汽车设计 简答计算备考复习

精品文档 1欢迎下载 第二章第二章 离合器设计离合器设计 1 某厂新设计一载重量为 4t 的在乡间道路行驶的货用汽车 其发动机为 6100Q 水冷柴 油机 发动机最大扭矩 Temax 340N m 1700 1800 转 分 最高转速为 3500 转 分 试 初步确定离合器的结构型式及主要尺寸 取 0 25 解 解 该汽车为载重车 使用条件可能比较恶劣 又是柴油机 起动时工作比较粗暴 转矩不该汽车为载重车 使用条件可能比较恶劣 又是柴油机 起动时工作比较粗暴 转矩不 平稳 因此选后备系数平稳 因此选后备系数 1 6 1 6 采用单片离合器 摩擦片材料用粉末冶金铜基材料 摩擦因数采用单片离合器 摩擦片材料用粉末冶金铜基材料 摩擦因数 f 0 25f 0 25 摩擦片上单位工 摩擦片上单位工 作压力作压力 p p0 0 0 35MP 0 35MPa a 发动机最大转矩发动机最大转矩 T Temax emax 340 340 N N m m 取直径系数 取直径系数 K KD D 16 16 按经验公式计算摩擦片外径 按经验公式计算摩擦片外径 D D mmmm 取 取 D 300mmD 300mm 05 29534016 max TK eD D 摩擦片内径摩擦片内径 d 0 6D 180mmd 0 6D 180mm 最大转矩时摩擦片最大圆周速度最大转矩时摩擦片最大圆周速度 符合圆周速度要求 符合圆周速度要求 smsmmDn v 65 235560 350015014 360 max 摩擦片厚度取摩擦片厚度取 b 3 5mmb 3 5mm 压紧弹簧采用推式膜片弹簧 静摩擦力矩压紧弹簧采用推式膜片弹簧 静摩擦力矩 mN TTec 5443406 1 max 按加载点半径要求 按加载点半径要求 D d 4 R D d 4 R1 1 D 2 D 2 故取 故取 R R1 1 135mm 135mm 取大端半径 取大端半径 1 R R1 R R1 1 7 7 R R R R1 1 5 140mm 5 140mm 取小端半径 取小端半径 1 2 R r 1 351 2 R r 1 35 r R 1 30 107 7mmr R 1 30 107 7mm 故取 故取 r 108mmr 108mm 2 何为离合器的的后备系数 所能传递的最大转矩与哪些因素有关 离合器所能传递的最大静摩擦力矩离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩与发动机最大转矩之比 即之比 即 c T maxe T max ec TT 式中 式中 摩擦系数 摩擦系数 对压盘的压紧力 对压盘的压紧力 离合器摩擦离合器摩擦 TRTeec NZ max NZ 工作面数 工作面数 有效作用半径有效作用半径 R R Re 3 膜片弹簧的弹性特点 影响弹性特性的主要因素是什么 工作点最佳位置应如何确定 精品文档 2欢迎下载 膜片弹簧工作点位置的选择 拐点 H 对应着膜片弹簧压平的位置 M N 两点分别对应压紧 力最大和最小的位置 A C 点分别对应离合器完全结合和完全分离的状态 膜片弹簧工作膜片弹簧工作 点点 B B 一般取在一般取在 M M 点和点和 H H 点之间 且靠近或在点之间 且靠近或在 H H 点处 当分离时 工作点从点处 当分离时 工作点从 B B 变到变到 C C 为最 大限度地减小踏板力 C 点应尽量靠近 N 点 4 某汽车采用普通有机摩擦材料做摩擦片的单片离合器 已知 从动片外径 D 从动片内 径 d 摩擦系数 摩擦面单位压力 p0 求该车离合器可以传递的最大摩擦力矩 第三章第三章 机械式变速器设计机械式变速器设计 1 为什么中间轴式变速器中间轴上的齿轮螺旋方向一律要求为右选 而第一轴 第二轴上 的齿轮为左旋 答 1 斜齿轮传递转矩时 要产生轴向力并作用到轴承上 在设计时 力求使中间轴上力求使中间轴上 同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡 以减小轴承负荷 提高轴承寿命同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡 以减小轴承负荷 提高轴承寿命 中间轴上齿轮 的螺旋方向取为右旋 而第一轴 第二轴上的斜齿轮螺旋方向取为左旋后 轴向力 Fa1 和 Fa2 可相互平衡 第一轴 第二轴上斜齿轮所产生的轴向力由箱体承担 2 对于中间轴式变速器 变速器的中心距对其外形尺寸和质量有何影响 如何确定 变速器中心距是一个基本参数 对变速器的外形尺寸 体积和质量大小 轮齿的接触变速器中心距是一个基本参数 对变速器的外形尺寸 体积和质量大小 轮齿的接触 强度有直接影响强度有直接影响 中心距越小 轮齿的接触应力越大 齿轮寿命越短 因此 最小允许中心距应当由 保证轮齿有必要的接触强度来确定 初选中心距 A 时 可根据经验公式计算 3 变速器的主要参数有哪些 挡数 传动比范围 中心距挡数 传动比范围 中心距 A A 外形尺寸 齿轮参数 各挡齿轮齿数的分配 外形尺寸 齿轮参数 各挡齿轮齿数的分配 4 在变速器的使用当中 常常会出现自动脱档现象 除从工艺上解决此问题外 在结构上 可采取哪些比较有效的措施 3 1maxgeA iTKA 精品文档 3欢迎下载 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 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 1 解释什么是不等速万向节 准等速万向节和等速万向节 1 1 不等速万向节是指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 不等速万向节是指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 但平均角速度相等的万向节 时角速度比传递运动 但平均角速度相等的万向节 2 2 准等速万向节是指在设计角度下以相等的瞬时角速度传递运动 而在其他角度下以 准等速万向节是指在设计角度下以相等的瞬时角速度传递运动 而在其他角度下以 近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节 近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节 3 3 等速万向节是输出轴和输入轴以始终相等的瞬时角速度传递运动的万向节 等速万向节是输出轴和输入轴以始终相等的瞬时角速度传递运动的万向节 2 试简要叙述普通十字轴式单万向节的主要特性 传动的不等速性 传动的不等速性 即当主动轴以等角速度转动时 从动轴时快时慢 3 何为传动轴的临界转速 影响传动轴临界转速的因素有哪些 传动轴的临界转速传动轴的临界转速 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 影响因素现象 以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速 影响因素 传动轴的尺寸 结构及传动轴的尺寸 结构及 其支撑情况其支撑情况 第五章第五章 驱动桥设计驱动桥设计 1 已知 EQ245 越野车采用全浮式半轴 其中 后桥质量为 G2 4075 5kg 加速时质量 移系数 m 1 15 滚动半径 rr 325mm 附着系数 0 8 试求 半轴传递的扭矩 M 2 简述驱动桥的作用和组成 驱动桥功用驱动桥功用 增大由传动轴传来的转矩 并将动力合理的传给车轮 组成 主减速器 差增大由传动轴传来的转矩 并将动力合理的传给车轮 组成 主减速器 差 速器 车轮传动装置 桥壳速器 车轮传动装置 桥壳 3 为什么会在驱动桥的左右车轮之间都装有差速器 轮间差速器 保证两输出轴有可能以不同的角速度转动 满足汽车行驶运动学的要求 保证两输出轴有可能以不同的角速度转动 满足汽车行驶运动学的要求 4 何谓 差速器锁紧系数 K 它与两半轴转矩比 Kb有何关系 差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比 Kb 1 K 1 K 精品文档 4欢迎下载 第六章悬架设计第六章悬架设计 1 悬架有哪些作用 传递作用在车轮和车架 或车身 之间的一切力和力矩 传递作用在车轮和车架 或车身 之间的一切力和力矩 缓和路面传给车架 或车缓和路面传给车架 或车 1 1 2 2 身 的冲击载荷 衰减由此引起的承载系统的振动 保证汽车的行驶平顺性 身 的冲击载荷 衰减由此引起的承载系统的振动 保证汽车的行驶平顺性 保证车轮保证车轮 3 3 在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性 保证汽车的操纵稳定性 使汽车获得高运行在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性 保证汽车的操纵稳定性 使汽车获得高运行 驶能力 驶能力 2 独立悬架的评价指标 侧倾中心高度 车轮定位参数的变化 悬架侧倾角刚度 横向刚度侧倾中心高度 车轮定位参数的变化 悬架侧倾角刚度 横向刚度 3 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 主销轴线与滑柱轴线不在一条线上的原因 可以达到缩短尺寸 a 的目的 又可获得较小 1 的甚至是负的主销偏移距 提高制动稳定性 弹簧轴线与减振器轴线在一条线上的原因 为了发挥弹簧反力减小横向力 F3 的作用 有 2 时还将弹簧下端布置得尽量靠近车轮 从而造成弹簧轴线成一角度 4 分析影响选取钢板弹簧的长度 片厚 片宽以及片数的因素 弹簧长度 乘用车 L 0 40 0 55 轴距 货车前悬架 L 0 26 0 35 轴距 后悬架 L 0 35 0 45 轴距 宽度 b 片厚 h 由总惯性矩 J0得出总截面系数 W0 再得出平均厚度 hp 然后选择钢板 片宽 b 片厚 h 片数 n 多片钢板弹簧一般片数在 6 14 之间选取 总质量超过 14t 的货车可达 20 片 用变截面少片簧时 片数在 1 4 之间 5 简述钢板弹簧各片长度的确定过程 1 1 先将各片厚度 先将各片厚度 hihi 的立方值的立方值 hi3hi3 按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上 按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上 2 2 再沿横坐标量出主片长度的一半 再沿横坐标量出主片长度的一半 L 2L 2 和和 U U 形螺栓中心距的一半形螺栓中心距的一半 s 2s 2 得到 得到 A A B B 两点 两点 3 3 连接 连接 A A B B 即得到三角形的钢板弹簧展开图 即得到三角形的钢板弹簧展开图 ABAB 线与各叶片的上侧边交点即为各片长线与各叶片的上侧边交点即为各片长 度 度 精品文档 5欢迎下载 第七章第七章 转向系设计转向系设计 1 转向器的角传动比 传动装置的角传动比和转向系的角传动比指的是什么 他们之间有 什么关系 转向器角传动比如何选择 转向器角传动比 转向盘角速度与摇臂轴角速度之比转向器角传动比 转向盘角速度与摇臂轴角速度之比 传动装置的角传动比 摇臂轴角速传动装置的角传动比 摇臂轴角速 度与同侧转向节偏转角速度之比度与同侧转向节偏转角速度之比 转向系角传动比 转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度转向系角传动比 转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度 之比 转向系的角传动比由转向器角传动比和转向传动机构角传动比组成 之比 转向系的角传动比由转向器角传动比和转向传动机构角传动比组成 2 转向系的力传动比指的是什么 力传动比和角传动比有何关系 转向系的力传动比转向系的力传动比 从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力 2与作用在转向 p i w F 盘上的手力之比 称为力传动比 即 h F hwp FFi 2 3 转向器角传动比的变化特性是什么 在不装动力转向的车上采用什么措施来解决轻和灵 的矛盾 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 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变速比转向器 4 转向系传动副中的间隙随转向盘转角应如何变化 为什么 图中曲线 1 表明转向器在磨损前的间隙变化特性 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 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 第八章第八章 制动器设计制动器设计 1 若轻型汽车的有关参数如下 总重 Ga 26000N 轴距 L 2700mm 重心高 hg 905mm 重心到前轴的距离 L1 1428mm 车轮的有效半径 re 350mm 若该车 在 0 7 的道路上行驶 试计算 精品文档 6欢迎下载 1 若采用后轮制动器作为应急制动 试确定应急制动所需的制动力矩 2 求该车可能停驻的极限上坡路倾角 1和极限下坡路倾角 2 3 求驻车的上极限制动力矩 4 若设计行车制动系统时取同步附着系数 0 0 5 试确定单个前后轮制动器 的制动力矩 解 1 应急制动时 后桥制动力矩为 将mag Ga 26000N L 2 7m hg 0 905m L1 1 428m re 0 350m 0 7 代入计算式 得应急制动力矩为2728 77 N m 单个后轮制动器的应急制动力矩 为2728 77 2 1364 4 N m 2 该车可能停驻的极限上坡路倾角为 g hL L 1 1 arctan 该车可能停驻的极限下坡路倾角为 1 2 arctan g L Lh 将L hg L1和 值代入计算式 得 1 25 8 2 16 69 3 根