汽車設(shè)計 全系列傳動

汽車設(shè)計 全系列傳動,汽車設(shè)計,全系列傳動,汽車,設(shè)計,系列,傳動 機械CAD收集整理: 汽車技朮聯(lián)盟：johns_01 E-mail:johns_01@ 本資料來自網(wǎng)絡(luò)僅供參考使用，有涉及版權(quán)請來信告知刪除處理! 傳動軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計 傳動軸總成主要由傳動軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬向節(jié)叉組成。 傳動軸中一般設(shè)有由 滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵，以實現(xiàn)傳動長度的變化。為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻 力和磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層；有的則在花鍵槽中放入滾針、滾柱或 滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦，提高傳動效率。但這種結(jié)構(gòu)較復雜，成本較高。 有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸。傳動軸上的花鍵應(yīng)有潤滑及防 塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大，且應(yīng)按對應(yīng)標記裝配，以免裝錯破壞傳動軸總成的動 平衡。 傳動軸的長度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設(shè)計決定。 設(shè)計時應(yīng)保證在傳動軸 長度處在最大值時，花鍵套與軸有足夠的配合長度；而在長度處在最小時不頂死。傳動軸夾 角的大小直接影響到萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均 勻性。 在長度一定時，傳動軸斷面尺寸的選擇應(yīng)保證傳動軸有足夠的強度和足夠高的臨界轉(zhuǎn) 速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，就是當傳動軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn) 象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉(zhuǎn)速。傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為 2 22 8 102.1 C cC k L dD n + ×= (4—13) 式中，n k 為傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速(r／min)；L C 為傳動軸長度(mm)，即兩萬向節(jié)中心之間的 距離；d c 和D c 分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑(mm)。 在設(shè)計傳動軸時，取安全系數(shù)K=n k ／n max =1.2～2.0，K=1．2用于精確動平衡、高精度的 伸縮花鍵及萬向節(jié)間隙比較小時，n max 為傳動軸的最高轉(zhuǎn)速(r／min)。 由式(4 —13)可知，在D c 和L c 相同時，實心軸比空心軸的臨界轉(zhuǎn)速低，且費材料。另外， 當傳動軸長度超過1．5m時，為了提高n k 以及總布置上的考慮，常將傳動軸斷開成兩根或三 根，萬向節(jié)用三個或四個，而在中間傳動軸上加設(shè)中間支承。 傳動軸軸管斷面尺寸除滿足臨界轉(zhuǎn)速的要求外，還應(yīng)保證有足夠的扭轉(zhuǎn)強度。軸管的扭 轉(zhuǎn)切應(yīng)力 τ c 應(yīng)滿足 )( 16 44 cC SC c dD TD ? = π τ ≤[ τ c ] (4—14) 式中，[ τ c ]為許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，為300MPa；其余符號同前。 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T h ，許用切應(yīng)力一般按安全系數(shù) 為2～3確定，即 3 16 h S h d T π τ = (4—15) 式中，d h 為花鍵軸的花鍵內(nèi)徑。 當傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵時，齒側(cè)擠壓應(yīng)力為 0 ) 2 )( 4 ( ' nL dDdD KT h hhhh S y ?+ =σ (4—16) 式中，K ′為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，K ′=1．3～1．4；D h 和d h 分別為花鍵外徑和內(nèi)徑；L h 為 花鍵的有效工作長度；n o 為花鍵齒數(shù)。 對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為2550MPa；對于不滑動花鍵， 齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為50～100MPa。 漸開線花鍵應(yīng)力的計算方法與矩形花鍵相似，只是計算的作用面是按其工作面的投影進 行。 傳動軸總成不平衡是傳動系彎曲振動的一個激勵源，當高速旋轉(zhuǎn)時，將產(chǎn)生明顯的振動 和噪聲。萬向節(jié)中十字軸的軸向竄動、傳動軸滑動花鍵中的間隙、傳動軸總成兩端連接處的 定心精度、高速回轉(zhuǎn)時傳動軸的彈性變形、傳動軸上點焊平衡片時的熱影響等因素，都能改 變傳動軸總成的不平衡度。提高滑動花鍵的耐磨性和萬向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動軸長 度增加其彎曲剛度，都能降低傳動軸的不平衡度。為了消除點焊平衡片的熱影響，應(yīng)在冷卻 后再進行動平衡檢驗。傳動軸的不平衡度，對于轎車，在3000～6000r／min時應(yīng)不大于25～ 35g·cm；對于貨車，在1000～4000r／mi n時不大于50～100g·cm。另外，傳動軸總成徑向 全跳動應(yīng)不大于0．5～0．8mm。 機械CAD收集整理:http://bbs.jxcad.com.cn 汽車技朮聯(lián)盟：johns_01 E-mail:johns_01@163.com 本資料來自網(wǎng)絡(luò)僅供參考使用，有涉及版權(quán)請來信告知刪除處理! 萬向傳動的運動和受力分析 一、單十字軸萬向節(jié)傳動 當十字軸萬向節(jié)的主動軸與從動軸存在一定夾角α 時，主動軸的角速度ω1與從動軸的角速度ω2之間存在如下關(guān)系 (4-1) 式中，φ1為主動軸轉(zhuǎn)角，定義為萬向節(jié)主動叉所在平面與萬向節(jié)主、從動軸所在平面的夾角。 由于cosα是周期為 2π 的周期函數(shù)，所以ω2／ω1，也為同周期的周期函數(shù)。當φ1為0、π時，ω2達最大值ω2max。且為ω1／cosα； 當φ1為 π／2、3π／2時， ω2有最小值ω2min。且為ω1 cosα。因此，當主動軸以等角速度轉(zhuǎn)動時，從動軸時快時慢，此即為普通十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性。 十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù) k 來表示 (4-2) 如不計萬向節(jié)的摩擦損失，主動軸轉(zhuǎn)矩T1和從動軸轉(zhuǎn)矩T2與各自相應(yīng)的角速度有關(guān)系式T1ω1= T2ω2，這樣有 (4-3) 顯然，當ω2／ω1最小時，從動軸上的轉(zhuǎn)矩為最大T2max=T1／cosα；當ω2／ω1最大時， 從動軸上的轉(zhuǎn)矩為最小T2min=T1cosα。當Tl與α一定時，T2在其最大值與最小值之間每一轉(zhuǎn)變化兩次； 具有夾角 α 的十字軸萬向節(jié)，僅在主動軸驅(qū)動轉(zhuǎn)矩和從動軸反轉(zhuǎn)矩的作用下是不能平衡的。這是因為這兩個轉(zhuǎn)矩作用在不同的平面內(nèi)，在不計萬向節(jié)慣性力矩時，它們的矢量互成一角度而不能自行封閉，此時在萬向節(jié)上必然還作用有另外的力偶矩。從萬向節(jié)叉與十字軸之間的約束關(guān)系分析可知，主動叉對十字軸的作用力偶矩，除主動軸驅(qū)動轉(zhuǎn)矩Tl，之外，還有作用在主動叉平面的彎曲力偶矩Tl′。同理，從動叉對十字軸也作用有從動軸反轉(zhuǎn)矩T2和作用在從動叉平面的彎曲力偶矩T2′。在這四個力矩作用下，使十字軸萬向節(jié)得以平衡。 下面僅討論主動叉在兩特殊位置時，附加彎曲力偶矩的大小及變化特點。 當主動叉 φl 處于 0 和 π 位置時(圖4—9a)， 由于 Tl 作用在十字軸平面，Tl′必為零；而 T2 的作用平面與十字軸不共平面，必有 T2′ 存在，且矢量 T2′ 垂直于矢量T2；合矢量 T2′+ T2 指向十字軸平面的法線方向，與 Tl 大小相等、方向相反。這樣，從動叉上的附加彎矩T2′= Tl sina。當主動叉 φl 處于π／2和3π／2位置時(圖4—9b)，同理可知T2′ =0，主動叉上的附加彎矩Tl′= Tl tana。 分析可知，附加彎矩的大小是在零與上述兩最大值之間變化，其變化周期為 π ，即每一轉(zhuǎn)變化兩次。附加彎矩可引起與萬向節(jié)相連零部件的彎曲振動，可在萬向節(jié)主、從動軸支承上引起周期性變化的徑向載荷，從而激起支承處的振動。因此，為了控制附加彎矩，應(yīng)避免兩軸之間的夾角過大。 二、雙十字軸萬向節(jié)傳動 當輸入軸與輸出軸之間存在夾角 α 時，單個十字軸萬向節(jié)的輸出軸相對于輸入軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬向節(jié)傳動，但必須保證同傳動軸相連的兩萬向節(jié)叉應(yīng)布置在同一平面內(nèi)，且使兩萬向節(jié)夾角 α1 與α2相等(圖4一10)。 在雙萬向節(jié)傳動中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應(yīng)軸的支承反力平衡。當輸入軸與輸出軸平行時(圖4—10a)，直接連接傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖4—10b中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動。當輸入軸與輸出軸相交時(圖4—10c)，傳動軸兩端萬向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖4—10d中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而對兩端的十字軸產(chǎn)生大小相等、方向相反的徑向力。此徑向力作用在滾針軸承碗的底部，并在輸入軸與輸出軸的支承上引起反力。 三、多十字軸萬向節(jié)傳動 多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉(zhuǎn)角差 Δφ 的計算公式與單萬向節(jié)相似，可寫成 (4—4) 式中，αe為多萬向節(jié)傳動的當量夾角；θ 為主動叉的初相位角；φ1 為主動軸轉(zhuǎn)角。 式(4—4)表明，多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的運動關(guān)系，如同具有夾角 αe 而主動叉具有初相位 θ 的單萬向節(jié)傳動。 假如多萬向節(jié)傳動的各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為 0 或 π／2，則當量夾角 αe 為 (4—5) 式中，α1、α2、α3…為各萬向節(jié)的夾角。 式中的正負號這樣確定：當?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負。 為使多萬向節(jié)傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，應(yīng)使αe =0。 萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會引起動力總成支承和懸架彈性元件的振動，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲及駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此，在設(shè)計多萬向節(jié)傳動時，總是希望其當量夾角 αe 盡可能小，一般設(shè)計時應(yīng)使空載和滿載兩種工況下的 αe 不大于3°另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值小加以限制。對于轎車，≤350rad／s2；對于貨車，≤600rad／s2。 四、等速萬向節(jié)傳動 在此僅分析目前在轎車上廣泛采用的Birfield型球籠式等速萬向節(jié)的運動情況。其等速傳動原理如圖4—7b所示，球形殼的內(nèi)表面有六條凹槽，形成外滾道；星形套外表面有相應(yīng)的六條凹槽，形成內(nèi)滾道。外滾道中心 A 與內(nèi)滾道中心 B 分別位于萬向節(jié)中心 O 的兩邊，且 OA=OB 。另外，鋼球中心 C 到 A、B 兩點的距離也相等，保持架的內(nèi)、外球面也以萬向節(jié)中心為球心，這樣∠COA=∠COB ，即兩軸相交任意交角 α 時，傳力鋼球都位于交角平分面上。此時鋼球中心到主、從動軸的距離 α 相等，從而保證了從動軸與主動軸以相等的角速度旋轉(zhuǎn)。 機械CAD收集整理: 汽車技朮聯(lián)盟：johns_01 E-mail:johns_01@ 本資料來自網(wǎng)絡(luò)僅供參考使用，有涉及版權(quán)請來信告知刪除處理! 概 述 萬向傳動軸由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還加裝中間支承。它主要用來在工作過程中相 對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。 萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng) 在允許范圍內(nèi)。 3)傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。 萬向傳動軸在汽車上應(yīng)用比較廣泛。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅(qū)動的汽車上，由于彈性 懸架的變形，變速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸的軸線相對位置經(jīng)常變化，所以普遍采 用十字軸萬向傳動軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，內(nèi)、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時多采 用等速萬向傳動軸。當后驅(qū)動橋為獨立懸架時，也必須采用萬向傳動軸。 萬向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)是 靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力的，可分成不等速萬向節(jié)(如十字軸式)、準等速萬向節(jié)(如雙 聯(lián)式、凸塊式、三銷軸式等)和等速萬向節(jié)(如球叉式、球籠式等)。撓性萬向節(jié)是靠彈性零 件傳遞動力的，具有緩沖減振作用。 不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時 角速度比傳遞運動，但平均角速度比為1的萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)是指在設(shè)計角度下工作時 以等于1的瞬時角速度比傳遞運動，而在其它角度下工作時瞬時角速度比近似等于1的萬向 節(jié)。輸出軸和輸入軸以等于1的瞬時角速度比傳遞運動的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。 機械CAD收集整理: 汽車技朮聯(lián)盟：johns_01 E-mail:johns_01@ 本資料來自網(wǎng)絡(luò)僅供參考使用，有涉及版權(quán)請來信告知刪除處理! 彈性元件的計算 一、鋼板彈簧 (一)鋼板彈簧的布置方案 鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設(shè)置附加的導向傳 力裝置，使結(jié)構(gòu)復雜、質(zhì)量加大，所以只在少數(shù)輕、微型車上應(yīng)用?？v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應(yīng)用。 縱置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸(橋)上的固定中心至鋼 板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式 鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因，或者鋼板彈簧在 汽車上的安裝位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達到改善軸荷分配的目的時，采用 不對稱式鋼板彈簧。 (二)鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 在進行鋼板彈簧計算之前，應(yīng)當知道下列初始條件：滿載靜止時汽車前、后軸(橋)負荷 G1、G2和簧下部分荷重Gu1＼Gu2，并據(jù)此計算出單個鋼板彈簧的載荷：Fw1= (G1-Gul)／2 和Fw2= (G2 —Gu2)／2，懸架的靜撓度 ，和動撓度 ，汽車的軸距等。 c f d f 1．滿載弧高 a f 滿載弧高 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)連線間的最大高度差(圖6 —11)。 用來保證汽車具有給定的高度。當 =0時，鋼板彈簧在對稱位置上工作。為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值， 常取 =10~20mm。 a f a f a f a f 圖6 —11 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 2．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，改善汽車平順性；在垂直剛度c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。推薦在下列范圍內(nèi)選用鋼板彈簧的長度：轎 車：L=(0．40～0．55)軸距；貨車前懸架：L=(0．26～0．35)軸距，后懸架：L=(0．35～0．45) 軸距。 3．鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 (1)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) δ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J 0。對于對稱鋼板彈簧 EcksLJ 48/])[( 3 0 δ?= (6-5) 式中，s為U形螺栓中心距(mm)；是為考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)(如剛性夾緊， 取k=0．5，撓性夾緊，取k=0)；c為鋼板彈簧垂直剛度(N／mm)，c=Fw／ ； δ為撓度增大系 數(shù)(先確定與主片等長的重疊片數(shù)n1，再估計一個總片數(shù)no，求得η =n1／no，然后用 δ=1．5 ／[1．04(1+0．5 η)]初定 δ)；E為材料的彈性模量。 c f 鋼板彈簧總截面系數(shù)Wo用下式計算 ][4/)]([ wW ksLFW σ?≥ (6-6) 式中，[ σ0]為許用彎曲應(yīng)力。 對于55SiMnVB或 60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦[ σw]在下列范圍內(nèi)選?。呵?彈簧和平衡懸架彈簧為350～450N／mm 2 ；后主簧為450～550N／mm 2 ；后副簧為220～250N／ mm 2 。 將式(6 —6)代人下式計算鋼板彈簧平均厚度hp c w p Ef ksL WJh 6 ][)( /2 2 00 σδ? == (6-7) 有了hp以后，再選鋼板彈簧的片寬b。增大片寬，能增加卷耳強度，但當車身受側(cè)向力 作用傾斜時，彈簧的扭曲應(yīng)力增大。前懸架用寬的彈簧片，會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角。片寬 選取過窄，又得增加片數(shù)，從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值b／ ／hp在6～10范圍內(nèi)選取。 (2)鋼板彈簧片厚h的選擇 矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩J。用下式計算 式中，n為鋼板彈簧片數(shù)。 由式(6 —8)可知，改變片數(shù)n、片寬b和片厚h三者之一，都影響到總慣性矩Jo的變化； 再結(jié)合式(6 —5)可知，總慣性矩J。的改變又會影響到鋼板彈簧垂直剛度c的變化，也就是影 響汽車的平順性變化。其中，片厚h的變化對鋼板彈簧總慣性矩J。影響最大。增加片厚h， 可以減少片數(shù)n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況，希望盡可能采用前者。但 因為主片工作條件惡劣，為了加強主片及卷耳，也常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時， 要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組。為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比 應(yīng)小于1．5。 最后，鋼板斷面尺寸b和h應(yīng)符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 (3)鋼板斷面形狀 矩形斷面鋼板彈簧的中性軸， 在鋼板斷面的對稱位置上(圖6 —12a)。 工作時一面受拉應(yīng)力，另一面受壓應(yīng)力作用，而且上、下表面的名義拉應(yīng)力和壓應(yīng)力的絕對 值相等。因材料抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應(yīng)力作用的一面首先產(chǎn)生疲勞斷裂。除 矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片(圖6 —12b、c、d)，其中性軸均上移，使受拉應(yīng)力作用 的一面的拉應(yīng)力絕對值減小，而受壓應(yīng)力作用的一面的壓應(yīng)力絕對值增大，從而改善了應(yīng)力 在斷面上的分布狀況，提高了鋼板彈簧的疲勞強度和節(jié)約近10％的材料。 圖6—12 葉片斷面形狀 a)矩形斷面 b)T形斷面 c)單面有拋物線邊緣斷面 d)單面有雙槽的斷面 (4)鋼板彈簧片數(shù)n 片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片間 的干摩擦，改善汽 車行駛平／頃性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料利用率變壞。多片 鋼板彈簧一般片數(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達20片。用變截面少片簧時，片數(shù)在1～ 4片之間選取。 (三)鋼板彈簧各片長度的確定 片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強度梁，形狀為菱形(兩個三角形)。將由兩 個三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小不同依次排列、 疊放到一起，就形成接近實用價值的鋼板彈簧。實際上的鋼板彈簧不可能是三角形，因為為 了將鋼板彈簧中部固定到車軸(橋)上和使兩卷耳處能可靠地傳遞力，必須使它們有一定的寬 度，因此應(yīng)該用中部為矩形的雙梯形鋼板彈簧(圖6 —13)替代三角形鋼板彈簧才有真正的實 用意義。這種鋼板彈簧各片具有相同的寬度，但長度不同。鋼板彈簧各片長度就是基于實際 鋼板各片展開圖接近梯形梁的形狀這一原則來作圖的。首先假設(shè)各片厚度不同，則具體進行 步驟如下： 先將各片厚度hi的立方值hi 3 按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上(圖6 —14)，再沿橫坐標 量出主片長度的一半L／2和U形螺栓中心距的一半s／2，得到A、B兩點，連接A、B即得到三 角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片上側(cè)邊的交點即為各片長度。如果存在與主片等長的 重疊片，就從B點到最后一個重疊片的上側(cè)邊端點連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即 為各片長度。各片實際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。 圖6 —13 雙梯形鋼板彈簧 圖6—14 確定鋼板彈簧各片長度的作圖法 (四)鋼板彈簧剛度驗算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù) δ、總慣性矩J。、片長和葉片端部形狀等的確定都不夠準 確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度的前提是，假定同一截面上各片曲率變化 值相同，各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的 彎矩。剛度驗算公式為 ? ? ? ? ? ? ? = ∑ = ++ n k kkk YYa E c 1 1 3 1 )( 6α (6-9) 其中， ；)( 111 ++ ?= kk lla ∑ = = k i i k J Y 1 1 ； ∑ + = + = 1 1 1 1 k i i k J Y 式中， α為經(jīng)驗修正系數(shù)， α=0．90～0．94；E為材料彈性模量；l1、l k+1，為主片和第(K+1) 片的一半長度。 式(6— 9)中主片的一半l1，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代人，求得的剛度值為 鋼板彈簧總成自由剛度cj；如果用有效長度，即l1’=(l1 —0．5ks)代人式(6—9)，求得的 剛度值是鋼板彈簧總成的夾緊剛度cz . (五)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 (1)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高Ho 鋼板彈簧各片裝配后， 在預壓縮和U形螺栓夾 緊前，其主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖6 —11)，稱為鋼板 彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H 0，用下式計算 )( 0 fffH ac Δ++= (6-9) 式中，fc 為靜撓度；fa 為滿載弧高；Δf 為鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化， 2 2 ))(3( L ffsLs f ca +? =Δ ；S為u形螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑Ro=L 2 ／8Ho。 圖6—15 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑 (2)鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后 的曲率半徑不同(圖6 —15)，裝配后各片產(chǎn)生預應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑 Ri。各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能 很好地貼緊，減少主片工作應(yīng)力，使各片壽命 接近。 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 式中，Ri 為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm)； R。 為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲 率半徑(mm)； σoi為各片彈簧的預應(yīng)力(N／mm2)；E為材料彈性模量(N／mm2)，取E=2．1X10 5 N ／mm2；hi為第i片的彈簧厚度(mm)。 在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下曲率半徑R。和各片彈簧預加應(yīng)力 σoi的條件下，可以 用式(6 —11)計算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。選取各片彈簧預應(yīng)力時，要求做到： 裝配前各片彈簧片間間隙相差不大，且裝配后各片能很好貼和；為保證主片及與其相鄰的長 片有足夠的使用壽命，應(yīng)適當降低主片及與其相鄰的長片的應(yīng)力。 為此，選取各片預應(yīng)力時，可分為下列兩種情況：對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預應(yīng) 力值不宜選取過大；對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預應(yīng)力可取大些。推薦主片在根部的 工作應(yīng)力與預應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在300 —350N／mm2內(nèi)選取。1～4片長片疊加負的預應(yīng) 力，短片疊加正的預應(yīng)力。預應(yīng)力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。 在確定各片預應(yīng)力時， 理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處預應(yīng)力所造成的彎矩Mi之代數(shù)和等于 零，即 如果第i片的片長為L；，則第i片彈簧的弧高為 (六)鋼板彈簧總成弧高的核算 由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri是經(jīng)選取預應(yīng)力 σoi后用式(6 —11)計算， 受其影響，裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式R。=L 2 ／8Ho計算的結(jié)果會不同。因此，需要 核算鋼板彈簧總成的弧高。 根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求 得等厚葉片彈簧的R。為 ∑ ∑ = = = n i i i n i i L RL R 1 1 )/( 1 (6-15) 式中，l為鋼板彈簧第i片長度。 鋼板彈簧總成弧高為 用式(6 —16)與用式(6 —10)計算的結(jié)果應(yīng)相近。如相差較多，可經(jīng)重新選用各片預應(yīng)力再行 核算。 (七)鋼板彈簧強度驗算 (1)緊急制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力 σ max用 下式計算 ])/()]([ 0211122max WllcllmG ++= ?σ (6-17) 式中， G1為作用在前輪上的垂直靜負荷；m1為制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)， 轎車： m1=1．2～1． 4， 貨車：m1=1．4～1．6；l1,l2為鋼板彈簧前、后段長度；φ為道路附著系數(shù)，取0．8；Wo 為鋼板彈簧總截面系數(shù)；c為彈簧固定點到路面的距離(圖6 —16)。 (2)汽車驅(qū)動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)最大應(yīng)力。 σmax用下 式計算 1220211211 /])/[()]([ bhMGWllcllmG man ??σ +++= (6-18) 式中，G 2為作用在后輪上的垂直靜負荷；m 2為驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：m 2’=1．25～ 1．30，貨車：m2’=1．1～1．2；φ為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；h1為鋼板彈簧土 片厚度。 此外，還應(yīng)當驗算汽車通過不平路面時鋼板彈簧的強度。許用應(yīng)力[f]取為1000N／mm2。 (3)鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 鋼板彈簧主片卷耳受力如圖6 —17所示。卷耳處 所受應(yīng)力，是由彎曲應(yīng)力和拉(壓)應(yīng)力合成的應(yīng)力 式中，F(xiàn)。為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度；h1為 主片厚度。 許用應(yīng)力[ σ)取為350N／mm 2 。 對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力， σz=Fx／bd，、 其中，F(xiàn)x為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；b為卷耳處葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑。 用30鋼或40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時，彈簧銷許用擠壓應(yīng)力[ σz]取為3～4N／mm 2 ；用20 鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其許用應(yīng)力[σ z]≤7～9N／mm2。 鋼板彈簧多數(shù)情況下采用55SiMnVB鋼或6 0Si2Mn鋼制造。常采用表面噴丸處理工藝和減 少表面脫碳層深度的措施來提高鋼板彈簧的壽命。表面噴丸處理有一般噴丸和應(yīng)力噴丸兩 種，后者可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng)力比前者大很多。 (八)少片彈簧 少片彈簧在輕型車和轎車上得到越來越多的應(yīng)用。其特點是葉片由等長、等寬、變截面 的1～3片葉片組成(圖6 —18)。利用變厚斷面來保持等強度特性，并比多片彈簧減少20％～ 40％的質(zhì)量。 片間放有減摩作用的塑料墊片，或做成只在端部接觸以減少片間摩擦。圖6 —19 所示單片變截面彈簧的端部CD段和中間夾緊部分AB段是厚度為h1和h2的等截面形， BC段為變 厚截面。BC段厚度可按拋物線形或線性變化。 (1) 按拋物線形變化 此時厚度hx隨長度的變化規(guī)律為hx=h2(x／12) 1/2 慣性矩 Jx=J 2 (x／1 2 ) 3／2 ，單片剛度為 ])/(1[ 6 3 2 3 2 klll EJ c + = ξ (6-20) 式中， E為材料的彈性模量；ξ為修正系數(shù)，取0．92；l，l 2如圖6 —19所示；J 2=(bh2 3 )／12， 其中b為鋼板寬； k=1-(h 1 ／h 2 ) 3 。 彈簧在拋物線區(qū)段內(nèi)各點應(yīng)力相等，其值為 2 2 2 6 bh lF S =σ 。 (2)按線性變化 由n片組成少片彈簧時，其總剛度為各片剛度之和，其應(yīng)力則按各片所承受的載荷分量 計算。少片彈簧的寬度，在布置允許的情況下盡可能取寬些， 以增強橫向剛度，常取 75~100mm。厚度hl>8mm，以保證足夠的抗剪強度并防止太薄而淬裂。h2取12 ~20mm。 二、扭桿彈簧 作為懸架彈性元件的 —種——扭桿彈簧的兩端分別與車架(車身)和導向臂連接。工作時 扭桿彈簧受扭轉(zhuǎn)力矩作用。扭桿彈簧在汽車上可以縱置、橫置或介于上述兩者之間。因扭桿 彈簧單位質(zhì)量儲能量比鋼板彈簧大許多，所以扭桿彈簧懸架質(zhì)量小(簧下質(zhì)量得以減少)，目 前在輕型客車、貨車上得到比較廣泛的應(yīng)用。除此之外，扭桿彈簧還有工作可靠、保養(yǎng)維修 容易等優(yōu)點。 扭桿彈簧可以按照斷面形狀或彈性元件數(shù)量的不同來分類。按照斷面形狀不同，扭桿彈 簧分為圓形、管形、片形等幾種。按照彈性元件數(shù)量不同，扭桿可分為單桿式(圖6 —20a、 b)或組合式兩種。組合式扭桿又有并聯(lián)(圖6 —20c、d)和串聯(lián)(圖6 —20e)兩種。端部做成花 鍵的圓形斷面扭桿，因工藝性良好和裝配容易而得到廣泛應(yīng)用，與管形扭桿比較材料利用不 夠合理是它的缺點。管形斷面扭桿有制造工藝比較復雜的缺點，但它也有材料利用合理和能 夠用來制作組合式扭桿的優(yōu)點。片形斷面扭桿在一片斷了以后仍能工作，所以工作可靠性好， 除此之外還有工藝性良好、彈性好、扭角大等優(yōu)點。片形斷面扭桿的材料利用不夠合理。組 合式扭桿能縮短彈性元件的長度，有利于在汽車上布置。采用圓斷面組合式扭桿時，可以用 2、4或6根組合形成的組合式扭桿。 下面以汽車上常用的圓形斷面扭桿為例，介紹扭桿彈簧的設(shè)計要點。 設(shè)計前應(yīng)當根據(jù)對汽車平順性的要求，先行選定懸架的剛度c。設(shè)計扭桿彈簧需要確定 的主要尺寸有扭桿直徑d和扭桿長度L(圖6 —21)。 τ 設(shè)計時應(yīng)當根據(jù)最大扭矩計算扭桿直徑d 式中，Mmax為扭桿承受的最大扭矩；τ 為扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，可取允許扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力代人計算。 扭桿的有效長度I用下式計算 )32/()( 4 n cGdL π= (6-22) 式中，G為切變模量，設(shè)計時取G=7．7X10 4 MPa；c n為扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度。 分析式(6 —22)可知：扭桿直徑d和有效長度L對扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度 cn有影響。增加扭桿直 徑d會使扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度 cn增大，因懸架剛度與扭桿扭轉(zhuǎn)剛度成正比，所以汽車平順性變壞； 而扭桿直徑d又必須滿足式(6 —21)的強度要求，不能隨意減小。增加扭桿有效長度L能減小 扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度 cn，使汽車平順性獲得改善，但過長的扭桿在汽車上布置有困難，此時宜采 用組合式扭桿。 常采用45CrNiMoVA、40 Cr、42CrMo、50CRV等彈簧鋼制造扭桿。為了提高疲勞強度，扭 桿需要經(jīng)預扭和噴丸處理。經(jīng)過預扭和噴丸處理的扭桿許用切應(yīng)力[ τ]可在800～900MPa范圍 內(nèi)選取，轎車可取上限，貨車宜取下限。 扭桿彈簧可分為端部、桿部和過渡段三部分。圓形扭桿使用有花鍵的端部占多數(shù)，這種 結(jié)構(gòu)在端部直徑較小時也能保證足夠的強度。為使端部和桿部壽命一樣，推薦端部直徑 D=(1．2～1．3)d，其中d為扭桿直徑；花鍵長度l=0．4D，端部花鍵一般采用漸開線花鍵。 從端部直徑到桿部直徑之間的一段稱為過渡段。為了使這段應(yīng)力集中降到最小，過渡段 的尺寸應(yīng)該是逐漸變化的。比較常用的方法是采用一個30°夾角的錐體，把端部和桿部連接 起來(圖6 —22a)，過渡段長Lg=(D —d)／2tanl5°，過渡圓角r=1．5d。 過渡段可以分為靠近直徑為D的花鍵端部的非有效部分和靠近直徑為d的桿部的有效部 分，即這一部分可以看作是扭桿工作長度的一部分，稱為有效長度Le對于如圖6 —22a所示結(jié) 構(gòu)，有效長度Le可用下式計算 ])()([ 3 32 D d D d D d L L g e ++= 有效長度Le也可以用圖6 —23所示線圖求出。 對于如圖6 —22b所示結(jié)構(gòu)，有效長度L，可用下式計算 過渡段圓弧半徑尺為 過渡段圓弧半徑尺為R 扭桿的工作長度L等于桿身長Lo再加上有效長度Le的兩倍，即 L=Lo+2Le 與扭桿花鍵連接的支座上的內(nèi)花鍵長度要求比扭桿上的外花鍵長度長些， 并且設(shè)計時還 應(yīng)保證內(nèi)花鍵的兩端長度都要超出扭桿花鍵長度。 有的扭桿端部采用直接鍛造出六角形的結(jié)構(gòu)。為了提高側(cè)邊的平直度，鍛后再進行精壓 加工。六角對邊的寬度B與扭桿直徑d之間要求保持B=(1．2～1．4)d的關(guān)系，以保證六角形 的端部有足夠的強度。 機械 CAD 收集整理 : 汽車技朮聯(lián)盟：johns_01 E-mail:johns_01@ 本資料來自網(wǎng)絡(luò)僅供參考使用，有涉及 版權(quán)請來信告知刪除處理 ! 汽車行駛系統(tǒng) ——彈簧減震器結(jié)構(gòu)圖解 汽車行駛系統(tǒng) ——彈簧減震器結(jié)構(gòu)圖解汽車行駛系統(tǒng) ——車輪和車 輞結(jié)構(gòu)圖解汽車行駛系統(tǒng) ——輪胎的結(jié)構(gòu)全面圖解汽車傳動系統(tǒng) ——傳動 系的種類圖解 汽車傳動系統(tǒng) ——離合器總成結(jié)構(gòu)圖解 汽車傳動系統(tǒng) —— 各類傳動的結(jié)構(gòu)圖解 獨立懸架與非獨立懸架示意圖 a. 獨立懸架 b. 非獨立懸架 汽車論壇, 汽車技術(shù), 汽車專業(yè), 汽車大學, 汽車電子, 汽車 |(m3O -E;`%p;o u&x,_ o o x4~ 獨立懸架如圖所示，其兩側(cè)車輪 安裝于斷開式車橋上，兩側(cè)車輪分別 獨立地與車架（或車身）彈性地連接，當一側(cè)車輪受沖擊，其運動不直接 影響到另一側(cè)車輪。非獨立懸架如圖所示。其兩側(cè)車輪安裝于一整體式車 橋上，當一側(cè)車輪受沖擊力時會直接影響到另一側(cè)車輪上。 汽車論壇, 汽車技術(shù), 汽車專業(yè), 汽車大學, 汽車電子, 汽車 s l(Q S k8x(V u   鋼板彈簧 bbs.autoage 1-卷耳 2- 彈簧夾 3-鋼板彈簧 4-中心螺栓 - 汽車時代_AutoAge.Com.Cn—— 中文汽車專業(yè)技術(shù)資訊網(wǎng)站第一門戶 6[ A M K @6` Z   鋼板彈簧可分為對稱式鋼板彈簧和非對稱 式鋼板彈簧，對稱式鋼板彈 簧其中心螺栓到兩端卷耳中心的距離相等如圖 (a)，不等的則為非對稱式 鋼板彈簧如圖（b ） 。鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對滑動而 產(chǎn)生摩擦，可促使車架的振動衰減， 起到減振器的作用。 扭桿彈簧 扭桿彈簧一般用鉻釩合金彈簧鋼制成。一端固 定在車架上，另一端上的擺 臂 2 與車輪相連。當車輪跳動時，擺臂繞扭桿軸線擺動，使扭桿產(chǎn)生扭轉(zhuǎn) 彈性變形，從而使車輪與車架的聯(lián)接成為彈性聯(lián)接。 汽車論壇, 汽車技術(shù), 汽車專業(yè), 汽車大學 ,汽車電子, 汽車:N W&i SG -]9k0o/p 空氣彈簧 6T3J Y!f t 空氣彈簧主要用橡膠件作為密閉容器，它分為 囊式和膜式兩種，工作氣壓 為 0.5～1Mpa 。這種彈簧隨著載荷的增加，容器內(nèi)壓縮空氣壓力升高，使 其彈簧剛度也隨之增加，載荷減少，彈簧剛度 也隨空氣壓力減少而下降， 具有有理想的變剛度彈性特性。 :L Q Z F a 油氣彈簧簡圖 油氣彈簧以氣體（化學性質(zhì)不太活潑的氣體－ 氮）作為彈性介質(zhì)，用油液 作為傳力介質(zhì)。簡單的油氣彈簧（如圖 4-62(a)所示）不帶油氣隔膜。目 前，這種彈簧多用于重型汽車，在部分轎車上也有采用的。 1-活塞桿 2-工作缸筒 3-活塞 4- 伸張閥 5-儲油缸筒 6-壓縮閥 7-補償閥 8-流通閥 9-導向座-10- 防塵罩 11-油封 $q-U r Z H%H -T,F&u(S | GtFa!c 橫向穩(wěn)定器的安裝 汽車論壇, 汽車技術(shù) 橫向穩(wěn)定桿由彈簧鋼制成，呈扁平的 U 形，橫向安裝在汽車前端或后端 （有 轎的車在前后都裝橫向穩(wěn)定器） 。彈性的穩(wěn)定桿產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)內(nèi)力矩會阻礙懸 架彈簧的變形，減少了車身的橫向傾斜和橫向角振動。