2016年汽车设计试题库

1、第一章 汽车总体设计一、判断题。1. 影响选取轴数的因素是汽车的总质量、 道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力。 （ ）2. 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） ，加满料、水， 装货和载人时的整车质量。（X ）类车是指包括驾驶员座位在内的座位数步超过9座的载客车辆。（X ）类车辆为最大设计总质量不超过3500Kg的载货汽车。（）5. 汽车的用途、总质量和对车辆通过性的要求等是选取驱动形式的主要因素。（）6. 汽车的布置形式是指发动机、驱动桥相对于车身（或驾驶室）的相互关系和布置特点而言的。（）7. 长头车的驾驶员视野不如短头式货车。 （）8. 轴距对整备质量、汽车最小

2、转弯直径、传动轴长度等均有影响。（）9. 质量系数越 小，说明汽车的结构和制造工艺越先进。 （ X ）10. 从各轮胎的磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大。（）11. 为了提高发动机在各种工况下的适应能力，要求m与nt相等。（X）12. 确定汽车的零线，正负方向及标注方式均应在汽车满载的状态下进行。（）13. 确定汽车的零线，正负方向及标注方式等，在绘图时应将汽车前部绘在左侧。（）14. 汽车的行驶速度也影响轮胎的负荷能力。 （）15. H 点的位置决定了与驾驶员操作方便、乘坐舒适相关的车内尺寸的基准。（）二、名词解释。1 整车整备质量 指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等）

3、 ，加满燃料、水，但 没有装货和载人时的整车质量。2 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。3. H点一一能够比较准确地确定驾驶员或乘员在座椅位置的参考点是躯干与大腿相连的旋转点“跨点”。实车测得的“跨点”位置称为H点。4. 汽车的装载质量 在良好路面上行驶时所允许的额定载质量。5. 轴荷分配 汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直载荷，也可以用 占空载或满载总质量的百分比表示。6. 前轮中心线 通过左、右前轮中心，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。7. R点定义一一进行总布置设计之初，先根据总布置

4、要求确定一个座椅调至最后、最下位置时的“跨点”，并称该点为R点。8 比功率 汽车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比。9 汽车质量系数 指汽车载质量与整车整备质量的比值。三、简答题。1. 设计任务书包括哪些内容（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

5、要任务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， 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（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

6、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，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2.5m;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 前后轮距汽车轮距

7、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：受汽车总宽不得超过 2.5m 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. 什么叫整车整备质量 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。7发动机的悬置结构形式及特点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是结构

8、简单，制造成本低，但动刚度和阻尼损失角0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。8. 汽车轴荷分配的基本原则是什么轴荷分配对汽车的主要使用性能和轮胎使用寿命有着显着的影响，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。对后轮使用双胎，而行驶条件较差

9、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 26 27。（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。9 在进行汽车总体布置是，使用五条基准线，是怎样确定的在初步确定汽车的载客量（载质

10、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“ +”、Z向下为“-”，该线标记为°。2. 前轮中心线通过左、右前轮中心，并垂直于车架平面线的

11、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“ +”，X该线标记为0。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_y尺寸的基准线（面），即y坐标线，向左为“ +”、向右为“一”，该线标记为°。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前悬的基准线。当

12、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）。10. 在汽车总布置设计时，轴荷分配应考虑那些问题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。11 汽车设计中必须考虑的“三化”是什么产品的系列化、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件，以减少不见的类型、

13、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。12.分析各种轿车不同布置型式有何优缺点，并完成下表。形式特点*发动机前置前轮驱动FF发动机前置后轮驱动FR发动机后置后轮驱动RR转向特性不足不足过多越障能力最强较强较强动力总成紧凑紧凑否紧凑机动性好差好地板平坦不平平坦轴距短长短操纵机构简单简单复杂等速万向节需<不需要不需要轮胎寿命短长长行李箱容积足够足够不足第二章离合器设计一、判断题。1中央弹簧离合器 的显着优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎不变。（x）2. 周置弹簧离合器当发动机的转速很高时，由于离心力的左右会使弹簧的压紧

14、力显着降低。（）3. 推式膜片弹簧离合器的杠杆比大于拉式的膜片弹簧离合器。（x ）4为了可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间更长，离合器的后备系数应不宜选得过小。（）5.采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，离合器的后备系数应选的比汽油机大。（）二、名词解释。离合器的后备系数B 离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，B必须大于 1。反映了离合器所能传递发动机最大转矩的可靠程度。三、简答题。 1汽车离合器一般应满足哪些基本要求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。4 ）从动部分

15、转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。5 ）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命。6 ）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。7 ）操纵轻便、准确。8 ）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。9）应有足够的强度和良好的动平衡。10 ）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。 2按从动盘数目，盘形离合器分哪几类简述各类盘形离合器特点 1、单片离合器 优点： 1）结构简单，紧凑，维修调整方便； 2）散热良好； 3）从动部分转 动惯量小，在 使用时能保证分离彻底、接合平顺。 缺点：传递的转矩不够大。 2

16、 、双片 离合器 优点： 1）由于摩擦面数增加一倍， 因而传递转矩的能力较大； 2） 在传递相同转矩的 情况下 径向尺寸较小，踏板力较小； 3） 接合较为平顺。 缺点：中间压盘通风散热不良， 两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。3 、多片离合器 优点：具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长。缺点：分离不彻底、轴向尺 寸和从动部分转动惯量大。3何为离合器的的后备系数所能传递的最大转矩与哪些因素有关后备系数定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比。设离合器转矩容量T，发动机最大转矩 t写成如下关系式：t t，式中3离合器后T cemaxT c e

17、max备系数。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，后备系数3必须大于1。离合器的基本功能之一是传递转矩，离合器转矩容量c与下列参数有关：Tc NZ Re(NF；所以有：Tc NZ ReTemax，NZRe。T e max式中：摩擦系数，通常要利用离合器的摩擦打滑来使汽车起步，这是利用摩擦传动的关键， 故一般计算离合器转矩容量时应取动N 对压盘的压紧力，它随使用情况和温度会有所变动。使用中摩擦片厚度的磨损变小，以及频繁接合会引起的高温使弹簧压力衰退都会使N有明显改变。Z 离合器摩擦工作面数，单片为2，双片为4。Re 有效作用半径 R。它也是一个变量，作为一间接度量值，它随着

18、摩擦接触面的磨损 及高温造成翘曲，导致摩擦副的不均匀接触。由此可见，转矩容量 c是离合器的的一个本质属性。4离合器操纵机构踏板力应满足哪些要求离合器操纵机构是离合器系统重要组成部分， 是驾驶员借以使离合器分离、 接合的一套装置， 它起始于离合器踏板，终止于离合器分离轴承。主要功用： 完成离合器的接合或分离，保证汽车平稳起步和行驶中的换档。切断动力传递等。基本要求： (1)操纵机械要尽可能地简单，操纵轻便，踏板力要小，以减轻驾驶员的劳动强度。对于轿车、轻型客车，踏板力应为 80N150N;对于载货汽车踏板力一般为 150N2502 (2 )结构紧凑、效率高，踏板行程要适中，一般应在80mn150

19、mmB勺范围内，最大不应超过 200mm。上述两项要求往往是相互制约勺，设计时，要在满足踏板行程要求勺前提下，来确定 踏板力，因为踏板行程往往受到车勺空间、周边条件勺限制和人体工程学勺要求。若 踏板力超过通常推荐允许值， 则应采用相应措施 (例如加大传动比， 采用助力装置等)( 3 )在操纵机构中应有调整自由行程勺装置。( 4)踏板行程应有眼位装置。( 5)踏板回位要快捷，防止离合器在接合时回位滞后。5. 离合器操纵机构有哪些型式应如何对其进行选择 常用勺离合器操纵机构主要有 机械式 、 液压式 等。 机械式操纵机构有杆系 和绳索 两种形式。杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。 但其质

20、量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难; 绳索传动机构可克服上述缺点，且 可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。 液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、 质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、 驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器 接合较柔和等优点。广泛应用于各种形式勺汽车中。6. 在摩擦片结构尺寸相同，传递转矩相同，操纵机构传动比相同的条件下，为什么单片离合器的踏板力大于双片离合器踏板力答：F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；而 FTmax ;对于单片离合器，fZRcZ=2，对于双片离合器，Z=4，所以

21、f双 F单7. 按从动盘数目，盘形离合器分哪几类简述各类盘形离合器特点1、单片离合器 优点：1）结构简单，紧凑，维修调整方便；2）散热良好；3） 从动部分转动惯量小，在 使用时能保证分离彻底、接合平顺。缺点：传递的转矩不够大。2、双片离合器 优点：1）由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩 的能力较大；2）在传递相同转矩的情况下 径向尺寸较小，踏板力较小；3）接合 较为平顺。缺点：中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。3、多片离合器 优点：具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长。缺点：分离不彻底、轴向尺寸和从动部 分转动惯量大。8. 离合器的

22、主要功用是什么1、切断和实现发动机对传动系的动力传递，确保汽车平稳起步。2、换挡时将发动机与传动系分离，减少齿轮冲击。3、限制传动系的最大转矩。4、降低传动系的振动和噪声9膜片弹簧离合器与其它离合器相比的优点1）膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因此离合器工作过程中能保持传递的转矩大致不变。2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。3）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。4）膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长6）膜片弹

23、簧中心与离合器中心线重合，平衡性好定律可表示为TCfFZRc10膜片弹簧的弹性特性有何特点请图示分析工作点最佳位置如何确定。（1）膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性， 弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不 变，因而离合器工作过程中能保持传递的转矩大 致不变（2分）；离合器分离时，弹簧压力有所下 降，从而降低了踏板力（1分）。（2）图示说明：（3分）（3）工作点位置的选择：拐点 H对应着 膜片弹簧压平的位置（1分）；工作点B一般取在凸膜片弾第的弹性特性曲线点M和拐点H之间，靠近H点处。1B = 1Ho（ 1分）四、计算题。1. 某汽车采用普通有机摩擦材料做摩擦片的单片离合器。已知：从动片外

24、径D= 355.6mm,从动片内径d = 177.8mm，摩擦系数 卩=，摩擦面单位压力 P= N / mm2。求该车离合器可以传递的最大摩擦力矩。摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦式中，T，为静摩擦力矩；f为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0. 25 0. 30; F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；R,为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，是从动盘数的两倍。假设摩擦片上工作压力均匀，则有P°AP0（D2 d2）4 式中，户。为摩擦面单位压力,A 为一个摩擦面的面积；D 为摩擦片外径；.d为摩擦片内径cOD3 d3氏 c/f2.2摩擦片

25、的平均摩擦半径 R,根据压力均匀的假设，可表示为3（D d ）TcfZP0D3(1 C3)当d/ D> 0. 6时，R可相当准确地由下式计算将式（2 2）与式（2 3）代人式（2 1）得2. 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 D = 0. 888 X 325= 288.7mm膜片弹簧d= X= 238.76mm分离指数目N = 16当量内径 d e= (+ X 16) =234.5mm283.2 2

26、41.8支点转换系数 We=288.7 234.5膜片厚度 t min=4 9 8700(笔.7 234.5)2 0.764 =3.364mmV 102.1 10 ln (288.7/234.5)取 t = 3.379mm锥形高度 C e=x =7.32mm修正系数取A=, B=( K取)压平点变形 S h= Ce= 7.32mm峰值点变形S p= 1 (7.322 2 3.3792 2 3.1613) =4.47mm3谷值点变形S v =+ ；(7.322 2 3.3792 2 3.1613) =10.17mm5压平点处负荷F 2 彳1 103.379 ln(288.7/234.5) 竺 9

27、26NH3 0.764(288.7 234.5)22同理：峰值点处负荷 F s p=1 3125N谷值点处负荷 F sv= 6 728N要求负荷平均值为(12 950+ 6 600)= 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。F= 5000N 5600N,3. 下图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:从动盘面压缩量： h= 0.8mm1.1mm,分离轴承为常接式，主缸活塞顶部间隙：=0.5mm;Z= 2； S= 0.75mmJ' =1mm 各杆系尺寸：a=304mm b=59.5mm； c= 166mm d=91mm di=0 1

28、9mm d2=0 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：i 1 = a/b=b .液压部分;i R=d22/d 12=c. 分离叉：i 2=C/D=d. 膜片簧分离指：i 3=e/f=e. 总传动比：i =i 1 i 2 i 3 i y=40 各部行程：a .压盘升程：S=Z- S+A h=2.3mn2.6mm；b. 分离指行程：入=S e/f+入=8.4mm9.3mm;c. 工作缸行程： S=入c/d=15.3mm16.9mm;22d. 主缸行程：S=S d2 /d 1 =20.5mm 22.6mme .踏板工作行程：Sg=105mn1

29、15mmf. 踏板自由行程：So= a/b=2.56mm;g .踏板总行程： S=S+S=108mn118mm 踏板力:=，则踏板力;在F=5000N- 5500N时，如不计回位弹簧和助力器的力，并令卩P=147N 162N i 液压系统最大压力：P=P ii7d162 5.121024(MP第三章机械式变速器设计一、判断题。1. 常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或变矩器来实现。（）2. 变速器用来改变发动机传到驱轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度。（）3. 增加变速器的档数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。（）4 相邻档位之间的传

30、动比比值在以下，该值越小换挡工作越容易进行。（）二、简答题。1. 根据轴的不同型式，变速器可分为哪些类型分为固定轴式和旋转轴式两种；固定轴式变速器应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。固定轴式又分为两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器等。2 变速器操纵机构应满足哪些要求（1）换挡时只能挂入一个挡位；（2）换挡后应使齿轮在全齿长上啮合；（3）防止自动脱挡或自动挂挡；（4）防止误挂倒挡；（6）换挡轻便。3 如下图所示为一变速器结构图，请分析各档传动关系，画出传动见图，

31、并列出传动比。这是一个中间轴式六档变速器，其特点是：（1）设有直接挡；（2） 挡有较大的传动比;（3）各挡位齿轮采用常啮合齿轮传动；（4）各档均采用同步器。传动路线图如下所示。1 档：动力从第一轴到齿轮 7 6112 ， 锁销式同步器右移，到第二轴；2 档：动力从第一轴到齿轮 7 6211 ，锁销式同步器左移，到第二轴；3 档：动力从第一轴到齿轮 7 6310 ，锁环式同步器右移，到第二轴；4 档：动力从第一轴到齿轮 7 649 ，锁环式同步器右左移，到第二轴；5 档：动力从第一轴到齿轮 7 658 ，锁环式同步器右移，到第二轴；6 档：动力从第一轴到齿轮 7 6 ，锁环式同步器左移，到第二轴

32、，得直接档；7 档：搭档同步器左移，得倒档。4. 为什么中间轴式变速器中间轴上的齿轮螺旋方向一律要求为右选，而第一 轴、第二轴上的齿轮为左旋斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向 力平衡。Fai=Fmtan p 1Fa2=Fn2tan p 2由于，为使两轴向力平衡，必须满足因此都为右旋时，所受轴根据右图可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件:的轴向力；Fnl、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力;ri、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。式中，Fal、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上齿轮1与第一轴齿轮

33、啮合，是从动轮，齿轮2与第二轴齿轮啮合，成为主动轮 向力方向相反，从而通过设计螺旋角和齿轮直径，可使中间轴上的轴向力抵消。5. 对于中间轴式变速器，变速器的中心距对其外形尺寸和质量有何影响如何确疋变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有直接影响。 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档位数有关，可参考下列数据选用：四挡（）A五挡（）A六挡（）A 中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距Ao 初选中心距A时，可

34、根据经验公式计算：A KA3 Temaxi1 g式中，KA为中心距系数，轿车：K=，货车：K=，多挡变速器：Ka=。轿车变速器的中心距在 6580mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。6. 变速器传动比范围的定义及确定传动比范围的影响因素最高挡通常是直变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动比的比值。接挡，传动比为；如最高挡是超速挡，传动比为0. 70. 8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、 驱动轮与地面间的附 着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。传动比范围的确定与选

35、定的发动机参数、 汽车的最高车速和使用条件 （如要求的汽车爬坡能力） 等因素有 关。目前乘用车的传动比范围在 3. 04. 5 之间，轻型商用车在 5. 0 8. 0 之间，其它商用车则更大。7. 简述变速器各档齿轮的配齿过程。确定已知条件：ig、A、m（mn）B（ 1分）（ 1 ）确定一档齿轮的齿数（ 1 分）（ 2）修正中心距 A（ 1 分）（ 3）确定常啮合传动齿轮副的齿数 Z1、 Z2（ 1 分）（ 4）确定其它各档的齿数（ 1 分）（ 5）确定倒档齿轮齿数（ 1 分）8. 已知一汽车变速器为中间轴式变速器，中心距A=，倒档中心距A'=71.32mm。14&1当车载总重

36、 G=79000N ,轮胎自由外径 D= 0.974米，发动机最大扭矩 Temax=326N m ,主传动比i0 =，传动系机械效率n T=，最大道路阻力系数0.372时，试求该变速器各前进档之传动比。（注意：超速档传动比在范围内选定）。该变速器为一中间轴式变速器，有四个前进档，各档传动比为分别为：iiZ2Z4 ；Z1Z31ZZ6 ； ZZ_8.ZZi3 Z1Z7i4Z2Z10乙Z9倒档:Z 2Z11乙乙21）先确定最大传动比。从车载总重量G=79000N,可知该车是一种型载货汽车，因此从满足汽车动力性的要求出发，以满足最大爬坡度确定传动一档传动比。该车是货车，齿轮选用斜齿轮，法向模数为 4,

37、螺旋角为假设最大爬坡度定为30% ,即max 16 7 ，因此可估算一档传动比：iiG Dtq maxi 0 t79000 0.974 0.3722 326 7.63 0.896.46该车是货车，齿轮选用斜齿轮，法向模数为4，螺旋角为本题中，四档是超速档，取i4=,则根据各档传动比成等比级数的要求，求出四个前进档的传动比。Qi1qj2i23i1q4qi16.46i2q2.0206i23.266i3q2.02063.2661.6162）确定一挡齿轮的齿数一挡传动比il .乙乙i1 乙 Z3a）如果Z 3和Z4的齿数确定了，则Z1与z 2可通过传动比求出。为了求齿数，先求其齿数和Zh2Acosm2

38、 133.5 cos20462.65 ;这里齿数和不是整数,取整Zh 63。为了使第一轴长啮合齿轮可以分配较多齿数,以便在其内腔里设置第二轴轴承支撑，常使乙大些,Z3乙小些。故，对于货车，取Z1z 17，则Z4Zh Z 631746。因刚才齿数取过整，中心距变为m(Z3 Z4)2cos4(17 46)2cos20134.086（可以通过齿轮变位达到原始中心距，这里不再讨论）。b）现在计算常啮合齿轮齿数:Z i 1jZ§ 6.46 2.3873；同样，常啮合齿轮齿数要满足中心距变人=,即上446A 呢1 Z2）134.086，故满足上述两条件，可算得Z1 19Z2 44 ；2cos2）

39、确定二档齿轮的齿数。二档齿轮的齿数满足下面三个等式：分别是传动比、中心距和平衡中间轴的轴向力。Z6 Zi196 i213.2661.4103Z5 i Z244A m( Z5 Z 134.0862cos 6L 一(1 z5)tg 6 Z1 Z2 Z6Z526解得z63717.01753）确定三档齿轮的齿数。三档齿轮的齿数也应满足下面三个等式：分别是传动比、中心距 和平衡中间轴的轴向力。乙 j3乙 1.616 19 0.6952Z7 i Z2442cos8134.086一(1 牛tg 6Z1 Z2Z8z 37解得z 26812144）确定四档齿轮的齿数。三档齿轮的齿数也应满足下面三个等式：分别是传

40、动比、中心距 和平衡中间轴的轴向力。乙 i4 乙 0.8 190.3454Z9 i4Z244A m（ Z7 Z8）134.0862cos 8一1Z2 （1 -Z2）tg 10 Z1 Z2Z10z 46解得Z10 178.00585）确定倒档齿轮齿数。应满足两个中心距的要求A m(Z11 Z12)71.322cos从而解的Z11Z121336倒档传动比|Z2 Z2Zi Z11竺兰6.413；19 132.根据上面确定的传动比|1、|2、|3、14、15，设图中常啮齿轮 1、2、710用斜齿轮，其法向模数m乜=,螺旋角二=25 = 51 ' 24;齿轮3、4、5、6用直齿轮，端面模数 m=

41、，试决定各齿轮的齿数，并由此得出各前进档的实际传动比。3.计算齿数最少最薄弱的齿轮的轮齿强度第四章万向传动轴设计一、判断题。1.挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。（）2.万向节欲实现等速传动的基本条件是工作过程中万向节传力点始终位于两轴交点的平分面上。()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，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

42、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 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一平面内；2)两万向节夹角a i与a 2相等。3传动轴临界转速及提高传动轴临界转速的方法即出现共振现答：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, 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nk1.210d式

43、中，nk为传动轴的临界转速（r/min ）; Lc为传动轴长度（mr）i,即两万向节中心之间的距离；dc和D分别为传动轴轴管的内、外径（mr）。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1.5m时，为了提高nk以及总布置上的考虑，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）L-*-V- 9Lt-bi曲答：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

44、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。5.用于传递转矩M = 1140r/min的带减速器的电动机的十字轴联接的传动轴。在速度为200r/min ,4，目标寿命Lh 500h（ks 1和kt 1.33）的条件下，计算动力传递系数C- R,选择虎克万向节型号。图3-1虎克式万向节解：上图中，十字节剖面结构尺寸如下:D=22.24 mn； d=2.5 mm l 15.8mm ；滚柱数；z 31 ;滚柱的列数i 1 ; R=37mmDmD d24.9mm ；

45、1w 1qd 15.8 1 2.5 13.3mm ；由式（3-4）式计算动态传递参数CRC?RMdkt 10/31.5 1071140 1.3310/320105 51074 511N查表表3-2，可以看到，万向节可以满足需要。考虑安全系数，选取进行验算。万向节,(CR =s 703mm,1 z 470mm,1a 60mm797N m)的特征数据是：M=2 400N - m, A = 120mm, K=116mm由式（3-2 ）得，静承载能力Co为Co 38izd 1 m =38 1 31 2.513.339169N和静承载态转矩Mo 2.27CoR 2.27 391690.0373290N

46、m，与表3-2中的值接近。由式（3-3）计算动载能力.7/93/429/27c ilw z d f c13.37/93/43129/272.5f 263.05c承载能力系数f f 2，因表3-1中比值d D2.5/（22.4 2.5）0.101，故由该比值查得0.7f 116 93，并由图3-7得轴承承载能力系数1 因而,f f 116.93 0.7 81.85 ；于是动承载能力c12263.05 81.85 263.0521531Nc而动力传递系数C?R 21531 0.037 796.65N与补充资料表3-2最后一行的值797N 致，即选型万向节。2.为发动机前置、八档变速、28吨Ivec

47、o Mairus卡车，传动轴1到4的万向节规格由起动转矩 m A和附着转矩 m H确定，iA自发动机的传动比；jH 一自路面的传动比； 公路 上平均轴间夹角角7o12o；非公路上7o20o。发动机和变速箱之间的传动情况数据见列表。计算启动转矩，附着转矩，设计转矩，并选定万向节。表3-1 Iveco-Magiru动力传动系参数发动机数据变速箱数据分动器数据主传动比轮胎pe 188kW8档带差速锁带差速锁i 110.52| statM e 817N m(2200r/min)i9.16| smaxi1.767i B 2.059R 20N2500 3000r/min| maxi i 1.0| smin

48、i1.095| v mini 3.111 ri 11.75 iri H 6.406图3-2 三轴26t , 6X6 Iveco-Magirus 卡车传动系解：根据公式计算结果列在表中。表3-2 Iveco-Magiru 十字轴连接传动轴计算示例*裂动ft® Ma=16X1. 767 16-146附营转拒MhH=-tRtA = 3.111X2. 059设计条件GVB）叫= 2 冬“N所箱万向节 尺寸/mm（图 531）IAfA-4X-j-XS17Xl3 Z6«+2 437 岭=t587.10=3 268 N* m-J437 N* tn2 853 N mn9 eH+16 235

49、2% z587.36=9 61* 忡 * m=*16 Z35N * m=12 925 N m30 T27A100* WO _ c-Mh=Q» 8 X（欣"* G 524 807+6 m時aSSL 30=4 807N m=6 4 弱 N ' m5 651 N m4A-ix-p?xai?xie.Mh-ix 6U06XO-52“3 610+6 OSS- 25*7. 20=3 filO N m6 088 N m=4 849 N m3图3-20表示的是前置发动机，带三个差速器、五档变速、四轮驱动的小客车。有11个万向节：2个RF固定式万向节，8个VL伸缩式万向节和1个虎克万向

50、节。图3-19带三个差速器的四轮驱动小客车传动系统示意图工作数据：最大发动机功率=100kW （在5 900r / min工况下）Pe最大转矩=176N - m （在4 500r / min工况下）M e满载重量 G =16 187 N前轴许用载荷 Gf =7 279 N后轴许用载荷 G r =8 909 N驱动桥传动比|A =满载重心高度h=0.5m静态滚动半径=0.296 mRstat动态滚动半径Rdyn =轴距l =2.25 mA铰接角函数变速箱传动比如下表3-3 。表3-3某四驱车辆变速箱传动比传动比|2 345变速箱X 002.125L458L 0710,829半轴外傅V865平均轴

51、间夹垢0=Ab=O. 936塑动輛4*在卜列假定条件时：路面附着系数=1 ；振动系数 ks =；承载系数 Kt=； 汽车启动时=1 ；振动系数 k s =； 各档匀速行驶时，发动机输出转矩为最大发动机转矩的2/ 3;各档运行的时间百分比如表3-4所列。 各档的利用率为：15档分别是f %、6%、18%、30%和45%,档位尸 1 in 尺 lc iLobro4档5档经济科运动那l1.51 'I12656337132718455.575403052745表3-4各档运行的时间百比 汽车至少应有 100 000km的寿命。分别说明汽车前轮驱动、后轮驱动和四轮驱动时万向节的选择原则，并计算使用寿命。解：（一）、计算各轴的起动转矩 MA和附着转矩 M,用两者中的最小值作为静态转矩选择万向节，计算结果列入3-5。表35启动转矩和附着转矩的