《汽车设计》习题

《汽车设计》习题

一、计算题

1.某乘用车的最大总质量m a=1560kg，最高设计车速v max=175km/h，外形尺寸为（长×宽×高）4680×1700×1420mm，试确定发动机最大功率P emax及相应转速n p和发动机最大转矩T emax及相应转速n T。

2. 某乘用车发动机的最大转矩T emax=155N m，若采用铁基粉末冶金摩擦材料做摩擦片的单片离合器。已知：从动片外径D= 210mm，从动片内径 d = 134mm，摩擦系数f =0.40，摩擦面单位压力p0=0.16N/mm2，试验算该车离合器的后备系数β是否满足要求。

3. 已知某载货汽车总质量为8t，其发动机最大转矩T emax=340N m，发动机最高转速3000r/min，采用单片离合器，试设计摩擦片的外径D、内径d和厚度b，并验算摩擦片最大圆周速度v max是否符合圆周速度要求。

4.图示为某车型离合器液压操纵机构简图，已知：离合器为单片离合器，其工作压紧力F′=500~560N，分离轴承自由行程S0f =1.5mm，离合器分离时对偶摩擦面间的间隙ΔS=1.0mm；主缸直径d1=20mm，工作缸直径d2=25mm；各杠杆尺寸分别为：a1=50mm，a2=305mm，b1=60mm，b2=90mm，c1=20mm，c2=60mm。试计算其踏板行程S和踏板F f。

5.某载质量为5t的商用车，采用5挡中间轴式变速器，装备的发动机最大转矩T emax=380N m，变速器一挡传动比初选为i1 =

6.465，试初步确定该变速器的中心距A、变速器壳体的轴向尺寸L及各轴轴颈。

6.某机械式变速器采用锁环式同步器，由黄铜合金与钢材构成摩擦副，已知摩擦锥面的摩擦力矩M m=6.5N m，摩擦锥面平均半径R=30mm，锁止面平均半径r=35mm，摩擦锥面半锥角α=7°，试确定锁止面锁止角β和摩擦锥面工作长度b的取值范围。

7.某十字轴万向节主、从动叉轴的夹角α =20°，其余尺寸如图所示，如果十字轴轴承采用滚针轴承（取轴颈与万向节叉的摩擦因数f =0.10）试计算其传动效率。

解：

8.某乘用车传动轴采用Birfield型球笼式万向节，其计算载荷为：按发动机最大转矩和一挡传动比来确定时T se=2380N m，。按驱动轮打滑来确定时T ss=2600N m，工作过程中传动轴有轻微振动，试确定其与星形套连接轴的直径d s。

9.如图所示为某商用车的多万向节传动，传动轴最高转速为n=3000r/min，试校核该传动轴万向节布置是否合理。如不合理，在不改变各轴夹角的情况下如何改动使其满足要求。

10.已知某汽车传动轴的最高转速n max=4000r/min，为了适应总体布置的要求，传动轴长度L c需要1500mm，如果将其轴管的内、外径分别设计为d c=115mm、D c=120mm，试校核其临界转速是否满足要求。

11.某汽车驱动桥采用双曲面齿轮传动的单级主减速器，其主动锥齿轮的螺旋角β1=38°，平均分度圆直径D1=64mm，从动锥齿轮的螺旋角β2=36°，平均分度圆直径D2=320mm，试计算其主减速比i0s。

12.某后桥驱动的商用车采用全浮式半轴，其后轴最大载荷为13000kg，车轮滚动半径为525mm，后轴负荷转移系数为1.2，附着系数取0.8，半轴长度为1124mm，材料的

（要求半轴的扭转应力小于600MPa，剪切弹性模量E=2.10×105，试确定其半轴的直径。

每米长度的扭转角小于15°）

13.某乘用车单侧前悬架的设计质量m a1=300kg，空载质量m1=220kg，空载设计偏频n1=1.0Hz，如果悬架在整个工作行程内都具有相同的刚度c1，试求该悬架的总工作行程f，并分析悬架设计的合理性。

14.某商用车后悬架采用主、副钢板弹簧作为弹性元件，其弹性弹性如图所示，用如下方案确定副簧开始参加工作的载荷F k：使副簧开始起作用时的悬架挠度f a等于汽车空载时悬架的挠度f0，且使副簧开始起作用前一瞬间的挠度f K等于满载时悬架的挠度f c 。试计算副簧开始参加工作时的载荷F k和主、副簧之间的刚度分配。

15.某商用车后悬架采用主、副钢板弹簧作为

弹性元件，其弹性弹性如图所示，用如下方案

确定副簧开始参加工作的载荷F k：使副簧开

始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载

荷的平均值，且使F0和F k间平均载荷对应的

偏频与F K和F c间平均载荷对应的偏频相等。

试确定主、副簧之间的刚度分配。

16.某乘用车后悬架扭杆弹簧采用42CrMo弹簧钢制造，并经预扭和喷丸处理，扭杆工作长度L=800mm，扭杆承受的最大扭矩M max =1200N m ，试确定扭杆直径d并计算扭杆扭转刚度c n。

17. 某乘用车的悬架系统如图所示，O为汽车的质心，O1、O2分别为前后悬架的纵倾中心，F B1、F B2分别为前后轮制动力，ΔG为制动时弹簧上的载荷转移量，假定：弹簧上的载荷转移可用车轮上的载荷转移来替代，同时忽略车轮惯性力矩和滚动阻力不计。试推导在制动惯性力F j的作用下，车身产生前府，并使前弹簧产生附加压缩变形Δf1和后弹簧附加伸张变形Δf2的表达式，并给出前悬架满足制动时无前府现象的条件。

O

18.已知某乘用车转向器啮合副的摩擦因数f =0.061，螺杆螺线导程角a0=9°，摇臂臂长L1与转向节臂臂长L2均为120mm，转向轴负荷G l=500kg，转向轮轮胎气压为220kPa，轮胎和路面间的滑动摩擦因数μ=0.7，转向器角传动比iω=20，转向盘直径D sw=380mm，试计算汽车在沥青或混凝土路面上原地转向时作用在转向盘上的圆周力F h。

19.某商用车采用整体式动力转向系统，已知转向螺杆螺距P=30mm，对应于分配阀预开隙e1的转向盘转角φ=3°，溢流阀限制下的油液最大排量Q max=15 L/min，系统油液流速的允许值[ v ]=5.38m/s，试确定滑阀直d。

20.某4×2商用车采用整体式

转向梯形机构，如图所示。已

知轴距L=3950mm，左、右主

销中心线的延长线与地面交

点之间的距离K=1880mm，试

初步确定转向梯形的底角γ和

梯形臂的长度m。

21.某乘用车盘式制动器摩擦衬块如

图所示，已知R2=110mm，R1=70mm，

单侧制动块对制动盘的压紧力为

3000N，制动块与制动盘之间的摩擦

因数取0.20，假定衬块的摩擦表面全

部与制动盘接触，且各处单位压力分

布均匀，求该制动器的制动力矩（按

作用半径等于有效半径计算）。