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汽车设计刘惟信（汽车设计刘惟信最新版）

编辑小哥M
汽车设计
2022-12-23
72

今天给各位分享汽车设计刘惟信的知识，其中也会对汽车设计刘惟信最新版进行解释，如果能碰巧解决你现在面临的问题，别忘了关注本站，现在开始吧！

本文目录一览：

1、请问您那有关于液压在汽车生产或汽车系统中应用的论文或者资料么有的话给我发一个，感激不尽！我的邮箱
2、什么是理想的汽车前、后轮制动力分配比
3、汽车的悬挂阻尼调校偏软好还是不好？
4、汽车工程专业的书籍
5、浮钳式盘式制动器的摩擦衬块内、外半径的计算???
6、汽车制动系统的参考文献有哪些

请问您那有关于液压在汽车生产或汽车系统中应用的论文或者资料么有的话给我发一个，感激不尽！我的邮箱

第2章主减速器的结构设计过程

2.1 设计方案的确定

2.1.1 主减速比的计算

主减速比对于主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高单位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由则和那个车动力计算来确定。可利用在不同的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

为了得到足够的功率儿使得最高车速稍微有所下降，一般选的比最小值大10%~25%，即按照下是选择：

i =(0.377~0.472)

=(o.377~0.472) 0.5828 2400/(80 1 1 3.478)=1.478~2.23

式中：r ——车轮的滚动半径

i ——变速器最高档传动比1.0（为直接档）

i ——分动器或动力器的最高档传动比

i ——轮边减速器的传动比

2.1.2 主减速器结构方案的确定

（1）双曲面齿轮具有一系列的优点，因此比螺旋齿轮应用更加广泛。本次设计也***用双曲面齿轮。

（2）主减速器主动锥齿轮的支撑形式及其安装方式的选择，本次设计用：主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承）

从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承）

（3）从动锥齿轮的支撑方式和安装方式的选择

从动锥齿轮的两端支撑多***用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮***用无辐式结构并***用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。

（4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整

支撑主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增加支撑刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支撑刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一个理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可以取为发动机最大转矩时换算做得轴向力的30%。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整***用波形套筒，从动齿轮轴承预紧度的调整***用调整螺母。

（5）主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及其轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类别及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及其制造条件有关，但是它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及其布置形式等。通常主减速比不大于7.6的各种中小汽车上。

2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算

2.2.1 主减速器齿轮载荷的计算

通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档位传动比时和驱动车轮打滑两种情况作用下主减速器从动齿轮上的转矩(T ，T )较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即

式中：T ——发动机最大转矩1070N*M

i ——由发动机所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比

根据同类型的车型的变速器传动比选择i =2.47

式中： ——上述传动部分的效率，取 =0.9

k ——超载系数，取k =1.0

n——驱动桥数目2

G ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但是后桥来说还应该考虑到汽车加速时负荷增大值，但是可以取

，i ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别是0.96和3.478

由式（2—1）,式（2—2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即是主减速器的平均计算转矩为

式中：G ——汽车满载总重32000 9.8N

G ——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取G =0

f ——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015~0.020，

f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05~0.09，可以取f =0.07

f ——汽车性能系数

当

2.2.2 主减速器齿轮参数的选择z

（1）齿数的选择对于单级主减速器，i 6时，z 的最小值可以取为5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，z 最好大于5.当i 较小时，z 可以取7~12，但是这时常常会因为主动齿轮、从动齿轮的尺寸太大而不能保证所要求桥下离地间隙为了磨合均匀，主动齿轮、从动齿轮的齿数之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40.多以取为z 17 ，z2为38.

（2）节圆直径的选择根据从动锥齿***的计算转矩（见式2—2，式2—3）并取两者中较小的一个为计算依据，按照经验公示选出：

式中：K ——直径系数，取K =13~16

T ——计算转矩，N*M，取T =T =2653.34N*M

计算得，d =137.74~169.52mm,考虑到此车是重型载重卡车，其经常工作在超载的情况下，初取d =286mm。

（3）齿轮断面模数的选择 d 选定后，可以按式m=

算出从动齿***端模数，m=5,并用下式校核

（4）齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155d =44.33mm,考虑其超载情况，可初取F=60mm。

（5）双齿面齿轮的偏移距E 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A 的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 的20%)；传动比则E也越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达到从动齿轮节圆直径d 的20%-30%。当E大于d 的20%时，应检查是否发生根切。

（6）双曲面齿轮的偏移方向由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮下方时为下偏移。下偏移时主动齿轮的旋转方向为左旋，从动齿轮为右旋。

（7）螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端到大端为顺时针走向时则称为右旋齿，反时针时则成为左旋齿。主从动齿轮螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮背面看去。所以主动齿轮螺旋方向是左旋，旋转方向是顺时针。

（8）螺旋角的选择双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。螺旋角应满足足够大以使m =1.25.。因越大就越平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力也越大因此有一个适当的范围。

“格里森”制推荐用下式，近似的预选为主动齿轮螺旋角的名义值

式中： ——主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值

预选后尚需要用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号

近似刀号=

式中， ——主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。

按照近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：

然后按照选定的标准刀号反着算螺旋角：

式中标准刀号为3

最后选用的与之差不得超过5.

（9）齿轮法向压力角的选择格里森规定载货汽车和重型汽车则应该分别选用20 和22 30 的发向压力角，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿的法相压力角不等，因此应按照平均压力角考虑，载货汽车选用22 30 的平均压力角。

（10）铣刀盘名义直径2r 的选择按照从动齿轮节圆直径d 选取刀盘名义直径r =152.4mm。

2.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算

有附录1计算

（1）主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算

双重收缩齿的优点在于能够提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距地粗切刀，切出沿着齿面宽的方向正确的吃后收缩来。当打齿轮直径大于刀盘半径时***用这种方法是最好的。

圆弧齿双面齿轮的这一计算方法适用于轴交角为90 的所有传动比，但是应该使z 6 , z + z 40。此计算方法限制用于格里森刀盘切齿。对于大齿轮直径超过650mm或小齿轮轴线偏移距E大于100mm时候，必须另行考虑。

由附录双曲面齿轮计算用表第65项求的的齿轮线曲率半径 r 与第7项选定的刀盘半径r 的1%。否则需要重新计算20项至65项。如果r r ,则需要将第20项的tan 的数值减小，重新计算各项，并将计算结果写在第二行框内。若r r ,则应增加tan 的数值。修正量是根据曲率半径的差值来选出的。若无特殊考虑，则第二次计算可以求得tan 改变10%。如果第二次计算得出的r 新值仍不接近r ，就要进行第三次计算，通常也是最后一次计算，可用下式tan ：

（2）主减速器双曲面齿轮的强度计算

1. 单位齿长的圆周力

式中 p——单位齿长上的圆周力，N/mm

P——作用在齿轮上的圆周力，N，按照发动机最大转

T 最大附着力矩两种载荷工况进行计算

按照发动机最大转矩计算时：

I档时候p=507.344N/mm(p) =1429N/mm

直接档位时p=205.4024N*mm(p) =250 N/mm

按照最大附着力矩计算时

可知，校核成功。

2．轮齿的弯曲强弯曲计算用综合系数J度计算。汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (N/mm )为

式中 K ——超载系数1.0；

K ——尺寸系数K ＝

K ——载荷分配系数1.1~1.25

K ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径想跳动精度高时，取1

J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3—2.J =0.2 J =0.27

T 作用下：从动齿轮上的应力 =188.37MPa700MPa；

T 作用下：从动齿轮上的应力 =160.36MPa210.9MPa;

当计算主动齿轮时，与从动相当，而J J ,故，

综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。

汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常转矩即平均计算转矩T 有关，T 或T 只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。

2. 轮齿的接触强度计算双曲面齿轮齿面的计算接触应力（MPa）为：

式中 C ——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N /mm

K =1 =1 K =1.11 K =1

K ——表面质量系数，对于制造精度的齿轮可取1

J ——计算应力的综合系数，J =0.1875，见图3—3所示

T ——主动齿轮计算转矩，N/m

=1207.23MPa( =1750MPa

=1226.86MPa( =1750MPa,故负荷要求、校核合理。

2.3 主减速器齿轮的材料及热处理

汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、多冲击等特点。其损坏的形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：

（1）具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的强度；

（2）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；

（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；

（4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如：为了节约镍、滒等我国发展了以锰、钒、錋、钛、硅为主的合金结构刚系统。

汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号20C M T ，20C M M ，20C N M ，20M VB，20M 2T B，本次设计中***用了20C M T 。

用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58~64，而芯部硬度较低，当m≤8时为HRC32~45。

对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9~1.3mm

由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运转初期产生胶合、咬死或檫伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.005~0.010~0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑油。

对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性进行渗流处理。渗流处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗流后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和檫伤现象产生。

2.4 主减速器的润滑

主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速器壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的***用专门的倒油匙。

为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。

加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

结论

在本次毕业设计的过程中，我从实验室开始自己动手拆装主减速器及其内部的差速器等结构，一一熟悉再配合书本更加深刻的认识了本次设计的内容，熟悉了结构对于接下来的计算过程有很大的帮助，回想着拆装过程我认真的选则零件，再验证再选择直到最后确定，有了准确的数据我就开始画主减速器总成图以及后来的几个零件图。

本次毕业设计，让我增长了更多的知识，对驱动桥有了更进一步的认识，更加熟练地掌握了CAD及其我们机械行业常用的绘图软件，并且锻炼了我的动手能力。

参考文献

1 汽车工程手册.北京：人民交通出版社,2001

2 刘惟信.汽车设计.清华大学出版社,2001

3 陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社，2005

4 王望予.汽车设计第4版.北京：机械工业出版社,2007

5 韩晓娟.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，2000

6 刘哲义.一种新型汽车差速机构——托森差速器.汽车运输，2000，13~14

7许铁林.工程机械轮边主减速器结构设计研究。工程机械，19***，32~42

8姚建平.装载机驱动桥改进设计研究.工程机械，2005，33~45

9 许立中，龚景安.机械设计.北京：机械工业出版社，2003，45~71

10余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社，2003，66~70

11 Thomson Delmar Learning.Total Automotive Technology.北京：机械工业出版社，2004，14~22

12 Dohann F Hartk H Tube.Hydroforming—reseach and Practical Application.journal of Material Processing Technology,19***，21~25

13 Mortor.vehicle.science.Part2.CHAPMAN AND HALL Ltd,1982，61~92

14 Shichi Sano,Yoshimi furukawa,etc.Four Wheel Steering Vteering Vehile: Vehicle System Dynamic, 1993

15 Zoubir A M. The bootstrap.a powerful tool for statistical signal processing with ***all sample set.ICASSP—99Tutorial,1999，25~29

16 吴涛.AutoCAD教程.北京：清华大学出版社，北方交通大学出版社

课题名称：斯太尔联轴式重型卡车后桥主减速器设计

一、综述本课题国内外研究动态，说明选题的依据和意义

早在1890年法国的雷诺1号车，***用密闭箱式变速器、万向节传动轴和伞齿轮主减速器。而到了1898年，法国人路易斯.雷诺将万向节首先应用汽车传动系中，并发明了锥齿轮式主减速器。在现代汽车和重型卡车的驱动桥上，主减速器***用的最广泛的是“格里森”(Glesson)制或者“奥利康”(Oerlikon)制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮工作时，齿面间的压力和滑动较大，齿面油膜易被破坏，必须***用双曲面齿轮油润滑，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将使齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，也可变速箱的尺寸质量减小，操纵省力。改革开放开始时，中国汽车工业与发达国家汽车工业在技术上整体存在着30年左右的巨大差距。经过改革开放30年来的努力，通过引进技术与自主开放相结合，目前中国汽车工业在整体上与国际先进水平的技术差距已经缩短到5-10年。汽车零部件的研究与开发始终是中国汽车工业的最薄弱部分。虽然经过改革开放以来的不懈努力，进入21世纪后汽车零部件的研发有了较大进展，但与汽车业制造强国仍然有一定的差距，因此我们要好好内应力让我国汽车制造业走向世界的步伐不断加速

二、研究的基本内容，拟解决的主要问题

1、斯太尔重型载重卡车后桥主减速器的结构型式确定

2、斯太尔重型载重卡车后桥主减速器的结构设计

3、斯太尔重型载重卡车后桥差速器的结构设计

4、斯太尔重型载重卡车后桥主减速器零件设计

三、研究步骤、方法及措施研究步骤：

1、结构实习，了解斯太尔重型载重卡车后桥主减速器的结构型式

2、确定斯太尔重型载重卡车后桥主减速器的结构型式

3、测绘斯太尔重型载重卡车后桥主减速器

4、设计斯太尔重型载重卡车后桥主减速器的结构

5、设计斯太尔重型载重卡车后桥差速器的结构

6、设计斯太尔重型载重卡车后桥主减速器零件

四、研究工作进度

1—4周：结构实习，主减速器的结构型式确定，翻译外文资料，撰写开题报告和文献综述。

5—8周：主减速器测绘，主减速器结构设计。

9—12周：差速器结构设计，零件设计。

13—16周：撰写毕业论文。

17—18周：准备答辩

五、主要参考文献

1、汽车工程手册.北京：人民交通出版社,2001

2、刘惟信.汽车设计.清华大学出版社,2001

3、陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社，2005

4、王望予.汽车设计第4版.北京：机械工业出版社,2007

5、李钊刚.国内外工业工业齿轮减速器技术的发展——迎接WTO的挑战与机遇（一），机械传附录2

课题名称：斯太尔联轴式重型卡车后桥主减速器设计

一、课题国内外现状

驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当***用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。而主减速器和差速器是驱动轿的主件。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，差速器的作用就是在向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。

对于重型卡车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器和差速器在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所***用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N•m以上，百公里油耗是一般都在34升左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而减速器和差速器则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，***用性能优良的传动系统便成了有效节油的措施之一。

二、研究主要成果

近些年来国内外一些高等院校和科研单位对以主减速器和差速器为主的驱动桥的改造做了大量的研究工作。东风汽车公司设计开发了一种轻微型混合动力电动汽车的动力总成。该动力总成能达到两个动力源分别独立输出动力和混合输出动力的目的，通过在变速箱输出端增设主减速器，将动力输出给差速器和传动轴，最后到车轮。法拉利F430使用电子差速器(E-Diff)和F1变速箱及传动装置，E-Diff电子差速器已经在F1单座赛车上使用了多年，以保证转弯时保持最大附着力，消除车轮空转。在公路上，它在稳定汽车行驶性能方面，是一个不可思议的技术改进。电子差速器由三套主要子系统组成：与F1变速箱(如果有的话)共用的高压液压系统；由阀门、传感器和电子控制装置组成的一套控制系统；装在变速箱左侧里面的一套机械装置。F430提供了一个新型的铸铝传动箱，它可以将变速箱连同电子差速器、伞形主减速器以及机油箱都罩在一起。6速变速箱带有多锥面同步器，同时，为了充分利用新引擎较高的动力和扭矩并确保可靠性，加长了第6挡齿轮和主减速器。

三、发展趋势：

据了解，目前我国重卡大量使用的斯太尔驱动桥属于典型的双级减速桥，其二级减速的结构，主减速器总成相对较小，桥包尺寸减小，因此离地间隙加大，通过性好，承载能力也较大。广泛用于公路运输，以及石油、工矿、林业、野外作业和部队等多种领域的车辆。不过，有专家认为，双级减速桥的缺点也比较明显：传动效率相对较低，油耗高；长途运输容易导致汽车轮毂发热，散热效果差，为了防止过热发生爆胎，不得不增加喷淋装置；结构相对复杂，产品价格高等。因此，在欧美重型汽车中***用该结构的车桥产品呈下降趋势，日本***用该结构的产品更少。我国双级桥使用比例下降也是必然的，专家预测今后几年内，重型车桥将会形成以下产品格局：公路运输以10 吨及以上单级减速驱动桥、承载轴为主；工程、港口等用车以10 吨级以上双级减速驱动桥为主。技术方面，轻量化、舒适性的要求将逐步提高。

四、存在问题

汽车主减速器齿轮早期失效问题；汽车主减速器盆形齿轮热处理致裂；主减速器在运行过程中产生的各种噪声等等，最主要的是目前我国卡车中，双级减速桥的应用比例还在60%左右，而双级减速桥的缺点比较明显：传动效率相对较低，油耗高；长途运输容易导致汽车轮毂发热，散热效果差，为了防止过热发生爆胎，不得不增加喷淋装置；结构相对复杂，产品价格高等。五、主要参考文献

1 汽车工程手册.北京：人民交通出版社.2001

2 刘惟信.汽车设计.清华大学出版社,2001

3 陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社，2005

4 王望予.汽车设计第4版.北京：机械工业出版社,2007

5 韩晓娟.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，2000

6 余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社，2003， 66~70

7 刘哲义.一种新型汽车差速机构——托森差速器.汽车运输，2000，13~14

8 许铁林.工程机械轮边主减速器结构设计研究。工程机械，19***，32~42

9 姚建平.装载机驱动桥改进设计研究.工程机械，2005，33~45

10 许立中，龚景安.机械设计.北京：机械工业出版社，2003，45~71

11 Thomson Delmar Learning.Total Automotive Technology.北京：机械工业出版社，2004，14~22

12 Dohann F Hartk H Tube.Hydroforming—reseach and Practical Application.journal of Material Processing Technology,19***，21~25

13 Mortor.vehicle.science.Part2.CHAPMAN AND HALL Ltd,1982，61~92

14 Shichi Sano,Yoshimi furukawa,etc.Four Wheel Steering Vteering Vehile: Vehicle System Dynamic, 1993

15 Zoubir A M. The bootstrap.a powerful tool for statistical signal processing with ***all sample set.ICASSP—99Tutorial,1999，25~29

汽车设计刘惟信（汽车设计刘惟信最新版）

什么是理想的汽车前、后轮制动力分配比

首先解释一下汽车前、后轮制动力分配比：简单地说，就是前轮制动力与前、后轮总制动力的比值。

下面再解释理想的汽车前、后轮制动力分配比：

在制动过程中，前、后车轮制动力的分配比和装载情况、道路附着条件和坡度等因素都有关系，当制动器制动力足够时，汽车制动过程可能出现三种情况：前后轮同时抱死拖滑；前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑；后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。在这三种情况中，以前、后轮同时抱死拖滑附着条件利用最好，并且最安全可靠。

那么，理想的汽车前、后轮制动力分配比，就是要在任何情况下都能保证汽车在制动时前、后轮同时抱死拖滑的制动力分配比。

可是在汽车制动的过程中，由于惯性的原因，汽车的质心会前移，而且不同的道路附着系数也不一样。在这种情况下，还要保证前、后轮同时抱死，那就要求汽车的前、后轮制动力的比值是可变化的。即二者的比值应该是曲线。这个曲线就被称为前、后制动器制动力的理想分配曲线。

不知道解释清楚了没有，这些都是按照我的理解通俗的解释，如果还不明白，可以查阅一下《汽车设计（清华刘惟信）》第十七章第三节，或者《汽车工程手册（设计篇）》第五章第二节。

汽车的悬挂阻尼调校偏软好还是不好？

凡事都有两面性，有好的地方，也有不好的地方。悬挂偏软，舒适性高，适合一些在城市开，车速不快的时候。缺点是当高速过弯的时候侧倾会很大，容易出交通事故，再有就是操控性相对要差一些，如果前悬挂软的话，刹车点头情况会很严重。典型例子：凯美瑞和迈腾。凯美瑞的悬挂就调的比较软，坐上去会感觉非常舒服，路面有点不平也会被软悬挂一笔带过，迈腾在这方面就差不少，但是迈腾明显的比凯美瑞操控性好。再有就是由于凯美瑞的后悬挂***用的双连杆，所以也不得不使用偏软的悬挂，节约了成本，节省了空间，同时更将他定位在了完全的城市用车。

其实如果你仅仅是把车用来代步的话，如果不是到了对汽车发烧的级别的话，这些悬挂的东西还是不要考虑了，毕竟你也不会用它来高速过弯什么的，对吧。

汽车工程专业的书籍

汽车工程专业参考书目：

1 汽车理论与设计：

《汽车理论》,余志生,机械工业出版社；《汽车理论》，吴光强，人民交通出版社；

《汽车设计》,王望予,机械工业出版社

2 车辆工程：

《微型计算机原理与接口技术（第2版）》，冯博琴吴宁，清华大学出版社

3 汽车造型：

《汽车造型设计(流程.实践)》，刘芝鹭，清华大学出版社）

本专业培养具备机械工程基础知识和理论，扎实掌握车辆工程专业基础知识和能力，能在科研院所、企业、高新技术公司从事各种车辆（包括汽车、改装车辆、特种车辆）的研究、设计、制造、检测、实验、开发、应用研究等工作以及能从事运行管理、经营销售的高级工程技术人才。

浮钳式盘式制动器的摩擦衬块内、外半径的计算???

看看刘惟信的《汽车设计》，制动衬块外半径和内半径要尽量控制在1.5倍关系以内，否则会使制动衬块摩擦不均。外半径和内半径具体是多少取决于制动器的制动半径这个参数，这个参数是从汽车制动系统设计时对制动器的制动力矩的要求里推算出来的，有了制动半径后，这个值可以取为内外半径值的平均值。关于制动块的面积，这个靠经验，书上只给我们列出了几个参考值，而且是老旧老旧的车了，现在基本上***取参考自己企业的应用现状和配套商产品情况相结合的方法，确定制动块总面积。