汽车设计考试重点Word格式.docx
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③制动前倾角
6制动性参数
7舒适性汽车应为乘员提供舒适的乘坐环境和方便的操纵条件，称为舒适性。
8汽车的布置形式：
㈠乘用车的布置形式乘用车的布置形式的主要有发动机前置前轮驱动，发动机前置后轮驱动，发动机后置后驱三种。
①发动机前置前轮驱动，优点：
前桥轴荷大，有明显的不足转向性能；
越障能力高；
动力总成结构紧凑；
舒适性好；
轴距可缩短，提高了汽车的机动性；
散热条件好，发动机可得到足够的冷却；
足够大的行李箱空间；
容易改装；
操纵机构简单。
缺点：
前轮驱动并转向需要采用等速万向节，其结构和制造工艺复杂；
前桥负荷较后桥重，并且前轮是转向轮，故前轮工作条件恶劣，轮胎寿命短；
爬坡能力低；
后轮容易抱死并引起汽车侧滑。
②发动机前置后轮驱动，优点：
轴荷分配合理，因而有利于提高轮胎的使用寿命；
前轮不驱动，因而不需要采用等速万向节；
有利于减少制造成本；
操纵机构简单；
采暖机构简单；
供暖效率高；
发动机冷却条件好；
爬坡能力强；
改装容易；
足够的行李箱空间；
拆装、维修容易；
发动机接近性良好。
乘坐舒适性差；
发生碰撞时，易使前排乘员受到严重伤害；
整车整备质量大；
影响汽车的经济性和动力性。
③发动机后置后轮驱动，优点：
驾驶员视野好；
后排座椅中间座位乘员出入条件好；
整车整备质量小；
乘客座椅能够布置在舒适区内；
发动机布置在轴距外时轴距短，汽车机动性能好。
后桥负荷重，使汽车具有过多转向能力，操纵性变坏；
前轮附着力小，高速行驶时转向不稳定，影响操纵稳定性；
行李箱在前部，空间不够大；
操纵机构复杂；
驾驶员不易发现发动机故障；
发动机噪声易传给乘员；
发生追尾事故时，对后排乘员构成危险。
㈡商用车的布置形式商用车的布置形式有三种，发动机前置后桥驱动、发动机中置后桥驱动、发动机后置后桥驱动。
①发动机前置后桥驱动，优点：
动力总成操纵机构的结构简单；
冷却效果好；
冬季在散热器罩前部蒙以保护棉被，能改善发动机保温条件；
容易发现发动机故障；
底盘可与货车通用，有利于配件供应和维修工作。
车厢面积利用不好，座椅受发动机限制；
地板平面距地面较高，上下车不方便；
易产生共振；
舒适性差。
②发动机中置后桥驱动，优点：
轴荷分配合理；
传动轴的长度短；
布置座椅不受发动机限制；
乘客车门能布置在前轴之前，以利于实现单人管理。
缺点；
发动机检修困难；
驾驶员不容易发现发动机故障；
发动机在热带的冷却条件和在寒带的保温条件均不好；
发动机的工作噪声、气味、热量和振动均能传入车厢内，影响乘坐舒适性；
动力总成的操纵机构复杂；
上下车困难；
汽车质心位置高；
发动机易被泥土弄脏。
③发动机后置后驱，优点：
基本不受发动机工作噪声和振动的影响检修发动机方便；
车厢后部的乘坐舒适性好；
布置座椅受发动机影响较少；
传动轴长度短。
发动机的冷却条件不好，必须采用冷却效果强的散热器；
驾驶员不容易发现发动机故障。
第二章离合器的设计
★静摩擦力矩Tc
Tc=fFZRc
式中，f为摩擦面间的静摩擦因数；
F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；
Rc为摩擦片的平均摩擦半径；
Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2.，双片离合器的Z=4。
（了解）设计时Tc应大于发动机最大转矩，即
Tc=βTemax
β为离合器的后备系数，其必须大于1。
为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，β不宜选得太小；
为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选得太大，当发动机后备功率较大，使用条件较好时，β可选的小些；
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，β应选的大些；
汽车总质量越大，β也应选的大些；
采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平衡，选取的β值应比汽油机大些；
发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选的小些；
双片离合器的β只应大于单片离合器。
膜片弹簧的弹性特性（了解）
膜片弹簧具有较为理想的非线性弹性特性，
膜片弹簧基本参数的选择
1比值H／h和h的选择
比值H／h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。
为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H／h一般为1.5-2.0，板厚h为2-4mm。
2R／r比值和R、r的选择（了解）
R／r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线收支净误差的影响越大，切应力越高，一般R／r为1.20-1.35。
为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc,拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc。
3α的选择（了解）
膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切，一般在9—15度范围内。
★4膜片弹簧工作点的选择
膜片弹簧工作点如图所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H=
（λ1M+λ1N）／2。
新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点Ｍ和拐点Ｈ之间，且靠近或在Ｈ点处，一般λ1B=（0.8~1.0）λ1H,以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内的压紧力从Ｆ1B到F1A变化不大。
当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。
为最大限度的减少踏板力，C点应尽量靠近N点。
第三章变速器
★斜齿轮传递扭矩时生轴向力并作用到轴承上。
设计时，应力求使中间轴上同时工作的两队齿轮产生轴向平衡。
以减小轴承负荷，提高轴承寿命。
因此，中间轴上不同档位齿轮的螺旋角应该是不一样的。
为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。
中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋。
则第一第二轴上的斜齿轮应取为左旋。
第四章传动轴
1临界转速
当传动轴的工作转速接近其弯曲固有振动频率时的转速为传动轴的临界转速。
影响因素有传动轴的支撑长度Lc，传动轴州官的内径dc外径Dc。
2轴万向节连接的两夹角不宜过大的原因
附加弯矩可引起与万向节相连零件的弯曲振动，在万向节主、从动轴支撑上引起周期性变化的径向载荷，从而激起支承处的振动，使传动轴产生附加应力和变形，从而降低传动轴的疲劳强度，因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。
★3万向传动轴的计算载荷
位置
计算方法
按发动机最大转矩和一挡传动比来确定
按驱动轮打滑来确定
按日常平均使用转矩来确定
用于变速器与驱动桥之间
用于转向驱动桥中
第五章驱动桥
设计驱动桥时应满足的基本条件：
（了解）
①选择适当的主减速比，以保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。
②外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。
③齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。
④在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。
⑤具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；
在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，以减少不平路面的冲击载荷，提高汽车行驶平顺性。
⑥与悬架导向机构运动协调；
对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。
⑦结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。
主减速器主、从动锥齿轮的支撑方案
主动锥齿轮的支撑形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。
★主减速器齿轮计算载荷的确定
1按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算载荷Tce
Tce=
式中，Tce为计算转矩；
kd为猛接离合器所产生的动载系数；
Temax为发动机最大转矩；
k为液力变矩器变矩系数；
i1变速器一挡传动比；
if为分动器传动比；
io为主减速器传动比；
η发动机到万向传动轴之间的传动效率；
n为计算驱动桥数。
2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs
Tcs=
式中，为计算转矩，G2为满载状态下一个驱动桥上的静载荷；
m2′为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数；
φ为轮胎与路面间的附着系数；
rr为车轮滚动半径；
im为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；
ηm为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率。
③按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tef
Tef=
式中，Tef为计算转矩，Ft为汽车日常行驶平均牵引力。
★1对驱动桥壳进行强度计算时，图示其受力状况并指出危险断面的位置，验算工况有几种，各工况下验算的特点是什么。
桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥壳端部的轮毂轴承座根部。
面，垂直力最大，纵向力为0，侧向力为0
特点：
①Fx2=FZ2φ=m2’G2φ／2,FZ2=m2’G2／2,Fy2=0
②Fx2=0,,Fy2=G2φ1,
③Fx2=0,Fy2=0,FZ2=kG2／2
★2汽车为典型布置方案，驱动桥采用单级主减速器，且从动齿轮布置在左侧，如果将其移到右侧，试问传动系的其他部分需要如何变动才能满足使用要求，为什么?
可将变速器由三轴改为二轴的，因为从动齿轮布置方向改变后，半轴的旋转方向将改变，若将变速器置于前进挡，车将倒行，三轴式变速器改变了发动机的输出转矩，所以改变变速器的形式即可，由三轴改为二轴的。
第六章悬架设计
★1解释为什么设计麦弗逊式悬架时，它的主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线三条线不在一条线上。
在保持减震器不变的条件下，常将图中的G点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a的目的，有可以获得较小的甚至是负的主销偏转移距，提高制动稳定性，移动G点后的主销轴线不再与减震器轴线重合。
为了发挥弹簧反力减小横向力的作用，有时还将弹簧下端布置得尽量靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减震器轴线成一角度。
这就是麦弗逊独立悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的原因。
2前、后悬架方案的选择（了解）
目前汽车的前、后悬架采用的方案有：
前轮和后轮均采用非独立悬架；
前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；
前轮与后轮均采用独立悬架。
前、后悬架均采用纵置钢板弹簧非独立悬架的汽车转向行驶时，内侧悬架处于减载而外侧悬架处于加载状态，于是内侧悬架缩短，外侧悬架因受压而伸长，结果与悬架固定连接的车轴的轴线相对汽车纵向中心线偏转一角度α。
对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加；
对后桥，则增加了汽车过多转向趋势，如图（a）。
乘用车将后悬架纵置钢板弹簧的前部吊耳位置得比后部吊耳低，于是悬架的瞬时运动中心位置降低，与悬架连接的车桥位置处的运动轨迹如图（b），即处于外侧悬架与车桥连接处的运动轨迹是oa段，结果后桥轴线的偏离不再使汽车具有过多转向的趋势。
另外，前悬架采用纵置钢板弹簧非独立悬架时，因前轮容易发生摆振现象，不能保证汽车有良好的操纵稳定性，所以乘用车的前悬架多采用独立悬架。
3悬架弹性特性（了解）
悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f的关系曲线，称为悬架的弹性特性。
其切线的斜率是悬架的刚度。
悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。
当悬架变形f与所受垂直外力F之间成固定的比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。
当悬架变形f与所受垂直外力F之间不成固定的比例变化时，弹性特性如图所示。
此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；
距满载较远的两端，曲线变陡，刚度变大。
这样，可在有限的动挠度fd范围内，得到比线性悬架更多的动容量。
悬架的动容量是指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。
悬架的动容量越大，对缓冲块冲穿的可能性越小。
。
F
f
1
2
3
4
5
6
7
8
悬架弹性特性曲线
★4后悬架主、副簧刚度的分配
货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。
其悬架弹性特性曲线如图所示。
载荷小时副簧不工作，载荷达到一定值时副簧与托架接触，开始与主簧共同工作。
如何确定副簧开始工作的载荷Fk和主、副簧之间的刚度分配，受悬架的弹性特性和主、副簧上载荷分配的影响。
原则上，要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前、后的悬架振动频率变化不大。
这两项要求不能同时满足。
具体确定方法有两种：
第一种方法是使副簧开始起作用时的悬架挠度fa等于汽车空载时悬架的挠度fo,而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度fk等于满载时悬架的挠度fc。
于是，可求得Fk=FoFw。
副簧、主簧的刚度比为ca/cm=λ－1。
λ=Fw/Fo式中，ca为副簧刚度，cm为主簧刚度。
优点：
能保证在空、满载使用范围内悬架振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的振动频率变化比较大。
第二种方法是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，即Fk=0.5（Fo+Fw），并使和间的平均载荷对应的频率与和间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为
ca/cm=（2λ—2）/（λ+3）
优点：
能保证副簧起作用前、后悬架振动频率变化不大。
对于经常处于半载运输状态的车辆，采用此法较为合适。
由图6-49推导F3的等式：
由图a）对G点取矩得：
F4（b+c）=F1a-----①；
对O点取矩得，F4d=F3（d-c）-----②；
有①②得F3=
由图b）对G点取矩得：
F3（d-c）+F6s=F4d-------③；
由①③得
F3=
第七章转向系统
★1什么是悬架转向器的正效率、逆效率及其分类。
转向器的正效率：
功率P从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率。
转向器的逆效率：
功率p从转向摇臂输入，经转向轴输出所求的效。
逆效率大小不同，转向器可分为可逆式、极限可逆式和不可逆式。
路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种效率较高的转向器属于可逆式。
车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器称为不可逆式。
极限可逆式转向器介于上述两者之间，在车轮受到冲击力作用时，此力中有小部分传至转向盘。
2转向系传动比
转向系的传动比包括转向系的角传动比wio和转向系的力传动比ip。
从轮胎接地面中心作用在两个轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力Fh之比，称为力传动比。
转向盘角速度ωw与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向系角传动比iwo
转向系角传动比又由转向器角传动比iw和转向传动机构角传动比iw’组成。
转向盘角速度ωw与摇臂轴角速度之比ωp，称为转向器角传动比iw。
摇臂轴角速度ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向传动机构的角传动比iw’。
3转向器角传动比变化规律：
增大角传动比可以增大力传动比，增大转向系的力传动比能减小作用在转向盘上的手力，使操纵轻便，但车轮的反映变得迟钝。
4转向器角传动比的变化特性（了解）
①若转向轴负荷小，则在转向盘全转角范围内，驾驶员不存在转向沉重问题。
装用动力转向的汽车，因转向阻力矩由动力装置克服，所以在上述两种情况下，均应取较小的转向器角传动比并能减少转向盘转动的总圈数，以提高汽车的机动能力。
②转向轴荷大又没有装动力转向的汽车，因转向阻力矩大致与车轮偏转角度的大小成正比变化，汽车低速急转弯行驶时的操纵轻便性问题突出，故应选用大些的转向器角传动比。
汽车的较高车速转向行驶时，转向轮转角较小，转向阻力矩也小，此时要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。
因此，转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线。
如图。
★3转向系传动副传动间隔特性。
曲线1表明转向器在磨损前的间隔变化特性，直线行驶时，为防止汽车失去稳定性，要求传动副的传动间隔在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。
两侧有间隙，允许有最小量间隙而不影响灵敏度，原因在于回正力矩相互啮合，零件总在一端贴紧，曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙，原因在于中间位置使用频繁，磨损快间隙大，无法保证稳定性。
曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性，调整后易出现卡死现象，设计时应预先使传动副中部间隙最小，两端间隙较大，调整后不卡死。
△t
φ
转向器传动副传动间隙特性
第八章制动系设计
鼓式制动器（了解）
不同形式鼓式制动器的主要区别:
①蹄片固定支点的数量和位置不同。
②张开装置的形式与数量不同③制动时两块蹄片之间有无相互作用。
制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩称为制动器效能。
制动器效能因数：
在制动鼓或制动盘的作用的半径R上所得到的摩擦力与输入力F0之比。
制动器效能的稳定性是指其效能因数K对摩擦因数f的敏感性。
鼓式制动器的分类：
领从蹄式、单向双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式。
★基本尺寸比例相同的各式鼓式制动器效能因数与因数的关系曲线，如图所示。
0.2
0.4
0.6
10
鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系
双向增力式
双领蹄式
领从蹄式
双从蹄式
由图可见，制动器的效能因数由高至低的顺序为：
增力式制动器，双领蹄式制动器，领从蹄式制动器和双从蹄式制动器。
制动效能稳定性排序恰好与上述情况相反。
曲线1：
优缺点：
不适用于双回路驱动机构；
制动效能因数高，制动效能稳定性差；
磨损不均匀，寿命不同。
曲线2：
适用于双回路驱动机构；
多应用于前轮；
制动效能因数相当高，制动效能稳定性差；
磨损程度接近，寿命相同。
曲线3:
不适用双回路驱动机构；
多应用于后轮；
制动效能因数和效能稳定性居中；
曲线4：
制动效能稳定性最好，但制动效能最低，所以很少应用。
采用分路系统的原因，分路系统的作用:
为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的相互独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。
★双轴汽车的双回路制动系统的五种常见形式：
1一轴对一轴（Ⅱ）型如图（a）前轴制动器与后桥制动器各用一个回路，如果一个回路失效，另一个还能正常工作，但前后轴制动器制动力分配比变化。
2交叉（Ⅹ）型如图（b）前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个分路，如果一个回路失效，另一个还能正常工作，且前后轴制动器制动力分配比不变。
3一轴半对半轴（HI）型如图（c）两侧前制动器的半数轮缸和后制动器轮缸属于一个回路，其余的前缸则属于另一个回路，如果一个回路失效，另一个还能正常工作，但前后轴制动器制动力分配比变化。
4半轴一轮对半轴一轮（LL）型如图（d）两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用，一个回路失效，另一个还能正常工作，且前后轴制动器制动力分配比不变。
5双半轴对双半轴（HH）型如图（e）每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用，如果一个回路失效，另一个还能正常工作，且前后轴制动气制动力分配比不变。
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