(完整版)汽车设计考试重点

1、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mo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n mo质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即nm0=me/ mon mo值越大，说明该车的结构的制造工艺越先进。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，

2、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

3、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 D min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，接近角丫 1,离去角丫 2,纵向通过半径p 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

4、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。8汽车的布置形式：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。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

5、抱死并引起汽车侧滑。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。缺点：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。 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； 爬坡能力强； 发动机布置在轴距外时轴 距短，汽车机动性能好。缺点：后

6、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。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。 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。 缺点：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，

7、上下车不方便；易产生共振；舒适性差。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。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；轴荷分配合理； 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。缺点；发动机的冷却条件不好

8、，必 须采用冷却效果强的散热器；动力总成的操纵机构复杂；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 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T c= 3 TemaxB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，3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，3 又不宜选得太大，当发动机后备功率较大，使用条件较好时，3可选的小些

9、；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， 3应选的大些； 汽车总质量越大， 3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3值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，3可选的小些；双片离合器的3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，二 QH/h2/T Hz佑 2/PHA膜片弹簧的弹性特性曲线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2-4m

10、m。2 R/ 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3 a的选择（了解）膜片弹簧自由状态下圆锥底角a与内截锥高度 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 （入1M+入1N ） / 2。新离合器在接合状态时， 间，且靠近或在H点处，一般入 内的压紧力从F 减少踏板力，1B= （0.81.0）1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 C点应尽量靠近N点。H关系密切，一般在 9 15度范围内。H对应着膜片弹簧的压

11、平位置，而且入1H=膜片弹簧工作点B 一般取在凸点M和拐点H之入1H,以保证摩擦片在最大磨损限度入范围B变到C。为最大限度的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。11膜片弹簧工作点位置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

12、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 de外径De。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用于删动桥中按驱动轮打潸来确定按日常平均使用转矩来确定第五章驱动桥设计驱动桥时应满足的基本条件：（了解）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。外廓尺寸小

13、，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。 齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。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。 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。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 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TeeTce=爲 Tkl 丄

14、為 Jn式中，Tee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；ii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；n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= G.i；i【式中，为计算转矩， G2为满载状态下一个驱动桥上的静载荷；皿为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数；0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；nm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TefTef=

15、 riiHiD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： Fx2=Fz2 0 =m2G2/2, Fz2= m2G2/2,Fy2=0 Fx2=0, ,Fy2= G2 0 1, Fx2=0, Fy2=0, Fz2=k G2/ 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？

16、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

17、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a。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

18、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。当悬架悬架变形f与所受垂直外力F

19、之间不成固定的比例变化时，弹性特性如图所示。此时，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

20、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 =入 一1。入二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

21、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 = （ 2 入一2） / （入 +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：F4d=F3(d-c)-；有由图a)对G点取矩得：_F4 (b+c) =Fia-；对0点取矩得, 得F3=由图b)对G点取矩得：F4(b+c)=Fia-；F3(d-c)+F6S=F4d；由得F3=Fi皿(c+bXS-c)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。

22、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3 w与同

23、侧转向节偏转角速度3 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3 w与摇臂轴角速度之比3 p,称为转向器角传动比iw。摇臂轴角速度3 p与同侧转向节偏转角速度3 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

24、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。转向SAft动比变化特性曲屈 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

25、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。转向*动RMt动间*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：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F）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