汽车设计 - 副本.doc

第一章 汽车的总体设计汽车的主要参数包括尺寸参数，质量参数和汽车性能参数。汽车质量参数的确定1 整车整备质量m0整车整备质量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。 2 载客量汽车的载客量是指在影之路面上行驶时所允许的额定载人数。3载质量me汽车的载质量是指在影之路面上行驶时所允许的额定载质量。4 质量系数m0m0=mem0。m0质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即车的结构的制造工艺越先进。 值越大，说明该5 汽车总质量ma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6 轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，个车轴对支撑平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载哦那个质量的百分比来表示。汽车性能参数的确定（了解）1 动力性参数 汽车动力性参数包括最高车速Vmax、加速时间t,上坡能力、比功率和比转矩等。加速时间t汽车在平直的良好路面上，从原地起步开始以最大加速度加速到一定车速所用去的时间，称为加速时间。上坡能力 用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数imax来表示汽车的上坡能力。汽车的比功率P b和比转矩 Tb 比功率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P b=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。 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。2 燃油经济性参数 汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量来评价。该值越小燃油经济性越好。3 汽车最小转弯直径Dmin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。4 通过性几何参数有；最小离地间隙hmin，接近角1，离去角2，纵向通过半径1等。 5 操纵稳定性参数转向特性参数 为了保证有良好的操纵稳定性，汽车应具有一定程度的不足转向。 车身侧倾角制动前倾角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。第二章 离合器的设计静摩擦力矩TcTc=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=Temax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，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，又不宜选得太大，当发动机后备功率较大，使用条件较好时，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，应选的大些；汽车总质量越大，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，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选的小些；双片离合器的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，2膜片弹簧基本参数的选择1 比值Hh 和h的选择比值Hh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Hh一般为1.5-2.0，板厚h 为2-4mm。2 Rr 比值和R、r的选择（了解）Rr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Rr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。 3 的选择（了解）膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切，一般在915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1H= （1M+1N）2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点和拐点之间，且靠近或在点处，一般1B=（0.81.0）1H,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从1B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 shizi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。第五章 驱动桥主减速器主、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 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TceTce =式中，Tce为计算转矩；kdTemax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；发动机到万向传动轴之间的传动效率；n为计算驱动桥数。 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsTcs=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；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；Tef=m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率。 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tef式中，Tef为计算转矩，Ft为汽车日常行驶平均牵引力。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。5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。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6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。4 后悬架主、副簧刚度的分配第七章 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w与同侧转向节偏转角速度k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w与摇臂轴角速度之比p，称为转向器角传动比iw。摇臂轴角速度p与同侧转向节偏转角速度k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）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。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。8第8/11页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。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:蹄片固定支点的数量和位置不同。张开装置的形式与数量不同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。112349第9/11页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。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：优缺点：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:优缺点：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；磨损不均匀，寿命不同。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。 1汽车采用变速比转向器的原因：对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角度传动比在反比。角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的响应变得迟钝，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。2半轴的支承方式及受力特点？答：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。半浮式半轴除传递转矩外，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。3/4浮式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻。全浮式半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受3评价独立悬架的结构特点应从哪几方面进行分析？答：1）侧倾中心高度：侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。2）车轮定位参数的变化：若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。3）悬架侧倾角刚度：车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。4）横向刚度：悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。49膜片弹簧弹性特性有何特点？影响因素有那些？画图说明工作点最佳位置如何确定？答；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。影响因素有：制造工艺，制造成本，材质和尺寸精度。63.鼓式和盘式制动器主要参数各有那些？如何确定？答：祥见课本鼓式（1）内径D.乘用车商用车为轮辋直径。（2）摩擦衬片宽度b和包角B 摩擦衬片面积（3）起始角（4）制动器中心到张开力作用线的距离（5）制动蹄支撑点位置坐标a和c c尽量小.盘式：（1）直径D。尽量大车重2t取上极限（2）厚度h，实心取10-20mm通风取20-50 mm一般为20-30mm(3)摩擦衬块外半径和内半径（4）制动块工作面积A A=1.6-3.5/平方厘米独立悬架评价是从下面几个方面1，侧倾中心高度2，车轮定位参数3，悬架侧倾角刚度4，横向刚度5，悬架占用的空间尺寸悬架静挠度fe：汽车满载静止时悬架上的载荷和此时悬架刚度之比,后悬架要比前悬架小悬架动挠度：从