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1、汽车膜片弹簧离合器设计汽车设计课程设计 XX大学汽车设计课程设计题目:汽车膜片弹簧离合器设计学院： 机电工程学院班级： 12级车辆工程班学号： 姓名： 所属组别： 第X组目录1.离合器主要参数的确定21.1离合器的功用21.2本次离合器设计所选车型基本技术参数21.3离合器形式的确定21.4离合器主要参数的选择31.4.1离合器基本性能关系式31.4.2后备系数41.4.3单位压力P041.4.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t51.4.5摩擦片外径D、内径d和厚度b51.5摩擦片材料选择和尺寸校核61.5.1摩擦片材料选择61.5.2摩擦片尺寸校核72扭转减振器设计82.1扭转减振器选型
2、82.2扭转减振器主要参数选择与设计计算93.膜片弹簧的设计103.1膜片弹簧基本参数的选择113.1.1比值H/h和h的选择113.1.2R和R/r值的选择113.1.3的选择123.1.4分离指数目n和切槽宽1、2、及半径re的选取123.1.5膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定123.1.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定123.1.7膜片弹簧工作点位置的选择123.2膜片弹簧强度计算133.2.1P-图133.2.2强度校核14参考文献161.离合器主要参数的确定1.1离合器的功用离合器是汽车传动系中直接与发动机相关联的部件，其主动部分和从动部分可以暂时分离，又可
3、以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相对转动，通过主动、从动两部分的相互作用把发动机的动力扭距传递给驱动系统，来实现汽车的起步、换挡等功能。离合器的作用有三：一是保证汽车平稳起步，二是保证传动系换挡时工作平顺，三是防止汽车传动系过载。 1.2本次离合器设计所选车型基本技术参数表1-1捷达整车参数汽车型号捷达GTI16V发动机最大功率（kw）/(r/min)102/6100总质量ma（Kg）1470发动机最大扭矩（N.m）167轮胎规格185/60VR14最高车速（km/h）205车轮半径r（mm）233.3最高转速（r/min）6650主减速比3.67载重量（kg）460变速器一档传动比3.
4、451.3离合器形式的确定目前在汽车离合器中，摩擦式离合器用得最为广泛。摩擦式离合器按结构分可分主动部分（包括飞轮、离合器盖和压盘）、从动部分（从动盘总成）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（包括分离叉、分离轴承、分离踏板和传动部件）。在膜片弹簧离合器中膜片弹簧有压紧弹簧和分离杠杆的双重作用，所以膜片弹簧离合器的结构设计主要是包括从动盘总成、膜片弹簧和压盘总成三个部分。 根据车型技术参数，此次设计所选捷达离合器为推式操纵的拉式膜片弹簧离合器。它是目前汽车离合器中比较流行的第三代产品。拉式膜片弹簧的安装方向与推式相反，在接合位置时，膜片弹簧的大端支承离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。它与推式相比具
5、有许多优点： （1）结构简化，捷达离合器盖总成中取消了膜片弹簧中间的支承各零件； （2）扭矩容量更大； （3）分离得更彻底； （4）操纵踏板更为简单； （5）使用寿命更长。 （a）(b)(c)安装前位置安装后分离位置图1-1膜片弹簧离合器工作原理示意图1飞轮； 2摩擦片； 3离合器盖； 4分离轴承； 5压盘； 6膜片弹簧； 7支撑环1.4离合器主要参数的选择1.4.1离合器基本性能关系式离合器的基本功能之一是传递力矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一。通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否合适最终取决于试验验证。 根据摩擦力矩公式(1-1)式中Tc离合器静摩擦力矩；
6、 后备系数； f摩擦因数； Z：摩擦面数； po单位压力； D摩擦片外径； c内外径之比。 为保证离合器在任何情况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即Tc=Temax(1-2)有了上面的关系式，对于一定的离合器结构而言，只要合理选择其中的参数，并能满足上面的关系式，就可估算出所设计的离合器是否合适。 1.4.2后备系数后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应该要注意到下面3点： 1）离合器在摩擦片磨损后还应能正常地传递发动机的最大转矩。 2）要防止离合器滑磨过大。 3）要能防止传动系过载。 显然，如果选择
7、的过小，发动机的最大转矩不能正常传递； 如果选择的过大，那么离合器尺寸过大，会导致传动系超负荷，难以操作。我们可以根据使用条件的好坏来适当地选取的大小。在摩擦片磨损之后，离合器的压力依然能够可靠平稳，所以选取的值可以较小； 双片离合器的值应大于单片离合器。 表1-2离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.00本设计是捷达小轿车离合器的设计，故宜取小值，本次设计取=1.451.4.3单位压力P0单位压力决定了摩擦表面的耐摩性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选择单位压力必须考虑离合器的
8、工作条件、发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 当摩擦片采用不同材料时，按下表范围选取： 表1-3摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力P0/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50根据车型的具体参数此次设计选用石棉基编织材料，取=0.30MPa。 1.4.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见下表。 表1-4摩擦材料的摩擦因数f的取值范围3摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压
9、0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4本次设计采用石棉基编织材料，所以取f=0.30。 摩擦面数Z为离合器从动盘数是的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本次设计为单片离合器，故Z=2。 离合器间隙t是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t一般为34mm。本次设计取t=3mm。 1.4.5摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。
10、 当离合器结构形式及摩擦片材料、后备系数和单位压力已选定情况下，可根据公式D=312TemaxfZP0(1-c3)(1-3)摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩按如下经验公式选用： D=kDTemax(1-4)式中kD为直径系数，取值范围见表1-5表1-5直径系数kD的取值范围车型直径系数kD乘用车14.6最大质量为1.8-14.0t的商用车16.0-18.5（单片离合器）13.5-15.0（双片离合器）最大质量大于14.0t的商用车22.5-24.0依据Tmax=167Nm,kD取14.6，且摩擦片内径可根据d/D在0.530.70之间确定，此处取内外径之比c=0.7由(1-3)计算得
11、：D=198.5mm,d=139.0mm.初步确定D后，还需根据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定。根据标准（GB1457-74）的规定： 表1-6离合器尺寸选择参数表外径D/mm内径d/mm厚度h/mm1601103.21801253.52021403.52251503.5最后确定：外径D=200mm,内径d=140mm,内外径之比c=xxxx,3.5mm和4mm三种。此处取b=3.5mm1.5摩擦片材料选择和尺寸校核离合器摩擦片在性能上应满足如下要求： （1）摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度变化对其影响要小； （2）具有足够的机械强度和耐磨性； （3）材料密度要小，以减小
12、从动盘转动惯量； （4）热稳定性好，高温下比较稳定； （5）磨合性好，不致刮伤飞轮和压盘表面； （6）接合平顺，无“咬合”或“抖动”现象； （7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象； （8）油、水对其摩擦性能的影响要达到最小。 1.5.1摩擦片材料选择离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因数较高（大约0.30.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。目前主要应用于中、轻载荷下工作。 所以本次设计选取石棉合成物制成的摩擦材料.1.5.2摩擦片尺寸校核1）最大圆周速度摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s
13、，即m/sm/s式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）； 为发动机最高转速取6650； 为摩擦片外径径取200mm； 故符合条件。 2)摩擦片的内外径比c应在0.530.70范围内： c=0.700.530.703)保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，应在1.21.75之间，而由（1-1）计算的Tc=247.6Nm,将其代入（1-2）式得： =Tc/Temax=1.481.201.75（2）单位面积滑磨转矩单位面积滑磨转矩应小于其许用值，即=（1-5）所以(N/)式中，为单位面积滑磨转矩(Nm/mm2)，可按表1-7选择表1-7许用单位面积滑磨转矩T的要求外径D/mm210210
14、250250325320T/（N/mm）2.833.54当摩擦片外径D210时，=1.30N/故符合要求。 4)为了减少汽车起步过程中的离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即： （1-6）式中，单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)； 其许用值0.4J/mm2； 是汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式计算(1-7)式中：ne发动机转速，乘用车取2021r/min； ma汽车总质量(kg)，为1470kg； rr汽车轮胎滚动半径，为233.3mm； ig汽车起步时所用变速器档位的传动比，数值取3.45； i0主减速器传动
15、比，取3.67。 各个数值代入(7)式：得到W=10920.9J，再把W和摩擦片的各个数值代入式(6)，得： w=0.34J/mm2w=0.4J/mm2。 经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求2扭转减振器设计2.1扭转减振器选型由于发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化的，从而使传动系统产生扭转振动。若振动频率与传动系的自振频率相重合会发生共振，影响传动系中零件的寿命。为避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，在许多汽车的传动系统中装设了扭转减振器，且大多数将扭转减振器附装在离合器的从动盘中。 图2-1扭转减振器工作示意图1、2减振弹簧； 3从动盘本体； 4阻尼片； 离合器接合时，发
16、动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。 2.2扭转减振器主要参数选择与设计计算扭转减振器的设计计算着重于减振弹簧。 1)减振弹簧的材料：采用60Si2MnA弹簧钢丝。 2)减振弹簧个数Zj的选取： 当摩擦片外径D250mm时，由于D=180mm，所以Zj取4。 3)减振弹簧的位置
17、半径R0减振弹簧的位置半径R0一般取(0.600.75)d/2,即37.543.75mm,同时为了保证离合器可靠的传动发动机的转矩，减振弹簧位置直径2R0约小于摩擦片内径约50mm，所以取R0=40mm。 4)极限转矩Tj极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取： Tj=(1.52.0)Temax(2-1)式中，Temax发动机最大转矩； Tj极限转矩。 乘用车取相应系数为2.0，所以Tj=334Nm。 5)扭转角刚度kj为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角
18、刚度kj，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。kj取决于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸： kj=KZjR02103(2-2)式中K每个减振弹簧的线性刚度(N/mm)； Zj减振弹簧的个数； R0减振弹簧位置半径(m)。 减振器的角刚度既要满足传递足够大的转矩的要求，又要满足为了避开共振而尽量降低其值的要求，这在实际上是做不到的。因此，减振器的角刚度kj的最后确定，常常是结构所允许的设计结果，设计时选kj为：kj13Tj。 由于设计的是乘用车的发动机，常工作时的转速是较高的，且保证发动机的工作较稳定，所以选择kj较小，取kj=10Tj=3340Nm。 这样每个弹簧的线性刚度为K=kj
19、/(ZjR02)=5.2105N/mm。 6)阻尼摩擦转矩Tm由于减振器扭转刚度kj受结构及发动机最大转矩的限制，不肯能够很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器的阻尼摩擦转矩Tm，一般可选： Tm=(0.060.17)Temax(2-3)式中Tm阻尼摩擦转矩； Temax发动机最大转矩。 按经验选Tm=0.12Temax=20.04N。 7)预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧力。研究表明，Tn的增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但Tn不应大于Tm，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取： Tn=(0.050.17)Temax(2-4
20、)式中Tn预紧转矩； Temax发动机最大转矩。 取Tn=0.10Temax=16.7N。 8)极限转角jj减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角jj为(2-5)式中极限转角； R减振弹簧位置半径； Dl减振弹簧的工作变量。 通常取3o12o，由于设计的乘用车的离合器，所以对发动机的平顺性要求较高，所以取。 3.膜片弹簧的设计3.1膜片弹簧基本参数的选择图3-1膜片弹簧的基本尺寸3.1.1比值H/h和h的选择要准确选择比值H/h可以获得比较理想的特性曲线并获得最佳的使用性能，因为H/h的选择对膜片弹簧的弹性特性有着很大的影响。膜片弹簧的弹性特性由碟簧部分决定，与
21、自然状态下内锥高H及弹簧钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性弹性（见下图），当(H/h)2，特性曲线有一段负刚度区域，即随着变形增加载荷反而减小； 该特性很适于作为离合器的压紧弹簧，可以利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，以达到操纵省力的目的。 图3-2H/h对膜片弹簧弹性特性的影响而实际的工作要求中，兼顾操纵简单和压紧力的落差不致过于灵敏，离合器膜片弹簧一般取1.5(H/h)2，板厚h为24mm。 取h=2.5mm，H/h=2，得H=5mm，h=2.5mm。 3.1.2R和R/r值的选择要根据结构的要求和摩擦片的尺寸大小来选择膜片弹簧的大端半径R，R/r的选定影响材料利用效率，该比值越
22、小，则弹簧材料的利用效率越好。对于汽车离合器膜片弹簧，通常取R/r=1.201.35。 此次设计取R/r=1.25，r大于摩擦片平均半径Rc，其中： （3-1）由式3-1计算得Rc=85mm，故取r=86mm； 因为1.25r=107.5，故取R=108mm。 3.1.3的选择膜片弹簧在自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切，=tan-1HR-rHR-r=12.8一般在914范围内，故符合要求。 3.1.4分离指数目n和切槽宽1、2、及半径re的选取分离指的数目n常取为18； =3.23.5mm； =910mm； re的取值应满足（r-re）要求。 取分离之数目n=18，3.2mm,=10m
23、m； 为re满足r-re，取rer-=86-10=76mm，可取：re76mm。 3.1.5膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定由离合器结构决定，膜片弹簧小端内径最小值应大于变速器第一轴花键的外径； 应大于。 由2，则取15mm,再取分离轴承18mm。 3.1.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定r1和R1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r； R1应略小于R且尽量接近于R。 故选择：r187mm，R1107mm。 3.1.7膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧特性曲线如图4-2所示，选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。曲线上拐点H对应膜片弹簧压
24、平位置，且。 图3-3膜片弹簧工作点位置图2新离合器处于接合的时候，一般在点M与点H之间选取膜片弹簧工作点B，为了保证其压紧力从P1B到P1A变化不大，摩擦片在最大磨损限度范围内应该选取。膜片弹簧在分离的情况下点从B变到C，而C点之所以要靠近N点。是为了尽量地减小踏板力。 3.2膜片弹簧强度计算3.2.1P-图1，碟形弹簧的形状如以锥型垫片，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承
25、环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为1，则压紧力F1与变形1之间的关系式为:（3-2）式中： E弹性模量，对于钢，泊松比，对于钢，=0.3H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度h弹簧钢板厚度R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径r1支承环加载点半径表3-1膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrR1r1Hh108861078752.5代入（3-2）得(3-3)对（3-3）式求一次导数，可解出1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。 凸点：mm时，N凹点：mm时，N拐点：mm时，N2，当
26、离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为P2，对应此载荷作用点的变形为2。由表3-2膜片弹簧工作点的数据2.696.404.559.2822.0815.696213.813555.094878.501801.101030.461414.1063.2.2强度校核膜片弹簧大端的最大变形量，由公式： 得： 15001700MP所以强度符合要求。 参考文献.1王望玉，汽车设计.4版.北京：机械工业出版社，2021.8。 2徐石安，江发潮，汽车离合器北京：清华大学出版社2021。 3汽车工程手册编辑委员会编汽车工程手册北京：人民交通出版社，2021。 4李林，刘惟信，汽车
27、离合器盖结构的最优化设计北京汽车，1991，6。 5蔡兴旺主编，汽车构造与原理北京：机械工业出版社，2021。 妙笔生花，文字很灵妙。 汽车设计课程小结 通过学习汽车设计这门课程使我从理论上初步掌握了从事汽车设计所必须具备的基本知识。是从事汽车设计的初学者必不可少的基础知识，汽车设计所涉及的结构分析、参数选择、设计与计算等构成了该课程的基本内容。随着汽车技术的发展，控制理论、系统工程、有限元法、计算机辅助设计、优化设计、可靠性设计等许多新知识均已在汽车设计中得应用。 本课程介绍了发动机液力悬置、安全气囊、双质量飞轮、拉氏膜片弹簧离合器、扭转梁随动臂、粘性联轴器、机械式无级变速器、电动助力转向、
28、电控助理转向、空气悬架、越野车布置分析等。 第一章介绍了汽车的总体设计，从中了解到了汽车总体设计应满足的要求以及开发程序、汽车的分类汽车有那些布置形式，是如何确定主要尺寸、质量参数和性能参数的，发动机怎么选择，轮胎怎么选择有什么要求，如何对汽车进行总体布置。 第二章介绍了离合器设计，了解到离合器的组成、分类、功用，有哪些结构形式，离合器主要参数选择、设计与计算，对操纵机构和主要零部件进行了结构设计，特别详细的介绍了膜片弹簧。 第三章介绍了机械式变速器设计，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有
29、利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。变速器有如下基本要求:1）保证汽车有必要的动力性和经济性 2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的转输。3）设置倒挡使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出等。传动机构布置方案有 1、固定轴式变速器（两轴式变速器、中间轴啊式变速器） 2、倒档布置方案。对变速器主要参数的选择包括档数、转动比、中心距、外形尺寸、齿数和格挡齿轮齿数的分配。对变速器进行设计与计算，最后对同步器、操纵机构和结构元件进行了说明。
30、还简单了介绍了机械式无极变速器。 第四章介绍了万向传动轴设计，万向传动轴由万向节、轴管及其伸缩花键等组成，对于长轴距的汽车，有时还加中间支撑。它主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。万向传动轴设计应满足如下基本要求:1）保证所连接的两轴的夹角及相对位置在一定范围内变化时，能可靠而稳定地传递动力。 2）保证所连接的两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许的范围内，在使用车速范围内不应产生共振现象。 3）传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 第五章介绍了驱动桥设计，驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩
31、的传递方向，即增大传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理地分配给左、右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路而和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩。 设计驱动桥时，应当满足如下基本要求： 1）选择造当的主减速比，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。 2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。 3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 第六章介绍了悬架设计，悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架(或车身)与车轴(或车轮)弹性地连接起来。其主要任务是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(或车身)的冲
32、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，使汽车获得高速行驶能力。 悬架由弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。 导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架(或车身)的运动特性，并传递除弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。当用纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导导向装置的作用。缓冲块用来减轻车轴对车架(或车身)的直接冲撞，防止弹性元件产生过大变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。 第七章介绍了转向系设计，转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车
33、转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。 械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车，还装有动力系统，并借助此系统减轻驾驶员的手力。 第八章介绍了制动系设计，制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。 制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制通过学习汽车设计，进一步加深了我对汽车的了解和印象。在毕业设计中我选择了变速器设计，是理论与实际相结合，使我能够更好的掌握专业知识。虽然历经100多年的发展，今天的汽车已相当完善，但为了满足不断攀升到更高层次的要求，至今仍然需要我们开发创新产品，进一步完善它。动装置。前者用来保证前两项功能，后者则用来保证第三项功能。 衔接得很合理。 13