1、汽車課程設計計劃機械工程學院能源與動力工程系二零一三年十月一、課程設計目的以課程設計促進學生自主學習的積極性，培養(yǎng)學生獨立工作能力，為畢業(yè)設計打下基礎。圍繞汽車理論、汽車設計的基本要求及其方法，獨立查找參考資料，獨立完成汽車底盤某一總成設計計算、校核、繪圖。培養(yǎng)同學的主動學習積極性，拓寬知識面，培養(yǎng)理論聯系實際的精神。二、課程設計要求    對給定基本設計參數的某車輛，進行總體設計，計算并匹配合適功率的發(fā)動機、軸荷分配和軸數，選擇并匹配各總成部件的結構型式，計算確定各總成部件的主要參數；詳細計算指定總成的設計參數，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖；要求手工繪圖及手

2、寫說明書。 每人完成總體布局外形圖1張、部件總成裝配圖1張（1號圖）、主要零件圖2張（3號圖）、設計計算說明書1份。 三、設計時間：本次課程設計時間為4周，即2013年11月5日2013年12月8日。四、設計內容:進行離合器、變速箱、驅動橋、轉向器等總成設計。具體安排見下表1和。表1 設計內容及指導老師設 計 內 容部件指導教師載質量6噸貨車總體設計及部件設計變速器、驅動橋、轉向橋、離合器常紅梅載質量5噸貨車總體設計及部件設計變速器、驅動橋、轉向橋、離合器王旭飛載質量4.5、4噸貨車總體設計及部件設計變速器、驅動橋、轉向橋、離合器施紹寧載質量3.5噸貨車總體設計及部件設計變速器、驅動橋、轉向橋

3、、離合器康芹載質量3噸貨車總體設計及部件設計變速器、驅動橋、轉向橋、離合器翟任何載質量2噸貨車總體設計及部件設計變速器、驅動橋、轉向橋、離合器孟欣附件：課程設計相關參數設計計算1.根據已知數據，確定軸數、驅動形式、布置形式。注意國家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設計規(guī)范。2.確定汽車主要參數：   1）主要尺寸，可從參考資料中獲取；汽車的主要尺寸有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車箱尺寸等。A外廓尺寸GBl58989汽車外廓尺寸限界規(guī)定汽車外廓尺寸長：貨車、越野車、整體式客車不應超過12m，單鉸接式客車不超過18m，半掛汽車列車不超過16.5m，全掛汽車列車不超過2

4、0m；不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m；空載、頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側外伸量不得超出最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。不在公路上行駛的汽車，其外廓尺寸不受上述規(guī)定限制。轎車總長是軸距L、前懸和后懸的和。它與軸距L有下述關系：LC。式中，C為比例系數，其值在0.520.66之間。發(fā)動機前置前輪驅動汽車的C值為0.620. 66，發(fā)動機后置后輪驅動汽車的C值約為0.520.56。轎車寬度尺寸一方面由乘員必需的室內寬度和車門厚度來決定，另一方面應保證能布置下發(fā)動機、車架、懸架、轉向系和車輪等。轎車總寬與車輛總長之間有下述近似關系：(3)(195

5、±60)mm。后座乘三人的轎車，不應小于1410mm。影響轎車總高的因素有軸間底部離地高，地板及下部零件高，室內高和車頂造型高度等。軸間底部離地高入m應大于最小離地間隙。由座位高、乘員上身長和頭部及頭上部空間構成的室內高一般在l1201380mm之間。車頂造型高度大約在2040mm范圍內變化。B軸距L軸距L對整備質量、汽車總長、最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑有影響。當軸距短時，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配有影響。軸距過短會使車廂(箱)長度不足或后懸過長；上坡或制動時軸荷轉移過大，汽車制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角振動增大，對平順性不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。原

6、則上轎車的級別越高，裝載量或載客量多的貨車或客車軸距取得長。對機動性要求高的汽車軸距宜取短些。為滿足市場需要，工廠在標準軸距貨車基礎上，生產出短軸距和長鈾距的變型車。不同鈾距變型車的軸距變化推薦在0.40.6m的范圍內來確定為宜。汽車的軸距可參考表l提供的數據選定。表1 各類汽車的軸距和輪距 車型 類別 軸距Lmtn 輪距Bmm 轎車 微型級 普通級 中級 中、高級 高級 2000-2200 2100-2540 2500-2860 2850-3400 2900-3900 1100-1380 1150-1500 1300-1500 1400-1580 1560-1620 4X2貨車 微型 輕型

7、中型 重型 1700-2900 2300-3600 3600-5500 45005600 1150-1350 1300-1650 1700-2000 18402000 車型 類別 軸距Lmm 輪距Bmm 礦用自卸車 總質量 mat <60 >60 3200-4200 3900-4800 2000-4000 大客車 城市大客車(單車) 長途大客車(單車) 4500-5000 5000-6500 1740-2050C前輪距和后輪距增大輪距，隨之而來的是室內寬并有利于增加側傾剛度。但是此時汽車總寬和總質量增加，并影響最小轉彎直徑變化。受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在取定

8、的前輪距范圍內，應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距時應考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應留有必要的間隙。各類汽車的輪距可參考表1提供的數據確定。D前懸和后懸前、后懸長時，汽車接近角和離去角都小，影響汽車通過性能。對長頭汽車，前懸不能縮短的原因是在這段尺寸內要布置保險杠、散熱器、風扇、發(fā)動機等部件。從撞車安全性考慮希望前懸長些，從視野角度考慮又要求前懸短些。前懸對平頭汽車上下車的方便性有影響，前鋼板彈簧長度也影響前懸尺寸。長頭貨車前懸一般在11001300mm范圍內。貨車后懸長度取決于貨箱

9、、相距和軸荷分配的要求。輕型、中型貨車的后懸一般在12002200mm之間，特長貨箱汽車的后懸可達2600mm，但不得超過軸距的55。轎車后懸長度影響行李箱尺寸。客車后懸長度不得超過軸距的65，絕對值不大于3500mm。對于三軸汽車，若二、三軸為雙后軸，其軸距應按第一軸至雙后軸中心線的距離計算；若一、二軸為雙轉向軸，其軸距按一、三軸的軸距計算。E貨車車頭長度貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對影響。此外，車頭長度尺寸對汽車外觀效果、駕駛室居住性和發(fā)動機的接近性等有影響。長頭型貨車車頭長度尺寸一般在25003000mm之間，平頭型貨車一般

10、在14001500mm之間。F貨車車箱尺寸要求車箱尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定噸數。車箱邊板高度對汽車質心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應在450650mm范圍內選取。車箱內寬應在汽車外寬符合國家標準的前提下適當取寬些，以利縮短邊板高度和車箱長度。行駛速度能達到較高車速的貨車，使用過寬的車箱會增加汽車迎風面積，導致空氣阻力增加。車箱內長應在能滿足運送上述貨物額定噸位的條件下盡可能取短些，以利于減小整備質量。   2）進行汽車軸荷分配；軸荷分配對輪胎壽命和汽車的使用性能有影響。從輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的載荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通

11、過性，驅動橋應有足夠大的載荷，而從動軸載荷可以適當減少；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，轉向軸的載荷不應過小。汽車的發(fā)動機位置與驅動形式不同，對軸荷分配有顯著影響。各類汽車的軸荷分配見表2。表2 各類汽車的軸荷分配車型 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎 車 發(fā)動機前置前輪驅動 發(fā)動機前置后輪驅動 發(fā)動機后置后輪驅動 47-60 45-50 40-46 40-53 50-55 54-60 56-66 51-56 38-50 34-44 44-49 50-62貨車 4X2后輪單胎4X 2后輪雙胎，長、短頭式4X2后輪雙胎，平頭式6X4后輪雙胎 32-40 25-27 30-35 19-25

12、60-68 73-75 65-70 75-81 50-59 44-49 48-54 31-3796 41-50 51-56 46-52 63-693）百公里燃油消耗量；汽車的燃油經濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經濟車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗量(L100km)來評價。(表3)。在評價燃油消耗多少時，則用燃油消耗率： (2-1)式中：燃油消耗率，g/Kw.h燃油消耗量，kg/h發(fā)動機功率，kw表3 轎車的百公里燃油消耗量 車型 微型轎車 普通級轎車 中級轎車 高級轎車百公里燃油消耗量L/(100km) 4475 712 1016 18-235貨車有時用單位質量的百公里油耗量來評價

13、(表4)。表4 貨車單位質量百公里燃油消耗量 L(100t·km)-1 總質量ma/t 汽油機 柴油機 總質量mat 汽油機 柴油機 <4 46 3040 2832 2028 1921 612 >12 268282 250260 155186 143153 包括礦用自卸車。 4）最小轉彎直徑轉向輪最大轉角、汽車軸距、輪距等對汽車最小轉彎直徑均有影響。對機動性要求高的汽車，應取小些。GB7258一1997機動車運行安全技術條件中規(guī)定：機動車的最小轉彎直徑不得大于24m。當轉彎直徑為24m時，前轉向軸和末軸的內輪差(以兩內輪軌跡中心計)不得大于3.5m 。各類汽車的最小轉彎直

14、徑見表5。表5 各類汽車的最小轉彎直徑Dmin 車型 級別 Dminm 車型 級別 Dminm 轎車 微型 普通級 中級 高級 7-95 85-11 9-12 1114 貨車 微型 輕型 中型 重型 8-12 10-19 12-20 13-21 貨車 微型 中型 大型 10-13 14-20 17-22 礦用自 卸車裝載質量 mat<45 >4515-19 18-24   5）通過性幾何參數總體設計要確定的通過性幾何參數有：最小離地間隙，接近角，離去角，縱向通過半徑等。各類汽車的通過性參數視車型和用途而異，其范圍見表6。表6 汽車通過性的幾何參數 車型 

15、3; hminmm (°) Y(°) 1m 4X2轎車 150-220 20-30 15-22 30-83 4X4轎車 210 45-50 35-40 17-36 4x2貨車 250-300 40-60 25-45 23-60 4X4貨車、6X6貨車 260-350 45-60 35-45 19-36 4X2客車、6X4客車 220-370 10-40 6-20 40-90   6）制動性參數目前常用制動距離st和平均制動減速度j來評價制動效能。有關(GB72581997)機動車運行安全條件中規(guī)定的路試檢驗行車制動和應急制動性能要求，列于表7中。表7 路

16、試檢驗行車制動和應急制動性能要求 行車制動 應急制動 車輛 類型 制動初車速(km·h-1)制動 距離 mFMDD(m·s-1) 試車道寬度 踏板力 N制動初 車速(km·h-1)制動 距離mFMDD(m·s-1) 操縱力 N()座位數9的客車滿載 50 20 59 25 500 50 38 29 手400 腳500空載19 62400 其它總質量45t 的汽車滿載5022 5425700 301826手600 腳700空載21 58450其它汽車、汽車、 列車滿載3010 50 3070030 20 22手600空載954450 腳7003.選定發(fā)動機

17、功率、轉速、扭矩。可以參考已有的車型。發(fā)動機的轉矩和轉速是直接測量得來的，而功率由計算得出。其表達式如下： (3-1)式中：功率，Kw；M轉矩，Nm；N轉速，r/min。（1）發(fā)動機最大功率和相應轉速根據所需要的最高車速(km/h)，用下式估算發(fā)動機最大功率 (3-2)式中，為發(fā)動機最大功率(kW)；為傳動系效率，對驅動橋用單級主減速器的4×2汽車可取為90；為汽車總質量(kg)；g為重力加速度(m/s2)；為滾動阻力系數，對轎車0.0165×10.01(250)，對貨車取0.02，礦用自卸車取0.03，用最高車速代入；為空氣阻力系數，轎車取0.300.35，貨車取0.80

18、1.00，大客車取0.600.70；A為汽車正面投影面積(m2)；為最高車速。參專同級汽車的比功率統計值，然后選定新設計汽車的比功率值，并乘以汽車總質量，也可以求得所需的最大功率值。最大功率轉速的范圍如下：汽油機的在30007000rmin，因轎車最高值多在4000rmin以上，輕型貨車的值在40005000rmin之間，中型貨車更低些。柴油機的值在18004000rmin之間，轎車和輕型貨車用高速柴油機，取在32004000rmin之間，重型貨車用柴油機的值取得低。（2）發(fā)動機最大轉矩及相應轉速用下式計算確定 (3-3)式中，為最大轉矩(N·m)；為轉矩適應性系數，一般在1.11.

19、3之間選取；為發(fā)動機最大功率(kW)；為最大功率轉速(rmin)。要求/在1.42.0之間選取。4.離合器的結構型式選擇、主要參數計算。離合器的靜摩擦力矩由摩擦片的尺寸及摩擦系數、壓力彈簧的工作壓力、摩擦副數來確定，其數學表達式為： （4-1）式中，T，為靜摩擦力矩；f為摩擦面間的靜摩擦因數，計算時一般取025030；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；R，為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為摩擦面數，是從動盤數的兩倍。 假設摩擦片上工作壓力均勻，則有 (4-2)式中，c為摩擦片內外徑之比，c=dD，一般在053070之間。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時T。應大于發(fā)動

20、機最大轉矩，即 (4-3)式中，Temax為發(fā)動機最大轉矩；為離合器的后備系數，定義為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，必須大于1。 離合器的基本參數主要有性能參數和p0。尺寸參數D和d及摩擦片厚度b。 （1）后備系數 為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太小；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些；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，應選取大些；貨車總質量越大，也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些；發(fā)動機

21、缸數越多，轉矩波動越小，可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的值應大于單片離合器。 各類汽車口值的取值范圍通常為： 轎車和微型、輕型貨車 =120175 中型和重型貨車 =150225 越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 =180400 （2）單位壓力p0。 單位壓力po對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數較小時，加應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，po應取小些；后備系數較大時，可適

22、當增大po。 當摩擦片采用不同材料時，Po按下列范圍選取： 石棉基材料 po=010035MPa 粉末冶金材料 po=035060MPa 金屬陶瓷材料 po=070150MPa (3)摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩Temax已知，結合式(4-1)和式(4-2)，適當選取后備系數和單位壓力po，即可估算出摩擦片尺寸。 摩擦片外徑D(mm)也可根據發(fā)動機最大轉矩Temax(N·m)按如下經驗公式選用 (4-4)式中，KD為直徑系數，轎車：KD=145；輕、中型貨車：單片KD=160185，雙片KD-135150；重型貨車：KD=22524

23、0。 在同樣外徑D時，選用較小的內徑d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉矩的能力，但會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內外緣圓周的相對滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉減振器的安裝。摩擦片尺寸應符合尺寸系列標準GB/T 576486汽車用離合器面片，所選的D應使摩擦片最大圓周速度不超過6570ms，以免摩擦片發(fā)生飛離。摩擦片的厚度b主要有32mm、35mm和40mm三種。5. 變速器的傳動比范圍、檔位數及各檔傳動比傳動系的總傳動比是傳動系中各部件傳動比的乘積，即ig是變速器的傳動比；i0為主減速器的傳動比；ic為分動器或副變速器的傳動比。傳動比范圍指變速器最抵檔傳動比與最高檔傳

24、動比之比值。汽車發(fā)動機的比功率愈小，則其變速器的傳動比范圍就應愈大；目前轎車變速器的傳動比范圍為3.04.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.08.0；越野汽車與牽引力汽車為10.020.0。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，故有： （5-1）式中： m汽車總質量； g重力加速度； 道路最大阻力系數；驅動輪的滾動半徑；發(fā)動機最大轉矩；主減速器比；汽車傳動系的傳動效率；最大爬坡度；f滾動阻力系數；變速器的一檔傳動比。則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比為： （5-2）根據驅動輪的附著條件有： （5-3）式中：汽車滿載靜止于水平路面時驅

25、動橋給地面的載荷；道路的附著系數，計算時取=0.50.6 求得一檔的傳動比為： （5-4）變速器的一檔傳動比應根據上述三個條件確定。變速器最高檔的傳動比與最低檔的傳動比確定以后，中間各檔的傳動比理論上按公比為： （5-5）的幾何級排列的，式中n為檔位數。實際上各檔傳動比之間的排列與幾何級排列略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，以便于換檔。6.驅動橋結構型式，根據主減速器的速比，確定采用單級或雙級主減速器驅動橋總成分為非斷開式和斷開式兩大類。對具有大功率儲備的轎車、長途大型客車尤其是賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率Pemax及其轉速np時，所選擇的主減速器比i0應能保證汽車有盡可能的最

26、高車速Vamax。這時i0值由下式確定： （6-1）式中： 車輪的滾動半徑，m；變速器最高檔傳動比。對于其他汽車，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i0一般選得比上式求得的大10%25%，即按下式選擇， （6-2）式中：分動器或副變速器的高檔傳動比；輪邊減速器的傳動比。按以上兩式求得的i0值還須根據主減速器齒輪可能有的齒數予以修正。7.懸架導向機構結構型式汽車懸架按導向機構型式可氛圍獨立懸架和非獨立懸架兩大類。以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度(特別是前懸架)，使

27、之剛度較大，所以汽車平順性較差；簧下質量大；在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸(橋)和車身傾斜；當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側車輪反向跳動或只有一側車輪跳動時，會產生不利的軸轉向特性；汽車轉彎行駛時，離心力也會產生不利的軸轉向特性；車軸(橋)上方要求有與彈簧行程相適應的空間。這種懸架主要用在貨車、大客車的前、后懸架以及某些轎車的后懸架上。獨立懸架的優(yōu)點是：簧下質量小；懸架占用的空間小；彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善了汽車行駛平順性；由于有可能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質心高度下降，又改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；左、右車輪各

28、自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力。獨立懸架的缺點是結構復雜，成本較高，維修困難。這種懸架主要用于轎車和部分輕型貨車、客車及越野車上。8.轉向器結構形式、主要參數計算轉向器是轉向系統中的減速傳動裝置，其結構型式很多，但目前已臻成熟并廣泛采用的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式轉向器和蝸桿指銷式轉向器等。功率P1從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號+表示，+=(P1P2)Pl；反之稱為逆效率，用符號-表示，- =(P3P2)P3。式中，P2為轉向器中的摩擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。（1）轉向器的正效率+ 影響

29、轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 A、轉向器類型、結構特點與效率 在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結構之一。第一種結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉向器的效率ly+僅有54。另外兩種結構的轉向器效率，根據試驗結果分別為70和75。 轉向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正

30、或逆效率提高約10。 B、轉向器的結構參數與效率 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉向器，其效率可用下式計算 （7-1） 式中，o為蝸桿(或螺桿)的螺線導程角；為摩擦角，=arctanf；f為摩擦因數。 （2）轉向器逆效率-根據逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)

31、緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺；因此，現代汽車不采用這種轉向器。 極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計

32、算 （7-2） 上述兩式表明：增加導程角o,正、逆效率均增大。受-增大的影響，o不宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在8°10°之間。9.前后軸制動器型式選擇、制動管路分路系統型式、主要參數計算。 制動器有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后小、易于連接且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高而只在一部分重型汽車上用來做車輪制動器或緩速器。液力式制動器只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用

33、作中央制動器。（1）鼓式制動器主要參數的確定 A制動鼓內徑D 制動鼓直徑與輪輞直徑之比DD，的范圍如下： 轎車：DDr=0.640.74 貨車：DDr=0.700.83 制動鼓內徑尺寸應參照專業(yè)標準ZBT24 00589制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列選取。 B摩擦襯片寬度b和包角 摩擦襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為Ap=Rb。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。制動襯片寬度尺寸系列見ZBT24 00589。 C摩擦襯片起始角o 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令0=90º-2。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。 D制動器中心到張開力Fo作用線的