汽車設計課后題答案

本文格式為Word版，下載可任意編輯——汽車設計課后題答案第一章汽車的總體設計

汽車的主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)，質量參數(shù)和汽車性能參數(shù)?！锲囐|量參數(shù)的確定1整車整備質量m0

整車整備質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載質量me

汽車的載質量是指在影之路面上行駛時所允許的額定載質量。4質量系數(shù)ηm0

質量系數(shù)是指汽車載質量與整車整備質量的比值，即ηm0=me／m0。ηm0值越大，說明該車的結構的制造工藝越先進。5汽車總質量ma

汽車總質量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量6軸荷分派

汽車的軸荷分派是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，個車軸對支撐平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載哦那個質量的百分比來表示。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、比功率和比轉矩等。

①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。

②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。

③汽車的比功率Pb和比轉矩Tb比功率是汽車所裝發(fā)動機的標定最大功率Pemax與汽車最大總質量ma之比。即Pb=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。比轉矩Tb是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩Temax與汽車總質量ma之比，Tb=Temax/ma。它能反映汽車的牽引能力。

2燃油經(jīng)濟性參數(shù)汽車的燃油經(jīng)濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經(jīng)濟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)濟性越好。3汽車最小轉彎直徑Dmin轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉彎直徑Dmin。Dmin用來描述汽車轉向機動性，是汽車轉向能力和安全能力的一項重要指標。

4通過性幾何參數(shù)有；最小離地間隙hmin，接近角γ1，離去角γ2，縱向通過半徑ρ1等。5操縱穩(wěn)定性參數(shù)

①轉向特性參數(shù)為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉向。②車身側傾角③制動前傾角6制動性參數(shù)

7舒適性汽車應為乘員提供舒適的乘坐環(huán)境和便利的操縱條件，稱為舒適性。8汽車的布置形式：㈠乘用車的布置形式乘用車的布置形式的主要有發(fā)動機前置前輪驅動，發(fā)動機前置后輪驅動，發(fā)動機后置后驅三種。①發(fā)動機前置前輪驅動，優(yōu)點：前橋軸荷大，有明顯的不足轉向性能；越障能力高；動力總成結構緊湊；舒適性好；軸距可縮短，

提高了汽車的機動性；散熱條件好，發(fā)動機可得到足夠的冷卻；足夠大的行李箱空間；簡單改裝；操縱機構簡單。缺點：前輪驅動并轉向需要采用等速萬向節(jié)，其結構和制造工藝繁雜；前橋負荷較后橋重，并且前輪是轉向輪，故前輪工作條件惡劣，輪胎壽命短；爬坡能力低；后輪簡單抱死并引起汽車側滑。②發(fā)動機前置后輪驅動，優(yōu)點：軸荷分派合理，因而有利于提高輪胎的使用壽命；前輪不驅動，因而不需要采用等速萬向節(jié)；有利于減少制造成本；操縱機構簡單；采暖機構簡單；供暖效率高；發(fā)動機冷卻條件好；爬坡能力強；改裝簡單；足夠的行李箱空間；拆裝、維修簡單；發(fā)動機接近性良好。缺點：乘坐舒適性差；發(fā)生碰撞時，易使前排乘員受到嚴重傷害；整車整備質量大；影響汽車的經(jīng)濟性和動力性。③發(fā)動機后置后輪驅動，優(yōu)點：駕駛員視野好；后排座椅中間座位乘員出入條件好；整車整備質量?。怀丝妥文軌虿贾迷谑孢m區(qū)內；爬坡能力強；發(fā)動機布置在軸距外時軸距短，汽車機動性能好。缺點：后橋負荷重，使汽車具有過多轉向能力，操縱性變壞；前輪附著力小，高速行駛時轉向不穩(wěn)定，影響操縱穩(wěn)定性；行李箱在前部，空間不夠大；操縱機構繁雜；駕駛員不易發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障；發(fā)動機噪聲易傳給乘員；發(fā)生追尾事故時，對后排乘員構成危險。

㈡商用車的布置形式商用車的布置形式有三種，發(fā)動機前置后橋驅動、發(fā)動機中置后橋驅動、發(fā)動機后置后橋驅動。①發(fā)動機前置后橋驅動，優(yōu)點：動力總成操縱機構的結構簡單；冷卻效果好；冬季在散熱器罩前部蒙以保護棉被，能改善發(fā)動機保溫條件；簡單發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障；底盤可與貨車通用，有利于配件供應和維修工作。缺點：車廂面積利用不好，座椅受發(fā)動機限制；地板平面距地面較高，上下車不便利；易產(chǎn)生共振；舒適性差。②發(fā)動機中置后橋驅動，優(yōu)點：軸荷分派合理；傳動軸的長度短；布置座椅不受發(fā)動機限制；乘客車門能布置在前軸之前，以利于實現(xiàn)單人管理。缺點；發(fā)動機檢修困難；駕駛員不簡單發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障；發(fā)動機在熱帶的冷卻條件和在寒帶的保溫條件均不好；發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動均能傳入車廂內，影響乘坐舒適性；動力總成的操縱機構繁雜；上下車困難；汽車質心位置高；發(fā)動機易被泥土弄臟。③發(fā)動機后置后驅，優(yōu)點：基本不受發(fā)動機工作噪聲和振動的影響檢修發(fā)動機便利；軸荷分派合理；車廂后部的乘坐舒適性好；布置座椅受發(fā)動機影響較少；傳動軸長度短。缺點；發(fā)動機的冷卻條件不好，必需采用冷卻效果強的散熱器；動力總成的操縱機構繁雜；駕駛員不簡單發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障。

其次章離合器的設計★靜摩擦力矩Tc

Tc=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）設計時Tc應大于發(fā)動機最大轉矩，即Tc=βTemax

β為離合器的后備系數(shù)，其必需大于1。為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，β不宜選得太小；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱便捷，β又不宜選得太大，當發(fā)動機后備功率較大，使用條件較好時，β可選的小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨，β應選的大些；汽車總質量越大，β也應選的大些；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平衡，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β可選的小些；雙片離合器的β只應大于單片離合器。

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，

膜片彈簧基本參數(shù)的選擇1比值H／h和h的選擇

比值H／h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便捷，汽車離合器用膜片彈簧的H／h一般為1.5-2.0，板厚h為2-4mm。2R／r比值和R、r的選擇（了解）

R／r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，切應力越高，一般R／r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。3α的選擇（了解）

膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角α與內截錐高度H關系密切，一般在9—15度范圍內?！?膜片彈簧工作點的選擇

膜片彈簧工作點如下圖，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=（λ1M+λ1N）／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Ｍ和拐點Ｈ之間，且靠近或在Ｈ點處，一般λ1B=（0.8~1.0）λ1H,以保證摩擦片在最大磨損限度△λ范圍內的壓緊力從Ｆ1B到F1A變化不大。當分開時，膜片彈簧工作點從B變到C。為最大限度的減少踏板力，C點應盡量靠近N點。

第三章變速器

★斜齒輪傳遞扭矩時生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩隊齒輪產(chǎn)生軸向平衡。以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同檔位齒輪的螺旋角應當是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋。則第一其次軸上的斜齒輪應取為左旋。

★滑塊端隙δ1滑塊端隙δ1是指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時，嚙合套斷面與鎖環(huán)端面的間隙為δ2，要求δ2>δ1。若δ20，應使δ2>δ1。第四章傳動軸1臨界轉速

當傳動軸的工作轉速接近其彎曲固有振動頻率時的轉速為傳動軸的臨界轉速。影響因素有傳動軸的支撐長度Lc，傳動軸州官的內徑dc外徑Dc。2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)生附加應力和變形，從而降低傳動軸的疲乏強度，因此，為了控制附加彎矩，應避免兩軸之間的夾角過大?！?萬向傳動軸的計算載荷

第五章驅動橋

設計驅動橋時應滿足的基本條件：（了解）①選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定條件下具有最正確的動力性和燃油經(jīng)濟性。②外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。③齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。④在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率。⑤具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，特別是簧下質量，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車行駛平順性。⑥與懸架導向機構運動協(xié)調；對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。⑦結構簡單，加工工藝性好，制造簡單，維修、調整便利。

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?！镏鳒p速器齒輪計算載荷的確定①按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算載荷Tce

Tce=

式中，Tce為計算轉矩；kd為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)；Temax為發(fā)動機最大轉矩；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；η發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率；n為計算驅動橋數(shù)。②按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcs

Tcs=

式中，為計算轉矩，G2為滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷；m2′為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)；φ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；ηm為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率。③按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tef

Tef=

式中，Tef為計算轉矩，F(xiàn)t為汽車日常行駛平均牽引力?！?對驅動橋殼進行強度計算時，圖示其受力狀況并指出危險斷面的位置，驗算工況有幾種，各工況下驗算的特點是什么。

橋殼的危險斷面尋常在鋼板彈簧座內側附近，橋殼端部的輪轂軸承座根部。面，垂直力最大，縱向力為0，側向力為0

特點：①Fx2=FZ2φ=m2’G2φ／2,FZ2=m2’G2／2,Fy2=0②Fx2=0,,Fy2=G2φ1,

③Fx2=0,Fy2=0,FZ2=kG2／2

★2汽車為典型布置方案，驅動橋采用單級主減速器，且從動齒輪布置在左側，假使將其移到右側，試問傳動系的其他部分需要如何變動才能滿足使用要求，為什么?可將變速器由三軸改為二軸的，由于從動齒輪布置方向改變后，半軸的旋轉方向將改變，若將變速器置于前進擋，車將倒行，三軸式變速器改變了發(fā)動機的輸出轉矩，所以改變變速

器的形式即可，由三軸改為二軸的。

第六章懸架設計

★1解釋為什么設計麥弗遜式懸架時，它的主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線三條線不在一條線上。

在保持減震器不變的條件下，常將圖中的G點外伸至車輪內部，既可以達到縮短尺寸a的目的，有可以獲得較小的甚至是負的主銷偏轉移距，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向行駛時，內側懸架處于減載而外側懸架處于加載狀態(tài)，于是內側懸架縮短，外側懸架因受壓而伸長，結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一角度α。對前軸，這種偏轉使汽車不足轉向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉向趨勢，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)，即處于外側懸架與車橋連接處的運動軌跡是oa段，結果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉向的趨勢。另外，前懸架采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架時，因前輪簡單發(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，彈性特性如下圖。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；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度變大。這樣，可在有限的動撓度fd范圍內，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，變形到結構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、副簧剛度的分派

貨車后懸架多采用有主、副簧結構的鋼板彈簧。其懸架彈性特性曲線如下圖。載荷小時副簧不工作，載荷達到一定值時副簧與托架接觸，開始與主簧共同工作。

如何確定副簧開始工作的載荷Fk和主、副簧之間的剛度分派，受懸架的彈性特性和主、副簧上載荷分派的影響。原則上，要求車身從空載到滿載時的振動頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性，還要求副簧參與工作前、后的懸架振動頻率變化不大。這兩項要求不能同時滿足。具體確定方法有兩種：第一種方法是使副簧開始起作用時的懸架撓度fa等于汽車空載時懸架的撓度fo,而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度fk等于滿載時

懸架的撓度fc。于是，可求得Fk=FoFw。副簧、主簧的剛度比為ca/cm=λ－

1。λ=Fw/Fo式中，ca為副簧剛度，cm為主簧剛度。優(yōu)點：能保證在空、滿載使用范

圍內懸架振動頻率變化不大，但副簧接觸托架前、后的振動頻率變化比較大。

其次種方法是使副簧開始起作用時的載荷等于空載與滿載時懸架載荷的平均值，即Fk=0.5（Fo+Fw），并使和間的平均載荷對應的頻率與和間平均載荷對應的頻率相等，此時副簧與主簧的剛度比為

ca/cm=（2λ—2）/（λ+3）

優(yōu)點：能保證副簧起作用前、后懸架振動頻率變化不大。對于經(jīng)常處于半載運輸狀態(tài)的車輛，采用此法較為適合。由圖6-49推導F3的等式：

由圖a)對G點取矩得：F4（b+c）=F1a①；對O點取矩得，F(xiàn)4d=F3(d-c)②；有①②

得F3=

由圖b)對G點取矩得：F4（b+c）=F1a①；F3（d-c）+F6s=F4d③；由①③得

F3=

第七章轉向系統(tǒng)

★1什么是懸架轉向器的正效率、逆效率及其分類。

轉向器的正效率：功率P從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率。轉向器的逆效率：功率p從轉向搖臂輸入，經(jīng)轉向軸輸出所求的效。逆效率大小不同，轉向器可分為可逆式、極限可逆式和不可逆式。路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種效率較高的轉向器屬于可逆式。

車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器稱為不可逆式。極限可逆式轉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向盤。

2轉向系傳動比

轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比wio和轉向系的力傳動比ip。

從輪胎接地面中心作用在兩個輪上的合力2Fw與作用在轉向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比。

轉向盤角速度ωw與同側轉向節(jié)偏轉角速度ωk之比，稱為轉向系角傳動比iwo轉向系角傳動比又由轉向器角傳動比iw和轉向傳動機構角傳動比iw’組成。轉向盤角速度ωw與搖臂軸角速度之比ωp，稱為轉向器角傳動比iw。

搖臂軸角速度ωp與同側轉向節(jié)偏轉角速度ωk之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比iw’。3轉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，增大轉向系的力傳動比能減小作用在轉向盤上的手力，使操縱便捷，但車輪的反映變得遲鈍。4轉向器角傳動比的變化特性（了解）

①若轉向軸負荷小，則在轉向盤全轉角范圍內，駕駛員不存在轉向沉重問題。裝用動力轉向的汽車，因轉向阻力矩由動力裝置戰(zhàn)勝，所以在上述兩種狀況下，均應取較小的轉向器角傳動比并能減少轉向盤轉動的總圈數(shù)，以提高汽車的機動能力。②轉向軸荷大又沒有裝動力轉向的汽車，因轉向阻力矩大致與車輪偏轉角度的大小成正比變化，汽車低速急轉彎行駛時的操縱便捷性問題突出，故應選用大些的轉向器角傳動比。汽車的較高車速轉向行駛時，轉向輪轉角較小，轉向阻力矩也小，此時要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。因此，轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線。如圖。

★3轉向系傳動副傳動間隔特性。

曲線1說明轉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向盤處于中間及其附近位置時要微小，最好無間隙。兩側有間隙，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說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說明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性，調整后易出現(xiàn)卡死現(xiàn)象，設計時應預先使傳動副中部間隙最小，兩端間隙較大，調整后不卡死。

第八章制動系設計鼓式制動器（了解）

不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別:①蹄片固定支點的數(shù)量和位置不同。②張開裝置的形式與數(shù)量不同③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。

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：領從蹄式、單向雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式、雙向增力式。

★基本尺寸比例一致的各式鼓式制動器效能因數(shù)與因數(shù)的關系曲線，如