《大學本科車輛專業(yè)汽車前橋和轉向系統(tǒng)分析畢業(yè)論文》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《大學本科車輛專業(yè)汽車前橋和轉向系統(tǒng)分析畢業(yè)論文（82頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、車輛與動力工程學院畢業(yè)論文 在目前金融危機的大環(huán)境下，伴隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，輕型貨 運汽車在國民生產(chǎn)中扮演著更重要的角色。 輕型載貨汽車各個領域得到了廣泛應用，對于它的設計是依據(jù) 以往理論知識及實踐經(jīng)驗，在滿足其功用的前提下來進行的。轉向 系統(tǒng)是用來保持或改變汽車行駛方向的機構，它在整體設計中亦有 其重要地位，對轉向時車輪正確運動和汽車的安全行駛有重大影響， 這就要求其工作可靠、操縱輕便。 在目前的設計和使用方面，轉向系統(tǒng)由機械式和動力式兩類， 由于動力式轉向系統(tǒng)能減輕駕駛員的負擔，而且操作方便，所以到 廣泛使用。機械式轉向系統(tǒng)由于造價低廉，而且能夠滿足輕型貨車 等一大部分汽車的轉向

2、需要，固也得到了廣泛的使用。機械式轉向 系由操縱機構、轉向器和轉向傳動機構組成，其重點是轉向器和傳 動機構的設計。現(xiàn)今國內輕型汽車多才用整體式循環(huán)球式轉向器， 整體式后置梯形。 本畢業(yè)設計說明書，主要講述了前橋前懸和轉向系統(tǒng)的選擇設 計和方案分析。對前橋前懸和轉向系統(tǒng)的分類和工作原理進行了深 入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進行設計；對于轉向系統(tǒng)的重要 組成部分轉向器和轉向傳動機構進行分析設計，選擇合適的機構和 零件。 82 第一章概述 從動橋通過懸架與車架相聯(lián)，兩側安裝著從動車輪，用以在車 架與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。從動橋還要承受和傳 遞制動力矩。 根據(jù)從動車輪能否

3、轉向，從動橋分為轉向橋與非轉向橋。一般 汽車多以前橋為轉向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機動性，有些轎車采 用全四輪轉向。多軸汽車除前輪轉向外，根據(jù)對機動性的要求，有 時采用兩根以上的轉向橋直至全輪轉向。 一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅動的布置形式，故其前橋 為轉向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅動，越野汽車均為全 輪驅動，故它們的前橋既是轉向橋又是驅動橋，稱為轉向驅動橋。 從動橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為非斷開式與斷 開式兩種。與非獨立懸架相匹配的非斷開式從動橋是一根支承于左、 右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉向橋時，則其兩端經(jīng)轉向 主銷與轉向節(jié)相聯(lián)。斷開式從動橋與獨立懸架相匹

4、配。 為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉向輕便性及汽車轉向后使 前輪具有自動回正的性能，轉向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而 內都有一定傾角。在縱向平面內，主銷上部向后傾斜一個 角，稱 為主銷后傾角。在橫向平面內，主銷上部向內傾斜一個B角，稱為 主銷內傾角。還有車輪外傾角及前束。 在汽車的設計、制造、裝配調整和使用中必須注意防止可能引 起的轉向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉向輪繞主銷不斷擺動的 現(xiàn)象，它將破壞汽車的正常行駛。轉向車輪的擺振有自激振動與受 迫振動兩種類型。前者是由于輪胎側向變形中的遲滯特性的影響， 使系統(tǒng)在一個振動周期中路面作用于輪胎的力對系統(tǒng)作正功，即外 界對系統(tǒng)輸入能量。如果

5、后者的值大于系統(tǒng)內阻尼消耗的能量，則 系統(tǒng)將作增幅振動直至能量達到動平衡狀態(tài)。這時系統(tǒng)將在某一振 幅下持續(xù)振動，形成擺振。其振動頻率大致接近系統(tǒng)的固有頻率而 與車輪轉速并不一致，且會在較寬的車速范圍內發(fā)生。通常在低速 行駛時發(fā)生的擺振往往屬于自攝振動型。當轉向車輪及轉向系統(tǒng)受 到周期性擾動的激勵，例如車輪失衡、端面跳動、輪胎的幾何和機 械特性不均勻以及運動學上的干涉等，在車輪轉動下都會構成周期 性的擾動。在擾動力周期性的持續(xù)作用下，便會發(fā)生受迫振動。當 擾動的激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率一致時便發(fā)生共振。其特點是轉 向輪擺振頻率與車輪轉速一致，而且一般都有明顯的共振車速，共 振范圍較窄（3?5km

6、/h）。通常在高速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于受 迫振動型。 轉向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結構設計的原因 和制造方面的因素.如車輪失衡、輪胎的機械特性、系統(tǒng)的剛度與 阻尼、轉向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調整方面 的影響，如前橋轉向系統(tǒng)各個環(huán)節(jié)間的間隙（影響系統(tǒng)的剛度）和摩 擦系數(shù)（影響阻尼）等。合理地選擇這些有關參數(shù)、優(yōu)化它們之間的 匹配，精心地制造和裝配調整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。 在設計中提高轉向器總成與轉向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛 度，提高輪胎的側向剛度，在轉向拉桿系中設置橫向減震器以增加 阻尼等，都是控制前輪擺振發(fā)生的一些有效措施。 第二章從動橋的

7、方案確定 § 2.1從動橋總體方案確定 轉向從動橋的主要零件有前梁，轉向節(jié)，主銷，注銷上下軸承 及轉向節(jié)襯套，轉向節(jié)推力軸承，輪轂等。 轉向前橋有斷開式和非斷開式兩種。斷開式前橋與獨立懸架相 配合，結構比較復雜但性能比較好，多用于轎車等以載人為主的高 級車輛。非斷開式又稱整體式，它與非獨立懸架配合。它的結構簡 單，承載能力大，這種形式再現(xiàn)在汽車上得到廣泛應用。因此本次 設計就采用了非斷開式從動橋。 作為主要零件的前梁是用中碳鋼或中碳合金鋼的，其兩端各有 一呈拳形的加粗部分為安裝主銷的前梁拳部；為提高其抗彎強度， 其較長的中間部分采用工字形斷面并相對兩端向下偏移一定距離， 以降低發(fā)動機從

8、而降低傳動系的安裝位置以及傳動軸萬向節(jié)的夾 角。為提高其抗扭強度，兩端與拳部相接的部分采用方形斷面，而 靠近兩端使拳部與中間部分相聯(lián)接的向下彎曲部分則采用兩種斷面 逐漸過渡的形狀。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬 文承面。 轉向節(jié)用中碳合金鋼模級成整體式結構。轉向節(jié)通過主銷與前 梁的拳部相連，使前輪可以繞主銷偏轉一定的角度使汽車轉向。為 減小磨損，轉向節(jié)銷孔內設計時壓入青銅襯套，襯套上的潤滑油槽 在上面端部是切通的，用裝在轉向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑，為 使轉向輕便，在轉向節(jié)和前梁拳部設有圓錐推力滾子軸承。 主銷的幾種結構型式如圖2-1所示，本次設計用(a)。 亠 I- JI

9、.棗 (b) (c) (d) 圖2-1主銷結構形式 (a)圓柱實心型 (b) 圓柱空心型 (c) 上，下端為直徑不等的 圓柱，中間為錐體的主銷(d) 下部圓柱比上部細的主銷 車輪輪轂通過兩個圓錐滾子軸承支撐在轉向節(jié)外端的軸頸上，軸承 的松緊度可通過調整螺母進行調整。輪轂外端用沖壓的金屬外罩罩 住。輪轂內側有油封，以防潤滑油進入制動器內。 第3章汽車懸架的結構選型與分析 § 3.1懸架的設計要求 懸架的主要功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一 切力和力矩，并緩和汽車行駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由 此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。 在設計懸架時

10、必須考慮以下幾個方面的要求： (1)通過合理設計懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車具有良 好的行駛平順性，即具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和 合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點發(fā)生硬 沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力； ⑵合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間所有力和 力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時車輪定位參數(shù)的變化不會過大， 并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求； (3)導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協(xié)調，避免發(fā)生運動 干涉，否則可能引發(fā)轉向輪擺振； ⑷側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能 力，汽車制動和加速時能保持車身的穩(wěn)

11、定，避免發(fā)生汽車在制動和 加速時車身縱傾； (5)懸架構件的質量要小尤其是非懸掛部分的質量要盡量小； ⑹所有零部件應具有足夠的強度和使用壽命； ⑺制造成本低； （8）便于維修、保養(yǎng)。 § 3.2懸架的結構形式分析 § 3.2.1懸架結構形式的分類 懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩類。非獨立懸架的結構特 點是，左、右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架（或車身） 連接；獨立懸架的結構特點是，左、右車輪通過各自的懸架與車架 （或車身）連接。（圖3-1） 圖3-1 懸架的結構形式簡圖 a）非獨立懸架 b）獨立懸架 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

12、 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； 當兩側車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺使前輪容易產(chǎn)生敗陣； 前輪跳動時，懸架易于轉向傳動機構產(chǎn)生運動干涉；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，不僅車輪外傾角有變化，還會產(chǎn)生不利的軸轉向特性； 汽車轉彎行駛時，離心力也會產(chǎn)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

13、總質量大 些的商用車前、后懸架以及某些乘用車的后懸架上。 非獨立懸架主要用于貨車、大客車的前、后懸架以及某些轎車 的后懸架。 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， 改善了汽車的行駛平順性；由于采用斷開式車軸，所以能降低發(fā)動 機的位置高度，使整車的質心高度下降，改善了汽車的行駛穩(wěn)定性； 左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減小車身的傾斜和振動，同 時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力； 獨立懸架主要用于轎車和部分輕型貨車、客車及越野車。 § 3.2.2懸架的組成及各部件作用 懸架作為一個完整的系統(tǒng)主要包括

14、四大部分： ⑴彈性元件 作用是：避免道路沖擊力直接傳到車架、車身并緩和沖擊力。 用于懸架的彈性元件主要有： a，鋼板彈簧，大多用于非獨立懸架； b， 螺旋彈簧，廣泛用于獨立懸架，特別是前輪獨立懸架，有些 后輪非獨立懸架，必須加減振器和導向機構； c，扭桿彈簧，扭桿本身扭轉剛度是常數(shù)，但采用扭桿彈簧的懸架是 變剛度的； d， 氣體彈簧，變剛度彈簧，一般要導向機構； e，橡膠彈簧，多作懸架副簧和緩沖塊。 ⑴減振器 作用是：加速車架與車身振動的衰減，改善汽車行駛的平順性。 用于懸架的減振器有以下幾種： a，油液式雙向作用筒式減振器，在壓縮和伸張兩行程內部起減振作 用；

15、b， 油液式單向作用筒式減振器，僅在伸張行程起減振作用； c，油氣充氣式減振器 d， 阻尼可調式減振器，當懸架系統(tǒng)某一參數(shù)變化時，減振器阻 力也隨之變化 ⑵導向機構 作用是：作傳力機構的同時，使車輪按照一定的軌跡相對于車 架和車身跳動，起導向作用。 ⑶橫向穩(wěn)定器 作用是：安裝于多數(shù)轎車和客車上，目的是為了防止汽車轉向 時，發(fā)生過大的橫向傾斜。 § 3.3前懸架方案的選擇 由于本設計是針對輕型貨車的底盤結構，并且汽車的布置采用 前置后驅，故在前懸架的選擇上可以采用縱置板簧式非獨立懸架。 縱置板簧式非獨立懸架的優(yōu)點：由于鋼板彈簧本身可兼起導向 機構的作用，并有一定的減振作用，使得

16、懸架的結構大為簡化。因 而在非獨立懸架中大多數(shù)采用鋼板彈簧作為彈性元件。結合本設計 是研究輕型貨車，在后懸架的選擇時，對舒適性的要求不高，結構 簡單、易于布置，故后懸架采用縱置板簧式非獨立懸架。如圖3-3 : 圖3-3 縱置鋼板彈簧非獨立懸架結構簡圖 第四章轉向系的方案確定 § 4.1轉向系整體方案確定 用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構即稱作汽車的轉向 系。 轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系和動力轉向系兩大 類。在現(xiàn)代汽車結構中，常用機械式轉向系。機械式轉向系依靠駕 駛員的手力轉動方向盤，經(jīng)過轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。 有些汽車裝有防傷機構和轉向減振裝置。還

17、有一些汽車的專門裝有 動力轉向機構，并借助此機構來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員 的勞累程度。 本次設計采用機械式轉向器。 對轉向系的主要要求有： 一、 操縱輕便。轉向時加在方向盤上的力對轎車不超過200N，對輕 型貨車不超過360N,對中型貨車不超過450N,方向盤的回轉圈 數(shù)要少。 二、 工作安全可靠。 三、 在轉向后，方向盤有自動回正能力，能保持汽車有穩(wěn)定的直線 行駛能力。 四、 在前輪受到?jīng)_擊時，轉向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。 五、 應盡量減小轉向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應能自動補償即調整， 除了設計應正確的選擇導向輪的定位角外，轉向盤在中間式的 自由行程應當保證直線行

18、駛的穩(wěn)定性和轉向盤相對導向輪偏 轉角的靈敏度。 § 4. 2轉向器結構形式及選擇 根據(jù)轉向器所用傳動副的不同，轉向器有多種。常見的有循 環(huán)球式球面蝸桿蝸輪式、蝸桿曲柄銷式和齒輪齒條式等。 轉向器的結構形式，決定了其效率特性以及對角傳動比變化 特性的要求。選用那種效率特性的轉向器應有汽車用途來決定， 并和轉向系方案有關。經(jīng)常行駛在好路面上的轎車和市內用客 車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉向器。 效率高、工作可靠、平穩(wěn)，蝸桿和螺母上的螺旋槽在淬火后 經(jīng)過磨削加工，所以耐磨且壽命較長。齒扇和齒條嚙合間隙的調 整工作容易進行。和其它形式轉向器比較，其結構復雜，對主要 零件加工精度要求

19、較高。 蝸桿曲柄銷式轉向器角傳動比的變化特性和嚙合間隙特性 變化受限制，不能完全滿足設計者的意圖。 齒輪齒條式轉向器的結構簡單，因此制造容易，成本低，正、 逆效率都高。為了防止和緩和反向沖擊傳給方向盤，必須選擇較 大的傳動比，或裝有吸振裝置的減振器。 本設計采用循環(huán)球式轉向器。 § 4.3循環(huán)球式轉向器結構及工作原理 循環(huán)球式轉向器中一般有兩級傳動副。第一級是螺桿螺母傳動 副，第二級是齒條齒扇傳動副。 轉向螺桿的軸頸支撐在兩個圓錐滾子軸承上。軸承緊度可用調 整墊片調整。轉向螺母的下平面上加工成齒條，與齒扇軸內的齒扇 部分相嚙合。通過轉向盤轉動轉向螺桿時，轉向螺母不轉動，只能 軸向移

20、動，并驅使齒扇軸轉動。為了減小轉向螺桿和轉向螺母之間 的摩擦，其間裝有小鋼球以實現(xiàn)滾動摩擦。二者的螺旋槽能配合形 成近似圓形斷面輪廓的螺旋管狀通道。轉向螺母外有兩根導管，兩 端分別插入螺母的一對通孔。導管內裝滿了鋼球。兩根導管和螺母 內的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球流道。轉向器 工作是兩列鋼球只是在各自封閉的流道內循環(huán)，而不脫出。 轉向螺母上的齒條式傾斜的，因此與之嚙合的齒應當是分度圓 上的齒厚沿齒扇軸線按線性關系變化的變厚齒扇。因為循環(huán)球轉向 器的正傳動效率很高，操作輕便，使用壽命長。經(jīng)常用于各種汽車 綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉向器。 第五章從動橋的設計計算 § 5.

21、1從動橋主要零件尺寸的確定 轉向從動橋采用工字形斷面的前梁，可保證其質量最小而在垂 向平面內的剛度大，強度高。工字形斷面尺寸的推薦值，見圖5-1， 圖中虛線繪出的是其當量斷面。該斷面的垂向彎曲截面系數(shù)Wv和水 平彎曲截面系數(shù)Wh （單位為mm3）可近似取為 (5-1) Wv =20a3 3 } Wh = 5.5a3 式中a----工字形斷面的中部尺寸 由經(jīng)驗公式: Wv ml 2200 式中m---作用于前梁上的簧上質量; l---車輪中線至板簧中線的距離。 2200 Wv = 490 304 10 =67.5 i03mm3 求得a =15mm §

22、5.2從動橋主要零件工作應力的計算 主要是計算前梁、轉向節(jié)、主銷、主銷上下軸承（即轉向節(jié)襯套）、 轉向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應 力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認為主銷內傾角、 主銷后傾角，車輪外傾角均為零，而左右轉向節(jié)軸線重合且與主銷 軸線位于同一側向垂直平面內。如下所示： 圖5 — 1轉向從動橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖 1-制動工況下的彎矩圖2- 側滑工況下的彎矩圖 制動工況下的前梁應力計算： 制動時前輪承受的制動力pz和垂直力乙傳給前梁，使前梁承受彎矩 和轉矩。考慮到制動時汽車質量向前，轉向橋轉移，則前輪所承受 的地面垂直反力為

23、： 乙二皿 2 式中：G!——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N; mi 汽車制動時對前橋的質量轉移系數(shù)，對轎車和載貨 汽車的前橋可取1.5 ；質量分配給前橋35%; Zi =G^mi =丄0.35 5300 9.8 1.5 = 12550.76N 2 2 前輪所承受的制動力Pz =乙 式中：-——輪胎與路面的附著系數(shù)取為0.6 ； Pz=12550.76 0.6=7630.45 N 由于乙和Pz對前梁引起的垂向彎矩M v和水平方向的彎矩Mh在兩鋼 板彈簧座之間達最大值，分別為： G1 B — S Mv=( Z1-gw) 12=( - gw) N *mm 2

24、 2 Gi , B — S M h = PZ 〔2= ■:、：l2 -m1 N ? mm 2 2 式中：丨2 —見圖5— 1 ,取J=397 mm gw —車輪（包括輪毅、制動器等）所受的重力，N;取gw =980N ; B —前輪輪距取B=1567 mm ； S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為767 mm 1567 -767 M 貝U M v = （12550 - 980） ￡ 二 4684290 N ? mm M h -12550 0.6 400=3704016N ? mm 制動力Pz還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩T: T= Pz rr N ? mm

25、 式中：rr —輪胎的滾動半徑取410 mm 則有 T=9330 410=3825300 N ? mm 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力 j （單位為MPa）為: M Mh w = Wv Wh 式中： W, , Wh , T——見式（5-1 ） 前梁應力的許用值為tw 1=300?500 MPa,當a=15mm時, :~w = 236.48N ? mm 故a=15mm滿足使用條件。 § 5.3 在最大側向力（側滑）工況下的前梁應力計算 當汽車承受最大側向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地 面垂向反力Z1L和乙R與側向反力Yl , Yr各不相等，前輪的地面反力 （

26、單位都為N）分別為： T1 (1 2hg 1 Bi Gi (1- 2hg i 式中：hg —汽車質心高度取為iiOO mm i —車輪與地面附著系數(shù) 取為0.42 ； 此時Yil，Yr向右作用。則有: 20734.35 2 (i 2 iiOO 0.42 i567 =i6480.30i8N 20734.35(i_2 嗖嚴) 1567 二 4254N Yl 20734.35 2 (1 2 1100 °?42) 0.42 1567 = 6921.72N 1567 20734.35(i_2 1100 0.42)0.42= 1786.7

27、N 側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂直作用力為： T1L = 0.5Gi ■ G-i i (hg -■ rr )"' S T2^ - 0.5Gi - Gi i(hg -仃)-飛 式中： Gi —滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷 G =1232.98 9.8=12069.2N ； 則有 T1L =0.5 12069.2 20734.35 0.3(1100 - 500) 一‘767 =10008.56N T2R =0.5 12069.2 -20734.35 0.3(1100 - 500)" 767 = 1169.73N § 5.4轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算 如圖5 — 2所

28、示，轉向節(jié)的危險斷面在軸徑為di的輪軸根部即 III-III 剖面處 圖5 — 2 轉向節(jié)，主銷及轉向節(jié)襯套的計算用圖 、在制動工況下 III — III 剖面處的軸徑僅受垂向彎矩M v和水平方向的彎矩M h 而不受轉矩，因制動力矩不經(jīng)轉向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板 傳給在轉向節(jié)上的安裝平面。這時的Mv， Mh及III — III剖面處的 合成彎矩應力 J（ MPa）為： M v = (Zi - gw) I3 J(乙—gw 了+P； =U 0.1d,3 式中：d,—轉向節(jié) 的輪軸 根部軸徑取為50mm, 13 =30 mm w ]=550 MPa,

29、M； Mf - W 得： cr < tr I w w 30 12550一980 ： 933°2 =76.099MPa 0.1 503 故50mm的軸頸滿足要求。 轉向節(jié)采用30Cr，40Cr等中碳合金鋼制造，心部硬度HRC241 285，高頻淬火后表面硬度HRC57?65 ,硬化層深1.5 根部的圓角液壓處理。 2.0mm。輪軸 、在側滑工況下

30、 在側滑時左、右轉向節(jié)在危險斷面III — III 處的彎矩是不等 的，可分別下式求得： Ml皿』=Z1LI3-丫1Lrr =16480.3018 30-6921.72 410 =-2343196.146 Mr皿』=Z1RI3+YRrr =4254x30 + 1786.7x410 = 860168.998 許用彎矩Ml = 5 106N *mm 因此左右轉向節(jié)都符合要求。 § 5.5主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算 在制動和側滑工況下，在轉向節(jié)上、下襯套的中心，即與輪軸 中心線相距分別為c, d的兩點處，在側向平面(圖5 — 2(c))和縱向 平面(圖5 —

31、 2(d))內，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。 一、在制動工況下 地面對前輪的垂向支承反力乙所引起的力矩Z1l1，由位于通過主 銷軸線的側向平面內并在轉向節(jié)上下襯套中點處垂直地作用于主銷 的力Qmz所形成的力偶矩Qmz ( c+d )所平衡(見圖5 — 2(b))，故有 ^鴿二詈詈"41.27 N式中l(wèi)1取150，c取91，d取98 mm 制動力矩PzR由位于縱向平面內并作用于主銷的力Qmz所形成的力偶 Qmz ( c+d )所平衡(見圖5 — 2(c))。故有 mz PzG c d 9330 410 91 98 二 20239.7N 而作用于主銷的制動力Pz，

32、則由在轉向節(jié)上下襯套中點處作用 于主銷的力Qzu， Qzl平衡(見圖5 — 2(c))，且有： Pzd 9330 98 c d 一 91 98 = 4837.78N PzC 9330 91 91 98 -4492.22N 由轉向橋的俯視圖(圖5 — 2(d) 的下圖)可知，制動時轉向橫拉桿的 作用力N為: N= Pzll 9330 150 .7404.76N 91 98 力N位于側向平面內且與輪軸中心線的垂直距離為14 (取為100 mm)如將N的著力點移至主銷中心線與輪鈾中心線的交點處.則需 對主銷作用一側向力矩N l4(見圖5 — 2(b))。力矩Nl

33、4由位于側向平 面內并作用于主銷的力偶矩所平Qmn ( c+d )衡，故有 Qmn Nl4 c d 7404.76 100 91 98 = 3917.9N 而力N則內存整向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力Qnu , Qni所平 衡，且有：Qnu 二出=7404.76 98 =3839.5N c+d 189 Nl 7404.76 91 Qni c+d 2565.25N 189 由圖5 — 2(b)可知，在轉向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力Qu和 下襯套的中心作用于主銷的合力Q1分別為： Qu = . QMZ QMN -Qnu 2 +(Qmz - Qt

34、u f =20440.3N Q1 =、Qmz Qmn Qni !亠 IQmz Qti =31708.2N 由上兩式可見，在汽車制動時，主銷的最大載荷發(fā)生在轉向節(jié)下襯 套的中點處，其值為Q =31708.2N 。 二、在側滑工況下 僅有在側向平面內起作用的力和力矩，且作用于左右轉向節(jié)主 銷的力Qmz是不相等的，它們可分別按下式求得： .Zd1 - Y1L& Qmzl _ ' c+d 工「1935.766N 16480.301 150 -6921.72 410 91+98 ZM 丫皿 4254.150 150 1786.7 410 Qmzr 7252.1N c d 91

35、98 取Q1,Qmzl,Qmzr中最大的作為主銷的計算載荷Qj =Q^31708.2N， 計算主銷在前梁拳部下端面應力二w和剪切應力s: Qj 0.1d3 h MPa 4Qj ■ dl MPa ； 式中：do —主銷直徑取為32 mm ; h —轉向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離，見圖5— 2(a), 取 h=36mm； 31708 2 :二w 3 36 =348.35MPa L「w 丨; 0.1 32 4 31708.2 3.14 322 =39.4MPa< !-.s 1; 其中 tw l=500MPa ； 鳥=100MPa。 主銷采用20c

36、r，20CrNi ，20crMnTi等低碳合金鋼制造，滲碳淬 火，滲 碳層深1.0?1.5mm，HRC56?62。 轉向節(jié)襯套的擠壓應力匚c為： Qj =31708.2 =26.仁：L-J- 50MPa Id。 36 32 式中：I —襯套長為36mm= 在靜載荷下，上式的計算載荷取 Qj 15550 150 91 98 = 12341.2 N 魚=12341.2 /0.7MPa ：： [- c^15MPa。 Id。 36 32 c § 5.6轉向節(jié)推力軸承的計算 對轉向節(jié)推力軸承，取汽車以等速na = 40km / h，沿半徑R= 50m 的圓周行駛的工況作為計

37、算工況。如果汽車向右轉彎，外輪即左前 左輪的地面垂向反力Z1L增大。 2 G 2h Va Z1^G1[1 ( g)(—)]，將上述計算工況的有關數(shù)據(jù)代入上式，并 2 B1 Rg hg B 0.5 則有： Zil 二 1.25Gl =0.6 2 Gi 2 可近似地認為推力軸承的軸向載荷Fa等于上述前外輪的地面垂 向外力，即： Fa =0.625Gi =13328N。 鑒于轉向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉角不大及軸承滾輪使圓 周破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量C0廠42.8KN進行， 且取當量靜載荷R =0.4九 “7.12KN》Fa，故此推力軸承滿足要求。

38、第六章 轉向系統(tǒng)的設計計算 § 6.1轉向系主要性能參數(shù) § 6.1.1 轉向器的效率 功率Pl從轉向軸輸入，經(jīng)轉向器輸出所求得的效率稱為正效率， n _ (Pi — P2) + — 用符號?表示， P3 ;反之稱為逆效率，用符號-表示， _(P3 - P2) ""P3 。 其中，P2為轉向器中的摩擦功率；P3為作用在齒條軸上的功率。為 了保證轉向時駕駛員轉動方向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽 車轉向后轉向輪和轉向盤能自動回正，又需要一定的逆效率。為了 減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力 傳至方向盤時應盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。

39、轉向器的正效率 : 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結果特點、結構 參數(shù)和制造質量等。轉向器類型、結構特點與效率 在前述的幾種 轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式的正效率比較高。同一類型的轉 向器，因結構不同效率也不一樣。 轉向器逆效率-： 根據(jù)逆效率大小的不同，轉向器又分為可逆式、極限可逆式、 和不可逆式三種。 齒輪齒條式轉向器屬于可逆式轉向器，其逆效率相當高，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， 又提高了行駛的安全性。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”使之精神緊張； 如果長時間在不平路面上行駛，易使駕

40、駛員疲勞，影響安全駕駛。 § 6.1.2 傳動比的變化特性 1. 轉向系傳動比 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。 2. 力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉向阻力Fw和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力 矩Mr之間的關系 (6-1) 式中，a為主銷偏移距此處a =122mm ,指從轉向節(jié)主銷軸線的 延長線與支撐平面的交點至車輪中心平面與支撐平面交線間的距 離。作用在方向盤上的手力為Fh為 DSW (6-2) 式中，Mh為作用在方向盤上的力矩；Dsw為方向盤的直徑。 2F ip 將式(6-1)、 (6-2)代入 w Fh后得到

41、ip」r XDSW M h Xa (6-3) 有(6-3)知，當主銷偏移矩a小時，力傳動比ip應取大些才能保 持轉向輕便。 § 6.2主要參數(shù)的確定 § 6.2.1 給定的主要計算參數(shù) 軸距 L=3306mm 輪距 前輪1567mm 后輪1485mm 輪胎 70.00-20 D=508mm B=293mm 最小轉彎 半徑小于等于5.5m

42、 § 6.2.2 選擇主要轉向參數(shù) 汽車在轉向時需要有自動回正能力，這需要轉向主銷在汽車的 縱向和橫向平面內各有一定的傾角。所以選定主銷后傾角丫為2 ° 30 '，主銷內傾角B為7 °,車輪外傾角a為1 °,前輪前束為10mm 轉向盤由輪轂、輪緣和輪輻構成，方向盤的直徑D有一系列尺寸 (如表6-1 ) 表6-1 轉向盤直徑 汽車類型 方向盤直徑D, mm 轎車、小型客車、小載重量貨車 400 中型大客車、中等載重量貨車 450、500 大型客車、大載重量貨車 550 可選擇方向盤直徑400mm ,轉向軸是用雙萬向節(jié)，軸與萬向節(jié) 的連接用花鍵來實現(xiàn)。 § 6.2.3 車輪的

43、左右最大轉角確定 為了避免在汽車轉向時產(chǎn)生路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎 的過快磨損，要求轉向系統(tǒng)能保證汽車轉向時所有車輪均做純滾動， 這就需要所有車輪的軸線都交于一點才能實現(xiàn)。此輕型貨車應滿足 轉向時候最小轉彎半徑小于5.5米，而理想的車輪轉角a與B應滿足 理想關系式： (6-6) cot：二cot ： +K l 式中：?為車輪外轉角，B為車輪內轉角，K為兩側主銷軸線與地 面相交點之間 的距離 (K=1567-2 100=1367mm )， 為3308mm ， 前輪轉臂a=120mm。 又因為理想情況下，最小轉彎半徑Rmin與外轉向輪最大偏轉角:-max的 關系為： l R

44、min Si n “ max (6-7 ) 聯(lián)立(6-6 ) ( 6-7 )式得至U : :max=26.17 , ：max=31.66 圖6-1 理想內外輪轉角關系簡圖 § 6.3轉向梯形的選擇設計 圖6-2 整體式轉向梯形 1-轉向橫拉桿2-轉向梯形臂3-前軸 轉向梯形選擇的是整體式后置梯形（如圖6-2 ），圖視為把三軸 式汽車假想為兩軸式時的圖形，L為假想的軸線距離，即是上圖的I, 丫為轉向梯形的底角，S為兩個梯形臂延長線與汽車中心線的交點與 前軸的距離，一般為2/3 I. 由公式 K cot 丫 =0.75 ■ (6-8 ) 得

45、轉向梯形的底角 丫 =72.78 ° 轉向梯形臂的長度m,是參考現(xiàn)有汽車梯形臂長度與主銷中心距 K之比的統(tǒng)計數(shù)據(jù)后進行選擇，一般范圍是：m=（0.11?0.15）K 。由 于是輕型載重汽車，固可取梯形臂長度m=150mm。 由圖形可知，轉向橫拉桿的長度 跟K和丫有關，其關系式為： =K-2 x mX cos 丫 （ 6-9 ） =1262mm 則橫拉桿長度為1262mm § 6.4循環(huán)球式轉向器的設計 § 6.4.1 轉向器（循環(huán)球式）的效率 為保證轉向時駕駛員轉動轉向盤的輕便，要求正效率高；為了 保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動回正，又需要一定的逆效率; 為減輕駕駛員在不平

46、路面上的疲勞，防止打手，又要求逆效率盡可 能低。 正效率的計算公式： tan ： ° tan(： 0 巧 (6-10 ) 其中％為螺桿的螺線導程角，選6 ;為摩擦角，=arctan? ?為摩擦因數(shù)，選00,貝則229 數(shù)據(jù)代入（4-10 ）解得 =72.1% 逆效率的計算公式： n _tan(叫 _。) tan% (6-11 ) =71.3%

47、 § 6.4.2 主要參數(shù)的選擇 主要參數(shù)參考《汽車設計》表7-1 齒扇模數(shù)m=6mn，搖臂軸直徑D=40mm,鋼球中心距Di =35mm,螺 桿外徑D2=34mm,鋼球直徑d=8mm,螺距P=10mm,工作圈數(shù)W=2.5，環(huán)流 行數(shù)b=2，齒扇齒數(shù)z=5，齒扇整圓齒數(shù)Z=13，齒扇壓力角為27 ° 30 '，切削角 =6 ° 30 '，齒扇寬B=34mm。 § 6.4.3 螺桿、鋼球和螺母傳動副 螺母內 徑 D3 = D2 +8%D1 =36mm 每個環(huán)路中鋼球的數(shù)量為： n DWL d cos：0 型=35 d 其中-0為螺桿的螺線導程角，選6 °。

48、 接觸角9是鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法 向截面軸線間的夾角，一般取45 °，以使軸向力和徑向力分配均勻。 圖6-3 螺桿，鋼球，螺母傳動副 轉向盤轉動？角，對應螺母移動距離s為： (6-12) VP s 二 2 二 與此同時齒扇節(jié)圓轉過的弧長等與s， 相應搖臂軸轉過'-p角，其關 S= -pr (6-13) 其中r為齒扇節(jié)圓半徑 聯(lián)立（6-12）（ 6-13）得T「=冒-p ，將？對Ip求導，得轉向器角 傳動比i 1為： 2 二-mZ 2 二 mZ P =24.492 § 6.4.4 齒條、齒扇傳動副設計 循環(huán)

49、球式轉向器的齒扇為變厚齒扇，它的齒頂和齒根的輪廓是 圓錐的一部分，分度圓上的齒厚是變化的，所以此傳動副的設計主 要是變厚齒扇的設計。 表6-2基準剖面（1-1剖面）的齒形計算： 名稱 公式 結果（mm） 分度圓直徑 D = mZ D=90 齒頂高 S02 S12 二 Rd — - 2(inv-2 - inv%)] h = xm r =6 齒根高 h2 = x2m h2 =1.5 齒全高 h = h h2 h=7.5 齒頂圓直徑 DZ=( 2x1 2 \)m D1=102 分度圓齒厚 S°1 =( 2 jtan ： o)m 2 S01 =9.42

50、 頂圓壓力角 ：1 = COS 4(丄 cos ： 0) R1 ：4 =39.75 ° 頂圓齒厚 So S)i = R[ 2(inv：「一inv： 0)] r Si =6 表6-3最大變位系數(shù)剖面（2-2剖面）齒頂變尖核算： 名稱 公式 結果 （mm） 最大變位系數(shù) max - 1 2 - 1 tan ) 2m 匕 max =0.3608 齒頂圓半徑 Z r R2 =( Xi max )m 2 R2 =50.1648 齒頂圓壓力角 ：2 = cos」(丄cos： 0) R2 :-2 =40.642 ° 分度圓齒厚 S02

51、=( 2 maxtan〉0)m 2 S02 =11.4389 齒頂圓齒厚 S02 s12 二 R2[-^ -2(inV 2 _inv 0)] r S12 =1.698 § 6.5轉向系主要性能參數(shù)確定 § 6.5.1 轉向系的角傳動比 =i 1 i 2 （ 6-14） 式中-為轉向器的角傳動比，i 1=24.492 ； i 2為轉向傳動機構的 角傳動比，一般選擇i.2=1。代入（6-9） 得 =24.492 其中i.2 l2 I3 式中為轉向搖臂長（mn），所以==137mm § 6.5.2 轉向盤旋轉圈數(shù)n cp n 乎 （6-15）

52、 360 式中? p.R為轉向盤從一個極限位置到另一個極限位置所轉過的 角度，且： ■：P.R + B ) max max丿 =24.492 ( 26.17 ° +31.66 °) =1416.37 所以 n=1416.37 -360 ° =3.9 (圈) § 6.6轉向系其他元件的選擇及材料的確定 轉向主銷選用圓柱實心型，D=40mm； —般選用20Cr。轉向節(jié)臂 和梯形臂有中碳鋼或中合金鋼如35Cr，40，40Cr等模鍛加工而成， 一般選用40Cr。轉向縱、橫拉桿應選用質量較輕剛性較好的20，30 或40無縫鋼管制造，選用40鋼。球頭銷用合金結構鋼12

53、CrNiB、 15CrMo、20CrM nTi或液體碳氮共滲鋼35Cr、35CrNi等制造（如 下圖 所示結構），一般選用20CrMnTi 。 圖6-5 轉向主銷 1-球頭銷2-球頭碗3-壓緊彈簧 第七章懸架的設計計算 § 7.1懸架主要參數(shù)的確定 § 7.1.1影響平順性的參數(shù) 懸架設計的主要目的之一是確保汽車具有良好的行駛平順性。 汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。 1，平順性評價指標 ISO2631規(guī)定，當振動波形峰值系數(shù)乞9時，用加速度的加權均 方根值來評價振動對人體舒適性和健康的影響。評價時采用人體坐 姿受振模型，如圖4-1，不僅考慮座椅支撐面處輸入點3

54、個方向的 線振動y，還考慮該點3個方向的角振動rx, ry,rz及座椅靠背 和腳支撐面兩個輸入點各3個方向的線振動Xb, yb, z和xf, yf, z，共3 個輸入點12個軸向的振動。對于每個軸向的振動，其加權加速度均 方根值aw可由下式得到： aw 二.：W2 f Ga f df （式 7-1） 式中 Ga（f ） 振動加速度功率譜密度函數(shù)，可由加速度時間歷程 a t得到； W f 考慮人體對不同頻率振動的敏感程度不同而引入 的頻率加權函數(shù)。 圖7-1 人體坐姿受振模型 考慮到不同輸入點、不同軸向的振動對人體影響的差異，總的 加權加速度均方根值av可求出為： av

55、： \ 二［匕兀 （式 7-2） 式中 awj——用式4-1求出的各軸向振動加速度均方根值； kj——各軸向加權系數(shù)。 總的加權加速度均方根值與人體主觀感覺之間的對應關系如表 7-1 : 表7-1 加權加速度均方根值與人途主觀感覺之間的關系 加權加速度均方根值/ m/s2 人體主觀感覺 <0.315 沒有不舒適 0.315~0.63 略有不舒適 0.5~1.0 有些不舒適 0.8~1.6 不舒適 1.25~2.5 很不舒適 >2.0 極不舒適 汽車的振動輸出由道路激勵輸入和汽車對振動的傳遞特性共同 決定。路面不平度可以用道路功率譜Sq -表征，其

56、中「為空間頻率， 是路面不平度波長的倒數(shù)。當汽車以車速v(m/ s)駛過給定的路面時， 道路激勵的時間功率譜可表述為： 1 _ v Sq f Sq 門=Csp 2 (式 7-3) v f 式中 Csp 路面不平度系數(shù)，m / S ； f——時間頻率，Hz。 大量的研究和實踐結果表明，對平順性影響最為顯著的三個懸 架特性參數(shù)為：懸架的彈性特性、阻尼特性以及非懸掛質量。 2，懸架的彈性特性和工作行程 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù)，「y2/ab二0. 8 ~ 1. 2 因而可以近似地認為；=1，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂 向振動是相互獨立的，并用偏頻n,，n2表示各

57、自的自由振動頻率， 偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于采用鋼制彈簧的轎車，ni 約為1 ~ 1.Hz (60次8 0 約為1. 1 7 ~ H5非常接近人體步行時的 自然頻率。載貨汽車的偏頻略高于轎車，前懸架約為1.3Hz ,后懸架 則可能超過1.5Hz。為了減小汽車的角振動，一般汽車前、后懸架偏 頻之比約為n, / n 2二0.85~ 0.95。具體的偏頻選取可參考表7-2 : 表7-2 汽車懸架的偏頻、靜撓度和動撓度 車 型 滿載時偏頻n / Hz 滿載時靜撓度 fc / cm 滿載時動撓 度 fd / cm m n2 fc1 fc2 fd1 fd1

58、 載 貨 1.51?2.04 1.67?2.23 6?11 5~9 6~9 6~8 汽 車 由上表選取貨車滿載時前后懸架的偏頻分別為： q = 1.9Hz， n2 = 2.1Hz 所以 q / n, = 1.9/2.1 = 0.90，滿足要求。 當；=1時，汽車前、后橋上方車身部分的垂向振動頻率n1，n2與 其相應的懸架剛度 Cs1和Cs2以及懸掛質量叫和ms2之間有如下關系： n_丄國_匹］ （式 7-4） z 2十叫1 Gs1 1 G gCs2 2二 丫 ms2 ； Gs2 式中 g 重力加速度，g=9810nm/S； Cs1,Cs2 前、后懸架剛度，N

59、/mm； Gs1, Gs2 前、后懸架簧載重力，N。 為了求出前后懸架的垂直剛度，必須先求出前后懸架的簧載質 量口引和ms2。而口引和叫2可以通過滿載時前后輪的軸荷減去前后非簧載 質量得到。即： 1 ms—2 m前輪軸荷—m前輪非簧載質量 ms2 「m后輪非簧載質量 （式 7-5） 為了獲得良好的平順性和操縱性，非簧載質量應盡量小些。根 據(jù)同類車型類比，取前懸架的非簧載質量為50kg，后懸架的非簧載 質量為100kg 。 將數(shù)據(jù)代入式7-5得出: ms1 =1 1.3825t -0.05t = 0.66625t ； ms2 二彳 2.5675t -

60、0.1t =1.23375t。 將計算所得的口引和ms2代入式7-4，得到: 前、后懸架的剛度分別為： Cs1 = 94.86N / mm ； Cs2 二 214.58N / mm。 由于懸架的靜撓度fc二msCQ 因而式7-4又可表達為： 15.76 丄 m : n2 : .fc1 15.76 fc2 （式 7-6） 式中 fci,

61、 fc2的單位為mm。 所以 由式7-6求出前、后懸架的靜撓度分別為：fc1=68. 8nm fc2 = 56.32mm。 懸架的動撓度fd是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允 許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或1/ 3 ）時，車 輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。為了防止汽車行駛過程中 頻繁撞擊限位塊，應當有足夠的動撓度，對于轎車fd / fc的值應不小 于0.5 ,大客車應不小于0.75，載貨汽車1.0。所以選取貨車前后懸 架的動撓度等于靜撓度，即：fdi二fd = 68.8mm fd^ fc^ 56.32mm。 此時懸架總的工作行程即靜撓度fc和動撓度fd之

62、和等于： f, = 137.6mm, f2 = 112.6mm 3，懸架的阻尼特性 當汽車懸架僅有彈性元件而無摩擦或減振裝置時，汽車懸掛質 量的振動將會延續(xù)很長的時間，因此，懸架中一定要有減振的阻尼 力。對于選定的懸架剛度，只有恰當?shù)剡x擇阻尼力才能充分發(fā)揮懸 架的緩沖減振作用。 對于一個帶有線性阻尼減振器的懸架系統(tǒng)或彈簧一質量一阻尼 系統(tǒng)，可用相對阻尼比■來評價阻尼的大小或振動衰減的快慢程度。 相對阻尼比可表達為： （式 7-7） 式中 Cs——彈簧剛度； rm； 懸掛部分的質量。 上式表明，減振器的阻尼作用除與其阻尼系數(shù)k有關外，也與 懸架的剛度及懸掛質量有關。不同剛度和

63、不同質量的懸架系統(tǒng)匹配 時會產(chǎn)生不同的阻尼效果。為了獲得良好的平順性，典型的相對阻 尼比如表7-3 : 表7-3 汽車懸架的偏頻及相對阻尼比 空氣彈簧 鋼制彈簧 轎車 載貨汽車 轎車 載貨汽車 前懸 后 懸前懸 后 懸 刖 懸 后 懸前懸 后 懸 架 架 架 架 架 架 架 架 偏頻n 0.5 0.8 0.8 1.2 1.0 1.2 1.3 1.5 0.8 0.6 0.8 0.6 0.4 0.2 0.4 0.3 § 7.2彈性元件的計算 § 7.2.1前懸架鋼板彈簧的設計計算 1，鋼板彈簧的布

64、置方案 縱置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結構簡單，故在汽車 上得到廣泛的應用。采用縱置鋼板對稱式鋼板彈簧。 2,鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 在進行鋼板彈簧計算之前，已知下列初始條件 a,單個鋼板彈簧所受的負荷Fw2: ms2 =-2.5675t -0.1t ;=1.23375t 2 Fw2 =1233.75 9.8=12090.75N b,后懸架的靜撓度和動撓度為: fc2 = 56.32mm c,汽車的軸距為：L =3400mm ⑴滿載弧高la 滿載弧高fa是指鋼板彈簧裝到車軸（橋）上，汽車滿載時鋼板 彈簧主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高

65、度差， 如圖7-9， fa用來保證汽車具有給定的高度。當fa = 0時，鋼板彈簧 在對稱的位置上工作?？紤]到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和 為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常取 fa =10L 20mmo 這里取 fa =15mm。 圖7-9 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 ⑵鋼板彈簧長度L的確定 鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。增加 鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命；降低彈簧剛 度，改善汽車行駛平順性；在垂直剛度Cs給定的條件下，又能明顯 增加鋼板彈簧的縱向角剛度。鋼板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧 產(chǎn)生單位縱向

66、轉角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板 彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉力矩所引起的彈簧變形； 選用長些的鋼板彈簧，會在汽車上布置時產(chǎn)生困難。原則上，在總 布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。一般在下列范圍 內選用鋼板彈簧的長度：乘用車l=(0.40?0.55)軸距；貨車前懸架， L =(0.26?0.35)軸距，后懸架：L =(0.35?0.軸距。 這里選取后懸架的鋼板彈簧長度為L = 0.352 34°0 imm°0 (3)鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定。 a，鋼板斷面寬度b的確定 有關鋼板彈簧的剛度、強度等，可按等截面簡支梁的計算公式 計算，但需引入撓度增大系數(shù)「?加以修正。因此，可根據(jù)修正后的 簡支梁公式計算鋼板彈簧所需要的總慣性矩Jo。對于對稱鋼板彈簧 有： Jo = [(L —ks l/(48E) 式(7-16) 式中 s U形螺栓中心距(mm )； k——考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)(剛性 夾緊： 取k " 5。撓性夾緊：取k =0）； c——鋼板彈簧的垂直剛度（N/mm ），c = Fw/fc ； 「 撓度增大系數(shù)（先確定與