汽車設計小抄

1、1.汽車的主要參數(shù)分幾類？各類又含有哪些參數(shù)？各質量參數(shù)是如何定義的？答：汽車的主要參數(shù)包括：尺寸參數(shù)、質量參數(shù)和汽車性能參數(shù)。尺寸參數(shù)包括：外廓尺寸、輪距、軸距L、前懸LF和后懸LR、貨車車頭長度、貨車車箱尺寸。 質量參數(shù)包括：整車整備質量m0（車上帶有全部裝備，加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質量）、載客量、裝載質量（在硬質良好路面上行駛時所允許的額定載質量）、質量系數(shù)m0（汽車載質量與整車整備質量的比值，即m0=me/m0）、汽車總質量ma（裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量）、軸荷分配（汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支撐平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分

2、比來表示）等。 性能參數(shù)包括：動力性參數(shù)、燃油經(jīng)濟性參數(shù)、汽車最小轉彎直徑Dmin，通過性幾何參數(shù)、操縱穩(wěn)定性參數(shù)、制動性參數(shù)、舒適性。2.發(fā)動機前置前輪驅動的布置形式，應用的原因？而發(fā)動機后置后輪驅動的布置形式在客車上應用的原因？答：對于乘用車來說主要是因為前橋軸荷大，有明顯的不足轉向性；越障能力高；動力總成結構緊湊，有利于提高乘坐舒適性；提高汽車的機動性；散熱條件好；行李箱空間大；容易改裝；供暖效率高；操縱機構簡單；整備質量減輕，降低制造難度；商用車：較好地隔絕發(fā)動機的氣味、熱量、噪聲和振動；檢修發(fā)動機方便；軸荷分配合理，同時可改善車廂后部的乘坐舒適性；車廂面積利用較好（發(fā)動機橫置）；能夠

3、在地板下方設置體積很大的行李箱（城間客車）；降低地板高度（市內客車）；傳動軸長度短。3軸荷分配影響汽車的哪些性能？答：軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大；為了保證汽車具有良好的通過性和動力性，驅動橋應有足夠大的負荷；而從動軸的負荷可以適當減??；為保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性，要求轉向軸的負荷不應過小。4.什么是離合器的后備系數(shù)？選擇時應考慮哪幾方面問題？答：后備系數(shù)是離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機的最大轉矩之比。為可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，不宜選太??；防止離合器尺寸過大，減小傳動系過載，保證操縱輕

4、便，不宜選太大。當發(fā)動機后備功率較大，實用條件較好，可選小點；使用條件惡劣，需掛車提高起步能力，應選大些。柴油機大于汽油機；雙片離合器大于單片離合器；發(fā)動機缸數(shù)多，轉矩波動小，值要小些；膜片彈簧小于螺旋彈簧離合器。5.膜片彈簧有什么特點？影響彈性特性的主要因素是什么？答：（1）膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變，相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大力下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力。兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小。高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能

5、較穩(wěn)定。以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 （2）影響彈性特性的主要因素有：比值H/h 比值R/r和R、r 圓錐底角Q 膜片彈簧工作點位置損壞；應具有足夠的剛度；傳動效率要高；發(fā)動機震動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作；工作可靠。壽命長，維修保養(yǎng)方便。6工作點最佳位置應如何確定？新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般1B=（0.81.0）1H，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內的壓緊力從F1B到F1A變化不大；當分離時，膜片彈簧工作點

6、從B變到C，為最大限度的減小踏板力，C點應盡量靠近N點；離合器磨損后，分離時工作點B從M到A點。7今有單片和雙片離合器各一個，它們的摩擦襯片內、外徑尺寸相同，傳遞的最大轉矩Tmax相同，操縱機構的傳動比也一樣，問作用到踏板上的力Ff是否相等？如果不相等，哪個踏板上的力?。繛槭裁?？答：不相等，雙片離合器踏板上的壓力Ff小，由離合器靜摩擦力矩Tc=f ZFRc=fZPoD³（1-c³）/12得，雙片離合器的摩擦面數(shù)是單片的兩倍，由Ff=Tc/FzRc得，雙片離合器所需的壓緊力小。8為什么中間軸式變速器的中間軸上齒輪的螺旋方向一律要求取為右旋，而第一軸、第二軸上的斜齒輪螺旋方向取

7、為左旋？答：（1）斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上（2）在設計時，力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命（3）圖為中間軸軸向力的平衡圖(4)中間軸上齒輪的螺旋方向取為右旋，而第一軸、第二軸上的斜齒輪螺旋方向取為左旋后，圖中軸向力Fa1和Fa2可相互平衡，第一軸、第二軸上斜齒輪所產(chǎn)生的軸向力由箱體承擔。9為什么變速器的中心距A對輪齒的接觸強度有影響？并說明是如何影響的？答：中心距是一個基本參數(shù)，其大小反對變速器的外形尺寸，體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小輪齒的接觸應力越大，壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪

8、有必要的接觸強度來確定。從布置軸承上要求中心距取大些。此外，受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要取大些。還有變速器的中心距取得過小，會使軸的剛度被削弱和齒輪嚙合狀態(tài)變壞。10解釋傳動軸的臨界轉速？影響因素有哪些？答：當傳運軸的工作轉速接近于其彎曲固有振動頻率時，即產(chǎn)生共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉速就是。它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支承情況。11說明要求十字軸萬向節(jié)連接的兩軸夾角不宜過大的原因都是什么？答：（1）當夾角由4°增大到16°時，萬向節(jié)的滾動軸承的壽命降至到不足原來的1/4（2）當夾角過大時，且輸出軸轉速較高時，由于從動叉軸旋轉時的不

9、均勻力產(chǎn)生的慣性力可能會超過結構許用值，從而降低傳動軸的抗疲勞強度（3）若夾角過大，轉速不均勻參數(shù)k=sintan也同時增大，超過一定的數(shù)值時，十字萬向節(jié)就失去了傳遞動力和作用的意義。12什么是軸轉向效應？為什么后懸架采用鋼板彈簧結構時，要求鋼板彈簧的前鉸接點比后鉸接點要低些？答：前后懸架均采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架的汽車轉向行駛時，內側懸架處于減載而外側懸架處于加載狀態(tài)，于是內側懸架縮短，外側懸架因受壓而伸長，結果與懸架固定連接的車軸的軸線相對汽車縱向中心向偏轉一角度。對前軸，這種偏轉使汽車不足轉向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉向趨勢。將后懸架前部吊耳位置布置的比后部吊耳低，降低懸架的

10、瞬時運動中心位置，減小后橋軸線的偏離趨勢，對前橋可以使汽車不足轉向趨勢減小，對后橋減小了汽車過多轉向趨勢。13解釋為什么設計麥弗遜式懸架時，它的主銷軸線、滑筑軸線和彈簧軸線三條線不在一條線上？答：1，F(xiàn)1a=F4(b+c)，F(xiàn)3(d-c)=F4d得F3=F1ad/(c+b)(d-c),橫向力F3越大，對汽車平順性不好。為減小F3，在保持減振器軸線不變的條件下，將圖上G點外伸至車輪內部。既可縮短a，又獲得較小甚至負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。移動后的主銷軸線和減振器的軸線不重合。2，F(xiàn)3(d-c)-F6s=F4d，F(xiàn)4(b+c)=F1a，得F3=F1ad/(c+b)(d-c)-F6s/(d-c

11、)，增加距離s，有助于減小橫向力F3。為了發(fā)揮彈簧反力減小橫向力F3的作用，有時將彈簧下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一角度。14什么是轉向器的正逆效率？影響因素有哪些？答：功率P1從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號+表示，+ =（P1-P2）/P1 ，反之，稱為逆效率，用符號-表示，- =（P3-P2）/P3。 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。影響轉向器逆效率的因素。15逆效率分類，定義？逆效率分可逆式，不可逆式，極限可逆式。路面作用在車輪上的力，經(jīng)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

12、可逆式。不可逆式轉向器是指車輪收到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。極限可逆式轉向器介于上述兩者之間，在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。16.盤式制動器與鼓式制動器相比較，有哪些優(yōu)缺點？答：熱穩(wěn)定性好；水穩(wěn)定性好；制動力矩與汽車運動方向無關；易于構成雙回路系統(tǒng)使系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性；尺寸小質量小散熱良好；襯片磨損均勻；更換襯片簡單容易；襯塊與制動盤間間隙小，縮短制動協(xié)調時間；易于實現(xiàn)間隙自動調整。缺點，難以完全防止塵污和銹蝕，兼做駐車制動時所需附加的手驅動機構比較復雜，制動驅動機構中必須裝用助力器，襯塊工作面積小磨損快壽命低需用高材質的襯塊。17、何謂汽車轉向的“輕”與

13、“靈”矛盾？如何解決這對矛盾？試以齒輪齒條轉向器為例說明。答：1）汽車轉向的輕與靈矛盾： 輕：增大角傳動比可以增加力傳動比。從IP=2Fw/Fh可知，當Fw一定時，增大IP能減小作用在轉向盤上的手力Fh，使操縱輕便。靈：對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與轉向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉向輪偏轉角速度對轉向盤角速度的響應變得遲鈍，使轉向操縱時間增長，汽車轉向靈敏性降低。 2）解決辦法：采用變速比轉向器 3）舉例：齒條中部位置的齒有較大的壓力角和齒輪有較大的節(jié)圓半徑，而齒條齒有寬的齒根和淺斜的齒側；位于齒條兩端的齒，齒根減薄，齒有陡斜的齒側面。18、主減速器主、從動齒輪的支承形式有

14、哪幾種結構形式？簡述各種結構形式的主要特點及其應用。答：主動錐齒輪支承有懸臂式和跨置式兩種。1）懸臂式(1) 結構特點：a、為改善支承剛度，圓錐滾子軸承大端向外； b、為增加支承剛度，兩支承間的距離b應2.5a；c、靠近齒輪的軸承軸徑大于另一端。懸臂式結構簡單，支承剛度差，傳遞轉矩較小的主減速器。2）跨置式(1)結構特點： a、兩端均有支承（三個軸承）支承剛度大，齒輪承載能力高；b、兩圓錐滾子軸承距離小，可縮短主動齒輪軸長度，減少傳動軸夾角，有利于總體布置；c、殼體需軸承座，殼體結構復雜，加工成本高； d、拆裝困難。支承剛度強，結構復雜，適用于傳遞轉矩大的主減速器。19.軸距L對汽車的哪些性能

15、有影響？ 軸距L對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響，當軸距短時，上述各指標減??；此外，軸距還對軸荷分配，傳動軸夾角有影響，軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長，汽車上坡，制動或加速時軸荷轉動過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞，對平順性不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大，對機動性要求高的汽車，軸距應取短些。25在同步器的設計中，為什么要求滑塊端面2>1，b>0?滑塊端隙1指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙。2指嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙。若2<1，換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已經(jīng)接觸，即接近尺寸b<

16、;0，此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處于無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，使同步環(huán)失去鎖止作用。為保證 b>0，應使2>1. 21.靜摩擦力矩：Tc=fFZRc= fZPoD³（1-C³）/12 f為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)。F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力。Z為摩擦面數(shù)，單片離合器Z=2，雙片離合器Z=4.Rc為摩擦片的平均摩擦半徑，C為摩擦片內、外半徑之比C=d/D。20整車布置基準線：車架上平面線：縱梁上翼面較長的一段平面或承載式車身中部地板或邊梁的上緣面在側（前）視圖上的投影線 前輪的中心線：通過左右前輪的中心，并垂直于車架平面線的平面，在側視圖和俯視圖上的

17、投影線 地面線：地平面在側視圖和前視圖上的投影線 前輪垂直線： 通過左右前輪中心，并垂直于地面的平面，在側視圖和俯視圖上的投影線22單位壓力Po的影響因素有哪些？答：單位壓力Po決定了摩擦表面的耐磨性，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(shù)等因素。對于離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)小，載質量大或經(jīng)常在壞路面上行駛的汽車，Po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(shù)較大時，可適當增大Po。23.兩軸式變速器與中間軸式變速器結構差異？兩軸式變速器軸和軸承數(shù)少，結構簡單，容易

18、布置，中間擋位只經(jīng)一堆只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，傳動效率高，噪聲??；不能設置直接擋，在高擋工作時噪聲增大，易損壞，受結構限制，一擋傳動比不能設計的很大；對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的傳動方向與輸出軸的傳動方向相反中間軸式變速器使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，傳動效率高，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少，一擋有較大的傳動比，擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動。24.阻止自動脫擋的方法有幾種？1.將兩接合齒的嚙合位置錯開2.將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄3.將接合齒的工作面設計并加工成斜面。26為何3>0鎖環(huán)端面與齒輪結合齒端面應留有間隙3，并可稱之為后備行程，預留后備行程3的原因是鎖

19、環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在接下來的換檔時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動，隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙3逐漸減小，直至為零，此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩，而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命，一般應取3=1.2-2.0mm。27變速器操縱機構應滿足哪些要求？換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。28臨界轉速：所謂臨界轉速就是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(xiàn)共振

20、現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉速，它決定于傳動軸的尺寸結構及其支承情況。傳動軸的臨界轉速為： 式中，nk為傳動軸的臨界轉速（r/min），Lc為傳動軸的支承長度（mm），取兩萬向節(jié)中心之間的距離;dc和Dc分別為傳動軸軸管的內、外徑。29錐齒輪參數(shù)螺旋方向的選擇 當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主從動齒輪油分離趨勢，防止輪齒因卡死而損壞30傳動比的變化特性轉向系傳動比：轉向系角傳動比iw0=iw*iw'=iw 。力傳動比ip=Dsw*iw0/2a（角傳動比），當a和Dsw不變時，力傳動比越大，轉向越輕，但是角傳動比也越大，轉向不靈敏。31轉向

21、器角傳動比變化特性曲線：轉向軸荷大又沒有裝動力轉向的汽車，因轉向阻力矩大致與車輪偏轉角度的大小成正比變化，汽車低速急轉彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應選用大些的轉向器角傳動比。汽車的較高車速轉向行駛時，轉向輪轉角較小，轉向阻力矩也小，此時要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。因此，轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線。如圖。32 轉向系傳動副傳動間隔特性。曲線1表明轉向器在磨損前的間隔變化特性，直線行駛時，為防止汽車失去穩(wěn)定性，要求傳動副的傳動間隔在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間

22、隙，原因在于中間位置使用頻繁，磨損快間隙大，無法保證穩(wěn)定性。曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性，調整后易出現(xiàn)卡死現(xiàn)象，設計時應預先使傳動副中部間隙最小，兩端間隙較大，調整后不卡死。 33.懸架彈性特性曲線：線性彈性特性：懸架剛度是常數(shù)。非線性：滿載位置（點8）附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大?？稍谟邢薜膭訐隙确秶鷥?，得到比線性懸架更多的動容量。34.后懸架梁主、副簧剛度的分配。兩種分配方法：第一種方法是使副簧開始起作用是的懸架撓度fa等于汽車空載是懸架的撓度f0，而副簧開始起作用前一瞬間的撓度fk等于滿載時懸架撓度fc。

23、fa=Fw/(Ca+Cm)，fo=Fo/Cm；fk=Fk/Cm，fc=Fw/(Ca+Cm)。Fk=FoFw，得Ca/Cm=-1。第二種方法是使副簧開始起作用時的載荷等于空載與滿載時懸架載荷的平均值，即Fk=0.5（F0+Fw），并使F0和Fk間的平均載荷對應的頻率與Fk和FW間的平均載荷對應頻率相等。Fo+Fk/2Cm=Fw+Fk/2(Ca+Cm),得Ca/Cm=(2-2)/(+3)35制動系統(tǒng)分路系統(tǒng)：為提高制動工作可靠性，應采用分路系統(tǒng)，即全車所有制動管路分為兩個或更多互相獨立的回路，其中一個回路失效，仍可利用其它完好回路起制動作用。 36雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)的五種常見形式： 一軸對一

24、軸（）型，前軸制動器與后橋制動器各用一個回路，如果一個回路失效，另一個還能正常工作，但前后軸制動器制動力分配比變化。 交叉（）型 ，前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個分路，如果一個回路失效，另一個還能正常工作，且前后軸制動器制動力分配比不變。 一軸半對半軸（HI）型，兩側前制動器的半數(shù)輪缸和后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前缸則屬于另一個回路，如果一個回路失效，另一個還能正常工作，但前后軸制動器制動力分配比變化。 半軸一輪對半軸一輪（LL）型，兩個回路分別對兩側前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器起作用，一個回路失效，另一個還能正常工作，且前后軸制動器制動力分配比不變。 雙半軸

25、對雙半軸（HH）型，每個回路均只對每個前、后制動器的半數(shù)輪缸起作用，如果一個回路失效，另一個還能正常工作，且前后軸制動氣制動力分配比不變。 37對驅動橋殼進行強度計算時，圖示其受力狀況并指出危險斷面的位置，驗算工況有幾種，各工況下驗算的特點是什么。 橋殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座內側附近，橋殼端部的輪轂軸承座根部。特點：牽引力或制動力最大Fx2=FZ2=m2G22，F(xiàn)Z2= m2G22，F(xiàn)y2=0 側向力最大Fx2=0，F(xiàn)y2= G21，F(xiàn)z2o=G2(0.5+hg/B2) ，F(xiàn)z2i=G2- Fz2o 在不平路面上，F(xiàn)x2=0，F(xiàn)y2=0，F(xiàn)Z2=k G2238計算載荷1. 按發(fā)動機最大轉矩

26、和一檔傳動比確定傳動軸：Tse=kd*Temax*k*i1*if*/n 半軸：Tse=kd*Temax*k*i1*if*io*/2n 從動錐齒輪：Tce=kd*Temax*k*i1*if*io*/n2. 按驅動輪打滑確定：傳動軸：Tss=G2*M2*Rr /io*im*m半軸：Tss=G1*M1*Rr /2*im*m 從動錐齒輪：Tcs=G2*M2*Rr /im*m3. 按日常平均使用轉矩確定：傳動軸：Tsf=Ft* Rr /io*im*m*n半軸：Tsf= Ft* Rr /2*im*m*n 從動錐齒輪：Tcf =Ft* Rr /im*m*n4. n，計算驅動橋數(shù)。K，液力變矩器系數(shù)。Im，主

27、減從動齒輪到車輪傳動。If，分動器傳動比。Kd，動載系數(shù)四計算題（12分）若輕型汽車的有關參數(shù)如下：總重Ga=26000N，軸距L=2700mm，重心高hg=905mm，重心到前軸的距離L1=1428mm，車輪的工作半徑rr=350mm，若該車在0.7的道路上行駛，試計算：1. 若采用車輪制動器作為應急制動，試確定應急制動所需的制動力矩？2. 該車可能停駐的極限上坡路傾角1和極限下坡路傾角2（要求進行任一工況受力分析）？ 3. 駐車的上極限制動力矩？解：1) 應急制動時，后橋制動力矩為將mag = Ga=26000N、L=2.7m、hg=0.905m、 L1=1.428m、re=0.350m、0.7代入計算式，得應急制動力矩為2728.77 N·m。2) 該車可能停駐的極限上坡路傾角為該車可能停駐的極限下坡路傾角為將L、hg、L1和值代入計算式，得1=25.8°；2=1