1、第二章離合器設計14 得在鄉(xiāng)間道路行駛得貨用汽車，其發(fā)動機為6100 水某廠新設計一載重量為冷柴油機 ,發(fā)動機最大扭矩Tem =340N /1700180轉(zhuǎn) /分，最高轉(zhuǎn)速為3 0轉(zhuǎn)/ 分。試初步確定離合器得結(jié)構(gòu)型式及主要尺寸。（取 0、 2 ）解 :該汽車為載重車，使用條件可能比較惡劣，又就是柴油機,起動時工作比較粗暴,轉(zhuǎn)矩不平穩(wěn)，因此選后備系數(shù) =1 、；采用單片離合器，摩擦片材料用粉末冶金銅基材料，摩擦因數(shù)f= 、 5 ，摩擦片上單位工作壓力0 = 、 3 a ；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩max=40 Nm, 取直徑系數(shù)KD=1 ，按經(jīng)驗公式計算摩擦片外徑：m ,取 D 3 0mm ；摩擦片內(nèi)徑d=

2、0 、 6D=180mm;最大轉(zhuǎn)矩時摩擦片最大圓周速度vDn / 603.14 1503500 / 602355mm/ s65m / s ，符合圓周速度要求。max摩擦片厚度取b=、 m；壓緊彈簧采用推式膜片彈簧，靜摩擦力矩，按加載點半徑要求:(D d） / R1D/2 ，故取 135 m；取大端半徑:1 R17,R= R +5=140mm取小端半徑：1 、 2 R r1 、 3 ,r=R/、 30 0 、 ,故取 =108m；2、 何為離合器得得后備系數(shù)?所能傳遞得最大轉(zhuǎn)矩與哪些因素有關？離合器所能傳遞得最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比, 即。, 式中 : 摩擦系數(shù) ;- 對壓盤得壓緊力；

3、離合器摩擦工作面數(shù)；有效作用半徑R。3、膜片彈簧得彈性特點?影響彈性特性得主要因素就是什么?工作點最佳位置應如何確定？膜片彈簧工作點位置得選擇：拐點H 對應著膜片彈簧壓平得位置；M 、 N 兩點分別對應壓緊力最大與最小得位置；A 、C 點分別對應離合器完全結(jié)合與完全分離得狀態(tài)。膜片彈簧工作點 B 一般取在M 點與 H 點之間 ,且靠近或在點處。當分離時，工作點從最大限度地減小踏板力,C 點應盡量靠近N 點 .B 變到C。 為4、某汽車采用普通有機摩擦材料做摩擦片得單片離合器。已知： 從動片外徑D,從動片內(nèi)徑,摩擦系數(shù) ，摩擦面單位壓力 0.求該車離合器可以傳遞得最大摩擦力矩。第三章機械式變速器

4、設計、 為什么中間軸式變速器中間軸上得齒輪螺旋方向一律要求為右選, 而第一軸、 第二軸上得齒輪為左旋？答 :（ 1)斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上；在設計時， 力求使中間軸上同時工作得兩對齒輪產(chǎn)生得軸向力平衡 ,以減小軸承負荷 ,提高軸承壽命 ；中間軸上齒輪得螺旋方向取為右旋， 而第一軸、 第二軸上得斜齒輪螺旋方向取為左旋后 ,軸向力 a與 a2 可相互平衡，第一軸、第二軸上斜齒輪所產(chǎn)生得軸向力由箱體承擔。2、對于中間軸式變速器，變速器得中心距對其外形尺寸與質(zhì)量有何影響？如何確定？變速器中心距就是一個基本參數(shù),對變速器得外形尺寸、體積與質(zhì)量大小、輪齒得接觸強度有直接影響。中心距越

5、小,輪齒得接觸應力越大,齒輪壽命越短.因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要得接觸強度來確定.初選中心距A 時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算：3、 變速器得主要參數(shù)有哪些?擋數(shù)、傳動比范圍、中心距A 、外形尺寸、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)得分配。4、 在變速器得使用當中，常常會出現(xiàn)自動脫檔現(xiàn)象, 除從工藝上解決此問題外，在結(jié)構(gòu)上可采取哪些比較有效得措施?、將兩接合齒得嚙合位置錯開2、將嚙合套齒座上前齒圈得齒厚切薄3、將接合齒得工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角第四章萬向傳動軸設計1、 解釋什么就是不等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)與等速萬向節(jié)？1) 不等速萬向節(jié)就是指萬向節(jié)連接得兩軸夾角大于零時， 輸出軸與輸入軸

6、之間以變化得瞬時角速度比傳遞運動，但平均角速度相等得萬向節(jié)。(2）準等速萬向節(jié)就是指在設計角度下以相等得瞬時角速度傳遞運動,而在其她角度下以近似相等得瞬時角速度傳遞運動得萬向節(jié)。（ 3）等速萬向節(jié)就是輸出軸與輸入軸以始終相等得瞬時角速度傳遞運動得萬向節(jié)。2、試簡要敘述普通十字軸式單萬向節(jié)得主要特性。傳動得不等速性,即當主動軸以等角速度轉(zhuǎn)動時，從動軸時快時慢。3、何為傳動軸得臨界轉(zhuǎn)速？影響傳動軸臨界轉(zhuǎn)速得因素有哪些？傳動軸得臨界轉(zhuǎn)速：當傳動軸得工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時得轉(zhuǎn)速。影響因素 ，傳動軸得尺寸，結(jié)構(gòu)及其支撐情況第五章驅(qū)動橋設計1

7、、已知EQ245越野車采用全浮式半軸，其中，后橋質(zhì)量為G2= 4 7、 kg， 加速時質(zhì)量移系數(shù) m 1、 1, 滾動半徑 r= 25mm,附著系數(shù)=0、 ,試求：半軸傳遞得扭矩；、簡述驅(qū)動橋得作用與組成。驅(qū)動橋功用： 增大由傳動軸傳來得轉(zhuǎn)矩,并將動力合理得傳給車輪。組成 : 主減速器,差速器，車輪傳動裝置,橋殼3、為什么會在驅(qū)動橋得左右車輪之間都裝有差速器（輪間差速器）?保證兩輸出軸有可能以不同得角速度轉(zhuǎn)動, 滿足汽車行駛運動學得要求.4、何謂 “差速器鎖緊系數(shù)K ？它與兩半軸轉(zhuǎn)矩比K b 有何關系？差速器得內(nèi)摩擦力矩與差速器殼接受得轉(zhuǎn)矩之比.K =（ 1 )/（ 1 K)第六章懸架設計、懸

8、架有哪些作用？錯誤 ! 傳遞作用在車輪與車架 （或車身 ) 之間得一切力與力矩； 錯誤 ! 緩與路面?zhèn)鹘o車架 ( 或車 身 ) 得 沖 擊 載 荷 ， 衰 減 由 此 引 起 得 承 載 系 統(tǒng) 得 振 動 , 保 證 汽 車 得 行 駛 平 順 性 ；o ac（ , 3 ) 保證車輪在路面不平與載荷變化時有理想得運動特性，保證汽車得操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高運行駛能力.2、 獨立懸架得評價指標？側(cè)傾中心高度; 車輪定位參數(shù)得變化;懸架側(cè)傾角剛度；橫向剛度3、解釋為什么設計麥弗遜式懸架時，它得主銷軸線、滑柱軸線與彈簧軸線三條線不在一條線上？錯誤 ! 主銷軸線與滑柱軸線不在一條線上得原因：可以達到

9、縮短尺寸a 得目得，又可獲得較小得甚至就是負得主銷偏移距,提高制動穩(wěn)定性錯誤 ! 彈簧軸線與減振器軸線在一條線上得原因:為了發(fā)揮彈簧反力減小橫向力3 得作用，有時還將彈簧下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線成一角度.4、 分析影響選取鋼板彈簧得長度、片厚、片寬以及片數(shù)得因素。彈簧長度：乘用車=、40、5軸距，貨車前懸架L=(0 、 26、 35）軸距，后懸架 L= （、35、 45)軸距；寬度 b，片厚h:由總慣性矩0得出總截面系數(shù)W 0，再得出平均厚度hp，然后選擇鋼板片寬 b，片厚 h；片數(shù)：多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6 4 之間選取，總質(zhì)量超過14t得貨車可達2片。用變截面少片簧時，片數(shù)

10、在14 之間5、簡述鋼板彈簧各片長度得確定過程.（1）先將各片厚度hi得立方值hi按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上;(2 ）再沿橫坐標量出主片長度得一半L/ 與形螺栓中心距得一半s/2，得到A、 B 兩點；（ 3）連接、 B 即得到三角形得鋼板彈簧展開圖， AB線與各葉片得上側(cè)邊交點即為各片長度.第七章轉(zhuǎn)向系設計、轉(zhuǎn)向器得角傳動比， 傳動裝置得角傳動比與轉(zhuǎn)向系得角傳動比指得就是什么？她們之間有什么關系 ?轉(zhuǎn)向器角傳動比如何選擇？轉(zhuǎn)向器角傳動比： 轉(zhuǎn)向盤角速度與搖臂軸角速度之比傳動裝置得角傳動比: 搖臂軸角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比 轉(zhuǎn)向系角傳動比：轉(zhuǎn)向盤角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比 ;轉(zhuǎn)

11、向系得角傳動比由轉(zhuǎn)向器角傳動比與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比組成。、轉(zhuǎn)向系得力傳動比指得就是什么？力傳動比與角傳動比有何關系？轉(zhuǎn)向系得力傳動比：從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上得合力2 與作用在轉(zhuǎn)向盤上得手力之比 ,稱為力傳動比，即3、轉(zhuǎn)向器角傳動比得變化特性就是什么？在不裝動力轉(zhuǎn)向得車上采用什么措施來解決輕與靈得矛盾？增大角傳動比可以增大力傳動比,增大轉(zhuǎn)向系得力傳動比能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上得手力,使操縱輕便，但車輪得反映變得遲鈍，所以“輕 與“靈”構(gòu)成一對矛盾。為解決這對矛盾，可采用 變速比轉(zhuǎn)向器4、 轉(zhuǎn)向系傳動副中得間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角應如何變化？為什么?圖中曲線表明轉(zhuǎn)向器在磨損前得間隙變化特性；曲線

12、2 表明使用并磨損后得間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙; 曲線 3 表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙得轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。第八章制動器設計1、若輕型汽車得有關參數(shù)如下 :總重 Ga=260 ,軸距 = 00mm，重心高hg=905 m，重心到前軸得距離 L 1=42mm，車輪得有效半徑 re=350m,若該車在 =0、7 得道路上行駛，試計算：）若采用后輪制動器作為應急制動,試確定應急制動所需得制動力矩.）求該車可能停駐得極限上坡路傾角 與極限下坡路傾角2。3)求駐車得上極限制動力矩。4）若設計行車制動系統(tǒng)時取同步附著系數(shù)0 0、5，試確定單個前后輪制動器得制動力矩 .解 :1）

13、應急制動時，后橋制動力矩為將mg a 26000N、L=。 7m、h = .05m、L=1428m、r =0.35 m、=0、7代入計算式 ,得應急制動力矩為 728、77 Nm。單個后輪制動器得應急制動力矩為 2728、 7 =1364、 4 m.2） 該車可能停駐得極限上坡路傾角為該車可能停駐得極限下坡路傾角為將L、hg、L 與值代入計算式，得 = 5、 8； 2=、 9.3) 根據(jù)后橋上得附著力與制動力相等得條件，駐車得上極限制動力矩為將mag、r 與 1值代入計算式 ,得駐車得上極限制動力矩為 396、 6 N m。單個后輪駐車制動器得制動力矩為 60、6/2=190、3 Nm.4）前、后輪制動力矩得比值：根據(jù)汽車滿載在柏油、