1、第一章1、汽車形式的選擇包括包括軸數、驅動形式、布置形式。2、乘用車的布置形式有：發(fā)動機前置前輪驅動（FF）、發(fā)動機前置后輪驅動（FR）、發(fā)動機后置后輪驅動（RR）。p9-p11發(fā)動機前置前輪驅動的優(yōu)點：前橋軸荷大，有明顯的不足轉向；越過障礙的能力高；主減速器和變速器裝在一個殼體內，結構緊湊；且不需要在變速器和主減速器之間設置傳動軸，車內地板凸包高度可降低，有利提高乘坐舒適性；發(fā)動機布置在車軸外，軸距可縮短，有利于提高汽車的機動性；發(fā)動機散熱好；行李廂空間大；容易改裝成客貨兩用車或救護車；供暖機構簡單，因管路短而效率高；操縱機構簡單；發(fā)動機橫置時能縮短汽車的總長，加之取消了傳動軸，消耗的材料減

2、少，整備質量減輕；發(fā)動機橫置時，主減速器需用圓柱齒輪，降低了制造難度，裝配時不必進行齒輪調整，另外，變速器和主減速器可用同一種潤滑油。主要缺點是：前輪驅動并轉向需采用等速萬向節(jié)，結構和制造工藝復雜；前輪負荷重，工作條件惡劣，前輪胎壽命短；爬坡能力降低，后軸負荷小，加上制動時軸荷前移，后輪容易抱死引起汽車側滑；一旦發(fā)生正面碰撞，發(fā)動機及附件損失較大，維修費用高。發(fā)動機前置后輪驅動的優(yōu)點：軸荷分配合理，有利于提高輪胎的使用壽命；前輪不驅動，不需要采用等速萬向節(jié)，有利于減少成本；操縱機構簡單；采暖機構簡單，供暖效率高；發(fā)動機冷卻好；爬坡能力強；容易改裝成客貨兩用車或救護車；行李廂空間大；變速器與主減

3、速器分開，拆裝、維修容易，發(fā)動機接近性好。主要缺點是：地板上有凸起的通道，使后排中部坐墊減薄，影響乘坐舒適性；發(fā)生正面碰撞時，發(fā)動機易進入客艙，使前排乘員嚴重受傷；汽車總長、軸距、整備質量均較大，影響燃油經濟性和動力性。發(fā)動機后置后輪驅動的優(yōu)點：結構緊湊；駕駛員視野好；排氣管道不需從地板下面通過，加之無傳動軸，地板凸包只需容納操縱機構的桿件，改善了后排中間乘員的出入條件；整車質量小；乘客座椅能夠布置在舒適區(qū)內；爬坡能力強機動性好。3、長頭式貨車的優(yōu)缺點？p14優(yōu)點：維修方便；汽車滿載時前軸載荷小，有利于在壞路面行駛時提高汽車的通過性；地板低，駕駛員上下車方便；離合器、變速器操縱機構簡單，易于布

4、置；發(fā)動機噪音、氣味、震動、熱量對駕駛員影響小；發(fā)生正面碰撞時，駕駛員和前排乘員受傷較平頭車要好得多。缺點：汽車總長和軸距都較長，最小轉彎半徑大，機動性不好；駕駛員視野好不如平頭車好；面積利用率低。3、汽車質量系數的確定：整車裝備質量M0？汽車的載客量和裝載質量？質量系數的解釋？p19整車整備質量：車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質量。質量系數：汽車裝載質量與整車整備質量的比值。4、整車布置的基準線（面）：車架上平面線、前輪中心線、汽車中心線、地面線、前輪垂直線p36第二章1、為保證離合器的良好工作性能，設計離合器應滿足的基本要求？p52設計要求

5、（1） 能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩（2） 主、從動部分分離要徹底（3） 接合平順，確保起步平穩(wěn)（4） 從動部分轉動慣量小(5)吸熱能力強，散熱性能好(6) 避免扭振，并具有吸振、緩沖、減少噪聲的能力(7) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員疲勞(8) 作用到摩擦襯片上的正壓力和摩擦系數變化要小(9) 應有足夠強度和良好的動平衡,保證工作可靠,壽命長(10)結構簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便2、周置彈簧離合器、中央彈簧離合器、斜置彈簧離合器、膜片彈簧離合器它們各自各優(yōu)缺點p54周置彈簧離合器優(yōu)點：結構簡單，制造容易。缺點：壓緊彈簧直接與亞盤接觸，易受熱回火失效。發(fā)動機最大轉速很

6、高時，周置彈簧受離心力作用向外彎曲，彈簧力顯著下降，傳遞轉矩的能力也隨之下降。此外，彈簧靠在定位座上，造成接觸部位嚴重磨損。中央彈簧離合器的優(yōu)點：可得到足夠壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便；彈簧不與壓盤直接接觸，不會受熱回火失效；容易調整壓緊力。缺點：結構復雜，軸向尺寸大。多用于轉矩較大的商用車上，以減輕操縱力。斜置彈簧離合器的優(yōu)點：摩擦片磨損或分離離合器時，壓緊力基本不變。工作性能穩(wěn)定，踏板力較小。膜片彈簧的優(yōu)點：具有較理想的非線性彈性特性，在摩擦片允許的磨損范圍內，壓緊力基本不變；兼起彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件少，質量小；高速旋轉時，壓緊力下降很少；壓力均勻

7、，接觸良好，磨損均勻；散熱通風好，壽命長；膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。3、摩擦離合器靜摩擦力矩的計算p58摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞的發(fā)動機轉矩。離合器的摩擦力矩Tc為Tc=fFZRc ， 式中：F為工作壓力；f為摩擦因數，；Z為摩擦面數；Rc為平均摩擦半徑。摩擦面的單位壓力P0,且分布均勻， （1）經推導可得到靜摩擦力矩 （2）將（1）式代入（2）式，得將上式與Tc=fFZRc比較，可得 4、關于后背系數？p59后備系數：離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比， =Tc/Temax。后備系數選取原則及注意事項：為了保證可靠地傳遞發(fā)動機

8、的最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，不宜選的太小（須1）。為了使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，操縱輕便，又不宜選的太大。以下情況，可取得小些：當發(fā)動機后備功率較大，使用條件較好時；發(fā)動機缸數多，轉矩波動越小；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓緊力保持較穩(wěn)定，選取值可比螺旋彈簧離合器小些。以下情況，可取得大些：當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨，應取得較大些；汽車總質量大，也應取得較大些；采用柴油機時，由于工作比較粗猛，轉矩較不平穩(wěn)，選取的應比汽油機大些；雙片離合器的值應大于單片離合器。5、摩擦片內外徑的確定？p60離合器摩擦片的外徑D可根據發(fā)動機的最大轉矩按經驗

9、公式進行估算在確定D后，根據d/D=0.53-0.70來確定小徑d。在同樣的摩擦外徑D時，選取較小的內徑d，雖可增大面積，提高傳遞轉矩的能力，但會使摩擦面積上的壓力分布不均，使摩擦片內、外緣圓周相對滑磨速度差別太大而造成磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉減震器的安裝。所選D應使摩擦片最大圓周速度不超過65-70m/s，以免摩擦片發(fā)生飛離。6、膜片彈簧的彈性特性曲線圖（h：膜片彈簧的厚度）p63H/h決定了膜片彈簧彈性特性曲線的形狀。H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度，h為膜片彈簧鋼板厚度。推薦 H/h =1.52.0， h =24mm7、雙質量離合器優(yōu)點？適用于什么樣的汽車？優(yōu)點：（1）減震

10、彈簧安裝半徑R0提高，彈簧剛度下降，允許轉角變大。（2）降低發(fā)動機變速器振動系統(tǒng)固有頻率，避免怠速時共振。（3）減振效果提高，可采用粘度較低的齒輪油而不致產生齒輪沖擊噪聲。（4）從動盤上沒有減振器，從動部分轉動慣量下降，對換檔有利。適用于發(fā)動機前置后驅轉矩變化大的柴油汽車。第三章1、兩軸式與中間軸式的各自特點？P79兩軸式變速器的傳動特點：輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；軸和軸承數少，結構簡單，輪廓尺寸小，易布置；中間擋位傳動效率高，噪聲低；不能設置直接擋，高擋工作噪聲大，易損壞；受結構限制，一擋速比不可能設計得很大；多用于FF布置形式。中間軸式（三軸式）變速器的特點：使用直接擋時，齒

11、輪、軸承及中間軸均不承載，傳動效率高，噪聲低，磨損少，壽命提高；中間擋位可以獲得較大的傳動比；高擋齒輪采用常嚙合齒輪傳動，低擋齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；除一擋以外的其它擋位，換擋機構多采用同步器或嚙合套換擋；有的一擋也采用同步器或嚙合套換擋；各擋同步器或嚙合套多設置在第二軸上。兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前驅的汽車上，有時將輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體。發(fā)動機縱置時主減速器采用弧錐齒輪或準雙曲面齒輪，橫置時采用斜齒圓柱齒輪。多數方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其他檔位均采用常嚙合齒輪傳動，有的倒擋也采用常嚙合齒輪傳動，且采用同步器換擋。同步器多數裝在輸出軸上，因為一檔主動齒輪尺寸小，裝同步

12、器有困難，而高檔的同步器可以裝在輸入軸上。低檔齒輪布置在靠近支承的地方。一檔和倒檔傳動比相近，但倒檔用得少，所以一檔齒輪最靠近支撐處，然后是倒檔齒輪。中間軸式變速器多用于發(fā)動前置后驅或發(fā)動機后置后驅的汽車上。多數方案除一檔外均采用同步器或嚙合套，少數連一檔也采用同步器或嚙合套，同步器或嚙合套多數裝在第二軸上。3、圖3-4，結構形式、特點，傳遞路線，計算傳動比。P81圖a為一中間軸式6擋變速器，1擋和倒檔采用直齒滑動的方式換擋，其余均采用同步器換擋。將第二軸加長至于附加殼體內，6擋設置在附加殼體內。圖b也是一中間軸式6擋變速器，倒檔采用直齒滑動的方式換擋，其余均采用常嚙合齒輪同步器換擋。4、變速

13、器換檔機構類型、特點？P87變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種方式。直齒滑動齒輪優(yōu)點：結構簡單，制造、拆裝與維修方便，并能減小變速器旋轉部分的慣性力矩。 缺點：要求駕駛員有熟練的操作技術換擋行程長，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨噪音。嚙合套優(yōu)點：換擋行程短，承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多，而輪齒又不參于換擋，所以不會過早損壞。 缺點：要求駕駛員有熟練的操作技術，不能消除換擋沖擊，變速器旋轉部分慣性力矩增大。同步器優(yōu)點：換擋迅速，無沖擊，無噪音，與操作技術的熟練程度無關，提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。缺點：結構復雜，制造精度高、軸向尺寸大。5、傳動比范圍？影響最低擋傳動

14、比選取的因素？P89傳動比范圍：指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最低擋傳動比選取的影響因素有：汽車最大爬坡能力；驅動輪與路面間的附著力；主減速比；驅動輪的滾動半徑；汽車的最低穩(wěn)定行駛車速。6、螺旋角的選取？右旋、左旋P92螺旋角對傳動的影響：螺旋角大，傳動平穩(wěn)，噪聲小，強度大，軸向力大，軸承易損壞。螺旋角選取的一般原則是：轎車變速器齒輪的螺旋角應大于貨車的；大于30°時，輪齒抗彎強度下降，因此低檔齒輪應小些，以15° 25°為宜；增大時，接觸強度持續(xù)提高，因此高檔齒輪應大些；中間軸上的軸向力應盡量抵消，以減輕軸承負荷。為了使中間軸上軸向力的平衡，中間軸上

15、全部齒輪一律取為右旋，第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。中間軸上兩斜齒輪軸向力平衡的條件：7、各擋齒輪齒數的分配計算？P94右圖為一中間軸式四檔變速器，（1）寫出各擋傳動比（2）確定各擋齒輪的齒數答：（1）各檔的傳動比等于參與傳動的齒輪中，所有從動齒輪齒數的乘積除以所有主動齒輪齒數的乘積。i4=1(2)確定1擋齒輪的齒數a.根據中間軸一檔齒輪齒數可在z8=15-17之間選，貨車在12-17之間，確定z8。再根據一對齒輪齒數和公式求出zh= z7+z8用z7=zh - z8求出z7b對中心距進行修正。C根據乘用車中間軸式變速器1擋傳動比等于3.5-3.8，確定i1，再根據 求出又根據1、2號齒輪

16、齒數和公式 求出zh= z1+z2由 和zh= z1+z2兩式聯(lián)合求解，可求得z1和z2（3）確定2擋各齒齒數首先由i1=q3*i4求出q3，再根據i1=q*i2求出2擋傳動比i2。用 求出又根據5、6號齒輪齒數和公式 求出zh= z5+z6由上兩式聯(lián)合求解，可得出z5和z6其余各擋齒輪齒數的確定同上。第四章1、等速萬向節(jié)準、等速萬向節(jié)、不等速萬向節(jié)：P114不等速萬向節(jié)：萬向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時角速度比傳遞運動，但平均角速度比為1的萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)：在設計角度下工作時，以等于1的瞬時角速度比傳遞運動；但在其它角度下工作時，瞬時角速度比近似等于1的萬向節(jié)

17、。等速萬向節(jié)：輸出軸和輸入軸始終以等于1的瞬時角速度比傳遞運動的萬向節(jié)。2、萬向節(jié)的分類、組成 ： P115不等速萬向節(jié)：十字萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)：雙聯(lián)式萬向節(jié)、凸塊式萬向節(jié)、三銷式萬向節(jié)、球面滾輪式等速萬向節(jié)：球叉式萬向節(jié)（圓弧槽滾道型、直滾道型）；球籠式萬向節(jié)（R型、B型、伸縮型）3、十字軸萬向節(jié)，夾角最小（4-16度 ）準等速萬向節(jié) ：夾角最大，一般可達 （50-60 度）P1164、圓弧槽型球叉式萬向節(jié)主要應用與總質量不大的越野車轉向驅動橋P1185、直槽滾道型球叉式萬向節(jié)的兩個球叉上的直槽與軸的中心線傾斜相同的角度且彼此對稱。P1196、Belfield型球籠式萬向節(jié)伸縮型球籠式萬向

18、節(jié)廣泛地應用在具有獨立懸架的轉向驅動橋上，P1217、單十字軸萬向節(jié)傳動 下面的三公式理解記憶 P122十字萬向節(jié)主、從動軸角速度之間存在如下關系： 應滿足如下關系式：從動軸最大角速度 最小角速度：不均勻系數K為：若忽略摩擦損失，則輸入、輸出軸上的功應相等8、雙十字軸萬向節(jié)傳動，為了等速，應該1、保證與傳動軸相連的兩萬向節(jié)叉布置在同一平面內。2、使兩萬向節(jié)夾角1與2相等9、萬向節(jié)傳動軸的計算載荷有三種：（表4-1） P12610、萬向傳動軸計算載荷的方法有幾種？進行靜強度和疲勞壽命計算時分別采用哪種方法？有三種方法：（1） 按發(fā)動機最大轉矩和一檔傳動比來確定（Tse1、Tse2）（2） 按驅動

19、輪打滑來確定(Tss1、Tss2)（3） 按日常平均使用轉矩來確定(Tsf1、Tsf2)。進行靜強度計算時，取前兩種方法所得數值的較小值。進行疲勞壽命計算時，按第三種方法計算。11、什么是傳動軸的臨界轉速？影響臨界轉速的因素有那些？提高傳動軸臨界轉速的方法？設計傳動軸時，如何考慮最大轉速和臨界轉速的關系？臨界轉速：當傳動軸的工作轉速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現共振現象，以至振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉速；影響因素有：傳動軸的尺寸，結構及支撐情況等。臨界轉速的表達式為：為了增大臨界轉速，以避開發(fā)動機的常用轉速，可用空心軸代替實心軸，也可有增加支撐的辦法，將傳動軸斷開成兩根或三根，以縮

20、短傳動軸的長度。設計傳動軸時，安全系數K（即臨界轉速與最大轉速的比值）取1.2-2.0之間，K=1.2用于精確動平衡、高精度的伸縮花鍵機萬向節(jié)傳動比小時。第五章1、主減速器的齒輪類型？有弧齒錐齒輪、雙面去齒輪、圓柱齒輪、蝸牛蝸桿等形式。P1372、雙曲面齒輪主從動齒輪軸線垂直而不相交，主動錐齒輪軸線相對于從動錐齒輪軸線向上或向下偏移一距離E，稱為偏移距。雙曲面齒輪傳動偏移距使主動齒輪的輪旋角大于從動齒輪的輪旋角。P1373、螺旋角：是指錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒形線任意一點A的切線TT與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角。通常螺旋角是指的中點螺旋角。P1384、雙

21、曲面齒輪傳動優(yōu)點、缺點；雙曲面齒輪傳動和弧齒錐齒輪的選擇情況。P138-139弧齒錐齒輪傳動：主從動錐的軸線垂直且交于一點。可承受較大負荷，工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。但對嚙合精度很敏感。與弧齒錐齒輪傳動相比，雙曲面齒輪傳動的優(yōu)點有：尺寸相同時，雙曲面齒輪可獲得更大的傳動比大；傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，主動齒輪有更大的尺寸和更大的剛度；傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，從動齒輪尺寸較小，可獲得更大的離地間隙。運轉更平穩(wěn)，可提高齒輪的彎曲強度，降低齒面間的接觸應力，可使加工刀具壽命更長。缺點：磨擦損失增加，效率減小，齒面間壓力和摩擦功較大，抗膠合能力下降，需用專用的雙曲面齒輪油進行潤滑。一般情況

22、，當主減速器主傳動比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，應采用雙曲面齒輪；當主減速器主傳動比小于2.0，應采用弧齒錐齒輪；對于中等傳動比，兩者均可。5、主減速器錐齒輪的支承形式是主動錐齒輪懸臂式、主動錐齒輪跨置式、從動錐齒輪。P147（1） 主動錐齒輪的支承方案：懸臂式-兩圓錐滾子軸承大端朝外。 跨置式-小端一側為圓柱滾子軸承，大端一側為兩個相對安裝的圓錐滾子軸承，同樣是大端朝外。（2）從動錐齒輪的支承-跨置式的，兩圓錐滾子軸承大端朝里。6、選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮的因素。P149（1）為了磨損均勻， z1、z2之間避免有公約數（2）為得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主從動齒數和不少于

23、40（3）為嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車Z1不少于9，商用車不少于6（4）對于不同的主傳動比，Z1Z2應用適宜的搭配7、螺旋方向。P151從齒錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。齒輪螺旋方向和旋轉方向影響軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪軸向力離開錐頂方向，防止齒輪卡死。7、差速器齒輪主要參數選擇（行星齒輪數、行星齒輪和半軸齒輪齒數）。P161-162（1）行星齒輪數承載不大的情況，齒輪數n取兩個，反之取4個。（2）行星齒輪齒數Z1和半軸齒輪齒數Z2行星齒輪齒數Z1一般不少于10，半軸齒輪齒數Z2在14-25之間。大多數汽車的Z2/Z1在。

24、5-2.0之間。8、差速器不像主減速器那樣經常處于咧和傳動狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右車輪行駛不同路程，或一側車輪打滑，差速器才會有咧和傳動的相對運動，所以，對差速器齒輪，主要進行彎曲強度計算。P1629、錐齒輪嚙合調整方法。P172配對后檢驗：齒輪副嚙合印跡是否在齒高中部且稍偏小端處；齒輪大端的齒側間隙是否保持在0.10.35 若檢驗不合格可以通過加減主減速器殼與軸承之間的調整墊片來進行嚙合調整，再軸向移動主動錐齒輪。第六章1、縱置鋼板彈簧優(yōu)點和缺點是什么？P175優(yōu)點：結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點：剛度較大，平順性差；簧下質量大；左右車輪跳動時相互影響，并使車橋和車身傾斜；當

25、兩側車輪不同時跳動時，車輪會左右擺振；前輪易擺振；前輪跳動時易與轉向機構產生干擾；當左右車輪反響跳動時，不僅車輪外傾角發(fā)生變化，還產生不利的軸轉向特性；車軸上方需要與彈簧相適應的空間。2、獨立懸架結構形式分析評價P176獨立懸架有哪些結構形式：雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂式、麥弗遜式、扭轉梁隨動臂式。評價指標：側傾中心高度、車輪定位參數變化、懸架側傾角剛度、橫向剛度3、前、后懸架方案的選擇。P176前后輪均采用非獨立懸架；前輪獨立懸架、后輪非獨立懸架；前后輪均采用獨立懸架。4、汽車轉彎行駛產生的側傾力矩帶來的影響.p180汽車轉彎行駛產生的側傾力矩，使內外車輪負荷發(fā)生轉移，并

26、影響車輪的側偏角變化。當前懸架的側傾角剛度大于后懸架的側傾角剛度時，前軸車輪負荷轉移大于后軸車輪上的負荷轉移，并使前輪側偏角大于后輪側偏角。前輪側偏角使汽車產生不足轉向，后輪側偏角使汽車產生過量轉向。因此，使前輪側偏角大于后輪側偏角，以保證汽車有不足轉向特性。5、懸架靜擾度和動擾度是什么？P181靜撓度：汽車滿載靜止時懸架上的載荷于此時懸架剛度值比。fc=FW/C靜撓度與懸架偏頻（固有頻率）的關系式：動撓度：從滿載靜平衡位置開始，懸架壓縮到結構允許的最大變形時(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度1/2或1/3），車輪中心相對車架（車身）的垂直位移。6、若汽車以較高車速駛過單個路障，n1/n2小于1時

27、的車身縱向角振動要比n1/n2大于1時小，故推薦取fc2=(0.8-0.9)fc1. 其中，n1、n2分別為前后懸架的偏頻，fc2、fc1分別為前后懸架的靜撓度。 P1817、 什么是軸轉向效應？前后懸架均采用鋼板彈簧的非獨立懸架的汽車，在轉向時，內測懸架處于減載而外側懸架處于加載，于是內測懸架縮短，外側懸架伸長，結果與懸架固定連接的車軸相對于汽車縱軸線轉過一個角度。對前軸，這種偏轉使汽車不足轉向增加；對后軸，則增加了過多轉向趨勢。為防止后軸過量轉向趨勢增加，應將后懸架鋼板彈簧前吊耳布置得比后吊耳低。7、鋼板彈簧的強度驗算緊急制動的表達式。P188 緊急制動時，前鋼板彈簧承受載荷最大，在他的后

28、半段出現最大應力；汽車驅動時，后鋼板彈簧承受載荷最大，在他的前半段出現最大應力。鋼板彈簧的強度驗算緊急制動的表達式：8、鋼板彈簧汽車驅動的表達式。 P188鋼板彈簧的強度驗算汽車驅動的表達式 第七章1、齒輪齒條式轉向器根據輸入齒輪位置與輸出特點分為哪幾種形式？分為四種：中間輸入兩端輸出；側面輸入兩端輸出；側面輸入中間輸出；側面輸入一端輸出。2、采用側面輸入，中間輸出方案時，有何優(yōu)缺點？（P221-222）由圖7-3可見，與齒條固連的左、右拉桿延伸到接近汽車縱向堆成平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。缺點：拉桿與齒條用螺栓

29、固定連接（圖7-3），因此，兩拉桿與齒條同時向左或右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。2、理解P228 7-1及7-2 公式含義 。對于蝸桿和螺桿類轉向器，轉向效率的表達式是怎樣的？正效率： 逆效率：其中：0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；為摩擦角。增加導程角0，會使正效率和逆效率都增加，所以，導程角0不宜過大。如果導程角0小于或等于摩擦角，則逆效率為或負值，此時表明，轉向器為不可逆轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常導程角選在8°-10°之間。3、轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。 從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2

30、Fw與作用在轉向盤上的手力Fh之比，稱為傳動比即ip=2Fw/Fh.（P228） 4、轉向盤角速度與同側轉向節(jié)偏轉角速度之比，為轉向系角傳動比。（P229） 5、P229 7-7公式 ： 當a和Dsw不變時，力傳動比iP越大，雖然轉向越輕，但iwo也越大，表明轉向不靈敏。這反映了轉向靈敏與輕便之間的矛盾。（P230） 6、傳動間隙是指各種轉向器中傳動副（如循環(huán)球式轉向器的齒扇和齒條）之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，這種關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性。（P231）1、 理想的轉向角傳動比變化特性曲線是怎樣的？如何實現？用來描繪轉向角傳動比隨轉向盤轉角的變化而變化關系的曲線叫轉向角傳動比變化特性曲線。理想的轉向角傳動比變化特性曲線應該是中間小兩