2016年汽車設計試題庫

1、.第一章 汽車總體設計一、判斷題。1.影響選取軸數(shù)的因素是汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力。( )2.整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿料、水，裝貨和載人時的整車質量。 （）3.M1類車是指包括駕駛員座位在內的座位數(shù)步超過9座的載客車輛。（）4.N1類車輛為最大設計總質量不超過3500Kg的載貨汽車。（）5.汽車的用途、總質量和對車輛通過性的要求等是選取驅動形式的主要因素。（）6.汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋相對于車身（或駕駛室）的相互關系和布置特點而言的。（）7.長頭車的駕駛員視野不如短頭式貨車。（）8.軸距對整備質量、汽車最小轉彎直徑、

2、傳動軸長度等均有影響。（）9.質量系數(shù)越小，說明汽車的結構和制造工藝越先進。（）10.從各輪胎的磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大。（）11.為了提高發(fā)動機在各種工況下的適應能力，要求np與nt相等。（）12.確定汽車的零線，正負方向及標注方式均應在汽車滿載的狀態(tài)下進行。（）13. 確定汽車的零線，正負方向及標注方式等，在繪圖時應將汽車前部繪在左側。（）14.汽車的行駛速度也影響輪胎的負荷能力。（）15. H點的位置決定了與駕駛員操作方便、乘坐舒適相關的車內尺寸的基準。（）二、名詞解釋。1 整車整備質量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

3、整車質量。2 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（前）視圖上的投影線。3 H點能夠比較準確地確定駕駛員或乘員在座椅位置的參考點是軀干與大腿相連的旋轉點“跨點”。實車測得的“跨點”位置稱為H點。4 汽車的裝載質量在良好路面上行駛時所允許的額定載質量。5 軸荷分配汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直載荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比表示。6 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，在側視圖和俯視圖上的投影線。7 R點定義進行總布置設計之初，先根據總布置要求確定一個座椅調至最后、最下位置時的“跨點”，并稱該點為R點。8 比功

4、率汽車所裝發(fā)動機的標定最大功率與汽車最大總質量之比。9 汽車質量系數(shù)指汽車載質量與整車整備質量的比值。三、簡答題。1. 設計任務書包括哪些內容？（1）可行性分析，其內容包括市場預測，企業(yè)技術開發(fā)和生產能力分析，產品開發(fā)的目的，新產品的設計指導思想，預計的生產綱領和產品的目標成本以及技術經濟分析等。（2）產品型號及其主要使用功能、技術規(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構、特性參數(shù)；標準化、通用化（4）國內、外同類汽車技術性能的分析和對比。（5）本車擬采用的新技術、新材料和新工藝。2. 汽車總體設計的主要任務？要對各部件進行較為仔細的布置，應較為準確地畫出各部件的形狀和尺寸，

5、確定各總成質心位置，然后計算軸荷分配和質心位置高度，必要時還要進行調整。此時應較準確地確定與汽車總體布置有關的各尺寸參數(shù)，同時對整車主要性能進行計算，并據此確定各總成的技術參數(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達到預定要求。3. 簡要回答汽車軸距的長短會對汽車的性能產生哪些影響？ （1）軸距對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距短時，上述各指標減小。此外，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；

6、萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。（3）原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、載質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，工廠在標準軸距貨車的基礎上，生產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的范圍內來確定為宜。4.公路車輛法規(guī)規(guī)定的單車外廓尺寸？公路車輛法規(guī)規(guī)定的單車外廓尺寸：長不應超過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生哪些影響？單就貨車而言，如何確定其前后輪距？ 汽車輪距的大小會對汽車總質量、最小轉彎直徑、側傾剛度產生影響。就貨車而言確定總原則：受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距

7、不宜過大，前輪距B1 ：應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。后輪距B2 ：應考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及它們之間 應留有必要的間隙。6. 什么叫整車整備質量？整車整備質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量。7發(fā)動機的懸置結構形式及特點？發(fā)動機的懸置結構形式：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構簡單，制造成本低，但動剛度和阻尼損失角的特性曲線基本上不隨激勵頻率變化。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)

8、動機怠速頻段內的大幅振動十分有利。8. 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，在進行汽車總體設計時應對軸荷分配予以足夠的重視。（1）應使輪胎磨損均勻： 希望滿載時每個輪胎的負荷大致相等，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)生側滑，常選擇空車時后軸負荷大于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，常將滿載時前軸負荷控制在總軸荷的2627。（3）對轎車而言，確定軸荷分配時

9、一方面要考慮操縱穩(wěn)定性的要求，使汽車具有不足轉向的傾向，另一方面根據發(fā)動機布置和驅動型式的不同，對滿載時的軸荷分配做適當?shù)恼{整。對前置前驅動的轎車，為得到良好的上坡附著力和行駛的穩(wěn)定性，前軸負荷應不小于55；對前置后驅動的轎車，為得到不足轉向傾向，后軸負荷一般不大于52；對后置后驅動的轎車，為防止后軸過載造成過度轉向，后軸負荷不應超過59。9在進行汽車總體布置是，使用五條基準線，是怎樣確定的？在初步確定汽車的載客量(載質量)、驅動形式、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，并校核初步選定的各部件結構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

10、前要確定畫圖的基準線(面)。確定整車的零線(三維坐標面的交線)、正負方向及標注方式，均應在汽車滿載狀態(tài)下進行，并且繪圖時應將汽車前部繪在左側。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(前)視圖上的投影線，稱為車架上平面線。它作為標注垂直尺寸的基準載(面)，即z坐標線，向上為“+”、向下為“-”，該線標記為。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，在側視圖和俯視圖上的投影線，稱為前輪中心線。它作為標注縱向尺寸的基準線(面)，即坐標線，向前為“-”、向后為“+”，該線標記為。3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

11、心線。用它作為標注橫向尺寸的基準線(面)，即y坐標線，向左為“+”、向右為“”，該線標記為。4地面線 地平面在側視圖和前視圖上的投影線，稱為地面線。此線是標注汽車高度、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。此線用來作為標注汽車軸距和前懸的基準線。當車架與地面平行時，前輪垂直線與前輪中心線重合(如乘用車)。10.在汽車總布置設計時，軸荷分配應考慮那些問題？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，各個車輪的載荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅

12、動橋應有足夠大的載荷，而從動軸載荷可以適當減少；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，轉向軸的載荷不應過小。11汽車設計中必須考慮的“三化”是什么？產品的系列化、零部件的通用化和零件標準化。產品的系列化：指汽車制造廠可以供應各種型號的產品（汽車或總成、部件）；零部件的通用化：同一系列或總質量相近的一些車型，采用通用的總稱或部件，以減少不見的類型、簡化生產；標準化：設計中盡可能采用標準件，以便組織生產、提高質量、降低制造成本并使維修方便。12. 分析各種轎車不同布置型式有何優(yōu)缺點，并完成下表。形式特點發(fā)動機前置前輪驅動FF發(fā)動機前置后輪驅動FR發(fā)動機后置后輪驅動RR轉向特性不足不足過多越障能力最強較強

13、較強動力總成緊湊緊湊否緊湊機動性好差好地板平坦不平平坦軸距短長短操縱機構簡單簡單復雜等速萬向節(jié)需要不需要不需要輪胎壽命短長長行李箱容積足夠足夠不足第二章 離合器設計一、判斷題。1.中央彈簧離合器的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎不變。（ ）2. 周置彈簧離合器當發(fā)動機的轉速很高時，由于離心力的左右會使彈簧的壓緊力顯著降低。（）3.推式膜片彈簧離合器的杠桿比大于拉式的膜片彈簧離合器。（）4為了可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間更長，離合器的后備系數(shù)應不宜選得過小。（）5. 采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，離合器的后備系數(shù)應選的比汽油機大。（）二、名

14、詞解釋。離合器的后備系數(shù)離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，必須大于1。反映了離合器所能傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。三、簡答題。1汽車離合器一般應滿足哪些基本要求？1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩。 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散熱效果，保證離合器的使用壽命。 6）避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。 7）操縱輕便、準確。 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

15、性能。9）應有足夠的強度和良好的動平衡。10）結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。2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？ 1、單片離合器 優(yōu)點：1）結構簡單，緊湊，維修調整方便；2）散熱良好；3）從動部分轉動慣量小，在 使用時能保證分離徹底、接合平順。 缺點：傳遞的轉矩不夠大。 2、雙片離合器 優(yōu)點：1)由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；2)在傳遞相同轉矩的情況下 徑向尺寸較小，踏板力較??；3)接合較為平順。 缺點：中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。 3、多片離合器 優(yōu)點：具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較

16、低、磨損較小、使用壽命長。缺點：分離不徹底、軸向尺寸和從動部分轉動慣量大。3何為離合器的的后備系數(shù)？所能傳遞的最大轉矩與哪些因素有關？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)動機最大轉矩之比。設離合器轉矩容量，發(fā)動機最大轉矩寫成如下關系式： ，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)動機的最大轉矩，后備系數(shù)必須大于1。離合器的基本功能之一是傳遞轉矩，離合器轉矩容量與下列參數(shù)有關： （Nm）；所以有：， 。式中： 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鍵，故一般計算離合器轉矩容量時應?。粚罕P的壓緊力，它隨使用情況和溫度會有所變動。

17、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。離合器摩擦工作面數(shù)，單片為2，雙片為4。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，導致摩擦副的不均勻接觸。由此可見，轉矩容量是離合器的的一個本質屬性。4離合器操縱機構踏板力應滿足哪些要求？ 離合器操縱機構是離合器系統(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?；疽螅海?）操縱機械要盡可能地簡單，操縱輕便，踏板力要小，以減輕駕

18、駛員的勞動強度。對于轎車、輕型客車，踏板力應為80N150N；對于載貨汽車踏板力一般為150N250N。（2）結構緊湊、效率高，踏板行程要適中，一般應在80mm150mm的范圍內，最大不應超過200mm。上述兩項要求往往是相互制約的，設計時，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的要求。若踏板力超過通常推薦允許值，則應采用相應措施（例如加大傳動比，采用助力裝置等）。（3）在操縱機構中應有調整自由行程的裝置。（4）踏板行程應有眼位裝置。（5）踏板回位要快捷，防止離合器在接合時回位滯后。5.離合器操縱機構有哪些型式？應如何對其進行選擇？

19、常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式等。機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構結構簡單、工作可靠，被廣泛應用。但其質量大，機械效率低，在遠距離操縱時布置較困難；繩索傳動機構可克服上述缺點，且可采用吊掛式踏板結構。但其壽命較短，機械效率仍不高。多用于輕型轎車中。液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、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。廣泛應用于各種形式的汽車中。6. 在摩擦片結構尺寸相同，傳遞轉矩相同，操縱機構傳動比相同的條件下，為什么單片離合器的踏板力大于雙片離合器踏板力？答：

20、 F為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；而；對于單片離合器，Z=2，對于雙片離合器，Z=4，所以7. 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？1、單片離合器 優(yōu)點：1）結構簡單，緊湊，維修調整方便；2）散熱良好；3）從動部分轉動慣量小，在 使用時能保證分離徹底、接合平順。 缺點：傳遞的轉矩不夠大。 2、雙片離合器 優(yōu)點：1)由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；2)在傳遞相同轉矩的情況下 徑向尺寸較小，踏板力較??；3)接合較為平順。 缺點：中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。 3、多片離合器 優(yōu)點：具有接合平順柔和、摩擦表面

21、溫度較低、磨損較小、使用壽命長。缺點：分離不徹底、軸向尺寸和從動部分轉動慣量大。8. 離合器的主要功用是什么？1、切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，確保汽車平穩(wěn)起步。2、換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少齒輪沖擊。3、限制傳動系的最大轉矩。 4、降低傳動系的振動和噪聲9. 膜片彈簧離合器與其它離合器相比的優(yōu)點？1) 膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變，因此離合器工作過程中能保持傳遞的轉矩大致不變。2) 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小。3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。4) 膜片彈

22、簧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。5) 易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好10. 膜片彈簧的彈性特性有何特點？請圖示分析工作點最佳位置如何確定。（1）膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性， 彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器工作過程中能保持傳遞的轉矩大致不變（2分）；離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力（1分）。（2）圖示說明：（3分）（3）工作點位置的選擇：拐點H對應著 膜片彈簧壓平的位置（1分）；工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，靠近H點處。l1B =(0.81.0)l1H。（1分

23、）四、計算題。1. 某汽車采用普通有機摩擦材料做摩擦片的單片離合器。已知：從動片外徑 D= 355.6mm，從動片內徑 d = 177.8mm，摩擦系數(shù) =0.27，摩擦面單位壓力 P=0.20 。求該車離合器可以傳遞的最大摩擦力矩。摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。離合器的靜摩擦力矩根據摩擦定律可表示為 式中，T，為靜摩擦力矩；f為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算時一般取025030；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；R，為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數(shù)，是從動盤數(shù)的兩倍。假設摩擦片上工作壓力均勻，則有 式中，戶。為摩擦面單位壓力，A為一個摩擦面的面積；D為摩擦片外徑；d為

24、摩擦片內徑c摩擦片的平均摩擦半徑R，根據壓力均勻的假設，可表示為 當dD06時，R，可相當準確地由下式計算 將式(22)與式(23)代人式(21)得 2. 某離合器廠生產的DS330為例，摩擦片外徑為325mm，內徑為200mm，總成要求膜片彈簧峰值平均負荷為12 950N，谷值平均負荷為6 600N，最小壓緊力8 700N，進行膜片彈簧工作負荷的驗算。解：膜片彈簧外徑 D0888325288.7mm膜片彈簧 d=0.827288.7238.76mm分離指數(shù)目 N16當量內徑 de=238.76（0.9744+0.00048316）=234.5mm支點轉換系數(shù) We=0.764膜片厚度 tmi

25、n=3.364mm取t3.379mm錐形高度 Ce=2.1663.379=7.32mm修正系數(shù)取A1.0058，B3.1613（K取1.61）壓平點變形 HCe7.32mm峰值點變形 p=7.32-=4.47mm谷值點變形 v7.32=10.17mm壓平點處負荷 7.32(7.32-)(7.32-7.32)+3.3792-1.00583.3792-3.1613(7.32-7.32)=9 926N同理：峰值點處負荷 FP=1 3125N谷值點處負荷 Fv6 728N要求負荷平均值為0.5(12 9506 600）9 775N，可以看出，膜片彈簧計算結果符合要求，計算中預選的值正確，可用。3.下圖

26、為某車型離合器液壓操縱機構簡圖，已知：離合器工作壓緊力：F5000N5600N,從動盤面壓縮量：h0.8mm1.1mm,分離軸承為常接式，主缸活塞頂部間隙：=0.5mm；Z2；S0.75mm,=1mm ,各桿系尺寸：a=304mm；b=59.5mm；c166mm；d=91mm；d1=19mm；d2=22mm；e=61mm；f=19mm。試計算其踏板行程和踏板力。解: 機構傳動比： a踏板：i1a/b=5.12 b液壓部分；iR=d22/d12=1.34 c.分離叉：i2=C/D=1.82 d.膜片簧分離指：i3=e/f=3.21 e.總傳動比：=i1i2i3iy=40各部行程： a壓盤升程：S

27、=ZS+h=2.3mm2.6mm； b. 分離指行程：=Se/f+=8.4mm9.3mm； c. 工作缸行程：S2=c/d=15.3mm16.9mm； d. 主缸行程：S1=S2d22/d12=20.5mm22.6mm； e踏板工作行程：Sg=105mm115mm； f. 踏板自由行程：So=0.5a/b=2.56mm； g踏板總行程：S=Sg+So=108mm118mm。踏板力：在F=5000N5500N時，如不計回位彈簧和助力器的力，并令=0.85，則踏板力；P=147N162N液壓系統(tǒng)最大壓力：P=2.93（MP）第三章 機械式變速器設計一、判斷題。1. 常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式

28、可以用同步器或變矩器來實現(xiàn)。（ ）2. 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度。（）3. 增加變速器的檔數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經濟性以及平均車速。（ ）4相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進行。（）二、簡答題。1. 根據軸的不同型式，變速器可分為哪些類型？分為固定軸式和旋轉軸式兩種；固定軸式變速器應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉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

29、軸式變速器等。2變速器操縱機構應滿足哪些要求？（1）換擋時只能掛入一個擋位；（2）換擋后應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。 3如下圖所示為一變速器結構圖，請分析各檔傳動關系，畫出傳動見圖，并列出傳動比。這是一個中間軸式六檔變速器，其特點是：(1)設有直接擋； (2)一擋有較大的傳動比； (3)各擋位齒輪采用常嚙合齒輪傳動； (4)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7 6211，鎖銷式同步器左移，到第二軸；3檔：動力從第一軸到齒輪7 6310，鎖

30、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7 658，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。4. 為什么中間軸式變速器中間軸上的齒輪螺旋方向一律要求為右選，而第一軸、第二軸上的齒輪為左旋？斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡。根據右圖可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： Fa1=Fn1tan1 , Fa2=Fn2tan2 由于，為使兩軸向力平衡，必須

31、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；Fn1、Fn2為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。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，從而通過設計螺旋角和齒輪直徑，可使中間軸上的軸向力抵消。5. 對于中間軸式變速器，變速器的中心距對其外形尺寸和質量有何影響？如何確定？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（3.03.4）A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔位數(shù)有關，可參考下

32、列數(shù)據選用： 四擋（2.22.7）A 五擋（2.73.0）A 六擋（3.23.5）A 中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當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A。初選中心距A時，可根據經驗公式計算： 式中，KA為中心距系數(shù)，轎車：KA=8.99.3，貨車：KA=8.69.6，多擋變速器：KA=9.511.0。轎車變速器的中心距在6580mm范圍內變化，而貨車的變速器中心距在80170mm范圍內變化。6. 變速器傳動比范圍的定義及確定傳動比范圍的影響因素？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

33、動比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；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)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與地面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(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。目前乘用車的傳動比范圍在3. 0 4. 5之間，輕型商用車在5. 08. 0 之間，其它商用車則更大。7. 簡述變速器各檔齒輪的配齒過程。確定已知條件：ig、A、m(mn)、（1分）（1）確定一檔齒輪的齒數(shù)（1分）（2）修正中心距A（1分）

34、（3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)Z1、Z2（1分）（4）確定其它各檔的齒數(shù)（1分）（5）確定倒檔齒輪齒數(shù)（1分）8. 已知一汽車變速器為中間軸式變速器，中心距A=133.5，倒檔中心距A=71.32mm。當車載總重 G=79000N ，輪胎自由外徑D= 0.974 米 ，發(fā)動機最大扭矩 Temax=326N m ，主傳動比i0 =7.63 ，傳動系機械效率 T=0.89 ，最大道路阻力系數(shù) 時，試求該變速器各前進檔之傳動比。（注意：超速檔傳動比在 0.70.8 范圍內選定）。該變速器為一中間軸式變速器，有四個前進檔，各檔傳動比為分別為：1）先確定最大傳動比。從車載總重量 G=79000N，可知

35、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；假設最大爬坡度定為30%，即，因此可估算一檔傳動比：該車是貨車，齒輪選用斜齒輪，法向模數(shù)為4，螺旋角為；本題中，四檔是超速檔，取=0.8，則根據各檔傳動比成等比級數(shù)的要求，求出四個前進檔的傳動比。2）確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 a) 如果和的齒數(shù)確定了，則與 可通過傳動比求出。為了求和的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和；這里齒數(shù)和不是整數(shù)，取整。為了使第一軸長嚙合齒輪可以分配較多齒數(shù)，以便在其內腔里設置第二軸軸承支撐，常使大些，小些。故，對于貨車，取，則。因剛才齒

36、數(shù)取過整，中心距變?yōu)椋梢酝ㄟ^齒輪變位達到原始中心距，這里不再討論）。b) 現(xiàn)在計算常嚙合齒輪齒數(shù)：； 同樣，常嚙合齒輪齒數(shù)要滿足中心距變A=134.086，即，故滿足上述兩條件，可算得；2）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、中心距和平衡中間軸的軸向力。解得3）確定三檔齒輪的齒數(shù)。三檔齒輪的齒數(shù)也應滿足下面三個等式：分別是傳動比、中心距和平衡中間軸的軸向力。解得4）確定四檔齒輪的齒數(shù)。三檔齒輪的齒數(shù)也應滿足下面三個等式：分別是傳動比、中心距和平衡中間軸的軸向力。解得5）確定倒檔齒輪齒數(shù)。應滿足兩個中心距的要求從而解的倒檔傳動比；2. 根據上面確定的傳動比，設圖中

37、常嚙齒輪 1 、 2 、 7 、 8 、 9 、 10 用斜齒輪，其法向模數(shù) m =3.75 ，螺旋角 =25 51 24 ；齒輪 3 、 4 、 5 、 6 用直齒輪，端面模數(shù) m=4.2 ，試決定各齒輪的齒數(shù)，并由此得出各前進檔的實際傳動比。3. 計算齒數(shù)最少最薄弱的齒輪的輪齒強度第四章 萬向傳動軸設計一、判斷題。1.撓性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動力的，具有緩沖減振作用。（） 2.萬向節(jié)欲實現(xiàn)等速傳動的基本條件是工作過程中萬向節(jié)傳力點始終位于兩軸交點的平分面上。（）二、簡答題。1簡要說明下列萬向節(jié)的種類和各自的應用場所。 （a） (b) (c ) (d)答：（a）為球籠式萬向節(jié)，是帶分度桿的

38、等速萬向節(jié)，工作角度達42，廣泛應用于轎車前驅動橋；(b) 伸縮型球籠式萬向節(jié)，允許的工作最大夾角為20，廣泛地應用到斷開式驅動橋中；(c ) 三銷軸式萬向節(jié)，由兩個偏心軸叉、兩個三銷軸和六個滾外軸承組成，是開式萬向節(jié)而不需加外球殼及密封，允許工作夾角達45，要用于中、重型汽車轉向驅動橋。(d)雙聯(lián)式萬向節(jié)，為近似等速萬向節(jié)，實際是由兩個十字軸萬向節(jié)組合而成，允許工作夾角達50，主要用于中、重型汽車轉向驅動橋。2雙十字軸萬向節(jié)等速傳動的條件？答：處于同一平面的雙萬向節(jié)等速傳動的條件：1）保證同傳動軸相連的兩萬向節(jié)叉應布置在同一平面內；2）兩萬向節(jié)夾角1與2相等。3. 傳動軸臨界轉速及提高傳動軸

39、臨界轉速的方法？ 答：所謂臨界轉速，就是當傳動軸的工作轉速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉速。傳動軸的臨界轉速為式中，nk為傳動軸的臨界轉速（r/min）；Lc為傳動軸長度（mm），即兩萬向節(jié)中心之間的距離；dc和Dc分別為傳動軸軸管的內、外徑（mm）。在長度一定時，傳動軸斷面尺寸的選擇應保證傳動軸有足夠高的臨界轉速。由上式可知，在Dc和Lc相同時，實心軸比空心軸的臨界轉速低。當傳動軸長度超過1.5m時，為了提高nk以及總布置上的考慮，常將傳動軸斷開成兩根或三根。4.分析雙萬向節(jié)傳動的附加彎矩及傳動軸的彎曲變形？（畫簡圖）答：當輸入軸與輸出軸平

40、行時（圖a），直接連接傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖b中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動。當輸入軸與輸出軸相交時（圖c），傳動軸兩端萬向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖d中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而對兩端的十字軸產生大小相等、方向相反的徑向力。5. 用于傳遞轉矩Md1140r/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，目標壽命計算動力傳遞系數(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)剖面結構尺寸如下： D=22.24mm；d=2.5mm；滾柱數(shù)；滾柱的列數(shù)；R=37mm；

41、由式（3-4）式計算動態(tài)傳遞參數(shù)CR， 查表表3-2，可以看到，287.10，287.20萬向節(jié)可以滿足需要?？紤]安全系數(shù)，選取287.20進行驗算。萬向節(jié)GWB287.20，(CR797Nm)的特征數(shù)據是：MN=2 400Nm，A120mm，K=116mm，由式（3-2）得，靜承載能力C。為和靜承載態(tài)轉矩 ，與表3-2中的值接近。由式（3-3）計算動載能力 承載能力系數(shù)，因表3-1中比值，故由該比值查得，并由圖3-7得軸承承載能力系數(shù)因而， ； 于是動承載能力 N而動力傳遞系數(shù)與補充資料表3-2最后一行的值797N一致，即選587.10型萬向節(jié)。2為發(fā)動機前置、八檔變速、28噸IvecoMa

42、irus卡車，傳動軸1到4的萬向節(jié)規(guī)格由起動轉矩和附著轉矩確定，自發(fā)動機的傳動比；一自路面的傳動比；公路上平均軸間夾角角712；非公路上720。發(fā)動機和變速箱之間的傳動情況數(shù)據見列表。計算啟動轉矩，附著轉矩，設計轉矩，并選定萬向節(jié)。表3-1 Iveco-Magiru 動力傳動系參數(shù)發(fā)動機數(shù)據變速箱數(shù)據分動器數(shù)據主傳動比輪胎8檔帶差速鎖帶差速鎖12.00 R 20圖3-2 三軸26t ，6X6 Iveco-Magirus 卡車傳動系解：根據公式計算結果列在表中。表3-2 Iveco-Magiru十字軸連接傳動軸計算示例3圖3-20表示的是前置發(fā)動機，帶三個差速器、五檔變速、四輪驅動的小客車。有1

43、1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動小客車傳動系統(tǒng)示意圖工作數(shù)據： 最大發(fā)動機功率=100kW (在5 900rmin工況下) 最大轉矩 =176Nm (在4 500rmin工況下) 滿載重量G =16 187 N 前軸許用載荷 =7 279N 后軸許用載荷 =8 909N 驅動橋傳動比 =4.11 滿載重心高度 h=0.5m 靜態(tài)滾動半徑 =0.296m動態(tài)滾動半徑 =0.30lm 軸距 =2.25m 鉸接角函數(shù)變速箱傳動比如下表3-3。表3-3 某四驅車輛變速箱傳動比在下列假定條件時：路面附著系數(shù)=1；振動系數(shù)1.2；承

44、載系數(shù)1.33;汽車啟動時=1；振動系數(shù)1.2；各檔勻速行駛時，發(fā)動機輸出轉矩為最大發(fā)動機轉矩的23；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，汽車至少應有 100 000km的壽命。 表3-4 各檔運行的時間百比分別說明汽車前輪驅動、后輪驅動和四輪驅動時萬向節(jié)的選擇原則，并計算使用壽命。解：（一）、計算各軸的起動轉矩MA和附著轉矩MH，用兩者中的最小值作為靜態(tài)轉矩選擇萬向節(jié)，計算結果列入3-5。表35 啟動轉矩和附著轉矩的計算（二）、校核萬向節(jié)使用壽命1前驅動半軸采用RF85萬向節(jié)，利用補充資料式3-24，3-25，計算前驅動軸萬向節(jié)在各檔時的

45、壽命=7.4（h）=26.5（h）=66.3（h）=138.6（h）=230.5（h）式中，查表3-19得，見表3-6。表3-6 前輪驅動時驅動半軸萬向節(jié)壽命參數(shù)計算值所用公式檔位12345100100601803045214887459944341330451575110231320434458284911571493586851273514258120016時，當時，74265663138623057同6217774193440466727總壽命的倒數(shù)所以h平均行駛速度為：千米壽命據起動轉矩選擇的RF85萬向節(jié)還不能滿足耐久性的要求，要大于100000，因而，必須研究另一個大的萬向節(jié)。利用

46、轉矩比值的三次方關系，計算相同速度和軸間夾角下的萬向節(jié)的耐久性。RF91 = 25 465km；RF95 = 67 599km；RF107 = 141 028km；只有RFl07萬向節(jié)：滿足要求的耐久性；VLl07萬向節(jié)：是所選的伸縮式萬向節(jié)，它只能以平均夾角運轉，但承受Md較高。VL107的耐久性=252829km；2后輪驅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)別是計算時，應考慮平均軸間夾角所引起的鉸接角的函數(shù)0926，計算結果列第在7行。總壽命的倒數(shù)：平均行駛速度為：保持不變可行駛里程：；顯然，VL91萬向節(jié)的耐久性不夠。選擇大一號的

47、萬向節(jié)計算耐久性：VL95 ；VL107 ；從上面的計算結果可見，后輪驅動是應使用使用VLl07萬向節(jié)的傳動軸才滿足耐久性的要求。傳動軸與后驅動橋的連接，選用球籠式萬向節(jié)。發(fā)動機的轉矩乘以變速箱的傳動比就是傳動軸所傳遞的轉矩。此外，它的速度比半軸速度高出4.11倍。根據起動轉矩選擇VL91萬向節(jié)，查表得：，計算結果列在表3-16。 h；表3-7 后輪驅動時傳動軸上萬向節(jié)壽命參數(shù)計算值所用公式檔位123451001006018030452362125145810710829312502113308242065422434458284911571493542242499171912559746時，

48、當時，7552158459385581420273272111382688655574100354可行駛里程：；VL91萬向節(jié)不能滿足耐久性要求，選擇VL95：；可以滿足要求。與后橋連接的傳動軸上的虎克式萬向節(jié)，選用GWB28700，計算耐久性，列入表3-7中第7行。小時壽命可行駛里程：可見，GWB28700，滿足耐久性要求。3四輪驅動用于前半軸的球籠式萬向節(jié)：表3-6中第5和6行有變化，前橋輸入轉矩是原第5行的36%，計算結果見表3-8。表3-8四輪驅動時前半軸萬向節(jié)壽命參數(shù)計算值所用公式檔位12345100100601803045214887459944341330451575110231

49、32043445828491157149353124818461265929726時，當時，15865682142042971749476總壽命的倒數(shù)：可行駛里程：；選擇RF85萬向節(jié)：滿足耐久性要求。如后輪的驅動輪被摘除，必須考慮傳動系的過載問題。半軸內側用VL85萬向節(jié)的千米壽命計算時，應考慮平均軸間夾角所引起的鉸接角的函數(shù)的變化，以下式計算：變化。用于后半軸的球籠式萬向節(jié)：這里后橋輸入轉矩是表3-6中第5行的64%，計算結果見表3-9。表3-9四驅時后驅動軸球籠式萬向節(jié)參數(shù)計算值所用公式檔位123455555732822249165212806時，當時，82529517378154262

50、5702總壽命的倒數(shù)可行駛里程：；選擇VL91萬向節(jié)：滿足耐久性要求。如短時間采用前輪驅動，必須考慮后傳動系的過載問題?？v軸上的球籠式萬向節(jié)：對于四輪驅動，與后橋連接的傳動軸只承受發(fā)動機轉矩的64。因此，選擇圖VL85萬向節(jié)：表3-7的第5行和第6行變?yōu)椋罕?-10 四輪驅動時傳動軸上球籠萬向節(jié)壽命參數(shù)計算值所用公式檔位123451001006018030452362125145810710829312502113308242065422434458284911571493527031599109680363371211248173701373122808總壽命的倒數(shù)：可行駛里程：；VL85萬向節(jié)滿足耐久性要求?？v軸上的虎克式萬向節(jié)：表3-11四輪驅動時傳動軸上虎克萬向節(jié)壽命參數(shù)計算值所用公式檔位12345100100601803045236212514581071082931250211330824206542243445828491157149354224249917191255974614504934119142462144560總壽命的倒數(shù)：可行駛里程：。結論：如果虎克式萬向節(jié)和球籠式萬向節(jié)裝在同一根軸上，虎克式萬向節(jié)可行駛里程在483 613km到2143 515km的范圍內變化，從相對耐久性的角度上看，球籠式萬向節(jié)的弱點明顯地表