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景区内电动游览车的设计--底盘部分的设计3张CAD图
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景区内电动游览车的设计-底盘部分的设计摘要汽车工业在给人类带来的便利和经济利益的时候，也加剧了世界的相关能源和环境问题。因此，各国政府、各大汽车公司正在加大电动汽车开发投入的力度，加快电动汽车的商品化步伐。该论文研究的课题是电动观光汽车总体结构设计。在本文首先简要介绍电动汽车的发展史和目前的技术水品，以及电动汽车总体构想；然后就是整车基本设计参数的分析和选择；最后就是电动汽车总成的布置，其中详细介绍了电机、电池、车轮和车桥的选择，以及传动系统、驱动系统、传动系的布置形式的分析，以及车架的总体设计；最后是参数的校核与确定。通过本次设计更加巩固了我的汽车知识。另外在这之中学到的设计能力和解决问题的能力，对我以后的学习和工作将会有巨大的影响和帮助。关键词：电动汽车结构动力电池电机IIAbstractThe automobile industry brings convenient and economic interest at the same time to the humanity, also intensified the world energy and the environment question. Therefore, various countries government, each big Car company are expanding the electric automobile development investment dynamics, speeds up electric automobiles commercialized step.The this paper researchs topic is the electrically operated sightseeing car gross structure design. First briefly introduces electric automobiles history and the present technical water in this article, as well as electric automobile overall conception; Is the complete bikes basic design parameter analysis and the choice; Finally is the electric automobile unit arrangement, introduced the electrical machinery, the battery, the wheel and the vehicle bridges choice in detail, as well as transmission system, driving system, power transmission arrangement form analysis, as well as frames system design; Finally is the parameter examination and the determination.Has even more consolidated my automobile knowledge through this design. Moreover the designed capacity which learns in this and solves the question ability, will have the huge influence and the help to I later study and the work.Keywords: electric sightseeing car, electric battery, power ,structure河海大学文天学院毕业设计（论文）目录37摘要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 选题背景和意义41.1.1 选题背景41.1.2 选题意义51.2 电动汽车的发展史及现状61.2.1 电动汽车的历史61.2.2 电动汽车的技术水平71.2.3 设计参数的选择8第 2 章 电动汽车电机和电池的确定92.1 电动汽车电机的选择92.2 电动汽车电池的选择12第 3 章 驱动桥选择143.1 传动系的布置形式11第 4 章 齿轮齿条转向器设计方案选择164.1 车辆相关数据与设计要求164.2 转向器总体方案设计184.2.1 转向器设计方案说明184.2.2 转向器输入输出形式184.2.3 转向器各种输出形式对比194.2.4 齿轮齿条转向器齿轮齿条选择194.2.5 齿轮齿条转向器齿条断面形状204.2.6 齿轮齿条式转向器的布置形式214.2.7 转向器最终方案确定22第 5 章 转向器齿轮齿条设计计算过程235.1 转向轮侧偏角计算235.2 转向器原地转向阻力矩计算245.3 转向器角传动比与力传动比计算255.3.1 角传动比与力传动比介绍255.3.2 角传动比与力传动比确定255.4 齿轮齿条设计275.4.1 齿轮齿条啮合传动的特点275.4.2 齿轮参数的选择285.4.3 计算接触疲劳许用应力295.4.4 齿轮的齿根弯曲强度设计305.4.5 确定齿轮主要参数和几何尺寸315.4.6 确定齿条主要参数和几何尺寸325.4.7 齿面接触疲劳强度校核34第 6 章 齿轮轴的设计356.1 齿轮齿条传动受力分析356.2 齿轮轴最小轴径确定356.3 齿轮轴的强度校核36第 7 章 电动汽车前后悬架417.1 电动汽车前后悬架的选择417.2 车桥选择417.3 纵置钢板弹簧的已知参数42第 8 章 钢板弹簧悬架计算过程与步骤438.1 钢板弹簧片的计算：438.1.1 钢板断面宽度 b 的确定438.1.2 钢板弹簧片厚 h 的选择498.1.3 钢板断面形状498.1.4 叶片的端部结构458.1.5 钢板弹簧片数 n458.1.6. 钢板弹簧端部的支承型式468.1.7. 吊耳及钢板弹簧销的结构468.1.8. 少片弹簧468.2 确定各片钢板长度478.3 钢板弹簧刚度验算488.4 总成自由状态下的弧高498.5 、钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定：508.6 各片弹簧的弧高将各数据代入求得弧高为：528.7 钢板弹簧总成弧高的核算：528.8 钢板弹簧卷耳内径的确定：538.9 钢板设计总结53总结55致谢56参考文献571.1 选题背景和意义第1章 绪论1.1.1 选题背景气候变化、能源和环境问题是人类社会共同面对的长期问题。随着美国表示回归 COP15(联合国气候变化框架公约缔约方第 15 次会议) 和以中国、印度为代表的新兴国家被纳入到其中，以及主要国家积极实施能源和环境保护战略，全球进入了真正解决人类社会共同问题的时代。交通运输领域的温室气体排放、能源消耗和尾气排放三大问题是否有效解决直接影响人类共同问题能够有效解决，为此，全球主要国家政府、组织、汽车生产商、能源供应商、风险投资企业共同行动起来，推动全球汽车工业产业结构升级和动力系统电动化战略转型，促进具有多层次结构的电动汽车社会基础产业形成和相应的政策、组织保障体系建设，助推可持续发展电动汽车社会的形成。作为世界能源消耗大国和环境保护重要力量，中国积极实施电动汽车科技战略，促进汽车工业产业结构升级和动力系统电动化转型，培育和发展电动汽车社会，并取得了一定效果，但仍然面临着政策环境亟需完善、工业基础薄弱、国际竞争力弱、开放协同创新环境差、知识产权保护和标准化意识低、个别关键技术有待加强、车辆成本高、商业模式探索不充分等问题。本报告在简要分析国外电动汽车社会发展现状和阶段特点基础上，着重总结我国电动汽车社会的发展历程，构成我国电动汽车社会的基础产业结构特点，电动汽车社会建设所需的政策、标准、组织保障体系发展现状，并结合新能源汽车战略性新兴产业培育和发展，提出完善我国电动汽车社会发展的建议。柴油车和替代燃料汽车的规模应用、先进汽车技术的开发应用一定程度上能够减少车辆碳排放，但从长远角度无法完全满足未来低碳交通需求。未来很长一段时间内，我国公路交通将采用传统车辆、替代燃料汽车和新能源汽车并行发展，并最终发展为低碳甚至无碳公路交通方式，加上人类环保意识的提升、健全的政策法规和技术标准体系、充分的知识产权保护等，共同构成我国电动汽车社会主体。1.1.2 选题意义：随着社会能源的日渐紧张，不可在生能源的使 用将渐渐被替代，本文以常用交通工具为原型，设计一款电力驱动的电动车底盘，代替传统型燃油车，作代步工具电动汽车的使用能达到良好的社会效益和环境效益 污染小。纯电动汽车和燃料电池电动汽车在本质上是一种零排放汽车，一般无直接排放污染物，间接污染物主要产生于非可再生能源的发电与氢气制取过程。中国汽车交易门户 其污染物可以采取集中治理的方法加以控制；混合动力汽车在纯电动行驶模式下同样具有零排放的效果，同时由于减少了燃油消耗，CO2 排放可降低 30% 以上。另外，电动汽车比同类燃油车辆噪声也低 5 分贝以上，大规模推广电动汽车将大幅度降低城市噪音。 节约能源。据测算，传统燃油从开采到汽车利用的平均能量利用仅为 14%左右，采用混合动力技术后， 能量利用率可以提高 30%以上。纯电动汽车可以利用电网夜间波谷充电， 提高了电网的综合效率。 优化能源消耗结构。我国已探明的石油储量仅占世界石油储量的 2-3%，从 1993 年我国成为石油进囗国。目前， 我国交通运输约占石油总消耗的一半，由于电动汽车具有能源来源多元化的特点，各种可再生能源可以转化为电能或氢能加以有效利用；同时，利用电网对电动汽车进行充电，增加了电力在交通能源领域中的利用， 减少了对石油资源的依赖，优化了交通能源的构成。汽车工业在人类带来方便和巨大经济效 益的同时,也导致了全球的能源消耗和环境污染问题。而且中国是一个国家石油资源相对短缺, 与汽车生产数量的增加,环境污染问题日益严重,电动汽车的开发和应用得到世界的广泛关注。因此,各国政府和各大汽车公司在电动汽车发展是史无前例的增加投资,加快电动汽车的商业化。现在,由于国内外电动汽车生产成本高,推广相当长的时间,混合动力汽车也消耗燃料,氢能源是同时有一个存储和其他相关问题,纯电动汽车的电池能量密度的限制, 没有真正大规模进入市场。然而,在一些地方不需要国内高速车辆,同时运行距离不远,在旅游区和城市的步行街。所以,根据现有的技术设计相对低成本的纯电动汽车将能够满足他们的应用程序的需要,电动公共汽车是其中之一。1.2 电动汽车的发展史及现状1.2.1 电动汽车的历史电动汽车的发展史比燃油汽车更长，世界上第一辆机动车就是电动汽车。后来，由于燃油汽车技术的迅速发展，而电动汽车在能源技术和行驶里程的研制上长期未能取得突破，从 20 世纪 20 年代初至 60年代末，电动汽车的发展进入了一个沉寂期。进入 70 年代以来，由于中东石油危机的爆发以及人类对自然环境的日益关注，电动汽车才再度成为技术发展的热点。进入无马车时代以后，电功汽车就进人了个商业化的发展阶段， 此时的电动汽车有辐条车轮、充气轮胎、舒适的弹簧椅和豪华的车内装饰。到1912 年,美国有34000 辆电动汽车注册。1899 到1916 年期间Baker电气公司一直是美国最重要的电动汽车制造厂之一。在 1901 到 1920 年， 英国伦敦电动汽车公司生产了后轮轮毅电动机式、后轮驱动、斜轮转向和允气轮胎的电动汽车 1907 到 1938 年期间，底特律电气公司生产的电动汽车不仅具有无噪声、清洁可靠的优点，而且最高时速达到 40Km/h， 续驶里程为 129Km。人们常说“一个人的敌人同时也是他的伙伴”，这句话用于描述电动汽车的发展尤为合适，因为电动机是电动汽车驱动的关键部件同时它又帮助燃油汽车与电动汽车竞争对抗。1911 年，Kettering 发明了汽车起动机，使得燃油汽车比依赖于方便驾驶的电动汽车来说更具吸引力，从此打破了电动汽车在市场的主导地位。而福持的想法彻底结束了电动汽车的生命，他大批量生产福特 T 型车，使其价格从 1909 年的 850 美元降到了 1925 年的 260 美元，因此加速了纯电动汽车的消失。而燃油汽车的续驶里程是电动汽车的 23 倍，且使用成本低，因而使得电动汽车的制造商想占领一定的市场份额已不可能。到 20 世纪 30 年代，电动汽车几乎消失了。而直到近 30 年，能源危机和石油短缺才使得电动汽车重获新生。1.2.2 电动汽车的技术水平电动汽车分为三大类型纯电动汽车，混合动力电动汽车和燃料电池汽车。20 世纪 70 年代，汽车保有量呈几何级数增长，造成了严重的环境污染。随着光化学污染等环境污染的发生，西方发达国家政府开始注重环境保世纪 年护，一些著名的汽车公司转向研究和开发电动汽车。从 20 世纪 70 年代代起，世界发达国家均投入巨资进行电动汽车的商业化开发和应用。到 20 世纪 90 年代，欧美发达国家纷纷制定了汽车尾气排放标准并严格执行。与世界其他国家一样电动汽车研发工作在我国也正在如火如荼的进行着“十五”期间，国家从维护我国能源安全、改善大气环境、提高汽车工业竞争力、实现我国汽车工业的跨越式发展的战略高度考虑设立“电动汽车重大科技专项”，通过组织企业、高等院校和科研机构，集中国家、地方、企业、高校、科研院所等方面的力量进行联合攻关： 为此，从 2001 年 10 月起，国家共计拨款 8.8 亿元作为这一重大科技专项的经费。1.2.3 设计参数的选择本次要设计的是 20 座电动观光汽车。作为电动观光汽车对行驶速度和行驶距离要求不高，基本参数选择如下表 2.1 所示：表 2.1 电动汽车基本参数项目数据长宽高(LBH)(mmmmmm)375016001850轴距 mm2660迎风面积2.96离地间隙 hmm150一次充电续驶里程(单位：km)80-90最大车速30最大爬坡度%15%风阻系数0.40转弯半径 m5.5车重 kg1400满载总质量 kg3000最高车速制动距离4载客数(含驾驶员)(单位：人)20第 2 章 电动汽车电机和电池的确定2.1 电动汽车电机的选择电动汽车以电池为电源，但是电动汽车的驱动电机则可以采用不同的电机，有直流电机、交流感应电机、永磁无刷电机、开关磁阻电机等多种电机。早期电动汽车驱动电机多采用直流电机，而且当前仍在一些电动汽车上使用，但目前应用最广泛的为交流感应电机和永磁无刷电机，开关磁阻电机作为70年代兴起的新型电机在电动汽车应用方面也有着非常巨大的潜力。交流感应电机以及所采用的变压变频技术(VVVF)最成熟，这种调速系统将变压变频统一为一体。起动电流小，调速范围较宽，最高转速可达15 O00rmin，电机能够实现四象限运行，制动时可再生发电。为了适应电动汽车的要求，电机体积必须做得小些，这样使铁芯容易饱和。在电机饱和区域内很难实现对电机转矩进行准确和稳定地控制。为此需要采取矢量控制；但矢量控制技术难度较大，控制回路复杂，变换器开关元件容易产生直通现象，必须增加必要的保护电路，系统成本较高； 加上交流感应电机固有的缺点 起动力矩较小，这些都将限制交流感应电机在电动汽车上的应用。永磁无刷电机通过转子位置检测器实现自整步控制，用电子开关进行换向，如果采用双向导通开关进行换向，可以提高永磁无刷电机的转矩特性，并控制电机实现四象限运行。永磁无刷电机最高转速可达10 O00rmin，系统效率高，能量转换密度大，起动力矩较大，适合小型化发展。但是，永磁材料的使用使电机制造工艺复杂，限制了电机的最大功率，价格也很昂贵；永磁材料受温度影响较大，在大过载电流下， 也可能导致永磁材料的导磁性能下降，严重时会产生退磁以致大大影响电机性能。另外，为实现四象限运行，变换器的开关元件较多，也会产生直通现象。开关磁阻电机构造最简单，如图3.1所示，定、转子均为凸极齿槽结构。其转子上无任何绕组。因此转子上没有铜耗，且转子非常坚固,所以特别适合高速运行。它的最高转速可以达到100000rmin以上。其定子上只有集中绕组，制造工艺简单，易于冷却，所以可以适当地提高电机的能量密度。图3.1 三相6/4结构开关磁阻电机截面图由于开关磁阻电机可控参数多，控制非常灵活；采用角度控制开关损耗较小，而且在不增加开关数量的前提下可方便地进行四象限运行。开关磁阻电机的变换器结构简单，绕组与开关是串联结构，不会产生直通现象，因此可靠性较高。开关磁阻电机也有较高的能量转换密度， 可做到与交流感应电机同机座同出力。开关磁阻电机的振动和噪声相对较大，但可望通过优化机械设计和采用先进的控制方法加以解决。综上所述，开关磁阻电机体积，可靠性方面均优于交流感应电机和永磁无刷电机，在效率和单位体积提供的转矩方面至少与后两者相当或优于它们，在未来电动汽车研制过程中开关磁阻电机定会得到广泛的重视和应用。电状态将能量释放出来。飞轮储能装置比能量和能量密度较高，使用寿命长，不含有毒物质。所以我选的是开关磁阻电机。正确选择电动机的额定功率十分重要。如果选的过小，则电动机经常在过载状态下运行；相反，如果选的太大，则电动机经常在欠载状态下运行，效率及功率因素降低，不仅浪费电能，而且需增加动力电池的容量，综合经济效益下降。通常，从保证汽车预期的最高车速来初步选择电动机应有的功率。电机的功率计算所需的公式如下，汽车的总重量是估算的，后面会进行验证。1 GfuC Au3 eh P = a + DaT 360076140 .（3.1）hT ：机械效率（一般取 0.92）G ：汽车总重（N）f ：良好路面上的汽车的行驶阻力系数（取 0.015）ua ：汽车车速（Km/h）CD ：空气阻力系数（这里取 0.5）A ：汽车迎风面积本文所设计的电动汽车总重量，我估算为 3000kg，即 30000N； 最高车速为设计要求的 30km/h；迎风面积 A=车宽 车高：其中车宽暂定为 1600mm，车高暂定为1850mm，则A=1600 1850=2312500 mm2 =2.96 m2带入上述数据由 3.1）计算得：Pe=4.58kw 从这可以知道电机的功率至少为 4.58kw， 但是所选择的电机功率肯定要大一些。查 Y 系列三相异步电机可知：选取 Y1325-4 型号，额定功率 5.5kw,满载转速 1440kw/min,额定电流 60A,额定电压 48v。2.2 电动汽车电池的选择作为电动汽车的储能系统 电池性能的高低决定着电动汽车性能的优劣。目前，电池技术日新月异，电池种类繁多，但它仍然是电动汽车发展的瓶颈。这主要是因为，首先，电池的比能量和能量密度均较低，一次充电行驶里程短；其次，电池的体积和质量在电动汽车上所占比例相当大，严重地影响了电动汽车的整体性能；第三，充电时间长， 使用不方便。飞轮储能装置飞轮储能装置也称机械电池，它靠飞轮的高速旋转储存机械能。充电时，与飞轮相连的电机使飞轮处于高速旋转状态；放电时，转换为发电状态将能量释放出来。飞轮储能装置比能量和能量密度较高，使用寿命长，不含有毒物质。燃料电池燃料电池是利用燃料(氢气、甲醇等)和空气的电化学反应，将燃料的化学能直接转化为电能。只要连续不断地向电池供应燃料，燃料电池就能连续输出电能。其反应物为水蒸气，不污染环境，能量转换效率高， 不需充电。根据电解质种类的不同，燃料电池可以分为碱性燃料电池(AFC)、离子交换膜燃料电池(PEMFC)、磷酸型燃料电池(PAFC)和固体氧化物燃料电池(SOFC)等。化学电池化学电池种类繁多，目前适用于电动汽车的电池主要有：铅酸电池、镍镉电池，镍氢电池，钠硫电池，锂电池和锌空气电池等。铅酸电池是目前电动汽车使用最广泛的电池，尽管铅酸电池难以达到电动汽车长期目标要求，但铅酸电池技术较成熟，寿命约 8001000 次，成本低廉。缺点是比能量低，快速充电技术还未成熟。在目前以及未来 10 年中铅酸电池仍是电动汽车的主力电池。即使先进电池获得突破性进展，铅酸电池还会在一些性能较低、价格要求便宜的电动汽车中应用。考虑到成本与所设计的电动汽车的实际性能，我决定使用化学电池铅酸电磁作为该电动汽车的动力源。电池的电压由电动机决定，容量由电动汽车的续行驶里程决定。因为电动机已经暂时定了下来，于是电池的电压也定了下来。下面就要根据电动汽车的续行驶里程来决定电池的容量。根据设计要求以及已知条件，所要设计的电动汽车的续行驶路程为180km，最高车速为 30km/h。电机功率为 5.5KW。则电动汽车能够续行驶的时间为： t=s/Ut=180/30=6h电动汽车电池的容量应为： R=P*t/Ua=5500*6/48=687.5Ah从上面的计算可知，所选电池的容量至少为 687.5，我选择的是800Ah 的铅酸蓄电池，该电池的具体参数见下表。品牌库轮型号8VBS800电压48（V）类型牵引型蓄电池电池盖和排气拴结构开口式蓄电池额定容量800AH产品认证ce适用范围各电动车辆制造和使用单位化学铅酸蓄电池类型荷电带液充电态蓄电池状态外型141*158*690/725尺寸（mm）第 3 章 驱动桥选择3.1 传动系的布置形式在本次设计中采用后置后驱RR：即发动机后置、后轮驱动在大型客车上多采用这种布置型式，少量微型、轻型轿车也采用这种型式。发动机后置，使前轴不易过载，并能更充分地利用车箱面积，还可有效地降低车身地板的高度或充分利用汽车中部地板下的空间安置行李，也有利于减轻发动机的高温和噪声对驾驶员的影响。缺点是发动机散热条件差，行驶中的某些故障不易被驾驶员察觉。远距离操纵也使操纵机构变得复杂、维修调整不便。但由于优点较为突出，在大型客车上应用越来越多。本次设计的电动汽车选用的传动系统是电力式传动系统，它和燃油汽车的静液式传动系统有些类似。采用的也是后置后驱RR，电动机固定在后轴上，省去了传动装置，离合器和变速器也都用不着，使整个传动系统大大简化，同时也降低了汽车的自重，提高了汽车的动力性性能。3.2 驱动桥的选择汽车驱动桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其作用主要有：支撑并保护主减速器、差速器和半轴等，使左右驱动车轮的轴向相对位置固定；同从动桥一起支撑车架及其上的各总成质量；汽车行驶时，承受由车轮传来的路面反作用力和力矩并经悬架传给车架等。驱动桥壳应有足够的强度和刚度且质量小，并便于主减速器的拆装和调整。由于桥壳的尺寸和质量比较大，制造较困难，故其结构型式应在满足使用要求的前提下应尽可能便于制造。驱动桥壳分为整体式桥壳，分段式桥壳和组合式桥壳三类。整体式桥壳具有较大的强度和刚度，且便于主减速器的装配、调整和维修，因此普遍应用于各类汽车上。本次设计电动汽车选用的是整体式后轴驱动桥。根据要求选取HY1004电动汽车载重后桥驱动。HY1004 技术参数：一 减速箱输入轴以 18 齿外花键方法兰或圆法兰连接。二速比：4:1，5:1，6:1,8:1,10.25:1,12.5:1,14:1 等。三后桥总长 L1，L2 尺寸可根据主机厂要求定制。四后桥形式：卧式或立式。五制动方式：220mm,180mm 毂刹制动或碟刹制动。六额定载荷：1.8T。七适用车型：电动观光车，电动轿车。第 4 章 齿轮齿条转向器设计方案选择4.1 车辆相关数据与设计要求车辆数据：车型：20 座的观光游览电动汽车四驱类型：适时四驱驱动方式：后轮驱动整备质量(Kg)：1400满载轴荷(Kg)：前轴:700后轴：700 发动机最大扭矩(Nm/rpm)：224/4000 发动机功率(Kw/rpm)：5.5/6000轴距(mm)：2660前轮胎规格：225/65R17后轮胎规格：225/65R17 转向节臂长：200mm设计要求：转向系统是用来维持或改变组织的运动方向,包括转向机构(方向盘,方向盘,上下轴),方向盘、转向传动机构(转向拉杆、转向节)等转向系统应准确、快速和平稳响应驾驶员的转向命令,运动后或由外部干扰, 司机松开方向盘,应保证它会自动返回到稳定状态的直线运动。一般对转向系统的要求如下：1、转向系传动比包括转向系的角传动比（方向盘转角与转向轮转角之比）和转向系的力传动比。在转向盘尺寸和转向轮阻力一定时，角传动比增加，则转向轻便，转向灵敏度降低；角传动比减小，则转向沉重，转向灵敏度提高。转向角传动比不宜低于 15-16；也不宜过大，通常以转向盘转动圈数和转向轻便性来确定。一般来说，轿车转向盘转动圈数不宜大于 4 圈，对轿车来说，有动力转向时的转向力约为 2050； 无动力转向时为 50100N。2、转向轮应具有自动回正能力。转向轮的回正力来源于轮胎的侧偏特性和车轮的定位参数。汽车的稳定行使，必须保证有合适的前轮定位参数，并注意控制转向系统的内部摩擦阻力的大小和阻尼值。3、转向杆系和悬架导向机构共同作用时，必须尽量减小其运动干涉。应从设计上保证各杆系的运动干涉足够小。4、转向器和转向传动机构的球头处，应有消除因磨损而产生的间隙的调整机构以及提高转向系的可靠性。5、转向轴和转向盘应有使驾驶员在车祸中避免或减轻伤害的防伤机构。6、汽车在作转向运动时，所以车轮应绕同一瞬心旋转，不得有侧滑；同时，转向盘和转向轮转动方向一致。7、当转向轮受到地面冲击时，转向系统传递到方向盘上的反冲力要尽可能小8、在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。机动性是通过汽车的最小转弯半径来体现的，而最小转弯半径由内转向车轮的极限转角、汽车的轴距、主销偏移距决定的，一般的极限转角越大，轴距和主销偏移距越小，则最小转弯半径越小。转向灵敏性主要通过转向盘的转动圈数来体现，主要由转向系的传动比来决定。操纵的轻便性也由转向系的传动比决定，但其与转向灵敏性是一对矛盾，转向系的传动比越大，则灵敏性提高，轻便性下降。为了兼顾两者，一般采用变传动比的转向器，或者采用动力转向，还有就是提高转向系的正效率，但过高正效率往往伴随着较高的逆效率。转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。对于采用齿轮齿条转向器的转向系来说，转向盘与转向轮转角间的协调关系是通过合理选择小齿轮与齿条的参数、合理布置小齿轮与齿条的相对位置来实现的，而且前置转向梯形和后置转向梯形恰恰相反。转向轮的回正能力是由转向轮的定位参数（主销内倾角和主销后倾角）决定的，同时也受转向系逆效率的影响。选取合适的转向轮定位参数可以获得相应的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大则会增加转向沉重感，太小则会使回正能力减弱，不能保持稳定的直线行驶状态。转向系逆效率的提高会使回正能力提高，但是会造成“打手” 现象。转向系的间隙主要是通过各球头皮碗和转向器的调隙机构来调整的。合理的选择转向梯形的断开点可以减小转向传动机构与悬架导向机构的运动干涉。4.2 转向器总体方案设计4.2.1 转向器设计方案说明因为这一次选择的转向器，已经是确定的齿条式转向器，所在在方案的确定上面，更多的是选择齿轮齿条式转向器的输入输出形式、齿轮齿条的齿形与齿条断面的形状的选择，所以在方案的对比上面，主要对比各种输入输出形式的优缺点、齿轮齿条的齿形在转向器上的影响与优缺点和各种齿条断面适用的范围等，还有就是说明转向器的各种布置形式。通过对输入输出形式的对比，选择在保证了转向器性能的基础上尽量的选择制造成本低与制造简单的原则来选择一种最好的输入输出形式；齿轮齿条的齿形的选择，根据重合度，与转向器在各种环境下工作时的反应，比如平稳性，噪音等因素来作出最后的选择；齿条断面的形状，主要根据的时，制造的成本与制造的难道，然后再分析它所受到的力所产生的各种影响来考虑，最终选择一种比较合理的断面形状。具体的分析过程，与对比过程，在下面一一比较。4.2.2 转向器输入输出形式根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出（图 2-1a）、侧面输入，两端输出（图 2-1b）、侧面输入，中间输出(图 2-1c)、侧面输入，一端输出(图 2-1d)。图 2-1 齿轮齿条转向器输入输了形式4.2.3 转向器各种输出形式对比采用两端输出方案时如（图 2-1a,图 2-1b），由于转向拉杆长度受限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。但其结构简单，制造方便，且成本低等特点，常用于小型车辆上。采用侧面输入，中间输出方案时，由（图 2-1c）可见，与齿条固连的左、右拉杆延伸到接近汽车车轮对称平面附近。由于拉杆长度增加， 车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆与齿条同时向左或向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。采用侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器（图 2-1d），常用在平头货车上。4.2.4 齿轮齿条转向器齿轮齿条选择如果齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合重合度不高，则运转平稳性降低，冲击力大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此，因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与噪声均降低，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。4.2.5 齿轮齿条转向器齿条断面形状齿条断面形状有圆形（图 2-2a）、V 形（图 2-2b）和 Y 形（图 2-2c） 三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。V 形和 Y 形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节约 20%，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y 形的断面齿条的齿宽可以做的宽一些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有碱性材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用 V 形和 Y 形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿条、齿轮的齿不能正确啮合的情出现。a）b）c）图 2-2 齿条断面形状4.2.6 齿轮齿条式转向器的布置形式根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式，如（图 2-3）所示：转向器位于前轴后方，后置梯形（图 2-3a）；转向器位于前轴后方，前置梯形（图2-3b）；转向器位于前轴前方，后置梯形（图 2-3c）；转向器位于前轴前方，前置梯形（图 2-4d）。图 2-3 齿轮齿条转向器布置形式齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车也用齿轮齿条式转向器。4.2.7 转向器最终方案确定综合上面的种种比较，考虑到制造难度与成本，最终在输入与输出形式上选择了结构简单、制造方便、成本低的侧面输入两端输出的形式， 同时考虑到直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合重合度不高，运转平稳性差， 冲击力大，工作噪声大；采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与噪声均降低，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。故齿轮与齿条选用斜齿。经分析确定在齿条上没有作用有能使齿条旋转的力矩，且考虑到制作工艺的简单性，故齿条断面选择圆形。最终的布置为：采用侧面输入两端输出的输出形式，齿轮齿条采用斜齿，齿条断面采用圆形断面。第 5 章 转向器齿轮齿条设计计算过程5.1 转向轮侧偏角计算转向系统的性能从整车机动性着手，在最大转角时的最小转弯半径为轴距的22.5 倍。此轻型车的轴距为 2660mm，因此其半径在 53206650mm，并尽量取小值以保证良好的机动性，最小转弯半径 R min 取5500mm。分析如(图 3-1)所示。图 3-1 转向轮侧偏角分析图a= arcsin(L)R - a（3-1）式中：a转向轮外轮转角；a 主销偏移距，该值一般取-1030mm, 设计取 20mm；L 汽车轴距。a= arcsin(LR - a) = arcsin(26605500 - 20) = 29（3-2）查得对应的最大内轮转角b= 370 ，其综合转角为320 。5.2 转向器原地转向阻力矩计算为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算出这些力是困难的。为此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩 MR（Nmm）。轮胎上的原地转动的阻力矩由经验公式得M R =（3-3）式中： f 轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取 0.7；G1 为转向轴负荷（N）；取前轴满载810kg ；p 为轮胎气压（ MPa ）。取0.2MPa (一般为0.2 0.24MPa )。M R = 305.569N m（3-4）5.3 转向器角传动比与力传动比计算5.3.1 角传动比与力传动比介绍转向系的传动比由转向系的角传动比iw 和转向系的力传动比ip 组成。力传动比：从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw 与作用在方向盘上的手力 Fh 之比称为力传动比ip 。角传动比：方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比i 。它又由转向器传动比i 转向传动装置角传动比i 所组www成。5.3.2 角传动比与力传动比确定方向盘转动圈数取n = 4 圈，转向盘直径 Dsw = 400mm ，, 转向节臂长L1 =200mm 。角传动比为wi = wW= n 360 =4 360= 20.87（3-5）wK(a+ b)(37 + 32)作用在方向盘上的力Fh=2*305569/400*20.67*0.9=81.34N（3-6）由公式hF = 2MhDSW（3-7）得作用在转向盘上的力矩Mh=FhDsw=81.34*400/2=16268N.mm=16.268N.m(3-8）力传动比与转向系角传动比的关系pi = 2FwFh（3-9）而 FW 和作用在转向节上的转向阻力矩MR 有以下关系wF = MRL1(3-10)F作用在方向盘上的手力可由下式表示hhF = 2MhDSW（3-11）则力传动比为i = MR DswpM L(3-12h 1又因为MR = ww = i（3-13）M hwwoh +k由此力传动比ip = iw Dswh+2L1= 20.87 400 0.9 = 18.7832 200（3-14）5.4 齿轮齿条设计5.4.1 齿轮齿条啮合传动的特点齿条实际上是齿数为无穷的齿轮的一部分。当齿数为无穷时，齿轮的基圆直径也为无穷大，根据渐开线的形成过程可知，此时渐开线就变成了直线。所以齿条的齿廓为直齿廓（如图 3-2 所示），齿廓上各点的法线是平行的，而且在传动时齿条是平动的，齿廓上各点速度的大小和方向也相同，所以齿条齿廓上个点的压力角相同，大小等于齿廓的倾斜角。齿条上各齿同侧的齿廓是平行的，所以在任何与分度线平行的直线上，周节都相等。图 3-2 齿条的齿廓齿轮齿条啮合传动时，根据小齿轮螺旋角与齿条齿倾角的大小和方向不同，可以构成不同的传动方案。当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合而且齿轮螺旋角1 与齿条倾斜角2 角相等时，则轴交角=0；若12，则=12；若12，则=12 为负值，表示在齿条轴线的另一侧。当右旋小齿轮与右倾齿条或左旋小齿轮与左倾齿条相啮合时，其轴交角均为=1+2。齿轮与齿条啮合传动时，齿轮的节圆始终与其分度圆重合。当小齿轮轴线与齿条轴线不垂直时，小齿轮齿廓与齿条齿廓间的接触为点接触，轮齿所受的压强较大，产生的接触应力也比较大，轮齿磨损很快， 所以齿轮齿条转向器的传动比不能太大。齿轮齿条传动的传动比只与齿条的齿倾角、小齿轮的法向模数和小齿轮的齿数有关。在设计时，只要合理的选取这几个参数就可以获得需要的传动比。但是小齿轮的模数不能太小，否则会使齿条齿廓在啮合时啮合点离齿顶太近，齿根的弯曲应力增大，易产生崩齿。同时小齿轮的变位系数不能太大，否则会造成齿条齿顶平面与小齿轮齿根圆柱面的间隙过小，对润滑不利，而且容易造成转向器卡死的现象。5.4.2 齿轮参数的选择初选齿轮参数：齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在2 3mm 之间，主动小齿轮齿数在5 7 之间，压力角取a= 20，螺旋角在9 15 之间。故取小齿轮 z1 = 6 ，mn = 2.5 ，b= 10 右旋，压力角a= 20，齿轮的转速为n = 10r / min ，左旋，精度等级 8 级，转向器每天工作 8 小时，使用期限不低于 5 年。材料选择：齿轮16MnCr5，渗碳淬火，齿面硬度 54-62HRC 齿条45#，表面淬火，齿面硬度 56HRC分度圆直径d1 =mn z1 =cosb2.5 6cos10= 15.2314mm（3-15）取齿宽系数jd = 1.2齿条宽度b2 =jd d1 = 1.2 15.2314 = 18.278mm圆整取b2 = 20mm ；（3-16）则取齿轮齿宽b1 = b2 +10 = 30mm（3-17）所以取齿轮齿宽 30mm；齿条齿宽 20mm。5.4.3 计算接触疲劳许用应力确定许用应力oZ(3-18)sH = H lim N SHminFs = sF lim YST YN（3-19）SFmin查表确定sH lim 和sF limsH lim1 = 1500MPasF lim1 = 425MPasH lim 2 = 1300MPasF lim 2 = 375MPa查表确定寿命系数ZN 、YNZN1 = ZN 2 = 1.32YN1 = YN 2 = 1查表确定安全系数SH min = 1SF min = 1.4计算接触疲劳许用应力1s = sH lim1ZN1 = 1500 1.32 = 1980MPa(3-20)SH 1Hmin1s = sH lim 2 ZN2 = 1300 1.32 = 1716MPa(3-21)SH 2Hmin查表确定应力修正系数YST = 2sF1 = sF lim1YSTYN1 =SFmin425 2 1 = 607.14MPa1.4(3-22)s = sF lim 2YSTYN2 = 375 2 1 = 535.7MPa(3-23)SF 2Fmin 齿轮的齿根弯曲强度设计参数查取：初选 Kt= 1.4b= 14Z1 =6Z2 =25F d =0.8Ye=0.7Yb =0.89当量齿数ZV = Z / cos b= 8 / cos 14 = 8.7633复合齿形系数YFS1 = 3.32初步计算齿轮模数mn转矩T1 = Mh = 20250N mm闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。代入sF 较小的值mnt =(3-24)初取mnt = 2.5mm= 1.700mm确定载荷系数 K查表确定使用系数 KA = 1vt =pmnt z1n1=60 1000 cosb3.14 2.5 6 1060 1000 cos10= 0.0079m / s（3-25）根据vt = 0.0079m / s 和 8 级精度，查表得 KV查表确定齿向载荷分布系数 Kb = 1.15查表确定齿间载荷分布系数 KH = 1.1= 0.4所以K = K A KV K H K b = 1 0.4 1.11.15 = 0.759确定修正法向模数（3-26）mn = mnt= 2.5 30.7591.4= 2.0385mm（3-27）取mn = 2.5mm5.4.5 确定齿轮主要参数和几何尺寸齿轮参数： z1 = 6 ， mn = 2.5 ， b= 10 ，压力角a= 20，左旋取变位系数cn = 1h* = 1c* = 0.25ann齿顶高h = m (h* + c ) = 2.5(1+1) = 5mmanann齿根高（3-28）h = m (h* + c* - c ) = 2.5(1+ 0.25 -1) = 0.625mmfnannn齿高（3-29）h = ha + hf= 5 + 0.625 = 5.625mm（3-30）分度圆直径d1 =mn z1 =cosb2.5 6 = 15.231mmcos10（3-31）齿顶圆直径da = d1 + 2ha = 15.231+ 2 5 = 25.231mm（3-32）齿根圆直径d f = d1 - 2hf= 15.231- 2 0.625 = 13.981mm（3-33）基圆直径db = d1 cosa= 15.231 cos 20= 14.312mm（3-34）齿轮中心到齿条基准线距离H = d1 + cm = 15.231 +1 2.5 = 10.1155mm（3-35）2n n2齿轮齿宽b1 = b2 +10 = 20 +10 = 30mm（3-36）5.4.6 确定齿条主要参数和几何尺寸因为齿轮与齿条要相互啮合，所以取齿条模数mn1 = 2.5mm又因为齿轮齿条线角传动比为i = mn z1p= 2.5 6 3.14 = 47.827（3-37）cosbcos10转向盘总转动圈数为n = 4 圈又因为n = L1i所以齿条长度L1 = ni = 4 47.827 = 191.306mm（3-38）（3-39）转向盘和车轮转角比I = n 360 = 4 360 = 22.5（3-40）2 322 32式中： 32 为综合转角因为齿条齿形角等于压力角所以齿条齿距P = pmn 2 = 3.14 2.5 = 7.85mm（3-41）齿条齿数z = L1 = 191.308 = 24.370（3-42）2P7.85所以取齿条齿数 z2 = 25实际齿条长度L1 = z2 P = 25 7.85 = 196.25mm（3-43）取齿条长度为 200mm。齿条参数：z2 = 25 ， mn = 2.5 ，b= 10 ，压力角a= 20，右旋。取变位系数cn = 0h* = 1c* = 0.25ann齿顶高h= m(h* + c ) = 2.5(1+ 0) = 2.5mma2n 2齿根高ann（3-44）h = m(h*+ c* - c ) = 2.5(1+ 0.25 - 0) = 3.75mm（3-45）fnannn齿条齿宽b2 =fd d1 = 1.2 15.231 = 18.218mm取b2 = 20mm 。（3-46）5.4.7 齿面接触疲劳强度校核校核公式为o = Z Z Z Z s （3-47）HE H e bH由上面计算得 s= 1716MPa查取：弹性系数ZE = 180区域系数ZH = 2.45重合度系数 Ee = 0.91螺旋角系数Zb =o = Z Z Z Zcosb= 0.99（3-48）HE H e b= 2.45180 0.91 0.99= 1180.836 sH t经校核：合理 F = 2T1 = 2 20250 = 2659.051Nd115.231第 6 章 齿轮轴的设计6.1 齿轮齿条传动受力分析若略去齿面间的摩擦力，则作用于节点 P 的法向力 Fn 可分解为径向力 Fr 和分力 F，分力 F 又可分解为圆周力 Ft 和轴向力 Fa。tF = 2T1 = 2 20250 = 2659.051N（4-1）d115.231F = Ft tana= 2659.051 tan 20 = 982.746N（4-2）rcosbcos10Fa = Ft tan b= 2659.051 tan10 = 468.862N（4-3）6.2 齿轮轴最小轴径确定由于齿轮的基圆直径 db = 14.312mm ，数值较小，若齿轮与轴之间采用键连接必将对轴和齿轮的强度大大降低，因此，将其设计为齿轮轴由于主动小齿轮选用 16MnCr5 材料制造并经渗碳淬火，因此轴的材料也选用 16MnCr5 材料制造并经渗碳淬火。查表得：16MnCr5 材料的硬度为60HRC，抗拉强度极限sB = 650MPa ，弯曲疲劳极限s-1 = 300MPa ， 剪切疲劳极限t-1 = 155MPa ， 转速 n=10r/min，许用弯曲应力s-1 = 60MPa ，许用剪应力tT = 65MPa 。最小轴径d = 11.59mm（4-4）河海大学文天学院毕业设计（论文）36初步确定齿轮轴的基本尺寸如图 4-1 所示：图 4-1 齿轮轴的基本尺寸6.3 齿轮轴的强度校核1、轴的受力分析（1） 画齿轮轴的受力简图，如图 4-2a 所示。（2） 计算支承反力河海大学文天学院毕业设计（论文）图 4-2 齿轮轴的载荷分析图在垂直面上L F + F d53FRAV =2 ra 2L1 + L2= 21 987.746 + 468.862 7.6155 = 565.425N (4-5)22 + 21FRBV= Fr - FRAV= 982.746 - 565.425 = 417.321N(4-6)在水平面上F= F= Ft = 2659.051 = 1329.525N(4-7)RAHRBH22（3） 画齿轮轴的弯矩图。水平面上的弯矩MH 如图 4-2b 所示，垂直面上的弯矩Mv 如图 4-2c所示，总弯矩M 如图 4-2d 所示。在水平面上，a-a 剖面左侧、右侧MaH = M aH = FRAH L1 = 1329.525 22 = 29249.550N mm（4-8）在垂直面上，a-a 剖面左侧MaV= FRAV L1 = 565.425 22 = 12439.350N mm（4-9）在垂直面上，a-a 剖面右侧M aV= FRBV L2 = 417.321 21 = 8763.741N mm（4-10）合成弯矩，a-a 剖面左侧Ma = 31784.801N mm（4-11）合成弯矩，a-a 剖面右侧M a = 30534.232N mm（4-12）（4） 画转矩图，如图 4-2e 所示。转矩T = F d = 2659.051 15.231 = 20249.729N mm（4-13）t 222、判断危险剖面显然，a-a 截面左侧合成弯矩最大、扭矩为 T，该截面左侧可能是危险剖面。3、轴的弯扭合成强度校核由机械设计查得s = 95MPa ，a= 0.6 。a-a 截面左侧pd 3p15.23133W = 346.885mm 3232（4-14）o =（4-15）eW=346.885= 93.288MPa S，故 a-a 剖面安全。故此轴设计合理。第 7 章 电动汽车前后悬架7.1 电动汽车前后悬架的选择悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称， 其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成，个别结构则还有缓冲块、横向稳定杆等。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，而现代轿车悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。根据汽车两侧车轮运动是否相互关联，汽车悬架分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的结构特点是两侧车轮安装在一根整体式车桥上，车轮连同车桥一起通过弹性元件与车架(或车身)相连。车身的相对稳定性较差。但这种悬架结构简单，制造方便，在载重汽车上被广泛应用。独立悬架的结构特点是两侧车轮各自单独地通过弹性元件与车架(或车身)相连，并且采用断开式车桥。若一侧车轮相对于车架(或车身) 的位置发生变化时，另一侧车轮不受影响。这种悬架结构复杂，但车身的平稳性和高速行驶的稳定性较好，因此在轿车和小客车上得到普遍采用。电动观光气车，其所行驶的路况比较好，并且车速很低。故为使其结构简单，成本低。本次设计前轴选用螺旋弹簧式独立悬架，因为它结构简单，应用最为广泛，成本也较低，又能满足车一定的舒适性；后轴选采用钢板弹簧非独立悬架，最简单最便宜而又实用的悬架。7.2 车桥选择车桥(也称车轴)通过悬架和车架(或承载式车身)相连，两端安装汽车车轮。其功能是传递车架(或承载式车身)与车轮之间各方向作用力。车桥可以是整体式的，有如一个巨大的杠铃，两端通过悬架系统支撑着车身，因此整体式车桥通常与非独立悬架配合；车桥也可以是断开式的，象两把雨伞插在车身两侧，再各自通过悬架系统支撑车身，所以断开式车桥与独立悬架配用。根据驱动方式的不同，车桥也分成转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种。其中转向桥和支持桥都属于从动桥。大多数汽车采用前置后驱动(FR)，因此前桥作为转向桥，后桥作为驱动桥；而前置前驱动(FF) 汽车则前桥成为转向驱动桥，后桥充当支持桥。转向桥的结构基本相同，由两个转向节和一根横梁组成。如果把横梁比做身体，转向节就是他左右摇晃的脑袋，脖子就是我们常说的主销， 车轮就装在转向节上，仿佛脑袋上带了个草帽。不过，行驶的时候草帽转，脑袋却不转，中间用轴承分隔开，脑袋只管左右晃动。脖子主销是车轮转动的轴心，这个轴的轴线并非垂直于地面，车轮本身也不是垂直的，我们将在车轮定位一节具体论述。转向驱动桥与转向桥的区别就是一切都是空心的，横梁变成了桥壳，转向节变成了转向节壳体，因为里面多了根驱动轴。这根驱动轴因被位于桥壳中间的差速器一分为二，而变成了两根半轴。两个草帽也不是简单地套在脑袋上，还要与里面的两根半轴直接相连。半轴在“脖子” 的位置也多了一个关节万向节，因此半轴也变成了两部分，内半轴和外半轴。本次设计的电动汽车，前轴是采用螺旋弹簧独立悬架，所以选用的前桥是断开式的，而后轴采用的是钢板弹簧的非独立悬架，故选用的后桥是整体式的。前桥为转向桥，后桥为驱动桥。7.3 纵置钢板弹簧的已知参数序号弹簧满载载荷静挠度伸直长度U 型螺栓中心距有效长度130000N9.4cm118cm6cm112cm材料选用 55SiMnVB,弹性模量取 E=2.1105MPa第 8 章：钢板弹簧悬架计算过程与步骤8.1 钢板弹簧片的计算：8.1.1 钢板断面宽度 b 的确定钢板弹簧片数取为 10，确定其宽度 b 的计算：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：0J = ( L - ks)3 cs(48E )式中，s 为 U 形螺栓中心距（mm）；k 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=0.5，挠性夹紧，取 k=0）；c 为钢板弹簧垂直刚度（N/mm）， c = Fw / fc ；为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数 n ，再估计一个总片数 n ,求得h= ，然后用10()s= 1.5初定）E 为材料的弹性模量。1.04 1+ 0.5h ，其中，d=1.51.04 + (1 + 0.5 n1 )10，取n1= 1，则d=1.51.092，将其代0入求得 J = 40327.3mm4 ；W0 = FWL /(4s) =30000N 1120mm /(4 450MPa) = 18683mm3W；初取 hp = 2J0 /W0 =2 * 40327.3mm418683mm3 4.3mm ，取 b=8 hp =34.4mm.片宽 b 对汽车性能的影响：1. 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。2. 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弹簧的总厚3. 推荐片宽与片厚的比值 b/ hp 在 610 范围内选取。本设计中取b=60mm8.1.2 钢板弹簧片厚 h 的选择根据 J 0 =nbh312得： h = 11.2mm ；片厚 h 选择的要求：1）.增加片厚 h，可以减少片数 n2）.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。3.）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 1.5。4.）钢板断面尺寸 b 和 h 应符合国产型材规格尺寸。查表确定 b 和 h 的值， 使其符合国产型材规格尺寸， 又因为55SiMnVB 的厚度一般不超过 9.5mm，故取 b=70mm ,h=12mm。钢板弹簧图如下：零件图（左），装配图（右）8.1.3 钢板断面形状钢板断面形状，矩形断面结构简单，制造容易，变截面少片钢板弹簧多采用矩形断面结构。8.1.4 叶片的端部结构叶片的端部可以按其形状和加工方式分为矩形（片端切角）、椭圆形（片端压延）和片端压延切断四种。其中矩形为制造成本最低的一种（由于对片端部作任何加工）。本设计中采用矩形端部结构。8.1.5 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，改善汽车行驶平顺性。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 14 片之间选取。n=38.1.6. 钢板弹簧端部的支承型式以板簧端部的支承型式而言，可以大致分为卷耳和滑板两大类。滑板型式多见于两极式主副簧悬架中副簧的支承和平衡悬架中板簧的支承。卷耳根据其相对板簧上平面的位置可以分为上卷耳、平卷耳和下卷耳三类。本设计中采用上卷耳。8.1.7. 吊耳及钢板弹簧销的结构大多数板簧的支承方式为一端采用固定的卷耳，另一端采用摆动的吊耳。摆动吊耳的结构可以用 C 形、叉形以及分体式等。弹簧销的支承、润滑可用螺纹式、自润滑式、滑动轴承、橡胶支承或者将板簧支承在橡胶座内。自润滑式多用于轿车及轻型载货汽车，具有不必加润滑脂及噪声小的优点。本设计中采用自润滑式弹簧销结构。8.1.8. 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。利用变厚断面来保持等强度特性，并比多片弹簧减少 2040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。如图 4.2 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。图 4.28.2 确定各片钢板长度钢板弹簧长度 L 是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离,在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。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。应尽可能将钢板弹簧取长些,原因如下：1,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。2,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。3,刚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。4,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。本设计中 L=0.3573300mm=1180mm设主簧片长为l1 ，按钢板叠放顺序他们的长度依次l1 、l2 、l3 l10 ， 则由于l1 = l2 ，且各簧片等厚，其长度成等差数列，即li = l2 - (i - 2)a ，i 0,10o 其 中l10 = s + a， 将 s = 70mm, l2 = 1180mm代 入 得a = 1110 mm = 370 mm ， l= 580 mm ，则各板长度为： l =1180mm、931031l =1180mm、l = 3170 mm 、l = 2800 mm 、l = 2430 mm 、l = 2060 mm 、233435363l = 1690 mm 、l = 1320 mm 、l = 950 mm 、l = 580 mm 。7383931038.3 钢板弹簧刚度验算c = 6aEn a3k +1(Yk- Yk +1 )，其中a= 1 (lk =1- l),Y =1,a= 0.9 ；其中，k +12 1k +1kk J i i=1n a3(Y - Y) = 1 a3 (6 - 4) + (2a)3 (4 - 3) + (3a)3 (3 - 12) + (4a)3 (12 - 2) +k =1k +1kk +18bh355(5a)3 (2 - 12) + (6a)3 (12 - 3) + (7a)3 ( 3 - 4) + (8a)3 ( 4 - 6) + 6 X 3 77223355装 配 刚 度 时 X=9a ， 代 入 数 据 可 求 得 装 配 刚 度c=217 N / mm 19800138N / mm;检验刚度时 X= l1 ,代入数据可求得检验刚度 c=192 N / mm .8.4 总成自由状态下的弧高图 4.3(1) 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 H0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（如图 4.3），称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 H0用下式计算：H0 = ( fc + fa + Df )式中， fc 为静挠度； fa 为满载弧高； Df 为钢板弹簧总成用 U 形螺栓s (3L - S )( fa + fc )夹紧后引起的弧高变化.Df =,s 为U 形螺栓中心距；2L2L 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L20R0 = 8H .,取 f a = 20mm ，将 fc = 94mm, s = 70mm, L = 1180mm 代入求得 H 0 = 123.5mm;钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 R = L2=1409.2mm.0(8H 0 )l 2然后由 H 0i= i求出各钢板在装配总成中的弧高，其值如下：8RH 01 = 123.5mm 、0H 02 = 123.5mm、 H 03 = 99mm、 H 04 = 77.3mm 、H 05 = 58.2mm、 H 06 = 41.8mm 、H 07 = 28.1mm 、H 08 = 17.2mm 、H 09 = 8.9mm 、 H 010 = 3.3mm 。8.5 、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，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Ri =R01+ (2s R ) / ( Eh )0i 0i式中， Ri 为第 i 片弹簧自由状态下的曲率半径（mm）； R0 为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（mm）；s0i 为各片弹簧的预应力（ N / mm2 ）；E 为材料弹性模量（ N / mm2 ），取 R = R = R = 541mm ；123hi 为第 i 片的弹簧厚度（mm）。Ri =R0=1+ (2s R ) / ( Eh )18361+ (2 18781836) / (2.06 105 14)= 541mm0i 0i iR1 = R2 = R3 = 541mm在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径 R0 和各片弹簧预加应力s0i 的条件下，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。这此，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 300-350N/mm2 内选取。1-4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。取主片的预应力s01 = -80MPa ，最短片的预应力为s010 = 40MPa ，由于是矩形叶片，且其厚度相等，故由式s h 2 +s h 2 + . +s h 2 = 0 得01 102 2k ks01 +s02 + . +s010 = 0 ，按s01 s010 依次增大的规律，分配各预应力 如下：s01 = -80MPa 、s02 = -50MPa 、s03 = -30MPa 、s04 = -0MPa 、s05 = 10MPa、 s06 = 20MPa、 s07 = 25MPa、 s08 = 30MPa 、s09 = 35MPa 、s010 = 40MPa 。R =0又由Ri1 + 2s0i R0(Eh ) 求得各片自由状态下的曲率如下：iR1 1600mm 、R5 1388mm 、R2 1523mm 、R6 1368mm 、R3 1475mm 、R7 1359mm 、R4 1409mm 、R8 1349mm 、R9 1339mm 、 R10 1323mm 。8.6 各片弹簧的弧高将各数据代入求得弧高为：iiH = l 2 (8R )iH1 109mm 、H 2 114mm 、H 3 95mm 、H 4 77mm 、H 5 59mm 、H 6 43mm 、 H 7 29mm 、 H 8 18mm 、 H 9 9.4mm 、 H10 3.5mm 。8.7 钢板弹簧总成弧高的核算：n=lii=1 Rinli=i=11180 + 1180 +3170+2800+ 810 +2060+ 1690160015233 14753 140913883 13683 1368 +73601320+950+5803 13493 13393 13237360 5.17360从而解出 R 1443mm 1409.2mm = R0 ;H = L211802(8R) = 8 1443 120.6 123.5 = H 0 .8.8 钢板弹簧卷耳内径的确定：取 路 面 附 着 系 数j= 0.8
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