汽车前桥毕业设计说明书

在目前金融危机的大环境下，伴随着汽车行业的发展，轻型货运汽车在国民生产中扮演着更重要的角色。轻型载货汽车各个领域得到了广泛应用，对于它的设计是依据以往理论知识及实践经验，在满足其功用的前提下来进行的。转向系统是用来保持或改变汽车行驶方向的机构，它在整体设计中亦有其重要地位，对转向时车轮正确运动和汽车的安全行驶有重大影响，这就要求其工作可靠、操纵轻便。在目前的设计和使用方面，转向系统由机械式和动力式两类，由于动力式转向系统能减轻驾驶员的负担，而且操作方便，所以到广泛使用。机械式转向系统由于造价低廉，而且能够满足轻型货车等一大部分汽车的转向需要，固也得到了广泛的使用。机械式转向系由操纵机构、转向器和转向传动机构组成，其重点是转向器和传动机构的设计。现今国内轻型汽车多才用整体式循环球式转向器，整体式后置梯形。本毕业设计说明书，主要讲述了前桥前悬和转向系统的选择设计和方案分析。对前桥前悬和转向系统的分类和工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来进行设计；对于转向系统的重要组成部分转向器和转向传动机构进行分析设计，选择合适的机构和零件。第一章概述从动桥通过悬架与车架相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。从动桥还要承受和传递制动力矩。根据从动车轮能否转向，从动桥分为转向桥与非转向桥。一般汽车多以前桥为转向桥。为提高操纵稳定性和机动性，有些轿车采用全四轮转向。多轴汽车除前轮转向外，根据对机动性的要求，有时采用两根以上的转向桥直至全轮转向。一般载货汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向从动桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野汽车均为全轮驱动，故它们的前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。从动桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与断开式两种。与非独立悬架相匹配的非断开式从动桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是转向桥时，则其两端经转向主销与转向节相联。断开式从动桥与独立悬架相匹配。为了保持汽车直线行驶的稳定性、转向轻便性及汽车转向后使前轮具有自动回正的性能，转向桥的主销在汽车的纵向和横向平而内都有一定倾角。在纵向平面内，主销上部向后倾斜一个角，称为主销后倾角。在横向平面内，主销上部向内倾斜一个B角，称为主销内倾角。还有车轮外倾角及前束。在汽车的设计、制造、装配调整和使用中必须注意防止可能引起的转向车轮的摆振，它是指汽车行驶时转向轮绕主销不断摆动的现象，它将破坏汽车的正常行驶。转向车轮的摆振有自激振动与受迫振动两种类型。前者是由于轮胎侧向变形中的迟滞特性的影响，使系统在一个振动周期中路面作用于轮胎的力对系统作正功，即外界对系统输入能量。如果后者的值大于系统内阻尼消耗的能量，则系统将作增幅振动直至能量达到动平衡状态。这时系统将在某一振幅下持续振动，形成摆振。其振动频率大致接近系统的固有频率而与车轮转速并不一致，且会在较宽的车速范围内发生。通常在低速行驶时发生的摆振往往属于自摄振动型。当转向车轮及转向系统受到周期性扰动的激励，例如车轮失衡、端面跳动、轮胎的几何和机械特性不均匀以及运动学上的干涉等，在车轮转动下都会构成周期性的扰动。在扰动力周期性的持续作用下，便会发生受迫振动。当扰动的激励频率与系统的固有频率一致时便发生共振。其特点是转向轮摆振频率与车轮转速一致，而且一般都有明显的共振车速，共振范围较窄（3〜5km/h）。通常在高速行驶时发生的摆振往往属于受迫振动型。转向轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有结构设计的原因和制造方面的因素.如车轮失衡、轮胎的机械特性、系统的刚度与阻尼、转向轮的定位角以及陀螺效应的强弱等；又有装配调整方面的影响，如前桥转向系统各个环节间的间隙（影响系统的刚度）和摩擦系数（影响阻尼）等。合理地选择这些有关参数、优化它们之间的匹配，精心地制造和装配调整，就能有效地控制前轮摆振的发生。在设计中提高转向器总成与转向拉杆系统的刚度及悬架的纵向刚度，提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆系中设置横向减震器以增加阻尼等，都是控制前轮摆振发生的一些有效措施。第二章从动桥的方案确定§2.1从动桥总体方案确定转向从动桥的主要零件有前梁，转向节，主销，注销上下轴承及转向节衬套，转向节推力轴承，轮毂等。转向前桥有断开式和非断开式两种。断开式前桥与独立悬架相配合，结构比较复杂但性能比较好，多用于轿车等以载人为主的高级车辆。非断开式又称整体式，它与非独立悬架配合。它的结构简单，承载能力大，这种形式再现在汽车上得到广泛应用。因此本次设计就采用了非断开式从动桥。作为主要零件的前梁是用中碳钢或中碳合金钢的，其两端各有一呈拳形的加粗部分为安装主销的前梁拳部；为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用工字形断面并相对两端向下偏移一定距离，以降低发动机从而降低传动系的安装位置以及传动轴万向节的夹角。为提高其抗扭强度，两端与拳部相接的部分采用方形断面，而靠近两端使拳部与中间部分相联接的向下弯曲部分则采用两种断面逐渐过渡的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加宽文承面。转向节用中碳合金钢模级成整体式结构。转向节通过主销与前梁的拳部相连，使前轮可以绕主销偏转一定的角度使汽车转向。为减小磨损，转向节销孔内设计时压入青铜衬套，衬套上的润滑油槽在上面端部是切通的，用装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑，为使转向轻便，在转向节和前梁拳部设有圆锥推力滚子轴承。主销的几种结构型式如图2-1所示，本次设计用(a)。

亠I-JI.枣(a)亠I-JI.枣(a)(a)圆柱实心型图2-1主销结构形式(b)圆柱空心型(c)上，下端为直径不等的圆柱，中间为锥体的主销(d)下部圆柱比上部细的主销车轮轮毂通过两个圆锥滚子轴承支撑在转向节外端的轴颈上，轴承的松紧度可通过调整螺母进行调整。轮毂外端用冲压的金属外罩罩住。轮毂内侧有油封，以防润滑油进入制动器内。第3章汽车悬架的结构选型与分析§3.1悬架的设计要求悬架的主要功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩，并缓和汽车行驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求：(1)通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，即具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩或伸张行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力；⑵合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性的要求；(3)导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引发转向轮摆振；⑷侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车制动和加速时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时车身纵倾；(5)悬架构件的质量要小尤其是非悬挂部分的质量要尽量小；⑹所有零部件应具有足够的强度和使用寿命；⑺制造成本低；（8）便于维修、保养。§3.2悬架的结构形式分析§3.2.1悬架结构形式的分类悬架可分为非独立悬架和独立悬架两类。非独立悬架的结构特点是，左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身）连接；独立悬架的结构特点是，左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接。（图3-1）图3-1悬架的结构形式简图a）非独立悬架b）独立悬架以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优点是：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点是：由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度（特别是前悬架），使之刚度较大，所以汽车平顺性较差；簧下质量大；在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响，并使车轴（桥）和车身倾斜；当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆使前轮容易产生败阵；前轮跳动时，悬架易于转向传动机构产生运动干涉；当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，不仅车轮外倾角有变化，还会产生不利的轴转向特性；汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性；车轴（桥）上方要求有与弹簧行程相适应的空间。这种悬架主要用在总质量大些的商用车前、后悬架以及某些乘用车的后悬架上。非独立悬架主要用于货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架。独立悬架的优点是：簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车的行驶平顺性；由于采用断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮各自独立运动互不影响，可减小车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力；独立悬架主要用于轿车和部分轻型货车、客车及越野车。§3.2.2悬架的组成及各部件作用悬架作为一个完整的系统主要包括四大部分：⑴弹性元件作用是：避免道路冲击力直接传到车架、车身并缓和冲击力。用于悬架的弹性元件主要有：a，钢板弹簧，大多用于非独立悬架；b，螺旋弹簧，广泛用于独立悬架，特别是前轮独立悬架，有些后轮非独立悬架，必须加减振器和导向机构；c，扭杆弹簧，扭杆本身扭转刚度是常数，但采用扭杆弹簧的悬架是变刚度的；d，气体弹簧，变刚度弹簧，一般要导向机构；e，橡胶弹簧，多作悬架副簧和缓冲块。⑴减振器作用是：加速车架与车身振动的衰减，改善汽车行驶的平顺性。用于悬架的减振器有以下几种：a，油液式双向作用筒式减振器，在压缩和伸张两行程内部起减振作用；b，油液式单向作用筒式减振器，仅在伸张行程起减振作用；c，油气充气式减振器d，阻尼可调式减振器，当悬架系统某一参数变化时，减振器阻力也随之变化⑵导向机构作用是：作传力机构的同时，使车轮按照一定的轨迹相对于车架和车身跳动，起导向作用。⑶横向稳定器作用是：安装于多数轿车和客车上，目的是为了防止汽车转向时，发生过大的横向倾斜。§3.3前悬架方案的选择由于本设计是针对轻型货车的底盘结构，并且汽车的布置采用前置后驱，故在前悬架的选择上可以采用纵置板簧式非独立悬架。纵置板簧式非独立悬架的优点：由于钢板弹簧本身可兼起导向机构的作用，并有一定的减振作用，使得悬架的结构大为简化。因而在非独立悬架中大多数采用钢板弹簧作为弹性元件。结合本设计是研究轻型货车，在后悬架的选择时，对舒适性的要求不高，结构简单、易于布置，故后悬架采用纵置板簧式非独立悬架。如图3-3:图3-3纵置钢板弹簧非独立悬架结构简图第四章转向系的方案确定§4.1转向系整体方案确定用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构即称作汽车的转向系。转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。在现代汽车结构中，常用机械式转向系。机械式转向系依靠驾驶员的手力转动方向盘，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车装有防伤机构和转向减振装置。还有一些汽车的专门装有动力转向机构，并借助此机构来减轻驾驶员的手力，以降低驾驶员的劳累程度。本次设计采用机械式转向器。对转向系的主要要求有：一、 操纵轻便。转向时加在方向盘上的力对轿车不超过200N，对轻型货车不超过360N,对中型货车不超过450N,方向盘的回转圈数要少。二、 工作安全可靠。三、 在转向后，方向盘有自动回正能力，能保持汽车有稳定的直线行驶能力。四、 在前轮受到冲击时，转向系传递反向冲击到方向盘上要小。五、 应尽量减小转向系统连接处的间隙，间隙应能自动补偿即调整，除了设计应正确的选择导向轮的定位角外，转向盘在中间式的自由行程应当保证直线行驶的稳定性和转向盘相对导向轮偏转角的灵敏度。§4.2转向器结构形式及选择根据转向器所用传动副的不同，转向器有多种。常见的有循环球式球面蜗杆蜗轮式、蜗杆曲柄销式和齿轮齿条式等。转向器的结构形式，决定了其效率特性以及对角传动比变化特性的要求。选用那种效率特性的转向器应有汽车用途来决定，并和转向系方案有关。经常行驶在好路面上的轿车和市内用客车，可以采用正效率较高的、可逆程度大的转向器。效率高、工作可靠、平稳，蜗杆和螺母上的螺旋槽在淬火后经过磨削加工，所以耐磨且寿命较长。齿扇和齿条啮合间隙的调整工作容易进行。和其它形式转向器比较，其结构复杂，对主要零件加工精度要求较高。蜗杆曲柄销式转向器角传动比的变化特性和啮合间隙特性变化受限制，不能完全满足设计者的意图。齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低，正、逆效率都高。为了防止和缓和反向冲击传给方向盘，必须选择较大的传动比，或装有吸振装置的减振器。本设计采用循环球式转向器。§4.3循环球式转向器结构及工作原理循环球式转向器中一般有两级传动副。第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。转向螺杆的轴颈支撑在两个圆锥滚子轴承上。轴承紧度可用调整垫片调整。转向螺母的下平面上加工成齿条，与齿扇轴内的齿扇部分相啮合。通过转向盘转动转向螺杆时，转向螺母不转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。为了减小转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，其间装有小钢球以实现滚动摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面轮廓的螺旋管状通道。转向螺母外有两根导管，两端分别插入螺母的一对通孔。导管内装满了钢球。两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。转向器工作是两列钢球只是在各自封闭的流道内循环，而不脱出。转向螺母上的齿条式倾斜的，因此与之啮合的齿应当是分度圆上的齿厚沿齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。因为循环球转向器的正传动效率很高，操作轻便，使用寿命长。经常用于各种汽车综上最后本次设计选定循环球式转向器。第五章从动桥的设计计算§5.1从动桥主要零件尺寸的确定转向从动桥采用工字形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大，强度高。工字形断面尺寸的推荐值，见图5-1，图中虚线绘出的是其当量断面。该断面的垂向弯曲截面系数Wv和水平弯曲截面系数Wh（单位为mm3）可近似取为(5-1)Wv=20a3(5-1)3}Wh=5.5a3式中a----工字形断面的中部尺寸由经验公式:Wvml由经验公式:Wvml2200式中m---作用于前梁上的簧上质量;l---车轮中线至板簧中线的距离。2200Wv=490 304 10 =67.5i03mm32200求得a=15mm§5.2从动桥主要零件工作应力的计算主要是计算前梁、转向节、主销、主销上下轴承（即转向节衬套）、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。绘制计算用简图时可忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角，车轮外倾角均为零，而左右转向节轴线重合且与主销轴线位于同一侧向垂直平面内。如下所示：

图5—1转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图1-制动工况下的弯矩图2-侧滑工况下的弯矩图制动工况下的前梁应力计算：制动时前轮承受的制动力pz和垂直力乙传给前梁，使前梁承受弯矩和转矩。考虑到制动时汽车质量向前，转向桥转移，则前轮所承受的地面垂直反力为： 乙二皿2式中：G!——汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N;mi 汽车制动时对前桥的质量转移系数，对轿车和载货汽车的前桥可取1.5；质量分配给前桥35%;Zi=G^mi=丄0.3553009.81.5=12550.76N22前轮所承受的制动力Pz=乙式中：-——轮胎与路面的附着系数取为0.6；Pz=12550.76 0.6=7630.45N由于乙和Pz对前梁引起的垂向弯矩Mv和水平方向的弯矩Mh在两钢板弹簧座之间达最大值，分别为：G1 B—SMv=(Z1-gw)12=( -gw)N*mm22

Gi,B—SMh=PZ 〔2= ■:、：l2 -m1 N•mm22式中：丨2—见图5—1,取J=397mmgw—车轮（包括轮毅、制动器等）所受的重力，N;取gw=980N;B—前轮轮距取B=1567mm；S—前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为767mm1567-767 M贝U Mv=（12550-980） £二4684290N•mmMh-125500.6400=3704016N•mm制动力Pz还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T:T=PzrrN•mm式中：rr—轮胎的滚动半径取410mm则有T=9330 410=3825300N•mm前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力j（单位为MPa）为:MMhw=WvWh式中： W,,Wh,T——见式（5-1）前梁应力的许用值为tw1=300〜500MPa,当a=15mm时,:~w=236.48N •mm故a=15mm满足使用条件。§5.3在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算当汽车承受最大侧向力时无纵向力作用，左、右前轮承受的地面垂向反力Z1L和乙R与侧向反力Yl,Yr各不相等，前轮的地面反力（单位都为N）分别为：

T1(12hg1BiT1(12hg1BiGi(1-2hgi式中：hg—汽车质心高度取为iiOOmmi—车轮与地面附着系数取为0.42；此时Yil，Yr向右作用。则有:20734.352(i2iiOO0.42

i567=i6480.30i8N20734.35(i_220734.352(i2iiOO0.42

i567=i6480.30i8N20734.35(i_2嗖严)1567二4254NYl20734.352(1 21100°・42)0.421567=6921.72N156720734.35(i_211000.42)0.42=1786.7N1567侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂直作用力为：T1L=0.5Gi■G-ii(hg-■rr)"'ST2^-0.5Gi-Gii(hg-仃)-飞式中： Gi—满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷G=1232.98 9.8=12069.2N ；则有 T1L=0.512069.220734.350.3(1100-500)一‘767=10008.56NT2R=0.512069.2-20734.350.3(1100-500)"767=1169.73N§5.4转向节在制动和侧滑工况下的应力计算如图5—2所示，转向节的危险断面在轴径为di的轮轴根部即III-III剖面处

图5图5—2转向节，主销及转向节衬套的计算用图一、在制动工况下III—III剖面处的轴径仅受垂向弯矩Mv和水平方向的弯矩Mh而不受转矩，因制动力矩不经转向节的轮轴传递而直接由制动底板传给在转向节上的安装平面。这时的Mv，Mh及III—III剖面处的合成弯矩应力J（MPa）为：Mv=(Zi-gw)I3J(乙—gw了+P；=U 0.1d,3式中：d,—转向节的轮轴根部轴径取为50mm,13=30mmw]=550MPa,M；MfM；Mf-W

得：cr<trIw w30 12550一980：933°2=76.099MPa0.1503故50mm的轴颈满足要求。转向节采用30Cr，40Cr等中碳合金钢制造，心部硬度HRC2412.0mm。轮轴285，高频淬火后表面硬度HRC57〜65,硬化层深1.52.0mm。轮轴、在侧滑工况下

在侧滑时左、右转向节在危险断面III—III处的弯矩是不等的，可分别下式求得：Ml皿』=Z1LI3-丫1Lrr=16480.301830-6921.72410=-2343196.146Mr皿』=Z1RI3+YRrr=4254x30+1786.7x410=860168.998许用弯矩Ml=5106N*mm因此左右转向节都符合要求。§5.5主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算在制动和侧滑工况下，在转向节上、下衬套的中心，即与轮轴中心线相距分别为c,d的两点处，在侧向平面(图5—2(c))和纵向平面(图5—2(d))内，对主销作用有垂直其轴线方向的力。一、在制动工况下地面对前轮的垂向支承反力乙所引起的力矩Z1l1，由位于通过主销轴线的侧向平面内并在转向节上下衬套中点处垂直地作用于主销的力Qmz所形成的力偶矩Qmz(c+d)所平衡(见图5—2(b))，故有^鸽二詈詈"41.27N式中l1取150，c取91，d取98mm制动力矩PzR由位于纵向平面内并作用于主销的力Qmz所形成的力偶Qmz(c+d)所平衡(见图5—2(c))。故有mzPzGcd9330410mzPzGcd93304109198二20239.7N而作用于主销的制动力Pz，则由在转向节上下衬套中点处作用于主销的力Qzu，Qzl平衡(见图5—2(c))，且有：Pzd 933098cd一9198=4837.78NPPzd 933098cd一9198=4837.78NPzC9330919198-4492.22N由转向桥的俯视图(图5—2(d)的下图)可知，制动时转向横拉杆的作用力N为:N=PzN=Pzll9330 150.7404.76N9198力N位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为14(取为100mm)如将N的着力点移至主销中心线与轮铀中心线的交点处.则需对主销作用一侧向力矩Nl4(见图5—2(b))。力矩Nl4由位于侧向平面内并作用于主销的力偶矩所平Qmn(c+d)衡，故有QmnNl4

cdQmnNl4

cd7404.7610091 98=3917.9N而力N则内存整向节上下衬套中点处作用于主销的力Qnu,Qni所平衡，且有：Qnu二出=7404.7698=3839.5Nc+d 189 Nl7404.7691Qnic+d2565.25N189由图5—2(b)可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力Qu和下衬套的中心作用于主销的合力Q1分别为：Qu=.QMZQMN-Qnu2+(Qmz-Qtuf=20440.3NQ1=、Qmz Qmn Qni!亠IQmzQti =31708.2N由上两式可见，在汽车制动时，主销的最大载荷发生在转向节下衬套的中点处，其值为Q=31708.2N。二、在侧滑工况下仅有在侧向平面内起作用的力和力矩，且作用于左右转向节主销的力Qmz是不相等的，它们可分别按下式求得：.Zd1-Y.Zd1-Y1L&Qmzl_ 'c+d工「1935.766NZM丫皿 4254.1501501786.7410Qmzr 7252.1Ncd 9198取Q1,Qmzl,Qmzr中最大的作为主销的计算载荷Qj=Q^31708.2N，计算主销在前梁拳部下端面应力二w和剪切应力s:

Qj0.1d3hMPa4QQj0.1d3hMPa4Qj■dlMPa；式中：do—主销直径取为32mm;h—转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离，见图5—2(a),取h=36mm；317082:二w 336=348.35MPaL「w丨;0.132431708.23.14431708.23.14322=39.4MPa<!-.s1;其中twl=500MPa；鳥=100MPa。主销采用20cr，20CrNi，20crMnTi等低碳合金钢制造，渗碳淬火，渗碳层深1.0〜1.5mm，HRC56〜62。转向节衬套的挤压应力匚c为：Qj=31708.2=26.仁：L-J-50MPaId。 3632式中：I—衬套长为36mm=在静载荷下，上式的计算载荷取Qj15550150Qj1555015091 98=12341.2N鱼=12341.2/0.7MPa：：[-c^15MPa。Id。 3632 c§5.6转向节推力轴承的计算对转向节推力轴承，取汽车以等速na=40km/h，沿半径R=50m的圆周行驶的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯，外轮即左前左轮的地面垂向反力Z1L增大。2G 2hVaZ1^G1[1(g)(—)]，将上述计算工况的有关数据代入上式，并2 B1Rg

hgB0.5hgB0.5则有：Zil二1.25Gl=0.62Gi2可近似地认为推力轴承的轴向载荷Fa等于上述前外轮的地面垂向外力，即：Fa=0.625Gi=13328N。鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大及轴承滚轮使圆周破坏带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量C0厂42.8KN进行，且取当量静载荷R=0.4九“7.12KN》Fa，故此推力轴承满足要求。第六章转向系统的设计计算§6.1转向系主要性能参数§6.1.1转向器的效率功率Pl从转向轴输入，经转向器输出所求得的效率称为正效率，n_(Pi—P2)+—用符号•表示， P3 ;反之称为逆效率，用符号-表示，_(P3-P2)""P3 。其中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在齿条轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动方向盘轻便，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。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至方向盘时应尽可能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。转向器的正效率:影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结果特点、结构参数和制造质量等。转向器类型、结构特点与效率在前述的几种转向器中，齿轮齿条式、循环球式的正效率比较高。同一类型的转向器，因结构不同效率也不一样。转向器逆效率-：根据逆效率大小的不同，转向器又分为可逆式、极限可逆式、和不可逆式三种。齿轮齿条式转向器属于可逆式转向器，其逆效率相当高，它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶的安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”使之精神紧张；如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。§6.1.2传动比的变化特性转向系传动比转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。力传动比与转向系角传动比的关系轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩Mr之间的关系(6-1)式中，a为主销偏移距此处a=122mm,指从转向节主销轴线的延长线与支撑平面的交点至车轮中心平面与支撑平面交线间的距离。作用在方向盘上的手力为Fh为DSW(6-2)式中，Mh为作用在方向盘上的力矩；Dsw为方向盘的直径。2Fip将式(6-1)、 (6-2)代入wFh后得到ip」rXDSWMhXa(6-3)有(6-3)知，当主销偏移矩a小时，力传动比ip应取大些才能保持转向轻便。§6.2主要参数的确定§6.2.1给定的主要计算参数轴距L=3306mm轮距前轮1567mm后轮1485mm轮胎70.00-20D=508mmB=293mm最小转弯半径小于等于5.5m§6.2.2选择主要转向参数汽车在转向时需要有自动回正能力，这需要转向主销在汽车的纵向和横向平面内各有一定的倾角。所以选定主销后倾角丫为2°30'，主销内倾角B为7°,车轮外倾角a为1°,前轮前束为10mm转向盘由轮毂、轮缘和轮辐构成，方向盘的直径D有一系列尺寸(如表6-1)表6-1转向盘直径汽车类型 方向盘直径D,mm轿车、小型客车、小载重量货车 400中型大客车、中等载重量货车 450、500大型客车、大载重量货车 550可选择方向盘直径400mm,转向轴是用双万向节，轴与万向节的连接用花键来实现。§6.2.3车轮的左右最大转角确定为了避免在汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎的过快磨损，要求转向系统能保证汽车转向时所有车轮均做纯滚动，这就需要所有车轮的轴线都交于一点才能实现。此轻型货车应满足转向时候最小转弯半径小于5.5米，而理想的车轮转角a与B应满足理想关系式：(6-6)cot：二cot：+K(6-6)l式中：•为车轮外转角，B为车轮内转角，K为两侧主销轴线与地面相交点之间的距离(K=1567-2 100=1367mm)，为3308mm，前轮转臂a=120mm。又因为理想情况下，最小转弯半径Rmin与外转向轮最大偏转角:-max的关系为：lRminSin“max(6-7)联立(6-6) (6-7)式得至U:

:max=26.17 , ：max=31.66图6-1理想内外轮转角关系简图§6.3转向梯形的选择设计图6-2整体式转向梯形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I,丫为转向梯形的底角，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2/3I.由公式Kcot丫=0.75■(6-8)得转向梯形的底角丫=72.78°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：=K-2xmXcos丫 （6-9）=1262mm则横拉杆长度为1262mm§6.4循环球式转向器的设计§6.4.1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：°

tan(：0巧(6-10)其中％为螺杆的螺线导程角，选6;为摩擦角，=arctan??为摩擦因数，选00,贝则229数据代入（4-10）解得=72.1%逆效率的计算公式：n_tan(叫_。)tan%(6-11)=71.3%§6.4.2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=6mn，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=6°30'，齿扇宽B=34mm。§6.4.3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：n DWLdcosn DWLdcos：0型=35d其中-0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螺杆，图6-3螺杆，钢球，螺母传动副转向盘转动？角，对应螺母移动距离s为：VP(6-12)s二(6-12)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'-p与此同时齿扇节圆转过的弧长等与s，相应摇臂轴转过'-p角，其关S= -pr(6-13)其中r为齿扇节圆半径联立（6-12）（6-13）得T「=冒-p，将？对Ip求导，得转向器角传动比i1为：2二-mZ22二-mZ2二mZP=24.492§6.4.4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：名称公式结果（mm）分度圆直径D=mZD=90齿顶高S02S12二Rd—-2(inv-2-inv%)]h=xmr=6齿根高h2=x2mh2=1.5齿全高h=hh2h=7.5齿顶圆直径DZ=( 2x12\)mD1=102分度圆齿厚S°1=( 2jtan：o)m2S01=9.42顶圆压力角：1=COS4(丄cos：0)R1：4=39.75 °

顶圆齿厚SoS)i=R[ 2(inv：「一inv：0)]rSi=6表6-3最大变位系数剖面（2-2剖面）齿顶变尖核算：名称公式结果（mm）最大变位系数max- 1 2- 1 tan)2m匕max=0.3608齿顶圆半径Z rR2=( Xi max)m2R2=50.1648齿顶圆压力角：2=cos」(丄cos：0)R2:-2=40.642 °分度圆齿厚S02=( 2maxtan〉0)m2S02=11.4389齿顶圆齿厚S02s12二R2[-^-2(inV2_inv0)]rS12=1.698

§6.5转向系主要性能参数确定§6.5.1转向系的角传动比=i1i2（6-14）式中-为转向器的角传动比，i1=24.492；i2为转向传动机构的角传动比，一般选择i.2=1。代入（6-9）得=24.492其中i.2其中i.2l2I3式中为转向摇臂长（mn），所以==137mm§6.5.2转向盘旋转圈数ncpn乎 （6-15）360式中®p.R为转向盘从一个极限位置到另一个极限位置所转过的角度，且：■：P.R■：P.R+B)maxmax丿=24.492 (26.17°+31.66°)=1416.37所以=1416.37所以n=1416.37-360°=3.9(圈)§6.6转向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；—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乞9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y，还考虑该点3个方向的角振动rx,ry,rz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和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，其加权加速度均方根值aw可由下式得到：aw二.：W2fGafdf （式7-1）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at得到；Wf 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：\二［匕兀 （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/s2人体主观感觉<0.315没有不舒适0.315~0.63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-表征，其中「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)驶过给定的路面时，道路激励的时间功率谱可表述为：1 _vSqf Sq门=Csp2 (式7-3)v f式中Csp路面不平度系数，m/S；f——时间频率，Hz。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，「y2/ab二0.8~1.2因而可以近似地认为；=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，ni约为1~1.Hz(60次80 约为1.17~H5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n,/n2二0.85~0.95。具体的偏频选取可参考表7-2:表7-2汽车悬架的偏频、静挠度和动挠度车型满载时偏频n/Hz满载时静挠度fc/cm满载时动挠度fd/cmm n2fc1fc2fd1 fd1载货1.51〜2.04 1.67〜2.23 6〜11 5~9 6~9 6~8汽车由上表选取货车满载时前后悬架的偏频分别为：q=1.9Hz，n2=2.1Hz所以q/n,=1.9/2.1=0.90，满足要求。当；=1时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率n1，n2与其相应的悬架刚度Cs1和Cs2以及悬挂质量叫和ms2之间有如下关系：n_丄国_匹］（式7-4）z2十叫1（式7-4）1GgCs22二丫ms2；Gs2式中g 重力加速度，g=9810nm/S；Cs1,Cs2 前、后悬架刚度，N/mm；Gs1,Gs2前、后悬架簧载重力，N。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口引和ms2。而口引和叫2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：1ms—2m前轮轴荷—m前轮非簧载质量ms2「m后轮非簧载质量（式7-5）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100kg。将数据代入式7-5得出:ms1=11.3825t-0.05t=0.66625t；ms2二彳2.5675t-0.1t=1.23375t。将计算所得的口引和ms2代入式7-4，得到:前、后悬架的刚度分别为：Cs1=94.86N/mm；Cs2二214.58N/mm。由于悬架的静挠度fc二msCQ因而式7-4又可表达为：15.76丄m:n2:.fc115.76fc2（式7-6）式中 fci,fc2的单位为mm。所以由式7-6求出前、后悬架的静挠度分别为：fc1=68.8nmfc2=56.32mm。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二fd=68.8mmfd^fc^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：f,=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）式中Cs——弹簧刚度；rm； 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n0.50.80.81.21.01.21.31.50.80.60.80.60.40.20.40.3§7.2弹性元件的计算§7.2.1前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:ms2=-2.5675t-0.1tms2=-2.5675t-0.1t;=1.23375t2Fw2=1233.759.8=12090.75Nb,后悬架的静挠度和动挠度为:fb,后悬架的静挠度和动挠度为:fc2=56.32mmc,汽车的轴距为：L=3400mm⑴满载弧高la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=10L20mmo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.轴距。这里选取后悬架的钢板弹簧长度为L=0.35234°0imm°0(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「•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Jo。对于对称钢板弹簧有：Jo=[(L—ks 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"5。挠性夹紧：取k=0）；c——钢板弹簧的垂直刚度（N/mm），c=Fw/fc；「 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Wn。，然后用’=1.5/1.041 0.初定'：）；E 材料的弹性模量（MPa）。在此参考同类型车，选取siOOmm；采用刚性夹紧，所以k=°5钢板弹簧的垂直刚度，c二％/仁=214.N8mm；与主片等长的重叠片数"=2；估计总片数为8；”,1二r）1/n°:3・TOC\o"1-5"\h\z1.5/1.041 0.5 1.24挠度增大系数- ；5材料的弹性模量E=2.110MPa（选择20CrMo作为悬架材料）所 以 计算得到：一 31.24 1200-0.5100」:214.58 4 4J。 5 4.0110mm482.110 。钢板弹簧总截面系数％用下式计算：W。：||_FwL-ks/4〔；打 式（7-17）式中 l<w1——需用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐'<w1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L-J-500MPa。所以计算得到，W0.：||1233.759.8 1200 0.5100/4=500； 6952.18因此选取钢板弹簧总截面系数W0=1.3140将式4-15代入下式计算出钢板弹簧的平均厚度hp:IL-ks、•I；-w丨hp=2J0/W0 w 式（7-18）6Efc所以代入上述计算所得的J0和W0得h=10mm验算钢板弹簧的比应力亍和极限应力二max，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，后簧芒=45口55Mpa/cm，；「max=900L1000N/mm2。钢板弹簧的比应力表达为：6Ehp式6Ehp式(7-19)所以代入上述计算所得的数据有：5厉=二4.61MPa/mm二46.1MPa/cm：：计厉=二4.61MPa/mm二46.1MPa/cm：：计1，满足要21.24 1200-0.5100钢板弹簧的极限应力表达为：二maxYfcfd 式(7-20)所以代入数据得到：Sax fcfd=46.15.6325.632=519.3MPa：：L「maxk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。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=610：、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：J0二nbh3/12 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。图7-10叶片断面形状a）矩形断面d）图7-10叶片断面形状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h3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、惯性矩Jo、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/'a；*丫厂丫宀 式(7-22)k k*其中 ak^l^lk-i，Y.=1^Ji，Yki=1/'Ji。i斗 i二式中：•为经验修正系数，〉=0.83~0；.E为材料弹性模量E=2.1 5MP,a这里取；l1、lk1为主片第k1片的一半长度。在此选取经验修正系数:=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fcFwL，而各片钢板弹簧的刚48EI度又可表示为c度又可表示为c=Ffc所以此时各片钢板弹簧的刚度可以表示为：Ci48FEh48EIiFLiCi48FEh48EIiFLi式（7-21）分别计算出8片钢板弹簧的惯性矩:单位为mm4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主片上 Y主片上 YV二儲0皿6仗；第二片上同，计算得至V：J〔=J2=360634二J8 1080mm412各截面上各片的弯矩和为:“池二宁％3曲；第三片上丫3第三片上丫3牛务°9气。第四片上Y4 =2.31104;4第五片上仝斗.85气0第六片上丫6=上^.54勺;06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，a?=I-2=600-600二国=1T二600490;110TOC\o"1-5"\h\za4=I—4600—38—2a0T詁= 600;2=70 330=l-16=600-160=440。此 时n为ak出（Yk -丫叶）=a2（ 询+私 Y^r 为+ 触策 yt （爲七）％ a6 _Y5 ）Y6k4代入上述数据，计算得至,nZak卑（Yk—Yk十）=1103汉（4.63—3.09^10°+2203汇（3.09—2.31><10*+3303汉（2.31—1.85^10*k44403 1.85-1.54 10^-5329.324所以，由式(7-22)计算出钢板弹簧总成的自由刚度为：6X2.1S055=0.83 =196.23N/mmj 5329.324为了求出钢板弹簧总成的夹紧刚度cz,使用有效长度来代替主片的半，即使用|'=h—0.5ks二600-0.50.5100=575mm来代替l。得至U:a2=1 -12 =575—600=—25,a3 =1 -13 =575—490=85,a4 =1-14 =575—380=195,a5=1 -15 =575-270=305,a6 =1 -16 =575-160=415从而计算得到：n3送a；卅（%—笔十）=（-253汽4.63汉10鼻+853".54心0鼻十195很0.78心0鼻+305很0.46汉10"k441530.3110°=4186.78所以，由式(7-22)计算出钢板弹簧总成的夹紧刚度为：5=0.8362.110 249.78N/mm。j 4186.78由该实际的加紧刚度求得的偏频为：宀十护響弄飞5，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H。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7-9)，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho，用下式计算：H。=—fa厶 式(7-24)式中 fc 静挠度；fa——满载弧高，它直接影响到车身高度。为了使板簧满载时在对称位置工作，一般希望它等于零。由上面知选取fa=15mm。:——钢板弹簧在与压缩时产生的塑性变形，一般取江-8~1r3n，或取厶二0.055~fQ.fQ7;5这里选取:=10mm。钢板弹簧由U形螺栓夹紧后还会引起弧高变化，其变化量厶f可按下式选取：sf23L—Sfcfd丄 式(7-25)代入数据，计算得到：f= 100231200-10056.32210=14.9mm2(1200)将f-14.9mm以及其他已知数据代入式(4-24)，可以得到总成弧高H0=fcfa亠「f-56.32151014.9=96.22mm。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径：R0 L1200 1871mm。8H0 8汉96.22⑵钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定因为钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，如图4-13，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R。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。图7-13钢板弹簧各片自由状态下曲率半径矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定：R=R。/12；rRo/Ehi 式(7-26)式中R为第i片弹簧自由状态下的曲率半径(mm)；f——各片弹簧的预应力(MPa);设计时取第一、二片的预应力为-80~-150Pa,最后几片的预应力取20~6MPaohi 为第i片弹簧的厚度(mm)。选取各片弹簧预应力的原贝U：a,要求做到装配前各片弹簧片间的间隙相差不大，且装配后各

片能很好的贴合；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。对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大。预应力从长片到短片由负值逐渐递增到正值。b,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：n式(7-27)式(7-28)、M式(7-27)式(7-28)i4n或工sw=0i生所以可以由此根据式（4-26）计算出各片钢板弹簧自由状态的曲率半径为：第一片，R第一片，R=1871/1 2-125 1871/52.1 109mn2486.3第二片，R第二片，R2=1871/1 2- 120 1871/2.1 109m2m54.05第三片，R第三片，R3=1871/州(沃2七0第四片，R^1871/1 245第五片，R3=1871/1 235第六片，民=1871741(汉2>301)8(71 勺 2x1)〕1=0 9 mm02. 461871 / 2. 1 1=0 9mm17181871 / 2. 1 10 9 m1n749. 751871 / 2. 1 1=0 9 mhh766. 1如果第i片的片长为Lj，则第i片弹簧的弧高为:巴務L2/(8R) 式(7-29)将上述已知数据代入式(4-29)中可计算出每片弹簧的弧高分别为：第一片H^72.4nm第二片H2=73.35mm，第三片H3=70.52mm，第四片H4=42.03mm，第五片H5=20.8mn，第六片血=7.25nn。6，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R是经选取预应力f后用式计算，受其影响，装配后钢板弹簧总成的弧高与用式&=L2/8Ho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综合最小的状态，由此求得等厚叶片弹簧的R0为：n1/Ro八Li/RI、L 式(7-30)式中Li为钢板弹簧第i片的长度。将上面计算得到的各钢板弹簧的R代入上式，得到：艮= 1200+12°0+980+760+540