汽车设计方案(根据阳光助学中心讲课整理)

1、第一章1、汽车形式的选择包括包括轴数、驱动形式、布置形式。2、 乘用车的布置形式有：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（ R R） 。 p9-p11发动机前置前轮驱动的 优点 ：前桥轴荷大，有明显的不足转向；越过障碍的能力高；主减速 器和变速器装在一个壳体内， 结构紧凑； 且不需要在变速器和主减速器之间设置传动轴， 车 内地板凸包高度可降低， 有利提高乘坐舒适性；发动机布置在车轴外， 轴距可缩短，有利于 提高汽车的机动性； 发动机散热好； 行李厢空间大；容易改装成客货两用车或救护车； 供暖 机构简单， 因管路短而效率高； 操纵机构简单；发动机横置时能缩

2、短汽车的总长， 加之取消 了传动轴，消耗的材料减少，整备质量减轻；发动机横置时，主减速器需用圆柱齿轮，降低 了制造难度，装配时不必进行齿轮调整， 另外，变速器和主减速器可用同一种润滑油。 主要 缺点是 ：前轮驱动并转向需采用等速万向节， 结构和制造工艺复杂；前轮负荷重，工作条件 恶劣，前轮胎寿命短；爬坡能力降低，后轴负荷小，加上制动时轴荷前移，后轮容易抱死引 起汽车侧滑；一旦发生正面碰撞，发动机及附件损失较大，维修费用高。发动机前置后轮驱动的 优点 ：轴荷分配合理， 有利于提高轮胎的使用寿命； 前轮不驱动，不 需要采用等速万向节，有利于减少成本；操纵机构简单；采暖机构简单，供暖效率高；发动 机

3、冷却好； 爬坡能力强； 容易改装成客货两用车或救护车；行李厢空间大； 变速器与主减速 器分开，拆装、维修容易，发动机接近性好。主要 缺点是 ：地板上有凸起的通道，使后排中 部坐垫减薄， 影响乘坐舒适性； 发生正面碰撞时， 发动机易进入客舱， 使前排乘员严重受伤； 汽车总长、轴距、整备质量均较大，影响燃油经济性和动力性。发动机后置后轮驱动的 优点 ：结构紧凑； 驾驶员视野好； 排气管道不需从地板下面通过，加 之无传动轴， 地板凸包只需容纳操纵机构的杆件， 改善了后排中间乘员的出入条件； 整车质 量小；乘客座椅能够布置在舒适区内；爬坡能力强机动性好。3、长头式货车的优缺点？ p14优点： 维修方便

4、； 汽车满载时前轴载荷小，有利于在坏路面行驶时提高汽车的通过性； 地板 低，驾驶员上下车方便；离合器、变速器操纵机构简单，易于布置；发动机噪音、气味、震 动、热量对驾驶员影响小；发生正面碰撞时，驾驶员和前排乘员受伤较平头车要好得多。 缺点：汽车总长和轴距都较长， 最小转弯半径大， 机动性不好； 驾驶员视野好不如平头车好； 面积利用率低。3、 汽车质量系数的确定：整车装备质量M0?汽车的载客量和装载质量？质量系数的解释？ p19整车整备质量：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。质量系数：汽车装载质量与整车整备质量的比值。4、整车布置的基准线（面）

5、 ：车架上平面线、前轮中心线、汽车中心线、地面线、前轮垂直 线 p36第二章1、为保证离合器的良好工作性能，设计离合器应满足的基本要求？p52设计要求（ 1） 能可靠地传递发动机最大转矩（ 2） 主、从动部分分离要彻底（ 3） 接合平顺，确保起步平稳（ 4） 从动部分转动惯量小（5）吸热能力强，散热性能好(6) 避免扭振，并具有吸振、缓冲、减少噪声的能力(7) 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员疲劳(8) 作用到摩擦衬片上的正压力和摩擦系数变化要小(9) 应有足够强度和良好的动平衡 ，保证工作可靠，寿命长(10) 结构简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便2、周置弹簧离合器、中央弹簧

6、离合器、斜置弹簧离合器、膜片弹簧离合器它们各自各优缺点p54周置弹簧离合器优点：结构简单，制造容易。缺点：压紧弹簧直接与亚盘接触，易受热回火 失效。发动机最大转速很高时，周置弹簧受离心力作用向外弯曲，弹簧力显著下降，传递转矩的能力也随之下降。此外，弹簧靠在定位座上，造成接触部位严重磨损。中央弹簧离合器的优点：可得到足够压紧力， 且有利于减小踏板力，使操纵轻便；弹簧不与压盘直接接触，不会受热回火失效；容易调整压紧力。缺点：结构复杂，轴向尺寸大。多用 于转矩较大的商用车上，以减轻操纵力。斜置弹簧离合器的优点：摩擦片磨损或分离离合器时，压紧力基本不变。工作性能稳定，踏板力较小。膜片弹簧的优点：具有较

7、理想的非线性弹性特性，在摩擦片允许的磨损范围内，压紧力基本不变；兼起弹簧和分离杠杆的作用，结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件少，质量小；高速旋 转时，压紧力下降很少；压力均匀，接触良好，磨损均匀；散热通风好，寿命长；膜片弹簧 中心与离合器中心线重合，平衡性好。3、 摩擦离合器静摩擦力矩的计算p58摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递的发动机转矩。离合器的摩擦力矩Tc为Tc=fFZRc，式中：F为工作压力；f为摩擦因数，；Z为摩擦面数；Rc为平 均摩擦半径。摩擦面的单位压力 P),且分布均匀，P0 二(D4F d2)( 1)兀(D d )经推导可得到静摩擦力矩 将(1)式代入(

8、R3 -r3Tc=2二 fZp°()2 )式，得3T"(2R：3二)-r将上式与Tc=fFZRc比较，可得Rc =2(R3 -r3)3(R2 -r2)4、关于后背系数 3 ? p59后备系数：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，3 =Tc/Temax。后备系数选取原则及注意事项：为了保证可靠地传递发动机的最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，3不宜选的太小(须3> 1 ) O为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，操纵轻便，3又不宜选的太大。以下情况，3可取得小些：当发动机后备功率较大，使用条件较好时；发动机缸数多，转矩波动越小；膜片弹簧离合器由于摩擦片

9、磨损后压紧力保持较稳定，选取3值可比螺旋弹簧离 合器小些。以下情况，B可取得大些：当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少离合器滑磨，B应取得较大些；汽车总质量大，3也应取得较大些；采用柴油机时，由于工作比较粗猛，转矩较不平稳，选取的3应比汽油机大些；双片离合器的3值应大于单片离合器。5、摩擦片内外径的确定？ p60离合器摩擦片的外径D可根据发动机的最大转矩按经验公式进行估算D - K d Temax在确定D后，根据d/D=0.53-0.70 来确定小径d。在同样的摩擦外径 D时，选取较小的内径 d，虽可增大面积，提高传递转矩的能力，但会使 摩擦面积上的压力分布不均，使摩擦片内、外

10、缘圆周相对滑磨速度差别太大而造成磨损不均 匀，且不利于散热和扭转减震器的安装。所选D应使摩擦片最大圆周速度不超过65-70m/s，以免摩擦片发生飞离。6、膜片弹簧的弹性特性曲线图(h:膜片弹簧的厚度)p63H/h决定了膜片弹簧弹性特性曲线的形状。H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分内截锥高度，h为膜片弹簧钢板厚度。推荐 H/h =1.52.0, h =24mm7、双质量离合器优点？适用于什么样的汽车？优点：(1)减震弹簧安装半径 Ro提高，弹簧刚度下降，允许转角变大。(2 )降低发动机变速器振动系统固有频率，避免怠速时共振。(3) 减振效果提高，可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声。(4)

11、从动盘上没有减振器，从动部分转动惯量下降，对换档有利。 适用于发动机前置后驱转矩变化大的柴油汽车。第三章1、两轴式与中间轴式的各自特点？P79两轴式变速器的传动特点：输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，易布置；中间挡位传动效率高，噪声低；不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏；受结构限制，一挡速比不可能设计得很大；多用于FF布置形式。中间轴式（三轴式）变速器的特点：使用直接挡时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，传动效率高，噪声低，磨损少，寿命提高；中间挡位可以获得较大的传动比；高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮可以不采用常啮合齿轮传动；除一挡以外的其它挡位

12、， 换挡机构多采用同步器或啮合套换挡；有的一挡也采用同步器或啮合套换挡；各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上。两轴式变速器多用于发动机前置前驱的汽车上，有时将输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。发动机纵置时主减速器采用弧锥齿轮或准双曲面齿轮，横置时采用斜齿圆柱齿轮。多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动，有的倒挡也采用常啮合齿轮传动，且采用同步器换挡。同步器多数装在输出轴上，因为一档主动齿轮尺寸小，装同步器有困难，而高档的同步器可以装在输入轴上。低档齿轮布置在靠近支承的地方。一档和倒档传动比相近，但倒档用得少，所以一档齿轮最靠近支撑处，然后是倒档齿轮。中间轴式变速器多用于发动

13、前置后驱或发动机后置后驱的汽车上。多数方案除一档外均采用同步器或啮合套，少数连一档也采用同步器或啮合套，同步器或啮合套多数装在第二轴上。3、图3-4，结构形式、特点，传递路线，计算传动比。 P81a)b)图a为一中间轴式6挡变速器，1挡和倒档采用直齿滑动的方式换挡，其余均采用同步器换 挡。将第二轴加长至于附加壳体内，6挡设置在附加壳体内。图b也是一中间轴式6挡变速器，倒档采用直齿滑动的方式换挡，其余均采用常啮合齿轮同步器换挡。4、变速器换档机构类型、特点？P87变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种方式。直齿滑动齿轮一一优点： 结构简单，制造、拆装与维修方便， 并能减小变速器旋转部分

14、的惯 性力矩。缺点：要求驾驶员有熟练的操作技术换挡行程长，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪音。啮合套一一优点：换挡行程短，承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参于换挡， 所以不会过早损坏。缺点：要求驾驶员有熟练的操作技术，不能消除换挡冲击，变速器旋转部分惯性力矩增大。同步器一一优点：换挡迅速，无冲击，无噪音，与操作技术的熟练程度无关，提高了汽车的 加速性、燃油经济性和行驶安全性。缺点：结构复杂，制造精度高、轴向尺寸大。5、 传动比范围？影响最低挡传动比选取的因素？P89传动比范围：指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最低挡传动比选取的影响因素有：汽车最大爬坡能力；驱动轮与路面间的附着

15、力； 主减速比;驱动轮的滚动半径；汽车的最低稳定行驶车速。6、螺旋角的选取？右旋、左旋 P92螺旋角B对传动的影响：螺旋角大，传动平稳，噪声小，强度大，轴向力大，轴承易损坏。 螺旋角选取的一般原则是： 轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；大于30°时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮B应小些，以15° 25。为宜;B增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮B应大些；中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。为了使中间轴上轴向力的平衡，中间轴上全部齿轮一律取为右旋， 第一、第二轴上的斜齿轮 应取为左旋。中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件:所有从动齿轮齿数的乘积除以所有主动齿轮齿数

16、的乘积。Z2Z711Z2Z5丨2 -Z1Z8Z6Z2Z313_ _Z1Z4i 4=17、各挡齿轮齿数的分配计算？P94右图为一中间轴式四档变速器，(1 )写出各挡传动比(2) 确定各挡齿轮的齿数答：(1)各档的传动比等于参与传动的齿轮中,（2）确定1挡齿轮的齿数a.根据中间轴一档齿轮齿数可在Z8=15-17之间选，货车在12-17之间，确定Z8。再根据对齿轮齿数和公式求出Zh= z 7+Z82A直齿zh :m斜齿 z 2Acos -mn用 Z7=Zh - Z 8 求出 Z7b.对中心距进行修正。1挡传动比等于，确定ii，再根据Z2Z7i1-Z1Z82 A cos B又根据1、2号齿轮齿数和公式

17、 Zhmn求出 Zh= z 1+Z2和Zh= Z 1+Z2两式联合求解，可求得Z1和Z2（3）确定2挡各齿齿数首先由i 1=q3*i 4求出q3,再根据i 1=q*i 2求出2挡传动比i 2。用Z2Z512 -Z1Z6又根据5、6号齿轮齿数和公式Zh由上两式联合求解，可得出 Z5和Z62Acos :mn求出 Zh= Z 5+Z6其余各挡齿轮齿数的确定同上。第四章1、 等速万向节准、等速万向节、不等速万向节：P114不等速万向节：万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度比为1的万向节。准等速万向节：在设计角度下工作时， 以等于1的瞬时角速度比传递

18、运动；但在其它角度下工作时，瞬时角速度比近似等于1的万向节。等速万向节：输出轴和输入轴始终以等于1的瞬时角速度比传递运动的万向节。2、万向节的分类、组成 ：P115不等速万向节：十字万向节。准等速万向节：双联式万向节、凸块式万向节、三销式万向节、球面滚轮式等速万向节：球叉式万向节（圆弧槽滚道型、直滚道型）；球笼式万向节（R型、B型、伸缩型）3、 十字轴万向节，夹角最小（4-16度）准等速万向节：夹角最大，一般可达 （50-60度）P1164、 圆弧槽型球叉式万向节主要应用与总质量不大的越野车转向驱动桥P118C.根据乘用车中间轴式变速器5、直槽滚道型球叉式万向节的两个球叉上的直槽与轴的中心线倾

19、斜相同的角度且彼此对称。P1196、 Belfield 型球笼式万向节伸缩型球笼式万向节广泛地应用在具有独立悬架的转向驱动桥上，P1217、 单十字轴万向节传动下面的三公式理解记忆P122十字万向节主、从动轴角速度之间存在如下关系：应满足如下关系式:从动轴最大角速度不均匀系数K为：2COS：22_“1 -sin ： cos 11 、2min =COS二小 12max1 最小角速度:cos aK = 2max 一 2mln =sin： tg：«1若忽略摩擦损失，则输入、输出轴上的功应相等8、 双十字轴万向节传动，为了等速，应该1、保证与传动轴相连的两万向节叉布置在同一 平面内。2、使两

20、万向节夹角a 1与a2相等9、 万向节传动轴的计算载荷有三种：（表4-1 ）P12610、万向传动轴计算载荷的方法有几种？进行静强度和疲劳寿命计算时分别采用哪种方法？ 有三种方法：（1）按发动机最大转矩和一档传动比来确定（ Tse1、Tse2）（2）按驱动轮打滑来确定（Tss1、Tss2）（3）按日常平均使用转矩来确定 （Tsf1、Tsf2）。进行静强度计算时，取前两种方法所得数值的较小值。进行疲劳寿命计算时，按第三种方法计算。11、什么是传动轴的临界转速？影响临界转速的因素有那些？提高传动轴临界转速的方法？ 设计传动轴时，如何考虑最大转速和临界转速的关系？临界转速：当传动轴的工作转速接近于其

21、弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以至振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速；影响因素有：传动轴的尺寸，结构及支撑情况等。8 Jd2 +d2 临界转速的表达式为：nk =1.2 108c2 c、fcLc为了增大临界转速，以避开发动机的常用转速，可用空心轴代替实心轴，也可有增加支撑的 办法，将传动轴断开成两根或三根，以缩短传动轴的长度。设计传动轴时，安全系数 K （即临界转速与最大转速的比值）取 之间，K=1.2用于 精确动平衡、高精度的伸缩花键机万向节传动比小时。第五章P1371、主减速器的齿轮类型？有弧齿锥齿轮、双面去齿轮、圆柱齿轮、蜗牛蜗杆等形式。2、双曲面齿轮主从动齿轮轴线垂直而不相交，

22、主动锥齿轮轴线相对于从动锥齿轮轴线向上 或向下偏移一距离 E,称为偏移距。双曲面齿轮传动偏移距使主动齿轮的轮旋角大于从动齿轮的轮旋角。P1373、 螺旋角：是指锥齿轮节锥表面展开图上的齿形线任意一点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为中点螺旋角。通常螺旋角是指的中点螺旋角。P1384、 双曲面齿轮传动优点、缺点；双曲面齿轮传动和弧齿锥齿轮的选择情况。P138-139 弧齿锥齿轮传动：主从动锥的轴线垂直且交于一点。可承受较大负荷， 工作平稳， 噪声和振 动小。但对啮合精度很敏感。与弧齿锥齿轮传动相比， 双曲面齿轮传动的优点有： 尺寸相同时， 双曲面齿轮可获得更大

23、的 传动比大； 传动比一定， 从动齿轮尺寸相同时，主动齿轮有更大的尺寸和更大的刚度； 传动 比一定，主动齿轮尺寸相同时，从动齿轮尺寸较小，可获得更大的离地间隙。运转更平稳， 可提高齿轮的弯曲强度， 降低齿面间的接触应力， 可使加工刀具寿命更长。 缺点： 磨擦损失 增加，效率n减小，齿面间压力和摩擦功较大，抗胶合能力下降，需用专用的双曲面齿轮油进行润滑。一般情况， 当主减速器主传动比大于 4.5 而轮廓尺寸又有限时， 应采用双曲面齿轮； 当主减 速器主传动比小于 2.0 ，应采用弧齿锥齿轮；对于中等传动比，两者均可。5、 主减速器锥齿轮的支承形式是主动锥齿轮悬臂式、主动锥齿轮跨置式、 从动锥齿轮

24、。 P147（1）主动锥齿轮的支承方案：悬臂式 - 两圆锥滚子轴承大端朝外。跨置式 小端一侧为圆柱滚子轴承， 大端一侧为两个相对安装的圆锥滚子轴承，同样是大端朝外。（2）从动锥齿轮的支承 - 跨置式的，两圆锥滚子轴承大端朝里。6、 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑的因素。P149（1） 为了磨损均匀，z1 、 z2 之间避免有公约数（2） 为得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主从动齿数和不少于40（3） 为啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车Z1 不少于 9，商用车不少于 6（4） 对于不同的主传动比，Z1Z2 应用适宜的搭配7、螺旋方向。 P151 从齿锥顶看，齿形从中心线上半

25、部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。 齿轮螺旋方向和旋转方向影响轴向力的方向。 当变速器挂前进挡时， 应使主动锥齿轮轴向力 离开锥顶方向，防止齿轮卡死。7、 差速器齿轮主要参数选择（行星齿轮数、行星齿轮和半轴齿轮齿数）。 P161-162（1）行星齿轮数承载不大的情况，齿轮数 n 取两个，反之取 4个。（2）行星齿轮齿数 Z1 和半轴齿轮齿数 Z2行星齿轮齿数Z1 一般不少于10,半轴齿轮齿数Z2在14-25之间。大多数汽车的 Z2/Z1在。 5-2.0 之间。8、差速器不像主减速器那样经常处于咧和传动状态，只有当汽车转弯或左右车轮行驶不同 路程，或一侧车轮打滑，差速器才会有咧和传动的相对运动，

26、所以，对差速器齿轮，主要进 行弯曲强度计算。 P1629、 锥齿轮啮合调整方法。P172 配对后检验：齿轮副啮合印迹是否在齿高中部且稍偏小端处；齿轮大端的齿侧间隙是否保持在0.10.35伽若检验不合格可以通过加减主减速器壳与轴承之间的调整垫片来进行啮合调整，再轴向移 动主动锥齿轮。第八早1纵置钢板弹簧优点和缺点是什么？P175优点：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点：刚度较大，平顺性差；簧下质量大；左右车轮跳动时相互影响，并使车桥和车身倾斜； 当两侧车轮不同时跳动时， 车轮会左右摆振；前轮易摆振；前轮跳动时易与转向机构产生干 扰；当左右车轮反响跳动时，不仅车轮外倾角发生变化，还产生不

27、利的轴转向特性；车轴上方需要与弹簧相适应的空间。2、 独立悬架结构形式分析评价P176独立悬架有哪些结构形式：双横臂式、单横臂式、双纵臂式、单纵臂式、单斜臂式、麦弗逊 式、扭转梁随动臂式。悬架侧倾角刚度、横向刚度评价指标：侧倾中心高度、车轮定位参数变化、3、 前、后悬架方案的选择。P176 前后轮均采用非独立悬架；前轮独立悬架、后轮非独立悬架；前后轮均采用独立悬架。4、 汽车转弯行驶产生的侧倾力矩带来的影响.p180汽车转弯行驶产生的侧倾力矩，使内外车轮负荷发生转移，并影响车轮的侧偏角变化。当前悬架的侧倾角刚度大于后悬架的侧倾角刚度时，前轴车轮负荷转移大于后轴车轮上的负荷转移，并使前轮侧偏角大

28、于后轮侧偏角。前轮侧偏角使汽车产生不足转向，后轮侧偏角使汽车产生过量转向。因此，使前轮侧偏角大于后轮侧偏角，以保证汽车有不足转向特性。fc=F WC静挠度与悬架偏频（固有频率）的关系式:n =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时 其自由高度1/2或1/3 ）,车轮中心相对车架（车身）的垂直位移。6、 若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n2小于1时的车身纵向角振动要比n1/n2大于1时小，故推荐取 fc2=（0.8-0.9）fc1.其中，n1、n2分别为前后悬架的偏频，7、什么是轴转向效应？（通常指缓冲块压缩到fc2、fc1分别为前后悬架的静挠度。P181前后悬架均采用

29、钢板弹簧的非独立悬架的汽车,在转向时，内测悬架处于减载而外侧悬架处于加载，于是内测悬架缩短，夕卜侧悬架伸长,结果与悬架固定连接的车轴相对于汽车纵轴线5、 悬架静扰度和动扰度是什么？P181 静挠度：汽车满载静止时悬架上的载荷于此时悬架刚度值比。转过一个角度。对前轴，这种偏转使汽车不足转向增加；对后轴，则增加了过多转向趋势。为防止后轴过量转向趋势增加，应将后悬架钢板弹簧前吊耳布置得比后吊耳低。7、钢板弹簧的强度验算紧急制动的表达式。P188紧急制动时，前钢板弹簧承受载荷最大，在他的后半段出现最大应力; 汽车驱动时， 钢板弹簧的强度验"max后钢板弹簧承受载荷最大，在他的前半段出现最大应

30、力。算紧急制动的表达式:C)=GimCiDCO )G 1 m 1 (1 (l8、钢板弹簧汽车驱动的表、c钢板弹簧的强度验算汽车驱动的表达式 + G1m端max、. n I I(I1 + l2)W°bh1 ,十 C © )G2m2©= + G 2m(2Il11 (l :)Vy ) + G2rbh2* Gj)划0I第七章bh11、齿轮齿条式转向器(根据输入齿 分为四种：;冲间输入两端输出；2、 采用侧面输入，(中间输出方案案时，有何优缺点？(P221-222)由图7-3可见，与齿条固连的左2 右拉杆延伸到接近汽车纵向堆成平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆

31、摆角减小， 有利于减少车轮上、 下跳动时转向系与悬架系的运 动干涉。二1 1缺点：拉杆与齿条用螺栓固定连接0图7-3)，因此，此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。2、理解P228 7-1及7-2公式含义。对于蜗杆和螺杆类转向器，转向效率的表达式是怎样的？'maxG1m1+ P188G静m移G 2 m 2丨 1 (12amaxmax(llWoCWob h第七章2 轮位置与输出特点分为哪几种形式？侧面输入两端输出；侧面输入中间输出；侧面输入一端输出。两拉杆与齿条同时向左或右移动，为tg：o正效率：.=tg (兔 + P)逆效率：tg o其中：a 0为蜗杆(或螺杆)的螺线导程

32、角；p为摩擦角。增加导程角a 0,会使正效率和逆效率都增加，所以，导程角a 0不宜过大。如果导程角 a 0小于或等于摩擦角 p，则逆效率为0或负值，此时表明，转向器为不可逆转向器。为此，导 程角必须大于摩擦角。通常导程角选在8° -10。之间。3、 转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力Fh之比，称为传动比即ip=2Fw/Fh.(P228)4、 转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度之比，为转向系角传动比。(P229)i 05、P229 7-7 公式：ip2ak当a和Dsw不变时，力传动比iP越大，虽然转向越轻，但iwo也越大，表明转向不灵敏。这反映了转向灵敏与轻便之间的矛盾。(P230)6、传动间隙是指各种转向器中传动副(如循环球式转向器的齿扇和齿条)之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，这种关系称为转向器传动副传动间隙特性。(P231)1、理想的转向角传动比变化特性曲线是怎样的？如何实现？用来描绘转向角传动比随转向盘转