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機械 CAD 收集整:機械 CAD 收集整: 汽技朮盟：johns_01 汽技朮盟：johns_01 E-mail:johns_01163.com E-mail:johns_01163.com 本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處! 本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處! 传动轴结构分析与设计 传动轴结构分析与设计 传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。 传动轴中一般设有由 滑动叉和花键轴组成的滑动花键， 以实现传动长度的变化。 为了减小滑动花键的轴向滑动阻 力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层；有的则在花键槽中放入滚针、滚柱或 滚珠等滚动元件， 以滚动摩擦代替滑动摩擦， 提高传动效率。 但这种结构较复杂， 成本较高。 有时对于有严重冲击载荷的传动， 还采用具有弹性的传动轴。 传动轴上的花键应有润滑及防 尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错破坏传动轴总成的动 平衡。 传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总布置设计决定。 设计时应保证在传动轴 长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹 角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、 万向传动的效率和十字轴旋转的不均 匀性。 在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转 速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现 象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速为 2 22 8 102 . 1 C cC k L dD n + = (413) 式中，nk为传动轴的临界转速(rmin)；LC为传动轴长度(mm)，即两万向节中心之间的 距离；dc和Dc分别为传动轴轴管的内、外径(mm)。 在设计传动轴时，取安全系数K=nknmax=1.22.0，K=12用于精确动平衡、高精度的 伸缩花键及万向节间隙比较小时，nmax为传动轴的最高转速(rmin)。 由式(413)可知，在Dc和Lc相同时，实心轴比空心轴的临界转速低，且费材料。另外， 当传动轴长度超过15m时，为了提高nk以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根或三 根，万向节用三个或四个，而在中间传动轴上加设中间支承。 传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外， 还应保证有足够的扭转强度。 轴管的扭 转切应力 c 应满足 )( 16 44 cC SC c dD TD = c (414) 式中，c为许用扭转切应力，为300MPa；其余符号同前。 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转切应力Th，许用切应力一般按安全系数 为23确定，即 3 16 h S h d T = (415) 式中，dh为花键轴的花键内径。 当传动轴滑动花键采用矩形花键时，齿侧挤压应力为 0 ) 2 )( 4 ( nL dDdD KT h hhhh S y + = (416) 式中，K为花键转矩分布不均匀系数，K=1314；Dh和dh分别为花键外径和内径；Lh为 花键的有效工作长度；no 为花键齿数。 对于齿面硬度大于35HRC的滑动花键，齿侧许用挤压应力为2550MPa；对于不滑动花键， 齿侧许用挤压应力为50100MPa。 渐开线花键应力的计算方法与矩形花键相似，只是计算的作用面是按其工作面的投影进 行。 传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源，当高速旋转时，将产生明显的振动 和噪声。万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴滑动花键中的间隙、传动轴总成两端连接处的 定心精度、高速回转时传动轴的弹性变形、传动轴上点焊平衡片时的热影响等因素，都能改 变传动轴总成的不平衡度。 提高滑动花键的耐磨性和万向节花键的配合精度、 缩短传动轴长 度增加其弯曲刚度，都能降低传动轴的不平衡度。为了消除点焊平衡片的热影响，应在冷却 后再进行动平衡检验。传动轴的不平衡度，对于轿车，在30006000rmin时应不大于25 35gcm；对于货车，在10004000rmin时不大于50100gcm。另外，传动轴总成径向 全跳动应不大于0508mm。 機械CAD收集整理: 汽車技朮聯盟：johns_01 E-mail:johns_01163.com本資料來自網絡僅供參考使用，有涉及版權請來信告知刪除處理! 万向传动的运动和受力分析 一、单十字轴万向节传动 当十字轴万向节的主动轴与从动轴存在一定夹角 时，主动轴的角速度1与从动轴的角速度2之间存在如下关系 (4-1)式中，1为主动轴转角，定义为万向节主动叉所在平面与万向节主、从动轴所在平面的夹角。 由于cos是周期为 2 的周期函数，所以21，也为同周期的周期函数。当1为0、时，2达最大值2max。且为1cos； 当1为 2、32时， 2有最小值2min。且为1 cos。因此，当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此即为普通十字轴万向节传动的不等速性。 十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数 k 来表示 (4-2) 如不计万向节的摩擦损失，主动轴转矩T1和从动轴转矩T2与各自相应的角速度有关系式T11= T22，这样有 (4-3) 显然，当21最小时，从动轴上的转矩为最大T2max=T1cos；当21最大时，从动轴上的转矩为最小T2min=T1cos。当Tl与一定时，T2在其最大值与最小值之间每一转变化两次； 具有夹角 的十字轴万向节，仅在主动轴驱动转矩和从动轴反转矩的作用下是不能平衡的。这是因为这两个转矩作用在不同的平面内，在不计万向节惯性力矩时，它们的矢量互成一角度而不能自行封闭，此时在万向节上必然还作用有另外的力偶矩。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉对十字轴的作用力偶矩，除主动轴驱动转矩Tl，之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力偶矩Tl。同理，从动叉对十字轴也作用有从动轴反转矩T2和作用在从动叉平面的弯曲力偶矩T2。在这四个力矩作用下，使十字轴万向节得以平衡。 下面仅讨论主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力偶矩的大小及变化特点。 当主动叉 l 处于 0 和 位置时(图49a)， 由于 Tl 作用在十字轴平面，Tl必为零；而 T2 的作用平面与十字轴不共平面，必有 T2 存在，且矢量 T2 垂直于矢量T2；合矢量T2+ T2 指向十字轴平面的法线方向，与 Tl 大小相等、方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩T2= Tl sina。当主动叉 l 处于2和32位置时(图49b)，同理可知T2 =0，主动叉上的附加弯矩Tl= Tl tana。分析可知，附加弯矩的大小是在零与上述两最大值之间变化，其变化周期为 ，即每一转变化两次。附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，可在万向节主、从动轴支承上引起周期性变化的径向载荷，从而激起支承处的振动。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。 二、双十字轴万向节传动 当输入轴与输出轴之间存在夹角 时，单个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴是不等速旋转的。为使处于同一平面的输出轴与输入轴等速旋转，可采用双万向节传动，但必须保证同传动轴相连的两万向节叉应布置在同一平面内，且使两万向节夹角 1 与2相等(图4一10)。在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支承反力平衡。当输入轴与输出轴平行时(图410a)，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，传动轴发生如图410b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴相交时(图410c)，传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图410d中双点划线所示的弹性弯曲，从而对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力。此径向力作用在滚针轴承碗的底部，并在输入轴与输出轴的支承上引起反力。 三、多十字轴万向节传动 多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差 的计算公式与单万向节相似，可写成 (44)式中，e为多万向节传动的当量夹角； 为主动叉的初相位角；1 为主动轴转角。 式(44)表明，多万向节传动输出轴与输入轴的运动关系，如同具有夹角 e 而主动叉具有初相位 的单万向节传动。 假如多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为 0 或 2，则当量夹角 e 为 (45)式中，1、2、3为各万向节的夹角。 式中的正负号这样确定：当第一万向节的主动叉处在各轴轴线所在的平面内，在其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面重合定义为正，与此平面垂直定义为负。 为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，应使e =0。 万向节传动输出轴与输入轴的转角差会引起动力总成支承和悬架弹性元件的振动，还能引起与输出轴相连齿轮的冲击和噪声及驾驶室内的谐振噪声。因此，在设计多万向节传动时，总是希望其当量夹角 e 尽可能小，一般设计时应使空载和满载两种工况下的 e 不大于3另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值小加以限制。对于轿车，350rads2；对于货车，600rads2。 四、等速万向节传动在此仅分析目前在轿车上广泛采用的Birfield型球笼式等速万向节的运动情况。其等速传动原理如图47b所示，球形壳的内表面有六条凹槽，形成外滚道；星形套外表面有相应的六条凹槽，形成内滚道。外滚道中心 A 与内滚道中心 B 分别位于万向节中心 O 的两边，且 OA=OB 。另外，钢球中心 C 到 A、B 两点的距离也相等，保持架的内、外球面也以万向节中心为球心，这样COA=COB ，即两轴相交任意交角 时，传力钢球都位于交角平分面上。此时钢球中心到主、从动轴的距离 相等，从而保证了从动轴与主动轴以相等的角速度旋转。機械 CAD 收集整:機械 CAD 收集整: 汽技朮盟：johns_01 汽技朮盟：johns_01 E-mail:johns_01163.com E-mail:johns_01163.com 本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處! 本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處! 弹性元件的计算 弹性元件的计算 一、钢板弹簧 一、钢板弹簧 (一)钢板弹簧的布置方案 钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。 后者因为要传递纵向力， 必须设置附加的导向传 力装置，使结构复杂、质量加大，所以只在少数轻、微型车上应用。纵置钢板弹簧能传递各 种力和力矩，并且结构简单，故在汽车上得到广泛应用。 纵置钢板弹簧又有对称式与不对称式之分。钢板弹簧中部在车轴(桥)上的固定中心至钢 板弹簧两端卷耳中心之间的距离若相等，则为对称式钢板弹簧；若不相等，则称为不对称式 钢板弹簧。多数情况下汽车采用对称式钢板弹簧。由于整车布置上的原因，或者钢板弹簧在 汽车上的安装位置不动， 又要改变轴距或者通过变化轴距达到改善轴荷分配的目的时， 采用 不对称式钢板弹簧。 (二)钢板弹簧主要参数的确定 在进行钢板弹簧计算之前，应当知道下列初始条件：满载静止时汽车前、后轴(桥)负荷 G1、G2和簧下部分荷重Gu1Gu2，并据此计算出单个钢板弹簧的载荷：Fw1= (G1-Gul)2 和Fw2= (G2Gu2)2，悬架的静挠度，和动挠度，汽车的轴距等。 c f d f 1满载弧高 a f 满载弧高是指钢板弹簧装到车轴(桥)上， 汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端(不 包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差(图611)。用来保证汽车具有给定的高度。当 = =0时，钢板弹簧在对称位置上工作。为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值， 常取= =1020mm。 a f a f a f a f 图 611 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 2钢板弹簧长度L的确定 钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。 增加钢板弹簧长度L能显著降低 弹簧应力，提高使用寿命；降低弹簧刚度，改善汽车平顺性；在垂直刚度c给定的条件下， 又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。 钢板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转 角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转 力矩所引起的弹簧变形；选用长些的钢板弹簧，会在汽车上布置时产生困难。原则上在总布 置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。推荐在下列范围内选用钢板弹簧的长度：轿 车： L=(0 400 55)轴距； 货车前悬架： L=(0 260 35)轴距， 后悬架： L=(0 350 45) 轴距。 3钢板断面尺寸及片数的确定 (1)钢板断面宽度b的确定 有关钢板弹簧的刚度、 强度等， 可按等截面简支梁的计算公 式计算，但需引入挠度增大系数加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹 簧所需要的总惯性矩J0。对于对称钢板弹簧 EcksLJ48/ )( 3 0 = (6-5) 式中，s为U形螺栓中心距(mm)；是为考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数(如刚性夹紧， 取k=05，挠性夹紧，取k=0)；c为钢板弹簧垂直刚度(Nmm)，c=Fw；为挠度增大系 数(先确定与主片等长的重叠片数n1，再估计一个总片数no，求得=n1no，然后用=15 104(1+05)初定)；E为材料的弹性模量。 c f 钢板弹簧总截面系数Wo用下式计算 4/)( wW ksLFW (6-6) 式中，0为许用弯曲应力。 对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐w在下列范围内选取：前 弹簧和平衡悬架弹簧为350450Nmm 2；后主簧为450550Nmm2；后副簧为220250N mm 2。 将式(66)代人下式计算钢板弹簧平均厚度hp c w p Ef ksL WJh 6 )( /2 2 00 = (6-7) 有了hp以后，再选钢板弹簧的片宽b。增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力 作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。片宽 选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦和弹簧的总厚。推荐片宽与片厚的比值b hp在610范围内选取。 (2)钢板弹簧片厚h的选择 矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩J。用下式计算 式中，n为钢板弹簧片数。 由式(68)可知，改变片数n、片宽b和片厚h三者之一，都影响到总惯性矩Jo的变化； 再结合式(65)可知，总惯性矩J。的改变又会影响到钢板弹簧垂直刚度c的变化，也就是影 响汽车的平顺性变化。其中，片厚h的变化对钢板弹簧总惯性矩J。影响最大。增加片厚h， 可以减少片数n。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者。但 因为主片工作条件恶劣， 为了加强主片及卷耳， 也常将主片加厚， 其余各片厚度稍薄。 此时， 要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。 为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比 应小于15。 最后，钢板断面尺寸b和h应符合国产型材规格尺寸。 (3)钢板断面形状 矩形断面钢板弹簧的中性轴， 在钢板断面的对称位置上(图612a)。 工作时一面受拉应力，另一面受压应力作用，而且上、下表面的名义拉应力和压应力的绝对 值相等。因材料抗拉性能低于抗压性能，所以在受拉应力作用的一面首先产生疲劳断裂。除 矩形断面以外的其它断面形状的叶片(图612b、c、d)，其中性轴均上移，使受拉应力作用 的一面的拉应力绝对值减小， 而受压应力作用的一面的压应力绝对值增大， 从而改善了应力 在断面上的分布状况，提高了钢板弹簧的疲劳强度和节约近10的材料。 图612 叶片断面形状 a)矩形断面 b)T形断面 c)单面有抛物线边缘断面 d)单面有双槽的断面 (4)钢板弹簧片数n 片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片间的干摩擦，改善汽 车行驶平顷性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料利用率变坏。多片 钢板弹簧一般片数在614片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片簧时，片数在1 4片之间选取。 (三)钢板弹簧各片长度的确定 片厚不变宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁， 形状为菱形(两个三角形)。 将由两 个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相同的若干片，然后按照长度大小不同依次排列、 叠放到一起，就形成接近实用价值的钢板弹簧。实际上的钢板弹簧不可能是三角形，因为为 了将钢板弹簧中部固定到车轴(桥)上和使两卷耳处能可靠地传递力， 必须使它们有一定的宽 度，因此应该用中部为矩形的双梯形钢板弹簧(图613)替代三角形钢板弹簧才有真正的实 用意义。这种钢板弹簧各片具有相同的宽度，但长度不同。钢板弹簧各片长度就是基于实际 钢板各片展开图接近梯形梁的形状这一原则来作图的。 首先假设各片厚度不同， 则具体进行 步骤如下： 先将各片厚度hi的立方值hi 3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上(图614)， 再沿横坐标 量出主片长度的一半L2和U形螺栓中心距的一半s2，得到A、B两点，连接A、B即得到三 角形的钢板弹簧展开图。 AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度。 如果存在与主片等长的 重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边端点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即 为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。 图 613 双梯形钢板弹簧 图614 确定钢板弹簧各片长度的作图法 (四)钢板弹簧刚度验算 在此之前，有关挠度增大系数、总惯性矩J。、片长和叶片端部形状等的确定都不够准 确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度的前提是，假定同一截面上各片曲率变化 值相同， 各片所承受的弯矩正比于其惯性矩， 同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的 弯矩。刚度验算公式为 = = + n k kkk YYa E c 1 1 3 1 )( 6 (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，为经验修正系数，=090094；E为材料弹性模量；l1、lk+1，为主片和第(K+1) 片的一半长度。 式(69)中主片的一半l1， 如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代人， 求得的刚度值为 钢板弹簧总成自由刚度cj；如果用有效长度，即l1=(l105ks)代人式(69)，求得的 刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度cz . (五)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 (1)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho 钢板弹簧各片装配后， 在预压缩和U形螺栓夹 紧前，其主片上表面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差(图611)，称为钢板 弹簧总成在自由状态下的弧高H0，用下式计算 )( 0 fffH ac += (6-9) 式中，fc为静挠度；fa为满载弧高；f为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化， 2 2 )(3( L ffsLs f ca + =；S为u形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径Ro=L 28Ho。 图615 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径 (2)钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后 的曲率半径不同(图615)，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径 Ri。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能 很好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近。 矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定 式中，Ri为第i片弹簧自由状态下的曲率半径(mm)；R。为钢板弹簧总成在自由状态下的曲 率半径(mm)；oi为各片弹簧的预应力(Nmm2)；E为材料弹性模量(Nmm2)，取E=21X10 5N mm2；hi为第i片的弹簧厚度(mm)。 在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径R。和各片弹簧预加应力oi的条件下，可以 用式(611)计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径Ri。 选取各片弹簧预应力时， 要求做到： 装配前各片弹簧片间间隙相差不大， 且装配后各片能很好贴和； 为保证主片及与其相邻的长 片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。 为此，选取各片预应力时，可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应 力值不宜选取过大；对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。推荐主片在根部的 工作应力与预应力叠加后的合成应力在300350Nmm2内选取。14片长片叠加负的预应 力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。 在确定各片预应力时， 理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩Mi之代数和等于 零，即 如果第i片的片长为L；，则第i片弹簧的弧高为 (六)钢板弹簧总成弧高的核算 由于钢板弹簧叶片在自由状态下的曲率半径Ri是经选取预应力oi后用式(611)计算， 受其影响，装配后钢板弹簧总成的弧高与用式R。=L 28Ho计算的结果会不同。因此，需要 核算钢板弹簧总成的弧高。 根据最小势能原理， 钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态， 由此可求 得等厚叶片弹簧的R。为 = = = n i i i n i i L RL R 1 1 )/( 1 (6-15) 式中，l为钢板弹簧第i片长度。 钢板弹簧总成弧高为 用式(616)与用式(610)计算的结果应相近。 如相差较多， 可经重新选用各片预应力再行 核算。 (七)钢板弹簧强度验算 (1)紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力 max用 下式计算 )/()( 0211122max WllcllmG+= (6-17) 式中， G1为作用在前轮上的垂直静负荷； m1为制动时前轴负荷转移系数， 轿车： m1=1 21 4， 货车：m1=1416；l1,l2为钢板弹簧前、后段长度；为道路附着系数，取08；Wo 为钢板弹簧总截面系数；c为弹簧固定点到路面的距离(图616)。 (2)汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力。max用下 式计算 1220211211 /)/()(bhMGWllcllmG man += (6-18) 式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷；m2为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：m2=125 130，货车：m2=1112；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；h1为钢板弹簧土 片厚度。 此外， 还应当验算汽车通过不平路面时钢板弹簧的强度。 许用应力f取为1000Nmm2。 (3)钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算 钢板弹簧主片卷耳受力如图617所示。 卷耳处 所受应力，是由弯曲应力和拉(压)应力合成的应力 式中，F。为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；h1为 主片厚度。 许用应力)取为350Nmm 2。 对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力，z=Fxbd，、 其中，Fx为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳处叶片宽；d为钢板弹簧销直径。 用30钢或40钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力z取为34Nmm 2；用20 钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其许用应力z79Nmm2。 钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造。常采用表面喷丸处理工艺和减 少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两 种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。 (八)少片弹簧 少片弹簧在轻型车和轿车上得到越来越多的应用。其特点是叶片由等长、等宽、变截面 的13片叶片组成(图618)。利用变厚断面来保持等强度特性，并比多片弹簧减少20 40的质量。 片间放有减摩作用的塑料垫片， 或做成只在端部接触以减少片间摩擦。 图619 所示单片变截面弹簧的端部CD段和中间夹紧部分AB段是厚度为h1和h2的等截面形， BC段为变 厚截面。BC段厚度可按抛物线形或线性变化。 (1) 按抛物线形变化 此时厚度hx随长度的变化规律为hx=h2(x12) 1/2惯性矩 Jx=J2(x12) 32，单片刚度为 )/(1 6 3 2 3 2 klll EJ c + = (6-20) 式中，E为材料的弹性模量；为修正系数，取092；l，l2如图619所示；J2=(bh2 3)12， 其中b为钢板宽；k=1-(h1h2) 3。 弹簧在抛物线区段内各点应力相等，其值为 2 2 2 6 bh lFS =。 (2)按线性变化 由n片组成少片弹簧时， 其总刚度为各片刚度之和， 其应力则按各片所承受的载荷分量 计算。少片弹簧的宽度，在布置允许的情况下尽可能取宽些， 以增强横向刚度，常取 75100mm。厚度hl8mm，以保证足够的抗剪强度并防止太薄而淬裂。h2取1220mm。 二、扭杆弹簧 作为悬架弹性元件的种扭杆弹簧的两端分别与车架(车身)和导向臂连接。 工作时 扭杆弹簧受扭转力矩作用。扭杆弹簧在汽车上可以纵置、横置或介于上述两者之间。因扭杆 弹簧单位质量储能量比钢板弹簧大许多， 所以扭杆弹簧悬架质量小(簧下质量得以减少)， 目 前在轻型客车、货车上得到比较广泛的应用。除此之外，扭杆弹簧还有工作可靠、保养维修 容易等优点。 扭杆弹簧可以按照断面形状或弹性元件数量的不同来分类。 按照断面形状不同， 扭杆弹 簧分为圆形、管形、片形等几种。按照弹性元件数量不同，扭杆可分为单杆式(图620a、 b)或组合式两种。组合式扭杆又有并联(图620c、d)和串联(图620e)两种。端部做成花 键的圆形断面扭杆， 因工艺性良好和装配容易而得到广泛应用， 与管形扭杆比较材料利用不 够合理是它的缺点。 管形断面扭杆有制造工艺比较复杂的缺点， 但它也有材料利用合理和能 够用来制作组合式扭杆的优点。 片形断面扭杆在一片断了以后仍能工作， 所以工作可靠性好， 除此之外还有工艺性良好、弹性好、扭角大等优点。片形断面扭杆的材料利用不够合理。组 合式扭杆能缩短弹性元件的长度，有利于在汽车上布置。采用圆断面组合式扭杆时，可以用 2、4或6根组合形成的组合式扭杆。 下面以汽车上常用的圆形断面扭杆为例，介绍扭杆弹簧的设计要点。 设计前应当根据对汽车平顺性的要求，先行选定悬架的刚度c。设计扭杆弹簧需要确定 的主要尺寸有扭杆直径d和扭杆长度L(图621)。 设计时应当根据最大扭矩计算扭杆直径d 式中，Mmax为扭杆承受的最大扭矩；为扭转切应力，可取允许扭转切应力代人计算。 扭杆的有效长度I用下式计算 )32/()( 4 n cGdL= (6-22) 式中，G为切变模量，设计时取G=77X10 4MPa；c n为扭杆的扭转刚度。 分析式(622)可知：扭杆直径d和有效长度L对扭杆的扭转刚度cn有影响。增加扭杆直 径d会使扭杆的扭转刚度cn增大，因悬架刚度与扭杆扭转刚度成正比，所以汽车平顺性变坏； 而扭杆直径d又必须满足式(621)的强度要求，不能随意减小。增加扭杆有效长度L能减小 扭杆的扭转刚度cn，使汽车平顺性获得改善，但过长的扭杆在汽车上布置有困难，此时宜采 用组合式扭杆。 常采用45CrNiMoVA、40Cr、42CrMo、50CRV等弹簧钢制造扭杆。为了提高疲劳强度，扭 杆需要经预扭和喷丸处理。 经过预扭和喷丸处理的扭杆许用切应力可在800900MPa范围 内选取，轿车可取上限，货车宜取下限。 扭杆弹簧可分为端部、杆部和过渡段三部分。圆形扭杆使用有花键的端部占多数，这种 结构在端部直径较小时也能保证足够的强度。为使端部和杆部寿命一样，推荐端部直径 D=(1213)d，其中d为扭杆直径；花键长度l=04D，端部花键一般采用渐开线花键。 从端部直径到杆部直径之间的一段称为过渡段。 为了使这段应力集中降到最小， 过渡段 的尺寸应该是逐渐变化的。 比较常用的方法是采用一个30夹角的锥体， 把端部和杆部连接 起来(图622a)，过渡段长Lg=(Dd)2tanl5，过渡圆角r=15d。 过渡段可以分为靠近直径为D的花键端部的非有效部分和靠近直径为d的杆部的有效部 分， 即这一部分可以看作是扭杆工作长度的一部分， 称为有效长度Le对于如图622a所示结 构，有效长度Le可用下式计算 )()( 3 32 D d D d D d L L g e += 有效长度Le也可以用图623所示线图求出。 对于如图622b所示结构，有效长度L，可用下式计算 过渡段圆弧半径尺为 过渡段圆弧半径尺为R 扭杆的工作长度L等于杆身长Lo再加上有效长度Le的两倍，即 L=Lo+2Le 与扭杆花键连接的支座上的内花键长度要求比扭杆上的外花键长度长些， 并且设计时还 应保证内花键的两端长度都要超出扭杆花键长度。 有的扭杆端部采用直接锻造出六角形的结构。 为了提高侧边的平直度， 锻后再进行精压 加工。六角对边的宽度B与扭杆直径d之间要求保持B=(1214)d的关系，以保证六角形 的端部有足够的强度。 機械 CAD 收集整:機械 CAD 收集整: 汽技朮盟：johns_01 汽技朮盟：johns_01 E-mail:johns_01163.com E-mail:johns_01163.com 本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處! 本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處! 汽车驶系统汽车驶系统弹簧减震器结构图解弹簧减震器结构图解 汽车驶系统弹簧减震器结构图解汽车驶系统车轮和车 辋结构图解汽车驶系统轮胎的结构全面图解汽车传动系统传动 系的种类图解 汽车传动系统离合器总成结构图解 汽车传动系统 各类传动的结构图解 独悬架与非独悬架示意图 a. 独悬架 b. 非独悬架汽车论坛,汽车技术,汽车专业,汽车大学,汽车电子,汽车 |(m3O-E;%p;o u&x,_ o o x4 独悬架如图所示，其两侧车轮安装于断开式车桥上，两侧车轮分别 独地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动直接 影响到另一侧车轮。非独悬架如图所示。其两侧车轮安装于一整体式车 桥上，当一侧车轮受冲击时会直接影响到另一侧车轮上。 汽车论坛,汽车技术,汽车专业,汽车大学,汽车电子,汽车 s l(Q S k8x(V u 钢板弹簧bbs.autoage 1-卷耳 2-弹簧夹 3-钢板弹簧 4-中心栓- 汽车时代_AutoAge.Com.Cn中文汽车专业技术资讯网站第一门户 6 A M K 6 Z 钢板弹簧可分为对称式钢板弹簧和非对称式钢板弹簧，对称式钢板弹 簧其中心栓到两端卷耳中心的距离相等如图 (a)，等的则为非对称式 钢板弹簧如图（b） 。钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对动而 产生摩擦，可促使车架的振动衰减，起到减振器的作用。 扭杆弹簧 扭杆弹簧一般用铬钒合弹簧钢制成。一端固定在车架上，另一端上的摆 臂 2 与车轮相连。当车轮跳动时，摆臂绕扭杆轴线摆动，使扭杆产生扭转 弹性变形，从而使车轮与车架的联接成为弹性联接。 汽车论坛,汽车技术,汽车专业,汽车大学,汽车电子,汽车:N W&i S G -9k0o/p 空气弹簧 6T3J Y!f t 空气弹簧主要用橡胶件作为密闭容器，它分为囊式和膜式两种，工作气压 为 0.51Mpa。这种弹簧随着载荷的增加，容器内压缩空气压升高，使 其弹簧刚也随之增加，载荷减少，弹簧刚也随空气压减少而下， 具有有想的变刚弹性特性。 :L Q Z F a 油气弹簧简图 油气弹簧以气体（化学性质太活泼的气体氮）作为弹性介质，用油液 作为传介质。简单的油气弹簧（如图 4-62(a)所示）带油气隔膜。目 前，这种弹簧多用于重型汽车，在部分轿车上也有采用的。 1-活杆 2-工作缸筒 3-活 4-伸张阀 5-储油缸筒 6-压缩阀 7-补偿阀 8-通阀 9-导向座-10-防尘罩 11-油封 $q-U r Z H%H-T,F&u(S | G t F a!c 横向稳定器的安装汽车论坛,汽车技术 横向稳定杆由弹簧钢制成 ，呈扁平的 U 形 ，横向安装在汽车前端或后端 （有 轿的车在前后都装横向稳定器） 。弹性的稳定杆产生扭转内矩会阻碍悬 架弹簧的变形，减少车身的横向倾斜和横向角振动。 機械 CAD 收集整:機械 CAD 收集整: 汽技朮盟：johns_01 汽技朮盟：johns_01 E-mail:johns_01163.com E-mail:johns_01163.com 本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處! 本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處! 扭转减振器的设计 扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组 成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭 转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避 开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散 振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能： 1)降低发动机曲轴与传，动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固 有频率。 2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生 的瞬态扭振。 3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器 怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。 4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改 善离合器的接合平顺性。 扭转减振器具有线性和非线性 特性两种。单级线性减振器的扭转特性如图214所示， 其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机 汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转 不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击， 从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。 在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹 簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级 图 2-14 单级线性减速器的扭转特性 非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚 度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级 或三级非线性扭转减振器。 在扭转减振器中， 也有采用橡胶代替螺旋弹簧 作为弹性 元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。 减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。 其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩Tn和极限转角 T j T j 等。 1 极限转矩 j T 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺 口之间的间隙1(图215)时所能传递的最大转 矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转 矩有关，一般可取 图2-15 减速器尺寸简图 max )0 . 25 . 1 ( e TT = (227) 式中，货车：系数取15，轿车：系数取20。 2 扭转刚度是 为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发 生在发动机常用工作转速范围内。 k 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图215)。 k 设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度 时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为 2 0 1000RKZT j = （2-28） 式中，T为使从动片相对从动