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1、 汽车设计习题集及部分答案北京信息科技大学第一章汽车的总体设计1.设计任务书涉及哪些内容？答：设计任务书重要应涉及下列内容：（1）可行性分析，其内容涉及市场预测，公司技术开发和生产能力分析，产品开发的目的，新产品的设计指导思想，预计的生产大纲和产品的目的成本以及技术经济分析等。（2）产品型号及其重要使用功能、技术规格和性能参数。（3）整车布置方案的描述及各重要总成的结构、特性参数；标准化、通用化（4）国内、外同类汽车技术性能的分析和对比。（5）本车拟采用的新技术、新材料和新工艺。2.汽车总体设计的重要任务？答：要对各部件进行较为仔细的布置，应较为准确地画出各部件的形状和尺寸，拟定各总成质心位置
2、，然后计算轴荷分派和质心位置高度，必要时还要进行调整。此时应较准确地拟定与汽车总体布置有关的各尺寸参数，同时对整车重要性能进行计算，并据此拟定各总成的技术参数，保证各总成之间的参数匹配合理，保证整车各性能指标达成预定规定。3.简要回答汽车轴距的长短会对汽车的性能产生哪些影响？答：（1）轴距对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述各指标减小。止 匕 外，轴距还对轴荷分派、传动轴夹角有影响。（2）轴距过短会使车厢（箱）长度局限性或后悬过长；汽车上坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动
3、轴的夹角增大。（3）原则上对发动机排量大的乘用车、载质量或载客量多的货车或客车，轴距取得长。对机动规定高的汽车，轴距宜取短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车的基础上，生产出短轴距和长轴距的变型车。对于不同轴距变型车的轴距变化，推荐在0.4-0.6m的范围内来拟定为宜。4.公路车辆法规规定的单车外廓尺寸？答：公路车辆法规规定的单车外廓尺寸：长不应超过12m；宽不超过2.5m；高不超过4m。5.简要回答汽车轮距的大小会对汽车产生哪些影响？单就货车而言，如何拟定其前后轮距？答：汽车轮距的大小会对汽车总质量、最小转弯直径、侧倾刚度产生影响。就货车而言拟定总原则：受汽车总宽不得超过2.5m限制，轮距
4、不宜过大,前轮距B1：应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。后轮距B2：应考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。6.前后悬的长短会对汽车产生哪些影响？7.各种车辆的汽车装载质量（简称装载量）是如何定义的？8.什么叫整车整备质量？答：整车整备质量是指车上带有所有装备（涉及随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。9.发动机的悬置结构形式及特点？答：发动机的悬置结构形式：传统的橡胶悬置和液压阻尼式橡胶悬置。传统的橡胶悬置特点是结构简朴，制导致本低，但动刚度和阻尼损失角0的特
5、性曲线基本上不随激励频率变化。液压阻尼式橡胶悬置的动刚度及阻尼损失角有很强的变频特性，对于衰减发动机怠速频段内的大幅振动十分有利。10.汽车轴荷分派的基本原则是什么？答：轴荷分派对汽车的重要使用性能和轮胎使用寿命有着显著的影响，在进行汽车总体设计时应对轴荷分派予以足够的重视。（1）应使轮胎磨损均匀：希望满载时每个轮胎的负荷大体相等，但事实上由于各种因素的影响，这个规定只能近似地得到满足。（2）应满足汽车使用性能的规定：对后轴使用单胎的4 X 2汽车，为防止空车时后轮易抱死发生侧滑，常选择空车时后轴负荷大于4 1%。对后轮使用双胎，而行驶条件较差的4 X 2货车，为了保证在坏路上的通过性，减小前
6、轮的滚动阻力，增长后轮的附着力,常将满载时前轴负荷控制在总轴荷的2 6%2 7%。（3）对轿车而言，拟定轴荷分派时一方面要考虑操纵稳定性的规定，使汽车具有局限性转向的倾向，另一方面根据发动机布置和驱动型式的不同，对满载时的轴荷分派做适当的调整。对前置前驱动的轿车，为得到良好的上坡附着力和行驶的稳定性，前轴负荷应不小于5 5%；对前置后驱动的轿车，为得到局限性转向倾向，后轴负荷一般不大于5 2%；对后置后驱动的轿车，为防止后轴过载导致过度转向，后轴负荷不应超过5 9%。11.在进行汽车总体布置是，使用五条基准线，是如何拟定的？答：在初步拟定汽车的载客量（载质量）、驱动形式、车身形式、发动机形式等
7、以后，要进一步做更具体的工作，涉及绘制总布置草图，并校核初步选定的各部件结构和尺寸是否符合整车尺寸和参数的规定，以寻求合理的总布置方案。绘图前要拟定画图的基准线（面）。拟定整车的零线（三维坐标面的交线）、正负方向及标注方式，均应在汽车满载状态下进行，并且绘图时应将汽车前部绘在左侧。1.车架上平面线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，称为车架上平面线。它作为标注垂直尺寸的基准载（面），即Z坐标线，向上为Z“+”、向 下 为 该 线 标 记 为 02.前轮中心线通过左、右前轮中心，并垂直于车架平面线的平面，在侧视图和俯视图上的投影线，称为前轮中心线。
8、它作为标注纵向尺寸的基准线（面），即X坐标线，向 前 为 向 后 为X该线标记为6。3.汽车中心线汽车纵向垂直对称平面在俯视图和前视图上的投影线，称为汽车中心线。用它作为标z注横向尺寸的基准线（面），即y坐标线，向左为“+”、向右为“一”，该线标记为6。4.地面线地平面在侧视图和前视图上的投影线，称为地面线。此线是标注汽车高度、接近角、拜别角、离地间隙和货台高度等尺寸的基准线。5.前轮垂直线通过左、右前轮中心，并垂直于地面的平面，在侧视图和俯视图上的投影线，称为前轮垂直线。此线用来作为标注汽车轴距和前悬的基准线。当车架与地面平行时，前轮垂直线与前轮中心线重合（如乘用车）。12.在汽车总布置设计
9、时，轴荷分派应考虑那些问题？答:轴荷分派对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。从轮胎磨损均匀和寿命相近考虑,各个车轮的载荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的载荷，而从动轴载荷可以适当减少；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，转向轴的载荷不应过小。13.汽车设计中必须考虑的“三化”是什么？答：产品的系列化、零部件的通用化和零件标准化。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）；零部件的通用化：同一系列或总质量相近的一些车型，采用通用的总称或部件，以减少不见的类型、简化生产；标准化：设计中尽也许采用标准件，以便组织生产、提高质量、减少制导致本并使维
10、修方便。第二章离合器设计一、计算题1.已知某车为公路用货车，其参数为：M emax=5 5 9 Nm；P=1 3 2 k W；n=1 4 0 0 r/min；G=1 2 2 4 5 kg；io=5.7 7；ii=6.5 1 5；r=0.4 9 m。拟选单片膜片弹簧离合器：D=3 5 0 mm、A=1 2 1 3 4 0mn?、Tc=700-760 N-m.CP=14kg,验算这种离合器在该车上其容量是否合适。解:按 式(2 1)、(2-2)计算得:WD=97743.9 N m；HR=89476N m/s。按 式(2-3)计算得：p=l.25-1.36；WD/GP=6 683.84；WD/A=0
11、.77；HR/A=0.74；P/Cp=9.43；P/A=0.0011o通过与表2-1、2-6中值对比，可以看出，此离合器用在该车上是合适的。2.已知某车型是公路货车、基本参数为：M e m a x =902N m P=184kW n=1500r/min G=16760kg i0=4.875ii=7.059 r=0.525m为该车设计一单片膜片弹簧离合器，计算其容量参数。解：(1)拟定摩擦片尺寸由 式(2-1)和(2-2)得:WD=209083.3N mHR=172127.8 Nm/S由 图 2-4及 表 2-5初步拟定摩擦片外径D 为 380mm,内 径 d 为 205mm,A=80405.1
12、mm2,D/d=1.86o贝 U：WD/Al.3HRUO.4485可以看出WD/A 和 HR/A 均小于表2-6中的推荐值。(2)拟定压紧力F选用石棉基编织摩擦片，根据表2-1和 2-7取 0=1.4 1.8、g=0.3,由式(23)和(2-4)得压紧力F：F=1018213090N(3)检查单位压力P由 式(2-5)得单位压力P：P=0.1267N /mn?0.1267N /m m2均小于表2-7 中的许用值，故设计是合理的。3.某厂新设计一载重量为4 t 的在乡间道路行驶的货用汽车，其发动机为6 1 0 0 Q 水冷柴油机，发动机最大扭矩T emax=3 4 0 N-m/1 7 0 0 1
13、 8 0 0 转/分，最高转速为3 5 0 0 转/分。试初步拟定离合器的结构型式及重要尺寸。(取 g=0.2 5 )解：该汽车为载重车，使用条件也许比较恶劣，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B=L 6；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=0.2 5,摩擦片上单位工作压力 po=O.3 5 M P;1；发动机最大转矩T cmax=3 4 0 N.m,取直径系数KD=1 6,按经验公式计算摩擦片外径D：D=KD=1 1 4 0 =2 9 5.0 5 mm,取 D=3 0 0 m m；摩擦片内径d=0.6 D=1 8 0 m m；最 大 转 矩 时
14、摩 擦 片 最 大 圆 周速度Vv m a x=冠筋/6 0 =3.1 4 x 1 5 0 x 3 5 0 0/6 0 =2 3 5 5 m m/s 6 5 m/s,符合圆周速度规定。摩擦片厚度取b=3.5 m m；压紧弹簧采用推式膜片弹簧，静摩擦力矩.=BT,.m a x=1.6 x 3 4 0 =5 4 4 T V.m,按加载点半径规定：(D+d)/4 R i D/2,故取R i=1 3 5 m m；取大端半径：1 R-R i 7,R=R i+5=1 4 0 m m取小端半径：1.2 R/r 1.3 5,r=R/1.3 0=1 0 7.7 m m,故取 r=1 0 8 m m；4.已知一0
15、 3 8 0 膜片弹簧离合器，装于某一发动机上，发动机的转矩为用3=殁)弘用。根据初步布置，初定离合器压盘传力片的设计参数如下：共设3组传力片 i=3),每组4片(n=4),传力片的几何尺寸为：宽6 =2 5 利加，厚 h=l m m,传力片上两孔间的距离1 =8 6 m m,孔的直径d=1 0 m m,传力片切向布置，圆周半径R=1 7 8 m m,传力片材料的弹性模量 =2 x 1()5 MPa。试校核传力片的应力和最小分离力。解:一方面计算传力片的有效长度/,/t=8 6-1.5 x 1 0 =7 1 mm计算传力片的弯曲总刚度：K、=1 2 x 2 x l 05x l/1 2 x 2
16、5 x l3x 4 x 3/7 13x l/1 0 0 0 =0.1 7 M N/m根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力：(1)彻底分离时，按设计规定f=0,T,=0,由式2-2 5)或式(2-2 6河 知b=o。(2)压盘和离合器盖组装成盖总成时，.=0,通过度析计算可知/；械=7-6 7 m m。由2-1 4计算最大应力：bmax3 x 7.6 x 2 x l 05x l7 12=9 1 3 M Pa(3)离合器传扭时，分正向驱动(发动机一车轮)与反向驱动(车轮发动机)，7m然 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知心.=4.7 4根机。正向驱动
17、(2-2 4)3 x 4.7 4 x 2 x l 05x l 6X7 0 0X4.7 4X1 0 0 0 7 0 0X1 0 0 0-=-=6.46乙，tq max 17 0*n 2x326x7.63x0.89/y该车是货车，齿轮选用斜齿轮，法向模数为4,螺旋角为4=20；本题中，四档是超速档，取工=0.8,则根据各档传动比成等比级数的规定，求出四个前进档的传动比。“产 2 ，2=五3，3 =q i6.46q 2.02062）拟定一挡齿轮的齿数一挡传动比心=2211 Z Za）假如Z?和Z 的齿数拟定了，则Zi与 Z 2可通过传动比求出。为了求Z,和Z&的齿数，先求其齿数和z,=2ACOS =
18、2c 133.5xcos20=62.65；这里齿数和不是整数，取整Z%=63。为了使第一轴长啮合齿轮可以分派较多齿数，以便在其内腔里设立第二轴轴承支撑，常 使 大 些，Z 1小些。故，对于货车，取Z3=17,则Z4=Z,Z 3 =63T7=46。因刚才齿数取过整，中心距变为A=出）=文17+46）=34 0862 cos（3 2 cos 20（可以通过齿轮变位达成原始中心距，这里不再讨论）。b）现在计算常啮合齿轮齿数：&=j&=6.46x11=2.3873；同样，常啮合齿轮齿数要满足中心距变Z.1Z4 46A=134.086,即 A=L +zJ=134.086,故满足上述两条件，可算得 =19
19、 z2=44;2 cos/?2)拟定二档齿轮的齿数。二档齿轮的齿数满足下面三个等式：分别是传动比、中心距和平衡中间轴的轴向力。ZA=3.2 6 6 X 0=1.4 1 0 34 4A/（Z 5 +Z 6）2 c o s p（=1 3 4.0 8 6蛆Z2-（1+均Z|+Z2 Z6Z5=2 6解得Z 6 =3 7尸6 =1 7.0 1 7 5。3)拟定三档齿轮的齿数。三档齿轮的齿数也应满足下面三个等式：分别是传动比、中心距和平衡中间轴的轴向力。方=,4=1.6 1 6 x 2 =0.6 9 5 2z7 hz2 4 4A =?七7+力=1 3 4.()8 62 c o s p吗=(1+)吆/6 Z
20、|+Z2 Z8Z37解得Z x =2 6J 8民=1 2.1 4。4)拟定四档齿轮的齿数。三档齿轮的齿数也应满足下面三个等式：分别是传动比、中心距和平衡中间轴的轴向力。=i -1 =0.8 X =0.3 4 5 4Z9 Z2 4 4A/（Z 7+Z 8）2 c o s I=1 3 4.0 8 611=_ （1 +均tg D。Z1+Z2 Z10Z9=46解得Z u.7民=8.005。5）拟定倒档齿轮齿数。应满足两个中心距的规定4/（Zu+Zi2）2 cos 0 =71.32Z”=13从而解的ZZi2=36倒档传动比A,=Z9=史*=6.413；倒 Z.Zn 19x132.根据上面拟定的传动比订订
21、心、小人，设图中常啮齿轮1、2、7、8、9、10用斜齿轮，其法向模数m=3.75,螺 旋 角 尸=25 51 24；齿 轮3、4、5、6用直齿轮，端 面 模 数m=4.2，试决定各齿轮的齿数，并由此得出各前进档的实际传动比。3.计算齿数最少最薄弱的齿轮的轮齿强度。二、简答题：1为保证变速器具有良好的工作性能，汽车对变速器有哪些基本规定？2根据轴的不同型式，变速器可分为哪些类型？答：分为固定轴式和旋转轴式两种；固定轴式变速器应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式重要用于液力机械式变速器。固定轴式又分为两轴式变速器，中间
22、轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器等。3变速器操纵机构应满足哪些规定？答：（1）换挡时只能挂入一个挡位；（2）换挡后应使齿轮在全齿长上啮合；（3）防止自动脱挡或自动挂挡；（4）防止误挂倒挡；（6）换挡轻便。4.如下图所示为一变速器结构图，请分析各档传动关系，画出传动见图，并列出传动比。解:这是一个中间轴式六档变速器，其特点是：（1）设有直接挡；（2）一挡有较大的传动比;（3）各挡位齿轮采用常啮合齿轮传动；（4）各档均采用同步器。传动路线图如下所示。1档：动力从第一轴到齿轮7 6 1 12,锁销式同步器右移，到第二轴；2 档：动力从第一轴到齿轮7 6 2 11,锁销式同步器左移，到第
23、二轴；3 档：动力从第一轴到齿轮7 6 3 10,锁环式同步器右移，到第二轴；4档：动力从第一轴到齿轮7 6 4 9,锁环式同步器右左移，到第二轴；5 档：动力从第一轴到齿轮7 6 5 8,锁环式同步器右移，到第二轴；6 档：动力从第一轴到齿轮7 6,锁环式同步器左移，到第二轴，得直接档;7 档：搭档同步器左移，得倒档。6.为什么中间轴式变速器中间轴上的齿轮螺旋方向一律规定为右选，而第一轴、第二轴上的齿轮为左旋？答：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。根据右图可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：i=Fi ta
24、n/?1Fa2=F“2tan例由于，为使两轴向力平衡，必须满足式中，F a i、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；F n l、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；ri、r2为 齿 轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。齿 轮1与第一轴齿轮啮合，是从动轮，齿 轮2与第二轴齿轮啮合，成为积极轮，因此都为右旋时，所受轴向力方向相反，从而通过设计螺旋角和齿轮直径，可使中间轴上的轴向力抵消。7、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？如何拟定？答：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。轿车四挡变速器壳体的轴向
25、尺寸为（3.03.4）A o货车变速器壳体的轴向尺寸与档位数有关，可参考下列数据选用：四挡（2.2 2.7）A五挡（2.7 3.0）A六挡（3.2 3.5）A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拟定。中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距AoA-式 产.4 m a x l g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=9.511.0o轿车变速器的中心距在6580mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80 170mm范围内变化。8.变速器传动比范围的定义及拟定传动
26、比范围的影响因素？答：变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动比的比值。最高挡通常是直接挡，传动比为1。如最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有:发动机的最大转矩和最低稳定转速所规定的汽车最大爬坡能力、驱动轮与地面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所规定达成的最低稳定行驶车速等。传动比范围的拟定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件（如规定的汽车爬坡能力）等因素有关。目前乘用车的传动比范围在3.0 4.5之间，轻型商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大。第四章万向节和传动轴设计一、计算题:1.用于传递转矩Md=1140r/min的带
27、减速器的电动机的十字轴联接的传动轴。在速度为200r/min,4=4，目的寿命Lh=1和 左=L33粕 条件下，计算动力传递系数C R,选择虎克万向节型号。图3-1虎克式万向节解：上图中，十字节剖面结构尺寸如下:D=22.24/m；d=2.5mm；I=15.8mm；滚柱数；z=31；滚柱的列数 i=l；R=37mm；Dn=D+d=24.9 ;=I qd=15.8 lx 2.5=3.3mm；由 式（3.4）式计算动态传递参数CR,cR=M d k,，。a37=1140 x1.33x1。八陛亘吧=5 1 W 祖1.5 x 0 q 1.5xJQ查表表3-2,可以看到，287.10,287.20万向节
28、可以满足需要。考虑安全系数，选 取287.20进行验算。万向节GWB287.20,(CR=797N-m)的特性数据是：MN=2 400N-m,A=120mm,K=116mm,s=70 x3mm,=470mm,1=60mm,由 式(3-2)得，静承载能力c 为Co=38izd=38x1x31x2.5x13.3=39169N和静承载态转矩Mo=2.27 Co R=2.27x39169x0.037=3290N 加，与表 3-2 中的值接近。由 式(3-3)计算动载能力C=J，=X (1 X1 3.3厂 X 31 2 5 g =/2 6 3.0 5承载能力系数f =f xfJ c J I J 2因表3
29、/中 比 值 力2.5/(2 2.4 +2.5)=0.1 0 1，故由该比值查得f=116,93，并由图3-7得轴承承载能力系数/,=0.7因而，f =f X f=1 1 6.9 3 x 0,7=8 1,8 5；于是动承载能力J C J J 2C=f X 263.05=81.85x263.05=2153IN而动力传递系数C R=21531x 0.037=796.65N与补充资料表3-2最后一行的值797N一致，即选587.10型万向节。2.为发动机前置、八档变速、28吨 IvecoMairus卡车，传 动 轴 1到 4 的万向节规格由起 动 转 矩 和 附 着 转 矩 拟 定，北一自发动机的传
30、动比；力 一自路面的传动比；公路上平均轴间夹角角=7。12。；非公路上尸=7。20。发动机和变速箱之间的传动情况数据见列表。计算启动转矩，附着转矩，设计转矩，并选定万向节。表 3-1 Iveco-Magiru动力传动系参数发动机数据变速箱数据分动器数据主传动比轮胎P,=188kW8 档带差速锁带差速锁；I s t a t=0.52=817 N 皿2200 r/min)i=9.16“s max；=1.7673.11图3-2三轴26t,6X6 Iveco-Magirus卡车传动系解:根据公式计算结果列在表中。表 3-2 Iveco-Magiru十字轴连接传动轴计算示例输 起动转矩MAtA=ttv=
31、9.16X1.767=16.186附着转矩MH齿=%=31 1 2 059=6.406设计条件(GWB).MA+MH”MB-一 2 4MN所需万向节尺寸/mm（图 5.11）1AfA=4X-1-X817Xl蛇 9 黑；。.0.52u 3 268+2 4375 2587.10=3 268 N m=2 437 Nm=2 853 N m2n 727“A=IX 旨4乂817X16.186 200 000MHT X&406 X a 52u 9 614+16 235MB-2587.36=9 614N m=16 235 Nm=12 925 N m30 727MA=1X 匕产 X 817 X 1 6.186M
32、H=0.8X 罟 器 X0.52“1ZB-4 807+26 494587.20=4 807N m=6 494 N m=5 651 N m4n 27a817X16.186明-避爆XO.523 610+6 088MB=2 1587.20=3 610 N m=6 088 N,m=4 849 N m3.图 3-20表达的是前置发动机，带三个差速器、五档变速、四轮驱动的小客车。有 1 1个万向节：2个 RF固定式万向节，8个 VL伸缩式万向节和1个虎克万向节。图3-19带三个差速器的四轮驱动小客车传动系统示意图工作数据：最大发动机功率p=100kW（在 5 900r/min工况下）最大转矩 M=176N
33、-m（在4 500r/min工况下）满载重量G=16 187 N变速箱传动比如下表3-3。前轴许用载荷G,=7 279N后轴许用载荷G,=8 909N驱动桥传动比i=4.11满载重心高度h=Q5m静态滚动半径R=0.296/77动态滚动半径=0.301/77轴距l=2.25 加A.较接角函数表 3-3某四驱车辆变速箱传动比传动比 12345变速箱i.3.600平均轴间夹角P2.125（半轴外侧7。，半轴内侧4。1驱 动 轴4 1.458A*=O.86524,=0.9261.0710.829在下列假定条件时:路面附着系数4=1；振动系数K、=L2；承载系数K,=L33；汽车启动时4=1；振动系数
34、K、=1.2；各档匀速行驶时，发动机输出转矩为最大发动机转矩的2/3；各档运营的时间比例如表3-4所列。各档的运用率为：1 5档分别是f%、6%、18%、30%和45%,汽车至少应有100 000km的寿命。表3-4各档运营的时间比例档 位Macielinski4 档Lobro5 档经济型运动理分别说明汽车前轮驱动、后轮驱动和四轮驱动时万向11.511126656节的选择原则，并计算使用寿命。337182718455.57540305.2745解：（一）、计算各轴的起动转矩MA和附着转矩时从，用两者中的最小值作为静态转矩选择万向节，计算结果列入3-5。表35启动转矩和附着转矩的计算启动转矩MA
35、附着转矩MH所甯万向节尺寸启 动耐 久1.前轮驱动u 1 o 742.5*9.81 2.5250.3RF 85(外儡)RF107MA=1/2 176 3.6 4.11=1 302 N*m*2 604 NmbA/MV 1.”2(2.525+1*0.5)=1094 N-m(每轴)VL 85（内储）VL 1072.后轮驱动=l 302 Nm（每轴）2 604 N-m（每轴）M h h =L 2o 907.5 9.81 2.5252(2.525-1-0.5),=1998 Nm(每轴)0.3VL91（外耳和内例）VL 107传动物A/A 1/1 176 3.6=633.6 NmMuH=11 02 907
36、.5 9.81 0A.304.11=780 N-mVL91GWB 287.00VL95GWB 287.003.四轮驱动u ,0 742 5 9.81 2.5250.3RF85外值RF 85前轴 MA=0.36/2-176-3.6-4.11MA=0.36 1 302=468.7 N-m937.5 N-m“HVT 2(2.525+1 0.5)=1094N m(每轴)VL 85内值VL 85后轴u,。907.5 981 2.525、0.3VL91VL 91MA=0.64/2 176 3.6 4.11MA=0.64*1 302=833 Nm(每 辆)1 666 Nm(每轴)MHH=L2 2(2.525
37、-l-0.5),=1998 Nm(每轴)外倒和内融传动轴MA=0.64/1 176 3.6=405.5 Nm1y,907.5 9,81 A,MH=1.2 4 0.3=780 NmVL85GWB 287.00VL 85GWB 287.00（二）、校核万向节使用寿命1.前驱动半轴采用R F 85万向节，运用补充资料式3-24,3-2 5,计算前驱动轴万向节在各档时的寿命,25309 f AXM dy 25339（0.865x200=7.4（h）Mx)(、3AxMd-304057 868)25339(0.865x200、Mx yf AxM d515 4 512.7),25339(0.865x2177
38、、Mx(、31 AXM75 r 351.425339(0.865x20(25309(A x M d)_ 25339(0.8 6 5 x 2 0 0 =2 3 0.5 (h)nx I Mx J 1 3 2 0 1 2 0 0.1 )式中，A l“查表3-1 9得，M、.见表3-6。表3-6前轮驱动时驱动半轴万向节寿命参数计算值所用公式档位123451ax0.0 10.0 60.1 80.30.4 52=A x iA1 4.88.7 45.9 94.43.4 13n,=n J A3 0 45 1 57 5 11 0 2 31 3 2 04V,=0.3 7 7&,九3 4.45 8.28 4.91
39、1 5.71 4 9.35M1 V 1 x=-3 x m Zix，机=2 8 6 85 1 2.73 5 1.42 5 8.12 0 0.16Yl l O O O r/m i n 时，,4 7 0 7 5 6(AxM d y,L/u 0.5 7 7 卜nx I M x)7.42 6.56 6.31 3 8.62 3 0.57同62 1.77 7.41 9 3.44 0 4.66 7 2.7总寿命的倒数_ L =旦+0+0+旦+&=+幽+竺+卫+吧=0 4 4 x n L.M LII2 LB LM 乙 5 7 4 2 6.5 6 6.5 1 3 8.6 2 3 0.5 -1U所以乙=9 5.7
40、5 平均行驶速度为:1 4 =口 +&%+4 3 +。必 +。5 也=1X34.3+0.06X58.2+0.18X84.9+0.3X115.70.4 5 x 1 1 5.7 =1 2 1.0 左 机/千米寿命L=L,x V,=9 5.7 5 X 1 2 1 =1 1 5 9 k m据起动转矩选择的R F 8 5万向节还不能满足耐久性的规定，要大于1 0 0 0 0 0 ,因而,必须研究另一个大的万向节。运用转矩比值的三次方关系，计算相同速度和轴间夹角下的万向节的耐久性。L c =L.“x/M d 2RF9IL，2 =U 5 9 1X,260、200J25 465km；RF95 T=11591x
41、(36=67 599km；(2 0 0 JRF107159ixf4 6 T=028km；2 0 0；只有RF107万向节：MN=3290N.,，M =池N-m满足规定的耐久性;VL107万向节：“z=3300N.m,M a=5 2 2 N是所选的伸缩式万向节，它只能以平均夹角 4=4运转，但承受Md较高。VL107的耐久性*=11591X0.926x522 Y=252829km；0.865x200,2.后轮驱动后半轴用球笼式万向节，选择表3-11中的VL91万向节。这时计算过程中同表3-15,唯一的区别是计算 扭、时，应考虑平均轴间夹角夕所引起的较接角的函数A、.=0926,计算结果列第在7
42、行。总寿命的倒数:1 “，Q ,a ,，。5 0.0 1 ,0.0 6 ,0.1 8 ,0.3 ,0.4 5-=-n-d-+-1-=-1-+-1-1-Lh L.L,La LM LS 2 1.7 7 7.4 1 93.4 4 0 4.6 6 7 2.7=35.7x10L,.-=279.5635.7 x IQ平均行驶速度为:,=121.06/保持不变可行驶里程:=L h x v,=2 7 9.5 6 x l 2 1 =3 3 8 2 7 A:加；显然，V L 9 1万向节的耐久性不够。选择大一号的万向节计算耐久性:V L95LA2=33827 X3 5 72 6 7=80860kmV L1 0 7
43、(552 丫=2527 7 9k m；)、267从上面的计算结果可见，后轮驱动是应使用使用V L 1 0 7万向节的传动轴才满足耐久性的规定。传动轴与后驱动桥的连接，选用球笼式万向节。发动机的转矩乘以变速箱的传动比就是传动轴所传递的转矩。止 匕 外，它的速度比半轴速 度 高 出4.11倍。根 据 起 动 转 矩 选 择VL 9 1万 向 节，查 表 得：v =2 2 0 0 N加，M d=2 0 N-m,计算结果列在表3-1 6。_ L =旦+4+0+乙+0=1 +%+上+卫+3=4.6 98 x l(TL LM L h?L u LM“7 5.5 2 1 5.8 4 5 9.3 8 5 5.8
44、 1 4 2 0.2 1U乙=1 4.6 8 9：1(T=6 8 0 h；表3-7后轮驱动时传动轴上万向节寿命参数计算值所用公式档位123451ax0.0 10.0 60.1 80.30.4 52lx Is3.62.1 2 51.4 5 81.0 7 10.8 2 93n、=几 i1 2 5 02 1 1 33 0 8 24 2 0 65 4 2 24L =6 3 7 7&“九3 4.45 8.28 4.91 1 5.71 4 9.354 2 2.42 4 9.91 7 1.91 2 5.597.46 l OOOr/min 时，,470756f AXM A .L=0.577 hnx 卜 M x
45、 J7/IO/3i.5xio丫 CR 九,Mxkt)3 2 7.21 1 1 3.82 6 8 8.65 5 5 7.41 0 0 3 5.4可行驶里程：=Lh x 口“=6 8 0 X 1 2 1 =8 2 2 8(及加；V L 9 1万向节不能满足耐久性规定，选择V L95：M N=2650 Nm,M d=357N 7n(357 Y2=82280X=196682km，1267 J可以满足规定。与后桥连接的传动轴上的虎克式万向节，选 用GW B 2 8 7.0 0,计算耐久性，列入表3-7中第7行。表3-8四轮驱动时前半轴万向节寿命参数计算值小时寿命1 _,a,_ 0.0 1 0.0 6 0
46、.1 8 十 十 十 十 一 十 十 L.LM Lhi Lh3 乙 4 Lh5 3 2 7.7 1 1 1 3.8 2 6 8 8.6L,=3 996 .8h可行驶里程：Ls=Lh x y”=3 996.8 X 1 2 1 =4 8 3 6 1 加可见，GW B 2 8 7.0 0,满足耐久性规定。3.四轮驱动用于前半轴的球笼式万向节：表3-6中第5和6行有变化,3 6%,计算结果见表3-8。0.3 0.4 5 2，.八4-+-=2 5.2 0 2 x 1 (15 5 7.4 1 0 0 3 5.4前桥输入转矩是原第5行的档位所用公式1234510.0 10.0 60.1 80.30.4 52
47、ix=x iA1 4.88.7 45.994.43.4 13n=njix3 0 45157 5 11 0 2 31 3 2 04R=0 3 77%n3 4.45 8.28 4.91 1 5.71 4 9.352Mx-0.36x-x 呼 i,，m =23 1 2.4 8 1 8 4.61 2 6.592.97 26Yl 1 OOOr/min 时，/、3r 4 7 0 7 5 6 AxMd.LM=O.5 7 7 1 1nx I Mx J1 5 8.65 6 8.21 4 2 0.42 97 1.7 4 94 7.6总寿命的倒数：1 _上上4 3 上-=-r-1-rL h Lh Lh2 Lh3T=-
48、T=1965.0 95 x JO4可行驶里程：L =L,X14=1963X12选 择 RF8 5 万向节：除，必须考虑传动原半轴内侧用V L8的函数A 的变化，（人 V 4 +c is=0-.-0-1-+-0.-0-6-+-0-.1-8-+-0.-3-+-0-.-4-5-=5c.0 95 x 1.f）-4LI 5 1 5 8 6 5 6 8.2 1 4 6 1.2 2 97 1.7 4 94 7.2 43h1=2 3 7 5 2 弘M;v=1200N.加，M,=200N.？满足耐久性规定。如后轮的驱动轮被摘:的过载问题。5万向节的千米寿命计算时，应考虑平均轴间夹角夕所引起的较接角以下式计算：（
49、0.92 5 Y 变化。=237523x=290457攵 机（0.8 6 5 ）用于后半轴的球笼式万向节：这里后桥输入转矩是表3-6中第5行的6 4%,计算结果见表 3-9 o表3-9四驱时后驱动轴球笼式万向节参数计算值档位所用公式123455M =0.64x-x/,tn=21V1 r 3 m”5 5 5.7 3 2 8.2 2 2 4.91 6 5.21 2 8.06 l OOOr/min 时，r470756(AxMd ,Lh、=0.577 hnx y Mx)8 2.52 95.1 7 3 7.81 5 4 2.62 5 7 0.2总寿命的倒数1 a ,“4 ,0.0 1 ,0.0 6 ,0
50、.1 8 ,0.3 ,0.4 5-=-1-1-H-H-=-1-H-H-H-L 以 L1a Lh LM 8 2.5 2 94.2 7 3 5.4 1 5 3 7.6 2 5 6 1.8=9.4 1 2 x|Q-4Li,=9.4 1 2 x 1 0=1 0 7 1.9A可行驶里程:L =L/,xV,=10 71 xl 21=12 97 0佻 7;选择V L 9 1万向节：N=2200N-m,满足耐久性规定。如短时间采用前轮驱动，必须考虑后传动系的过载问题。纵轴上的球笼式万向节:对于四轮驱动，与后桥连接的传动轴只承受发动机转矩的64%。因此，选择图V L8 5万向节：M,v =1 2 0 0 M,i