《汽车设计》复习思考题答案(5)

A=KA

3

T emaxi 1η g

式中，A为中心距（mm）;KA为中心距系数,轿车:KA=8.9~9.3,货车:8.6~9.6,多档变速器:9.5~11.0;Tmax为发动机最大转矩（N.M）;i1为变速器一档传动比；?g为变速器传动效率96%。

轿车变速器的中心距在65~80mm变化范围，货车的变速器中心距在80~170mm范围内变化。原则上总质量小的汽车中心距小。 8、 变速器的主要参数有哪些？

一． 档数

目前轿车一般用4~~5个档位，级别高的轿车变速器多用5个档，货车变速器采用4~~5个档位或多档。装载质量在2~3.5T的货车采用5档变速器，装载质量在4~8T的货车采用6档变速器。多档变速器多用于重型货车和越野车。

二． 转动比范围

变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。

目前轿车的传动比范围在3~4之间，轻型货车在5~6之间，其他货车则更大。 三． 中心距A 四． 外形尺寸

轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：

四档2.2~2.7A 五档2.7~3.0A 六档3.2~3.5A 五． 轴的直径

中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径D和支撑间距离L的比值，对中间轴，D/L=0.16~0.18,对第二轴，D/L=0.18~0.21。

第一轴花健部分直径D（MM）可按下式初选 d=K

式中K为经验系数，K=4.0~4.6,Temax

六． 齿轮参数 1. 2. 3.

模数 压力角 螺旋角

为发动机最大转矩（N.m）

3

T emax

4．齿宽b

5.变位系数

七．各档齿轮齿数的分配

9、 选取主减速器螺旋锥齿轮齿数时，应该注意什么问题？ 1．主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1)为了磨合均匀,z1、z2之间应避免有公约数。

2)为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。

3)为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于货车，z1一般不少于6。 4)当主传动比io较大时，尽量使z1取得小些，以便得到满意的离地间隙。 5)对于不同的主传动比， z1和z2应有适宜的搭配。 10、什么是双曲面小齿轮的偏移距？

双曲面齿轮传动(图)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。

11、双曲面齿轮螺旋角的定义？

螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点ｐ的切线NN与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(上图)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。 12、何谓差速器的锁紧系数？何谓半轴转矩比？

差速器性能常以锁紧系数k是来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定

k?

Tr

T0

由于普通锥齿轮式差速器结构简单、工作平稳可靠，所以广泛应用于一般使用条件的汽车驱动桥中。图5—19为其示意图，图中ω0为差速器壳的角速度；ω1、ω2分别为左、右两半轴的角速度；To为差速器壳接受的转矩；Tr为差速器的内摩擦力矩；T1、T2分别为左、右两半轴对差速器的反转矩。

根据运动分析可得

?1+?2＝2?0

显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速反向旋转。

根据力矩平衡可得

{{T1?T2?T0T2-T1?T0

将ｋ的表达式代入上式可以得到

T1?0.5T0(1- k)T2?0.5T0(1?k)

定义快慢转半轴的转矩比kb=T2/T1,则kb与k之间有

1?kkb?1?k

kb?1k?

1?kb普通锥齿轮差速器的锁紧系数是一般为0．05～0．15，两半轴转矩比kb=1．11～1．35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小，无法发挥潜在牵引力，以致汽车停驶。 13、何谓悬架的静挠度和动挠度？

悬架静挠度即

fc，是指汽车满载静止时悬架上的载荷FW与此时悬架刚度c之比，

fc=FW／c。

悬架的动挠度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常指缓冲块压缩到

其自由高度的1／2或2／3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车，fd取7—9cm；对大客车, 9cm。

14、前、后悬架的静挠度应如何选取？弹性元件的静挠度与悬架静挠度是否相同？

汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2(亦称偏频)可用下式表示

对货车fd取6～fd取5～8cm；

n1?c1/m1/(2?)

n2?c2/m2/(?2 )

（1）

式中，c1、c2为前、后悬架的刚度(N／cm)；m1、m2为前、后悬架的簧上质量(kg)。

当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示

fc1?m1gc1 fc2?m2gc2

式中，g为重力加速度(g=981cm／s)。 将

2

fc1、 fc2代入式(6—1)得到

n1?5/ 分析上式可知：悬架的静挠度必须正确选取悬架的静挠度。 在选取前、后悬架的静挠度值静挠度

fc1

n2?5/fc2 （2）

fc直接影响车身振动的偏频n。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，fc1和fc2时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度fc2比前悬架的

fc1小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个

路障，nl／n2<1时的车身纵向角振动要比n1/n2>1时小，故推荐取fc2 =(0．8～0．9) fc1。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐fc2=(0．6～0．8) fc1。为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。

用途不同的汽车，对平顺性要求不一样。以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货

车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在1．00～1．45Hz，后悬架则要求在1．17～1．58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0．80～1．15Hz，后悬架则要求在0．98～1．30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在1．50～2．10Hz，而后悬架则要求在1．70～2．17Hz。选定偏频以后，再利用式(2)即可计算出悬架的静挠度。

15、钢板弹簧悬架的长度L指何而言？影响其因素有哪些？（这节不考6-4）

钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命；降低弹簧刚度，改善汽车平顺性；在垂直刚度c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。钢板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形；选用长些的钢板弹簧，会在汽车上布置时产生困难。原则上在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。推荐在下列范围内选用钢板弹簧的长度：轿车：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。

16、何谓悬架的弹性特性？有几种？

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(即悬架的变形)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之间呈固定比例变化时，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。当悬架变形f与所受垂直外力F之间不呈固定比例变化时，弹性特性如图ｂ所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置(图中点Ｍ)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，刚度增大。这样可在有限的动挠度d范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系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，对缓冲块击穿的可能性越小。

f空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。轿车簧上质量在使用中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应当采用刚度可变的非线性悬架。

钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。 17、转向器效率有几种？如何定义？

功率P经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号??表示，??=(P1—P2)／P1；1从转向轴输入，反之称为逆效率，用符号??表示，?? =(P3—P2)／P3。式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。

18、转向系的传动比组成及其定义？ 1．转向系传动比

转向系的传动比包括转向系的角传动比iwo和转向系的力传动比ip

从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2FW与作用在转向盘上的手力Fh之比，称为力传动比，即 ip=2FW／Fh 。

转向盘转动角速度 ωw 与同侧转向节偏转角速度 ωk 之比，称为转向系角传动比iwo，即；

iwo??wd?dtd????kd?kdtd?k式中，dφ 为转向盘转角增量；d?k 为转向节转角增量；dt为时间增量。

'它又由转向器角传动比iw 和转向传动机构角传动比iw 所组成，即 iwo=iwiw'。

iw, 即

转向盘角速度ωw与摇臂轴转动角速度ωK之比，称为转向器角传动比

iw??wd?dtd????pd?pdtd?p。

式中,dβp为摇臂轴转角增量。此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。

摇臂轴转动角速度ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向传动机构的角传动比iw’，即

iw’??pd?pdtd?k???kd?kdtd?k。

19、何谓转向系的逆效率？

???tan?0 （1）

tan(?0??)根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。

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，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。

不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉；因此，现代汽车不采用这种转向器。

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，此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。

如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算

???

tan（?0??） （2）

tan?0

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