汽车设计知识点总结

第一章 汽车总体设计

1、进行总体设计应满足如下基本要求：（1）汽车的各项性能、成本等，要求达到设计任务书所规定的指标；（2）严格遵守和贯彻相关法规、标准的规定（如外廓尺寸符合GB1589-1989规定），注意不要侵犯专利；（3）贯彻“标准化、通用化、系列化”；（4）进行有关运动学方面的校核，保证汽车有正确的运动和避免运动干涉；（5）拆装与维修方便。

2、 概念设计：从产品创意开始，到构思草图、出模型和试制出概念样车等一系列活动的全过程。概念设计是要将商品计划中确定开发的产品定义更具体化，使之达到能进行具体设计的程度。 主要工作内容：明确产品的开发目的、产品的使用调查、产品水平分析（产品先进性分析）、形体设计：概念草图、初步布置图、美术效果图，并制作缩尺比例模型、产品的目标成本、通用化、标准化、系列化、绘方案图、初步性能计算

3、 制定设计任务书：①画总布置草图（不同于方案图）：各部件的布置位置更准确；各部件的形状、尺寸更准确；确定各总成质心位置与质量大小；确定总体布置尺寸参数。②性能计算：轴荷分配、质心位置如不满足要求，可调整总布置草图中的部件位置；整车主要性能——据此确定各总成的技术参数，并保证总成之间参数匹配合理。目的：保证汽车各性能指标达到原定指标要求。③编写设计任务书：可行性分析，包括市场预测，企业技术开发能力分析，产品开发目的，新产品的设计指导思想，预计的生产纲领和目标成本及技术经济分析等；产品型号及其主要使用功能、技术规格和性能参数；整车布置方案的描述及主要总成结构、特性参数；三化水平（如标准件占百分比数，通用件占百分比数）；国内、外同类汽车技术性能分析和对比；拟用的新技术、新材料、新工艺

4、技术设计：①总成设计师： 根据设计任务书给出的条件和总体设计师的要求进行总成设计。 ②总体设计师：协调总成与整车、总成与总成之间的矛盾；进行整车性能计算、运动校核；编制技术文件；出试制图。

5、 改进设计：试制总成并进行总成试验；试制整车并进行整车试验；改进设计，再试制、试验。

6、 鉴定定型：工艺审查，成本核算，出图，编制鉴定文件等。

7、生产准备阶段：小批量生产，交用户使用；同时进行生产准备——出生产图，工艺调试；用户使用试验、改进。 8、 生产销售阶段：大批量生产，并进行销售和售后服务工作，征求用户意见，并向技术部门反馈。

一、汽车的分类：① 乘用车：在设计和技术特性上主要用于载运乘客及其随身行李和/或临时物品的汽车， 包括驾驶员座位在内最多不超过九个座位。② 商用车：在设计和技术特性上用于运送人员和货物的汽车，并且可以牵引挂车。商用车可分为客车、半挂牵引车、货车。客车：在设计和技术特性上用于载运乘客及其随身行李的商用车辆，包括驾驶员座位在内座位数超过九座。 客车：城市客车——车厢容积大；座位数少；前后桥承载能力大；车厢地板及车门踏板高度要适当降低；车门数多，车门宽度大些；起动性、制动性、加速性好。长途客车——一般为两门；座位多；座椅用可调式；有靠枕和肘托；比功率大。旅游客车——车窗视野开阔；舒适性好，采用空气弹簧，有空调，对座椅要求也高。机场摆渡车——地板低；座椅少；车门多；车速低；外形尺寸可不受法规限制；站立空间尺寸足够高。

二、 汽车形式的选择：

1. 轴数：影响汽车轴数的因素：汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制、轮胎的负荷能力。选取原则：总质量大的汽车，轴数应该取多些，但结构复杂，成本高；m a <19t ，常采用两轴汽车；19t~26t ，常采用三轴汽车；不在公路上行驶的车辆，不受此限制

2. 驱动形式：表示法： m×n（m 车轮总数，n 驱动轮数）。影响驱动形式选择的因素： 总质量m a 大，汽车轴数增加，m 、n 才会大；汽车通过性要求高时，应该采用全轮驱动形式；驱动轮数少，结构简单，成本低。

3. 布置形式：指发动机 、驱动桥和车身（驾驶室）的相互关系和布置特点而言。布置形式对汽车的使用性能有重要影响。乘用车、商用车布置形式差别很大。

布置形式——乘用车：

布置形式——客车：

形式

特点

FF FR RR 说明

改装方便性容易容易困难*布置后门、货箱困难供暖除霜机构简单简单复杂*管路长

操纵机构简单简单复杂等速万向节需要*不要不要转向、驱动轮胎寿命短*长长前轮胎

爬坡能力较弱*较强较强质心后移，附着力小制动稳定性差*较差较好后轴负荷小，抱死侧滑正碰损失

大*

大

小

维修费用高

形式

特点

FR MR RR 说明

发动机影响*

大

大

小噪声、振动、气味和热量

检修发动机方便

接近性好

轴荷分配前重*合理合理前轴超载、转向沉重后部舒适性较差较好好*后桥簧上质量增加车厢面积利用

差

好

好*

发动机横置

布置形式——货车驾驶室与发动机相对位置：平头式：发动机位于驾驶室内，没有独立的发动机舱；短头式：发动机大部分在驾驶室前部，少部分位于驾驶室内；长头式：发动机位于驾驶室前部；偏置式：发动机位于驾驶室的侧面。多用于重型矿用自卸车上。发动机位置不同：发动机前置、发动机中置、发动机后置。

布置形式——货车（驾驶室位置）

布置形式——货车（发动机位置）

形式

特点

FR MR RR 说明

发动机影响*

大

大

小噪声、振动、气味和热量

检修发动机方便

接近性好

轴荷分配前重*合理合理前轴超载、转向沉重后部舒适性较差较好好*后桥簧上质量增加车厢面积利用

差

好

好*

发动机横置

形式

特点FR MR RR 说明

行李箱

小小大*设置于地板下

地板高度

高高低*地板下没有传动轴、发动机

传动轴长度长短短发动机冷却好不好不好操纵机构简单复杂复杂发动机故障

容易

困难

困难

形式

特点

平头短头长头说明

总长、轴距短*居中长车头变短

机动性好居中差整备质量小居中大*发动机罩、翼子板驾驶员视野好*居中差盲区小面积利用率高居中低货箱大

驱动性能

差*

居中

好

空载前轴荷大

形式

特点平头短头长头说明

维修发动机方便困难*方便后部接近性差驾驶室机构复杂*简单简单需翻转、锁止机构出入驾驶室困难*不便方便轮罩上方

操纵机构复杂简单简单发动机影响*

大居中小噪声、振动、气味和热量

正碰安全性

差

居中

好

1.外廓尺寸——乘用车：长：La=L/C ，宽：Ba=(La/3)+(195±60)，后排三人座时不应小于1410mm ，高：Ha= hm + hp + hB + ht 。式中：hm ——轴间底部离地高度；hp ——地板及下部零件高度；hB ——室内高度；ht ——车顶造型高度；L ——轴距；C ——比例系数，FF ：0.62~0.66，RR ：0.52~0.56；

2.轴距L ：L 小，则整备质量减少；汽车总长减少；D min 减少；传动轴长度减少；纵向通过半径减少。L 过小， 则车箱（厢）长度不足，或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，制动、操纵稳定性下降；车身纵向角振动增加，平顺性降低；传动轴夹角变大。轴距L ——选取原则： 轿车级别越高，L 越长；装载量多的货车，L 应取长些；载客量多的客车，L 应取长些；机动性要求高的汽车，L 应取短些。在标准轴距车型基础上，派生出短轴距和长轴距车型，其轴距变化范围在0.4~0.6m 。

3.前轮距B 1 、后轮距B 2：随着B 的增加，车箱（驾驶室）内宽增加；侧倾刚度增大；总宽增大；总质量增大；D min 增加。B 的确定原则：因为总宽不超过2.5m ，所以B 不宜取大；B 1要保证布置下发动机、车架、前悬架和前轮，保证转向轮转动空间及杆系与车架、车轮之间的间隙。B 2受后部车架宽度、悬架、轮胎宽度的影响，保证它们之间有足够的间隙。

4.前悬L F 、后悬L R ：前悬L F 增加，安全性提高、前钢板弹簧长度增加、驾驶员视野变坏、接近角减小，通过性下降。前悬L F 的确定原则：对长头车、轿车，保证布置下发动机、保险杠、散热器、风扇等部件。货车的前悬L F 范围：1100~1300mm 。后悬L R 长，则乘用车行李箱尺寸增大、追尾安全性好、汽车离去角减小，通过性降低、汽车造型发生变化。后悬选取原则：（取决于轴距、轴荷分配）：客车L R ，不得超过轴距的65%，绝对值不大于3500mm ；货车（m a =1.8~14.0t)，L R 一般在1200~2200mm 之间；特长货箱的货车，L R 可达到2600mm ，但不得超过轴距的55%。

二、 汽车质量参数的选择：

1.整车整备质量m 0：定义：车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。减少m 0 ，则制造成本降低、节约燃料，使用成本降低、装载量、载客量增加，使用经济性提高。减少m 0的主要措施:采用高强度轻质材料（塑料、铝合金……）；使结构更合理。m 0的确定方法（设计初期）：对于货车，要根据经验估算；（各总成质量累加）；对于轿车、客车，按人均整备质量估算。

2.汽车的载客量和装载质量：轿车载客量=座位数、客车载客量=座位数+站立乘客数（8~10人/m2）、长途、观光大客=座位数。 装载质量me ：在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载量。对越野车是指越野行驶时或在土路上行驶时的额定装载量。me 的确定：应符合行业产品规划系列、货流大、运距长、自卸车应用大吨位、货源变化频繁、运距短使用中、小吨位汽车。

3.质量系数ηm0：汽车装载质量与整车整备质量的比值，ηm0=me/m0 。装载质量me 越大，整备质量m0越小，则ηm0提高。ηm0大，表明设计水平、工艺水平比较高，结构更为合理。ηm0的用途：ηm0可参考同类型车选择、到ηm0 ，就可根据me 估算出m0、则上装载质量me 越大的汽车，ηm0越高。0变化范围：0.80~1.70

4.车总质量m a ：装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。m a 的确定：乘用车、商用客车： m a = m 0+ n *65kg + αn；用货车： m a = m 0+m e +n 1*65kg ，中：m 0——整备质量 ；m e ——装载质量 ； n ——载客数（包括驾驶员）； α——行李系数，中高级轿车： α=5微型、普通级轿车： α=10城市客车： α=0长途客车： α=10~15

5.轴荷分配:汽车在空载、满载静止状态下，各轴对支承平面的垂直载荷（常用百分比表示）。确定轴荷分配的原则：为使各轮胎磨损均匀，寿命相近，各车轮负荷应相近；为保证汽车良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷；为了保证汽车的操纵稳定性，要求转向轴的负荷不应过小。影响轴荷分配的主要因素：汽车的驱动形式、发动机的位置、汽车结构特点、车头的形式、使用条件。调整轴荷分配时采取的措施：重新布置某些总成、部件（如油箱、备胎等）的位置；改变轴距。

三 、汽车性能参数的选择：

1.动力性参数：最高车速、加速时间、上坡能力、汽车比功率和比转矩。

2.燃油经济性参数：汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量（L/100km ）。百公里燃油消耗量越小越好。对于货车，用单位质量百公里燃油消耗量来评价（L /100t km ）。

3.最小转弯直径Dmin ：转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆直径。影响因素：转向轮最大转角增大，Dmin 减小；全轮转向， Dmin 减小。汽车轮距增大，Dmin 增大；汽车轴距增大，Dmin 增大；国家标准（ GB7258-1997 ）的规定：D min 小于等于24m ；Dmin=24m 时，转向轴与末轴的内轮差（用两内轮轨迹中心计）小于等于3.5m 。

4.通过性几何参数：包括最小离地间隙hmin 、接近角γ1、离去角γ2、纵向通过半径ρ1。商用车使用条件复杂，hmin 比乘用车大些。

5.操纵稳定性参数：转向特性参数：要求保证汽车具有适当的不足转向。汽车以0.4g 的向心加速度沿定圆转向时，前、后轮侧偏角之差δ1-δ2=1?~3?。车身侧倾角：要求汽车以0.4g 向心加速度沿定圆等速行驶时，车身侧倾角在3?以内，最大不得超过7?。制动前俯角：要求汽车以0.4g 减速度制动时，车身前俯角不大于1.5?。

6.制动性参数：制动距离短；制动时方向稳定；下长坡时能保持稳定的低速行驶；坡道上能够可靠驻车。评价指标：制动距离；平均制动减速度。乘用车在50km/h 初速度下制动时，满载时制动距离要小于20米，制动减速度要大于5.9m/s2。

7.舒适性：应为乘员提供舒适的乘坐环境和方便的操作条件。舒适性包括：平顺性（常用垂直振动频率和加速度评价）；空气调节性能（温度、湿度）；车内噪声；乘坐环境（车门及通道宽度，活动空间）；驾驶员操作性能。 二 、发动机形式的选择 1.汽油机和柴油机的选用

形式

特点

FR MR RR 说明

发动机形式多种*对置对置直列、V 型、对置轴荷分布合理不好不好*满载后桥易超载发现故障*容易困难困难发动机故障维修发动机方便*困难困难接近性好操纵机构简单*复杂复杂长头式、短头式

货箱地板低高高驾驶室空间拥挤*宽敞宽敞平头式

发动机影响*大小小噪声、振动、气味和热量驾驶员视野

不好*

好

好

长头式

2.气缸排列形式的选用

3.冷却方式的选用

三 、发动机主要性能指标的选择：1.发动机最大功率P emax 和相应转速n P (1)比功率＝P emax /m a (2)根据动力性能指标计算：

??

?

??+=

max 3max max 7614036001a D a a T e u A C u gf m P η 2.发动机最大转矩T emax

和相应转速n T ：

P

e e n P T max

max 9549??

=αnP/nT=1.4~2.0

3.发动机适应性系数φ ：??

?=??=)(6.2~6.1)(4.2~4.1max

T P P e n T n T φ汽、柴 四 、发动机的悬置：发动机与车架之间的连接件称为悬置元件，一般是橡胶元件或液压元件。发动机悬置的作用：减小发动机的

振动向车身的传递，降低噪声，提高舒适性；提高零部件、整车的寿命。对发动机悬置的要求：为了承载并使静位移小，悬置元件刚度应大些；应具有良好的隔振性能；减振降噪特性要合理： 因发动机工作频带较宽（10~500Hz ），要求悬置元件在低频大振幅工况下提供大的阻尼特性，而在高频低幅振动激励下提供低的动刚度特性，以衰减高频噪声；耐机械疲劳、热稳定性好及抗腐蚀能力强；液压元件的密封应良好。

一 、乘用车车身形式：组成 ：发动机舱、客厢、行李箱。基本型式 ：折背式、直背式、舱背式。应用规律：排量大，用折背式的多；排量小，用舱背式的多。

二 、客车车身形式：客车车身：单层客车和双层客车；按照车头形式不同：平头式和短(长)头式。

水平对置发动机：优点：高度低，平衡性能良好；

缺点：宽度宽，在车上布置困难。主要用于大客车。

型式

参数

直列V 型备注

结构简单复杂宽度尺寸窄宽长度尺寸长短短25%~30%

高度尺寸高矮系列少多L →6、V →12

质量重轻成本

低

高

应用：水冷为主。型式

参数

水冷风冷备注

冷却均匀可靠不均匀冷却均匀则气缸变形小，可减

少活塞与气缸之间的间隙，机油消耗下降

散热好不够好发动机增压要求散热快，只要增加散热器面积即可

噪声小大车内供暖容易不能结构复杂简单使用与维修不便

方便冷却性能

受环境影响大

小

水冷夏季过热，冬季过冷

一、轮胎与车轮应满足的基本要求：足够的负荷能力，速度能力；滚动阻力要小；噪声低；良好的附着能力；质量平衡；耐磨损、刺扎、老化；具有良好的气密性；质量小；拆装方便、互换性好；价格低。

三、轮胎的特点与选用;子午线轮胎的优点：滚动阻力小、温升低、油耗低；胎体缓冲性能、胎面附着性能好；寿命长、高速性能好。子午线轮胎的缺点：制造困难，造价高；不宜翻修。子午线轮胎是汽车设计时的首选轮胎。

四、轮胎负荷系数:轮胎负荷系数=最大静负荷/额定负荷值= 0.85~1.00；轮胎超载时，寿命降低（超载20%时寿命降低30%）；操纵稳定性下降；行驶安全性下降。乘用车选择下限；商用车可接近上限；前轮的轮胎负荷系数一般应低于后轮的。

一、整车布置基准线（面）零线的确定:为了校核初选各部件的结构和尺寸是否合理，在绘制总布置草图之前，要确定画图的基准线(面).

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。它是标注垂直方向尺寸的基准线（面）。货车满载静止时，与地面倾斜0.5°~1.5°，车架前低后高。

2、前轮中心线：通过左右前轮中心，垂直于车架平面线的平面，在侧视图和俯视图上的投影线。它是标注纵向尺寸的基准线（面），向后为“+” 。

3、汽车中心线：纵向垂直对称平面在俯视图和前视图上的投影线。它是标注横向尺寸的基准线（面），即Y坐标线。向左为“+”、向右为“-”。该线标记为Y/O 。

4、地面线：地平面在侧视图和前视图上的投影线。它是标注汽车高度、接近角、离去角、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。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）。

二、汽车各部件的总布置：

1、发动机的布置：1）发动机的上下位置：影响因素：最小离地间隙、驾驶员视野、汽车质心高度。布置原则：保证h min的前提下，尽可能降低发动机的高度；对于轿车，油底壳下方即为h min ；对于货车，前轴下凹，保证h min且与上方油底壳之间必须有足够间隙。用气缸体前端面与曲轴中心线交点k到地面高度的尺寸b来标明其高度位置。2）发动机的前后位置：影响因素：轴荷分配；传动轴长度和夹角；轿车前排乘坐舒适性；货车面积利用率。用K点到前轮中心线之间的距离c标明。3）发动机的左右位置：一般情况下，曲轴中心线与汽车中心线一致；4*4汽车为了防止前桥主减速器与之产生运动干涉，可使二者向相反方向偏移。

2、传动系的布置：离合器、变速器随发动机位置而定；驱动桥位置由驱动轮位置确定；驱动桥左右位置，应考虑左右半轴尺寸相同；主减速器轴线应稍稍向上翘起。轿车传动轴布置成U形，有利于降低地板凸包高度，增加后排中间座椅坐垫厚度。

3、转向装置的布置:转向盘的位置:转向盘平面与水平面夹角要适当；转向盘前部盲区小，有利于观察仪表；转向盘边缘与周围物体（如风挡玻璃）之间有足够大的间隙。转向器的位置:转向器应位于前钢板弹簧跳动中心附近，即板簧前支架偏后的位置处。转向盘与转向器的连接:转向盘与转向器的轴线常常会不重合，需用万向节传动轴连接；这样可以提高操作舒适性，方便踏板的布置，还可以起到防伤的作用。拉杆角度:转向纵拉杆与摇臂和转向节臂的夹角，尽可能布置成接近直角。

4、悬架的布置:前钢板弹簧布置在纵梁下，以增加转向轮转角；后钢板弹簧布置在车架外侧，以提高侧倾刚度；为增加汽车的不足转向特性，前板簧前高后低，后板簧前低后高；固定铰链在前，活动吊耳在后，有利于缓和路面冲击载荷；减振器尽可能呈直立状态布置。

5、制动系的布置:踏板应在油门踏板内侧，以保证有足够的力踩下；检查杆件运动时有无干涉和死角；布置制动管路要安全可靠，整齐美观；软管用于有相对运动处的连接。

6、踏板的布置:离合器踏板、制动踏板和油门踏板，布置在地板凸包与车身内侧壁之间；离合器踏板左侧应当留出能够放下左脚的空间；油门踏板比制动踏板稍低，二者之间留有大于鞋宽的距离（60mm）；驾驶员操纵油门踏板时，用脚后跟支靠在地板上，因此油门踏板应朝外转；

7、油箱、备胎、行李箱和蓄电池的布置:（1）油箱:根据汽车最大续驶里程（200~600km）确定油箱的容积；原则：远离排气管等热构件（乘用车>300mm）；位置：行李箱内（乘用车）或纵梁上（货

车），撞车时难以碰到。（2）备胎:轿车备胎布置在行李箱内；货车

备胎布置在车架中部货箱下或者车架尾部下方。（3）行李箱有效容

积：中级轿车0.4~0.7m3 ，高级轿车0.7~0.9 m3；（4）蓄电池:应

与起动机位于同侧，距离近些，线路短；接近性良好，拆装方便。

三、运动校核：从整车角度出发进行运动学正确性的检查；汽

车前进方向与变速器形式的选择；转向盘与转向轮转动方向的校核。

对有相对运动的零、部件进行运动干涉检查。例：转向传动机构与

悬架导向机构。前轮跳动时，板簧带动转向节臂球销中心 A1点绕

O2摆动，其运动轨迹为圆弧；A1点还要绕B1点摆动，运动轨迹为

圆弧KK′。

第二章离合器设计

1、离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要

作用：(1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳

起步；(2)在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮

之间的冲击；(3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件

因过载而损坏；(4)有效地降低传动系中的振动和噪声。

2、汽车离合器设计的基本要求：1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。2）接合时平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3）分离时要迅速、彻底4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击 5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用寿命6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力7）操纵轻便、准确8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能9）应有足够的强度和良好的动平衡10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。

3、从动盘数的选择：单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、接合平顺。双片离合器传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。

4、压紧弹簧和布置形式的选择：（1）周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较

为广泛。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使离合器传递转矩能力随之降低。（2）中央弹簧离合器的压紧弹簧，布置在离合器的中心。可选较大的杠杆比，有利于减小踏板力。通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整，多用于重型汽车上。（3）斜置弹簧离合器的显著优点是摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。

5、膜片弹簧离合器的优点：1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性；2）结构简单，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；4）压力分布均匀，摩擦片磨损均匀；5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6）平衡性好；7）有利于大批量生产，降低制造成本。

膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高。近年来，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。

6、离合器主要参数的选择：离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为 假设摩擦片上工作压力均匀，则有

摩擦片的平均摩擦半径R c 根据压力均匀的假设，可表示为 当d/D ≥0.6时，R c 可相当准确地由下式计算

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时T c 应大于发动机最大转矩，即 T c =βT emax ，式中，T emax

为发动机最大转矩。β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。

7、离合器基本参数的选择：基本参数主要有性能参数β和ρ0，尺寸参数D 和d 及摩擦片厚度b 。

后备系数β：后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择β时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；5）汽车总质量越大，β也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的β值应大于单片离合器。

2．单位压力ρ0，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，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。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， ρ0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， ρ0应取小些；后备系数较大时，可适当增大ρ0 。

摩擦片外径D 、内径d 和厚度：在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知或选取后，结合式（2-1）和式（2-5）即可估算出摩擦片尺寸。摩擦片外径D （mm ）也可根据如下经验公式选用

式中：K D 为直径系数，轿车：K D =14.5；轻、中型货车：单片K D =16.0～18.5，双片K D =13.5～15.0；重型货车： K D =22.5～24.0。摩擦片的厚度b 主要有3.2mm 、3.5mm 和4.0mm 三种。

第四节 离合器的设计与计算

一、离合器基本参数的优化

1 设计变量：后备系数β取决于离合器工作压力F 和离合器的主要尺寸参数D 和d 。单位压力p 0也取决于F 和D 及d 。因此，离

合器基本参数的优化设计变量选为：X=[x 1 x 2 x 3 ]T =[ F D d ]T

2 目标函数：离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数：

3 约束条件：1) 摩擦片的外径

D(mm)的选取应使最大圆周速度υD 不超过65～70m ／s ，即： 2) 摩擦片的内外径比

c 应在0.53～0.70范围内，即 0.53≤c≤0.70 3) 为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1.2～4.0，即 1.2≤β≤4.0

4) 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d 必须大于减振器弹簧位置直径2R o 约50mm ，即： d>2R o +50 5) 为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即：

6) 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p 0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p 0为0.10～1.50MPa ，即： 0.10MPa≤p 0≤1.50MPa

7) 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其

许用值，即

W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W)，可根据下式计算：

二、膜片弹簧的主要参数：

膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H ；膜片弹簧钢板厚度 h ；自由状态下碟簧部分大端半径 R ； 自由状态下碟簧部分小端半径 r ；自由状态时碟簧部分的圆锥底角 α；分离指数目 n 等。

第五节 扭转减振器的设计

扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。

扭转减振器具有如下功能：1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。

扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式。

单级线性减振器，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。

c

c fFZR T =4)

(220

0d D A F -==πρρ)(32

23

3d D d D R c --=4d

D R c +=max

e D T K D =s m D n e D /756510603

max --≤?=-πυ()

[]

02

204c c

c T

d D Z T T ≤-=π(

)[]

ωπω≤-=2

24d D Z W

2202221800g

r a e i i r m n W π=

当发动机为柴油机时，怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击， 从而产生怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧， 使其在怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声， 此时可得到两级非线性特性， 第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器 。

减振器的主要参数：减振器的扭转刚度k φ和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T μ是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩T J 、预紧转矩T n 和极限转角等φJ 。

第六节 离合器的操纵机构

1．对操纵机构的要求：1）踏板力要小，轿车：80～150N ，货车：<150～200N 。2）踏板行程在一定的范围内，轿车：80～150mm ，货车：<180mm 。3）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。4）有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。5）应具有足够的刚度。6）传动效率要高。7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。

2．操纵机构结构形式选择：常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。

3．离合器操纵机构的主要计算：踏板行程S 由自由行程S 1和工作行程S 2两部分组成：

式中，S 0f 为分离轴承自由行程，一般为1.5

～3.0mm ，反映到踏板上的自由行程S 1一般为0～30mm ；d 1、d 2分别为主缸和工作缸的直径；Z 为摩擦面面数；△S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：△S=0.85～1.30mm ，双片：△S=0.75～0.90mm 。a 1、a 2、b 1、b 2、c 1、c 2为杠杆尺寸。

第三章 机械式变速器设计

变速器的基本设计要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。

3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。

变速器传动机构有两种分类方法：根据前进挡数，分为：三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器；根据轴的形式，分为：固定轴式、旋转轴式。固定轴式应用广泛，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。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。

两轴式变速器的特点：结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。

中间轴式变速器传动方案的共同特点是：(1)设有直接挡； (2)一挡有较大的传动比； (3)挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动； (4) 除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡； (5)除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。凡采有常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。

零、部件结构方案分析：1．齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。

换挡机构形式：变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大。利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。

变速器轴承：变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。

第三节 变速器主要参数的选择

一、挡数：增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。挡数选择的要求：相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。目前，轿车一般用4～5个挡位变速器， 货车变速器采用4～5个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。

二、传动比范围：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。传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，其它货车则更大。

三、中心距A ：对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A 。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、轮齿的接触强度有影响。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确定。初选中心距A 时，可根据下面的经验公式计算：

式中，K A 为中心距系数，轿车：K A =8.9～9.3，货车：K A =8.6～9.6，多挡变速器：K A =9.5～11.0。轿车变速器的中心距在65～80mm 范围内变化，而货车的变速器中心距在80～170mm 范围内变化。

四、外形尺寸：轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.0～3.4）A 。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，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 ，当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。

211122

2212021)(d b a d b a c c S Z S S S S f ?+=+=31max g e A i T K A η=

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 和支承间距离L 的比值，对中间轴，d/L ≈ 0.16～0.18，对第二轴，d/L ≈ 0.18～0.21。 第一轴花键直径d （mm ）可按下式初选 式中：K 为经验系数，K=4.0～4.6；T emax 为发动机最大转矩（N·m）。 六、齿轮参数：

1．模数的选取：齿轮模数选取的一般原则： 1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数； 4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。

2．压力角α：压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。 啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。

3．螺旋角β：齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。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。欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： F a1=F n1tan β1 F a2=F n2tan β2 由于，为使两轴向力平衡，必须满足

式中，F a1、F a2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；F n1、F n2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r 1、r 2为齿轮1、2的节圆半径；T 为中间轴传递的转矩。

4．齿宽b ：齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m （m n ）的大小来选定齿宽b ： 直齿：b=K c m ，K c 为齿宽系数，

取为4.5～8.0斜齿：b=K c m n ，K c 取为6.0～ 8.5

中间轴轴向力的平衡

啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（2～4）m m 。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数K c 可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。

5．齿轮变位系数的选择原则：采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。

变位系数的选择原则 ：1）对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。

七、各挡齿轮齿数的分配：在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。下面以图3-8所示四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。

1．确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 如果z 7和 z 8的齿数确定了，则z 2与 z 1的传动比可求出。为了求z 7、 z 8的齿数，先求其齿数和z h 计算后取z h 为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。 2．对中心距A 进行修正：因为计算齿数和z h 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的z h 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 3．确定常啮合传动齿轮副的齿数：

由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比 常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即

解方程式（3-3）和式（3-4）求z 1与z 2，求出的z 1、z 2都应取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，

只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，按式（3-4）算出精确的螺旋角值。 4．确定其它各挡的齿数：若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同时，则得

解两方程式求出z 5、z 6。用取整数后的z 5、z 6计算中心距，若与中心距A 有偏差，通过齿轮变位来调整。

二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同时，由式（3-5）得 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式 ： 联解上述三个方程式，可求出z 5、z 6和 三个参数。但解此方程组

3max e T K d =2121tan tan r r =ββ81721z z z z i =???

????=

=n h h m A Z m A Z βcos 22斜齿直齿78112

Z Z i Z Z =βcos 2)

(21z z m A n +=6

15

22z z z z i =2)

(65z z m A +=21265z z i z z =6

6

5cos 2)(βz z m A n +=)

1(tan tan 6

52

126

2z z z z z +

+=

ββ

比较麻烦，可采用比较方便的试凑法 。其它各挡齿轮的齿数用同一 方法确定。

5．确定倒挡齿轮齿数：倒挡齿轮z 10的齿数，一般在21～23之间，初选z 10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A’： 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持0.5mm 以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径D e9应为

（3-10） 根据求得的D e9 ，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆D e9符合式（3-10）。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距。

第四节 变速器操纵机构

根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。 变速器操纵机构应满足如下主要要求：（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。

机械式变速器的操纵机构一般是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成。依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。

1．直接操纵手动换挡变速器：当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。

2．远距离操纵手动换挡变速器：平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器距驾驶员座椅较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器称为远距离操纵的动换挡变速器。要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。

3．电控自动换挡变速器：在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换挡时刻的判断，自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合器接合和油门等一系列动作，使汽车动力性、经济性有所提高。

第四章 万向传动轴设计

万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。主要用于在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：保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 保证所连接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范围内。传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。

变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立的弹性，采用万向传动轴。万向节分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节可分为不等速万向节（如十字轴式）、准等速万向节（如双联式、凸块式、三销轴式等）和等速万向节（如球叉式、球笼式等）。不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动的万向节。准等速万向节是指在设计角度下工作时以等于1的瞬时角速度比传递运动，而在其它角度下工作时瞬时角速度比近似等于1的万向节。输出轴和输入轴以等于1的瞬时角速度比传递运动的万向节，称之为等速万向节。挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。

一、十字轴万向节：典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4°增至16°时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1/4。 1.转速关系：

2.不等速分析：

假设主动轴等速转动，

当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，这就是十字轴万向节传动的不等速性。用转速不均匀系数K 来表示（ a 越大，K 越大，转动越不均匀）

3.从动轴转矩： 若忽略摩擦损失，则输入、输出轴上的功应相等，假设输入轴转矩T1不变，则： 当T1与α一定时， T2在最大值与最小值之间每转变化两次。减少α角或采用挠性万向节可以减小T2的振幅。附加弯曲力偶矩的分析：具有夹角的十字轴万向节，仅在主动轴驱动转矩和从动轴反转矩的作用下是不能平衡的。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉对十字轴的作用力偶矩，除主动轴驱动转矩T 1之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力偶矩。同理，从动叉对十字轴也作用有从动轴反转矩T 2和作用在从动叉平面的弯曲力偶矩。在这四个力矩作用下，使十字轴万向节得以平衡。分析可知，附加弯矩的大小是在零与上述两最大值之间变化，其变化周期为，即每一转变化两次。附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，可在万向节主、从动轴支承上引起周期性变化的径向载荷，从而激起支承处的振动。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。

)(21

108z z m A +='A D D e e '

=++25.02981289--'=e e D A D 1

2212cos sin 1cos ?ααωω?-=

???=360,180,0)11? 时αωωcos 112=1max 2cos 1ωαω?=即时当??=270,90 )21?αωωcos 1

2=1min 2cos ωαω?=即ααωωωtg K ?=-=sin 1min

2max 22

211ωωT T =12

21ωω=T T ;cos

1max 221

2

αωωT T T =达到最大，最小时，当。达到最小，最大时，当αωωcos 1min 2212?=T T T

二、双十字轴万向节传动：

对于一个万向节传动轴，主动轴等速转动，则从动轴不等速转动，且α愈大，转动的不等速性愈大。对于双万向节传动轴，若要使输入轴和输出轴等速旋转，需满足以下条件：传动轴两端的万向节叉位于同一平面内； 两万向节夹角相等，即α1= α2。

第四节 传动轴结构分析与设计

传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。传动轴在工作时，其长度和夹角是在一定范围变化的。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。

在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速n k （r/min ）为 式中，L c 为传动轴长度（mm ），即两万向节中心之间的距离；d c 和D c 分别为传动轴轴管的内、外径（mm ）

。 在设计传动轴时，取安全系数K=n k /n max =1.2～2.0，K=1.2用于精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时，n max 为传动轴的最高转速（r/min ）。当传动轴长度超过1.5m 时，为了提高n k 以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根或三根，万向节用三个或四个，而在中间传动轴上加设中间支承。传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转切应力应满足

第五章 驱动桥设计

驱动桥处于动力传动系的末端。基本功能：增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮；承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。组成：驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。

驱动桥设计应当满足如下基本要求：1）所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。2）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 6）与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调。7）结构简单，加工工艺好，制造容易，拆装、调整方便。

驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。非断开式驱动桥(或称为整体式)，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁(见右图)，而主减整器、差速器及车轮传动装置(由左右半轴组成)都装在它里面——非独立悬架；断开式驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮装置采用万向节传动（见右图）。为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构——独立悬架。

非断开式驱动桥：结构简单、制造工艺好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷不利。

断开式驱动桥：结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增中汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。

一、主减速器结构方案分析：结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。 1.螺旋锥齿轮传动：

螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连接平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是,工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。 2．双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动的主、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。由于偏移距E 的存在，使主动齿轮螺旋角β1大于从动齿轮螺旋角β2。螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的任意一点A 的切线TT 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。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。 根据啮合面上法向力相等， F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力， r1、r2分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。令K=cos β2/cos β1。由于β1＞β2，所以系数K ＞1，一般为1.25～1.50。这说明1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。2）当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3）当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。

与螺旋锥齿轮传动相比，双曲面齿轮传动具有如下优点：（1）在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。 （2）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的β1大于从动齿轮的β2，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%。（3）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。（4）双曲面主动齿轮的β1

变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增

2

228102.1c c c k L d D n +?=[]

c c c s

c c

d D T D τπτ≤-=)(164

42

121cos cos ββ=F F 112

211220cos cos ββr r r F r F i s ==

加传动比。（5）双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。（6）双曲面主动齿轮轴布置从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。

双曲面齿轮传动也存在如下缺点：（1）沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96%，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99%。（2）齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。（3）双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。（4）双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。

一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为螺旋锥齿轮传动具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。

3．圆柱齿轮传动：一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器贯通式驱动桥。

4．蜗杆传动：优点：1）在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比（可大于7）。2）在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。（3）便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4）能传递大的载荷，使用寿命长。5）结构简单，拆装方便，调整容易。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。

5.减速形式:

1.单级主减速器：单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。

6．双级主减速器：

与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。

7.整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为

行星齿轮，第二级为锥齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。对于第二级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平、斜向和垂向三种布置方案。纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂直布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电—气压综合式操纵机构。

二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案:

1.主动锥齿轮的支承:分悬臂式支承和跨置式支承两种。

悬臂式：支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

跨置式：增加支承刚度，减小轴承负荷，改善齿轮啮合条件，增加承载能力，布置紧凑，但是主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。

2.从动锥齿轮的支承:支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。为了增加支承刚度，减小尺寸c＋d；为了增强支承稳定性，c＋d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%；为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。

辅助支承:限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移。

三、主减速器锥齿轮主要参数的选择

主要参数：主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m s、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋β、法向压力角α等。

1.主、从动锥齿轮齿数z1和z2:1）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变曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；对于货车，z1一般不汪于6。4）当主传动比i0较大时，尽量使z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，z1和z2应适宜搭配。

2.从动锥齿轮大端分度圆直径根据经验公式初选

3.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 :

从动锥齿轮面宽b2推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，而且b2应满足b2≤10m s，一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10%.

双曲面齿轮副偏移距E ：分为上偏移和下偏移两种。中点螺旋角β：偏移角ε：β1与β2之差

考虑：齿面重合度εF、轮齿强度和轴向力大小。β越大，则εF也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般εF应不小于1.25，在1.5~2.0时效果最好。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°~40°。轿车选用较大的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪声低；货车选用较小β值以防止轴向力过大，通常取35°.

6.螺旋方向:当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。

7.法向压力角α:对于弧齿锥齿轮，轿车：α一般选用14°30′或16°；货车：α为20°；重型货车：α为22°30′。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19°或20°，货车为20°或22°30′。

四、主减速器锥齿轮强度计算：

五、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算：

六、锥齿轮的材料：要求——1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。 2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小

或变形规律易控制。4）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi 、20MnVB 、20MnTiB 、22CrNiMo 和16SiMn2WmoV 等。 差速器设计：作用：在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 按结构特征可分为：齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等。 一、差速器结构形式选择

二、普通锥齿轮差速器齿轮设计

三、粘性联轴器结构及在汽车上的布置：1.粘性联轴器结构和工作原理：依靠硅油的粘性阻力来传递动力,所能传递的转矩与联轴器的结构、硅油粘度及输入轴、输出轴的转速差有关。

5-5车轮传动装置设计

基本功用：接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。断开式驱动桥和转向驱动桥：万向传动装置；非断开式驱动桥：半轴。根据其车轮端的支承方式分为：半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。 半浮式——除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。结构简单，所受载荷较大，适用于轿车和轻型货车及轻型客车。全浮式——理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。主要用于中、重型货车上。

5-6驱动桥壳设计

设计要求：1）应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力2）在保证强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高汽车行驶平顺性3）保证足够的离地间隙4）结构工艺性好，成本低5）保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入6）拆装、调整、维修方便。

一、驱动桥壳结构方案分析:可分为可分式、整体式和组合式三种形式。

可分式——结构简单，制造工艺性好，主减速器支承刚度好。但拆装、调整、维修很不方便，桥壳的强度和刚度受结构的限制，曾用于轻型汽车上，现已较少使用。整体式——具有强度和刚度较大，主减速器拆装、调整方便等优点.组合式——优点：从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度，常用于轿车、轻型货车中。 二、驱动桥壳强度计算

5-7驱动桥的结构元件

一、支承轴承的预紧：

目的：提高主减速器锥齿轮的支承刚度，改善齿轮啮合的平稳性。

危害：预紧力过大，会使轴承工作条件变坏，降低传动率，加速轴承的磨损，还会导致轴承过热而损坏等。

主动锥齿轮轴承预紧力，轴向具有弹性的波形套筒 ；从动锥齿轴滚锥轴承预紧力轴承外侧的调整螺母；主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片。

二、锥齿轮啮合调整：

在轴承预紧度调整后，须进行锥齿轮啮合调整，以保证齿轮副啮合印迹正常，并使齿轮大端处齿侧间隙在适当的范围内（一般为0.1~0.35mm ）。

主减速器锥齿轮正确的啮合印迹位于齿高中部稍偏小端。

主动锥齿轮：可加、减主减速器壳与轴承之间的调整垫片；从动锥齿轮：轴承外两调整螺母旋进、旋出相同的角度；将主减速器壳一侧的垫片的一部分取出放到另一侧。

第六章 悬架设计

组成：弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器

主要作用：传递车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩;缓和、抑制路面对车身的冲击和振动；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。 二 对悬架提出的设计要求 ：

1）保证汽车有良好的行驶平顺性2）具有合适的衰减振动能力3）保证汽车具有良好的操纵稳定性4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适5）有良好的隔声能力6）结构紧凑、占用空间尺寸要小7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。 非独立悬架：左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身）连接； 独立悬架：左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接。

第二节悬架结构分析

一．非独立悬架和独立悬架

独立悬架结构形式分析：评价指标：

1）侧倾中心高度：侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。

2）车轮定位参数的变化：若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。

3）悬架侧倾角刚度：车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。

4）横向刚度：悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。

5）悬架占用的空间尺寸： 占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动机的困难程度； 占用高度空间小的悬架，则允许行李箱宽敞，而且底部平整，布置油箱容易。

三、前、后悬架方案的选择：

前轮和后轮均采用非独立悬架；前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；前轮与后轮均采用独立悬架。前、后悬架均采用纵置钢板弹簧非独立悬架的汽车转向行驶时，内侧悬架处于减载而外侧悬架处于加载状态，于是内侧悬架受拉抻，外侧悬架受压缩，结果与悬架固定连接的车轴（桥）的轴线相对汽车纵向中心线偏转一角度α。对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加；对后桥，则增加了汽车过多转向趋势。轿车将后悬架纵置钢板弹簧的前部吊耳位置布置得比后边吊耳低，于是悬架的瞬时运动中心位置降低，与悬架连接的车桥位置处的运动轨迹b 所示，即处于外侧悬架与车桥连接处的运动轨迹是oa 段，结果后桥轴线的偏离不再使汽车具有过多转向的趋势。

1、前、后轮采用非独立悬架：

上述优缺点是指一副钢板弹簧而言，如果前后轴（桥）四个车轮都装有纵置钢板弹簧，对整车来说又有下述缺点：（1）汽车转弯行驶有轴转向效应：对前轴增加不足转向趋势；对后桥增加过多转向趋势。为克服后者，轿车要求将后悬架的前吊耳位置布置低些。（2）前悬架采用纵置钢板弹簧，前轮容易摆振，汽车操纵稳定性变坏。应用：中、重型货车。 2、前轮独立、后轮非独立：

目前轿车前轮多采用车轮上、下跳动时，车轮定位参数变化小的麦弗逊式悬架，因而可以保证前轮不易发生摆振现象，使汽车有良好的操纵稳定性。麦弗逊式悬架优、缺点见前述。除此之外，两前轮装上麦弗逊式悬架以后，当主销轴线的延长线与地面的交点位于轮胎胎冠印迹中心外侧时，具有负主销偏移距rs ，有利于制动稳定性。前悬架采用双横臂式独立悬架、后悬架采用纵置钢板弹簧非独立悬架时，可通过将双横臂中的上横臂支承轴销的轴线布置成前高后低状，使悬架的纵向运动瞬心位于能减少制动前俯角处，使制动时车身纵倾减少，达到保持车身有良好的稳定性能 。 3、前、后轮独立：

轿车前轮用麦弗逊式悬架，后轮用扭转梁随动臂式后悬架。用的非常广泛。弹性元件分析：①变厚少片簧比多片减少20%～40%的质量；油气弹簧比多片钢板弹簧轻50%；②扭杆弹簧本身固定在车架上，∴簧下质量小；③板簧轴销处要求每天或行驶500公里保养一次，即加注润滑脂；④板簧在交变应力作用下，并有污泥、浊水腐蚀，易产生细而深裂纹→疲劳裂纹。 横向稳定器：通过减小悬架垂直刚度，能降低车身振动固有频率n ，达到改善汽车平顺性的目的。

缓冲块：橡胶制造，通过硫化将橡胶与钢板连接为一体，再经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架（车身）或其它部位上，起到限制悬架最大行程的作用。多孔聚氨指制成 ，它兼有辅助弹性元件的作用。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有封闭的气泡，在载荷作用下弹性元件被压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上。

二、不同形式独立悬架方案分析

纵置钢板弹簧优点：1)悬架结构简单2)维修保养方便3)在车上布置容易4)制造容易

5)

可传递各种力和力矩

纵置钢板弹簧缺点：

1)质量大2)簧下质量大

3)悬架弹性特性是线形的4)寿命短

5)

长度短，刚度大，平顺性差

6-3 悬架主要参数的确定：

静挠度：汽车满载静止时悬架上的载荷F w 与此时悬架刚度c 之比，即f c =F w /c 。

动挠度：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，车轮中心相对车回（或车身）的垂直位移。 2、选择要求及方法：

1、使悬架系统由较低的固有频率

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。汽车前、后部分的车身的固有频率n 1和n 2（亦称偏频）可用下式表示：

式中，c 1、c 2

为前、后悬架的刚度（N/cm ）；m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg ）。 2、n 1与n 2的匹配要合适

要求：希望f c1与f c2要接近，单不能相等（防止共振）；希望f c1>f c2 (从加速性考虑，若f c2大，车身的振动大)

方法：若汽车以较高车速驶过单个路障，n 1/n 2＜1时的车身纵向角振动要比n 1/n 2＞1时小，故推荐取f c2=（0.8~0.9）f c1。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f c2=（0.6~0.8）f c1。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。 3、 f d 要合适,根据不同的车在不同路面条件造：

二、悬架的弹性特征：悬架受到垂直外力F 与由此所引起的车轮中心相对于在车身位移f （即悬架的变形）的关系曲线 。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。线性弹性特性：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，此时悬架刚度为常数。特点：随载荷的变化，平顺性变化。非线性弹性特性：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。特点：在满载位置（图中点8）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。作用：在有限的动挠度fd 范围内，得到比线性悬架更多的动容量；悬架的运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 （悬架的运容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小）。

三、货车后悬的主、副簧的刚度匹配：车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性。副簧参加工作前、后的悬架振动频率变化不大。确定方法：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f 0，而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 。副簧、主簧的刚度比为

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，即F K =0.5（F 0+F W ），并使F 0和F K 间平均载荷对应的频率与F K 和F W 间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为 c a /c m =（2λ-2）（λ+3）。

§6-4 弹性元件的计算

（1）满载弧同f a 是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳半径）连线间的最大高度差。 f a 用来保证汽车具有给定的高度。当f a =0时，钢板弹簧在对称位置上工作 ，为了在车架高度已限定时能得到足够的支挠度值，常f a =10~20mm 。

（2）钢板弹簧长度L 是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些：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；刚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。 （3）钢板断面尺寸及片数的确定： 钢板弹簧强度验算：

（1）紧急制动时： 前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力σmax 用下式计算

σmax =[G 1m 1′l 2（l 1+φc ）]/[（l 1+l 2）W 0]

式中，G 1为作用在前轮上的垂直静负荷；m 1′为制动时前轴负荷转移系数，轿车：m 1′=1.2~1.4， 货车：m 1′=1.4~1.6；l 1、l 2为钢板弹簧前、后段长度；φ道路附着系数，取0.8；W 0为钢板弹簧总截面系数；c 为弹簧固定点到路面的距离 （2）汽车驱动时：

后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力σmax 用下式计算：σmax =[G 2m 2′l 1（l 2+φc ）]/[（l 1+l 2）W 0]+G 2m 2′φ/bh 1

式中，G 2为作用在后轮上的垂直静负荷；m 2′为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：m 2′=1.25~1.30，货车：m 2′=1.1~1.2。φ为道路附着系数；b 为钢板弹簧片宽；h 1为钢板弹簧主片厚宽。

ππ2//2//222111m c n m c n ==W

m a F

F c c 01/=-λλ

（3）钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算：

钢板弹簧主片卷耳受力如图6-17所示。卷耳所受应力σ是由弯曲应力和拉（压）应力合成的应力：σ=[3F x（D+h1）]/bh12+F x/bh1式中F x为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。许用应力[σ]取为350N/mm2。对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到挤压应力σz=F s/bd。其中，F s为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳处叶片宽； d为钢板弹簧销直径。

§6-5 主动与半主动悬架系统

主动悬架系统：主动悬架中不再有传统意义上的“弹簧刚度”和“阻尼特性”，悬架中的弹簧和减振器全部或者至少部分被执行元件所取代。基本原理是靠自身的能源通过执行元件对振动进行“主动”干预。分类：根据执行元件的响应带宽可分为宽带主动悬架和有限带宽主动悬架两种，两种悬架又分别称为全主动悬架和慢主动悬架。

全主动悬架系统所采用的执行元件具有较宽的响应频带，以便对车轮的高频共振也加以控制。执行元件多采用电液或液气伺服系统，控制带宽一般应至少覆盖0～15Hz，有的执行元件响应带宽甚至高达100Hz。

系统工作原理及过程：

系统主要由执行元件、各种必要的传感器、信号处理器和控制单元等组成。控制单元根据检测到的各种信号判断汽车的当前状态，并根据事先设定的控制策略决定执行元件该输出多大的力。系统内部靠力闭环控制保证执行元件输出的力满足指令要求。实际使用时，还必须包括更多的传感器以检测必要的系统状态量，比如转向时与汽车运动相关的横向加速度、方向盘角速度，还有汽车车速、发动机油门开度、制动踏板位置以及汽车车身高度等系统状态量。

性能指标评价标准：主动悬架的性能指标可以用多个系统输出变量的均方根值的加权和来表征。这些变量可以包括车身加速度、车轮与地面间的动载、车轮相对于车身的位移以及执行元件的作用力等。系统的控制变量也比传统的被动悬架要多，并且参数的选择范围也更宽。

主动悬架特点：要求执行元件所产生的力能够很好地跟踪任何力控制信号。因此，它为控制律的选择提供了一个广阔的设计空间，即如何确定控制律以使系统能够让车辆达到最佳的总体性能。研究表明，主动悬架能够在不同路面及行驶条件下显著地提高车辆性能。

2）慢主动悬架：

慢主动悬架将执行元件的频响带宽降低到只考虑车身的垂直、俯仰和侧倾振动以及汽车的转向反应，不考虑车轮刚度所对应的频率，也即带宽降至3～4Hz。它与前述的主动悬架在被测状态量和控制实施等方面都有类似，唯一的差异就是执行元件带宽的降低。

在慢主动悬架中，可以选用两类执行元件：一类为当其不起作用(激励频率超过响应带宽)时可以像普通弹簧一样工作，比如气压执行元件，在这种情况下由于执行元件可以支持车身的重量，所以系统中可以不加弹簧或并联一个弹簧。另一类为不起作用时变为刚性体的执行元件，如滑阀控制的液力作动器，在这种情况下系统中必须串联弹性元件

慢主动悬架特点：由于慢主动悬架执行元件仅需在一窄带频率范围内工作，降低了系统的成本及复杂程度。比全主动悬架便宜得多。它的主动控制仍然覆盖了主要的车身振动，包含纵向、俯仰、侧倾及转向控制等要求的频率范围，改善了车身共振频率附近的行驶性能，提高了对车身姿态的控制。性能可达到与全主动悬架系统很接近的程度。就实用性及商业竞争力而言，慢主动悬架有较好的应用前景。半主动悬架不需要油泵、过滤器、储油器、冷却器及输油管等附件，几乎不消耗发动机功率，并且制造可控阻尼减振器不像制造电液伺服液力执行元件那样复杂，悬架系统的制造成本和运行成本可大大降低。

2 半主动式悬架：

半主动悬架与主动悬架的区别在于用可控阻尼的减振器取代了执行元件。可控阻尼减振器所起的作用与主动悬架中执行元件的作用类似，都是通过系统内的力闭环控制实现控制单元提出的力要求。所不同的是执行元件要做功，而减振器则是通过调节阻尼力控制耗散掉的能量的多少，几乎不消耗汽车发动机的能量。显然，在半主动悬架中，必须并联弹簧以支持悬挂质量，一般情况下该弹簧刚度是不变的。半主动悬架包括阻尼连续可调式和可切换阻尼式两类，前者的阻尼系数在一定的范围内可以连续变化，后者的阻尼系数只能在几个离散的阻尼值之间进行切换。可切换阻尼系统与前面介绍的阻尼可调自适应悬架的区别在于阻尼值停留在特定设置的时间长短不同。阻尼可调自适应悬架在每一设置上停留的时间较长(一般在5s以上)而可切换阻尼式悬架的设置则可在每一车辆振动周期变化范围内在频繁地改变(切换速度为十几毫秒)。

连续可调减振器的两种基本结构形式：一种是通过调节减振器节流阀的面积而改变阻尼特性的孔径调节式，其孔径的改变一般可由电磁阀或其它类似的机电式驱动阀来实现；另一种是电流变或磁流变可调阻尼器，其工作原理是通过改变电场或磁场强度来改变流变体的阻尼特性。两种结构中，前者技术较为成熟，后者属于新兴技术，随着对这项技术的研究和突破，将会成为一种较有前途的半主动悬架。

第七章转向系设计

汽车转向系的功用：汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构。在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。

汽车转向系的形式和组成：汽车转向机构分为机械转向和动力转向两种形式。机械转向主要是由转向盘、转向器和转向传动机构等组成，动力转向还包括动力系统。机械转向是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。动力转向是在机械转向的基础上，加装动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。动力转向包括液压式动力转向和电控式动力转向。液压式动力转向已在汽车上广泛应用。近年来，电控动力转向已得到较快发展。

转向系的设计要求：

1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转2）转向轮具有自动回正能力3）在行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动4）转向传动机构和悬架导向装置产生的运动不协调，应使车轮产生的摆动最小5）转向灵敏，最小转弯直径小6）操纵轻便7）转向轮传给转向盘的反冲力要尽可能小8）转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构9）转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置10）转向盘转动方向与汽车行驶方向的改变相一致。

正确设计转向梯形机构，可以保证汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。转向轮的自动回正能力决定于转向轮的定位参数和转向器逆效率的大小。合理确定转向轮的定位参数，正确选择转向器的形式，可以保证汽车具有良好的自动回正能力。转向系中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2~2.5倍。转向操纵的轻便性通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价。

机械式转向器方案分析：

根据机械式转向器结构特点分为：齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆指销式转向器等。

1.齿轮齿条式：齿轮齿条式转向器的主要优点是：结构简单、紧凑、体积小、质量轻；传动效率高达90%；可自动消除齿间间隙；

没有转向摇臂和直拉杆，转向轮转角可以增大；制造成本低。齿轮齿条式转向器的主要缺点是：逆效率高（60%~70%）。因此，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，大部分能传至转向盘。

2.循环球式：循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。循环球式转向器的优点是：传动效率可达到75%~85%；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整容易；适合用来做整体式动力转向器。循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。循环球式转向器主要用于货车和客车上。

3.蜗杆滚轮式、蜗杆指销式：蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。主要优点是：结构简单；制造容易；强度比较高、工作可靠、寿命长；逆效率低。主要缺点是：正效率低；调整啮合间隙比较困难；传动比不能变化。蜗杆指销式转向器有固定销式和旋转销式两种形式。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。蜗杆指销式转向器的优点是：传动比可以做成不变的或者变化的；工作面间隙调整容易。固定销式转向器的结构简单、制造容易。但销子的工作部位磨损快、工作效率低。旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。要求摇臂轴有较大的转角时，应采用双销式结构。双销式转向器的结构复杂、尺寸和质量大，并且对两主销间的位置精度、螺纹槽的形状及尺寸精度等要求高。此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。蜗杆滚轮式和蜗杆指销式转向器应用较少。

二、防伤安全机构方案分析计算：有关资料分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。转向盘、转向管柱等有关零件在撞击是产生塑性变形、弹性变形或是利用摩擦等来吸收冲击能量，能防止或者减轻驾驶员受伤。在汽车发生正面碰撞时，转向传动轴采用了万向节连接，并且布置合理，便可防止转向盘向驾驶室内移动，危及驾驶员安全。在轿车上应用的防伤安全机构。转向轴分为两段，上转向轴的下端与下转向轴上端通过两个圆头圆柱销相连。在受到一定数值的轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，以保证驾驶员的安全。汽车发生正面冲撞时，轴向力达到一定值以后，塑料销钉被剪断，套管与轴产生相对移动，存在其间的塑料能增大摩擦阻力吸收冲击能量。此外，转向传动轴长度缩短，减小了转向盘向驾驶员一侧的移动量，起到保护驾驶员的作用。这种防伤机构结构简单，制造容易，只要合理选取销钉数量与直径，便能保证它可靠地工作和吸收冲击能量。

第三节 转向系主要性能参数

一、转向器功率P 1：从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号η+表示，；反之称为逆效率，用符号η－表示。正效率η+ 计算公式：P η+=（P 1-P 2）/P 1；逆效率η－ 计算公式：η－=（P 3-P 2）/P 3 式中， P 1为作用在转向轴上的功率；P 2为转向器中的磨擦功率；P 3为作用在转向摇臂轴上的功率。正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。

1.转向器的正效率η+：影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。

（1）转向器类型、结构特点与效率

在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。

同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器的效率η+仅有54%。另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%。 转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。 （2）转向器的结构参数与效率：如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算

式中，a 0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ

=arctanf ；f 为磨擦因数。根据逆效率不同，转向器有可逆式、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。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。 不可逆式和极限可逆式转向器：

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可逆式与不可逆式转向器两者之间。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。如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算

式（7-1）和式（7-2）表明：增加导程角a 0，正、逆效率均增大。受η-增大的影响，

a 0不宜取得过大。当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明

该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。 ? 二、传动比的变化特性：

第四节 动力转向机构

一、对动力转向机构的要求：

1）保持转向轮转角和转向盘的转角之间保持一定的比例关系。2）随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上手力必须增大（或减小）3）当作用在转向盘上的切向力F h ≥25~190N 时，动力转向器就应开始工作4）转向盘应自动回正5）工作灵敏6）动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向7）密封性能好，内、外泄漏少汽车采用动力转向机构是为了提高操纵的轻便性和行驶安全性。

中级以上轿车，采用或者可供选装动力转向器的逐渐增多。转向轴轴载质量超过2.5t 的货车可以采用动力转向，当超过4t 时应该采动力转向。

二、动力转向机构布置方案分析：

液压式动力转向机构是由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成。根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，它分为整体式）和分置式两类。分置式按分配阀所在位置不同又分为：联阀式、连杆式和 半分置式。 在分析比较动力转向机构布置方案时，要考虑以下几个方面：1）结构上是否紧凑2）转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷3）拆装转向器是否容易4）管路，特别是软管的管路长短5）转向轮在侧向力作用下是否容易产生摆振6）能不能采用典型转向器等方面。 三、动力转向器的评价指标

（1）动力转向器的作用效能用效能指标s=F h /F h ′来评价动力转向器的作用效能。现有动力转向器的效能指标s=1~15。

（2）路感：驾驶员的路感来自于转动转向盘时，所要克服的液压阻力。液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。在最大工作压力时，轿车：换算以转向盘上的力增加约30~50N ，货车：增加80~100N 。 （3）转向灵敏度： 转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值来评价：

)tan(tan 00

ρη+=+a a 00tan )tan(a a ρη-=

-δ

?2se D i =

比值越小，则动力转向作用的灵敏度越高。高级轿车的 值在6.7以下。

转向灵敏度也可以用接通动力转向时，作用到转向盘的手力的转角来评价，要求此力在20-50N ，转角在10°~15°范围。

4）动力转向器的静特性：动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化关系曲线，是用来评价动力转向器的主要特性指标。因输出转矩等于油压压力乘以动力缸工作面积和作用力臂，对于已确定的结构，后两项是常量，所以可以用输入转矩M φ与输出油压p 之间的变化关系曲线来表示动力转向的静特性。 常将静特性曲线划分为四个区段。在输入转矩不大的时候，相当于图中A 段；汽车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段（图中C 段）；B 区段属常用快速转向行驶区段；D 区段曲线就表明是一个较宽的平滑过渡区间。要求动力转向器向右转和向左转的静特性曲线应对称。对称性可以评价滑阀的加工和装配质量。要求对称性大于0.85。

第五节 转向梯形

转向梯形有整体式和断开式两种。转向梯形方案与悬架形式密切相关。

转向梯形的设计要求：1）正确选择转向梯形参数，保证汽车转弯时全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶。2）满足最小转弯直径的要求，转向轮应有足够大的转角。 一、转向梯形结构方案分析 1.整体式转和梯形：

整体式转向梯形是由转向横拉杆，转向梯形臂和汽车前轴组成。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。 2.断开式转向梯形：

转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。断开式转向梯形方案之一。

断开式转向梯形的主要特点：1）能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮；2）由于杆系、球头增多，所以结构复杂，制造成本高，并且调整前束比较困难。横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。采用双横臂独立悬架，常用图解法（基于三心定理）确定断开点的位置。

二、整体式转向梯形机构优化设计： 在忽略侧偏角影响的条件下，两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上。设θi 、θo 分别为内、外转向车轮转角，L 为汽车轴距，K 为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系：

若自变角为θo ，则因变角θi 的期望值为

第八章 制动系设计

制动系功用: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。包括：行车制动装置、驻车制动装置、应急制动装置、辅助制动装置。

制动系应满足如下要求：1）足够的制动能力；2）工作可靠；3）不应当丧失操纵性和方向稳定性；4）防止水和污泥进入制动器工作表面；5）热稳定性良好；6）操纵轻便，并具有良好的随动性；7）噪声尽可能小；8）作用滞后性应尽可能短；9）摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命；10）调整间隙工作容易；11）报警装置。

§8-2制动器的结构方案分析

一、鼓式制动器：分领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种。主要区别： ①蹄片固定支点的数量和位置不同;②张开装置的形式与数量不同；③制动时两块蹄片之间有无相互作用。 制动器效能:制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩。

制动器效能因数:在制动鼓或制动盘的作用半径R 上所得到摩擦力（M μ/R ）与输入力F 0之比，

制动器效能的稳定性: 效能因数K 对摩擦因数f 的敏感性（dK/df ）。 二、盘式制动器：分为钳盘式(点盘式制动器)、全盘式(离合器式制动器 )。盘式制动器有如下优点：热稳定性好；水稳定性好；制动力矩与汽车运动方向无关；易于构成双回路制动系；尺寸小、质量小、散热良好；衬块磨损均匀；更换衬块容易；缩短了制动协调时间；易于实现间隙自动调整。

§8-3制动器主要参数的确定

一、鼓式制动器主要参数的确定：

1.制动鼓内径D 、

2.摩擦衬片宽度b 和包角β，包角一般不宜大于120°、

3.摩擦衬片起始角β0、

4.制动器中心到张开力F0作用线的距离e 、

5.制动蹄支承点位置坐标a 和c 。 二、盘式制动器主要参数的确定：

1.制动盘直径D ：通常选择为轮辋直径70%~79%；

2.制动盘厚度h ：实心制动盘厚度可取为10~20mm;通风式制动盘厚度取为20~50mm;采用较多的是20~30mm ；

3.摩擦衬块外半径R2与内半径R1，外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5；

4.制动衬块面积A ：1.6~3.5kg/cm2

§8-5制动驱动机构

一、制动驱动机构的形式：

L

K i o =

-θθcot cot )/cot(cot )(0L K arc f o i -==θ

θθR F M K 0μ

=

二、分路系统

全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多的互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制动作用。

§8-6制动力调节机构

一、限压阀：

限压阀适用于轴距短且质心高，从而制动时轴荷转移较多的轻型汽车，特别是轻型和微型轿车。

二、制动防抱死机构（ABS）：

基本功能: 感知制动轮每一瞬时的运动状态，相应地调节制动器制动力矩的大小，避免出现车轮的抱死现象。它可使汽车在制动时维持方向稳定性和缩短制动距离，有效地提高行车安全性。ABS系统控制方法目前主要有逻辑门限值控制方法和现代控制方法两种，目的是在各种工况下制动时都可获得最佳的滑动率S，由此可获得最短的制动距离。

§8-7 制动器的主要结构元件

一、制动鼓：

制动鼓应当有足够的强度、刚度和热容量，与摩擦衬片材料相配合，又应当有较高的摩擦因数。铸造式：多选用灰铸造铁，具有机械加工容易、耐磨热容量大等优点。组合式：质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数。

二、制动蹄:

轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用T形钢辗压或用钢板焊接制成；重型货车的制动蹄则多用铸铁或铸钢铸成，断面有工字形、山字形和Ⅱ字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为3~5mm，货车约为5~8mm。制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。

三、摩擦衬片（衬块）：

1）具有一定的稳定的摩擦因数2）具有良好的耐磨性3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率4）制动时不易产生噪声，对环境无污染5）应采用对人体无害的摩擦材料6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力7）摩擦衬块的热传导率应控制在一定范围。

四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置：

间隙过大，产生制动作用的时间增长；同步制动性能变坏；增加了压缩空气或制动液的消耗量，并使制动踏板或手柄行程增大。