汽车设计习题库及部分答案

第一章汽车的总体设计0．4~0．6m的范围内来确定为宜。 答：公路车 虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应留有必要的间隙。答：发动机的悬置结构形式：传统的橡胶悬置和阻尼式橡胶悬置传统的橡胶悬置特点是结构简单，制造成本低，但动刚度和阻尼损失角θ的特性曲线基本上不随激励频率变化。4X2汽车，为防止空车时后轮易抱死发生侧滑，常选择空26％~27％。对轿车而言确定轴荷分配时一方面要考虑稳定性的要求使汽车具有不足转向的倾向另一方面根据发动机布置和驱动型式的不同，对满载时的轴荷分配做适当的调整。对前置前驱动的轿车，为得到良好的上坡附着力5559％。车架上平面 纵梁上翼面较长的一段平面或承载式车身中部地板或边梁的上缘面在侧(前)视图上的投影线，Z为车架上平面线。它作为标注垂直尺寸的基准载(面)，即z坐标线，向上为“+”、向下为“-0x向尺寸的基准线(面)x坐标线，向前为“-”、向后为“+0yy坐标线，向左为“+0产品的系列化：指汽车制造厂可以供应各种型号的产品（汽车或总成、部件第二章离合器设计已知某车为公路用货车，其参数为：Memax=559Nm；P=132kW；n＝1400r／min；G＝12245kg；io=5.77；i1=6.515；按式（2－3）计算得：β=1．25～1.36；WD／Gp=6683.84；WD／A=0.77；HR／A＝0.74；P／Cp=9.43；P／A＝2-1、2-6Memax＝902NmP＝184kWn＝1500r／minG＝16760kgio=4.875il=7.059由式（2－1）和（2－2）HR=172127.8Nm／S（1／2）2-42-5D380mmd205mm，A＝80405.1mm2，D/d＝1.86。可以看出WD／AHR／A2-6确定压紧力2-12-7β=1.4～1.8、μ=0.3，由式（2－3）和（2－4）F：F=10182～13090N检验单位压力由式（2－5）得单位压力2-7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6100QTemax=340N·m/1700~1800/3500转/分。试初步确定离合器的结构型式及主要尺寸。（取=0.25①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转矩不平稳因此选后备系数③发动机最大转矩Temax=340N·m，取直径系数KD=16，按经验计算摩擦片外径TeDTe

摩擦片内径最大转矩时摩擦片最大圆周速度vmaxDn603.141503500602355mms65ms，符合圆⑤压紧弹簧采用推式膜片弹簧，静摩擦力矩TcTemax1.6340544Nm故取⑦取大端半径：1<R-R1<7，R=，故取380膜片弹簧离合器，装于某一发动机上，发动机的转矩为Memax700Nm。根据初步布置，初定离合3组传力片(i=3)4片(n=4)，传力片的几何尺寸为：宽b25mmh＝1mm，传力片上两孔间的距离l＝86mm，孔的直径d=10mmR＝178mmE2105MPa首先计算传力片的有效长度l1861.510K1221051/12251343/7131/10000.173彻底分离时，按设计要求f＝0，Tc02-25)或式(2-26)可知0压盘和离合器盖组装成盖总成时，Tc0fmax＝7．67mm2-14 37.621051

离合器传扭时，分正向驱动(发动机车轮)与反向驱动(车轮发动机)，fmaxfmax4.74mm①正向驱动（2-max

442564372.613.1②反向驱动（2-max

442564372.613.180号钢。传力片的最小分离力(弹性恢复力)F 态下的弹性弯曲变形量最小根据设计图纸确定 1.74mm计算出传力片弯曲总刚度K0.17/m fmax1.74mmFk

0.17106DS330325mm，200mm，12950N，6600N，8700N，进行膜片弹簧工作负荷的验算。膜片弹簧外径膜片弹簧分离指数目当量内 283.2支点转换系数

288.7

膜片厚度tmin

98700(288.7234.5)2

102.1105

取锥形高度修正系数取A＝1.0058，B＝3.1613（K1.61）压平点变形δH＝Ce＝7.32mm峰值点变形

1(7.32223.379223.1613)3谷值点变形

3

22.11053.379ln(288.7/ 30.764(288.7

{7.32[(7.32-7.32)(7.32-2+3.3792]-1.0058×3.3792-3.1613(7.32-7.32)}=9峰值点处负荷FδP=1谷值点处负荷Fδv＝60.5(12950＋6600）＝9775N，可以看出，膜片弹簧计算结果符合要求，计算中预选的值正a．踏板d.膜片簧分离指e.i压盘升程分离指行程工作缸行程主缸行程f.踏板自由行程=108mm～118mmF=5000N～5500Nμ=0.85，F④系统最大压力

PP=d

162

离合器在切断对传动系的动力传递中，发挥了什么作用有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用避免传动系产生扭转，具有吸收振动、缓和冲击的能力后备系数定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比。设离合器转矩容量Tc矩Temax写成如下关系式：TcTe

，式中β为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，后备系数β必须大于1。离合器的基本功能之一是传递转矩，离合器转矩容量Tc与下列参数有关：TcZ

所以有：TcNZReTemaxNZ 。Te—摩擦系数，通常要利用离合器的摩擦打滑来使汽车起步，这是利用摩擦传动的关键，故一般计算离合器转矩容量动；使弹簧压力都会使N有明显改变Z2，4Re—有效作用半径R由此可见，转矩容量Tc80N～150N150N～250N。80mm～150mm200mm在机构中应有调整自由行程的装置常用的离合器机构主要有机械式、式等，，P

PFi

sFE

F式中F—离合器彻底分离时，压紧弹簧对压盘的压紧力F—传动效率，对于机械式：=0.7～0.8对于式：=0.8～0.9；FE—有助力器时助力器作用力TeTe式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；而F ；对于单片离合器fZZ=2，对于双片离合器，Z=4FF

已知车变速器为中间轴式变速器，中心距A=133.5，倒档中心距A`=71.32mmG=79000ND=0.974Temax=326N·mi07.63传动系机械效率ηT=0.89，最大道路阻力系数0.7~0.8范围内选定）。

iZ2Z4iZ2Z6iZ2Z i倒倒i倒倒G=79000N，可知该车是一种型载货汽车，因此从满足汽车动力性的要求出发，420；假设最大爬坡度定为30%，即

，因此可估算一档传动比：Ti 790000.97 T

tq

2326420i1i1i2i1i1i

Z2Z4Z3Z4Z1与Z2Z3Z4

2Acosm

2133.5cos206

zh63ZZZz317z4zhz3631746

ZZZ

z3 z4 z3 z4 因刚才齿数取过整，中心距变为A 2cos

2cos（可以通过齿轮变位达到原始中心距，这里不再讨论）zz2z

z36.46172.3873；同样，常啮合齿轮齿数要满足中心距变A=134.086z1z Am(z1z2)134.086，故满足上述两条件，可算得z z442cos ZZ6Z

Z13.26619Z2Z Am(z5z6)6tg2z2 (1z5)6

z1z2 z6z5z66 94 )z7z88 )z9z108A'm(z11z12)

z11z12倒档传动比

z2z1244366.413倒z1倒

19123452.根据上面确定的传动比iii、i12345

，设图中常啮齿轮1、2、7、8、9、10模数m =3.75，螺旋角 5124 ；齿轮3、4、5、6用直齿轮，端面模数m=4.2，试决定各13变速器机构应满足哪些要求？齿轮传动；(4)各档均采用同步器。7~6~1~127~6~2~117~6~3~107~6~4~97~6~5~87~61、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。12与第二轴齿轮啮合，成为主动轮，因此都为右旋时，所受轴向力四 五 六 ③初选中心距A时，可根据经验计算

AKA式中，KA为中心距系数，轿车：KA=8.9～9.3，货车：KA=8.6～9.6，多挡变速器：KA=9.5～11.0。65～80mm80～170mm范围内变化。1.00.7～0.8车的传动比范围在3.0～4.5之间，轻型车在5.0～8.0之间，其它车则更大。

用于传递转矩Md＝1140r/min的 器的电动机的十字轴联接的传动轴。在速度为200r/min，4，目Lh500h(ks1和kt1.33)计算动力传递系数C·R3-1D=22.24mm；d=2.5mm；l15.8mm；滚柱数；z31；滚柱的列数i1；R=37mm；DmDd24.9mmlwlqd15.812.513.3mm；由式（3-4）CR，CRMdkt10/3(CR＝797N·m)的特征数据是：MN=2400N·m，A＝120mm，K=116mm，s703mmlz4 由式（3-2）得，静承载能力C。为M02.27C0R2.27由式（3-3）

3-2 Cfil7/9z3/4 D承载能力系数fcf1f2，因表3-1中比值 2.5/(22.42.5)0.101，故由该比值查Dmf116.933-7f1

f2f

116.930.781.85f f fC fc3-2797N587.10为发动机前置、八档变速、28Iveco—Mairus14MAMH确定，iA—自发动机的传动比；iH一自路面的传动比； 平均轴间夹角角7º～12º；非 7º～20º3-1Iveco-MagiruPe8istatMe817Nm(2200r/ismaxivmaxxiB12.00RNmax2500~3000r/isminivminiririH3-226t，6X6Iveco-Magirus根据计算结果列在表中3-2Iveco-Magiru节，8VL1个虎克万向节。

3-19Pe=100kW(5900r／min工况下M最大转 =176N·m(在4500r／min工况下M满载重量G=16187前轴许用载 GF=7后轴许用载 Gr=8驱动桥传动 iA满载重心高 静态滚动半 Rstat动态滚动半 Rdyn轴 l 3-33-3=1Ks＝1.2Kt=1Ks2／33-4④各档的利用率为：1～5档分别是f％、6％、18％、30⑤汽车至少应有100000km的 表3-4各档运行的时间百分（一MAMH，用两者中的最小值作3-5。35（二3325309AM 253390.865200=7.4（h）33Lh1

0.577n n

dMx

3040.577

33AM 0.86520033L25309 d25339 n nx

Mx

5150.577

33 AM33

0.86520025309

d

25339

0577

M

3 AM3

0.8652003L25309 d3

n nx

Mx

10230.577

33AM 0.86520033L25309 d 25339 n nx

Mx

13200.577

Md3-19Mx3-6表3-6前轮驱动时驱动半轴万向节参数计算1234512ixis3nxne/4vx0.377Rdyn5M2Mei,m 6 3L25339AxMd 0.577 Mx L470756AxMd Mx7总的倒1a1a2a3a4a50.010.060.180.30.4510.44

Lh95.75

LsLhvm95.751213RF85100000km，因而，必须研究另一个大的万向节。3Md2Ls2Ls1 Md1

2603Ls211591200=253

Ls

31159136011591360

=67

Ls

31159146011591460=141 只有RFl07MN3290NmMd460N

VLl07万向节：MN3300NmMd522NMdVL107

430.9265223Ls2115910.865200 ①后3-11VL91这时计算过程中同表3-15LhxAx0．9267行。1a1a2a3a4a50.010.060.180.30.4535.7

vm121.0kmh保持不变LsLhvm279.56121显然，VL91

Ls

3338273382735780860km

Ls

33382733827552

252779km VLl074.11VL91MN2200NmMd

3-1a1

2 表3-7后轮驱动时传动轴上万向节参数计算1234512ix3nxne/4vx0.377Rdyn5M2M e6 3L25339AxMd 0.577 Mx 3L470756AxMd 0.577 Mx710/1.5107CRLhxn xMxktLsLhvm680121VL91VL95MN2650NmLs

38228082280357

GWB287．00，3-771a1

LhLsLhvm3996.8121可见，GWB287．00，3-656536%3-8。表3-8四轮驱动时前半轴万向节参数计算值1234512ixis3nxne/4vx0.377Rdyn5M0.362Mei m 6 3L25339AxMd 0.577 Mx L470756AxMd Mx总的倒数 a2 L1hhhL 5.095RF85MN1200NmMd200N

半轴内侧用VL85万向节的千米 3A43

LL外

A73-6564%3-93-9123455M0.642Mei,m 6 3L25339AxMd Mx L470756AxMd Mx总的倒1a1

a2 9.412LsLhvm1071121VL91MN2200NmMd267N

对于四轮驱动，与后桥连接的传动轴只承受发动机转矩的64VL85万向节：MN1200Nm，Md200N3-756表3-10四轮驱动时传动轴上球笼万向节参数计算1234512ix3nxne/4vx0.377Rdyn5M0.642Me 710/1.5107CRLhxn xMxkt总的倒数1a1

a2Lh 9.188VL85表3-11四轮驱动时传动轴上虎克万向节参数计算1234512ix3nxne/4vx0.377Rdyn5M2M e610/1.5107CRLhxn xMxkt总的倒数1a1a2 Lh 17715h LsLhvm177151212143515km483613km2143515km的范围内10／333 M 33Lh2 1

M2

0.64Ls2Ls14.4284.428483613=2141 (c 422045°，要用于中、重型汽车转向驱动桥。50，主要用于中、D2d D2d L c分析双万向节传动的附加弯矩及传动轴的弯曲变形？（画简图当输入轴与输出轴 接连接传动轴的两万向 叉所受的附加b1

第五章驱动桥设计

①这是一个由两级齿轮组成的整体式双级主器，第一级由一对圆锥齿轮构成，在从动锥齿轮轴上有②与单级器相比，双级主器在保证离地间隙的条件下可得到大的传动比，比可答③第一级的主动锥齿轮采用采用悬置式支撑，从动锥齿轮轴、差速器齿轮轴采用跨置式支撑④主要使用在总质量较大的车上（b）2按齿轮副的数目不同，主器可分为单级主器和双级主器，简要说明各器的特点3根据车轮端的支承方式不同，半轴可分为哪几种型式，简述各自特点。4下列图2~5中各引线所指零部件名称，说明动力传动路线及半轴的支撑形式并说明原因5螺旋角：在锥齿轮节锥表面展开图上的任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。6如何判别双曲面齿轮传动中计算单级跨置式螺旋锥齿轮主器各轴承所受的支承反力，并在图上表示出以上各轴承反力的受力方向（驱动前进时d1圆直径dm2FRzFazFRc，Fac。（1）先求轴承A的径向力，对轴承B的中心取矩，因为MB0，所以有 故

dm1

Rzb

aFFbF

a

bR R1RAy

a(0.5dm1FazbFRz F)[ F)[ b 2aa同样的原理可计算轴承B2某汽车主传动器采用的是螺旋圆锥齿轮和斜齿轮圆柱齿轮两级传动。主传动比i07.63s1m9s1

11，

25，压力角=20°，螺旋角m35。齿顶高系数f=0.85，齿高修正系 2C=0.188。发动机最大扭矩：Temax31kgfm，变速器一档传动比：ig12TiB1.2.强度计算（弯曲应力和接触应力）。d1msz191199(mm)d2msz2925225(mm)

hgH1m1.695915.255(mm)hH2m1.882916.938(mm⑤节锥角

arctanz1arctan1123.7495；90

9023.749566.2505 ⑥节锥距Ad1 122.9085mm； 1

2sint3.1416m3.1416928.2744(mm h2Kam0.2792.43(mm)；h1hgh216.93815.2551.675(mm1122⑨齿根高h''hh'16.9381.675 h''hh'16.9382.4314.508(mm)1122chhg16.93815.2551.638(mm)⑾齿根角

arctanh115.236

hA 214.508hAA A0

0 ⑿根锥 23.74957.0664

dd

9921.675cos23.7459102.6339(mm)111d0211

2h'

22522.435cos66.2505226.98(mm)22d2s2mssk91.0539.477(mm02d2⒄齿侧间隙B0.254~0.330(mm

xd1h'sin451.675sin23.749544.3254(mm xd21h'sin

1.675sin66.2505 螺旋锥齿轮强度计算（弯曲应力和接触应力p2Temaxpd1

2319.899

1133.5(N/mm)[p]1429N/mm)210Tck0ks kvFZms式中，TcTc

kdTemaxn

1319.8(25/11)6.240.9

3887.6(Nm)主动锥齿轮的转矩

Tc 1895.5(Nm)；0G i0G

k0k044k44ksm1.6mm

kvkv=1； =20°，螺旋角m35，轴交角为90°的螺旋齿轮传动，按图表，查得J=0.183msms=9mm；33210Tkk3

2101895.510.7715

kFZm

134.875119 v33

m22skk

2232103887.610.77153

784.45(N/mm2)kwzk

2

706.1(N/mm2)vs Fz2m 134.875259vs

cp2Tz2Tzk0kskmkkvd1

221895.510.77151.5134.875

83.33(N/mm2)3.已知EQ245越野车采用全浮式半轴，其中，后桥质量分别 =4075.5kg,加速时质量移系 =1.15,动机最大扭 Z=18L=51mmM第六章悬架设计110微型汽车设计后钢板弹簧悬架。Ga=13100N()自重：Go=6950N(驾驶室内两人)空车：前轴载荷G1=4250NG2=2700NG1=5750N后轴载荷G2=7350NGb=690N（指后悬架）钢板弹簧长度L=(1000~1100)mm骑马螺栓中心距S=70mmn=（1.5~1.7）确定钢板弹簧各片长度（按1:5的比例作图= 661．Q=3773N，US=91mm，

15mmfaf弹簧几何尺 单位度Lk效长度Le各片预应力ok(N/mm1-2-34544J0

570

8009.9(mm)2J 2 等校梯形单片弹簧中心螺栓处的抗弯截面模量：w

1.04(122

c

344.163

mm)(k0.5，U型螺栓夹紧距离则实际夹紧刚度(c

)c

)44.1649.84(N/mm)3Lks 3

Q

4

422.7(N/mm) 弹簧满载时的静挠度

75.7(mm) fH0是由满载弧高f、静挠度fU f化f

H0 a

ffcf假设弹簧总成在自由状态下是单圆弧，并假设在U型螺栓夹紧后，弹簧加紧部分被压平，可推得弧高变化S(3LS)(ff

f c2

2

10.48mmf钢板弹簧总成自由状态下弧高H0 0f

fcf弹簧总成在自由状态下曲率半径 弹簧总成在自由状态下曲率半径 H H 80各片曲率半径的计算：矩形弹簧的预应力ok11

；E；1

2

R1

与此时悬架刚度C

Fwf f偏频：n1n2（亦称偏频）n

，nffn15 n2ffa7．解释钢板弹簧的满载弧高fHafa是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳半径）fa=10~20mm。包括卷耳孔半径）H0，fH0 cf

faff式中 ——为静挠度fcH0f为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化 图（a）P，连接P点与NPW点，W点即为悬架侧倾中心。从悬架于车身的固定联接点EP，连接P与车轮接地点N的连线交汽车轴线上，交点W极为侧倾中心。 说明下列独立悬架的特点，序号所标零部件名称及作用麦克佛逊悬架是将双横臂悬架在车架联接球铰与转向节相连的下球销之间增加了一个滑动副即构成了麦克佛逊①将导向机构与减震器集合到一于车身前地板的构造和发动机的希望fc1>fc2(从加速性考虑，若fc2大，车身的振动大第七章转向系设计汽车主销中心距K,轴距L：NJ130K=1420mm；L=设计一整体式后置转向梯形，确定梯形臂长和梯形底角，画出实际特性曲线，他与理论特性曲线在15~25˚以内相交(内轮共转40˚)在25˚以内的实际特性曲线尽量与理论特性曲线接近。两转向主销中心线与地面交点间的距离K；转向横拉杆两端球型铰接中心的距离n；转向梯形臂长m；梯形底角汽车轴距n

12y

或者n

12

marctan(4L m(0.11~ 4L)arctan(43300)72.11 3m(0.11~0.15)1420156.2~ 取m=180mmmn得yEQ245型汽车的转向性能。转向轴负荷：轮胎与路面的滑动摩擦系数：P=0.45N/mm转向摇臂长：L1150mm转向节臂长：L2200mm方向盘半径：Dsw=250mm转向器角传动比：i转向器效率：转向轮原地转向的阻力矩f31pG3f31pG3M

30.353

F

1

21501.807

774N

sw 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？转向器角传转向的角传动比i：转向盘角速度w度iw p传动装置的角传动比

：是摇臂轴角速度

k Li'L2LLL 1

转向系的角传动比i0：转向盘角速度w与同侧转向节偏转角速度ki0k力传动比ip

iip2FW/FhFwiip

K=1420mm，L=3300mm，