汽車課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書

1、汽車課程設(shè)計(jì)計(jì)劃?rùn)C(jī)械工程學(xué)院能源與動(dòng)力工程系二零一三年十月一、課程設(shè)計(jì)目的以課程設(shè)計(jì)促進(jìn)學(xué)生自主學(xué)習(xí)的積極性，培養(yǎng)學(xué)生獨(dú)立工作能力，為畢業(yè)設(shè)計(jì)打下基礎(chǔ)。圍繞汽車?yán)碚摗⑵囋O(shè)計(jì)的基本要求及其方法，獨(dú)立查找參考資料，獨(dú)立完成汽車底盤某一總成設(shè)計(jì)計(jì)算、校核、繪圖。培養(yǎng)同學(xué)的主動(dòng)學(xué)習(xí)積極性，拓寬知識(shí)面，培養(yǎng)理論聯(lián)系實(shí)際的精神。二、課程設(shè)計(jì)要求    對(duì)給定基本設(shè)計(jì)參數(shù)的某車輛，進(jìn)行總體設(shè)計(jì)，計(jì)算并匹配合適功率的發(fā)動(dòng)機(jī)、軸荷分配和軸數(shù)，選擇并匹配各總成部件的結(jié)構(gòu)型式，計(jì)算確定各總成部件的主要參數(shù)；詳細(xì)計(jì)算指定總成的設(shè)計(jì)參數(shù)，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖；要求手工繪圖及手

2、寫說明書。 每人完成總體布局外形圖1張、部件總成裝配圖1張（1號(hào)圖）、主要零件圖2張（3號(hào)圖）、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書1份。 三、設(shè)計(jì)時(shí)間：本次課程設(shè)計(jì)時(shí)間為4周，即2013年11月5日2013年12月8日。四、設(shè)計(jì)內(nèi)容:進(jìn)行離合器、變速箱、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向器等總成設(shè)計(jì)。具體安排見下表1和。表1 設(shè)計(jì)內(nèi)容及指導(dǎo)老師設(shè) 計(jì) 內(nèi) 容部件指導(dǎo)教師載質(zhì)量6噸貨車總體設(shè)計(jì)及部件設(shè)計(jì)變速器、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向橋、離合器常紅梅載質(zhì)量5噸貨車總體設(shè)計(jì)及部件設(shè)計(jì)變速器、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向橋、離合器王旭飛載質(zhì)量4.5、4噸貨車總體設(shè)計(jì)及部件設(shè)計(jì)變速器、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向橋、離合器施紹寧載質(zhì)量3.5噸貨車總體設(shè)計(jì)及部件設(shè)計(jì)變速器、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向橋

3、、離合器康芹載質(zhì)量3噸貨車總體設(shè)計(jì)及部件設(shè)計(jì)變速器、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向橋、離合器翟任何載質(zhì)量2噸貨車總體設(shè)計(jì)及部件設(shè)計(jì)變速器、驅(qū)動(dòng)橋、轉(zhuǎn)向橋、離合器孟欣附件：課程設(shè)計(jì)相關(guān)參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算1.根據(jù)已知數(shù)據(jù)，確定軸數(shù)、驅(qū)動(dòng)形式、布置形式。注意國(guó)家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設(shè)計(jì)規(guī)范。2.確定汽車主要參數(shù)：   1）主要尺寸，可從參考資料中獲?。黄嚨闹饕叽缬型饫叽?、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長(zhǎng)度和車箱尺寸等。A外廓尺寸GBl58989汽車外廓尺寸限界規(guī)定汽車外廓尺寸長(zhǎng)：貨車、越野車、整體式客車不應(yīng)超過12m，單鉸接式客車不超過18m，半掛汽車列車不超過16.5m，全掛汽車列車不超過2

4、0m；不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m；空載、頂窗關(guān)閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側(cè)外伸量不得超出最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時(shí)不得超出車高300mm。不在公路上行駛的汽車，其外廓尺寸不受上述規(guī)定限制。轎車總長(zhǎng)是軸距L、前懸和后懸的和。它與軸距L有下述關(guān)系：LC。式中，C為比例系數(shù)，其值在0.520.66之間。發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)汽車的C值為0.620. 66，發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)汽車的C值約為0.520.56。轎車寬度尺寸一方面由乘員必需的室內(nèi)寬度和車門厚度來(lái)決定，另一方面應(yīng)保證能布置下發(fā)動(dòng)機(jī)、車架、懸架、轉(zhuǎn)向系和車輪等。轎車總寬與車輛總長(zhǎng)之間有下述近似關(guān)系：(3)(195

5、±60)mm。后座乘三人的轎車，不應(yīng)小于1410mm。影響轎車總高的因素有軸間底部離地高，地板及下部零件高，室內(nèi)高和車頂造型高度等。軸間底部離地高入m應(yīng)大于最小離地間隙。由座位高、乘員上身長(zhǎng)和頭部及頭上部空間構(gòu)成的室內(nèi)高一般在l1201380mm之間。車頂造型高度大約在2040mm范圍內(nèi)變化。B軸距L軸距L對(duì)整備質(zhì)量、汽車總長(zhǎng)、最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動(dòng)軸長(zhǎng)度、縱向通過半徑有影響。當(dāng)軸距短時(shí)，上述各指標(biāo)減小。此外，軸距還對(duì)軸荷分配有影響。軸距過短會(huì)使車廂(箱)長(zhǎng)度不足或后懸過長(zhǎng)；上坡或制動(dòng)時(shí)軸荷轉(zhuǎn)移過大，汽車制動(dòng)性和操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角振動(dòng)增大，對(duì)平順性不利；萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的夾角增大。原

6、則上轎車的級(jí)別越高，裝載量或載客量多的貨車或客車軸距取得長(zhǎng)。對(duì)機(jī)動(dòng)性要求高的汽車軸距宜取短些。為滿足市場(chǎng)需要，工廠在標(biāo)準(zhǔn)軸距貨車基礎(chǔ)上，生產(chǎn)出短軸距和長(zhǎng)鈾距的變型車。不同鈾距變型車的軸距變化推薦在0.40.6m的范圍內(nèi)來(lái)確定為宜。汽車的軸距可參考表l提供的數(shù)據(jù)選定。表1 各類汽車的軸距和輪距 車型 類別 軸距Lmtn 輪距Bmm 轎車 微型級(jí) 普通級(jí) 中級(jí) 中、高級(jí) 高級(jí) 2000-2200 2100-2540 2500-2860 2850-3400 2900-3900 1100-1380 1150-1500 1300-1500 1400-1580 1560-1620 4X2貨車 微型 輕型

7、中型 重型 1700-2900 2300-3600 3600-5500 45005600 1150-1350 1300-1650 1700-2000 18402000 車型 類別 軸距Lmm 輪距Bmm 礦用自卸車 總質(zhì)量 mat <60 >60 3200-4200 3900-4800 2000-4000 大客車 城市大客車(單車) 長(zhǎng)途大客車(單車) 4500-5000 5000-6500 1740-2050C前輪距和后輪距增大輪距，隨之而來(lái)的是室內(nèi)寬并有利于增加側(cè)傾剛度。但是此時(shí)汽車總寬和總質(zhì)量增加，并影響最小轉(zhuǎn)彎直徑變化。受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在取定

8、的前輪距范圍內(nèi)，應(yīng)能布置下發(fā)動(dòng)機(jī)、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時(shí)轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運(yùn)動(dòng)間隙。在確定后輪距時(shí)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。各類汽車的輪距可參考表1提供的數(shù)據(jù)確定。D前懸和后懸前、后懸長(zhǎng)時(shí)，汽車接近角和離去角都小，影響汽車通過性能。對(duì)長(zhǎng)頭汽車，前懸不能縮短的原因是在這段尺寸內(nèi)要布置保險(xiǎn)杠、散熱器、風(fēng)扇、發(fā)動(dòng)機(jī)等部件。從撞車安全性考慮希望前懸長(zhǎng)些，從視野角度考慮又要求前懸短些。前懸對(duì)平頭汽車上下車的方便性有影響，前鋼板彈簧長(zhǎng)度也影響前懸尺寸。長(zhǎng)頭貨車前懸一般在11001300mm范圍內(nèi)。貨車后懸長(zhǎng)度取決于貨箱

9、、相距和軸荷分配的要求。輕型、中型貨車的后懸一般在12002200mm之間，特長(zhǎng)貨箱汽車的后懸可達(dá)2600mm，但不得超過軸距的55。轎車后懸長(zhǎng)度影響行李箱尺寸。客車后懸長(zhǎng)度不得超過軸距的65，絕對(duì)值不大于3500mm。對(duì)于三軸汽車，若二、三軸為雙后軸，其軸距應(yīng)按第一軸至雙后軸中心線的距離計(jì)算；若一、二軸為雙轉(zhuǎn)向軸，其軸距按一、三軸的軸距計(jì)算。E貨車車頭長(zhǎng)度貨車車頭長(zhǎng)度系指從汽車的前保險(xiǎn)杠到駕駛室后圍的距離。車身形式即長(zhǎng)頭型還是平頭型對(duì)車頭長(zhǎng)度有絕對(duì)影響。此外，車頭長(zhǎng)度尺寸對(duì)汽車外觀效果、駕駛室居住性和發(fā)動(dòng)機(jī)的接近性等有影響。長(zhǎng)頭型貨車車頭長(zhǎng)度尺寸一般在25003000mm之間，平頭型貨車一般

10、在14001500mm之間。F貨車車箱尺寸要求車箱尺寸在運(yùn)送散裝煤和袋裝糧食時(shí)能裝足額定噸數(shù)。車箱邊板高度對(duì)汽車質(zhì)心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應(yīng)在450650mm范圍內(nèi)選取。車箱內(nèi)寬應(yīng)在汽車外寬符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的前提下適當(dāng)取寬些，以利縮短邊板高度和車箱長(zhǎng)度。行駛速度能達(dá)到較高車速的貨車，使用過寬的車箱會(huì)增加汽車迎風(fēng)面積，導(dǎo)致空氣阻力增加。車箱內(nèi)長(zhǎng)應(yīng)在能滿足運(yùn)送上述貨物額定噸位的條件下盡可能取短些，以利于減小整備質(zhì)量。   2）進(jìn)行汽車軸荷分配；軸荷分配對(duì)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(gè)車輪的載荷應(yīng)相差不大；為了保證汽車有良好的動(dòng)力性和通

11、過性，驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)有足夠大的載荷，而從動(dòng)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。汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)位置與驅(qū)動(dòng)形式不同，對(duì)軸荷分配有顯著影響。各類汽車的軸荷分配見表2。表2 各類汽車的軸荷分配車型 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎 車 發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng) 發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng) 發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng) 47-60 45-50 40-46 40-53 50-55 54-60 56-66 51-56 38-50 34-44 44-49 50-62貨車 4X2后輪單胎4X 2后輪雙胎，長(zhǎng)、短頭式4X2后輪雙胎，平頭式6X4后輪雙胎 32-40 25-27 30-35 19-25

12、60-68 73-75 65-70 75-81 50-59 44-49 48-54 31-3796 41-50 51-56 46-52 63-693）百公里燃油消耗量；汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性用汽車在水平的水泥或?yàn)r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(L100km)來(lái)評(píng)價(jià)。(表3)。在評(píng)價(jià)燃油消耗多少時(shí)，則用燃油消耗率： (2-1)式中：燃油消耗率，g/Kw.h燃油消耗量，kg/h發(fā)動(dòng)機(jī)功率，kw表3 轎車的百公里燃油消耗量 車型 微型轎車 普通級(jí)轎車 中級(jí)轎車 高級(jí)轎車百公里燃油消耗量L/(100km) 4475 712 1016 18-235貨車有時(shí)用單位質(zhì)量的百公里油耗量來(lái)評(píng)價(jià)

13、(表4)。表4 貨車單位質(zhì)量百公里燃油消耗量 L(100t·km)-1 總質(zhì)量ma/t 汽油機(jī) 柴油機(jī) 總質(zhì)量mat 汽油機(jī) 柴油機(jī) <4 46 3040 2832 2028 1921 612 >12 268282 250260 155186 143153 包括礦用自卸車。 4）最小轉(zhuǎn)彎直徑轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角、汽車軸距、輪距等對(duì)汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑均有影響。對(duì)機(jī)動(dòng)性要求高的汽車，應(yīng)取小些。GB7258一1997機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件中規(guī)定：機(jī)動(dòng)車的最小轉(zhuǎn)彎直徑不得大于24m。當(dāng)轉(zhuǎn)彎直徑為24m時(shí)，前轉(zhuǎn)向軸和末軸的內(nèi)輪差(以兩內(nèi)輪軌跡中心計(jì))不得大于3.5m 。各類汽車的最小轉(zhuǎn)彎直

14、徑見表5。表5 各類汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑Dmin 車型 級(jí)別 Dminm 車型 級(jí)別 Dminm 轎車 微型 普通級(jí) 中級(jí) 高級(jí) 7-95 85-11 9-12 1114 貨車 微型 輕型 中型 重型 8-12 10-19 12-20 13-21 貨車 微型 中型 大型 10-13 14-20 17-22 礦用自 卸車裝載質(zhì)量 mat<45 >4515-19 18-24   5）通過性幾何參數(shù)總體設(shè)計(jì)要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙，接近角，離去角，縱向通過半徑等。各類汽車的通過性參數(shù)視車型和用途而異，其范圍見表6。表6 汽車通過性的幾何參數(shù) 車型 

15、3; hminmm (°) Y(°) 1m 4X2轎車 150-220 20-30 15-22 30-83 4X4轎車 210 45-50 35-40 17-36 4x2貨車 250-300 40-60 25-45 23-60 4X4貨車、6X6貨車 260-350 45-60 35-45 19-36 4X2客車、6X4客車 220-370 10-40 6-20 40-90   6）制動(dòng)性參數(shù)目前常用制動(dòng)距離st和平均制動(dòng)減速度j來(lái)評(píng)價(jià)制動(dòng)效能。有關(guān)(GB72581997)機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全條件中規(guī)定的路試檢驗(yàn)行車制動(dòng)和應(yīng)急制動(dòng)性能要求，列于表7中。表7 路

16、試檢驗(yàn)行車制動(dòng)和應(yīng)急制動(dòng)性能要求 行車制動(dòng) 應(yīng)急制動(dòng) 車輛 類型 制動(dòng)初車速(km·h-1)制動(dòng) 距離 mFMDD(m·s-1) 試車道寬度 踏板力 N制動(dòng)初 車速(km·h-1)制動(dòng) 距離mFMDD(m·s-1) 操縱力 N()座位數(shù)9的客車滿載 50 20 59 25 500 50 38 29 手400 腳500空載19 62400 其它總質(zhì)量45t 的汽車滿載5022 5425700 301826手600 腳700空載21 58450其它汽車、汽車、 列車滿載3010 50 3070030 20 22手600空載954450 腳7003.選定發(fā)動(dòng)機(jī)

17、功率、轉(zhuǎn)速、扭矩?？梢詤⒖家延械能囆汀０l(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速是直接測(cè)量得來(lái)的，而功率由計(jì)算得出。其表達(dá)式如下： (3-1)式中：功率，Kw；M轉(zhuǎn)矩，Nm；N轉(zhuǎn)速，r/min。（1）發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率和相應(yīng)轉(zhuǎn)速根據(jù)所需要的最高車速(km/h)，用下式估算發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 (3-2)式中，為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率(kW)；為傳動(dòng)系效率，對(duì)驅(qū)動(dòng)橋用單級(jí)主減速器的4×2汽車可取為90；為汽車總質(zhì)量(kg)；g為重力加速度(m/s2)；為滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)轎車0.0165×10.01(250)，對(duì)貨車取0.02，礦用自卸車取0.03，用最高車速代入；為空氣阻力系數(shù)，轎車取0.300.35，貨車取0.80

18、1.00，大客車取0.600.70；A為汽車正面投影面積(m2)；為最高車速。參專同級(jí)汽車的比功率統(tǒng)計(jì)值，然后選定新設(shè)計(jì)汽車的比功率值，并乘以汽車總質(zhì)量，也可以求得所需的最大功率值。最大功率轉(zhuǎn)速的范圍如下：汽油機(jī)的在30007000rmin，因轎車最高值多在4000rmin以上，輕型貨車的值在40005000rmin之間，中型貨車更低些。柴油機(jī)的值在18004000rmin之間，轎車和輕型貨車用高速柴油機(jī)，取在32004000rmin之間，重型貨車用柴油機(jī)的值取得低。（2）發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速用下式計(jì)算確定 (3-3)式中，為最大轉(zhuǎn)矩(N·m)；為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性系數(shù)，一般在1.11.

19、3之間選??；為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率(kW)；為最大功率轉(zhuǎn)速(rmin)。要求/在1.42.0之間選取。4.離合器的結(jié)構(gòu)型式選擇、主要參數(shù)計(jì)算。離合器的靜摩擦力矩由摩擦片的尺寸及摩擦系數(shù)、壓力彈簧的工作壓力、摩擦副數(shù)來(lái)確定，其數(shù)學(xué)表達(dá)式為： （4-1）式中，T，為靜摩擦力矩；f為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計(jì)算時(shí)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(dòng)盤數(shù)的兩倍。 假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有 (4-2)式中，c為摩擦片內(nèi)外徑之比，c=dD，一般在053070之間。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)T。應(yīng)大于發(fā)動(dòng)

20、機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即 (4-3)式中，Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，必須大于1。 離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和p0。尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。 （1）后備系數(shù) 為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太??；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動(dòng)系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較大、使用條件較好時(shí)，可選取小些；當(dāng)使用條件惡劣，需要拖帶掛車時(shí)，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應(yīng)選取大些；貨車總質(zhì)量越大，也應(yīng)選得越大；采用柴油機(jī)時(shí)，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的值應(yīng)比汽油機(jī)大些；發(fā)動(dòng)機(jī)

21、缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的值應(yīng)大于單片離合器。 各類汽車口值的取值范圍通常為： 轎車和微型、輕型貨車 =120175 中型和重型貨車 =150225 越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 =180400 （2）單位壓力p0。 單位壓力po對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)后備系數(shù)較小時(shí)，加應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為了降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷，po應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時(shí)，可適

22、當(dāng)增大po。 當(dāng)摩擦片采用不同材料時(shí)，Po按下列范圍選?。?石棉基材料 po=010035MPa 粉末冶金材料 po=035060MPa 金屬陶瓷材料 po=070150MPa (3)摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b 當(dāng)離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax已知，結(jié)合式(4-1)和式(4-2)，適當(dāng)選取后備系數(shù)和單位壓力po，即可估算出摩擦片尺寸。 摩擦片外徑D(mm)也可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax(N·m)按如下經(jīng)驗(yàn)公式選用 (4-4)式中，KD為直徑系數(shù)，轎車：KD=145；輕、中型貨車：?jiǎn)纹琄D=160185，雙片KD-135150；重型貨車：KD=22524

23、0。 在同樣外徑D時(shí)，選用較小的內(nèi)徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，但會(huì)使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內(nèi)外緣圓周的相對(duì)滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉(zhuǎn)減振器的安裝。摩擦片尺寸應(yīng)符合尺寸系列標(biāo)準(zhǔn)GB/T 576486汽車用離合器面片，所選的D應(yīng)使摩擦片最大圓周速度不超過6570ms，以免摩擦片發(fā)生飛離。摩擦片的厚度b主要有32mm、35mm和40mm三種。5. 變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔傳動(dòng)比傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比是傳動(dòng)系中各部件傳動(dòng)比的乘積，即ig是變速器的傳動(dòng)比；i0為主減速器的傳動(dòng)比；ic為分動(dòng)器或副變速器的傳動(dòng)比。傳動(dòng)比范圍指變速器最抵檔傳動(dòng)比與最高檔傳

24、動(dòng)比之比值。汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的比功率愈小，則其變速器的傳動(dòng)比范圍就應(yīng)愈大；目前轎車變速器的傳動(dòng)比范圍為3.04.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.08.0；越野汽車與牽引力汽車為10.020.0。汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力，故有： （5-1）式中： m汽車總質(zhì)量； g重力加速度； 道路最大阻力系數(shù)；驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；主減速器比；汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率；最大爬坡度；f滾動(dòng)阻力系數(shù)；變速器的一檔傳動(dòng)比。則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動(dòng)比為： （5-2）根據(jù)驅(qū)動(dòng)輪的附著條件有： （5-3）式中：汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)

25、動(dòng)橋給地面的載荷；道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.50.6 求得一檔的傳動(dòng)比為： （5-4）變速器的一檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述三個(gè)條件確定。變速器最高檔的傳動(dòng)比與最低檔的傳動(dòng)比確定以后，中間各檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： （5-5）的幾何級(jí)排列的，式中n為檔位數(shù)。實(shí)際上各檔傳動(dòng)比之間的排列與幾何級(jí)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，以便于換檔。6.驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)型式，根據(jù)主減速器的速比，確定采用單級(jí)或雙級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋總成分為非斷開式和斷開式兩大類。對(duì)具有大功率儲(chǔ)備的轎車、長(zhǎng)途大型客車尤其是賽車來(lái)說，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率Pemax及其轉(zhuǎn)速np時(shí)，所選擇的主減速器比i0應(yīng)能保證汽車有盡可能的最

26、高車速Vamax。這時(shí)i0值由下式確定： （6-1）式中： 車輪的滾動(dòng)半徑，m；變速器最高檔傳動(dòng)比。對(duì)于其他汽車，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車速稍有下降，i0一般選得比上式求得的大10%25%，即按下式選擇， （6-2）式中：分動(dòng)器或副變速器的高檔傳動(dòng)比；輪邊減速器的傳動(dòng)比。按以上兩式求得的i0值還須根據(jù)主減速器齒輪可能有的齒數(shù)予以修正。7.懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)型式汽車懸架按導(dǎo)向機(jī)構(gòu)型式可氛圍獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架兩大類。以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導(dǎo)向裝置的非獨(dú)立懸架，其主要優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點(diǎn)是由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長(zhǎng)度(特別是前懸架)，使

27、之剛度較大，所以汽車平順性較差；簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時(shí)，左、右車輪相互影響，并使車軸(橋)和車身傾斜；當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時(shí)，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動(dòng)或只有一側(cè)車輪跳動(dòng)時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，離心力也會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；車軸(橋)上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。這種懸架主要用在貨車、大客車的前、后懸架以及某些轎車的后懸架上。獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn)是：簧下質(zhì)量?。粦壹苷加玫目臻g?。粡椥栽怀惺艽怪绷?，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動(dòng)頻率降低，改善了汽車行駛平順性；由于有可能降低發(fā)動(dòng)機(jī)的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降，又改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；左、右車輪各

28、自獨(dú)立運(yùn)動(dòng)互不影響，可減少車身的傾斜和振動(dòng)，同時(shí)在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力。獨(dú)立懸架的缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高，維修困難。這種懸架主要用于轎車和部分輕型貨車、客車及越野車上。8.轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式、主要參數(shù)計(jì)算轉(zhuǎn)向器是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的減速傳動(dòng)裝置，其結(jié)構(gòu)型式很多，但目前已臻成熟并廣泛采用的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器和蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器等。功率P1從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號(hào)+表示，+=(P1P2)Pl；反之稱為逆效率，用符號(hào)-表示，- =(P3P2)P3。式中，P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P3為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。（1）轉(zhuǎn)向器的正效率+ 影響

29、轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 A、轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與效率 在前述四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結(jié)構(gòu)之一。第一種結(jié)構(gòu)除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動(dòng)摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率ly+僅有54。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果分別為70和75。 轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承的形式對(duì)效率也有影響，用滾針軸承比用滑動(dòng)軸承可使正

30、或逆效率提高約10。 B、轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對(duì)于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算 （7-1） 式中，o為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角；為摩擦角，=arctanf；f為摩擦因數(shù)。 （2）轉(zhuǎn)向器逆效率-根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 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，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動(dòng)回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時(shí)，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)

31、緊張，如果長(zhǎng)時(shí)間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時(shí)，它既不能保證車輪自動(dòng)回正，駕駛員又缺乏路面感覺；因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。 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(shí)，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時(shí)，駕駛員并不十分緊張，同時(shí)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計(jì)

32、算 （7-2） 上述兩式表明：增加導(dǎo)程角o,正、逆效率均增大。受-增大的影響，o不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時(shí)，逆效率為負(fù)值或者為零，此時(shí)表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于摩擦角。通常螺線導(dǎo)程角選在8°10°之間。9.前后軸制動(dòng)器型式選擇、制動(dòng)管路分路系統(tǒng)型式、主要參數(shù)計(jì)算。 制動(dòng)器有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動(dòng)器雖有作用滯后小、易于連接且接頭可靠等優(yōu)點(diǎn)，但因成本高而只在一部分重型汽車上用來(lái)做車輪制動(dòng)器或緩速器。液力式制動(dòng)器只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動(dòng)器。摩擦式制動(dòng)器按摩擦副結(jié)構(gòu)形式不同，分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用

33、作中央制動(dòng)器。（1）鼓式制動(dòng)器主要參數(shù)的確定 A制動(dòng)鼓內(nèi)徑D 制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑之比DD，的范圍如下： 轎車：DDr=0.640.74 貨車：DDr=0.700.83 制動(dòng)鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參照專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)ZBT24 00589制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列選取。 B摩擦襯片寬度b和包角 摩擦襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。 制動(dòng)鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為Ap=Rb。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。制動(dòng)襯片寬度尺寸系列見ZBT24 00589。 C摩擦襯片起始角o 一般將襯片布置在制動(dòng)蹄的中央，即令0=90º-2。有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對(duì)于最大壓力點(diǎn)對(duì)稱布置，以改善磨損均勻性和制動(dòng)效能。 D制動(dòng)器中心到張開力Fo作用線的