汽車設(shè)計(jì) 課件 第5-9章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)傳統(tǒng)設(shè)計(jì)-汽車系統(tǒng)性能設(shè)計(jì)

汽車設(shè)計(jì)汽車底盤現(xiàn)代設(shè)計(jì)第五章驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)傳統(tǒng)設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)本章內(nèi)容5.1驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基本要求5.2驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)方案分析5.3主減速器設(shè)計(jì)5.4差速器設(shè)計(jì)5.5車輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)5.6驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)●合理地選擇主減速比以保證汽車具有最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性；●要求傳動(dòng)效率高、工作平穩(wěn)、噪聲??；●驅(qū)動(dòng)橋與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)或轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)；●保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應(yīng)盡量小，以改善汽車平順性；●外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙，提高車輛的通過性能；●結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便?！颀X輪及其他傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪聲小5.1驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基本要求5.1.2驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)的基本要求驅(qū)動(dòng)橋簡圖5.1.1驅(qū)動(dòng)橋基本功用●減速、增扭，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。驅(qū)動(dòng)橋可以增大由傳動(dòng)軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理地分配給左、右驅(qū)動(dòng)車輪；●承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動(dòng)力矩和

反作用力矩等；汽車設(shè)計(jì)5.2驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)方案分析5.2.1驅(qū)動(dòng)橋分類●當(dāng)采用非獨(dú)立懸架時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)為非斷開式(或稱為整體式)，即驅(qū)動(dòng)橋殼是一根連接左右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動(dòng)裝置(由左、右半軸組成)都裝在其內(nèi)部如右圖所示。非斷開式驅(qū)動(dòng)橋●當(dāng)采用獨(dú)立懸架時(shí)，為保證運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)，驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)為斷開式如右圖所示。主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪則與車架或車身作彈性連接，并可彼此獨(dú)立地分別相對于車架或車身作上下運(yùn)動(dòng)，車輪傳動(dòng)裝置采用萬向節(jié)傳動(dòng)。為了防止運(yùn)動(dòng)干涉，應(yīng)采用滑動(dòng)花鍵軸或允許兩軸能有適量軸向移動(dòng)的萬向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。斷開式驅(qū)動(dòng)橋汽車設(shè)計(jì)5.2.2驅(qū)動(dòng)橋特點(diǎn)及應(yīng)用(1)非斷開式驅(qū)動(dòng)橋

①非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的優(yōu)點(diǎn)非斷開式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維修調(diào)整容易。

②非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的缺點(diǎn)整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋?qū)儆诨上沦|(zhì)量，對汽車平順性和降低動(dòng)載荷不利。

③非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的應(yīng)用廣泛應(yīng)用于各種載貨汽車、客車及多數(shù)的越野汽車和部分小轎車上。非斷開式驅(qū)動(dòng)橋汽車設(shè)計(jì)(2)斷開式驅(qū)動(dòng)橋①斷開式驅(qū)動(dòng)橋的優(yōu)點(diǎn)●斷開式驅(qū)動(dòng)橋減輕了簧下質(zhì)量，改善了行駛平順性，提高了汽車的平均車速；●減小了汽車在行駛時(shí)作用于車輪和車橋上的動(dòng)載荷，提高了零部件的使用壽命；●驅(qū)動(dòng)車輪與地面的接觸情況較好，對各種地形的適應(yīng)性強(qiáng)，增強(qiáng)了車輪的抗側(cè)滑能力；●合理設(shè)計(jì)與之相匹配的獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，可增加汽車的不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。②斷開式驅(qū)動(dòng)橋的缺點(diǎn)斷開式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。③斷開式驅(qū)動(dòng)橋的應(yīng)用斷開式驅(qū)動(dòng)橋可增加離地間隙，廣泛應(yīng)用于轎車和高通過性的越野汽車。汽車設(shè)計(jì)5.3主減速器設(shè)計(jì)5.3.1主減速器結(jié)構(gòu)方案主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。主減速器的齒輪主要有弧齒錐齒輪、準(zhǔn)雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。（a）弧齒錐齒輪傳動(dòng)(1)弧齒錐齒輪傳動(dòng)①弧齒錐齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，輪齒并不同時(shí)在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地過渡到另一端。如右圖a。②弧齒錐齒輪傳動(dòng)優(yōu)點(diǎn)由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時(shí)嚙合，所以工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡單。汽車設(shè)計(jì)③弧齒錐齒輪傳動(dòng)缺點(diǎn)弧齒錐齒輪噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，伴隨磨損增大和噪聲增大。④弧齒錐齒輪傳動(dòng)應(yīng)用為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，同時(shí)需要增大殼體剛度。(2)雙曲面齒輪傳動(dòng)①雙曲面齒輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)雙曲面齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動(dòng)齒輪軸線相對從動(dòng)齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。如右圖b（b）雙曲面齒輪傳動(dòng)汽車設(shè)計(jì)②雙曲面齒輪傳動(dòng)比

●由于偏移距E的存在，使主動(dòng)齒輪螺旋角β1大于從動(dòng)齒輪螺旋角β2如右圖所示。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比式中，F(xiàn)1、F2——主、從動(dòng)齒輪的圓周力(N)；

β1、β2——主、從動(dòng)齒輪的螺旋角(°)。雙曲面齒輪副的受力情況●在齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角稱為中點(diǎn)螺旋角，不特殊說明，螺旋角系指中點(diǎn)螺旋角?！耠p曲面齒輪傳動(dòng)比為：式中，i0s——雙曲面齒輪傳動(dòng)比;r1、r2——主、從動(dòng)齒輪平均分度圓半徑(mm)?；↓X錐齒輪傳動(dòng)比●令K=cosβ2/cosβ1，則i0s=K?i0l。由于β1＞β2，所以系數(shù)K＞1，一般為1.25～1.5汽車設(shè)計(jì)③雙曲面齒輪傳動(dòng)優(yōu)點(diǎn)●在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側(cè)向滑動(dòng)，而且還有沿齒長方向的縱向滑動(dòng)，可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性?！裼捎诖嬖谄凭啵p曲面齒輪副使其主動(dòng)齒輪的β1大于從動(dòng)齒輪的β2，重合度較大，不僅提高了傳動(dòng)平穩(wěn)性，而且使齒輪的抗彎強(qiáng)度提高約30%

?！耠p曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當(dāng)量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪大，使齒面的接觸強(qiáng)度提高?！耠p曲面主動(dòng)齒輪的β1大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，故可選用較少的齒數(shù)，

有利于增加傳動(dòng)比。●雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪較大，加工時(shí)所需刀盤刀頂距較大，切削刃壽命較長?！袢糁鲃?dòng)齒輪軸布置在從動(dòng)齒輪中心上方，易于實(shí)現(xiàn)多軸驅(qū)動(dòng)橋的貫通，增大傳動(dòng)軸的離地高度；若主動(dòng)齒輪軸布置在從動(dòng)齒輪中心下方，可降低萬向傳動(dòng)軸的高度，有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。汽車設(shè)計(jì)④雙曲面齒輪傳動(dòng)缺點(diǎn)●沿齒長的縱向滑動(dòng)會使摩擦損失增加，降低傳動(dòng)效率。雙曲面齒輪副傳動(dòng)效率約為96%，而螺旋錐齒輪副的傳動(dòng)效率可達(dá)到99%?！颀X面間大的壓力和摩擦功，會導(dǎo)致油膜破壞和齒面燒結(jié)，抗膠合能力較低?！耠p曲面主動(dòng)齒輪具有較大的軸向力，其軸承負(fù)荷增大。●雙曲面齒輪傳動(dòng)必須采用可改善油膜強(qiáng)度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動(dòng)用普通潤滑油即可。⑤雙曲面齒輪傳動(dòng)應(yīng)用●當(dāng)要求傳動(dòng)比大于4.5而輪廓尺寸又有限制時(shí)，采用雙曲面齒輪傳動(dòng)更合理。因?yàn)槿绻３种鲃?dòng)齒輪軸徑不變，則雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比螺旋錐齒輪更小；●當(dāng)傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪比螺旋錐主動(dòng)齒輪大，占據(jù)較大空間，應(yīng)選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)，因?yàn)楹笳呖杀ＷC差速器裝配空間；●對于中等傳動(dòng)比，兩種齒輪傳動(dòng)均可采用。汽車設(shè)計(jì)(3)圓柱齒輪傳動(dòng)

圓柱齒輪傳動(dòng)如右圖c，一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置前驅(qū)的轎車驅(qū)動(dòng)橋和雙級主減速器貫通式驅(qū)動(dòng)橋。(c)圓柱齒輪傳動(dòng)(4)蝸桿傳動(dòng)①蝸桿傳動(dòng)優(yōu)點(diǎn)●在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小時(shí)，可得到較大的傳動(dòng)比(可大于7)?！裨谌魏无D(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲?！癖阌谄嚨目偛贾眉柏炌ㄊ蕉鄻蝌?qū)動(dòng)的布置?！衲軅鬟f大的載荷，使用壽命長。●結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。②蝸桿傳動(dòng)缺點(diǎn)●由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；●蝸桿傳動(dòng)效率較低。③蝸桿傳動(dòng)應(yīng)用蝸桿傳動(dòng)主要用于生產(chǎn)批量不大的重型多橋驅(qū)動(dòng)汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)的大客車。(d)蝸桿傳動(dòng)汽車設(shè)計(jì)5.3.2驅(qū)動(dòng)橋減速形式

驅(qū)動(dòng)橋減速形式可分為：單級減速、雙級減速如右圖所示、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。

雙級主減速器(1)單級主減速器單級主減速器，可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或蝸輪蝸桿組成?！駜?yōu)點(diǎn)：單級主減速器結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單?！袢秉c(diǎn)：單級主減速器傳動(dòng)比不能太大，一般i0≤7，進(jìn)一步提高i0將增大從動(dòng)齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動(dòng)齒輪熱處理困難?！駪?yīng)用：單級主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動(dòng)橋中。汽車設(shè)計(jì)(2)雙級主減速器●特點(diǎn)及應(yīng)用：雙級主減速器，與單級主減速器相比，在保證離地間隙相同時(shí)可得到大的傳動(dòng)比，i0一般為7～12，但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高，根據(jù)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)可以將雙級主減速器分為整體式和分開式兩種，主要應(yīng)用于中、重型貨車、越野車和大客車上?！窠Y(jié)構(gòu)方案：整體式雙級主減速器有多種結(jié)構(gòu)方案如下圖所示：a、第一級為錐為齒輪，第二級為圓柱齒輪；b、第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；c、第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪。①整體式雙級主減速器汽車設(shè)計(jì)●縱向水平布置優(yōu)點(diǎn)：可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質(zhì)心高度，適用于長軸距汽車，可減小傳動(dòng)軸長度●縱向水平布置缺陷：不適用于短軸距汽車，因?yàn)閭鲃?dòng)軸過短將導(dǎo)致萬向傳動(dòng)軸夾角增大。其中第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器分為：d、縱向水平布置；e、斜向布置；f、垂向布置（如下圖所示）汽車設(shè)計(jì)●錐齒輪和圓柱齒輪雙級主減速器傳動(dòng)比分配：為了減小錐齒輪嚙合時(shí)的軸向載荷及從動(dòng)錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)適當(dāng)增多，適當(dāng)增大支承軸頸的尺寸，以改善支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動(dòng)比的比值一般為1.4～2.0；錐齒輪副傳動(dòng)比一般為1.7～3.3?！翊瓜虿贾脙?yōu)點(diǎn)：有利于減小驅(qū)動(dòng)橋的縱向尺寸，進(jìn)而減小萬向傳動(dòng)軸的夾角●垂向布置布置缺陷：于主減速器殼固定在橋殼上方，不僅會增加垂向輪廓尺寸，還降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作?！裥毕虿贾貌贾脙?yōu)點(diǎn)：有利于傳動(dòng)軸布置和提高橋殼剛度。汽車設(shè)計(jì)③輪邊減速器●輪邊減速器特點(diǎn)：使驅(qū)動(dòng)橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅(qū)動(dòng)橋總傳動(dòng)比；半軸、差速器及主減速器從動(dòng)齒輪等零件所受載荷大為減小，其尺寸可以減小。由于每個(gè)驅(qū)動(dòng)輪旁均設(shè)有輪邊減速器，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動(dòng)器較困難。②分開式雙級主減速器分開式雙級主減速器的第一級稱為中央減速器，位于驅(qū)動(dòng)橋中部；第二級稱為輪邊減速器，位于輪邊?！穹珠_式雙級主減速器的優(yōu)點(diǎn)：可在具有大傳動(dòng)比的前提下，驅(qū)動(dòng)橋中央部分尺寸較小，離地間隙較大，因此適用于要求離地間隙高、牽引力大的汽車上?！穹珠_式雙級主減速器的缺點(diǎn)：其必須在每個(gè)驅(qū)動(dòng)輪旁增設(shè)一輪邊減速器，因此相較于整體式結(jié)構(gòu)更復(fù)雜，簧下質(zhì)量更大，成本更高，還會給車輛輪轂、軸承、車輪和制動(dòng)器的布置增加難度。汽車設(shè)計(jì)●輪邊減速器分類

常見的輪邊減速器有行星齒輪輪邊減速器和外嚙合圓柱齒輪輪邊減速器（如右圖所示）。行星齒輪式輪邊減速器可以在較小的輪廓尺寸條件下獲得較大的傳動(dòng)比，且可以布置在輪轂之內(nèi)。普通外嚙合圓柱齒輪式輪邊減速器，根據(jù)主、從動(dòng)齒輪相對位置的不同，可分為主動(dòng)齒輪上置和下置。

主動(dòng)齒輪上置式輪邊減速器主要用于高通過性的越野汽車，以提高橋殼的離地間隙；

主動(dòng)齒輪下置式輪邊減速器主要用于城市公共汽車和大客車上，可降低車身地板高度和汽車質(zhì)心高度，提高了行駛穩(wěn)定性，便于乘客上、下車。輪邊減速器汽車設(shè)計(jì)(3)雙速主減速器①雙速主減速器特點(diǎn)及應(yīng)用雙速主減速器內(nèi)由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動(dòng)比。與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的檔位。雙速主減速器的高低檔減速比是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動(dòng)機(jī)功率及變速器各檔速比的大小來選定的。圓柱齒輪雙速主減速器行星齒輪雙速主減速器②雙速主減速器的分類雙速主減速器可以由圓柱齒輪組或行星齒輪組構(gòu)成。如上圖所示。汽車設(shè)計(jì)(4)貫通式主減速器貫通式主減速器根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。①單級貫通式主減速器特點(diǎn)及應(yīng)用●單級貫通式主減速器結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量小，可使中、后橋的大部分零件具有互換性等優(yōu)點(diǎn)，主要用于輕型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車上?！窀鶕?jù)減速齒輪形式，可將單級貫通式主減速器分為雙曲面齒輪式及蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)②雙級貫通式主減速器特點(diǎn)及應(yīng)用●對中、重型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器?！窀鶕?jù)齒輪的組合方式，可將雙級貫通式主減速器分為錐齒輪—圓柱齒輪式和圓柱齒輪—錐齒輪式兩種形式。汽車設(shè)計(jì)5.3.3主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案

主動(dòng)錐齒輪懸臂式支承主動(dòng)錐齒輪的支承有懸臂式支承和跨置式支承兩種。①主動(dòng)錐齒輪懸臂式支承結(jié)構(gòu)及應(yīng)用懸臂式支承結(jié)構(gòu)：在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸，并在其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。結(jié)構(gòu)簡單、支承剛度較差。(1)主動(dòng)錐齒輪的支承●為增加支承剛度，b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度a，且應(yīng)大于齒輪節(jié)圓直徑的70%；●靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a；●為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的軸徑大；●靠近齒輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承?！駷闇p小懸臂a、增加支承間距b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子大端朝外，使靠近齒輪的軸承承受離開錐頂?shù)妮S向力，另一軸承承受反向軸向力。②主動(dòng)錐齒輪懸臂式支承的設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)③主動(dòng)錐齒輪跨置式支承結(jié)構(gòu)及應(yīng)用跨置式支承是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，可大大提高支承剛度，使軸承負(fù)荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式如右下圖所示。在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩情況下，盡可能采用跨置式支承。主動(dòng)錐齒輪跨置式支承④主動(dòng)錐齒輪跨置式支承的特點(diǎn)●由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個(gè)相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動(dòng)齒輪軸的長度，布置更緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車布置；●跨置式支承必須在主減速器殼體上設(shè)置導(dǎo)向軸承座，使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，

加工成本提高；●因主、從動(dòng)齒輪之間的空間很小，致使主動(dòng)齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制，且齒輪拆裝困難；●跨置式支承中的導(dǎo)向軸承一般為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。該軸承僅承受徑向力，是易損壞的軸承。汽車設(shè)計(jì)(2)從動(dòng)錐齒輪的支承從動(dòng)錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承，如右圖所示其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。從動(dòng)錐齒輪的支承①從動(dòng)錐齒輪的支承的設(shè)計(jì)●為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d；●為了使差速器殼體處有足夠的空間設(shè)置加強(qiáng)肋，c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70%；●為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。②從動(dòng)錐齒輪的輔助支承右圖：限制從動(dòng)錐齒輪因軸向力作用而產(chǎn)生偏移。下圖：主、從動(dòng)齒輪受載變形或移動(dòng)的許用偏移量。從動(dòng)錐齒輪輔助支承主、從動(dòng)錐齒輪許用偏移量汽車設(shè)計(jì)式中，Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩(N·m)；i1——變速器一檔傳動(dòng)比；

i0——主減速器傳動(dòng)比；if——分動(dòng)器傳動(dòng)比；

k——液力變矩器變矩系數(shù)；kd——最大變矩系數(shù)；

η——發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率；n——計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)。5.3.4主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算●按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動(dòng)比

確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce汽車主減速器錐齒輪的切齒方法包括格里森和奧利康兩種，以下僅介紹格里森齒制錐齒輪計(jì)算載荷的三種確定方法。汽車設(shè)計(jì)●按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩

確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs式中，G2——滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷(N)；

m1′——汽車最大加速度時(shí)的前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)：

乘用車：m1′=0.80~0.85；商用車：m1′=0.75~0.90；

m2′——汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)：

乘用車：m2′=1.2~1.4；商用車：m1′=1.1~1.2；

φ——輪胎與路面間的附著系數(shù)；

rr——車輪滾動(dòng)半徑(m)；

im——主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷(N)；

ηm——主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)橋之間的傳動(dòng)效率。汽車設(shè)計(jì)●按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TcF式中，TcF——計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)；Ft——汽車日常行駛平均牽引力(N)?！裰鲃?dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩式中，Tz——主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)；i0——主傳動(dòng)比；

ηG——主、從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率。

對于弧齒錐齒輪副，ηG取95%；

對于雙曲面齒輪副，當(dāng)i0＞6時(shí)，ηG取85%，當(dāng)i0≤6時(shí)，ηG取90%。

當(dāng)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力時(shí)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc

應(yīng)該取前面兩種的較小值，即Tc=min{Tce,Tcs}，當(dāng)計(jì)算錐齒輪的疲勞壽命時(shí)，Tc取TcF。汽車設(shè)計(jì)5.3.5主減速器基本參數(shù)選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有:①主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1和z2；②從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms；③主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2；④雙曲面齒輪副的偏移距E；⑤中點(diǎn)螺旋角β；⑥法向壓力角α

等。(1)主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1和z2選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素：●為了磨合均勻，z1、z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)；●為了得到理想的齒面重合度和較高的輪齒抗彎強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不少于40；●為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對于轎車，z1一般不少于9；對于貨車，z1一般不小于6；●當(dāng)主傳動(dòng)比i0較大時(shí),盡量使z1取得少些,以保證足夠的離地間隙；●對于不同的主傳動(dòng)比，z1和z2應(yīng)有適宜搭配。汽車設(shè)計(jì)②大端分度圓直徑D2的確定根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選：式中，D2——從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；

KD2——直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3；

Tc—從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=min{Tce,Tcs}。③從動(dòng)錐齒輪大端端面模數(shù)ms的確定端面模數(shù)ms由下式計(jì)算：Ms還應(yīng)滿足一下條件：式中，Km——模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4。(2)從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms①影響大端分度圓直徑D2的因素●對于單級主減速器，D2對驅(qū)動(dòng)橋殼尺寸有影響，進(jìn)而影響橋殼離地間隙；●大端分度圓直徑D2太小會影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座和差速器的空間。汽車設(shè)計(jì)(3)主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2①影響齒面寬度的因素●齒輪齒面過寬會導(dǎo)致切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命；?！颀X面過寬時(shí)，裝配位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使載荷集中于輪齒小端，引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷；●齒面過寬還會造成裝配空間的減??；●齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。②齒面寬度的確定從動(dòng)錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距

A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，而且還應(yīng)滿足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10%。汽車設(shè)計(jì)(4)雙曲面齒輪副的偏移距E雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移

兩種。由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動(dòng)齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動(dòng)齒輪處于左側(cè)，則情況相反。雙曲面齒輪的偏移和旋轉(zhuǎn)方向②偏移距的確定●一般對于轎車和輕型貨車，E≤0.2D2，且E≤0.4A2；●對于中、重型貨車、越野車和大客車，E≤(0.10～0.12)D2，且E≤0.2A2?！裰鱾鲃?dòng)比越大，則E也應(yīng)越大，但應(yīng)保證齒輪不發(fā)生根切。①影響偏移距的因素●偏移距E值過大將使齒面縱向滑動(dòng)過大，引起齒面早期磨損和擦傷；●偏移距E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)。汽車設(shè)計(jì)(5)中點(diǎn)螺旋角β①錐齒輪螺旋角的特點(diǎn)●螺旋角是沿齒寬變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小?！窕↓X錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是不相等的，

β1＞β2，β1與β2之差稱為偏移角ε。②影響錐齒輪螺旋角的因素選擇β時(shí)，應(yīng)考慮齒面重合度εF、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響?！衤菪铅略酱?，則εF也越大，同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高。一般εF應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好；●螺旋角β過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。③中點(diǎn)螺旋角β的確定●汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°；●轎車選用較大的β值以保證較大的εF使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；●貨車選用較小β值以防止軸向力過大，通常取35°。汽車設(shè)計(jì)(6)螺旋方向

▲從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋，主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。

▲螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響軸向力的方向。當(dāng)變速器處于前進(jìn)檔時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)小齒輪的軸向力離開錐頂方向，以使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。②法向壓力角α的確定●對于弧齒錐齒輪，轎車一般α選用14°30′或16°，貨車α取20°，重型貨車α取22°30′。●對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角相同。但小齒輪輪齒兩側(cè)壓力角不等，選取平均壓力角時(shí)，轎車取19°或20°，貨車取20°或22°30′。(7)法向壓力角α①法向壓力角α的影響因素●法向壓力角大可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)；對于小尺寸的齒輪，壓力角大會使齒頂變尖、刀尖寬度過小，齒輪端面重合系數(shù)下降；對于輕負(fù)荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。汽車設(shè)計(jì)輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合和齒面磨損等。單位齒長圓周力主減速器錐齒輪的表面耐磨性常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算式中，p——輪齒上單位齒長圓周力(N/mm)；F——作用在輪齒上的圓周力(N)；b2——從動(dòng)齒輪齒面寬(mm)?！癜窗l(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩

計(jì)算時(shí)式中，ig——變速器一檔傳動(dòng)比；D1——主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑(mm)，其它符號同前。5.3.6主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算汽車設(shè)計(jì)●按驅(qū)動(dòng)輪打滑

轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)許用的單位齒長圓周力[p]見下表。在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時(shí)高出表中數(shù)值的20%～25%。參數(shù)汽車類別[p](按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算)(N/mm)[p]（驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算）（N/mm）輪胎與路面的摩擦系數(shù)一檔二檔直接檔乘用車8935363218930.85商用車貨車1429—2501429客車982—214—單位齒長圓周力許用值[p]汽車設(shè)計(jì)②輪齒彎曲強(qiáng)度

錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為式中，σW——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力(MPa)；T——所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，對于從動(dòng)齒輪，T=min{Tce,Tcs}和TcF，

對于主動(dòng)齒輪，T還要按式:

得出;k0——過載系數(shù)，一般取1；ks——尺寸系數(shù)，反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)ms≥1.6mm時(shí)，ks=(ms/25.4)0.25，當(dāng)ms<1.6mm時(shí)，ks=0.5；km——齒面載荷分配系數(shù)，跨置支承取km=1.0～1.1，懸臂支承取km=1.00～1.25；kv——質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，kv=1.0；b——所計(jì)算的齒輪齒面寬(mm)；D——所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；Jw——所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)。上述按Tz=min{Tce,Tcs}計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力不超過700MPa

；按TcF計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6×106。汽車設(shè)計(jì)③輪齒接觸強(qiáng)度錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為式中，σJ——錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa)；D1——主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；b——齒寬，取b1和b2的較小值(mm)；ks——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；kf——齒面品質(zhì)系數(shù)，取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，kf取1.0；cp——綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪，cp取232.6N0.5/mm；JJ——齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)。按min{Tce,Tcs}計(jì)算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過2800MPa，按TcF計(jì)算的疲勞接觸應(yīng)力不應(yīng)超過1750MPa。主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。汽車設(shè)計(jì)5.3.7主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算(1)錐齒輪齒面上的作用力

錐齒輪嚙合齒面上作用的法向力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力和垂直于齒輪軸線的徑向力。①齒寬中點(diǎn)處的圓周力式中，T——作用在從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩(N·m)；Dm2——從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑(m)，由下式確定式中，D2——從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑(m)；

b2——從動(dòng)齒輪齒面寬(m)；

γ2——從動(dòng)齒輪節(jié)錐角(°)。由F1/F2=cosβ1/cosβ2可知，對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動(dòng)齒輪上的圓周力是相等的；而對于雙曲面齒輪副，圓周力是不等的。汽車設(shè)計(jì)主動(dòng)錐齒輪齒面受力圖②錐齒輪的軸向力和徑向力右下圖為主動(dòng)錐齒輪齒面受力圖。●從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，螺旋方向?yàn)樽笮?，F(xiàn)T為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力?！裨贏點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)T分解成兩個(gè)相互垂直的力FN和Ff，●FN在垂直于OA且位于∠OOA所在的平面，F(xiàn)f位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。●Ff在此切平面內(nèi)又可分解成沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)錐母線方向的力Fs，●F與Ff之間的夾角為螺旋角β，F(xiàn)T與Ff之間的夾角為法向壓力角α。作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力Frz

分別為：汽車設(shè)計(jì)

若主動(dòng)錐齒輪的螺旋方向和旋轉(zhuǎn)方向改變時(shí)，主、從動(dòng)齒輪齒面上所受的軸向力和徑向力見下表齒面上的軸向力和徑向力汽車設(shè)計(jì)(2)錐齒輪軸承的載荷錐齒輪齒面上受圓周力、軸向力和徑向力，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。右圖為單級主減速器的懸臂式支承的尺寸布置圖，各軸承的載荷計(jì)算公式見下表。單級主減速器軸承布置圖軸承上的載荷汽車設(shè)計(jì)5.3.8錐齒輪的選材

驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件惡劣、載荷大、作用時(shí)間長、載荷變化多、有沖擊，是傳動(dòng)系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)滿足如下要求：●具有足夠的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有足夠的硬度以保證耐磨性；●輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷；●冷、熱加工性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制；●選擇合金材料時(shí)，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和

16SiMn2WMoV等。汽車設(shè)計(jì)5.4差速器設(shè)計(jì)5.4.1差速器結(jié)構(gòu)形式選擇(1)普通錐齒輪式差速器①普通錐齒輪式差速器工作原理由于普通錐齒輪式差速器結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)可靠，所以廣泛應(yīng)用于一般使用條件的汽車驅(qū)動(dòng)橋中如圖。圖中，ω0為差速器殼的角速度，ω1、ω2分別為左、右兩半軸的角速度；T0為差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩；Tr為差速器的內(nèi)摩擦力矩；T1、T2分別為左、右兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩。根據(jù)運(yùn)動(dòng)分析可得：普通錐齒輪差速器簡圖當(dāng)一側(cè)半軸不轉(zhuǎn)時(shí)，另一側(cè)半軸將以兩倍的差速器殼體角速度旋轉(zhuǎn)；當(dāng)差速器殼體不轉(zhuǎn)時(shí)，左右半軸將等速反向旋轉(zhuǎn)。根據(jù)力矩平衡可得汽車設(shè)計(jì)差速器性能常以鎖緊系數(shù)k來表征，定義為差速器的內(nèi)摩擦力矩與差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩之比，由下式確定定義慢快轉(zhuǎn)半軸的轉(zhuǎn)矩比kb=T2/T1，則kb與k之間有②普通錐齒輪式差速器不足之處

●

普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)k一般為0.05～0.15，兩半軸轉(zhuǎn)矩比kb為1.11～1.35，說明左、右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，可以認(rèn)為分配到兩半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等。

●

對于在良好路面上行駛的汽車來說是合適的；

●當(dāng)汽車越野行駛或在泥濘、冰雪

路面上行駛，一側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪與地面的附著系數(shù)很小時(shí)，盡管另一側(cè)車輪與地面有良好的附著，其驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩也不得不隨附著系數(shù)小的一側(cè)同樣地減小，無法發(fā)揮潛在牽引力，以致汽車停駛。汽車設(shè)計(jì)摩擦片式差速器(2)摩擦片式差速器摩擦片式差速器如右圖，當(dāng)傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，差速器殼通過斜面對行星齒輪軸產(chǎn)生沿行星齒輪軸線方向的軸向力，該軸向力推動(dòng)行星齒輪使壓盤將摩擦片壓緊。當(dāng)左、右半軸轉(zhuǎn)速不等時(shí)，主、從動(dòng)摩擦片間產(chǎn)生相對滑轉(zhuǎn)，從而產(chǎn)生摩擦力矩。此摩擦力矩Tr與差速器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T0成正比，可表示為式中，rf——摩擦片平均摩擦半徑(mm)；rd——差速器殼V形面中點(diǎn)到半軸齒輪中心線的距離(mm)；f——摩擦因數(shù)；z——摩擦面數(shù)；β——V形面的半角。摩擦片式差速器的鎖緊系數(shù)k可達(dá)0.6，且結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)，可明顯提高汽車通過性。汽車設(shè)計(jì)(3)強(qiáng)制鎖止式差速器裝有強(qiáng)制鎖止式差速器的汽車，當(dāng)一側(cè)驅(qū)動(dòng)輪處于附著系數(shù)較小的路面時(shí)，可通過液壓或氣動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)嚙合接合器（即差速鎖），將差速器殼與半軸鎖緊在一起，使差速器不起作用，充分利用地面的附著系數(shù)，使?fàn)恳_(dá)到可能的最大值。對于4×2型汽車，設(shè)一側(cè)驅(qū)動(dòng)輪行駛在低附著系數(shù)φmin的路面上，另一側(cè)驅(qū)動(dòng)輪行駛在高附著系數(shù)φ的路面上：●裝有普通錐齒輪差速器的汽車所能發(fā)揮的最大牽引力為：●裝有強(qiáng)制鎖止式差速器的汽車所能發(fā)揮的最大牽引力為：采用差速鎖將普通錐齒輪差速器鎖住，可使汽車的牽引力提高(φ+φmin)/2φmin倍，從而提高了汽車通過性。強(qiáng)制鎖止式差速器可充分利用原差速器結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，操作方便。目前許多重型貨車上都裝用差速鎖。汽車設(shè)計(jì)5.4.2普通錐齒輪差速器齒輪設(shè)計(jì)

(1)差速器齒輪主要參數(shù)選擇

①行星齒輪數(shù)n

行星齒輪數(shù)，需根據(jù)承載情況來選擇。通常情況下，對于承載不大的轎車取n=2；而貨車或越野車常取n=4。②行星齒輪球面半徑Rb和節(jié)錐距A0

行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來確定式中，Kb——行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5～3.0；Td——差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，Td=min{Tce,Tcs}；

Rb——球面半徑(mm)。行星齒輪節(jié)錐距A0為：汽車設(shè)計(jì)③行星齒輪z1和半軸齒輪數(shù)z2●為了使齒輪有較高的強(qiáng)度，希望取較大的模數(shù)，行星齒輪的齒數(shù)z1應(yīng)取少些，但z1一般不少于10；●半軸齒輪齒數(shù)z2在14～25的范圍內(nèi)選用；●大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比z2/

z1在1.5～2.0的范圍內(nèi)；●為使兩個(gè)或四個(gè)行星齒輪能同時(shí)與兩個(gè)半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪齒數(shù)和必須

能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速齒輪不能裝配。錐齒輪大端端面模數(shù)m為：④行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2分別為汽車設(shè)計(jì)⑥行星齒輪軸直徑d及支承長度L

行星齒輪軸直徑d可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式確定式中，T0——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩(N.m)；n——行星齒輪數(shù)；

rd——行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x(mm)，約為半軸齒輪齒寬中點(diǎn)處平均直徑的一半；[σC]——支承面許用擠壓應(yīng)力，取98MPa。行星齒輪在軸上的支承長度L為

⑤壓力角汽車差速齒輪大都采用壓力角為22°30′，齒高系數(shù)為0.8的齒形；某些重型貨車和礦用車采用25°壓力角，以提高齒輪強(qiáng)度。汽車設(shè)計(jì)因此，對于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。輪齒彎曲應(yīng)力

為：式中，n——行星齒輪數(shù)；J——綜合系數(shù)；b2——半軸齒輪齒寬(mm)；d2——半軸齒輪大端分度圓直徑(mm)；kv、ks、km——系數(shù)，按主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)數(shù)值選??；T——半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，；當(dāng)T0=min{Tce,Tcs}時(shí)，[σW]=980MPa，當(dāng)T0=TcF時(shí)，[σW]=210MPa。差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。(2)差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，只在汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí)，差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對運(yùn)動(dòng)。汽車設(shè)計(jì)5.4.3多橋驅(qū)動(dòng)汽車的軸間差速器(1)功率流的產(chǎn)生

多橋驅(qū)動(dòng)汽車在行駛過程中，各驅(qū)動(dòng)橋上的車輪轉(zhuǎn)速會因車輪行程或滾動(dòng)半徑的差異而不等，如果前、后橋間剛性連接，則前、后驅(qū)動(dòng)車輪將以相同的角速度旋轉(zhuǎn)，從而產(chǎn)生前、后驅(qū)動(dòng)車輪運(yùn)動(dòng)學(xué)上的不協(xié)調(diào)，導(dǎo)致功率流的產(chǎn)生。

(2)多橋驅(qū)動(dòng)汽車的軸間差速器用途

功率流的存在會導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)功率的無益消耗，加速輪胎磨損，損壞傳動(dòng)系，降低汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和通過性。當(dāng)前、后輪滾動(dòng)半徑差別較大，尤其在硬路面上行駛時(shí)，上述現(xiàn)象更為嚴(yán)重。為此，公路用多橋驅(qū)動(dòng)汽車應(yīng)裝有軸間差速器。汽車設(shè)計(jì)粘性聯(lián)軸器5.4.4粘性聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)及在汽車上的應(yīng)用(1)粘性聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)和工作原理

粘性聯(lián)軸器屬于液體粘性傳動(dòng)裝置，是依靠硅油的粘性阻力來傳遞動(dòng)力，即通過內(nèi)、外葉片間硅油的油膜剪切力來傳遞動(dòng)力。一般在密封的殼體內(nèi)填充了占其空間80%～90%的硅油(其余是空氣)，高粘度的硅油存在于內(nèi)、外葉片的間隙內(nèi)。如右圖，當(dāng)A軸與B軸之間有轉(zhuǎn)速差時(shí)，內(nèi)、外葉片間將產(chǎn)生剪切阻力使轉(zhuǎn)矩由高速軸傳遞到低速軸。

粘性聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩與聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)、硅油粘度及輸入軸與輸出軸的轉(zhuǎn)速差有關(guān)。汽車設(shè)計(jì)(2)粘性聯(lián)軸器在車上的應(yīng)用

●根據(jù)全輪驅(qū)動(dòng)形式的不同，粘性聯(lián)軸器在汽車上有不同的布置形式。如下圖為粘性聯(lián)軸器作為軸間差速器限動(dòng)裝置的簡圖。

●當(dāng)前、后橋轉(zhuǎn)速相近時(shí)，粘性聯(lián)軸器內(nèi)、外葉片轉(zhuǎn)速相近，并不起限動(dòng)作用，此時(shí)軸間差速器將轉(zhuǎn)矩按固定比例分配給前、后橋。當(dāng)某一車輪(如前輪)嚴(yán)重打滑時(shí)，前橋差速器殼的轉(zhuǎn)速升高，聯(lián)軸器的內(nèi)、外葉片轉(zhuǎn)速差增大，阻力矩增大，軸間差速器中與后橋相連的轉(zhuǎn)速較低的齒輪就獲得了較大的轉(zhuǎn)矩，使附著條件較好的后輪產(chǎn)生足夠的驅(qū)動(dòng)力。

粘性聯(lián)軸器作軸間差速器的限動(dòng)裝置●

有些汽車用粘性聯(lián)軸器取代了軸間差速器。當(dāng)汽車正常行駛時(shí)，前、后輪轉(zhuǎn)速基本相等，粘性聯(lián)軸器不工作，此時(shí)相當(dāng)于前輪驅(qū)動(dòng)。當(dāng)汽車加速或爬坡時(shí)，汽車質(zhì)心后移，前輪將出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，轉(zhuǎn)速升高，前、后輪出現(xiàn)轉(zhuǎn)速差，粘性聯(lián)軸器開始工作，將部分轉(zhuǎn)矩傳給后橋，使之產(chǎn)生足夠驅(qū)動(dòng)力幫助前輪恢復(fù)正常的附著狀態(tài)，提高汽車的動(dòng)力性。由于粘性傳動(dòng)不如機(jī)械傳動(dòng)可靠，所能傳遞的轉(zhuǎn)矩較小，故主要用于轎車和輕型汽車中。汽車設(shè)計(jì)5.5車輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)車輪傳動(dòng)裝置在傳動(dòng)系末端，其功用是接受從差速器傳來的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車輪?！駥τ诜菙嚅_式驅(qū)動(dòng)橋，車輪傳動(dòng)裝置為半軸；●對于斷開式驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋車輪傳動(dòng)裝置為萬向傳動(dòng)裝置。5.5.1結(jié)構(gòu)形式分析半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式?！癜敫∈桨胼S的結(jié)構(gòu)

半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。

半浮式半軸汽車設(shè)計(jì)●全浮式半軸的結(jié)構(gòu)，其特點(diǎn)是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個(gè)圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動(dòng)橋殼的半軸套管上。理論上半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動(dòng)輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同心、半軸法蘭平面相對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應(yīng)力一般為5～70MPa。全浮式半軸主要用于中、重型貨車上。全浮式半軸●3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)，其特點(diǎn)是半軸外端僅有一個(gè)軸承并裝在驅(qū)動(dòng)橋殼半軸套管的端部，直接支承車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車和輕型貨車上。3/4浮式半軸汽車設(shè)計(jì)●半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為

5.5.2半軸的強(qiáng)度與剛度計(jì)算(1)全浮式半軸

●全浮式半軸的計(jì)算載荷可按車輪附著力矩Mφ計(jì)算式中，G2——驅(qū)動(dòng)橋的最大靜載荷(N)；rr——車輪滾動(dòng)半徑(mm)；

m′2——負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；φ——附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)φ取0.8。式中，τ——半軸扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力(MPa)；d——半軸直徑(mm)?！癜胼S的扭轉(zhuǎn)角為式中，θ——扭轉(zhuǎn)角(°)；l——半軸長度(mm)；

G——材料剪切彈性模量(MPa)；Ip——半軸斷面極慣性矩，Ip=πd4/32(mm4)。半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力宜為500～700MPa，轉(zhuǎn)角宜為每米長度6o～15o。汽車設(shè)計(jì)(2)半浮式半軸

半浮式半軸設(shè)計(jì)應(yīng)考慮如下三種載荷工況：●縱向力Fx2最大，側(cè)向力Fy2=0此時(shí)垂向力Fz2=m′2G2/2，縱向力最大值Fx2=Fz2φ=m′2G2φ/2，計(jì)算時(shí)載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)m′2取1.2，φ取0.8。半軸所受彎曲應(yīng)力σ為半軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ為式中，a——輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離合成應(yīng)力為：汽車設(shè)計(jì)式中，hg——汽車質(zhì)心高度(mm)；

B2——輪距(mm)；

φ1——側(cè)滑附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)φ1可取1.0?！駛?cè)向力Fy2最大，縱向力Fx2=0此時(shí)汽車發(fā)生側(cè)滑，外輪上的垂直反力Fz2o和內(nèi)輪上的垂直反力Fz2i分別為內(nèi)、外車輪上的總側(cè)向力Fy2為G2φ1，外輪上側(cè)向力Fy2o和內(nèi)輪上側(cè)向力Fy2i分別為：則外輪半軸的彎曲應(yīng)力σo和內(nèi)輪半軸的彎曲應(yīng)力σi分別為：汽車設(shè)計(jì)●汽車通過不平路面時(shí)，垂向力Fz2最大，縱向力Fx2=0，側(cè)向力Fy2=0此時(shí)汽車垂直力最大值Fz2式中，k——?jiǎng)虞d系數(shù)，對于乘用車：k=1.75，對于貨車：k=2.0，對于越野車：k=2.5。半軸彎曲應(yīng)力σ為半浮式半軸的許用合成應(yīng)力為600～750MPa。(3)3/4浮式半軸3/4浮式半軸計(jì)算與半浮式類似，只是半軸的危險(xiǎn)斷面不同，危險(xiǎn)斷面位于半軸與輪轂相配表面的內(nèi)端。半軸和半軸齒輪一般采用漸開線花鍵連接，對花鍵應(yīng)進(jìn)行擠壓應(yīng)力和鍵齒切應(yīng)力驗(yàn)算。擠壓應(yīng)力不大于200MPa，切應(yīng)力不大于73MPa。汽車設(shè)計(jì)5.5.3半軸可靠性設(shè)計(jì)●對于全浮式半軸來說，所受的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力??按下式計(jì)算式中，T——半軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩；d——半軸的直徑。●根據(jù)二階矩技術(shù)，以應(yīng)力極限狀態(tài)表示的狀態(tài)方程為式中，r——半軸材料的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度；X——基本隨機(jī)變量矢量汽車設(shè)計(jì)

式中，汽車設(shè)計(jì)5.5.4半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

對半軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)注意如下幾點(diǎn)：●全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取式中，d——半軸桿部直徑(mm)；

Mφ——半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N.mm)；

K——直徑系數(shù)，取0.205～0.218。根據(jù)初選的d按前面的應(yīng)力公式進(jìn)行強(qiáng)度校核?！癜胼S的桿部直徑應(yīng)小于或等于半軸花鍵的底徑，使半軸各部分強(qiáng)度基本相等?！癜胼S的破壞形式大多是扭轉(zhuǎn)疲勞損壞，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡可能增大各過渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減小應(yīng)力集中?！駥τ跅U部較粗且外端凸緣也較大時(shí)，可采用兩端用花鍵連接的結(jié)構(gòu)。●設(shè)計(jì)全浮式半軸桿部的強(qiáng)度儲備應(yīng)低于驅(qū)動(dòng)橋其它傳力零件的強(qiáng)度儲備，使半軸起到“熔絲”的作用；而半浮式半軸直接安裝車輪，則應(yīng)視為保安件。汽車設(shè)計(jì)5.6驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì)5.6.1驅(qū)動(dòng)橋殼結(jié)構(gòu)形式驅(qū)動(dòng)橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種形式。(1)可分式橋殼可分式橋殼如右圖所示，由一個(gè)垂直接合面分為左右兩部分，并通過螺栓聯(lián)接成整體。兩部分均由鑄造殼體和壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接?？煞质綐驓そY(jié)構(gòu)簡單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調(diào)整、維修很不方便，橋殼的強(qiáng)度和剛度受到結(jié)構(gòu)的限制，曾用于輕型汽車上，現(xiàn)已較少使用。可分式橋殼汽車設(shè)計(jì)整體式橋殼(2)整體式橋殼

整體式橋殼如右圖，是一根空心梁，橋殼和主減速器殼體分為兩部分。其優(yōu)點(diǎn)是：強(qiáng)度和剛度較大，主減速器拆裝、調(diào)整比較方便。(3)組合式橋殼組合式橋殼如右圖，將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者再用塞焊或銷釘固定。優(yōu)點(diǎn)是：從動(dòng)齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調(diào)整比可分式橋殼方便，但是要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車中。組合式橋殼按制造工藝不同，分為鑄造式，鋼板沖壓焊接式和擴(kuò)張成形式。鑄造式橋殼的強(qiáng)度和剛度較大，但質(zhì)量大，加工面多，制造工藝復(fù)雜，主要用于中、重型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴(kuò)張成形式橋殼質(zhì)量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產(chǎn)，廣泛應(yīng)用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。汽車設(shè)計(jì)5.6.2驅(qū)動(dòng)橋殼強(qiáng)度計(jì)算對于具有全浮式半軸的驅(qū)動(dòng)橋，強(qiáng)度計(jì)算的載荷與半軸計(jì)算的三種載荷工況相似。橋殼的危險(xiǎn)斷面通常在鋼板彈簧座內(nèi)側(cè)附近，橋殼端部的輪轂軸承座根部也應(yīng)列為危險(xiǎn)斷面進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。橋殼受力簡圖汽車設(shè)計(jì)(1)牽引力或制動(dòng)力最大時(shí)應(yīng)力計(jì)算●橋殼鋼板彈簧座處危險(xiǎn)斷面的彎曲應(yīng)力σ式中，Mv——地面對車輪垂直反力在危險(xiǎn)斷面引起的垂直平面內(nèi)的彎矩,Mv=m’2G2b/2；

b——輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離；

Mh——一側(cè)車輪上的牽引力或制動(dòng)力Fx2在水平面內(nèi)引起的彎矩，Mh=Fx2b；

Wv——危險(xiǎn)斷面垂直平面的抗彎截面系數(shù)；

Wh—危險(xiǎn)斷面水平面的抗彎截面系數(shù)?！裎ｋU(xiǎn)斷面的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ式中，TT——牽引或制動(dòng)時(shí)危險(xiǎn)斷面所受扭矩，TT=Fx2rr；

WT——危險(xiǎn)斷面的抗扭截面系數(shù)。汽車設(shè)計(jì)●橋殼外側(cè)板簧座處斷面的彎曲應(yīng)力為式中，F(xiàn)z2i，F(xiàn)z2o——分別為內(nèi)、外側(cè)車輪的地面垂直反力；

rr——車輪滾動(dòng)半徑；

φ1——側(cè)滑時(shí)的附著系數(shù)；

Wv——危險(xiǎn)斷面的抗彎截面系數(shù)。(3)當(dāng)汽車通過不平路面時(shí)應(yīng)力計(jì)算危險(xiǎn)斷面的彎曲應(yīng)力為橋殼的許用彎曲應(yīng)力為300～500MPa，許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為150～400MPa。可鍛鑄鐵橋殼取較小值，鋼板沖壓焊接殼取較大值。(2)當(dāng)側(cè)向力最大時(shí)應(yīng)力計(jì)算●橋殼內(nèi)側(cè)板簧座處斷面的彎曲應(yīng)力為汽車設(shè)計(jì)本章完謝謝!汽

車

設(shè)

計(jì)汽車底盤現(xiàn)代設(shè)計(jì)第六章懸架結(jié)構(gòu)傳統(tǒng)設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)本章內(nèi)容6.1懸架概述6.2懸架主要參數(shù)的確定6.3鋼板彈簧的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.4扭桿彈簧的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.5獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)6.6減振器與側(cè)向穩(wěn)定桿汽車設(shè)計(jì)6.1懸架概述6.1.1懸架的基礎(chǔ)及分類懸架是現(xiàn)代汽車的一個(gè)重要組成部分，是車架（或承重車身）和車軸（或車輪）之間在力的傳遞方面的關(guān)系的總稱。懸架系統(tǒng)根據(jù)車輛的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)可以分為非獨(dú)立型和獨(dú)立型。汽車設(shè)計(jì)

6.1.2

對懸架提出的設(shè)計(jì)要求典型汽車懸架結(jié)構(gòu)●

確保駕駛環(huán)境平穩(wěn)和舒適；●

有足夠的能力來阻尼振動(dòng)；●

汽車必須具有高度的可操作性和穩(wěn)定性；●

確保轉(zhuǎn)彎時(shí)縱向傾斜度小，橫向傾斜度適當(dāng)，車輛在制動(dòng)和加速時(shí)穩(wěn)定；●

良好的隔音效果；●

結(jié)構(gòu)緊湊，占地面積?。弧?/p>

具有足夠強(qiáng)度和壽命的輕量級部件，能夠可靠地傳遞車身和車輪之間的各種力和力矩。汽車設(shè)計(jì)

6.1.3

新型懸架

隨著科技的發(fā)展，現(xiàn)在也出現(xiàn)了許多優(yōu)秀的新型懸架系統(tǒng)，如電磁式主動(dòng)懸架、油氣主動(dòng)懸架和饋能懸架。

電磁式主動(dòng)懸架是主動(dòng)懸架的一種，其對在顯著改善車輛乘坐舒適性的同時(shí)，結(jié)合車身姿態(tài)控制系統(tǒng)，極大地提升了車輛操縱穩(wěn)定性。

油氣懸架是以油氣彈簧為彈性元件的主動(dòng)懸架，它以氣體作為彈性介質(zhì)，油氣彈簧中的氣體通常是惰性氣體，常選擇氮，液體作為傳力介質(zhì)，不但具有良好的緩沖能力，還具有減振作用，同時(shí)還可調(diào)節(jié)車架的高度。

饋能懸架技術(shù)是指懸架具有將車輪行駛過程中產(chǎn)生的振動(dòng)能量進(jìn)行一定量回收、存儲并加以利用的能力。汽車設(shè)計(jì)汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷Fw與此時(shí)懸架剛度c之比，即fc=Fw/c。

①概念●靜撓度懸架的動(dòng)撓度是指當(dāng)懸架從完全靜態(tài)平衡位置到壓縮到結(jié)構(gòu)上允許的最大變形時(shí)，通常指當(dāng)緩沖塊被壓縮到其自由高度的1/2或2/3，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。

●動(dòng)撓度6.2懸架主要參數(shù)的確定6.2.1前后懸架的靜撓度、動(dòng)撓度的選擇汽車設(shè)計(jì)(a)使懸架系統(tǒng)有較低的固有頻率▲汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一?！颥F(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。式中，c1、c2和m1、m2分別為前、后懸架的剛度(N/cm)與簧上質(zhì)量(kg)?！衿嚽?、后部分的車身的固有頻率n1和n2（亦稱偏頻）可用下式表示②選擇要求及方法對嗎？●當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時(shí)，前、后懸架的靜撓度可表示為

fc1=m1g/c1

fc2=m2g/c2式中，

g為重力加速度（g=981cm/s2）。將

fc1、fc2代入上式得到汽車設(shè)計(jì)(b)n1與n2的匹配要合適

●希望fc1與fc2要接近，但不能相等(防止共振)，希望fc1>fc2

。

●汽車以較高速過路障時(shí),

推薦取

fc2=(0.8~0.9)fc1。

●考慮到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦fc2=(0.6~0.8)

fc1。

●為改善微型轎車后排乘坐舒適性，有時(shí)取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。(c)fc要根據(jù)不同的車在不同路面條件選擇

●乘用車對平順性要求最高，卡車次之。

●普通級以下轎車滿載的情況，fc1要求1.00～1.45Hz，

fc2要求在1.17～1.58Hz。

●高級轎車滿載時(shí)前懸

fc1要求在0.80～1.15

Hz，后懸

fc2

要求在0.98～1.30Hz。

●貨車滿載時(shí)，前懸偏頻要求在1.50～2.10Hz，后懸則要求在1.70～2.17Hz。(d)動(dòng)撓度

fd的選擇

對乘用車，fd取7～9cm；客車

fd取5～8cm；貨車

fd取6～9cm。汽車設(shè)計(jì)6.2.2懸架的彈性特性(1)概念懸架上的垂直外力F以及由此產(chǎn)生的車輪中心相對于車身的位移??(懸架變形量）的曲線關(guān)系被稱為懸架的彈性特性。這條切線的斜率被稱為懸架剛度。懸浮液的彈性特性可分為兩種類型：線性彈性特性和非線性彈性特性。當(dāng)車輛懸架發(fā)生變形時(shí)??和垂直方向上的外力F之間的關(guān)系是成比例的，彈性特性是線性的，稱為線性彈性特性，此時(shí)懸架的剛度恒定彈性特性如圖。汽車設(shè)計(jì)6.2.3貨車后懸的主、副簧的剛度匹配(1)要求

一般來說，為了保證汽車的平穩(wěn)性，從空載到滿載的頻率變化必須盡可能小，副彈簧參與運(yùn)行前后懸架的頻率變化也必須小。(2)確定方法①

使副簧開始起作用時(shí)懸架撓度

fa

等于汽車空載時(shí)懸架的撓度

f0②

使副簧開始起作用前一瞬間的撓度

fk

等于滿載時(shí)懸架的撓度

fc

③副簧、主簧的剛度比為:④使副簧開始起作用時(shí)的載荷等于空載與滿載時(shí)懸架載荷的平均

值，即:⑤使F0和FK間平均載荷對應(yīng)的頻率與FK和Fw間平均載荷對應(yīng)的頻

率相等。⑥此時(shí)副簧與主簧的剛度比為:懸架的彈性特性曲線汽車設(shè)計(jì)6.2.4懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配(1)懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時(shí)懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。它對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。(2)側(cè)傾角取值范圍對于側(cè)向慣性為0.4的車身重量，乘用車車身側(cè)傾角在2.5°～4°，貨車車身側(cè)傾角不超過6°～7°。(3)前、后輪側(cè)傾角差別要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，在0.4g的側(cè)向加速度作用下，前、后輪側(cè)傾角之差δ1–

δ

2應(yīng)當(dāng)在1°～3°范圍內(nèi)。要使前懸架具有的側(cè)傾角剛度要略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。對轎車，前、后懸架側(cè)傾角剛度比值一般為1.4～2.6。汽車設(shè)計(jì)6.3鋼板彈簧的計(jì)算6.3.1鋼板彈簧主要參數(shù)的確定滿載弧高fa

滿載弧高fa是指鋼板彈簧裝到車軸(橋)上，汽車裝滿載荷后，鋼板彈簧主片上表面與a兩端(不包括卷耳半徑)連線間的最大高度變化量。當(dāng)fa=0時(shí)，鋼板彈簧在對稱位置上工作，為了在車架高度已限定時(shí)得到足夠的動(dòng)撓度值，常取fa=10-20mm(2)鋼板彈簧長度L的確定

推薦在下列范圍內(nèi)選用鋼板彈簧的長度：

轎車：L=(0.40～0.55)軸距；

貨車：前懸架L=(0.26～0.35)軸距；后懸架L=(0.35～0.45)軸距。

鋼板彈簧自由狀態(tài)下的弧高汽車設(shè)計(jì)應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長些的原因是：●增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命；●降低彈簧剛度，改善汽車平順性；●在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度；●增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時(shí)，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。(3)鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定根據(jù)修正后的簡支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需要的總慣性矩為：式中，s——U形螺栓中心距；E——材料的彈性模量；k——U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)。(剛性夾緊,k=0.5;撓性夾緊,k=0)；c——鋼板彈簧垂直剛度，c=Fw/fc

；δ——撓度增大系數(shù)(先確定與主片等長的重疊片數(shù)n1，再估計(jì)一個(gè)總片數(shù)n0,求得，然后用初定

）。汽車設(shè)計(jì)式中，

——許用彎曲應(yīng)力。

對于55SiMnVB

或60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦

在下列范圍內(nèi)選取；前彈簧和平衡懸架彈簧為350-450MPa；后副簧為220-250MPa。將上式代入下式計(jì)算鋼板彈簧平均厚度：鋼板彈簧總截面系數(shù)W0

用下式計(jì)算：汽車設(shè)計(jì)

有了hp

以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬與片厚的比值在6-10范圍內(nèi)選取。片寬b對汽車性能有以下影響：

●

增大片寬，能增加卷耳強(qiáng)度，但當(dāng)車身受側(cè)向力作用傾斜時(shí)，彈簧的扭曲應(yīng)力增大；

●

前懸架用寬彈簧片，會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角；片寬選取過窄，又得增加片數(shù)，從而

增加片間摩擦彈簧的總厚。(4)片厚h的選擇

鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況。常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時(shí)，要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組。最厚片與最薄片厚度之比應(yīng)小于1.5，且應(yīng)符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。汽車設(shè)計(jì)(5)鋼板的橫截面形狀

矩形截面的鋼制彈簧的中心軸位于鋼板橫截面的對稱位置（圖6-8a）。在工作狀況下，拉應(yīng)力施加在一側(cè)，壓應(yīng)力施加在另一側(cè)。且上下表面的名義拉應(yīng)力和壓應(yīng)力的絕對值是相等的。(6)鋼板彈簧的片數(shù)n鋼板彈簧的片數(shù)n少適合加工和裝配，減少板塊之間的干摩擦，提高光滑度。多片式鋼板彈簧一般選擇6到14片，對于總重量在14噸以上的卡車，最多可選擇20片。汽車設(shè)計(jì)6.3.2鋼板彈簧各片長度的確定

片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強(qiáng)度梁，形狀為菱形(兩個(gè)三角形)。將由兩個(gè)三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小不同依次排列、疊放到一起，就形成接近使用價(jià)值的鋼板彈簧。確定步驟如下：①

將各片厚度hi的立方值按同一比例沿縱坐標(biāo)繪制在圖上；②

沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半L/2和U形螺栓中心距的一

半s/2，得到A、B兩點(diǎn)，連接A、B即得到三角形的鋼板

彈簧展開圖；③

AB線與各葉片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度，如果存在與主片等長的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊端點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度；④

各片實(shí)際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。雙梯形鋼板彈簧確定鋼板彈簧各片長度的作圖法汽車設(shè)計(jì)6.3.3鋼板彈簧剛度驗(yàn)算用共同曲率法驗(yàn)算剛度的公式：式中，用共同曲率法計(jì)算剛度的前提為：①

假定同一截面上各片曲率變化值相同；②

各片的承受的彎矩正比于其慣性矩；③同時(shí)該截面上各片的彎矩之和等于外力所引起的彎矩。6.3.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算(1)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H0

弧高的定義：鋼板彈簧各片裝配后，在預(yù)壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H0。a——經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，a=0.90~0.94；l1

、lk+1——分別為主片的一半長度、第(k+1)片的一半長度。汽車設(shè)計(jì)弧高H0用該式計(jì)算：(2)鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同，裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下各片板簧的曲率半徑，如圖。矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑的確定：式中，Ri

、R0——第i片彈簧、鋼板彈簧總成在自由

狀態(tài)下的曲率半徑；σ0i

——各片彈簧的預(yù)應(yīng)力；hi

——第i片的彈簧厚度。E——材料彈性模量，取E=2.1×105N/mm2；鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑式中，fc、fa——靜撓度、滿載弧高；

——鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化:

s——U形螺栓中心距；L——為鋼板彈簧主片長度；鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑R0=L2/8H0。

汽車設(shè)計(jì)6.3.5各片彈簧預(yù)應(yīng)力的選取及強(qiáng)度驗(yàn)算(1)基本要求▲裝配前各片彈簧片間隙相差不大，裝配后各片能很好貼和；▲為保證主片及其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應(yīng)適當(dāng)降低主片及與其相鄰的長片的應(yīng)力。