第二章 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T emax =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 μ = ）解：①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β=；②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=，摩擦片上单位工作压力p 0=；③发动机最大转矩T emax =340 N ·m ，取直径系数K D =16，按经验公式计算摩擦片外径D ： 05.29534016max ===T K e D D mm ，取D=300mm ；摩擦片内径d==180mm ；最大转矩时摩擦片最大圆周速度s m s mm Dn v /65/235560/350015014.360/max <=⨯⨯==π，符合圆周速度要求。

④摩擦片厚度取b=；⑤压紧弹簧采用推式膜片弹簧，静摩擦力矩m N T T e c •=⨯==5443406.1max β， ⑥按加载点半径要求：(D+d)/4<R 1<D/2，故取R 1=135mm ；⑦取大端半径：1<R-R 1<7，R= R 1+5=140mm取小端半径：<R/r<，r=R/=，故取r=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c T 与发动机最大转矩m ax e T 之比，即max /e c T T =β。

T R T e e c NZ max βμ==，式中：μ—摩擦系数；N —对压盘的压紧力；Z —离合器摩擦工作面数；R e —有效作用半径R 。

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v1.0 可编辑可修改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。

膜片弹簧工作点B一般取在M点和H点之间，且靠近或在H点处。

当分离时，工作点从B变到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μ ，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、轮齿的接触强度有直接影响。

①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A 、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 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）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。

（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，而在其他角度下以近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节。

（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。

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，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: 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，传动轴的尺寸，结构及其支撑情况31max ge A i T K A η=第五章驱动桥设计1. 已知 EQ245 越野车采用全浮式半轴，其中，后桥质量为 G2= , 加速时质量移系数m´=, 滚动半径r r=325mm，附着系数=，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: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。

4. 何谓“差速器锁紧系数K”它与两半轴转矩比K b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)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；○缓和路面传给车架（或车身）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。

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=﹙~﹚轴距，货车前悬架L=（~）轴距，后悬架L=（~）轴距；宽度b，片厚h：由总惯性矩J得出总截面系数W0，再得出平均厚度h p，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）先将各片厚度hi的立方值hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上；（2）再沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U形螺栓中心距的一半s/2，得到A、B两点；（3）连接A、B即得到三角形的钢板弹簧展开图，AB线与各叶片的上侧边交点即为各片长度。

第七章转向系设计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。

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p i ：从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2w F 与作用在转向盘上的手力h F 之比，称为力传动比，即h w p F F i /23、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 制动器设计1.若轻型汽车的有关参数如下：总重G a =26000N ，轴距L=2700mm ，重心高h g =905mm ，重心到前轴的距离L 1=1428mm ，车轮的有效半径r e =350mm ，若该车在φ＝的道路上行驶，试计算：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α1和极限下坡路倾角α2。

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φ0＝，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m a g = G a =26000N 、L =2.7m 、h g =0.905m 、L 1=1.428m 、r e =0.350m 、φ＝代入计算式，得应急制动力矩为 N·m。

单个后轮制动器的应急制动力矩为2= N·m。

2) 该车可能停驻的极限上坡路倾角为gh L L ϕϕα-=11arctan该车可能停驻的极限下坡路倾角为 12arctan gL L h ϕαϕ=+ 将L 、h g 、L 1和φ值代入计算式，得α1=°；α2=°。

3) 根据后桥上的附着力与制动力相等的条件，驻车的上极限制动力矩为21sin e a e F r m gr a ϕ=将m a g 、r e 和α1值代入计算式，得驻车的上极限制动力矩为 N·m。

单个后轮驻车制动器的制动力矩为2= N·m。

4）前、后轮制动力矩的比值：7678.1905.05.0428.1905.05.0428.17.2010221=⨯-⨯+-=-+=g g h L h L M M ϕϕμμ 根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩M 1max设此时路面附着系数φ＝，φ0＝后轮先抱死，当前轮抱死拖滑时，后轮早已抱死，整车制动力为G φ，根据受力分析，重量向前轴转移后的前轴负荷为：N L h L G F g 192217.2)905.08.0428.17.2(26000)(21=⨯+-=+=ϕ e ga e B r h L gL m r F ϕϕ+=12单个前轮制动力矩：m N r F M e .26912/35.08.0192212/11=⨯⨯==ϕμ根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算单个后轮制动器的制动力矩： m N M M .15227678.1/26917678.1/12===μμ。