《大學本科車輛專業(yè)汽車前橋和轉(zhuǎn)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(guān)《大學本科車輛專業(yè)汽車前橋和轉(zhuǎn)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(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用，對于它的設(shè)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(zhuǎn)向 系統(tǒng)是用來保持或改變汽車行駛方向的機構(gòu)，它在整體設(shè)計中亦有 其重要地位，對轉(zhuǎn)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(shè)計和使用方面，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由機械式和動力式兩類， 由于動力式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向

2、需要，固也得到了廣泛的使用。機械式轉(zhuǎn)向 系由操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)組成，其重點是轉(zhuǎn)向器和傳 動機構(gòu)的設(shè)計?，F(xiàn)今國內(nèi)輕型汽車多才用整體式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器， 整體式后置梯形。 本畢業(yè)設(shè)計說明書，主要講述了前橋前懸和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的選擇設(shè) 計和方案分析。對前橋前懸和轉(zhuǎn)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(shè)計；對于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要 組成部分轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)進行分析設(shè)計，選擇合適的機構(gòu)和 零件。 82 第一章概述 從動橋通過懸架與車架相聯(lián)，兩側(cè)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(zhuǎn)向，從動橋分為轉(zhuǎn)向橋與非轉(zhuǎn)向橋。一般 汽車多以前橋為轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向。多軸汽車除前輪轉(zhuǎn)向外，根據(jù)對機動性的要求，有 時采用兩根以上的轉(zhuǎn)向橋直至全輪轉(zhuǎn)向。 一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅(qū)動的布置形式，故其前橋 為轉(zhuǎn)向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅(qū)動，越野汽車均為全 輪驅(qū)動，故它們的前橋既是轉(zhuǎn)向橋又是驅(qū)動橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。 從動橋按與其匹配的懸架結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向橋時，則其兩端經(jīng)轉(zhuǎn)向 主銷與轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輕便性及汽車轉(zhuǎn)向后使 前輪具有自動回正的性能，轉(zhuǎn)向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而 內(nèi)都有一定傾角。在縱向平面內(nèi)，主銷上部向后傾斜一個 角，稱 為主銷后傾角。在橫向平面內(nèi)，主銷上部向內(nèi)傾斜一個B角，稱為 主銷內(nèi)傾角。還有車輪外傾角及前束。 在汽車的設(shè)計、制造、裝配調(diào)整和使用中必須注意防止可能引 起的轉(zhuǎn)向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè)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(nèi)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(zhuǎn)速并不一致，且會在較寬的車速范圍內(nèi)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(zhuǎn)向車輪及轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動下都會構(gòu)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(zhuǎn) 向輪擺振頻率與車輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結(jié)構(gòu)設(shè)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(zhuǎn)向輪的定位角以及陀螺效應(yīng)的強弱等；又有裝配調(diào)整方面 的影響，如前橋轉(zhuǎn)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(guān)參數(shù)、優(yōu)化它們之間的 匹配，精心地制造和裝配調(diào)整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。 在設(shè)計中提高轉(zhuǎn)向器總成與轉(zhuǎn)向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛 度，提高輪胎的側(cè)向剛度，在轉(zhuǎn)向拉桿系中設(shè)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(zhuǎn)向從動橋的主要零件有前梁，轉(zhuǎn)向節(jié)，主銷，注銷上下軸承 及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套，轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承，輪轂等。 轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)簡 單，承載能力大，這種形式再現(xiàn)在汽車上得到廣泛應(yīng)用。因此本次 設(shè)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(cè)還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬 文承面。 轉(zhuǎn)向節(jié)用中碳合金鋼模級成整體式結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)一定的角度使汽車轉(zhuǎn)向。為 減小磨損，轉(zhuǎn)向節(jié)銷孔內(nèi)設(shè)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(zhuǎn)向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑，為 使轉(zhuǎn)向輕便，在轉(zhuǎn)向節(jié)和前梁拳部設(shè)有圓錐推力滾子軸承。 主銷的幾種結(jié)構(gòu)型式如圖2-1所示，本次設(shè)計用(a)。 亠 I- JI

9、.棗 (b) (c) (d) 圖2-1主銷結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向節(jié)外端的軸頸上，軸承 的松緊度可通過調(diào)整螺母進行調(diào)整。輪轂外端用沖壓的金屬外罩罩 住。輪轂內(nèi)側(cè)有油封，以防潤滑油進入制動器內(nèi)。 第3章汽車懸架的結(jié)構(gòu)選型與分析 § 3.1懸架的設(shè)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(shè)計懸架時

10、必須考慮以下幾個方面的要求： (1)通過合理設(shè)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(shè)計導向機構(gòu)，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(gòu)的運動應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運動相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運動 干涉，否則可能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振； ⑷側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉(zhuǎn)向時具有抗側(cè)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(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是非懸掛部分的質(zhì)量要盡量??； ⑹所有零部件應(yīng)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(jié)構(gòu)形式分析 § 3.2.1懸架結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(zhì)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(cè)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(zhuǎn)向傳動機構(gòu)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(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè) 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(zhuǎn)向特性； 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；車軸（橋） 上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。這種懸架主要用在

13、總質(zhì)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(zhì)量小；懸架占用的空間?。粡椥栽?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(zhì)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(gòu)； c，扭桿彈簧，扭桿本身扭轉(zhuǎn)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(gòu)； 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(nèi)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(diào)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(gòu) 作用是：作傳力機構(gòu)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(zhuǎn)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(shè)計是針對輕型貨車的底盤結(jié)構(gòu)，并且汽車的布置采用 前置后驅(qū)，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(gòu)的作用，并有一定的減振作用，使得

16、懸架的結(jié)構(gòu)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(jié)合本設(shè)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(jié)構(gòu) 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(jié)構(gòu)簡圖 第四章轉(zhuǎn)向系的方案確定 § 4.1轉(zhuǎn)向系整體方案確定 用來改變或恢復汽車行駛方向的專設(shè)機構(gòu)即稱作汽車的轉(zhuǎn)向 系。 轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機械轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大 類。在現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，常用機械式轉(zhuǎn)向系。機械式轉(zhuǎn)向系依靠駕 駛員的手力轉(zhuǎn)動方向盤，經(jīng)過轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。 有些汽車裝有防傷機構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振裝置。還

17、有一些汽車的專門裝有 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)，并借助此機構(gòu)來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員 的勞累程度。 本次設(shè)計采用機械式轉(zhuǎn)向器。 對轉(zhuǎn)向系的主要要求有： 一、 操縱輕便。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)圈 數(shù)要少。 二、 工作安全可靠。 三、 在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。 五、 應(yīng)盡量減小轉(zhuǎn)向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應(yīng)能自動補償即調(diào)整， 除了設(shè)計應(yīng)正確的選擇導向輪的定位角外，轉(zhuǎn)向盤在中間式的 自由行程應(yīng)當保證直線行

18、駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向盤相對導向輪偏 轉(zhuǎn)角的靈敏度。 § 4. 2轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式及選擇 根據(jù)轉(zhuǎn)向器所用傳動副的不同，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向器應(yīng)有汽車用途來決定， 并和轉(zhuǎn)向系方案有關(guān)。經(jīng)常行駛在好路面上的轎車和市內(nèi)用客 車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉(zhuǎn)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(diào) 整工作容易進行。和其它形式轉(zhuǎn)向器比較，其結(jié)構(gòu)復雜，對主要 零件加工精度要求

19、較高。 蝸桿曲柄銷式轉(zhuǎn)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(shè)計者的意圖。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)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(shè)計采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 § 4.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)及工作原理 循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(diào) 整墊片調(diào)整。轉(zhuǎn)向螺母的下平面上加工成齒條，與齒扇軸內(nèi)的齒扇 部分相嚙合。通過轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向螺桿時，轉(zhuǎn)向螺母不轉(zhuǎn)動，只能 軸向移

20、動，并驅(qū)使齒扇軸轉(zhuǎn)動。為了減小轉(zhuǎn)向螺桿和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(nèi)裝滿了鋼球。兩根導管和螺母 內(nèi)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(zhuǎn)向器 工作是兩列鋼球只是在各自封閉的流道內(nèi)循環(huán)，而不脫出。 轉(zhuǎn)向螺母上的齒條式傾斜的，因此與之嚙合的齒應(yīng)當是分度圓 上的齒厚沿齒扇軸線按線性關(guān)系變化的變厚齒扇。因為循環(huán)球轉(zhuǎn)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(shè)計選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 第五章從動橋的設(shè)計計算 § 5.

21、1從動橋主要零件尺寸的確定 轉(zhuǎn)向從動橋采用工字形斷面的前梁，可保證其質(zhì)量最小而在垂 向平面內(nèi)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(zhì)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(yīng)力的計算 主要是計算前梁、轉(zhuǎn)向節(jié)、主銷、主銷上下軸承（即轉(zhuǎn)向節(jié)襯套）、 轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側(cè)滑兩種工況下的工作應(yīng) 力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認為主銷內(nèi)傾角、 主銷后傾角，車輪外傾角均為零，而左右轉(zhuǎn)向節(jié)軸線重合且與主銷 軸線位于同一側(cè)向垂直平面內(nèi)。如下所示： 圖5 — 1轉(zhuǎn)向從動橋在制動和側(cè)滑工況下的受力分析簡圖 1-制動工況下的彎矩圖2- 側(cè)滑工況下的彎矩圖 制動工況下的前梁應(yīng)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(zhuǎn)矩。考慮到制動時汽車質(zhì)量向前，轉(zhuǎn)向橋轉(zhuǎn)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(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對轎車和載貨 汽車的前橋可取1.5 ；質(zhì)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(zhuǎn)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(yīng)力 j （單位為MPa）為: M Mh w = Wv Wh 式中： W, , Wh , T——見式（5-1 ） 前梁應(yīng)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(cè)向力（側(cè)滑）工況下的前梁應(yīng)力計算 當汽車承受最大側(cè)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(cè)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(zhì)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(cè)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(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計算 如圖5 — 2所

28、示，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向節(jié)，主銷及轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩，因制動力矩不經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板 傳給在轉(zhuǎn)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(yīng)力 J（ MPa）為： M v = (Zi - gw) I3 J(乙—gw 了+P； =U 0.1d,3 式中：d,—轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè)滑工況下

30、 在側(cè)滑時左、右轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向節(jié)都符合要求。 § 5.5主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計算 在制動和側(cè)滑工況下，在轉(zhuǎn)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(cè)向平面(圖5 — 2(c))和縱向 平面(圖5 —

31、 2(d))內(nèi)，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(cè)向平面內(nèi)并在轉(zhuǎn)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(nèi)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向橋的俯視圖(圖5 — 2(d) 的下圖)可知，制動時轉(zhuǎn)向橫拉桿的 作用力N為: N= Pzll 9330 150 .7404.76N 91 98 力N位于側(cè)向平面內(nèi)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(cè)向力矩N l4(見圖5 — 2(b))。力矩Nl

33、4由位于側(cè)向平 面內(nèi)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(nèi)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向節(jié)下襯 套的中點處，其值為Q =31708.2N 。 二、在側(cè)滑工況下 僅有在側(cè)向平面內(nèi)起作用的力和力矩，且作用于左右轉(zhuǎn)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(yīng)力二w和剪切應(yīng)力s: Qj 0.1d3 h MPa 4Qj ■ dl MPa ； 式中：do —主銷直徑取為32 mm ; h —轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向節(jié)襯套的擠壓應(yīng)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(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計算 對轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(guān)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(zhuǎn)向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計計算 § 6.1轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) § 6.1.1 轉(zhuǎn)向器的效率 功率Pl從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽 車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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(yīng)盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。

39、轉(zhuǎn)向器的正效率 : 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)果特點、結(jié)構(gòu) 參數(shù)和制造質(zhì)量等。轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率 在前述的幾種 轉(zhuǎn)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(zhuǎn) 向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。 轉(zhuǎn)向器逆效率-： 根據(jù)逆效率大小的不同，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器屬于可逆式轉(zhuǎn)向器，其逆效率相當高，它能 保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向系傳動比 轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比。 2. 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力 矩Mr之間的關(guān)系 (6-1) 式中，a為主銷偏移距此處a =122mm ,指從轉(zhuǎn)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(yīng)取大些才能保 持轉(zhuǎn)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(zhuǎn)彎 半徑小于等于5.5m

42、 § 6.2.2 選擇主要轉(zhuǎn)向參數(shù) 汽車在轉(zhuǎn)向時需要有自動回正能力，這需要轉(zhuǎn)向主銷在汽車的 縱向和橫向平面內(nèi)各有一定的傾角。所以選定主銷后傾角丫為2 ° 30 '，主銷內(nèi)傾角B為7 °,車輪外傾角a為1 °,前輪前束為10mm 轉(zhuǎn)向盤由輪轂、輪緣和輪輻構(gòu)成，方向盤的直徑D有一系列尺寸 (如表6-1 ) 表6-1 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)角確定 為了避免在汽車轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)能保證汽車轉(zhuǎn)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(yīng)滿足 轉(zhuǎn)向時候最小轉(zhuǎn)彎半徑小于5.5米，而理想的車輪轉(zhuǎn)角a與B應(yīng)滿足 理想關(guān)系式： (6-6) cot：二cot ： +K l 式中：?為車輪外轉(zhuǎn)角，B為車輪內(nèi)轉(zhuǎn)角，K為兩側(cè)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(zhuǎn)臂a=120mm。 又因為理想情況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin與外轉(zhuǎn)向輪最大偏轉(zhuǎn)角:-max的 關(guān)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(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖 § 6.3轉(zhuǎn)向梯形的選擇設(shè)計 圖6-2 整體式轉(zhuǎn)向梯形 1-轉(zhuǎn)向橫拉桿2-轉(zhuǎn)向梯形臂3-前軸 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形的底角 丫 =72.78 ° 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向橫拉桿的長度 跟K和丫有關(guān)，其關(guān)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(zhuǎn)向器的設(shè)計 § 6.4.1 轉(zhuǎn)向器（循環(huán)球式）的效率 為保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的輕便，要求正效率高；為了 保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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(shè)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(nèi) 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(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動？角，對應(yīng)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(zhuǎn)過的弧長等與s， 相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過'-p角，其關(guān) 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(zhuǎn)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(shè)計 循環(huán)

49、球式轉(zhuǎn)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(shè)計主 要是變厚齒扇的設(shè)計。 表6-2基準剖面（1-1剖面）的齒形計算： 名稱 公式 結(jié)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(jié)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(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)確定 § 6.5.1 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 =i 1 i 2 （ 6-14） 式中-為轉(zhuǎn)向器的角傳動比，i 1=24.492 ； i 2為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)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(zhuǎn)向搖臂長（mn），所以==137mm § 6.5.2 轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn)圈數(shù)n cp n 乎 （6-15）

52、 360 式中? p.R為轉(zhuǎn)向盤從一個極限位置到另一個極限位置所轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系其他元件的選擇及材料的確定 轉(zhuǎn)向主銷選用圓柱實心型，D=40mm； —般選用20Cr。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向縱、橫拉桿應(yīng)選用質(zhì)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)），一般選用20CrMnTi 。 圖6-5 轉(zhuǎn)向主銷 1-球頭銷2-球頭碗3-壓緊彈簧 第七章懸架的設(shè)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(shè)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(quán)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(quán)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(quán)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(quán)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(quán)系數(shù)。 總的加權(quán)加速度均方根值與人體主觀感覺之間的對應(yīng)關(guān)系如表 7-1 : 表7-1 加權(quán)加速度均方根值與人途主觀感覺之間的關(guān)系 加權(quán)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(jié)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(zhì)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(zhì)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(zhì)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(yīng)的懸架剛度 Cs1和Cs2以及懸掛質(zhì)量叫和ms2之間有如下關(guān)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(zhì) 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(zhì)量得到。即： 1 ms—2 m前輪軸荷—m前輪非簧載質(zhì)量 ms2 「m后輪非簧載質(zhì)量 （式 7-5） 為了獲得良好的平順性和操縱性，非簧載質(zhì)量應(yīng)盡量小些。根 據(jù)同類車型類比，取前懸架的非簧載質(zhì)量為50kg，后懸架的非簧載 質(zhì)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(jié)構(gòu)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(yīng)當有足夠的動撓度，對于轎車fd / fc的值應(yīng)不小 于0.5 ,大客車應(yīng)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(zhì) 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(zhì)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(zhì)量。 上式表明，減振器的阻尼作用除與其阻尼系數(shù)k有關(guān)外，也與 懸架的剛度及懸掛質(zhì)量有關(guān)。不同剛度和

63、不同質(zhì)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(shè)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(jié)構(gòu)簡單，故在汽車 上得到廣泛的應(yīng)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(yīng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長些。一般在下列范圍 內(nèi)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(guān)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