汽车前桥毕业设计说明书

车辆与动力工程学院毕业论文车辆与动力工程学院毕业论文%x=26.17。， Pmax=31.66图6-2图6-2整体式转向梯形图6-1理想内外轮转角关系简图向梯形的选择设计■1-转向横拉杆2-转向梯形臂3-前轴转向梯形选择的是整体式后置梯形（如图6-2）,图视为把三轴式汽车假想为两轴式时的图形，L为假想的轴线距离，即是上图的1,Y为转向梯形的底角，S为两个梯形臂延长线与汽车中心线的交点与前轴的距离，一般为2/31.由公式 K(6-8)coty(6-8)得转向梯形的底角y=72.780转向梯形臂的长度m,是参考现有汽车梯形臂长度与主销中心距K之比的统计数据后进行选择，一般范围是：m=（0.11〜0.15）K。由于是轻型载重汽车，固可取梯形臂长度m=150mm。由图形可知，转向横拉杆的长度跟K和丫有关，其关系式为：(6-9)=K-2义mXcos(6-9)=1262mm则横拉杆长度为1262mm。球式转向器的设计转向器（循环球式）的效率为保证转向时驾驶员转动转向盘的轻便，要求正效率高；为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动回正，又需要一定的逆效率;为减轻驾驶员在不平路面上的疲劳，防止打手，又要求逆效率尽可能低。正效率的计算公式：tan（：0：）其中先为螺杆的螺线导程角，选6;为摩擦角，=arctan2次摩擦因数，选00,则=229°数据代入（4-10）解得 n=72.1%。逆效率的计算公式：(6-11_tan(:0-?(6-11一tan二0=71.3%

主要参数的选择主要参数参考《汽车设计》表7-1齿扇模数m=6mm摇臂轴直径D=40mm,钢球中心距Di=35mm,螺杆外径D2=34mm,钢球直径d=8mm,螺距P=10mm,工作圈数W=2.5,环流行数b=2,齿扇齿数z=5,齿扇整圆齿数Z=13,齿扇压力角为27°30'，切削角尸=6°30'，齿扇宽B=34mm。螺杆、钢球和螺母传动副螺母内径D3=D2+8%D1=36mm每个环路中钢球的数量为：二DW二DW。匚n= 1— ——1=35dcos二0d其中%为螺杆的螺线导程角，选6。。接触角9是钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角，一般取45°,以使轴向力和径向力分配均匀。图6-3图6-3螺杆，钢球，螺母传动副转向盘转动手角，对应螺母移动距离s为：(6-12)PP(6-12)s二 2二与此同时齿扇节圆转过的弧长等与s,相应摇臂轴转过七角，其关系：S= -pr (6-13)

其中r为齿扇节圆半径联立(6-12)(6-13)得空=誓%，将中对Pp求导，得转向器角2二-mZ2二-mZ2二mZP=24.492齿条、齿扇传动副设计循环球式转向器的齿扇为变厚齿扇，它的齿顶和齿根的轮廓是圆锥的一部分，分度圆上的齿厚是变化的，所以此传动副的设计主要是变厚齿扇的设计。表6-2基准剖面(1-1剖面)的齿形计算：名称结果(mm)分度圆直径D=mZD=90齿顶高_ _S02 _ - -&2=R[—-2(inv-2-inv-%)]%=xmr=6齿根高h2=x2mh2=1.5齿全高h=h1 h2h=7.5齿顶圆直径DZ=( 2x121)mD1=102分度圆齿厚冗 尸So1=(一21tan二")m2S01=9.42顶圆压力角：1=cos4(—cos10)R1%=39.75°

顶圆齿厚So顶圆齿厚§1=6S11=R1[一-2(inv-1-inv-0§1=6表6-3最大变位系娄攵剖面（2-2剖面）齿顶变尖核算：结果（mm）最大变位系max-1- 2-1 tan)2mmax=0.3608齿顶圆半径Z 、R2二(二X1 max)m2R2=50.1648齿顶圆压力角r-、-2=cos(—cos-0)a2=40.642 °分度圆齿厚冗 rS02=(二,2maxtan:0)m2S02=11.4389齿顶圆齿厚八 S02S12=R2[-02-2(inv-2-inv-0)]rS2=1.698

图6-4图6-4变厚齿扇齿形计算简图向系主要性能参数确定转向系的角传动比c出旷暖 （6-14）式中匕为转向器的角传动比，匕=24.492;ia为转向传动机构的角传动比，一般选择i年二1。代入（6-9）得 s=24.492其中i#=l2 式中为转向摇臂长（mM，所以==137mmcI3转向盘旋转圈数n」P.R360」P.R360(6-15)式中Q.r为转向盘从一个极限位置到另一个极限位置所转过的>.R♦ )maxmax>.R♦ )maxmax)=24.492 父(26.17°+31.66°)=1416.37所以=1416.37所以n=1416.37+3600=3.9(圈)系其他元件的选择及材料的确定转向主销选用圆柱实心型，D=40mm；一般选用20Cr。转向节臂和梯形臂有中碳钢或中合金钢如35Cr,40,40Cr等模锻加工而成，一般选用40Cr。转向纵、横拉杆应选用质量较轻刚性较好的20,30或40无缝钢管制造，选用40钢。球头销用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrMnTi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi等制造（如下图所示结构），一般选用20CrMnTi。图6-5转向主销图6-5转向主销1-球头销2-球头碗3-压紧弹簧第七章悬架的设计计算§7.1悬架主要参数的确定§7.1.1影响平顺性的参数悬架设计的主要目的之一是确保汽车具有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。1,平顺性评价指标ISO2631规定，当振动波形峰值系数W9时，用加速度的加权均方根值来评价振动对人体舒适性和健康的影响。评价时采用人体坐姿受振模型，如图4-1,不仅考虑座椅支撑面处输入点3个方向的线振动(Xs，ys，Zs),还考虑该点3个方向的角振动("「yJz)及座椅靠背和脚支撑面两个输入点各3个方向的线振动(xb,yb,z&Xf,yf,Z,共3个输入点12个轴向的振动。对于每个轴向的振动，具加权加速度均方根值aw可由下式得到：aw=&W2(f)Ga(f)df (式7-1)0.5式中Ga(f)——振动加速度功率谱密度函数，可由加速度时间历程a(t)得到；W(f)——考虑人体对不同频率振动的敏感程度不同而引入的频率加权函数。

图7-1人体坐姿受振模型考虑到不同输入点、不同轴向的振动对人体影响的差异，总的加权加速度均方根值av可求出为：av=（通）2 （式7-2）式中 awj——用式4-1求出的各轴向振动加速度均方根值；kj——各轴向加权系数。总的加权加速度均方根值与人体主观感觉之间的对应关系如表7-1:表7-1加权加速度均方根值与人途主观感觉之间的关系加权加速度均方根值/m加权加速度均方根值/m/s2人体主观感觉<0.315没有不舒适<0.3150.315〜0.63 略有不舒适0.5〜1.0 有些不舒适0.8~1.6 不舒适1.25〜2.5 很不舒适>2.0 极不舒适汽车的振动输出由道路激励输入和汽车对振动的传递特性共同决定。路面不平度可以用道路功率谱Sq(Q)表征，其中建为空间频率，是路面不平度波长的倒数。当汽车以车速v(m/s跛过给定的路面时，道路激励的时间功率谱可表述为：v ,、Sq(f尸—&8)=Csp口 (式7-3)v f式中 Csp 路面不平度系数，m/s?;f时间频率，Hzo大量的研究和实践结果表明，对平顺性影响最为显著的三个悬架特性参数为：悬架的弹性特性、阻尼特性以及非悬挂质量。2,悬架的弹性特性和工作行程对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数'=Py2/ab=0.8~1,2因而可以近似地认为君=1,即前后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相互独立的，并用偏频n,n2表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。一般对于采用钢制弹簧的轿车，n1约为1~1.Hz(60诙80/mn2约为1.17~1Hz5非常接近人体步行时的

自然频率。载货汽车的偏频略高于轿车，前悬架约为1.3Hz,后悬架则可能超过1.5Hz。为了减小汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为n1/n2=0.85~0.95。具体的偏频选取可参考表7-2:表7-2汽车悬架的偏频、静挠度和动挠度车 满载时静挠度 满载时动挠满载时偏频n/Hz型 fc/cm 度fd/cmn1 n2 fc1 fc2 fd1 fd1载货1.51〜2.04 1.67〜2.23 6~11 5~9 6~9 6~8车由上表选取货车满载时前后悬架的偏频分别为：n1=1.9Hz,n2=2.1Hz所以n/n2=1.9/2.1=0.90,满足要求。当名=1时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率n1,“与其相应的悬架刚度Cs1和Cs2以及悬挂质量ms1和ms2之间有如下关系：（式7-4）式中g 重力加速度，g=981mm/s；Cs1,Cs2 前、后悬架刚度，N/mm；

Gs1,Gs2——前、后悬架簧载重力，No为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量ms1和ms2。而ms1和ms2可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。即：msi1mmsi1m前轮轴荷一m前轮非簧载质量21(式7-5)ms2=2m后轮轴荷一m后轮非簧载质量为了获得良好的平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为50kg,后悬架的非簧载质量为100kgo将数据代入式7-5得出：1 ms1=](1.3825t-0.05t)=0.66625t;1八八 … ,…ms2=3(2.5675t-0.1t)=1.23375t。将计算所得的ms1和ms2代入式7-4,得至U:前、后悬架的刚度分别为：Cs1=94.86N/mm；Cs2=214.58N/mm。由于悬架的静挠度fc=ms[&因而式7-4又可表达为：15.76(式7-6)(式7-6)15.76fc2式中心，%的单位为mm所以由式7-6求出前、后悬架的静挠度分别为：fd=68.mmf2=56.32mm。C2悬架的动挠度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或1/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块，应当有足够的动挠度，对于轿车fd/fc的值应不小于0.5,大客车应不小于0.75,载货汽车1.0。所以选取货车前后悬架的动挠度等于静挠度，即：fdi=口=68.8mmfd2=匕=56.32mm。此时悬架总的工作行程即静挠度fc和动挠度fd之和等于：f1=137.6mm,f2=112.6mm3,悬架的阻尼特性当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车悬挂质量的振动将会延续很长的时间，因此，悬架中一定要有减振的阻尼力。对于选定的悬架刚度，只有恰当地选择阻尼力才能充分发挥悬架的缓冲减振作用。对于一个带有线性阻尼减振器的悬架系统或弹簧一质量一阻尼系统，可用相对阻尼比，来评价阻尼的大小或振动衰减的快慢程度。相对阻尼比可表达为：（式7-7）=2...Cs（式7-7）式中Cs——弹簧刚度；mk 悬挂部分的质量。上式表明，减振器的阻尼作用除与其阻尼系数k有关外，也与悬架的刚度及悬挂质量有关。不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时会产生不同的阻尼效果。为了获得良好的平顺性，典型的相对阻尼比如表7-3:表7-3汽车悬架的偏频及相对阻尼比空气弹簧钢制弹簧轿车载货汽车轿车载货汽车前悬后悬前悬后悬刖悬后悬前悬后悬架架架架架架架架偏频n0.50.80.81.21.01.21.31.5*0.80.60.80.60.40.20.40.3性元件的计算悬架钢板弹簧的设计计算1,钢板弹簧的布置方案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的应用。采用纵置钢板对称式钢板弹簧。

2,钢板弹簧主要参数的确定在进行钢板弹簧计算之前，已知下列初始条件a,单个钢板弹簧所受的负荷Fw2：1 1 ms2=32.5675t-0.1t=1.23375tFw2=1233.759.8=12090.75Nb,后悬架的静挠度和动挠度为：b,后悬架的静挠度和动挠度为：fd2=匕=56.32mmc,汽车的轴距为：L=3400mm（1）满载弧高fa满载弧高fa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，如图7-9,fa用来保证汽车具有给定的高度。当fa=0时，钢板弹簧在对称的位置上工作。考虑到使用期间钢板弹簧塑性变形的影响和为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常取fa=10l_20mmo这里取fa=15mm。图7-9图7-9钢板弹簧总成在自由状态下的弧高⑵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，改善汽车行驶平顺性；在垂直刚度Cs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。一般在下列范围内选用钢板弹簧的长度：乘用车L=(0.40~0.55)轴距；货车前悬架，L=(0.26~0.35)轴距，后悬架：L=(0.35~0・45距。这里选取后悬架的钢板弹簧长度为L=°.35234回1国卿(3)钢板断面尺寸及片数的确定。a,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6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J°o对于对称钢板弹簧有：J0=[(L-ks法l/(48E) 式(7-16)式中s U形螺栓中心距(mm)；k——考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数(刚性

夹紧：取k=0.5。挠性夹紧：取k=°）;c——钢板弹簧的垂直刚度（N/mm）,c=Fw/fc；6——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n0,求得n=n1/n0,然后用B=1.5/1.（041"0城定5）;E 材料的弹性模量（MPa）。在此参考同类型车，选取s=100mm；采用刚性夹紧，所以k=0.3钢板弹簧的垂直刚度，c=Fw/fc=214.N8mm；与主片等长的重叠片数n1=2；估计总片数为8;TOC\o"1-5"\h\z, 1二n1/n0——3.

?1.5/1.0410.5 1.24挠度增大系数Jv ;5材料的弹性模量E=2.110Mpa（选择20crMo作为悬架材料）计算得到3J。4 4=4.0110J。4 4=4.0110mm" '~' ~5482.110式（7-17）式（7-17）W0qFwL-ks/4l-w1式中 law]——需用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐bw】在下列范围选取：前弹簧和

平衡悬架弹簧为350~450MPa；后主簧为450~550MPa；后副簧为220~250MPa。这里选取b」=500MPa所以计算得到，W0>"1233.759.8 1200M0.)510>0/!4=500; 6952.18因此选取钢板弹簧总截面系数W0=1.314Q将式4-15代入下式计算出钢板弹簧的平均厚度二：php=2Jhp=2J0/W0=(L-ks)dbw]式(7-18)所以代入上述计算所得的J。和W0得h=10mm验算钢板弹簧的比应力行和极限应力6max,比应力是指弹簧单位变形的应力，它对钢板弹簧的疲劳寿命有显著影响。满足设计要求中的货车的前，后簧仃=45155Mpa/cm,仃max=900L1000N/mm2。钢板弹簧的比应力表达为：式(7-19)式(7-19)fc:'i.L-'ks)所以代入上述计算所得的数据有：—1-c 62.11066=一= 2=4.61MPa/mm=46.1MPa/cm<后],才两足要fc 1.241200-0.5100钢板弹簧的极限应力表达为：仃max=b(fc+fd) 式(7-20)所以代入数据得到：bmax=E(fc+fd)=46.1«5.632+5.632)=519.3MPa<bmax],满足要求。有了hp以后，再选钢板弹簧的片宽b。增大片宽，能增加卷耳p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6~10范围内取。p这里综合考虑以上因素，选取片宽和片厚的比值为6,所以选取钢板弹簧的片宽b=6父10定6mm。b,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（7-21）J0=nbh式（7-21）式中，n为钢板弹簧片数。由式7-21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J。的变化；再结合式7-16可知，总惯性矩J。的改变又会影响到钢板弹簧的垂直刚度的变化，也就是影响汽车的平顺性的变化。其中，片厚h的变化对钢板弹簧总惯性矩的影响最大。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1.5。

这里初取钢板弹簧的片厚为10,钢板采用相同厚度。在后面对钢板弹簧的刚度将进行验算。c,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7-10）。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7-9b、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。町町图7-10叶片断面形状a）矩形断面d）a）矩形断面d）单面有双槽的断面b）T形断面c）单面有抛物线边缘断面该设计选取矩形断面钢板弹簧d,钢板弹簧的片数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6〜14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。前面已经提到出去钢板弹簧的片数为n=6片。3,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可近似简化为等强度梁，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7-11）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：图7-11双梯形钢板弹簧先将各片厚度h的立方值hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上（图4-12），再沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U形螺栓中心距的一半s/2,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决定了各片长度。当有与主片等长的重叠片时，可将B点与最下一个重叠片的上侧端点相连，如图7-11所示。图7-12确定钢板弹簧各片长度的做图法4,钢板弹簧的刚度验算在此之前，有关挠度增大系数6、惯性矩J0、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：nc=6^E/\\La；书YkQ 式（7-22）k k1其中 ak+=（l1-lk+l）,K=1/ZJi，Yk+="ZJi°i1 i1式中U为经验修正系数，a=0.83〜0;.E为材料弹性模量E=2.15MP,a这里取；11、lk书为主片第k+1片的一半长度。在此选取经验修正系数口=0.83由于可以将钢板简化为矩形截面梁，受力情况类似于简支梁受力情况，在钢板弹簧的中央受到一个向下的力F,根据材料力学知识，此时弹簧的挠度为i=£w—,而各片钢板弹簧的刚48EI

度又可表示为：c=%

fc此时各片钢板弹簧的刚度可以表示为：Ci48FEIi48EIiFLi3LiCi48FEIi48EIiFLi3Li3式（7-21）分别计算出8片钢板弹簧的惯性矩：4=应12，单位为4mmo由于各片钢板弹簧片厚和片宽尺寸相同，所以它们的断面惯性矩相同，计算得至U：J1=J2■二J8一一_36063124=1080mm各截面上各片的弯矩和为：1 ,9.2610J1J1Y2J1J2 2=4.63父10”；第四片上第四片上3.09、；0丫4=—=2.31父104;4丫5Y 4二」1.85 1;05第六片上丫64.541;0首先，用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求得钢板弹簧总成的自由刚度cj所以，a2=l—2毛00—600=03,=lT=600490;110TOC\o"1-5"\h\za4=l—4600—38d2a0,454 = 600;2=70 330a6=l_16=600—160=440。此 时nZ ak+(Yk —Yk+ )= a2( Y—均+ a3 Y2~》+ a4 Y3 片(a5 ^4 JY5 ja6_Y5 )Y6k4代入上述数据，计算得至U：n工a3书(Yk―丫1)=1103M(4.63—3.09产10工+2203次(3.0