汽車設(shè)計(jì) 全系列傳動(dòng)

汽車設(shè)計(jì) 全系列傳動(dòng),汽車設(shè)計(jì),全系列傳動(dòng),汽車,設(shè)計(jì),系列,傳動(dòng) 機(jī)械CAD收集整理: 汽車技朮聯(lián)盟：johns_01 E-mail:johns_01@ 本資料來(lái)自網(wǎng)絡(luò)僅供參考使用，有涉及版權(quán)請(qǐng)來(lái)信告知?jiǎng)h除處理! 彈性元件的計(jì)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?yàn)橐獋鬟f縱向力，必須設(shè)置附加的導(dǎo)向傳 力裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，所以只在少數(shù)輕、微型車上應(yīng)用。縱置鋼板彈簧能傳遞各 種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，故在汽車上得到廣泛應(yīng)用。 縱置鋼板彈簧又有對(duì)稱式與不對(duì)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(duì)稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對(duì)稱式 鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車采用對(duì)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(dòng)，又要改變軸距或者通過(guò)變化軸距達(dá)到改善軸荷分配的目的時(shí)，采用 不對(duì)稱式鋼板彈簧。 (二)鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 在進(jìn)行鋼板彈簧計(jì)算之前，應(yīng)當(dāng)知道下列初始條件：滿載靜止時(shí)汽車前、后軸(橋)負(fù)荷 G1、G2和簧下部分荷重Gu1＼Gu2，并據(jù)此計(jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷：Fw1= (G1-Gul)／2 和Fw2= (G2 —Gu2)／2，懸架的靜撓度 ，和動(dòng)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(shí)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(lái)保證汽車具有給定的高度。當(dāng) =0時(shí)，鋼板彈簧在對(duì)稱位置上工作。為了在車架高度已限定時(shí)能得到足夠的動(dòng)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(zhǎng)度L的確定 鋼板彈簧長(zhǎng)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(zhǎng)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(shí)，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(shí)，能減少車輪扭轉(zhuǎn) 力矩所引起的彈簧變形；選用長(zhǎng)些的鋼板彈簧，會(huì)在汽車上布置時(shí)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(zhǎng)些。推薦在下列范圍內(nèi)選用鋼板彈簧的長(zhǎng)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(qiáng)度等，可按等截面簡(jiǎn)支梁的計(jì)算公 式計(jì)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(jiǎn)支梁公式計(jì)算鋼板彈 簧所需要的總慣性矩J 0。對(duì)于對(duì)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(wú)效長(zhǎng)度系數(shù)(如剛性?shī)A緊， 取k=0．5，撓性?shī)A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(zhǎng)的重疊片數(shù)n1，再估計(jì)一個(gè)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(jì)算 ][4/)]([ wW ksLFW σ?≥ (6-6) 式中，[ σ0]為許用彎曲應(yīng)力。 對(duì)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(jì)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(qiáng)度，但當(dāng)車身受側(cè)向力 作用傾斜時(shí)，彈簧的扭曲應(yīng)力增大。前懸架用寬的彈簧片，會(huì)影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角。片寬 選取過(guò)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(jì)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(huì)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(duì)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?yàn)橹髌ぷ鳁l件惡劣，為了加強(qiáng)主片及卷耳，也常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時(shí)， 要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過(guò)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(guó)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(duì)稱位置上(圖6 —12a)。 工作時(shí)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(duì) 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(duì)值減小，而受壓應(yīng)力作用的一面的壓應(yīng)力絕對(duì)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(qiáng)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(qiáng)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(dá)20片。用變截面少片簧時(shí)，片數(shù)在1～ 4片之間選取。 (三)鋼板彈簧各片長(zhǎng)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(qiáng)度梁，形狀為菱形(兩個(gè)三角形)。將由兩 個(gè)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(zhǎng)度大小不同依次排列、 疊放到一起，就形成接近實(shí)用價(jià)值的鋼板彈簧。實(shí)際上的鋼板彈簧不可能是三角形，因?yàn)闉?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(shí) 用意義。這種鋼板彈簧各片具有相同的寬度，但長(zhǎng)度不同。鋼板彈簧各片長(zhǎng)度就是基于實(shí)際 鋼板各片展開(kāi)圖接近梯形梁的形狀這一原則來(lái)作圖的。首先假設(shè)各片厚度不同，則具體進(jìn)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(biāo)繪制在圖上(圖6 —14)，再沿橫坐標(biāo) 量出主片長(zhǎng)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(diǎn)，連接A、B即得到三 角形的鋼板彈簧展開(kāi)圖。AB線與各葉片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長(zhǎng)度。如果存在與主片等長(zhǎng)的 重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊端點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即 為各片長(zhǎng)度。各片實(shí)際長(zhǎng)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(zhǎng)度的作圖法 (四)鋼板彈簧剛度驗(yàn)算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù) δ、總慣性矩J。、片長(zhǎng)和葉片端部形狀等的確定都不夠準(zhǔn) 確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)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(shí)該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的 彎矩。剛度驗(yàn)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(yàn)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(zhǎng)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(zhǎng)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(jì)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(yù)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(jì)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(zhǎng)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(yù)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(yù)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(yù)加應(yīng)力 σoi的條件下，可以 用式(6 —11)計(jì)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(yù)應(yīng)力時(shí)，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(zhǎng) 片有足夠的使用壽命，應(yīng)適當(dāng)降低主片及與其相鄰的長(zhǎng)片的應(yīng)力。 為此，選取各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，可分為下列兩種情況：對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧，各片預(yù)應(yīng) 力值不宜選取過(guò)大；對(duì)于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預(yù)應(yīng)力可取大些。推薦主片在根部的 工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在300 —350N／mm2內(nèi)選取。1～4片長(zhǎng)片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng) 力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長(zhǎng)片到短片由負(fù)值逐漸遞增至正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)， 理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處預(yù)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(zhǎng)為L(zhǎng)；，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(yù)應(yīng)力 σoi后用式(6 —11)計(jì)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(jì)算的結(jié)果會(huì)不同。因此，需要 核算鋼板彈簧總成的弧高。 根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)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(zhǎng)度。 鋼板彈簧總成弧高為 用式(6 —16)與用式(6 —10)計(jì)算的結(jié)果應(yīng)相近。如相差較多，可經(jīng)重新選用各片預(yù)應(yīng)力再行 核算。 (七)鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 (1)緊急制動(dòng)時(shí)，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(jì)算 ])/()]([ 0211122max WllcllmG ++= ?σ (6-17) 式中， G1為作用在前輪上的垂直靜負(fù)荷；m1為制動(dòng)時(shí)前軸負(fù)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(zhǎng)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(diǎn)到路面的距離(圖6 —16)。 (2)汽車驅(qū)動(dòng)時(shí)，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(jì)算 1220211211 /])/[()]([ bhMGWllcllmG man ??σ +++= (6-18) 式中，G 2為作用在后輪上的垂直靜負(fù)荷；m 2為驅(qū)動(dòng)時(shí)后軸負(fù)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(dāng)驗(yàn)算汽車通過(guò)不平路面時(shí)鋼板彈簧的強(qiáng)度。許用應(yīng)力[f]取為1000N／mm2。 (3)鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強(qiáng)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(duì)鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)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(shí)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(shí)，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(lái)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(lái)越多的應(yīng)用。其特點(diǎn)是葉片由等長(zhǎng)、等寬、變截面 的1～3片葉片組成(圖6 —18)。利用變厚斷面來(lái)保持等強(qiáng)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(shí)厚度hx隨長(zhǎng)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(diǎn)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(shí)，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(jì)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(qiáng)橫向剛度，常取 75~100mm。厚度hl>8mm，以保證足夠的抗剪強(qiáng)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(dǎo)向臂連接。工作時(shí) 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?jī)?chǔ)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(diǎn)。 扭桿彈簧可以按照斷面形狀或彈性元件數(shù)量的不同來(lái)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(diǎn)。管形斷面扭桿有制造工藝比較復(fù)雜的缺點(diǎn)，但它也有材料利用合理和能 夠用來(lái)制作組合式扭桿的優(yōu)點(diǎn)。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(diǎn)。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(zhǎng)度，有利于在汽車上布置。采用圓斷面組合式扭桿時(shí)，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(jì)要點(diǎn)。 設(shè)計(jì)前應(yīng)當(dāng)根據(jù)對(duì)汽車平順性的要求，先行選定懸架的剛度c。設(shè)計(jì)扭桿彈簧需要確定 的主要尺寸有扭桿直徑d和扭桿長(zhǎng)度L(圖6 —21)。 τ 設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)當(dāng)根據(jù)最大扭矩計(jì)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(jì)算。 扭桿的有效長(zhǎng)度I用下式計(jì)算 )32/()( 4 n cGdL π= (6-22) 式中，G為切變模量，設(shè)計(jì)時(shí)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(zhǎng)度L對(duì)扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度 cn有影響。增加扭桿直 徑d會(huì)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(qiáng)度要求，不能隨意減小。增加扭桿有效長(zhǎng)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(guò)長(zhǎng)的扭桿在汽車上布置有困難，此時(shí)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(qiáng)度，扭 桿需要經(jīng)預(yù)扭和噴丸處理。經(jīng)過(guò)預(yù)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(guò)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(shí)也能保證足夠的強(qiáng)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(zhǎng)度l=0．4D，端部花鍵一般采用漸開(kāi)線花鍵。 從端部直徑到桿部直徑之間的一段稱為過(guò)渡段。為了使這段應(yīng)力集中降到最小，過(guò)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(gè)30°夾角的錐體，把端部和桿部連接 起來(lái)(圖6 —22a)，過(guò)渡段長(zhǎng)Lg=(D —d)／2tanl5°，過(guò)渡圓角r=1．5d。 過(guò)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(zhǎng)度的一部分，稱為有效長(zhǎng)度Le對(duì)于如圖6 —22a所示結(jié) 構(gòu)，有效長(zhǎng)度Le可用下式計(jì)算 ])()([ 3 32 D d D d D d L L g e ++= 有效長(zhǎng)度Le也可以用圖6 —23所示線圖求出。 對(duì)于如圖6 —22b所示結(jié)構(gòu)，有效長(zhǎng)度L，可用下式計(jì)算 過(guò)渡段圓弧半徑尺為 過(guò)渡段圓弧半徑尺為R 扭桿的工作長(zhǎng)度L等于桿身長(zhǎng)Lo再加上有效長(zhǎng)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(zhǎng)度要求比扭桿上的外花鍵長(zhǎng)度長(zhǎng)些， 并且設(shè)計(jì)時(shí)還 應(yīng)保證內(nèi)花鍵的兩端長(zhǎng)度都要超出扭桿花鍵長(zhǎng)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(jìn)行精壓 加工。六角對(duì)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(qiáng)度。