2023年汽車設(shè)計習(xí)題庫含答案

《汽車設(shè)計》

習(xí)題集及部分答案

北京信息科技大學(xué)

第一章汽車的總體設(shè)計

1.設(shè)計任務(wù)書涉及哪些內(nèi)容？

答：

設(shè)計任務(wù)書重要應(yīng)涉及下列內(nèi)容：

（1）可行性分析，其內(nèi)容涉及市場預(yù)測，公司技術(shù)開發(fā)和生產(chǎn)能力分析，產(chǎn)品開發(fā)

的目的，新產(chǎn)品的設(shè)計指導(dǎo)思想，預(yù)計的生產(chǎn)大綱和產(chǎn)品的目的成本以及技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析等。

（2）產(chǎn)品型號及其重要使用功能、技術(shù)規(guī)格和性能參數(shù)。

（3）整車布置方案的描述及各重要總成的結(jié)構(gòu)、特性參數(shù)；標(biāo)準(zhǔn)化、通用化

（4）國內(nèi)、外同類汽車技術(shù)性能的分析和對比。

（5）本車擬采用的新技術(shù)、新材料和新工藝。

2.汽車總體設(shè)計的重要任務(wù)？

答：

要對各部件進(jìn)行較為仔細(xì)的布置，應(yīng)較為準(zhǔn)確地畫出各部件的形狀和尺寸，擬定各總

成質(zhì)心位置，然后計算軸荷分派和質(zhì)心位置高度，必要時還要進(jìn)行調(diào)整。此時應(yīng)較準(zhǔn)確地

擬定與汽車總體布置有關(guān)的各尺寸參數(shù)，同時對整車重要性能進(jìn)行計算，并據(jù)此擬定各總

成的技術(shù)參數(shù)，保證各總成之間的參數(shù)匹配合理，保證整車各性能指標(biāo)達(dá)成預(yù)定規(guī)定。

3.簡要回答汽車軸距的長短會對汽車的性能產(chǎn)生哪些影響？

答：

（1）軸距對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑

等有影響。當(dāng)軸距短時，上述各指標(biāo)減小。止匕外，軸距還對軸荷分派、傳動軸夾角有影響。

（2）軸距過短會使車廂（箱）長度局限性或后懸過長；汽車上坡、制動或加速時軸荷

轉(zhuǎn)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；萬向

節(jié)傳動軸的夾角增大。

（3）原則上對發(fā)動機(jī)排量大的乘用車、載質(zhì)量或載客量多的貨車或客車，軸距取得

長。對機(jī)動規(guī)定高的汽車，軸距宜取短些。為滿足市場需要，工廠在標(biāo)準(zhǔn)軸距貨車的基礎(chǔ)

上，生產(chǎn)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0.4-0.6m

的范圍內(nèi)來擬定為宜。

4.公路車輛法規(guī)規(guī)定的單車外廓尺寸？

答：公路車輛法規(guī)規(guī)定的單車外廓尺寸：長不應(yīng)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(chǎn)生哪些影響？單就貨車而言，如何擬定其前后輪

距？

答：

汽車輪距的大小會對汽車總質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎直徑、側(cè)傾剛度產(chǎn)生影響。

就貨車而言擬定總原則：受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大,前輪距B1：

應(yīng)能布置下發(fā)動機(jī)、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時轉(zhuǎn)向桿系

與車架、車輪之間有足夠的運(yùn)動間隙。后輪距B2：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。

6.前后懸的長短會對汽車產(chǎn)生哪些影響？

7.各種車輛的汽車裝載質(zhì)量（簡稱裝載量）是如何定義的？

8.什么叫整車整備質(zhì)量？

答：

整車整備質(zhì)量是指車上帶有所有裝備（涉及隨車工具、備胎等），加滿燃料、水，但

沒有裝貨和載人時的整車質(zhì)量。

9.發(fā)動機(jī)的懸置結(jié)構(gòu)形式及特點(diǎn)？

答：

發(fā)動機(jī)的懸置結(jié)構(gòu)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(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡樸，制導(dǎo)致本低，但動剛度和阻尼損失角0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(qiáng)的變頻特性，對于衰減發(fā)動機(jī)怠速

頻段內(nèi)的大幅振動十分有利。

10.汽車軸荷分派的基本原則是什么？

答：

軸荷分派對汽車的重要使用性能和輪胎使用壽命有著顯著的影響，在進(jìn)行汽車總體設(shè)

計時應(yīng)對軸荷分派予以足夠的重視。

（1）應(yīng)使輪胎磨損均勻：希望滿載時每個輪胎的負(fù)荷大體相等，但事實(shí)上由于各種

因素的影響，這個規(guī)定只能近似地得到滿足。

（2）應(yīng)滿足汽車使用性能的規(guī)定：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(cè)滑，常選擇空車時后軸負(fù)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，增長后輪的附著力,

常將滿載時前軸負(fù)荷控制在總軸荷的26%~27%。

（3）對轎車而言，擬定軸荷分派時一方面要考慮操縱穩(wěn)定性的規(guī)定，使汽車具有局

限性轉(zhuǎn)向的傾向，另一方面根據(jù)發(fā)動機(jī)布置和驅(qū)動型式的不同，對滿載時的軸荷分派做適

當(dāng)?shù)恼{(diào)整。對前置前驅(qū)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(fù)荷應(yīng)

不小于55%；對前置后驅(qū)動的轎車，為得到局限性轉(zhuǎn)向傾向，后軸負(fù)荷一般不大于52%；

對后置后驅(qū)動的轎車，為防止后軸過載導(dǎo)致過度轉(zhuǎn)向，后軸負(fù)荷不應(yīng)超過59%。

11.在進(jìn)行汽車總體布置是，使用五條基準(zhǔn)線，是如何擬定的？

答：

在初步擬定汽車的載客量（載質(zhì)量）、驅(qū)動形式、車身形式、發(fā)動機(jī)形式等以后，要進(jìn)一步

做更具體的工作，涉及繪制總布置草圖，并校核初步選定的各部件結(jié)構(gòu)和尺寸是否符合整

車尺寸和參數(shù)的規(guī)定，以尋求合理的總布置方案。

繪圖前要擬定畫圖的基準(zhǔn)線（面）。擬定整車的零線（三維坐標(biāo)面的交線）、正負(fù)方向及標(biāo)注

方式，均應(yīng)在汽車滿載狀態(tài)下進(jìn)行，并且繪圖時應(yīng)將汽車前部繪在左側(cè)。

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(cè)（前）視圖上

的投影線，稱為車架上平面線。它作為標(biāo)注垂直尺寸的基準(zhǔn)載（面），即Z坐標(biāo)線，向上為

Z

“+”、向下為該線標(biāo)記為°0

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(cè)視圖和俯視圖上的投影線，稱

為前輪中心線。它作為標(biāo)注縱向尺寸的基準(zhǔn)線（面），即X坐標(biāo)線，向前為向后為

X

該線標(biāo)記為6。

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，稱為汽車中心線。用它作為標(biāo)

z

注橫向尺寸的基準(zhǔn)線（面），即y坐標(biāo)線，向左為“+”、向右為“一”，該線標(biāo)記為6。

4.地面線

地平面在側(cè)視圖和前視圖上的投影線，稱為地面線。此線是標(biāo)注汽車高度、接近角、

拜別角、離地間隙和貨臺高度等尺寸的基準(zhǔn)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(cè)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(biāo)注汽車軸距和前懸的基準(zhǔn)線。當(dāng)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）。

12.在汽車總布置設(shè)計時，軸荷分派應(yīng)考慮那些問題？

答:軸荷分派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(yīng)相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大

的載荷，而從動軸載荷可以適當(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。

13.汽車設(shè)計中必須考慮的“三化”是什么？

答：產(chǎn)品的系列化、零部件的通用化和零件標(biāo)準(zhǔn)化。

產(chǎn)品的系列化：指汽車制造廠可以供應(yīng)各種型號的產(chǎn)品（汽車或總成、部件）；

零部件的通用化：同一系列或總質(zhì)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(chǎn)；

標(biāo)準(zhǔn)化：設(shè)計中盡也許采用標(biāo)準(zhǔn)件，以便組織生產(chǎn)、提高質(zhì)量、減少制導(dǎo)致本并使維

修方便。

第二章離合器設(shè)計

一、計算題

1.已知某車為公路用貨車，其參數(shù)為：Memax=559Nm；P=132kW；n=1400r/min；G

=12245kg；io=5.77；ii=6.515；r=0.49m。擬選單片膜片彈簧離合器：D=350mm、A=121340

mn?、Tc=700-760N-m.CP=14kg,驗(yàn)算這種離合器在該車上其容量是否合適。

解:按式(2—1)、(2-2)計算得:WD=97743.9Nm；HR=89476Nm/s。⑵。

按式(2-3)計算得：p=l.25-1.36；WD/GP=6683.84；WD/A=0.77；HR/A

=0.74；P/Cp=9.43；P/A=0.0011o

通過與表2-1、2-6中值對比，可以看出，此離合器用在該車上是合適的。

2.已知某車型是公路貨車、基本參數(shù)為：

Memax=902NmP=184kWn=1500r/minG=16760kgi0=4.875

ii=7.059r=0.525m

為該車設(shè)計一單片膜片彈簧離合器，計算其容量參數(shù)。

解：

(1)擬定摩擦片尺寸

由式(2-1)和(2-2)得:

WD=209083.3Nm

HR=172127.8Nm/S<|/2>

由圖2-4及表2-5初步擬定摩擦片外徑D為380mm,內(nèi)徑d為205mm,A=

80405.1mm2,D/d=1.86o

貝U：

WD/A^l.3

HRUO.4485

可以看出WD/A和HR/A均小于表2-6中的推薦值。

(2)擬定壓緊力F

選用石棉基編織摩擦片，根據(jù)表2-1和2-7取0=1.4?1.8、g=0.3,由式(2—3)和(2

-4)得壓緊力F：

F=10182—13090N

(3)檢查單位壓力P

由式(2-5)得單位壓力P：

P=0.1267N/mn??0.1267N/mm2

均小于表2-7中的許用值，故設(shè)計是合理的。

3.某廠新設(shè)計一載重量為4t的在鄉(xiāng)間道路行駛的貨用汽車，其發(fā)動機(jī)為6100Q水冷柴

油機(jī)，發(fā)動機(jī)最大扭矩Temax=340N-m/1700~1800轉(zhuǎn)/分，最高轉(zhuǎn)速為3500轉(zhuǎn)/分。試

初步擬定離合器的結(jié)構(gòu)型式及重要尺寸。(取g=0.25)

解：

①該汽車為載重車，使用條件也許比較惡劣，又是柴油機(jī)，起動時工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩不

平穩(wěn)，因此選后備系數(shù)B=L6；

②采用單片離合器，摩擦片材料用粉末冶金銅基材料，摩擦因數(shù)f=0.25,摩擦片上單位工

作壓力po=O.35MP;1；

③發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Tcmax=340N.m,取直徑系數(shù)KD=16,按經(jīng)驗(yàn)公式計算摩擦片外徑D：

1

D=KD=1^40=295.05mm,取D=300mm；

摩擦片內(nèi)徑d=0.6D=180mm；

最大轉(zhuǎn)矩時摩擦片最大圓周速度

Vvmax=冠筋/60=3.14x150x3500/60=2355mm/s<65m/s,符合圓周速度規(guī)定。

④摩擦片厚度取b=3.5mm；

⑤壓緊彈簧采用推式膜片彈簧，靜摩擦力矩.=BT,.max=1.6x340=544TV.m,

⑥按加載點(diǎn)半徑規(guī)定：(D+d)/4<Ri<D/2,故取Ri=135mm；

⑦取大端半徑：1<R-Ri<7,R=Ri+5=140mm

取小端半徑：1.2<R/r<1.35,r=R/1.30=107.7mm,故取r=108mm；

4.已知一0380膜片彈簧離合器，裝于某一發(fā)動機(jī)上，發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩為用3=歿)弘用。

根據(jù)初步布置，初定離合器壓盤傳力片的設(shè)計參數(shù)如下：共設(shè)3組傳力片<i=3),每組4

片(n=4),傳力片的幾何尺寸為：寬6=25利加，厚h=lmm,傳力片上兩孔間的距離1=

86mm,孔的直徑d=10mm,傳力片切向布置，圓周半徑R=178mm,傳力片材料的彈性

模量￡=2x1()5MPa。試校核傳力片的應(yīng)力和最小分離力。

解:

一方面計算傳力片的有效長度/,

/t=86-1.5x10=71mm

計算傳力片的彎曲總剛度：

K、=12x2xl05xl/12x25xl3x4x3/713xl/1000=0.17MN/m

根據(jù)上述分析，計算以下3種工況的最大驅(qū)動應(yīng)力及傳力片的最小分離力：

(1)徹底分離時，按設(shè)計規(guī)定f=0,T,=0,由式2-25)或式(2-26河知b=o。

(2)壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成時，「.=0,通過度析計算可知/；械=7-67mm。

由2-14計算最大應(yīng)力：

3x7.6x2xl05xl

bmax=913MP

712a

(3)離合器傳扭時，分正向驅(qū)動(發(fā)動機(jī)一車輪)與反向驅(qū)動(車輪―發(fā)動機(jī))，7m然出

現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過尺寸鏈的計算可知心.=4.74根機(jī)。

①正向驅(qū)動(2-24)

3x4.74x2xl05xl6X700X4.74X1000700X1000

<7=---------------------------------------------------------------------------------------------1----------------------------------------

7123x4xl78x25xl23x4x178x25x1

=564—372.6+13.1=204.5MP(,

②反向驅(qū)動(2-25)

3x4.74x2xl05xl6X700X4.74X1000700X1000

(J=---------------1--------------------------------

2

max713x4xl78x25xf3x4x178x25x1

=564+372.6-13.1=923.5MP”

可見反向驅(qū)動最危險，由于在取計算載荷時比較保守，明顯偏大，因此，傳力片的

許用應(yīng)力可取其屈服極限。鑒于上述傳動力片的應(yīng)力狀況，應(yīng)選用80號鋼。

(4)傳力片的最小分離力(彈性恢復(fù)力)尸彈發(fā)生在新裝離合器的時候，此時從動盤

尚未磨損，離合器在接合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量最小，根據(jù)設(shè)計圖紙擬定，

f=1.74mm,計算出傳力片彎曲總剛度Ky=0.17MN/m。

Jmin乙

當(dāng)￡ax=L74加〃時，其彈性恢復(fù)力為

=0.17x106x1.74/1000=295.8AT

認(rèn)為可以。

5.某離合器廠生產(chǎn)的DS330為例，摩擦片外徑為325mm,內(nèi)徑為200mm，總成規(guī)定膜

片彈簧峰值平均負(fù)荷為12950N,谷值平均負(fù)荷為6600N,最小壓緊力8700N,進(jìn)行膜

片彈簧工作負(fù)荷的驗(yàn)算。

解：

膜片彈簧外徑D=0.888x325=288.7mm

膜片彈簧d=0.827x288.7=238.76mm

分離指數(shù)目N=16

當(dāng)量內(nèi)徑de=238.76(0.9744+0.000483x16)=234.5mm

支點(diǎn)轉(zhuǎn)換系數(shù)=0.764

膜片厚度*竹870。、(28?7-234.5)葭°，64=3.364mm

\10^-x2.1xl05xln(288.7/234.5)

取t=3.379mm

錐形高度Ce=2.166x3.379=7.32mm

修正系數(shù)取A=1.0058,B=3.1613(K取1.61)

壓平點(diǎn)變形SH=Ce=7.32mm

22

峰值點(diǎn)變形5P=7.32-^1(7.32-2x3.379-2x3.1613)=4.47mm

谷值點(diǎn)變形5V=7.32+^1(7.322-2x3.3792-2x3.1613)=10.17mm

27x2.1x105x3.379x]n(288.7/234.5)

壓平點(diǎn)處負(fù)荷F.{7,32[(7.32-Z^)(732-7.32)

0H3x0.764(288.7-234.5)22

+3.3792!-1.0058X3.3792-3.1613(7.32-7.32))=9926N

同理：

峰值點(diǎn)處負(fù)荷FSP=13125N

谷值點(diǎn)處負(fù)荷FSv=6728N

規(guī)定負(fù)荷平均值為0.5(12950+6600)=9775N,可以看出，膜片彈簧計算結(jié)果符合

規(guī)定，計算中預(yù)選的值對的，可用。

6.圖2-30為某車型離合器液壓操縱機(jī)構(gòu)簡圖，已知：離合器工作壓緊力：F=5000N~

5600N,從動盤面壓縮量：△!!=().8mm?1.1mm,分離軸承為常接式，主缸活塞頂部間隙：

△=0.5mm；Z=2；△S=0.75mm,X=lmm,各桿系尺寸：a=304mm；b=59.5mm；c=166mm；

d=91mm；di=q)19mm；d2=(p22mm；e=61mm；f=19mm。試計算其踏板行程和踏板力。

解：

①機(jī)構(gòu)傳動比：

a.踏板:ii=a/b=5.12

b.液壓部分；iR=d22/d|2=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：=ii?i2?i3?iy=40

②各部行程：

a.壓盤升程：S=Z-AS+Ah

=2.3mm~2.6mm；

b.分離指行程：X=S-e/RXz

=8.4mm?9.3mm；

c.工作缸行程：S2=X,c/d

=15.3mm?16.9mm；

d.主缸行程：Si=S2-d22/di2

=20.5mm?22.6mm；

e.踏板工作行程：Sg=105mm~115mm；

f.踏板自由行程:So=0.5-a/b

=2.56mm；

g.踏板總行程:S=Sg+So

=108mm~l18mmo

③踏板力：

在F=5000N?5500N時，如不計回位彈簧和助力器的力，并令-0.85,則踏板力；

P=￡=147N?162N

④液壓系統(tǒng)最大壓力：

P==162x5-12=2.93（MP

--J,2-xlO2

414

二、簡答題：

1.離合器在切斷和實(shí)現(xiàn)對傳動系的動力傳遞中，發(fā)揮了什么作用？

2.汽車離合器一般應(yīng)滿足哪些基本規(guī)定？

答：

1）在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(fēng)散熱效果，保證離合器的使用壽命。

6）避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸取振動、緩和沖擊的能力。

7）操縱輕便、準(zhǔn)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也許小，保證

有穩(wěn)定的工作性能。

9）應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動平衡。

10）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡樸、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。

3.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(diǎn)？

答：

分為單片和雙片。單片離合器結(jié)構(gòu)簡樸，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動

部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順；雙片離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大,

徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較為平順。但中間壓盤通風(fēng)散熱不良，分離也不夠徹底。

多片離合器重要用于行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較

低、磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點(diǎn)，重要應(yīng)用于重型牽引車和自卸車上。

4.離合器的壓緊彈簧有哪幾種型式，有幾種布置型式。哪種型式的壓緊彈簧比較合用于

轎車？并簡述各自優(yōu)缺陷。

5.壓盤的驅(qū)動方式有哪些？簡述各自優(yōu)缺陷。

6.何為離合器的的后備系數(shù)？所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩與哪些因素有關(guān)？

答：

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(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比。設(shè)離合器

轉(zhuǎn)矩容量丁，發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T寫成如下關(guān)系式：T=BT，式中P——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(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，后備系數(shù)B必須大于1。

離合器的基本功能之一是傳遞轉(zhuǎn)矩，離合器轉(zhuǎn)矩容量了,與下列參數(shù)有關(guān)：TLHNZR

(N-m)；

所以有：TC=MR,=0TM

0MR,

式中：

〃—摩擦系數(shù)，通常要運(yùn)用離合器的摩擦打滑來使汽車起步，這是運(yùn)用摩擦傳動的關(guān)鍵,

故一般計算離合器轉(zhuǎn)矩容量時應(yīng)取

N—對壓盤的壓緊力，它隨使用情況和溫度會有所變動。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。

Z—離合器摩擦工作面數(shù)，單片為2,雙片為4。

尺,一有效作用半徑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

及高溫導(dǎo)致翹曲，導(dǎo)致摩擦副的不均勻接觸。

由此可見，轉(zhuǎn)矩容量J；是離合器的的一個本質(zhì)屬性。

7.離合器操縱機(jī)構(gòu)踏板力應(yīng)滿足哪些規(guī)定？

答：

離合器操縱機(jī)構(gòu)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。

重要功用：

完畢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。

基本規(guī)定：

（1）操縱機(jī)械要盡也許地簡樸，操縱輕便，踏板力要小，以減輕駕駛員的勞動強(qiáng)度。

對于轎車、輕型客車，踏板力應(yīng)為80N-150N；對于載貨汽車踏板力一般為150N?250N。

（2）結(jié)構(gòu)緊湊、效率高，踏板行程要適中，一般應(yīng)在80mm?150mm的范圍內(nèi)，最

大不應(yīng)超過200mmo

上述兩項(xiàng)規(guī)定往往是互相制約的，設(shè)計時，要在滿足踏板行程規(guī)定的前提下，來擬定

踏板力，由于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(xué)的規(guī)定。若踏板

力超過通常推薦允許值，則應(yīng)采用相應(yīng)措施（例如加大傳動比，采用助力裝置等）。

（3）在操縱機(jī)構(gòu)中應(yīng)有調(diào)整自由行程的裝置。

（4）踏板行程應(yīng)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。

8.離合器操縱機(jī)構(gòu)有哪些型式？應(yīng)如何對其進(jìn)行選擇？

答：

常用的離合器操縱機(jī)構(gòu)重要有機(jī)械式、液壓式等。

機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡樸、工作可靠，被廣泛

應(yīng)用。但其質(zhì)量大，機(jī)械效率低，在遠(yuǎn)距離操縱時布置較困難；繩索傳動機(jī)構(gòu)可克服上述

缺陷，且可采用吊掛式踏板結(jié)構(gòu)。但其壽命較短，機(jī)械效率仍不高。多用于輕型轎車中。

液壓式操縱機(jī)構(gòu)重要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質(zhì)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(diǎn)。廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車中。

9/在摩擦片結(jié)構(gòu)車寸相同，傳遞轉(zhuǎn)矩相同，操縱機(jī)構(gòu)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：

踏板力P可按下式計算：

F

式中F—離合器徹底分離時，壓緊彈簧對壓盤的壓緊力，N；

7—傳動效率，對于機(jī)械式：〃=0.7?0.8對于液壓式：,=0.8?0.9；

Fs—克服回位彈簧作用的力，N；初步設(shè)計時可忽略。

戶\—有助力器時助力器作用力，N；

式中，F(xiàn)為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；而尸=”3；對于單片離

憶R,

合器，

Z=2,對于雙片離合器，Z=4,所以尸雙＜F\單

第三章機(jī)械式變速器設(shè)計

一、計算題

1.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(dāng)車載總重G=79000N,輪胎自由外徑D=0.974米,發(fā)動機(jī)最大扭矩

Temax=326N-m,主傳動比i0=7.63，傳動系機(jī)械效率r（T=0.89,最大道路阻力系數(shù)

￥=0.372時，試求該變速器各前進(jìn)檔之傳動比。（注意：超速檔傳動比在0.7~0.8范圍

內(nèi)選定）。

解：

該變速器為一中間軸式變速器，有四個前進(jìn)檔，各檔傳動比為分別為:

,_Z2Z4?_Z2Z6._Z2ZS

11=yyK2=yy氾3=y；

，-ZZZH)

zz

;_Z2ZII

倒檔:

倒

1）先擬定最大傳動比。從車載總重量G=79000N,可知該車是一種型載貨汽車，因此從

滿足汽車動力性的規(guī)定出發(fā)，以滿足最大爬坡度擬定傳動一檔傳動比。該車是貨車，齒輪

選用斜齒輪，法向模數(shù)為4,螺旋角為4=200；

假設(shè)最大爬坡度定為30%,即1maxT6.7'，因此可估算一檔傳動比：

.G^D79000x0.974x0.372,“

7,>------------------------------------=-----------------------------------------------------------=6.46

7n2x326x7.63x0.89

乙，tqmax10*/y

該車是貨車，齒輪選用斜齒輪，法向模數(shù)為4,螺旋角為4=20°；

本題中，四檔是超速檔，取工=0.8,則根據(jù)各檔傳動比成等比級數(shù)的規(guī)定，求出四個前進(jìn)

檔的傳動比。

“產(chǎn)"2，2=五3，3=qi

6.46

q2.0206

2）擬定一擋齒輪的齒數(shù)

一擋傳動比心=221

1ZZ

a）假如Z?和Z」的齒數(shù)擬定了，則Zi與Z2可通過傳動比求出。為了求Z,和Z&

的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和z,=2ACOS￡=2c133.5xcos20=62.65；這里齒數(shù)和不是整數(shù)，取

整Z%=63。為了使第一軸長嚙合齒輪可以分派較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔里設(shè)立第二軸軸

承支撐，常使大些，Z1小些。故，對于貨車，取Z3=17,則Z4=Z,[Z3=63T7=46。

因剛才齒數(shù)取過整，中心距變?yōu)锳='"⑵出）=文17+46）=]34086

2cos（32cos20

（可以通過齒輪變位達(dá)成原始中心距，這里不再討論）。

b）現(xiàn)在計算常嚙合齒輪齒數(shù)：

&=j&=6.46x11=2.3873；同樣，常嚙合齒輪齒數(shù)要滿足中心距變

Z.1Z446

A=134.086,即A="L+zJ=134.086,故滿足上述兩條件，可算得?=19z2=44;

2cos/?

2)擬定二檔齒輪的齒數(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。

ZA==3.266X0=1.4103

44

A/（Z5+Z6）

=134.086

2cosp（

蛆Z2--（1+均

+

Z|Z2Z6

Z5=26

解得Z6=37

尸6=17.0175。

3)擬定三檔齒輪的齒數(shù)。三檔齒輪的齒數(shù)也應(yīng)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。

方=',4=1.616x2=0.6952

h44

z7z2

A=〃?七7+力=134.()86

2cosp

嗎=^^(1+?)

吆/6Z|+Z2Z8

Z「37

解得Zx=26

J8

民=12.14。

4)擬定四檔齒輪的齒數(shù)。三檔齒輪的齒數(shù)也應(yīng)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。

=i-^1=0.8X—=0.3454

Z9Z244

A/（Z7+Z8）

=134.086

2cosI

1^1=_^（1+均

tgD\。Z1+Z2Z10

Z9=46

解得Zu.7

民=8.005。

5）擬定倒檔齒輪齒數(shù)。應(yīng)滿足兩個中心距的規(guī)定

4/（Zu+Zi2）

=71.32

2cos0[

Z”=13

從而解的Z"

Zi2=36

倒檔傳動比A,=Z9=史*=6.413；

"倒Z.Zn19x13

2.根據(jù)上面擬定的傳動比訂訂心、小人，設(shè)圖中常嚙齒輪1、2、7、8、9、

10用斜齒輪，其法向模數(shù)m?=3.75,螺旋角尸=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(jìn)檔的實(shí)際傳動

比。

3.計算齒數(shù)最少最薄弱的齒輪的輪齒強(qiáng)度。

二、簡答題：

1為保證變速器具有良好的工作性能，汽車對變速器有哪些基本規(guī)定？

2根據(jù)軸的不同型式，變速器可分為哪些類型？

答：

分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩種；固定軸式變速器應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于

發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋

轉(zhuǎn)軸式重要用于液力機(jī)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，多中間軸式變

速器等。

3變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足哪些規(guī)定？

答：

（1）換擋時只能掛入一個擋位；（2）換擋后應(yīng)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。

4.如下圖所示為一變速器結(jié)構(gòu)圖，請分析各檔傳動關(guān)系，畫出傳動見圖，并列出傳動比。

解:

這是一個中間軸式六檔變速器，其特點(diǎn)是：（1）設(shè)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7~6~1~12,鎖銷式同步器右移，到第二軸；

2檔：動力從第一軸到齒輪7~6~2~11,鎖銷式同步器左移，到第二軸；

3檔：動力從第一軸到齒輪7~6~3~10,鎖環(huán)式同步器右移，到第二軸；

4檔：動力從第一軸到齒輪7~6~4~9,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7~6~5~8,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。

6.為什么中間軸式變速器中間軸上的齒輪螺旋方向一律規(guī)定為右選，而第一軸、第二軸

上的齒輪為左旋？

答：

斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸上同時工作

的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。

根據(jù)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：

i=F?itan/?1

Fa2=F“2tan例

由于，為使兩軸向力平衡，必須滿足

式中，F(xiàn)ai、Fa2為作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；Fnl、Fn2為作用在中間軸上齒輪

1、2上的圓周力；ri、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)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，成為積極輪，因

此都為右旋時，所受軸向力方向相反，從而通過設(shè)計螺旋角和齒輪直徑，可使中間軸上的

軸向力抵消。

7、對于中間軸式變速器，變速器的中心距對其外形尺寸和質(zhì)量有何影響？如何擬定？

答：

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(zhì)量大小、輪齒的接觸

強(qiáng)度有直接影響。

①轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0~3.4）Ao貨車變速器殼體的軸向尺寸與

檔位數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用：

四擋（2.2?2.7）A

五擋（2.7?3.0）A

六擋（3.2?3.5）A

②中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由

保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來擬定。

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Ao

…A-式產(chǎn).4max'l〃g

式中，KA為中心距系數(shù)，轎車：KA=8.9?9.3,貨車：KA=8.6?9.6,多擋變速器：KA=9.5?

11.0o

轎車變速器的中心距在65~80mm范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在80~170mm范

圍內(nèi)變化。

8.變速器傳動比范圍的定義及擬定傳動比范圍的影響因素？

答：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動比的比值。

最高擋通常是直接擋，傳動比為1。如最高擋是超速擋，傳動比為0.7?0.8。

影響最低擋傳動比選取的因素有:發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所規(guī)定的汽車最大爬

坡能力、驅(qū)動輪與地面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所規(guī)定達(dá)成的最低

穩(wěn)定行駛車速等。

傳動比范圍的擬定與選定的發(fā)動機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件（如規(guī)定的汽車爬坡

能力）等因素有關(guān)。目前乘用車的傳動比范圍在3.0?4.5之間，輕型商用車在5.0?8.0

之間，其它商用車則更大。

第四章萬向節(jié)和傳動軸設(shè)計

一、計算題:

1.用于傳遞轉(zhuǎn)矩Md=1140r/min的帶減速器的電動機(jī)的十字軸聯(lián)接的傳動軸。在速度為

200r/min,4=4°，目的壽命Lh==1和左=L33粕條件下，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(jié)構(gòu)尺寸如下:

D=22.24/"m；d=2.5mm；I=15.8mm；滾柱數(shù)；z=31；滾柱的列數(shù)i=l；R=37mm；

Dn=D+d=24.9〃〃〃;=I—qd=15.8—lx2.5=\3.3mm；

由式（3.4）式計算動態(tài)傳遞參數(shù)CR,

37=1140x1.33x1。八陛亙吧=51W?祖

c?R=Mdk,，。a1.5x]0q1.5xJQ

查表表3-2,可以看到，287.10,287.20萬向節(jié)可以滿足需要。考慮安全系數(shù)，選取287.20

進(jìn)行驗(yàn)算。萬向節(jié)GWB287.20,(CR=797N-m)的特性數(shù)據(jù)是：MN=2400N-m,A=120mm,

K=116mm,s=70x3mm,[=470mm,1?=60mm,

由式(3-2)得，靜承載能力c°為

Co=38izd=38x1x31x2.5x13.3=39169N

和靜承載態(tài)轉(zhuǎn)矩

Mo=2.27CoR=2.27x39169x0.037=3290N?加，與表3-2中的值接近。

由式(3-3)計算動載能力

C=J，=￡X(1X13.3廠X31"25g=/>263.05

承載能力系數(shù)f=fxf因表3/中比值力2.5/(22.4+2.5)=0.101，故由該比值查得

JcJIJ2

f=116,93，并由圖3-7得軸承承載能力系數(shù)/,=0.7

因而，f=fXf=116.93x0,7=81,85；于是動承載能力

JCJ\J2

C=fX263.05=81.85x263.05=2153IN

而動力傳遞系數(shù)

C?R=21531x0.037=796.65N

與補(bǔ)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(jī)前置、八檔變速、28噸Iveco—Mairus卡車，傳動軸1到4的萬向節(jié)規(guī)格由

起動轉(zhuǎn)矩和附著轉(zhuǎn)矩擬定，北一自發(fā)動機(jī)的傳動比；力一自路面的傳動比；公

路上平均軸間夾角角￡=7。?12。；非公路上尸=7。?20。。發(fā)動機(jī)和變速箱之間的傳動情況

數(shù)據(jù)見列表。計算啟動轉(zhuǎn)矩，附著轉(zhuǎn)矩，設(shè)計轉(zhuǎn)矩，并選定萬向節(jié)。

表3-1Iveco-Magiru動力傳動系參數(shù)

發(fā)動機(jī)數(shù)據(jù)變速箱數(shù)據(jù)分動器數(shù)據(jù)主傳動比輪胎

P,=188kW

8檔帶差速鎖帶差速鎖；Istat=0.52

=817N?皿2200r/min)i=9.16；=1.767/?=2.059

“smax<,vmax.r12.00R20

N=2500-3000/7minI.=1.0i.=1.095Z>3.11

-L▼max“smin“min

圖3-2三軸26t,6X6Iveco-Magirus卡車傳動系

解:

根據(jù)公式計算結(jié)果列在表中。

表3-2Iveco-Magiru十字軸連接傳動軸計算示例

所需萬向節(jié)

輸起動轉(zhuǎn)矩MA附著轉(zhuǎn)矩MH設(shè)計條件(GWB)

尺寸/mm

t=t?tv=9.16X1.767齒=%〃=3?11?2?059

A..—MA+MH”"

MB-一24MN（圖5.11）

=16.186=6.406

Af=4X-1-X817Xl蛇》9黑；。.0.52u3268+2437

1A52

587.10

=3268N?m=2437N?m=2853N?m

n727〃200000u9614+16235

2“A=IX旨4乂817X16.186MHTX&406Xa52MB-2

587.36

=9614N?m=16235N?m=12925N?m

0727

H罟器X0.521Z4807+6494

3MA=1X匕產(chǎn)X817X16.186M=0.8X“B-2

587.20

=4807N?m=6494N?m=5651N?m

n27a明-避爆XO.523610+6088

4817X16.186MB=1

2587.20

=3610N?m=6088N,m=4849N?m

3.圖3-20表達(dá)的是前置發(fā)動機(jī)，帶三個差速器、五檔變速、四輪驅(qū)動的小客車。有11

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(qū)動小客車傳動系統(tǒng)示意圖

工作數(shù)據(jù)：

最大發(fā)動機(jī)功率p=100kW（在5900r/min工況下）

最大轉(zhuǎn)矩M=176N-m（在4500r/min工況下）

滿載重量G=16187N

前軸許用載荷G,=7279N

后軸許用載荷G,=8909N

驅(qū)動橋傳動比i=4.11

滿載重心高度h=Q5m

靜態(tài)滾動半徑R=0.296/77

動態(tài)滾動半徑=0.301/77

軸距l(xiāng)=2.25加

A.較接角函數(shù)

變速箱傳動比如下表3-3。

表3-3某四驅(qū)車輛變速箱傳動比

傳動比12345

變速箱i.3.6002.1251.4581.0710.829

（半軸外側(cè)。

7A*=O.865

，半軸內(nèi)側(cè)4。

平均軸間夾角P

1驅(qū)動軸4°24,=0.926

在下列假定條件時:

①路面附著系數(shù)4=1；振動系數(shù)K、=L2；承載系數(shù)K,=L33；

②汽車啟動時4=1；振動系數(shù)K、=1.2；

③各檔勻速行駛時，發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩為最大發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩的2/3；各檔運(yùn)營的時間比

例如表3-4所列。

④各檔的運(yùn)用率為：1?5檔分別是f%、6%、18%、30%和45%,

⑤汽車至少應(yīng)有100000km的壽命。表3-4各檔運(yùn)營的

時間比例Lobro

檔位

4檔5檔

Macielinski

經(jīng)濟(jì)型運(yùn)動理

分別說明汽車前輪驅(qū)動、后輪驅(qū)動和四輪驅(qū)動時萬向11.5111

26656

節(jié)的選擇原則，并計算使用壽命。

337182718

455.5754030

5.——2745

解：

（一）、計算各軸的起動轉(zhuǎn)矩MA和附著轉(zhuǎn)矩時從，用兩者中的最小值作為靜態(tài)轉(zhuǎn)矩選

擇萬向節(jié)，計算結(jié)果列入3-5。

表35啟動轉(zhuǎn)矩和附著轉(zhuǎn)矩的計算

所甯萬向節(jié)尺寸

啟動轉(zhuǎn)矩MA附著轉(zhuǎn)矩MH

啟動耐久

1.前輪驅(qū)動u1o742.5*9.81>2.525RF85(外儡)RF107

A/MV1.”2(2.525+1*0.5)0.3

MA=1/2?176?3.6?4.11VL85（內(nèi)儲）VL107

=1302N*m*=1094N-m(每軸)

2604N?mb

2.后輪驅(qū)動]907.5?9.81?2.525VL91VL107

Mhh=L2o2(2.525-1-0.5),0.3

=l302N?m（每軸）（外耳和內(nèi)例）

2604N-m（每軸）=1998N?m(每軸)

傳動物u1907.5?9.81VL91VL95

MH=1?20.??0A.30

A/A—1/1?176?3.6=633.6N?m4.11GWB287.00GWB287.00

=780N-m

3.四輪驅(qū)動u,0742?5?9.81?2.525RF85外值RF85

“HVT…2(2.525+1?0.5)0.3

前軸MA=0.36/2-176-3.6-4.11VL85內(nèi)值VL85

MA=0.36?1302=468.7N-m=1094N?m(每軸)

937.5N-m

后軸