汽车设计讲稿-第七章(共3篇)

  1. 1汽车设计讲稿-第七章
  2. 2汽车设计讲稿-第六章 悬架设计
  3. 306汽车设计讲稿-第六章

操纵轻便转盘上切向力和转盘转动圈数,逆效率功率从转向摇臂轴输入经转向轴输出,但转向器壳体开轴向长槽降低了强度,布置形式转向器位于前轴后后置梯形,蜗杆和滚轮面接触强度高工作可靠磨损少寿命长。

汽车设计讲稿-第七章2017-08-23 05:47:24 | #1楼回目录

第七章 转向系设计

§7-1 概述

1、功用:保持或改变行驶方向

转向时,保证各转向轮间转角协调。

2、组成:转向器(构造图)

转向传动机构

动力系统

防伤机构

转向减振器

3、设计要求

1 转弯时,全部车轮绕同一瞬心转,车轮无侧滑。否则,增加轮胎磨损,减少行驶稳定性。--正确设计转向梯形。

2 转向盘能自动回正,稳定行驶。

3 转向轮不自振,转向盘不摆动--设转向减振器

4 转向传动机构和悬架导向装置运动不协调产生的摆动应最校

5 机动性高,有迅速和小转弯能力--转向轮转角大

6 操纵轻便--转盘上切向力和转盘转动圈数

7 传到转向盘的反冲力小

8 转向器和传动机构球头处,有消除间隙的调整机构

9 有防伤装置(撞车时保护驾驶员)

10 转向盘与转向轮转动方向一致

发展方向:电动,电控

7-2 机械式转向器方案分析

转向器效率η概念

1 正效率η+=(p1-p2)/p1,功率从转向轴输入,经转向摇臂轴输出。

逆效率η-=(p3-p2)/p3,功率从转向摇臂轴输入,经转向轴输出。

式中:P1--作用在转向轴上的功率,P2--转向器中的摩擦功率,P3--作用在转向摇臂轴上的功率 2 η对驾驶的影响

要求:η+高,转向时驾驶员转动转向盘轻便

η-有一定植,使车轮与路面之间作用力传至转向盘尽可能小,减轻驾驶员疲劳和防止打手。

一机械式转向器方案分析

机械式应用较多,可分为齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式和蜗杆指销式。

1 齿轮齿条式:

(1)优缺点:

优点:结构简单紧凑。占用体积小,

质量小,

传动效率高达90%

无转向摇臂和直拉杆,转向轮转角可增大

成本低

缺点:逆效率高(60%-70%)。转向轮与路面间冲击力大部分能传至转向盘(反冲)

(2) 四种输入输出形式

A 中间输入,两端输出:(图7-2a)

B 侧面输入,两端输出:(图7-2b)

1

A、B中转向拉杆长度受限,易与导向机构产生运动干涉。

C 侧面输入,中间输出,(图7-2c):与齿条固连的左右拉杆延伸到纵向对称平面附近,由于拉杆长度增加,车轮上、下跳动时拉杆摆角减小,有利减小与悬架的运动干涉。但转向器壳体开轴向长槽,降低了强度。

D、侧面输入,一端输出:(图7-2D):平头微型车

(3)齿:采用斜齿,重合度增加,运转平稳,冲击与工作噪声均下降,齿轮轴线与齿条轴

线夹角易满足工作要求

(4)齿条断面:

圆形(图7-1):工艺简单

V形(图7-4):耗材省,质量小

Y形(图7-5):齿宽可宽些,增加强度

(5)布置形式:转向器位于前轴后,后置梯形

,前

前,后

,前

(6)应用广泛

2循环球式:

(1)优:传动效率高,可达75-85%

使用寿命足够

转向器传动比可变

齿条和齿扇间间隙易调整

可作整体式动力转向器

缺:逆效率高,结构复杂,制造困难,制造精度高

(2)应用:货,客

3,蜗杆滚轮式:

(1)优:结构简单,制造容易,

蜗杆和滚轮面接触,强度高,工作可靠,磨损少,寿命长,

逆效率低

缺:正效率低,

磨损后间隙调整困难,

传动比不能变化

(2)应用:曾广泛。

4,蜗杆指销式:(1)类型和特点:

A 按指销固定否:

1 固定销:不能自转--结构简单,制造容易,磨损快,效率低。

2 旋转销:能自转--效率高,磨损慢,结构复杂

B 按销数:

1 单销:结构简单,尺寸和质量小,精度要求低。

2 双销:结构复杂,尺寸和质量大,精度要求高,传动比和传动间隙特性变化受

限。

(2)优:传动比可变或不变,

指销和蜗杆工作磨损后,间隙易调整

(3)应用:较少

二:防伤安全机构方案分析与计算:

2

1、用万向节连接的,布置合理即可(图7-9)

2、两段转向轴(图7-10)

3、联轴套管(图7-11)

4、弹性联轴器式(图7-12)

5、吸能转向管柱(图7-13)

§7-3 转向器主要性能参数:

一、转向器效率

1、η+

(1)转向器类型和结构特点对η+的影响:

类循环球式指销式 齿条扇齿

型齿轮齿条螺旋齿斜齿

↑蜗杆指销式(二汽)固定销旋转销(二汽)

↓蜗杆滚轮式(一汽)针轴承54% 锥轴承70%滚珠轴承75%

---→η+

←→ 结构特点

(2)结构参数与效率:

对蜗杆和螺杆类转向器,如只考虑啮合副的摩擦损失,忽略轴承和其他地方的摩擦损失,其效率:η+=tgα0/tg(α0+ρ)

式中:α0 --蜗杆(或螺杆)的螺旋导程角

-1ρ--摩擦角,ρ=tgf,f为摩擦系数。

若α0↑,η+↑,但又影响逆效率。

2 η-

(1)按逆效率大小不同,转向器可分三类:

A、可逆式转向器:

a、定义:路面作用车轮上的力,经过转向系可大部分传递到转向盘

b、归属:齿轮齿条式,循环球式

c、优:保证转向后,转向轮和转向盘自动回正,既减少驾驶员的疲劳,又可提高行驶安全性。

d、缺:在环路行驶,车轮受到的冲击力大部分传给转向盘,驾驶员容易“打手”,使之精神紧张,影响安全

e、适用:良好路面

B、不可逆式:车轮受到的冲击力不能转到转向盘的转向器,而由转向传动机构零件承受,

既不能保证自动回正,又缺乏路感,已不用

C、极限可递式:介于上述二者之间,车轮冲击只有较小部分传给方向盘,逆效率低,在坏路上行驶时,驾驶员并不紧张。

(2)算式:η-=tg(α0-ρ) /tgα0

若α0↑,η-↑,

当α0≤ρ,η=负或0,为不可逆。

∴α0须>ρ

α0=8--10°

二、传动比变化特性:

1、转向系传动比

(1)转向系力传动比,ip=2Fw/Fh

Fw----轮胎接地面中心作用在两转向轮合力

3

Fh----作用在转向盘上手力

(2)转向系角传动比:iwo=Ww/Wk=(dψ/dt)/(dβk/dt)=dψ/dβk

式中: Ww-转向盘角速度,Wk-同侧转向节偏转角速度,dψ--转向盘转角增量,dβk --转向节转角增量,dt--时间增量。

又 A 转向器角传动比iw=Ww/Wp=(dψ/dt)/(dβp/dt) =dψ/dβp

式中:dβp --摇臂轴转角增量,上式适用于除齿轮齿条式之外的转向器

B 转向传动机构角传动比iw′= Wp / Wk =(dβp/dt)/(dβk/dt) = dβp /dβk ∴转向角传动比又等于转向器角传动比乘转向传动机构角传动比

iwo=Ww/Wk= Ww/WpWp / Wk =iwiw′

2、力传动比ip与角传动比iw的关系

而转向阻力Fw=Mr/a(7-3)

式中:Mr --作用在转向节上的转向阻力矩,a --主销偏移距,转向节主销轴线与地面交点至车轮中心平面与地面交点间距离

作用转向盘上手力Fh=2Mh/Dsw(7-4)

式中:Mh—作用在转向盘上力矩

Dsw--转向盘作用直径

(7-3)(7-4)代ip=2Fw/Fh

ip=MrDsw/Mha(7-5)

Mh=MrDsw/ipa

可知,当主销偏移距a小时,力传动比ip应取大些,才能保证转向轻便

如忽略摩擦损失,(主动力做功等于约束反力做功)

MhΔψ=2MrΔβk

∴2Mr/Mh=Δψ/Δβk=iwo (7-6)

(7-6)代(7-5)

ip= iwoDsw/2a (7-7)

结论:(1)主销偏移距a↓,力传动比ip↑(较小手力克服较大的转向阻力) 转向较轻便.但a值过小时,会增加车轮和路面间的表面摩擦力,反而增大摩擦阻力。

(2)Dsw、a一定时,力传动比ip与系角传动比iwo成正比。

3、转向系角传动比iwo

传动机构传动比可近似用转向节臂臂长L2与摇臂臂长L1之比表示。即:

iw′= dβp /dβk≈L2/L1

L2/L1约在0.85-1.1之间,为便于分析,可近似认为其比为1, dβp ≈dβk≈dβ

则: iwo= iwiw′==dψ/dβpdβp/dβK= dψ/dβpL2/L1≈dψ/dβ=iw

所以,研究转向系的传动比特性,只要研究转向器的角传动比iw及其规律即可

4、转向器角传动比及其变化规律:

(1):“轻”:从(7-7):ip∝iwo,∴↑iwo,则ip↑.

又从ip=2Fw/Fh,∴当Fw一定时,ip↑,Fh↓。

可见:增大角传动比可增大力传动比。可减少作用在方向盘上手力,使操作方便--“轻”

(2)“不灵”,∵转向器角传动比iw=转向系角传动比iwo

从(7-6),如dψ一定,dβ反比于iwo

↑iwo,dβk↓,即转向轮转角对同一转向盘转角的响应变得迟钝,操纵时间增长,汽车转向灵敏度降低(对高速车重要)不“灵”

为解决这对矛盾,通常采用可变传动比的转向器(简称变速比转向器)解决轻和灵的矛盾。

5、变速比转向器设计原理:(1)以轿车上用得多的齿轮齿条式转向器为例,根据机械原理,相互 4

啮合齿轮的基圆齿距必须相等。即: Pb1=Pb2.

∵ Pb1=Лm1cosα1

齿条Pb2=Лm2cosα2

小齿轮---标准渐开线

齿条---变模数m变压力角α2,但m2cosα2不变,使Лm2cosα2=Лm1cosα1,齿条α2在中间位置(相当于直线行驶)最大,→cosα2↓为使m2cosα2不变,相应↑m2,主动齿轮啮合半径大,转向盘每转动单位角度时,齿条行程较大--较灵(图7-14a)

齿条α2向两端逐渐减喧cosα2↑,↓m2,主动齿轮啮合半径小,转向盘每转动单位角度时,齿条行程减小--较轻(图7-14b)。

(2)循环式齿条齿扇式转向器

角传动比 iw=2Лr/p (7-13)

因结构原因,螺距P不能变化,但可改变齿扇啮合半径r,实现变速比

(3)转向器角传动比iw变化规律选择:

A、未装动力转向的大客和中货

因为转向轴负荷大,转向阻力矩大致与车轮转角成正比,所以低速急转弯的操纵轻便性的问题突出--转向器角传动比应大些。

高速转向行驶时,转向轮转角较小,转向阻力矩也小,要求转向轮反应灵敏→转向器角传动比iw应小些。

所以应选如图7-15曲线。

B、中小型轿车和装动力转向器的大客和中货,要求轻便性好,以增加机动性为主,减小角传动比 ,减小转动盘转动总圈数。

三、转向器传动副的传动间隙Δt

1、传动间隙特性

A、传动间隙Δt:指各种转向器中传动副(如齿扇和齿条,滚轮和蜗杆,指销和蜗杆)之间的间隙

如Δt>0,直线行驶时,一旦转向轮受到侧向力作用,就能在Δt范围内允许车轮偏离原行驶位置,使汽车失去稳定

Δt=0,寿命短

B、传动间隙特性:Δt~ψ关系

C、要求转向盘处于中间及其附近位置要极小,图7-16

2、如何获得传动间隙特性(与转向盘自由行程概念不同)以循环球式转向器的齿条齿扇为例齿扇的齿厚不同(中间齿最厚,越旁边越薄)

偏心法加工:加工中心O1---齿扇齿切齿轴线

加工中心O--摇臂轴轴线

n为偏心距,n一般取0.5mm,可得不同程度的齿扇齿。

§7-4机械式转向器的设计与计算:

一、转向系计算载荷

1、转向克服阻力:

转向轮绕主销转动阻力

车轮稳定阻力(因为主销内、后倾,前轮转动使车身有抬高倾向)

转向系内摩擦阻力(较小)

2、汽车在沥青或混凝土路面原地转向阻力矩Mr:(经验公式)

(公式)(7-9)

式中:f---轮胎和路面间的滑动摩擦系数,一般取0.7

5

G1---转向轴负荷

p---轮胎气压

3、作用在方向盘上手力

(公式)(7-10)

式中:L1---转向摇臂长

L2---转向节臂长

Rsw---转向盘半径

iw---转向器角传动比

η+---转向器效率

对给定的车,用上式算出的作用力是最大值,可作为计算载荷。但对于前轴负荷大的重型汽车,用上式算出的力,往往超出驾驶员生理上的可能,因此对转向器和动力转向器的动力缸以前零件的计算载荷,应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力,根据实验资料取700N。

二、齿轮齿条式转向器的设计

三、循环球式转向器的设计

(0)与其他类型比较

( 表格)

(一)循环球式转向器主要尺寸参数选择

1、螺杆、钢球、螺母传动副(图7-19)

(1)钢球中心距D:螺杆两侧钢球中心间距离。是基本参数。影响转向器尺寸及强度,尽可能取校D的规律随齿扇模数的增大而增加。

初选:参考同类型车→强度验算→修正

(2)螺杆外径D1及螺母内径D2

之间不能有摩擦,D2-D1=(5-10)%D。选定D便能定D1,D2

(3)钢球直径d及数量n

↑d ,承载能力↑,机构尺寸↑。

D一定,d变大,螺杆变细

↑钢球数,↑承载能力,但钢球流动性变坏,传动效率↓。

每环钢球数

(公式)

式中:w为一个环路中的钢球工作圈数。

(4)滚道截面

四段圆弧:图7-20,螺杆和螺母各由两条圆弧组成。钢球与滚道有四点接触。基本上能消除轴向位移与轴向定位不稳定,滚道与钢球间的间隙可用以碎屑,减磨损,应用广泛。

滚道半径R2, R2/d=0.51—0.53

(5)接触角θ:钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角为接触角θ,θ↑,颈向力↑,轴向力↓,一般θ=45°,以使轴向力和径向力分配均匀。奔驰车θ=57.5°

(6)螺距P与螺旋线导程角α0:

设转向盘转动ф角,对应螺母移动的距离为S

S=фP/(2Л)(7-11)

式中:P为螺纹螺距,与此同时,齿条移动的距离和齿扇节圆转过的弧长均等于S

相应摇臂轴转过βp 角,设r为齿扇节圆半径。

S=βp r(7-12)

联立7-11,7-12得(公式):

(公式)(7-13)

6

可见,螺距P影响转向器传动比的值。如P不变,d↑,(7-19 图),尺寸b越校要求b=p-d>2.5mm. α0取5°-8°

(7)工作钢球圈数N:

多数情况下,转向器用两个环路,W多,钢球承载小,但受力不均匀,螺杆增长而钢度降低,W有1.5,2.5圈的,单环路参数见表7-1。

2、齿条、齿扇传动付设计:

《汽车构造》图23-9,因为转向螺母上的齿条是倾斜的,所以与之啮合的齿扇应当是变厚齿扇。使齿扇轴相对于齿条作轴向移动,就能调整二者的啮合间隙。

齿扇属于变厚齿扇,其齿形外观和普通直齿圆锥齿轮相似。

(1) 形成:滚斜向进给=垂直进给+径向进给(图7-27)

(2) 特点:

A:顶圆和根圆轮廓是圆锥一部分

B:分度圆d=m·z不变,全齿宽各截面m ,z不变,位变

如O-O截面,变位系数ф=0(分度圆共同的)

I--I截面,为正半径\

由无数变位的圆柱齿轮组成。

II-II截面,为负半径 /

(注意与锥齿轮区别:节圆为圆锥面,全齿宽上Z位不变,但m 变,端面方向不同)

C、分度圆上沿齿宽齿厚是变化的。

D、基圆是圆柱。

(3) 参数:

m=3.5--6.5

压力角α0=20---30

切削角 r=6°30′和7°30′两种

齿数z=12---15

宽度B=22---38mm

§7-5 动力转向机构

中级以上轿车,采用动力转向的逐渐增多。

转向轴轴载质量>2.5t ,可用动力转向

··············>4t,应用········

一、 对动力转向机构的要求:

1) 运动学上转向轮转角和转向盘保持一定比例。

2) “路感”

3) 转向盘上切向力Fh≥0.025---0.190KN时(因汽车形式不同而异)

动力转向器开始工作

4) 转向后自动回正

5) 工作灵敏

6) 动力转向失灵后,仍能用机械转向

7) 密封性好

二、布置方案分析:

动力来源—液压式:应用广泛,优点明显。

﹨气压式:应用受限制

1 动力转向机构布置方案:

(1)机构组成:分配阀,转向器,动力缸,液压泵,贮油罐,油管

7

(2)根据分配阀,转向器和动力缸的相互位置不同

整体式: 三者装在一起

分置式: {联阀式:分配阀装在动力缸上(图7-25b)用较多

{连杆式:·········转向器和动力缸的连杆上(图7-25c)

{半分置式:分配阀装在转向器上(图7-25c),用较多

(3)比较:

(表格)

2 分配阀的结构方案:

(1) 滑阀式:阀与阀体轴向移动,结构简单,工艺性好

(2) 转阀式:利用扭杆弹簧使转阀回位,结构复杂,灵敏度高,广泛应用

三、动力转向机构的计算:

1 动力缸尺寸计算

2 分配滑阀参数的选择

3 分配阀的回位弹簧

4 动力转向器的评价指标

(1)动力转向器的作用效能:

用指标S=Fh/Fh′来评价

式中: Fh --没有动力转向器,转动转向轮所需手力

Fh′--有···········,···················,

一般取S=1-15

(2)路感:转动方向盘要克服反映路感的液压阻力

最大工作压力时,轿车:增加30-50N,货:增加80-100N

(3)转向灵敏度i :转向盘行程比滑阀行程

i=(Dswф)/(2δ)

式中: Dsw -转向盘直径,ф-转向盘转角,δ-滑阀行程

可见,Dsw和δ不变时,i 与ф成正比

i大,表明单位滑阀行程所转过的方向盘转角大

i小,小

i 越小,则动力转向作用的灵敏度越高,高级轿车i<6.7

转向灵敏度也可用接通动力转向时手力和转角来评价,要求:Fh′=20-50N, ф=10-15°范

围(4) 动力转向器的静特性:是主要特性指标。

指输入转矩与输出转矩间的变化关系曲线

因为输出转矩=油压压力×动力缸工作面积×作用力臂(对一定结构,后两项是常数)

所以,静特性可用输入转矩Mф与输出油压p的变化关系曲线表示

补充: 优化设计基础

1 引论:

1.1术语及概念:

引例:某一元函数f(x)的几何图形如图,在x1,x2,x3处,f(x)分别有三个极小值,而 f(x4)

为f(x)的最小值。若加入x≤x3的限制,则f(x)的最小值为f(x2)。从优化设计角度,f(x2)

为函数f(x)在x≤x3条件下的最优值。

什么叫优化或最优化?就是找出给定的函数在某些限制条件下的最小值(或最大值)

称最优值。变量值(如X1)称最优点。两者统称最优解。

从数学的角度看,追求的目标是函数值(minf(x))或最大值(maxf(x))但由于结果具

有相对性,所以用优化或最优化来表达。

1.2 优化设计

将优化方法应用到工程设计,在一切可行的设计方案中选者一个最好的方案,这样的

设计就叫优化设计。

3例1. 有一个金属板制成的立方体装物箱子,体积为1m,长度(x1)不得小于1.5m,要求

合理的选择长(x1),宽(x2),高(x3),使制造时用的金属板最校

3解:(1)分析:条件:x1>1.5 ,V=1m

要求:表面积最校

(2)数学表达:表面积是 x1,x2,x3的函数,用代号f(x1,x2,x3) 表示,则

f(x1,x2,x3)=2(x1*x2+x2*x3+x3*x1),f(x1,x2,x3)称为优化设计的目标函数

要求f(x1,x2,x3)取得最小值即求导

Minf(x1,x2,x3)=2(x1*x2+x2*x3+x3*x1)(1)

并要求X1>=1.5(2)

X2>0 (3)

X3>0 (4)

X1*X2*X3=1 (5)

式 (2)(3)(4)(5)是变量取值的制约条件的数学表达,称为优化设计的约束条件或约束方程.

(1)----(5)5个数学表达式就构成了这一优化设计的数学模型,其数学意义为:在满足四个约束条件

的前提下,求当 f(x1,x2,x3)的值最小时,相应的变量X1,X2,X3 的值.

(3)计算结果:

选用适当的优化方法求解,可得:

X1*=1.5,X2*=0.81649658,X3*=0.81649658

f(x1*,x2*,x3*)=6.232313,为本设计的最小值即最优值.

1.3 优化设计的工作内容,两部分

(1)分析设计问题,建立优化设计的数学模型

A 将设计追求的指标,用函数的形式来表示.称为目标函数

B 把影响指标变化的参数(因素),作为函数的变量。称为设计变量

C 把为确保设计质量,而对参数取值提出的限制条件,称为约束条件

其用方程来表达,又称约束方程。

(2)选择适当的优化方法,求解数学模型。

1.4 设计变量,设计点

有例1知,一个优化设计方案是用一组设计参数的最优组合来表示的 设计常量:如钢比重等

设计参数

设计变量:优化过程不断变化,最后使设计目标达到最优的独立的设计参数

设计变量的数目用n来表示。若以n个设计变量作为n个坐标轴,则设计变量的取值域,就构成

了一个n维实空间,叫n维设计空间,设计变量Xi(I=1,n)的每一组取值,都应于设计空间上的一个

点,称设计点。

1.5 可行域:

对于约束优化问题,设计空间被分成了两部分.一部分是满足各设计约束的设计点的集合,称为

可行设计区域,或称可行域,其余部分则为非可行域

2 优化方程

2.1 概述

虽然大多数的优化设计问题都是有约束的,但是无约束优化是优化设计中最基本的优化方法.无约束优化的求解方法可分为两类:

(1)解析法,采用导数求函数极值.

(2) 数值计算方法:

具有一定的逻辑结构并按一定格式反复运算直至得到满足一定精度要求的近似解.又称数值迭代方

法.计算过程称迭代过程

2.2 迭代模式与过程

基于数值迭代的优化方法,虽然方法的原理不同,单都有相同的基本迭带模式与过程。可归纳如下

(0)00(1)如图:选一初始点,算出f(x1,x2),

(0) 由优化方法产生一个使目标函数值下降的搜索方向S

(0)(0)(1)以f为起点,设S方向的前跨步搜索到新点f,

(1)(2) (2) 以f为起点,重复上法再求f

(3)在每步跨步搜索之前,先检查当前计算结果是否满足给定的计算精度要求-----迭代计算终止准则,一旦满足便退出计算,否则继续迭代计算.

2.3 复合形法:是约束多维优化方法的一种

在可行区域内选取K个设计点作为初始复合形的顶点,通常取n+1≤k≤2n(n维空间)。比较这些

顶点的目标函数值,其中目标函数最大的点为坏点,以坏点以外其余各点的中心为映射中心,寻找坏

点的反射点。如反射点优于坏点,则以反射点代替坏点,构成新的复合形。如此反复,以最后输出复合

形中目标函数值最小的点为近似的最优点。

如对于n=2二维问题

(1)(图)

静特性曲线分析:图7-29分段示意图:

A段---小角度转向,油压变化不大,曲线低平

C段---原地转向或掉头,输入转矩Mф最大,油压陡直上升,助力效果最大

B段---快速转向,油压曲线斜率变化大—曲线由较平缓变陡

B段---平滑过渡

油压曲线过渡应平滑

§7-6 转向梯形

1 转向梯形机构功用:保证转弯时,所有车轮都能绕一瞬时转向中心,在不同的圆周上作无滑动的纯

滚动

2 设计任务:确定最佳参数

强度计算

3 分类:整体式

断开式

一 、转向梯形结构方案分析

1 整体式转向梯形:

A 组成,图7-30.横拉杆、梯形臂、前轴。

B 优—-- 结构简单,调整前束容易,制造成本低

缺---- 一侧转向轮上、下跳动时,会影响另一侧转向轮

C 转向梯形布置:

前置:用于发动机位置低或前驱动,梯形臂须外伸,布置困难

后置:一般

D 应用:非独立悬架

2 断开式转向梯形,横拉杆断开的

A 优:一侧车轮上下跳动时,不会影响另一侧车轮

缺:结构复杂,制造成本高

B 应用:独立悬架

C 横拉杆断开点求法,图7-32图解法

图 a),悬架,不等长双横臂,前视图

b) 图解:

1) 延长KBB 与KAA,交与主瞬心P

设S为转向节臂球销中心在双横臂所在平面上投影,连PS

2) 延长直线AB与KAKB,,交于QAB点,连PQAB

3) 过P点作直线PQB ,使∠QAB PQB=∠KAPS

4) 连接SB,延长SB交PQB于PQBS

5) 延长PS与QBSKB,相交于D,D点即为横拉杆断开点的理想位置

还要对车轮左右转不同工况校核

二 整体式转向梯形机构优化设计

1、理论期望值θi

两轴汽车转向时,若忽略轮胎侧偏影响,两转向前轮轴的延长线应交在后轴延长线上.

设θ0-----外转向车轮转角

θi-----内转向车轮转角

L----轴距

K----主销中心线(不竖直)与地面交点间距

(图)

转向机构保证转弯时所有车轮都能绕一瞬心转,设为O

梯形机构ABFE应保证内外转向车轮的转角:

Lctgθ0-Lctgθi=K

即 ctgθ0-ctgθi=K/L(7-23)

显然内转向轮转角比外转向轮转角大,但应符合理论计算的比例关系,若为自由角,因变角的期望值为:

if0arcctg(ctg0) (7-24)

现有转向机构仅能近似满足。

2、实际设计值:

以后置梯形为例,如图,利用几何和三角关系,可得转向梯形给出实际因变角为θi′

(7-25)

式中: m——梯形臂长r——梯形底角梯形机构基本参数

[公式由来:略]

4、目标函数f(x):评价设计优劣

目标:实际因变角θi′,尽可能接近理论期望值θi

小转角(常用,高速,轮胎易磨损)——偏差要小不能同时满足

大转角(不常用,底速)——可稍大引入加权因子ω(θ0)

∴目标函数f(x),

(7-26) kL

将(7-22)及(7-23)代入

(7-27)

x——设计变量,°<θ0≤10°——10°以内小转角使用频繁

式中:ω(θ0°<θ0≤20°(7-28)

°<θ0≤θ0max——20°以上少数使用

θ0max——外转向轮最大转角,由(1)式

0maxsin1L

Rmina

5、约束条件

(1) 设计变量,m 如太小,会使横拉杆上的轴向力过大(∵力矩一定,力臂变短)

mmmin

常取mmin=0.11K mmmin0 (7-29)

(2) m 如太大,梯形布置困难,

mmmax

常取mmax=0.15K mmaxm0 (7-30)

(3)γ 如太小,会使横拉杆上轴向力过大

γ-γmin≥0(7-31)

常取γmin=70°

γ越大,梯形越接近矩形,f(x)越大,但优化是求f(x)的极小值,∴不对γ上限加以限制。

(3) 四杆机构的传动角δ不宜太小,常取δ≥δmin=40°;即汽车右转至极限位置时δ达最小值。

而根据几何关系

(7-32)

可见δmin为设计变量 m 及γ的函数

由(7-29)、(7-30)、(7-31)和(7-32)四项约束条件所形成的可行域,有n种情况,如图7-34, 图7-34b,适用δmin较大,γmin可小些(m常用一定,γ 变化大)

图7-34c,适用γmin较大,而δmin可小些

图7-34a,介于b、c之间。

汽车设计讲稿-第六章 悬架设计2017-08-23 05:47:58 | #2楼回目录

第六章悬架设计

§6-1 概述:

一、功用:传力、缓冲、减振:保证平顺性、操纵稳定性

二、组成:

弹性元件:传递垂直力,评价指标为单位质量储能等

导向装置:车轮运动导向,并传递垂直力以外的力和力矩

减振器:减振

缓冲块:减轻车轴对车架的撞击,防止弹性元件变形过大

横向稳定器:减少转弯时车身侧倾太大和横向角振动

三、设计要求:

1)良好的行驶平顺性:簧上质量 + 弹性元件的固有频率低;

前、后悬架固有频率匹配:乘:前悬架固有频率要低于后悬架 尽量避免悬架撞击车架;

簧上质量变化时,车身高度变化校

2)减振性好:衰减振动、抑制共振、减小振幅。

3)操纵稳定性好:车轮跳动时,主销定位参数变化不大;

前轮不摆振;

稍有不足转向(δ1>δ2)

4)制动不点头,加速不后仰,转弯时侧倾角合适

5)隔声好

6)空间尺寸校

7)传力可靠、质量孝强度和寿命足够。

§6-2 悬架结构形式分析:

一、非独立悬架和独立悬架:

二、独立悬架结构形式分析:

1、评价指标:

1)侧倾中心高度:

A、侧倾中心:车身在通过左、右车轮中心的横向垂直平面内发生侧倾时,相对于地面的瞬时转

动中心,叫侧倾中心。

B、侧倾中心高度:侧倾中心到地面的距离。

C、侧倾中心位置影响:

位置高:侧倾中心到质心的距离缩短,侧向力臂和侧倾力矩↓,车身侧倾角↓;

过高:车身倾斜时轮距变化大,加速轮胎车轮外倾角α磨损。

2)车轮定位参数:车轮外倾角α,主销内倾角β,主销后倾角γ,车轮前束等会发生变化。主销后倾角γ变化大→转向轮摆振

车轮外倾角α化大→直线行驶稳定性;轮距变化,轮胎磨损

3)悬架侧倾角刚度

A、车厢侧倾角:车厢绕侧倾轴线转动的角度

B、影响:车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度有关,

影响操纵稳定性和平顺性

4)横向刚度:影响操纵稳定性

转向轴上悬架横向刚度小,转向轮易摆振,

-- 65

5)空间尺寸:

占用横向尺寸→影响发动机布置和拆装;

占用高度尺寸→影响行李箱大小和油箱布置。

2、不同形式悬架比较(表6-1)

问:A、车轮跳动时,为什么α、β、γ如此变化?

B、轮距为什么如此变化?

C、应用?

1)双横臂式:

A、α、β均变,∵非平移,选择四杆结构,可小;

B、四杆;

C、应用:中高轿前悬,不用于微轿(空间)。

2)单横臂:

A、α、β变化大,∵绕一点横向转动;

B、绕一点横向转动;

C、应用:后悬,少用于前悬。

3)单纵臂:

A、r变化大,∵绕一点纵向转向;

B、横向不变;

C、应用:用于后轮,不用于前转向轮。

4)单斜臂:

A、变化小,受限制;

B、同上;

C、应用:适当选择夹角可满足不同性能要求。

5)麦弗逊:

A、变化小,受限;

B、变化小,受限;

C、应用:轿车,但滑柱受侧向力大。

6)扭转梁随动臂

A、通过弯扭变形来满足的梁;

B、同上;

C、应用:RR.轿后悬。

三、前、后悬架方案选择:

1、前、后均为非独立悬架:

特点:(纵置钢板弹簧)转向时,内侧减载外侧加载→内侧受拉纵向缩短,外侧受压纵向伸长→车轴相对汽车纵向中心线偏转α角→对前轴:不足转向↑;对后桥:↑过多转向。如图6-3a 改进方法:乘用车将后悬架前吊耳布置得比后吊耳低→悬架瞬时运动中心↓→后桥轴线的偏离不再过多转向。图6-3b

另,前悬架采用纵置钢板非独立悬架时,前轮易摆振,乘用车多独立悬架。

2、前、后均为独立悬架(FF的乘常用麦费逊前悬和扭转梁随动臂后悬)

1)麦费逊前悬:螺旋弹簧套装在减振器外部,下摆臂球头伸到轮辋空间—结构紧凑,具有负的

主销偏移距→对制动稳定性有利;

2)扭转梁随动臂后悬:除表6-1中的特点外,由于采用各向异性橡胶衬套,既能隔振,又能防

止后轴轴转向而产生过多转向。

A、图6-5a,传统橡胶衬套,橡胶肥大,能隔振、隔声,但由于橡胶的弹性变形,在侧向力作用

-- 66

下,后轴会产生轴转向效应→不利于操纵稳定性。

B、图6-6a,橡胶衬套,横截面上对角线方向有楔型孔,不同方向刚度不同

a) 衬套沿汽车纵轴线方向刚度较小一缓冲和减振

b) 车轮受侧向力时,衬套内侧相对外侧移动,同时与锥形凸肩想副相互压紧,使扭转刚度增大,减轻了轴转向效应

c) ∴操纵稳定性好

d)注意:安装方向

3、前悬架用双横臂独立悬架,后悬架用钢板弹簧

有利于减少制动“点头”(祥见§6-5)

四、辅助元件

1、横向稳定器

1)作用:在不↑悬架垂直刚度C条件下,↑悬架侧倾角刚度C→↓不舒适,↑行车安全感

2)在前悬架设横向稳定器:

A、能↑前悬架侧倾角刚度

B、当前悬侧倾角刚度C1>后悬侧倾角刚度C2时→

a) 前轴内、外侧车轮负荷转移>后轴

b) 前轮侧偏角1后轮2,以保证汽车有不足转向趋势

2、缓冲块:橡胶、多孔聚氨脂

§6-3悬架主要参教确定

一、悬架静挠度fc

1、定义:指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比,即fc=Fw/c。

对刚度不变的悬架,指汽车满载时静载荷下悬架的变形值

对变刚度的悬架,指汽车满载时悬架的静载荷与此相应的瞬时刚度之比值

2、偏频n1、n2

1)振动系统模型:

根据振动理论,汽车系统振动可简化为两自由度振动的简单模型:质心的向上下运动和绕质心的转动(纵向角振动)。并可用一根刚性杆和两个弹簧(弹性系数C1、C2)来建模。刚性杆质心在C,其总质量绕C的回转半径为ρ,则其转动惯量可写成总质量与回转半径(当量长度)的平方的乘积Jz=Mρz2。

2)偏频n1、n2:

如果使车体质量分布满足ρ=ab,(a、b为前后轴与质心距离),即质量分配系数

则:前后车轮振动独立,或前后轴上方车身两点的振动不存在联系,

或:前后轮振动的固有频率是独立的,可理解为两个单自由度振动

当前轮按ω1上下振动时,后轮可不振动;

后轮按ω2上下振动时,前轮可不振动。

这两个独立振动的固有频率叫偏频n1、n2,其公式: 22ab1

n11

21m1,n21

22m2(6-1)

-- 67

式中:c1、c2为前、后悬架刚度,m1、m2为前、后悬架的簧上质量比较:km , f1

2km

3)偏频应用:行车时一轮的振动不传到另一轮

3、静挠度与偏频:采用线弹性悬架时,

fc1=m1g/ c1,fc2=m2g/ c2

式中:g=981cm/s2

两式代入(6-1)式

n15fc1, n2fc2 (6-2)

可见,悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频,n与f的开方成反比。设计时,根据行驶平顺性选定n1、n2,再按下式定fc1、fc2。

2(6-2a) fc125/n12,fc225/n2

4、前、后悬架偏频n及静挠度fc的选取

1)前、后悬架偏频的匹配

A、取n1与 n2不等,且相差不大,原因:

a) n1与n2相等,容易共振

b) n1与n2差别较大,则有纵向角振动

B、哪个大?

n1<n2

∵当车以较高速度越过单个路障时,n1/n2<1时的车身角振动比n1/n2>1时小

C、有时小排量乘用车:n1>n2,∵为改善乘用车后排乘坐舒适性

2)前、后悬架静挠度fc的匹配

A、∵fc1 n2

∴fc1应与fc2接近,且fc1>fc2

B、推荐:

乘fc2 = (0.8~0.9) fc1

货fc2 = (0.6~0.8) fc1

3)偏频的选取和静挠度的确定:

A、偏频的选取原则:按用途,选偏频n一乘低,客次,货更次

B、偏频n值选取:

前悬架后悬架

乘(V<1.6)1.00~1.45Hz 1.17~1.58Hz

乘(V>1.6)0.80~1.15Hz 0.98~1.30Hz

货 1.50~2.10 Hz 1.70~2.17 Hz

C、静挠度的确定:

选定n1、n2后,再按(6-2a)式算出fc1、fc2。

5、悬架静挠度与弹性元件静挠度

非独立悬架:一样

不一定

-- 68

独立悬架:不一样(方向)

6、fc的影响

1)↑fc ,由 nfc知,平顺性↑;而悬架刚度c=F/ fc ↓,汽车在坏路上行驶会经常碰撞

缓冲块

2)↑fc , 由c=mg/fc知,c↓;汽车易出现“点头”、“后仰”现象,转弯时车身侧倾角↑

3)↑fc,对板簧,需增长板簧长度,结果布置困难。

二、悬架的动挠度fd

1、定义:由满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形,(通常指缓冲块压到其自由高度

的1/2或2/3)时,车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。

2、要求:fd足够大,避免经常撞击缓冲块

3、取值:乘:7-9cm

大客:5-8cm

货:6-9cm

三、悬架的弹性特性:

1、定义:悬架所受垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身的位移f (即悬架的变形)的关系

曲线

2、概念:

1)悬架刚度c:F-f曲线的斜率。斜率越大,刚度越大。

2)动容量:悬架从静载荷的位置起,变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。

悬架动容量越大→缓冲块击穿的可能性越校

3、分类:悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种

4、线性弹性特性:悬架变形f与所受垂直外力F成定比(fF)。

1)特点:此时悬架刚度c为常数

2)缺:由n1

2cm可知:m↓,n↑,平顺性↓。即:空载比满载时平顺性↓

3)例:钢板弹簧非独立悬架

5、非线性弹性特性:悬架变形f与所受垂直外力F不成定比,曲线如图6-9

1)特点:悬架刚度是变化的

A、在满载(图中点8)附近刚度c小且曲线变化平缓,平顺性好

B、离满载较远的两端曲线变陡,刚度c增大(单位变形所需载荷大)

2)优:在有限的动挠度范围内,得到比线性悬架更多的动容量

3)悬架:带副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧

4)选用刚度可变的非线性悬架理由:

货和客:空、满载时簧上质量变化大,如用线性,空、满载时车身振动频率分别为3.2Hz与

1.6Hz,空车太高。

乘:为减少对车身的撞击,减少转弯侧倾、制动“点头”和加速“后仰”,

四、后悬架主、副簧刚度的分配

货车多用主、付弹簧。弹性特性如图6-10

1、工作过程:

付簧在主簧上面,载荷较小时,只有主簧工作。载荷增至一定值(图6-10中的Fk),付簧与托架和接触,主、副簧共同工作。

2、刚度分配的任务

1)付簧开始工作时的载荷

-- 69

2)主付簧的刚度分配

3、刚度分配原则:

1)空载→满载,频率变化喧保证良好的平顺性

2)付簧接触托架前、后的频率变化不大

两项不能同时满足

4、刚度确定方法

1)付簧开始起作用时的悬架(主副簧)挠度fa,等于主簧空载时的悬架挠度f o,即:fa=f0; 付簧开始起作用前一瞬间悬架(主簧)挠度fk,等于主副簧满载时的悬架挠度fc,即:fk=fc

结果:A、载荷:FkF0Fw

B、副、主簧的刚度比: ca/cm1

式中:F0、Fw 分别为空、满载时的悬架载荷;cm、ca分别为主、副簧刚度比;F0/Fw

2)让副簧在空载Fo与满载负荷Fc之和的一半时起作用,即:Fk=(Fo+Fc)/2

同时让(Fo+Fk)/2和(Fk+Fc)/2时的悬架频率相等,即:n1=n2

结果:A、载荷: Fk=(Fo+Fc)/2

B、副、主簧的刚度比: ca/cm (22)(/3)

3) 比较:

第一种方法:空、满载范围内振动频率变化不大,付簧)接触托架前后频率变化大,用于运输部门货车。

第二种方法:付簧接触托架前后频率变化小,空、满载范围内振动频率变化大,用于经常处于半载状态运输的车辆。

五、悬架侧倾角刚度及其在前后轴的分配

1、悬架侧倾角刚度:簧上质量产生单位侧倾角时,悬架给车身的弹性恢复力矩

2、侧倾角刚度的影响:过大过小都不好

3、乘:前悬侧倾角刚度/后悬=1.4-2.6

§6-4弹性元件计算

一、钢板弹簧

(一)布置方案

1、广泛采用纵置

2、对称:中部固定中心到两卷耳中心之间距离相等

多数采用对称。但有时采用不对称:1)整车布置需要;2)安装位置不动但要改变轴距

(二)主要参数确定:

应已知:前后轴静载G1、G2Fw1=( G1 -Gu1)/2

簧下荷重Gu1、Gu2单钢板弹簧载荷Fw2=( G2 -Gu2)/2

静、动挠度 fc、fd

轴距

1、满载弧高fa: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6-11)

1)影响:车身高度

2)取值:如fa=0,弹簧在对称位置工作。考虑到弹簧在使用中会产生塑性变形,及高度已限定

-- 70

时能得到足够的动挠度值,fa常取10~20mm

2、长度L确定:

L指伸直后两卷耳中心距

1)纵向角刚度:弹簧产生单位纵向转角时,所需的纵向力矩

2)L影响:↑L:→↓σc→↑寿命

→↓刚度c→改善平顺性

→↑纵向角刚度(垂直刚度一定时),同时↓车轮扭转力矩引起的变形

3)原则:总布置可能条件下,L尽可能取长

4)推荐:乘 L=0.40~0.55轴距

货 前L=0.26~0.35轴距 后L=0.35~0.45轴距

3、断面尺寸及片数:

1)断面宽度b:

钢板弹簧强度、刚度计算,可按等截面简支梁计算,但需引入挠度增大系数δ加以修正。

A、总惯性矩Jo:

根据材力简支梁公式: f=PL3/48EJ

令P=Fw,f=fc,Fw/ fc=c, 可得Jo=( c L3)/48E

加上修正系数后为

Jo=[(L-ks)3cδ]/48E(6-5)

式中:s—U形螺栓中心距

k—考虑U性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=0)

δ—挠度增大系数。用经验方式,δ= http://www. [1.04(1+0.5ε)],其中ε=n1/n0,n1为与主片等

长的重叠片数,n0为总片数

B、总截面系数Wo

Wo≥[Fw(L-ks)]/(4[σw])(6-6)

材料:55SiMVB许用弯曲应力

60Si2Mn 前:350-450Mpa

[σw] 主:450-550Mpa

后 副:220-250Mpa

C、平均厚度hp

将(6-6)代入下式:

hp=2Jo/wo=(L-ks)2δ[σw]/6Efc (6-7)

D、片宽b

↑b→↑卷耳强度,但车身受侧向力倾斜时,弹簧扭曲应力↑,且影响转向轮最大转角

b太窄→↓卷耳刚度,应↑片数,↑摩擦和弹簧总厚

推荐6<b/hp<10

2)片厚h:

矩形等厚钢板弹簧总惯性矩Jo=nbh2/12 ,n为片数。

A、可知:

a)n、b、h影响Jo→影响c→平顺性

b)h与Jo是立方关系

B、设计

a)各片厚度尽量相同。但为加强主片及卷耳,常将主片加厚,其余各片减薄

b)不同厚度不超三组。

c)hmax/hmin≯1.5

-- 71

d)b、h 应符合规格

3)断面形状:图6-12

矩形—中性轴在对称位置,实际受载时σ拉=σ压,∵材料[σ拉]<[σ压],∴受拉面首先断裂 T形(图6-12 b)

单面有抛物线边缘(图6-12 c)中性轴上移,使实际σ拉<σ压,↑疲劳强度和节约10%材料 单面有双槽(图6-12 d)

4)片数n:6-14片

如n少些,有利制造装配,↓摩擦,改善平顺性,但少了,材料利用率变差

变截面少片簧1-4片

(三)各片长度的确定

1、原理: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。将其分割成宽度相同

的几片,然后按长度大小不同依次排列、叠放到一起,就形成钢板弹簧。

2、方法:展开作图法

1)算各片hi3 ,按比例画出

2)量主片长度L/2,U形螺栓中心距S/2,得A、B两点。连A、B得钢板弹簧展开图。与各片

上侧边交点为各片长度。

3)如有与主片等长的重叠片

就从最后一个重叠片的上侧边端点到B点连一直线。

4) 圆整各片长度

装有卡箍的叶片,其端部应伸出卡箍外一些

(四)钢板弹簧刚度验算

1、必要性:由于以前用的挠度增大系数δ、惯性矩Jo、片长和叶片端部形状的确定都不够准确(∵各片长度未确定)

2、用共同曲率法计算的前提

1)假定同一截面上各片曲率半径变化值相同→各片所承受的弯矩正比于其惯性矩

2)该截面上各片的弯矩和等于外力引起的弯矩

3、刚度验算公式:

n3c6E/ak1(YkYk1)(6-9) k1

式中:α——经验修正系数,α=0.90-0.94

ak1(l1lk1), 其中 l1、lk+1—主片和第k+1片的一半长度

Yk1/J

i1k1i1ki,Ji为第i片惯性矩 Yk11/Ji

4、钢板弹簧总成自由刚度cj:

用中心螺栓到卷耳中心间的距离代(6-9)中主片的一半l1,即得。

5、钢板弹簧总成的夹紧刚度cz :

用有效长度l1′= l1-0.5ks代(6-9)中l1即得。

(五)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho及曲率半径计算

-- 72

1、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho:指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(不含卷耳孔半径)连线间的最大高度差(图6-11)

Ho=fc+fa+△f

式中:fc—静挠度

fa—满载弧高

△f—U形螺栓夹紧后引起的弧高变化,△f=s(3L-s)(fa+fc)/2L2,L为主片长,s为U形螺栓中心距。

总成在自由状态下的曲率半径Ro=L2/(8Ho)

2、钢板弹簧各片自由状态下曲率半径Ri的确定(图6-15)

各片在自由状态下的曲率半径Ri(i为第i片弹簧)与装配后的不同,装配后各片中会产生予应力,确定各片所需的预应力就可确定各片自由状态下的曲率半径 Ri。

1)各片在自由状态下做成不同曲率半径Ri的目的:

A、使厚度相同的钢板弹簧装配后能很好贴紧

B、减少主片工作应力,

C、使各片寿命接近。

2)Ri确定公式:

RiR0/1(20iR0)/(Ehi)(6-11)

式中:Ri—第i片弹簧自由状态下的曲率半径

R0—钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径

σoi—各片弹簧的预应力

hi—第i片的弹簧厚度

3、预应力的确定:

1)选取要求

A、装配前各片间间隙相差不大

B、装配后各片能很好贴合

C、适当降低主片及与其相近的长片的应力,以保证寿命

2)选取

A、片厚相同,各片预应力值不宜过大

B、片厚不相同,厚片预应力值可取大些

C、1-4片长片叠加负的预应力,短片叠加正的预应力。

D、预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值

3)确定:

理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩Mi的代数和等0,即

M

i1nni0(6-12)

或i10iWi0 (6-13)

4、各片在自由状态下的弧高

Hi≈Li2/8Ri (6-14)

式中:Li —第i片的片长

(六)钢板弹簧总成弧高的核算

-- 73

1、核算总成弧高必要性:各片在自由状态下的曲率半径是经选取预应力后再算的,∴需核算总成弧高

2、R0: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的最小状态。可求得等厚叶片的R0:

1/R0Li/Ri/Li (6-15)

i1i1nn

式中:Li —第i片的片长

3、总成弧高核算式: H≈L2/(8 R0) (6-16)

4、分析:用(6-16)算出的结果应与(6-10)计算的相近,如相差较多,可重新选用各片预

应力再核算。

(七)强度验算

1、板簧强度

1)紧急制动时,前弹簧受载最大,其后半段出现最大应力:

maxG1m1'l2l1c/l1l2W0(6-17)

式中:G1—作用在前轮上静载

m1′—制动时前轴负荷转移系数,乘m1′=1.2~1.4,货m1′=1.4~1.6

l1、l2—弹簧前、后段长度

—道路附着系数,取0.8

c—弹簧固装点到路面的距离(图6-16)

Wo ——钢板弹簧总截面系数

2)汽车驱动时,后钢板弹簧承载最大,其前半段出现最大应力:

''maxG2m2l1l2c/l1l2W0G2m2/(bh1)(6-18)

式中:G2—作用在后轮上静载

m2′—驱动时后轴负荷转移系数,乘m2′=1.25~1.30,货m2′=1.10~1.20

b—钢板弹簧片宽

h1—钢板弹簧主片厚

3)验算汽车通过不平路面时板簧强度力:(见6-17、6-18式,令υ=0)

2、卷耳强度

钢板弹簧主片卷耳受力如图6-17,所受应力σ是由弯曲应力和拉(压)应力合成的。 3FXDh1/bh12Fx/bh1 (6-19)

式中:F2—沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力

D—卷耳内荆

b—钢板弹簧片宽

h1—钢板弹簧主片厚

3、弹簧销及衬套只算挤压应力,因剪切都够。

4、钢板弹簧材料:55SiMnVB或60Si2Mn, 表面喷丸和减少表面脱碳层深度

(八)少片簧

1、组成:1-3片等长,等宽、变截面叶片。

片间有减摩作用的塑料填片或做成只在两端接触以减少片间摩擦。

2、单片变截面弹簧:如图6-19

-- 74

1)构造:三段:

CD段等截面,厚h1

AB段等截面,厚h2

BC段变截面(可按抛物线或线形变化)

2)计算:

A、BC段按抛物线变化:

厚度:hxh2x/l21/2

3/2 惯性矩:JxJ2x/l2

单片刚度:c(6-20) l1l2/lk336EJ2式中:δ一修正系数,取0.92,J2=bh22/12,b为钢板宽;k=1-(h1/h2)3 弹簧在抛物线区段内各点应力相等:

B、BC段按线形变化

厚度:hxA'xB'

式中:A’=(h2-h1)/(l2- l1), B’=(h1l2-h2l1)/(l2- l1)

单片刚度仍用(6-20)计算, 但式中k用k’代入, 即: 6Fsl2 2bh2

313 k'21334111211 2ln11

式中:α=l1/l2; β=h1/h2; γ=α/β

a) 当l1>l2(2β-1)或2 l1<l2时, 弹簧最大应力点在x=B’/A’ 处, 此处, hxA'xB'2B', max3Fs/2bA'B'

b) 当l1≤l2(2β-1)时, 最大应力点在B 处,

2 max3Fsl2/2bh2

3、n片总刚度: 为各片刚度之和,应力按各片所承载的分量计算。

4、宽度:布置允许的情况下尽可能大些,以增强横向宽度

常取75—100mm

5、厚度:h1>8 mm,保证抗剪强度,防止太薄而淬裂

h2取12-20 mm

二、扭杆弹簧计算:用于解放1T车

1、优点: 单位质量储能量比钢板弹簧大许多, 悬架质量轻 工作可靠

保养维修容易

2、应用: 短客, 轻货

3、分类:

1) 按断面分:

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圆形:工艺性良好, 装配容易,使用最广

管形:材料利用合理(材料分布在外围),能作组合式

片形:工作可靠性好, 工艺性良好, 弹性好, 扭角大

2) 按弹性元件数量分:

单件

组合: 串联、并联

4、设计要点:

1) 根据汽车平顺性要求,先选悬架钢度c

2) 设计主要尺寸:和长度L(图6-21)

A、扭杆直径d

dMmax/() (6-21)

式中:Mmax为扭杆承受的最大扭矩,τ为扭转切应力

B、Ld4G/(32cn)(6-22)

式中:Cn为扭转刚度,G取7.7×104Mpa

5、d、L对Cn影响

↑d→Cn↑→平顺性↓(∵悬架C∝Cn), 但↓d→强度↓

↑L→Cn↓→平顺性↑, 但L↑→布置困难,可用组合式

6、材料和热处理

45CrN MoVA,40Cr,42CrMo,50CrV

预扭和喷丸处理, [τ]=800-900Mpa

7、扭杆结构

分端部、杆部和过渡段三部分。

1)端头形状及尺寸

对圆形, 端部多用花键, 为使端部和杆部寿命一样,

端头直径D=1.2~1.3d

花键长度L≈0.4D

2) 过度段长度,考究,否则早期损坏

过度段结构分为锥度和圆弧

过渡段长度一部分参加扭杆工作, 称有效长度Le, 可按式(6-23)及(6-24)计算

8、扭杆工作长度L=Lo+2Le

三、空气弹簧

(一)组成和分类

1、组成:图6-24,压气机1、油水分离器2、调压阀3、储气筒4、高度控制阀6、控制连杆7、

空气弹簧8、储气罐9、空气滤清器5、10和管路、导向传力杆、减振器、横向稳定器等

2、分类:1)囊式:单曲、双曲、多曲

2)膜式:约束膜、自由膜

3)复合式

(二)工作原理和使用特点

1、工作原理:压气机产生压缩空气→油水分离器和调压阀→储气筒→高度控制阀

1)车载荷↑→车架和车桥距离↓→控制连杆打开高度阀上的充气阀→压缩空气流入气囊→

压力↑→车架高度↑→充气阀关;

2)车载荷↓→车架和车桥距离↑→控制连杆打开高度阀上的放气阀→气囊气体排入大气→

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压力↓→车架高度↓→放气阀关。

各种状态下,保持车身高度不变。

3、特点:

1)优:

A、较理想的非线性弹性,图6-27。相同载荷下,静挠度比钢板弹簧大很多→n↓→平顺性↑

B、满载附近弹性特性曲线平缓,变化喧刚度低

C、冲击载荷下,弹性特性曲线呈陡直→刚度大

D、单位质量储能大,本身轻,簧下质量小

E、几无噪声,高频吸振和隔声好

F、寿命是钢板弹簧的2-3倍

2)缺:

结构复杂,密封要求高,制造复杂,成本高

(六)刚度C

1、空气弹簧充满气体,作用有载荷F0,静平衡时刚度

dAA2

C0(p01)Kp0dfV0

式中,P0一静平衡位置时气囊内气体的绝对压力(N/mm2)

V0一静平衡位置时气囊内气体容积(mm3);

K一多变指数,汽车振动缓慢或在试验室作静态试验时,气体状态变化接近等温过程,取

K=1.00;汽车振动激烈时,气体状态变化接近绝热过程,取K=1.40;一般情况下取K=1.33 df一空气弹簧在轴线方向的微小变形量(mm);

A一空气弹簧的有效面积(mm2),A

4D2;

D一空气弹簧的有效直径(mm)(图6-35);

dA/df一有效面积变化率。

2、静平衡位置时空气弹簧的振动频率n0(Hz)

n01

2p0KgAgdA Adf(p01)V0

从上式,影响振动频率主要是有效面积变化率dA/df和空气弹簧的气体容积V0。要↓n0,应↓dA/df或↑V0,但↑V0会使布置困难,可采用辅助气室。

§6-5、独立悬架导向机构

一、设计要求

1、前轮独立悬架导向机构

1) 悬架上载荷变化时,轮距变化不超过±4 mm,太大会使轮胎早期磨损

2) 悬架上载荷变化时,前轮定位参数变化要合理,不应产生纵向加速度

3) 转弯时车身侧倾角校在0.4g侧向加速度作用下,车身侧倾角≦6°~7°, 要使车轮与车身的倾斜同向, 以增强不足转向

4) 制动时车身抗“点头”, 加速抗“后仰”

2、后轮独立悬架导向机构

1) 悬架上载荷变化,轮距无显著变化。

2) 转弯时,侧倾角小,并使车轮与车身反向倾斜,以减小过度转向效应

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此外,强度足够,可靠传力

二、导向机构的布置参数

以下介绍常用的双横臂式独立悬架(主要用于前悬)和麦弗逊独立悬架:导向机构参数的选择方法,及该参数对前轮定位参数和轮距的影响。

1、侧倾中心W

1) 双横臂式:图6-37,38

A、 图解:

a) 将横臂内外转动点的连线延长得p点(极点)

b) 连P与车轮接地点N,交于汽车轴线,得侧倾中心W

对于平行的双横臂,作过N点且平行于横臂的平行线,交轴线得侧倾中心W

B、 侧倾中心高度hw

hpB1 (6-26) hw2kcosdtana

sin(900) 式中:kc, hpksind sin()

2)麦弗逊式

A、图解:图6-39

a) 从悬架与车身的固定连接点E作活塞杆运动方向的垂线,和下横臂延长线交于极点P b) 连P与车轮接地点N,得w

B、分析: 可见,弹簧减振器柱EG越垂直,横臂GD越水平,w越接近地面。从而使车轮跳动

时,车轮外倾角的变化不理想。

C、麦弗逊悬架侧倾中心高hw,

hwhpB1 (6-27) 2kcosdtana

co, hpksind sin()式中:k

2、侧倾轴线

1)定义:独立悬架中, 前、后部侧倾中心连线

2)要求:

大致与地面平:使得曲线行驶时前、后轴荷变化相近→中性转向

尽可能高:限制车身侧倾

3)前后悬架侧倾中心高度hw1、hw2

hw1受允许的轮距变化限制, hw1≯150mm

对前驱动车,尽可能使前轮轮荷变化小,(前桥轴荷大,且驱动附着)

∴对纵臂式以外的悬架:

hw1=0-120mm,hw2=80-150mm

4)设计顺序:

A、先考虑轮距变化,确定hw1

B、再确定hw2:独立悬架,hw2稍>hw1

钢板弹簧,hw2更大

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3、纵倾中心O

1)双横臂式:图6-40

图解:作两横臂转动轴C、D的延长线, 交点O即

2)麦弗逊式:图6-41

图解:由E点作减振器运动方向的垂线,与横臂轴的交点O即

4、抗制动纵倾性(抗制动前俯角)

1)作用:使制动过程中车头的下沉量及车尾的抬高量减校

2) 条件:当前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥之间时,方可实现。(图6-42)

3) 分析:以双横臂前悬架、钢板弹簧后悬架为例

图6-42画出制动时汽车承受的各种动态作用力(没有考虑汽车静止时所受重力的作用,故在图上没有画出汽车质心上重力及前、后轮上的静止反力)。

A、当汽车以减速度j制动时,汽车质心上作用有惯性力Fj=maj。

前、后轮上的负荷发生转移:前、后轮负荷的增减量为△G,其大小是△G=Fjh/L,h为汽车质心高度,L为轴距。总制动力为FB= Fj,则前、后轮的制动力FB1、FB2为

FB1 FB Fj

FB2(6-28)FB- FB1(1- ) FB(1- ) Fj

式中:β为制动力分配系数

B、在Fj的作用下,车身产生前俯现象,同时前弹簧产生附加压缩变形△f1和后弹簧附加伸张变形△f2,结果在前、后弹簧上端产生附加力△F1=C1△f1和△F2=C2△f2(式中的C1、C2分别为前、后弹簧刚度)。

C、取车轮和悬架作自由体进行分析,并假定:弹簧上的载荷转移可用车轮上的载荷转移来替代;(忽略车轮惯性力矩和滚动阻力不计),则根据前、后悬架各动态力对O1、O2的力矩平衡条件, 得

(C1△f1-△G)d1+ FB1e1=0 (6-29)(C2△f2-△G)d2+ FB2e2=0 (6-30) 式中,d1、d2为前、后悬架纵倾中心到前、轴中心的距离;e1 、e2为前、后悬架纵倾中心到地面的高度。

整理(6-28)、(6-29)和(6-30)后得

Fjhf1d1e1c1d1L(6-31) Fjhf2d2(1)e2c2d2L

分析式(6-31)可知,反映制动时车身前俯程度的△f1和△f2除与总布置参数、制动力大小及其分配以及悬架刚度以外,主要取决于纵倾中心位置O1和O2。对前轮而言,O1点位置可用e1、d1值确定。

满足无前俯现象的纵倾中心位置,对车身前部而言应满足△f1= 0。

因此,由式(6-31)可得

ehhd1e10 或 1(6-32) Ld1L

如发生前俯现象,则△f1>0,即

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ehhd1e10 或1(6-33) Ld1L

当h、L、等参数已定,可通过选择悬架纵倾中心位置来获得预期的抗前俯效果。为了减少车轮传到车身上的冲击力,纵倾中心位置的选择不能达到理想的无前俯效果。一般是使e1/d1<h/L,即制动时仍有一定程度的前俯现象,并用e1/d1和h/L的比值的百分数来表示抗前俯的效率。

D、抗前俯de1L100%(6-34) d1h

对乘用车,取d50%~70%。

5、抗驱动纵倾性(抗驱动后仰角)

1)作用:可减少后轮驱动汽车车尾的下沉量或前轮驱动汽车车头的抬高量

2) 条件:当汽车单桥驱动时,该性能才起作用

对独立悬架,纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心,才能实现。

6、悬架摆臂的定位角(图6-43)

独立悬架中摆臂多为空间布置,为了描述方便,定义摆臂空间定位角,

α’ —摆臂水平斜置角(俯视)

β’—悬架抗前俯角(主视图)

ζ’—悬架斜置初始角(前视)

三、双横臂独立悬架导向机构设计,

1、纵向平面内上、下横臂的布置方案。

上、下横臂轴抗前俯角β1、β2的匹配对主销后倾角γ影响较大。

1)γ的变化规律要求:

悬架弹簧压缩时,后倾角γ↑→制动时在支架上产生防前俯力矩,

悬架弹簧拉伸时, 后倾角γ↓

2)β1、β2匹配对γ的影响及方案比较

A、图6-44: 右图为六种上下横臂的匹配方案,

左图为γ值随车轮跳动量的曲线

纵坐标一车轮接地中心的垂直位移z, 正值表车轮上移,悬架弹簧压缩

负值表车轮下移,悬架弹簧拉伸

横坐标一γ值

B、方案分析:

4、5 —Z↑,γ↓(压缩行程λ↓); Z↓、λ↑(拉伸行程λ↑)—不合要求,不用于前悬。 3 —λ变化最喧抗前俯作用歇很少用

1、2、6 —λ变化规律较好— 广泛采用

2、横向平面内上、下横臂的布置方案

图6-45布置方案图, 可知上、下臂的布置方案不同,所得侧倾中心位置O也不同,可根据要求来设计

3、水平面内上、下横臂的布置方案:

1) 导向机构上、下横臂轴水平斜置角α1’、α2’

α1’—下横臂轴M-M与纵轴线夹角

α2’—上横臂轴N-N与纵轴线夹角

规定轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正,反为负。

2) α1’、α2’ 范围

A、α1:取α1>0,因为

a)汽车轮胎碰到凸起路障时轮胎一面上跳,一面向后退让,α1>0减少传到车身上的冲击力。 b)便于布置发动机

B、α2有正、负、0三种

3)三种布置方案:图6-46

a)α1>0,α2>0,车轮上跳时,主销后倾角上跳增加较少,甚至减少

b)α1>0,α2<0, 车轮上跳时,主销后倾角↑

c)α1>0,α2=0, 同上

4)方案选择:

A、采取哪种方案为好,要和上、下臂在纵向平面内的布置一起考虑。

车轮上跳,γ↑,车身上的悬架支承处会产生反力矩,有仰制制动时的“点头”作用;

但主销后倾角变得太大时,会使支承处反力矩过大,

同时使转向系统对侧向力十分敏感,易造成前轮摆振。

B、取值:主销后倾角原始值一般为-1O~+2O

希望悬架每压缩10mm后倾角变化范围为10′-40′

5)线图选抗前俯角:

A、线图组成:

图6-47a为汽车在不同减速度时(以重力加速度g的百分数表示),前轮上方车身下沉量f1与

抗前俯率d的关系;

'图6-47b为下横臂摆动轴线与水平线夹角1不相同时,主销后倾角γ的变化率dγ/df1与抗前

俯率的关系;

''图6-47c为不同球销中心距时,主销后倾角的变化率dγ/df1与上、下横臂摆动轴线2-1的关

系B、运用步骤:

a) 先根据设计的容许前俯角(在0.5g时为1°~3°)确定f1,然后找到相应的d,并在图6-47b

'''上初选;如超出范围,即1,求出主销后倾角变化率(推荐悬架每压缩10mm时为10~40)

'重选1,直至达到要求为止。

b) 接着可用图6-47c先选定球销中心距,从图6-47b确定的dγ/df1值与初选的球销中心距在图

''上沿虚线所示路线找到上、下横臂轴的夹角2-1,如布置上允许即认为初选成功。

此图适用于轴距2.8~ 3.2m、质心高为0.58 ~0.6m的乘用车。

4、上、下横臂长度的确定

双横臂式悬架的上、下臂长度对车轮定位参数影响很大。

常用的前悬为上横臂短、下横臂长。

1) 观察l2/ l1比值变化后,悬架运动特性变化。设下横臂长l1保持原车值不变,改变上横臂l2,

结果示于图6-48

A、左图:Z-By曲线(Z为车轮接地点的垂直位移,By为1/2轮距)为车轮接地点在横向平面内

随车轮跳动曲线。

可见l2/ l1=0.6时 ,By曲线(即半轮距)变化最平缓—轮距变化小,轮胎磨损小

B、中图:Z–δ为车轮外倾角随车轮跳动曲线

右图:Z–γ为主销内倾角随车轮跳动曲线

可见l2/ l1=1时,δ和γ均为直线并与横坐标垂直,δ、γ 在悬架运动过程中保持定值。前轮定位角变化小,汽车操纵稳定性好

2) 综合:l2/ l1应在0.6~1.0。

美克莱斯勒、通用:l2/ l1取0.7和0.66最佳。

我国经验:初选l2/ l1= 0.65

四、麦弗逊悬架导向机构

1、导向机构受力分析

1)导向套摩擦力F3f

图6-49a为受力简图,

设F1—前轮上静载荷F1′减去前轴簧下质量1/2(即地面对悬架作用力)

作用在导向套上的横向力F3

F3F1ad(6-35) cbdc横向力F3越大,作用在导向套上的摩擦力F3f越大(f为摩擦因数),对平顺性有不良影响。

2)减少F3f措施

A、导向套和活塞表面减摩

B、减振器轴线不变条件下,将摆臂与滑柱筒体联接点G移到车轮内部,以减少a,又获较小或负的主销偏移距

C、将弹簧和减振器的轴线相互偏移距离s,加上弹簧轴向力F6的影响可减少F3

F3FsF1ad6(6-36) cbdcdc可见,↑s↓F3

D、有时将弹簧下端尽量靠近车轮,使弹簧轴线和减振器的轴线成一角度。这时,麦弗逊悬架的主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线。

2、臂轴线布置方式的选择:

麦弗逊悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响纵倾稳定性。

为分析方便,假设轴线与滑柱轴线共线

1)如果摆臂轴的抗前俯角-β’=静平衡位置主销后倾角γ ,则摆臂轴线与主销轴线的垂线平行(参见图6-50)运动瞬心交于无穷远处。主销轴线在悬架跳动时做平动。γ值保持不变。

2)-β’与γ的匹配使运动瞬心C交于前轮后方(图6-50a),→悬架压缩行程时γ↑→减少制动“点头”→应眩

3)-β’与γ的匹配使运动瞬心C交于前轮前方(图6-50b),→悬架压缩行程时γ↓→不眩

3、摆臂长度的确定

下摆臂l1取不同值时的悬架运动特性

图6-51纵坐标—车轮跳动位移

横坐标—主销内倾角β,车轮外倾角α,主销后倾角γ,半轮距By

z-By曲线:摆臂越长,By曲线越平缓,车轮跳动时轮距变化越小,轮胎寿命长

z-β、z-α、z-γ曲线:摆臂越长,前轮定位角度变化小

∴在满足布置要求前提下,应尽量加长摆臂长度

§6-6减振器

一、分类:

1、按作用方向:单向作用式

双向作用式

2、按结构形式:摇臂式—工作特性受活塞磨损和工作温度变化大而淘汰

筒式:单筒式

双筒式:性能稳定,摩擦阻力小,燥声底,长度短,应用广

充气筒式

基本要求:使用期间保证行驶平顺性的性能稳定

一、 相对阻尼系数Ψ

1、减振器阻尼系数δ

卸荷阀打开前,减振器中的阻力与减振器振动速度υ之间有如下关系:

F=δυ,δ=F/υ(6-37)

2、阻力—速度特性图

由四段近似直线线段组成,横坐标速度,纵坐标F

(1)、(4)段卸荷阀打开

(2)伸张行程δs=Fs/υs

(3) 压缩行程δY=FY/υ通常指这两行程

3、相对阻尼系数Ψ:评定振动衰减的快慢

悬架有阻力后,簧上质量振动为周期衰减振动。

2cms(6-38)

式中:c——刚度,ms——簧上质量。

Ψ物理意义:减振四的阻力作用在与不同c、ms的悬架系统匹配时,所产生不同的阻力效果。振动能速衰减,同时又能将较大的路面冲击传导车身则反之

Ψ大,振动能迅速衰减,同时又能将较大的路面冲击传到车身

Ψ小则反之。

通常,ΨY取小,Ψs取大,ΨY=(0.25-0.5)Ψs

4、Ψ的设计:

先取Ψ=(ΨY+Ψs)/2,对无内摩擦弹性元件悬架,Ψ=0.25-0.35

有内摩擦弹性元件悬架,Ψ取小些.

对行驶路面较差汽车,Ψ应取大些,一般Ψs >0.3,为避免悬架碰撞车架

ΨY=0.5Ψs

二、 减振器阻尼系数的确定

由(6-31)2s(1)

c/ms(2) 悬架系统固有振动频率:w

联立(1)、(2):24msw

应按布置特点确定减振器的阻尼系数:

1)图6-53a):(2mswn)2

a2 (6-39)

式中:n—双横臂悬架下臂长,a——减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的绞接点之间的距离

2)图6-53b):(2mswn)2

a2osc2) (6-40)

式中α为减振器轴线与铅垂线间夹角。

3) 图6-53c):(2mswn2)cos2(6-41)

可见,n不变改变长度a或α,会影响减振器阻尼系数变化

四、最大卸荷力F0的确定

1、卸荷速度υx:减振器打开卸荷阀的速度。

υx=Awacosα/n(6-42)

(公式来源:悬架作周期振动:

活塞位移

速度

卸荷时υx最大,

式中:υx一般为 http://www. , A为车身振幅,壤40mm,w为悬架振动固有频率。

2、伸张行程最大卸荷力:Fo=δsυx

五、筒式减振器工作缸直径D的确定:

根据Fo确定D,式(6-36)

D4F0 (6-43) 2p(1)

式中:[P]——工作缸最大允许压力,3-4Mpa,

λ——连杆直径与缸筒直径之比,双筒式——λ=0.4-0.5,单筒式——λ=0.3-0.35

06汽车设计讲稿-第六章2017-08-23 05:47:53 | #3楼回目录

第六章悬架设计

三、设计要求:

1)良好的行驶平顺性:簧上质量 + 弹性元件的固有频率低;

前、后悬架固有频率匹配:乘:前悬架固有频率要低于后悬架 尽量避免悬架撞击车架;

簧上质量变化时,车身高度变化校

2)减振性好:衰减振动、抑制共振、减小振幅。

3)操纵稳定性好:车轮跳动时,主销定位参数变化不大;

前轮不摆振;

稍有不足转向(δ1>δ2)

4)制动不点头,加速不后仰,转弯时侧倾角合适

5)隔声好

6)空间尺寸校

7)传力可靠、质量孝强度和寿命足够。

§6-2 悬架结构形式分析:

一、非独立悬架和独立悬架:

二、独立悬架结构形式分析:

1、评价指标:

1)侧倾中心高度:

A、侧倾中心:车身在通过左、右车轮中心的横向垂直平面内发生侧倾时,相对于地面的瞬时转

动中心,叫侧倾中心。

B、侧倾中心高度:侧倾中心到地面的距离。

C、侧倾中心位置影响:

位置高:侧倾中心到质心的距离缩短,侧向力臂和侧倾力矩↓,车身侧倾角↓;

过高:车身倾斜时轮距变化大,加速轮胎车轮外倾角α磨损。

2)车轮定位参数:车轮外倾角α,主销内倾角β,主销后倾角γ,车轮前束等会发生变化。主销后倾角γ变化大→转向轮摆振

车轮外倾角α化大→直线行驶稳定性;轮距变化,轮胎磨损

3)悬架侧倾角刚度

A、车厢侧倾角:车厢绕侧倾轴线转动的角度

B、影响:车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度有关,

影响操纵稳定性和平顺性

4)横向刚度:影响操纵稳定性

转向轴上悬架横向刚度小,转向轮易摆振,

5)空间尺寸:

占用横向尺寸→影响发动机布置和拆装;

占用高度尺寸→影响行李箱大小和油箱布置。

2、不同形式悬架比较(表6-1)

问:A、车轮跳动时,为什么α、β、γ如此变化?

B、轮距为什么如此变化?

C、应用?

1)双横臂式:

-- 61

A、α、β均变,∵非平移,选择四杆结构,可小;

B、四杆;

C、应用:中高轿前悬,不用于微轿(空间)。

2)单横臂:

A、α、β变化大,∵绕一点横向转动;

B、绕一点横向转动;

C、应用:后悬,少用于前悬。

3)单纵臂:

A、r变化大,∵绕一点纵向转向;

B、横向不变;

C、应用:用于后轮,不用于前转向轮。

4)单斜臂:

A、变化小,受限制;

B、同上;

C、应用:适当选择夹角可满足不同性能要求。

5)麦弗逊:

A、变化小,受限;

B、变化小,受限;

C、应用:轿车,但滑柱受侧向力大。

6)扭转梁随动臂

A、通过弯扭变形来满足的梁;

B、同上;

C、应用:RR.轿后悬。

三、前、后悬架方案选择:

1、前、后均为非独立悬架:

特点:(纵置钢板弹簧)转向时,内侧减载外侧加载→内侧受拉纵向缩短,外侧受压纵向伸长→车轴相对汽车纵向中心线偏转α角→对前轴:不足转向↑;对后桥:↑过多转向。如图6-3a 改进方法:乘用车将后悬架前吊耳布置得比后吊耳低→悬架瞬时运动中心↓→后桥轴线的偏离不再过多转向。图6-3b

另,前悬架采用纵置钢板非独立悬架时,前轮易摆振,乘用车多独立悬架。

2、前、后均为独立悬架(FF的乘常用麦费逊前悬和扭转梁随动臂后悬)

1)麦费逊前悬:螺旋弹簧套装在减振器外部,下摆臂球头伸到轮辋空间—结构紧凑,具有负的

主销偏移距→对制动稳定性有利;

2)扭转梁随动臂后悬:除表6-1中的特点外,由于采用各向异性橡胶衬套,既能隔振,又能防

止后轴轴转向而产生过多转向。

A、图6-5a,传统橡胶衬套,橡胶肥大,能隔振、隔声,但由于橡胶的弹性变形,在侧向力作用下,后轴会产生轴转向效应→不利于操纵稳定性。

B、图6-6a,橡胶衬套,横截面上对角线方向有楔型孔,不同方向刚度不同

a) 衬套沿汽车纵轴线方向刚度较小一缓冲和减振

b) 车轮受侧向力时,衬套内侧相对外侧移动,同时与锥形凸肩想副相互压紧,使扭转刚度增大,减轻了轴转向效应

c) ∴操纵稳定性好

d)注意:安装方向

3、前悬架用双横臂独立悬架,后悬架用钢板弹簧

-- 62

有利于减少制动“点头”(祥见§6-5)

§6-3悬架主要参教确定

一、悬架静挠度fc

1、定义:指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比,即fc=Fw/c。

对刚度不变的悬架,指汽车满载时静载荷下悬架的变形值

对变刚度的悬架,指汽车满载时悬架的静载荷与此相应的瞬时刚度之比值

2、偏频n1、n2

1)振动系统模型:

根据振动理论,汽车系统振动可简化为两自由度振动的简单模型:质心的向上下运动和绕质心的转动(纵向角振动)。并可用一根刚性杆和两个弹簧(弹性系数C1、C2)来建模。刚性杆质心在C,其总质量绕C的回转半径为ρ,则其转动惯量可写成总质量与回转半径(当量长度)的平方的乘积Jz=Mρz2。

2)偏频n1、n2:

如果使车体质量分布满足ρ=ab,(a、b为前后轴与质心距离),即质量分配系数

则:前后车轮振动独立,或前后轴上方车身两点的振动不存在联系,

或:前后轮振动的固有频率是独立的,可理解为两个单自由度振动

当前轮按ω1上下振动时,后轮可不振动;

后轮按ω2上下振动时,前轮可不振动。

这两个独立振动的固有频率叫偏频n1、n2,其公式: 22ab1

n11

21m1,n21

2

1

2c2m2(6-1) 式中:c1、c2为前、后悬架刚度,m1、m2为前、后悬架的簧上质量比较:km , fkm

3)偏频应用:行车时一轮的振动不传到另一轮

3、静挠度与偏频:采用线弹性悬架时,

fc1=m1g/ c1,fc2=m2g/ c2

式中:g=981cm/s2

两式代入(6-1)式

n15fc1, n2fc2 (6-2)

可见,悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频,n与f的开方成反比。设计时,根据行驶平顺性选定n1、n2,再按下式定fc1、fc2。

2(6-2a) fc125/n12,fc225/n2

4、前、后悬架偏频n及静挠度fc的选取

1)前、后悬架偏频的匹配

A、取n1与 n2不等,且相差不大,原因:

a) n1与n2相等,容易共振

b) n1与n2差别较大,则有纵向角振动

B、哪个大?

n1<n2

-- 63

∵当车以较高速度越过单个路障时,n1/n2<1时的车身角振动比n1/n2>1时小

C、有时小排量乘用车:n1>n2,∵为改善乘用车后排乘坐舒适性

2)前、后悬架静挠度fc的匹配

A、∵fc1 2n

∴fc1应与fc2接近,且fc1>fc2

B、推荐:

乘fc2 = (0.8~0.9) fc1

货fc2 = (0.6~0.8) fc1

3)偏频的选取和静挠度的确定:

A、偏频的选取原则:按用途,选偏频n一乘低,客次,货更次

B、偏频n值选取:

前悬架后悬架

乘(V<1.6)1.00~1.45Hz 1.17~1.58Hz

乘(V>1.6)0.80~1.15Hz 0.98~1.30Hz

货 1.50~2.10 Hz 1.70~2.17 Hz

C、静挠度的确定:

选定n1、n2后,再按(6-2a)式算出fc1、fc2。

5、悬架静挠度与弹性元件静挠度

非独立悬架:一样

不一定

独立悬架:不一样(方向)

6、fc的影响

1)↑fc ,由 nfc知,平顺性↑;而悬架刚度c=F/ fc ↓,汽车在坏路上行驶会经常碰撞

缓冲块

2)↑fc , 由c=mg/fc知,c↓;汽车易出现“点头”、“后仰”现象,转弯时车身侧倾角↑

3)↑fc,对板簧,需增长板簧长度,结果布置困难。

二、悬架的动挠度fd

1、定义:由满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形,(通常指缓冲块压到其自由高度

的1/2或2/3)时,车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。

2、要求:fd足够大,避免经常撞击缓冲块

3、取值:乘:7-9cm

大客:5-8cm

货:6-9cm

三、悬架的弹性特性:

1、定义:悬架所受垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身的位移f (即悬架的变形)的关系

曲线

2、概念:

1)悬架刚度c:F-f曲线的斜率。斜率越大,刚度越大。

2)动容量:悬架从静载荷的位置起,变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。

悬架动容量越大→缓冲块击穿的可能性越校

-- 64

3、分类:悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种

4、线性弹性特性:悬架变形f与所受垂直外力F成定比(fF)。

1)特点:此时悬架刚度c为常数

2)缺:由n1

2cm可知:m↓,n↑,平顺性↓。即:空载比满载时平顺性↓

3)例:钢板弹簧非独立悬架

5、非线性弹性特性:悬架变形f与所受垂直外力F不成定比,曲线如图6-9

1)特点:悬架刚度是变化的

A、在满载(图中点8)附近刚度c小且曲线变化平缓,平顺性好

B、离满载较远的两端曲线变陡,刚度c增大(单位变形所需载荷大)

2)优:在有限的动挠度范围内,得到比线性悬架更多的动容量

3)悬架:带副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧

4)选用刚度可变的非线性悬架理由:

货和客:空、满载时簧上质量变化大,如用线性,空、满载时车身振动频率分别为3.2Hz与

1.6Hz,空车太高。

乘:为减少对车身的撞击,减少转弯侧倾、制动“点头”和加速“后仰”,

§6-4弹性元件计算

一、钢板弹簧

(一)布置方案

1、广泛采用纵置

2、对称:中部固定中心到两卷耳中心之间距离相等

多数采用对称。但有时采用不对称:1)整车布置需要;2)安装位置不动但要改变轴距

(二)主要参数确定:

应已知:前后轴静载G1、G2Fw1=( G1 -Gu1)/2

簧下荷重Gu1、Gu2单钢板弹簧载荷Fw2=( G2 -Gu2)/2

静、动挠度 fc、fd

轴距

1、满载弧高fa: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6-11)

1)影响:车身高度

2)取值:如fa=0,弹簧在对称位置工作。考虑到弹簧在使用中会产生塑性变形,及高度已限定

时能得到足够的动挠度值,fa常取10~20mm

2、长度L确定:

L指伸直后两卷耳中心距

1)纵向角刚度:弹簧产生单位纵向转角时,所需的纵向力矩

2)L影响:↑L:→↓σc→↑寿命

→↓刚度c→改善平顺性

→↑纵向角刚度(垂直刚度一定时),同时↓车轮扭转力矩引起的变形

3)原则:总布置可能条件下,L尽可能取长

4)推荐:乘 L=0.40~0.55轴距

货 前L=0.26~0.35轴距 后L=0.35~0.45轴距

3、断面尺寸及片数:

1)断面宽度b:

钢板弹簧强度、刚度计算,可按等截面简支梁计算,但需引入挠度增大系数δ加以修正。

-- 65

A、总惯性矩Jo:

根据材力简支梁公式: f=PL3/48EJ

令P=Fw,f=fc,Fw/ fc=c, 可得Jo=( c L3)/48E

加上修正系数后为

Jo=[(L-ks)3cδ]/48E(6-5)

式中:s—U形螺栓中心距

k—考虑U性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=0)

δ—挠度增大系数。用经验方式,δ= http://www. [1.04(1+0.5η)],其中η=n1/n0,n1为与主片等

长的重叠片数,n0为总片数

B、总截面系数Wo

Wo≥[Fw(L-ks)]/(4[σw])(6-6)

材料:55SiMVB许用弯曲应力

60Si2Mn 前:350-450Mpa

[σw] 主:450-550Mpa

后 副:220-250Mpa

C、平均厚度hp

将(6-6)代入下式:

hp=2Jo/wo=(L-ks)2δ[σw]/6Efc (6-7)

D、片宽b

↑b→↑卷耳强度,但车身受侧向力倾斜时,弹簧扭曲应力↑,且影响转向轮最大转角

b太窄→↓卷耳刚度,应↑片数,↑摩擦和弹簧总厚

推荐6<b/hp<10

2)片厚h:

矩形等厚钢板弹簧总惯性矩Jo=nbh2/12 ,n为片数。

A、可知:

a)n、b、h影响Jo→影响c→平顺性

b)h与Jo是立方关系

B、设计

a)各片厚度尽量相同。但为加强主片及卷耳,常将主片加厚,其余各片减薄

b)不同厚度不超三组。

c)hmax/hmin≯1.5

d)b、h 应符合规格

3)断面形状:图6-12

矩形—中性轴在对称位置,实际受载时σ拉=σ压,∵材料[σ拉]<[σ压],∴受拉面首先断裂 T形(图6-12 b)

单面有抛物线边缘(图6-12 c)中性轴上移,使实际σ拉<σ压,↑疲劳强度和节约10%材料 单面有双槽(图6-12 d)

4)片数n:6-14片

如n少些,有利制造装配,↓摩擦,改善平顺性,但少了,材料利用率变差

变截面少片簧1-4片

(三)各片长度的确定

1、原理: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。将其分割成宽度相同

的几片,然后按长度大小不同依次排列、叠放到一起,就形成钢板弹簧。

2、方法:展开作图法

1)算各片hi3 ,按比例画出

2)量主片长度L/2,U形螺栓中心距S/2,得A、B两点。连A、B得钢板弹簧展开图。与各片

上侧边交点为各片长度。

3)如有与主片等长的重叠片

就从最后一个重叠片的上侧边端点到B点连一直线。

4) 圆整各片长度

装有卡箍的叶片,其端部应伸出卡箍外一些

(四)钢板弹簧刚度验算

1、必要性:由于以前用的挠度增大系数δ、惯性矩Jo、片长和叶片端部形状的确定都不够准确(∵各片长度未确定)

2、用共同曲率法计算的前提

1)假定同一截面上各片曲率半径变化值相同→各片所承受的弯矩正比于其惯性矩

2)该截面上各片的弯矩和等于外力引起的弯矩

3、刚度验算公式:

n3c6E/ak1(YkYk1)(6-9) k1

式中:α——经验修正系数,α=0.90-0.94

ak1(l1lk1), 其中 l1、lk+1—主片和第k+1片的一半长度

Yk1/J

i1k1i1ki,Ji为第i片惯性矩 Yk11/Ji

4、钢板弹簧总成自由刚度cj:

用中心螺栓到卷耳中心间的距离代(6-9)中主片的一半l1,即得。

5、钢板弹簧总成的夹紧刚度cz :

用有效长度l1′= l1-0.5ks代(6-9)中l1即得。

(五)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho及曲率半径计算

1、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho:指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(不含卷耳孔半径)连线间的最大高度差(图6-11)

Ho=fc+fa+△f

式中:fc—静挠度

fa—满载弧高

△f—U形螺栓夹紧后引起的弧高变化,△f=s(3L-s)(fa+fc)/2L2,L为主片长,s为U形螺栓中心距。

总成在自由状态下的曲率半径Ro=L2/(8Ho)

2、钢板弹簧各片自由状态下曲率半径Ri的确定(图6-15)

各片在自由状态下的曲率半径Ri(i为第i片弹簧)与装配后的不同,装配后各片中会产生予应力,确定各片所需的预应力就可确定各片自由状态下的曲率半径 Ri。

1)各片在自由状态下做成不同曲率半径Ri的目的:

A、使厚度相同的钢板弹簧装配后能很好贴紧

B、减少主片工作应力,

C、使各片寿命接近。

2)Ri确定公式:

RiR0/1(20iR0)/(Ehi)(6-11)

式中:Ri—第i片弹簧自由状态下的曲率半径

R0—钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径

σoi—各片弹簧的预应力

hi—第i片的弹簧厚度

3、预应力的确定:

1)选取要求

A、装配前各片间间隙相差不大

B、装配后各片能很好贴合

C、适当降低主片及与其相近的长片的应力,以保证寿命

2)选取

A、片厚相同,各片预应力值不宜过大

B、片厚不相同,厚片预应力值可取大些

C、1-4片长片叠加负的预应力,短片叠加正的预应力。

D、预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值

3)确定:

理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩Mi的代数和等0,即

M

i1nni0(6-12)

或i10iWi0 (6-13)

4、各片在自由状态下的弧高

Hi≈Li2/8Ri (6-14)

式中:Li —第i片的片长

(六)钢板弹簧总成弧高的核算

1、核算总成弧高必要性:各片在自由状态下的曲率半径是经选取预应力后再算的,∴需核算总成弧高

2、R0: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的最小状态。可求得等厚叶片的R0:

1/R0Li/Ri/Li (6-15)

i1i1nn

式中:Li —第i片的片长

3、总成弧高核算式: H≈L2/(8 R0) (6-16)

4、分析:用(6-16)算出的结果应与(6-10)计算的相近,如相差较多,可重新选用各片预

应力再核算。

(七)强度验算

1、板簧强度

1)紧急制动时,前弹簧受载最大,其后半段出现最大应力:

maxG1m1'l2l1c/l1l2W0(6-17)

式中:G1—作用在前轮上静载

m1′—制动时前轴负荷转移系数,乘m1′=1.2~1.4,货m1′=1.4~1.6

l1、l2—弹簧前、后段长度

—道路附着系数,取0.8

c—弹簧固装点到路面的距离(图6-16)

Wo ——钢板弹簧总截面系数

2)汽车驱动时,后钢板弹簧承载最大,其前半段出现最大应力:

''maxG2m2l1l2c/l1l2W0G2m2/(bh1)(6-18)

式中:G2—作用在后轮上静载

m2′—驱动时后轴负荷转移系数,乘m2′=1.25~1.30,货m2′=1.10~1.20

b—钢板弹簧片宽

h1—钢板弹簧主片厚

3)验算汽车通过不平路面时板簧强度力:(见6-17、6-18式,令φ=0)

2、卷耳强度

钢板弹簧主片卷耳受力如图6-17,所受应力σ是由弯曲应力和拉(压)应力合成的。 3FXDh1/bh12Fx/bh1 (6-19)

式中:F2—沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力

D—卷耳内荆

b—钢板弹簧片宽

h1—钢板弹簧主片厚

3、弹簧销及衬套只算挤压应力,因剪切都够。

4、钢板弹簧材料:55SiMnVB或60Si2Mn, 表面喷丸和减少表面脱碳层深度

(八)少片簧

1、组成:1-3片等长,等宽、变截面叶片。

片间有减摩作用的塑料填片或做成只在两端接触以减少片间摩擦。

2、单片变截面弹簧:如图6-19

1)构造:三段:

CD段等截面,厚h1

AB段等截面,厚h2

BC段变截面(可按抛物线或线形变化)

2)计算:

A、BC段按抛物线变化:

厚度:hxh2x/l21/2

3/2 惯性矩:JxJ2x/l2

单片刚度:c l1l2/lk336EJ2 (6-20)

式中:ζ一修正系数,取0.92,J2=bh22/12,b为钢板宽;k=1-(h1/h2)3 弹簧在抛物线区段内各点应力相等:

B、BC段按线形变化

厚度:hxA'xB'

式中:A’=(h2-h1)/(l2- l1), B’=(h1l2-h2l1)/(l2- l1)

单片刚度仍用(6-20)计算, 但式中k用k’代入, 即: 6Fsl2 2bh2

313 k'21334111211 2ln11

式中:α=l1/l2; β=h1/h2; γ=α/β

a) 当l1>l2(2β-1)或2 l1<l2时, 弹簧最大应力点在x=B’/A’ 处, 此处, hxA'xB'2B', max3Fs/2bA'B'

b) 当l1≤l2(2β-1)时, 最大应力点在B 处,

2 max3Fsl2/2bh2

3、n片总刚度: 为各片刚度之和,应力按各片所承载的分量计算。

4、宽度:布置允许的情况下尽可能大些,以增强横向宽度

常取75—100mm

5、厚度:h1>8 mm,保证抗剪强度,防止太薄而淬裂

h2取12-20 mm

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