7 . 026000sincos1112NLLhLGFga 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，)( 3 .400035. 08 .114292mNrFTez 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

60、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0，并用下式计算前、后轮制动力矩的比值 gghLhLMM002211 式中，M1、M2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M1max；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最大制动力矩M2max。