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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。

2、汽车质量参数：

a.整车整备质量m0是指车上带有全部装备，加满水，燃料，但没有载货和载人的整车质量。

b.汽车的载质量

是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质量。

c.质量系数

是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即ηm0=me／m0。

ηm0值越大，说明该车的结构的制造工艺越先进。

d.汽车总质量

是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。

e.汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。

3、汽车的性能参数：

a.汽车的比功率Pb是汽车所装发动机的标定最大功率Pemax与汽车最大总质量ma之比。

即Pb=Pemax/ma。

它可以综合反映汽车的动力性，比功率大的汽车加速性能要好于比功率小的汽车。

b.比转矩Tb是汽车所装发动机的最大转矩Temax与汽车总质量ma之比，Tb=Temax/ma。

它能反映汽车的牵引能力。

c.转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径，称为汽车最小转弯直径Dmin。

Dmin用来描述汽车转向机动性，是汽车转向能力和安全能力的一项重要指标。

d.汽车制动力是指汽车在制动时，能在尽可能短的距离内停车且保持方向稳定，下长坡时能维持较低的安全车速并在一定坡道上长期驻车的能力。

e.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。

4、H点和R点：

能够比较准确地确定驾驶员或乘员在座椅中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。

进行总体布置设计之初，先根据总布置要求确定一个座椅调至最后、最下位置时的“跨点”，并称该点是R点。

5、汽车与汽车或汽车与障碍物之间的碰撞称为一次碰撞。

一次碰撞后汽车速度迅速下降，车内驾驶员和乘员受惯性力作用继续以原有速度向前运动，并与车内物体碰撞，称为二次碰撞，并受到伤害。

6、膜片弹簧弹性特性：

膜片弹簧有较理想的非线形弹性特性，可兼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；

高速旋转时压紧力降低很少，性能较稳定，而圆柱螺旋弹簧压紧力降低明显；

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；

通风散热性能好，使用寿命长；

与离合器中心线重合，平衡性好。

7、后备系数β：

离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转距之比，后备系数反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。

选择β的根据：

1）摩擦片摩损后,离合器还能可靠地传递扭矩，2）防止滑磨时间过长（摩擦片从转速不等到转速相等的滑磨过程），3）防止传动系过载，4）操纵轻便。

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。

8、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。

9、双质量飞轮减振器具有以下优点：

1）可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速时发生共振。

2）可以加大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度，并容许增大转角。

3）由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声，并改善冬季的换挡过程。

而且，由于从动盘中没有减振器，减小了从动盘的转动惯量，也有利于换挡过程。

10、为防止自动脱档，在结构上采用：

（1）将两接合齿的啮合位置错开

（2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（3）将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角。

11、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比的比值。

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、驱动轮与路面间的附着力、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。

12、变速器齿轮的损坏形式主要有：

轮齿折断、齿轮疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。

齿轮工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。

负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。

13、Birfield型球笼式万向节和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，在靠近转向轮一侧采用Birfield型万向节，靠近差速器一侧则采用伸缩型球笼式万向节，可以补偿由于前轮跳动及载荷变化而引起的轮距变化。

伸缩型万向节还被广泛应用到断开式驱动桥中。

14、临界转速：

当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。

；

在

和

相同时，实心轴比空心轴的临界转速低，且浪费材料。

另外，当传动轴长度超过1.5m时，为了提高

以及总体布置上的考虑，常将传动轴断开成两根或三根，万向节用三个或四个，而在中间传动轴你上加设中间轴承。

15、双曲面齿轮优点：

与弧齿锥齿轮比

A、尺寸相同时，双曲面齿轮传动比更大。

B、如传动比一定，从动齿轮尺寸相同，双曲主动齿轮直径大，齿轮强度高，齿轮轴和轴承的刚度大

C、如传动比一定，主动齿轮尺寸相同，双曲从动齿轮直径小→离地间隙↑。

Δ其他优点：

D、有沿齿长的纵向滑动，改善磨合，运转平稳性↑

E、啮合齿数多，重合度大，传动平稳↑，弯曲强度约↑30%

F、双曲主动齿轮直径及螺旋角大，相啮合齿的当量曲率半径大，接触应力↓

G、双曲主动齿轮螺旋角大，不产生根切的最小齿数可减少，有利于增加传动比

H、主动齿轮大，加工刀具寿命长

I、布置：

主动轴在从动齿轮中心水平面下方：

万向节传动高度↓，车身高度↓，地板高↓。

主动轴在从动齿轮中心水平面上方：

离地高度（贯通式驱动桥）↑

16、双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。

由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；

在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。

如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。

17、半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。

①半浮式半轴特点：

半轴外端的支承轴承位于半轴套管外端的内孔中，车轮装在半轴上。

半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。

②3/4浮式半轴特点：

半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承于车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接。

③全浮式半轴特点：

半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。

半轴只承受转矩。

18、侧倾中心高度：

汽车在侧倾力的作用下，车身在通过左、右车轮中心的横向垂直平面内发生侧倾时，相对于地面的瞬时转动中心，称为侧倾中心。

侧倾中心到地面的距离，称为侧倾中心高度。

悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时，悬架给车身的弹簧恢复力矩。

19、双横臂式：

侧倾中心高度比较低，轮距变化小，轮胎磨损速度慢，占用较多的空间，结构稍复杂，前悬使用得较多。

麦弗逊式：

侧倾中心高度比较高，轮距变化小，轮胎磨损速度慢，占用较小的空间，结构简单、紧凑、乘用车上用得较多。

20、悬架静挠度

是指汽车满载静止时悬架上的载荷

与此时悬架刚度

之比。

悬架动挠度

是指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，车轮中心相对车架的垂直位移。

悬架的弹性特性：

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。

21、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。

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。

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

。

副簧、主簧的刚度比为

。

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Fo和Fk间的平均载荷对应的频率与Fk和Fw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）。

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。

已知

=

主簧：

=

副簧：

+

22、满载弧高

是指板簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间的最大高度差。

23、钢板弹簧的强度验算：

（1）紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现最大应力

（2）汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在其前半段出现最大应力。

24、空气弹簧的特点：

有理想的非线性弹性特性。

在相同的载荷作用下，空气弹簧的静挠度比钢板弹簧的静挠度大的多，因而可以获得较低的振动频率，提高汽车行驶平顺性。

只要合理的选取设计参数，就可以做到在满载载荷附近使用时，空气弹簧的弹性特性曲线平缓、变化小、刚度比较低；

而在冲击载荷作用下，弹簧特性曲线又呈陡直状态变化，说明刚度增大，这在使用中能减小悬架的变形量，即减小了悬架动挠度和减小了碰撞车架的机会，改善了乘坐舒适性。

空气弹簧本身质量轻，簧下质量小。

工作时几乎没噪声，对高频振动的吸收和隔声性能好。

寿命长。

25、

（1）双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图4—24所示方式得出。

将上、下横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点P，并同时获得P点的高度。

将P点与车轮接地点N连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心W。

当横臂相互平行时（图4－25），P点位于无穷远处。

作出与其平行的通过N点的平行线，同样可获得侧倾中心W。

图4－24横臂式悬架和纵横臂式悬架的距离

和P的计算法和图解法

图4—25横臂相互平行的双横臂式悬架侧倾中心的确定

（2）麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图4—26所示方式得出。

从悬架与车身的固定连接点E作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。

两条线的交点即为P点。

将P点与车轮接地点N的连线交在汽车轴线上，交点W即为侧倾中心。

图4—26普通规格的麦弗逊式悬架的尺寸

26、一般是使

，即制动时仍有一定程度的前俯现象，并用

的比值的百分数来表示抗前俯的效率，简称抗前俯效率

27、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的原因：

（1）主销轴线与滑柱轴线不在一条线上的原因：

在对麦弗逊悬架受力分析中，作用在导向套上的横向力F3=

，横向力越大，则作用在导向套上的摩擦力F3f越大，这对汽车平顺性有不良影响，为减小摩擦力，可通过减小F3，增大c+b时，将使悬架占用空间增加，在布置上有困难；

若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小a的目的，但也存在布置困难的问题。

因此，在保持减振器轴线不变的条件下，将G点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a的目的，又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性，移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。

（2）弹簧轴线与减振器轴线不在一条线上的原因：

为了发挥弹簧反力减小横向力F3的作用，有时还将弹簧下端布置得尽量靠近车轮，从而造成弹簧轴线与减振器轴线成一角度。

28、在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F与减振器振动速度

之间的关系为F=

式中，

为减振器阻尼系数。

用相对阻尼系数

的大小来评定振动衰减的快慢程度。

的表达式为

29、防伤安全机构的分类：

（1）转向轴设置有万向节

（2）转向轴分为上下两节，中间用塑料连接（3）安全联轴套管（4）弹性联轴器式（5）吸能转向管柱

30、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从转向摇臂轴输入，经转向轴输出所求的效率。

根据逆效率大小不同，转向器可分为可逆式、极限可逆式和不可逆式。

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。

31、转向器角传动比的变化特性：

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：

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。

32、动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化曲线，是用来评价动力转向器的主要特性指标。

33、作用在转向盘上力矩的增量与对应的转向器输出力增量的比值，称为路感强度。

34、前置梯形臂必须向前外侧方向延伸。

35、制动系的制动装置有行车制动装置、驻车制动装置、应急制动、辅助制动和自动制动装置。

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。

36、识图：

1．领从蹄式2．双领蹄式3．双向双领蹄式4．双从蹄式5．单向增力式

6．双向增力式

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。

而制动器效能稳定性排序则恰好与上述情况相反。

37、汽车制动过程即是将汽车的机械能的一部分转变为热量而耗散的过程。

在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部的动能耗散的任务。

此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。

这就是所谓的制动器的能量负荷。

比能量耗散率：

单位时间内衬片单位摩擦面积耗散的能量。

比摩擦力：

衬片单位摩擦面积德制动器摩擦力。

38、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。

5.定性、定量评价

（3）对环境影响很小、不需要进行环境影响评价的建设项目，填报环境影响登记表。

对于安全预评价的内容，要注意安全预评价的目的、时间，安全预评价报告的内容等知识点。

（二）环境影响经济损益分析的步骤

第一节　环境影响评价

四、环境影响的经济损益分析

3）应用污染物排放标准时，依据项目所属行业、环境功能区、排放的污染物种类和环境影响评价文件的批准时间确定采用何种标准。

综合性排放标准与行业性排放标准不交叉执行，即：

有行业排放标准的执行行业排放标准，没有行业排放标准的执行综合排放标准。

2.辨识与分析危险、有害因素

规划环境影响的跟踪评价应当包括下列内容：

3）规划实施的经济效益、社会效益与环境效益之间以及当前利益与长远利益之间的关系。

整理:

王汝民