汽车设计的教案

第一章汽车总体设计第一节概述一、总体设计应满足的根本要求由动力装置、底盘、车身、电器及仪表等四局部组成的汽车，是用来载送人员和货物的运输工具。〔定义〕进行总体设计应满足如下根本要求：1)汽车外廓尺寸应符合GBl589—89的外廓尺寸限界规定。2)轴荷分布要合理，并应符合有关公路法规的限定要求。3)汽车的各项性能，要求到达设计任务书所给定的指标。4)进行有关运动学方面的校核，保证汽车有正确的运动和防止运动干预。5)拆装与维修方便。二、汽车开发程序一般新产品开发要经历五个阶段，各阶段的主要工作内容见书表1-4。〔讲设计、制造、销售全过程〕1．设计任务书编制阶段2．技术设计阶段3．试制、试验、改良、定型阶段4．生产准备阶段5．生产销售阶段第二节汽车形式的选择不同形式的汽车，主要表达在轴数、驱动形式以及布置形式上有区别。一、轴数汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。〔讲解国家标准〕二、驱动形式汽车驱动形式有4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等，其中前一位数字表示汽车车轮总数，后一位数字表示驱动轮数。三、布置形式1．轿车的布置形式〔主要介绍各自优缺点〕轿车的布置形式主要有发动机前置前轮驱动、发动机前置后轮驱动、发动机后置后轮驱动三种。2．货车布置形式按驾驶室与发动机相对位置的不同，货车有长头式、短头式、平头式和偏置式。长货车按照发动机位置不同，可分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。3．大客车的布置形式根据发动机的位置不同，大客车有以下布置形式：发动机前置后桥驱动，发动机中置后桥驱动发动机后置后桥驱动c。汽车主要参数的选择一、汽车主要尺寸确实定汽车的主要尺寸有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车箱尺寸等1．外廓尺寸讲解GBl589—89汽车外廓尺寸限界规定及尺寸换算。2．轴距L轴距L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。3．前轮距和后轮距增大轮距，随之而来的是室内宽并有利于增加侧倾刚度。但是此时汽车总宽和总质量增加，并影响最小转弯直径变化。4．前悬和后悬前、后悬长时，汽车接近角和离去角都小，影响汽车通过性能。5．货车车头长度长头型货车车头长度尺寸一般在2500～3000mm之间，平头型货车一般在1400～1500mm之间。6．货车车箱尺寸二、汽车质量参数确实定1．整车整备质量m0整车整备质量是指车上带有全部装备(包括随车工具、备胎等)，加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。减少整车整备质量的措施主要有：采用强度足够的轻质材料，新设计的车型应使其结构更合理。2．汽车的载客量和装载质量(简称装载量)(1)汽车的载客量(2)汽车的装载质量3．质量系数质量系数ηm0是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即＝／。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。4．轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直载荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。三、汽车性能参数确实定1．动力性参数(1)最高车速(2)加速时间t(3)上坡能力(4)汽车比功率和比转矩2．燃油经济性参数汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量(L／100km)来评价。该值越小燃油经济性越好。3．最小转弯直径转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径称为最小转弯直径。4．通过性的几何参数总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙，接近角，离去角，纵向通过半径等。5．操纵稳定性参数(1)转向特性参数(2)车身侧倾角(3)制动前俯角6．制动性参数汽车制动性是指汽车在制动时，能在尽可能短的距离内停车且保持方向稳定，下长坡时能维持较低的平安车速并有在一定坡道上长期驻车的能力。目前常用制动距离st和平均制动减速度j来评价制动效能。7．舒适性汽车应为乘员提供舒适的乘坐环境和方便的操作条件，称之为舒适性。发动机的选择一、发动机形式的选择当前汽车上使用的发动机仍然是以往复式内燃机为主。它分为汽油机、柴油机两类。二、发动机主要性能指标的选择1．发动机最大功率和相应转速2．发动机最大转矩及相应转速三、发动机的悬置发动机悬置应满足的要求。传统悬置与液压悬置比拟。车身一、轿车的车身形式轿车车身由发动机舱、客厢和行李箱三局部组成。轿车车身的根本形式有折背式、直背式和舱背式三种。二、客车的车身形式客车车身有单层客车和双层客之分。轮胎的选择轮胎及车轮在车桥(轴)与地面之间传力，并使汽车运动。因此，轮胎及车轮部件应满足下述根本要求：足够的负荷能力和速度能力，具有较小的滚动阻力和行驶噪声，良好的附着特性和质量平衡，耐磨损、耐刺扎、耐老化和良好的气密性，质量小、价格低、拆装方便、互换性好。轮胎的分类方法。汽车的总体布置一、整车布置的基准线(面)——零线确实定确定整车的零线(三维坐标面的交线)、正负方向及标注方式，均应在汽车满载状态下进行，并且绘图时应将汽车前部绘在左侧。1．车架上平面线2．前轮中心线3．汽车中心线4．地面线5．前轮垂直线二、各部件的布置1．发动机的布置(1)发动机的上下位置(2)发动机的前后位置(3)发动机的左右位置2．传动系的布置为满足万向节传动轴两端夹角相等，而且在满载静止时不大于4°、最大不得大于7°的要求，常将后桥主减速器的轴线向上翘起。3．转向装置的布置(1)转向盘的位置(2)转向器的位置要求转向轴在水平面内与汽车中心线之间的夹角不得大于5°。转向摇臂与纵拉杆和转向节臂与纵拉杆之间的夹角，在中间位置时应尽可能布置成接近直角，以保证有较高的传动效率。4．悬架的布置货车的前、后悬架和一些轿车的后悬架，多采用纵置半椭圆形钢板弹簧。减振器应尽可能布置成直立状，以充分利用其有效行程。空间不允许时才布置成斜置状。5．制动系布置6．踏板的布置7．油箱、备胎、行李箱和蓄电池的布置油箱(2)备胎(3)行李箱(4)蓄电池的布置8．车身内部布置(1)轿车内部布置(2)货车车身布置(3)型客车车身内部布置尺寸9．轿车外廓尺寸确实定(1)H点和R点的概念(2)顶盖轮廓线确实定(3)车身横截面10．平安带的位置平安带对乘员的保护作用主要表达在正面撞车时，它能减少撞车瞬间人体运动的加速度值，从而降低了引起二次碰撞的相对速度和位移，使伤害指数下降。平安带有两点式平安带、三点式平安带和四点式平安带之分。平安带位置：腰带在车体上的固定点位置(2)肩带固定点的位置在汽车发生一次碰撞与二次碰撞之间的间隔时间内，在驾驶员、乘员的前部形成一充满气体的气囊。平安气囊布置在转向盘内或者在乘员前部的仪表板内。运动校核在总体布置设计中，进行运动校核包括两方面内容：从整车角度出发进行运动学正确性的校核；对于有相对运动的部件或零件进行运动干预校核。离合器设计第一节概述离合器的作用：是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系别离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出的根本要求。摩擦离合器的组成局部。离合器的结构方案分析汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据别离时所受作用力的方向不同，又可分为拉式和推式两种形式。1．从动盘数的选择2．压紧弹簧和布置形式的选择膜片弹簧离合器与其它形式的离合器相比具有如下一系列优点：1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和别离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力那么明显下降。4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命。5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。6)平衡性好。7)有利于大批量生产，降低制造本钱。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。3．膜片弹簧支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。双支承环形式，单支承环形式，无支承环形式。4．压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。离合器主要参数的选择摩擦离合器是靠摩擦外表间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的根本参数主要有性能参数β和p0。，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。1．后备系数β2．单位压力p0。3．摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片的厚度白上要有3．2mm、3．5mm和4．0mm三种。离合器的设计与计算一、离合器根本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。1．设计变量2．目标函数3．约束条件二、膜片弹簧的载荷变形特性三、膜片弹簧的强度校核四、膜片弹簧主要参数的选择1．比值H／h和h的选择为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H／h一般为1．6—2．2，板厚丸为2～4mm。2．比值R／r和R、r的选择根据结构布置和压紧力的要求，R／r一般为1．20—1．35。3．α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角。与内截锥高度H关系密切，α=arctanH／(R—r)≈H／(R—r)，一般在9O～15O范围内。4．膜片弹簧工作点位置的选择5．n的选取别离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧有些取24，小尺寸膜片弹簧有些取12。五、膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。六、膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是通过确定一组弹簧的根本参数，使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以到达最正确的综合效果。1．目标函数2．设计变量3．约束条件扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量鼓励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能：1)降低发动机曲轴与传，动系接合局部的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性特性两种。离合器的操纵机构1．对操纵机构的要求1)踏板力要小，轿车一般在80～150N范围内，货车不大于150～200N。2)踏板行程对轿车一般在80—150mm范围内，对货车最大不超过180mm。3)踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后别离轴承的自由行程可以复原。4)应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏。5)应具有足够的刚度。6)传动效率要高。7)发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。2．操纵机构结构形式选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。离合器的结构元件1．从动盘总成从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。离合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。2．离合器盖总成离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、别离杠杆装置及支承环等。3．别离轴承总成别离轴承总成由别离轴承、别离套等组成。第三章机械式变速器设计第一节概述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机再最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。对变速器如下根本要求.1〕保证汽车有必要的动力性和经济性。2〕设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3〕设置倒档，使汽车能倒退行驶。4〕设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5〕换挡迅速，省力，方便。6〕工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。7〕变速器应当有高的工作效率。8〕变速器的工作噪声低。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造本钱低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。在原变速传动机构根底上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的根底上，到达增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向开展的趋势。变速器传动机构布置方案一.传动机构布置方案分析变速器传动机构有两种分类方法。根据前进挡数的不同，有三，四，五和多挡变速器。根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式〔常配合行星齿轮传动〕两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。二.零部件结构方案分析1.齿轮形式2.换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。自动脱档是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比拟有效的方案有以下几种：1〕将两接合齿的啮合位置错开2〕将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄〔切下〕，3〕将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角〔一般倾斜2°~3°〕，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。3.变速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。变速器主要参数的选择档数增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率也增高。转动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转动比范围确实定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在3~4之间，轻型货车在5~6之间，其他货车那么更大。中心距A对中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距.其大小不仅对变速器的外形尺寸,体积和质量大小,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档五档六档当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。轴的直径中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径D和支撑间距离L的比值，对中间轴，D/L=0.16~0.18,对第二轴，。齿轮参数模数的选取遵循的一般原那么压力角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和外表接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用20°,啮合套或同步器的接合齿压力角用30°。螺旋角从提上下档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。4．齿宽b考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。变位系数的选择原那么变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。为降低噪声，对于变速器中除去一，二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。七．各档齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。四档变速器为例，说明分配齿数的方法。尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数。变速器的设计与计算齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮强度计算齿轮弯曲强度计算2．轮齿接触应力计算轴的强度计算变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。同步器设计同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。一、惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度到达完全相等之前，不允许换挡，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的根本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。二、同步器工作原理同步器换挡过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。第二阶段：来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。第三阶段：Δω=0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。三、主要参数确实定1．摩擦系数2．同步环主要尺寸确实定(1)同步环锥面上的螺纹槽(2)锥面半锥角(3)摩擦锥面平均半径R(4)锥面工作长度b〔5〕同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。3．锁止角4．同步时间t同步器工作时，要连接的两个局部到达同步的时间越短越好EQ。5．转动惯量的计算转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出;假设零件未制成,可将这些零件分解为标准的几何体,并按数学公式合成求出转动惯量。四.同步器的计算同步器的计算目的是确定摩擦锥面和锁止角的角度，这些角度是用来保证在满足连接健角速度完全相等以前不能进行换档时所应满足的条件，以及计算摩擦力矩和同步时间。变速器操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂人一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。1．直接操纵手动换挡变速器2．远距离操纵手动换挡变速器3．电控自动换挡变速器变速器结构元件变速器齿轮齿轮可与轴设计为一体或分开，然后用花键，过盈配合或滑动支撑等方式与轴连接。2．变速器的轴3．变速器壳体壳体有整体式和对分时两种。第四章万向节传动轴设计第一节概述万向传动轴由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。它主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。万向传动轴设计应满足如下根本要求：1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。万向节结构方案分析一、十字轴万向节典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。目前常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式。二、准等速万向节双联式万向节双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成。2．凸块式万向节3．三销轴式万向节三销轴式万向节三、等速万向节1.球叉式万向节球叉式万向节按其钢球滚道形状不同可分为圆弧槽和直槽两种形式。2．球笼式万向节球笼式万向节是目前应用最为广泛的等速万向节。四、挠性万向节挠性万向节依靠其中弹性元件的弹性变形来保证在相交两轴间传动时不发生干预。弹性元件可以是橡胶盘、橡胶金属套筒、铰接块、六角环形橡胶圈等多种形状。万向传动的运动和受力分析一、单十字轴万向节传动为了控制附加弯矩，应防止两轴之间的夹角过大。二、双十字轴万向节传动三、多十字轴万向节传动四、等速万向节传动万向节设计一、万向传动的计算载荷万向传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。计算载荷的计算方法主要有三种，见书表4—1。二、十字轴万向节设计十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作外表出现压痕和剥落。三、球笼式万向节设计球笼式万向节的失效形式主要是钢球与接触滚道外表的疲劳点蚀。传动轴结构分析与设计传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。中间支承结构分析与设计中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差以及车辆行驶过程中由于发动机窜动或车架等变形所引起的位移。第五章驱动桥设计第一节概述驱动桥处于动力传动系的末端，其根本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下根本要求：所选择的主减速比应能保证汽车具有最正确的动力性和燃料经济性。外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构方案分析驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式(或称为整体式)，当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、本钱低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和局部小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构较复杂，本钱较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的缺乏转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。主减速器设计主减速器结构方案分析主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。1螺旋锥齿轮传动2双曲面齿轮传动3．圆柱齿轮传动4．蜗杆传动主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯穿、单双级减速配以轮边减速等。1．单级主减速器单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，io一般为7～12。但是尺寸、质量均较大，本钱较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。3双速主减速器双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用。贯穿式主减速器根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯穿式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大局部零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动出敷大，为了使变速器、分动器、传动轴等总成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主减速器难以到达要求，此时常采用轮边减速器(图5—12)。这样，不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，二．主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。1．主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。2从动锥齿轮的支承三．主减速器锥齿轮主要参数选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角β、法向压力角α等。(二)主减速器锥齿轮的强度计算1．单位齿长圆周力2.轮齿弯曲强度3.轮齿接触强度五、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算1．锥齿轮齿面上的作用力2．锥齿轮轴承的载荷六、锥齿轮的材料汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。第四节差速器设计差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同角速度转动。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。一、差速器结构形式选择(一)齿轮式差速器汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。他又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等(二)滑块凸轮式差速器滑块凸轮式差速器址一种高摩擦自锁差速器，其结构紧凑、质量小。但其结构较复杂，礼零件材料、机械加工、热处耶、化学处理等方面均有较高的技术要求。(三)蜗轮式差速器由于这种差速器结构复杂，制造精度要求高，因而限制了它的应用。(四)牙嵌式自由轮差速器牙嵌式自由轮差速器的半轴转矩比Ab是可变的，最大可为无穷大。该差速器工作可靠，使用寿命长，锁紧性能稳定，制造加工也不复杂。二、普通锥齿轮差速器齿轮设计(一)差速器齿轮主要参数选择1．行星齿轮数n2．行星齿轮球面半径Rb3．行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1、Z24．行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m5．压力角6．行星齿轮轴直径d及支承长度L差速器齿轮与主减速器齿轮一样，根本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。三、粘性联轴器结构及在汽车上的布置粘性联轴器是一种利用液体粘性传递动力的装置。它以其优良的性能不仅广泛应用于四轮驱动汽车上，而且也应用于两轮驱动汽车上。2．粘性联轴器在车上的布置根据全轮驱动形式的不同，粘性联轴器在汽车上有不同的布置形式。车轮传动装置设计车轮传动装置位于传动系的末端，其根本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥(图5—27)，车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第四章，以下仅讲述半轴的设计。一、结构形式分析半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为牛浮式、3／4浮式和全浮式三种形式。二、半轴计算1．全浮式半轴2．半浮式半轴3．3／4浮式半轴三、半轴可靠性设计在汽车设计中，可靠性已成为比拟重要的技术指标之一。对于产品设计，须考虑各参量的统计分散性，进行随机不确定分析，真实正确地反映产品的强度与受载等情况。1．可靠度计算2．可靠性设计四、半轴的结构设计对半轴进行结构设计时，应注意如下几点：(1)全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取(5-59)式中，d为半轴杆部直径(mm)；为半轴计算转矩(M·mm)，按式(5—43)计算；K为直径系数，取0．205～0．218。2)半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便使半轴各局部到达根本等强度。3)半轴的破坏形式大多是扭转疲劳损坏，在结构设计时应尽量增大各过渡局部的圆角半径，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过渡局部，以减小应力集中。4)对于杆部较粗且外端凸缘也较大时，可采用两端用花键连接的结构。5)设计全浮式半轴杆部的强度储藏应低于驱动桥其它传力零件的强度储藏，使半轴起一个“熔丝”的作用。半浮式半轴直接安装车轮，应视为保安件。第六节驱动桥壳设计驱动桥课的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架〔或车身〕；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体驱动桥壳应满足如下设计要求：1〕应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力．2〕在保证强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高汽车行驶平顺性．3〕保证足够的离地间隙．4〕结构工艺性好，本钱低．5〕保护装于其上的传动部件和防止泥水浸入．6〕拆装，调整，维修方便．一．驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。1．可分式桥壳2．整体式桥壳3)组合式桥壳二．驱动桥壳强度计算对于具有全浮式半轴的驱动桥，强度计算的载荷工况与半轴强度计算的：三种载荷工况相同。图5—32为驱动桥壳受力图，桥壳危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥儿端郎的轮毂轴承座根部也应列为危险断面进行强度验算。第六章悬架设计第一节概述悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把悬架(或车身)与车轴(或车轮)弹性地连接起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩，并且缓和路面传给车架(或车身)的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。悬架由弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。对悬架提出的设计要求有：1)保证汽车有良好的行驶平顺性。2)具有适宜的衰减振动能力。3)保证汽车具有良好的操纵稳定性。4)汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要适宜。5)有良好的隔声能力。6)结构紧凑、占用空间尺寸要小。7)可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。悬架结构形式分析一、非独立悬架和独立悬架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。二、独立悬架结构形式分析独立悬架又分为双横臂式、单横臂式、双纵臂式、单纵臂式、单斜臂式、麦弗逊式和扭转梁随动臂式等几种。对于不同结构形式的独立悬架，不仅结构特点不同，而且许多根本特性也有较大区别。评价时常从以下几个方面进行：(1)侧倾中心高度(2)车轮定位参数的变化(3)悬架侧倾角刚度(4)横向刚度三、前、后悬架方案的选择目前汽车的前、后悬架采用的方案有：前轮和后轮均采用非独立悬架；前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；前轮与后轮均采用独立悬架等几种。四、辅助元件1．横向稳定器2．缓冲块悬架主要参数确实定一、悬架静挠度悬架静挠度，是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=Fw／c。二、悬架的动挠度悬架的动挠度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2／3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车，取7—9cm；对大客车,取5～8cm；对货车取6～9cm。三、悬架弹性特性悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f(即悬架的变形)的关系曲线称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。四、后悬架主、副簧刚度的分配货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。具体确定方法有两种：第一种方法是使副簧开始起作用时的悬架挠度等于汽车空载时悬架的挠度，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬架的挠度。于是，可求得如。式中，Fo和Fw分别为空载与满载时的悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为(6--3)式中，为副簧刚度；为主簧刚度。第二种方法是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，即=0．5(Fo+Fw)，并使F。和FK间的平均载荷对应的频率与FK和Fw间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为(6—4)五、悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响；侧倾角过大或过小都不好。乘坐侧倾角刚度过小而侧倾角过大的汽车，乘员缺乏舒适感和平安感。侧倾刚度过大而侧倾角过小的汽车又缺乏汽车发生侧翻的感觉，同时使轮胎侧偏角增大，如果发生在后轮会使汽车增加了过多转向的可能。要求在侧向惯性力等于0．4倍车重时，轿车车身侧倾角在2．5°～4°，货车车身侧倾角不超过6°～7°。此外，还要求汽车转弯行驶时，在0．4g的侧向加速度作用下，前、后轮侧偏角之差δ1-δ2应当在1°～3°范围内。应该使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度。对轿车，前、后悬架侧倾角刚度比值一般为1．4～2．6。弹性元件的计算一、钢板弹簧(一)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应用。纵置钢板弹簧又有对称式与不对称式之分。(二)钢板弹簧主要参数确实定在进行钢板弹簧计算之前，应当知道以下初始条件：满载静止时汽车前、后轴(桥)负荷G1、G2和簧下局部荷重Gu1＼Gu2，并据此计算出单个钢板弹簧的载荷：Fw1=(G1-Gul)／2和Fw2=(G2—Gu2)／2，悬架的静挠度，和动挠度，汽车的轴距等。1．满载弧高满载弧高是指钢板弹簧装到车轴(桥)上，汽车满载时钢板弹簧主片上外表与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差。2．钢板弹簧长度L确实定钢板弹簧长度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，改善汽车平顺性；在垂直刚度c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。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。原那么上在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。推荐在以下范围内选用钢板弹簧的长度：轿车：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)轴距。3．钢板断面尺寸及片数确实定(1)钢板断面宽度b确实定(2)钢板弹簧片厚h的选择(3)钢板断面形状(4)钢板弹簧片数n(三)钢板弹簧各片长度确实定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(两个三角形)。(四)钢板弹簧刚度验算在此之前，有关挠度增大系数δ、总惯性矩J。、片长和叶片端部形状等确实定都不够准确，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。(五)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho(2)钢板弹簧各片自由状态下曲率半径确实定(六)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Ri是经选取预应力σoi后用式(6—11)计算，受其影响，装配后钢板弹簧总成的弧高与用式R。=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。(七)钢板弹簧强度验算(1)紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力σmax用下式计算(6-17)式中，G1为作用在前轮上的垂直静负荷；m1为制动时前轴负荷转移系数，轿车：m1=1．2～1．4，货车：m1=1．4～1．6；l1,l2为钢板弹簧前、后段长度；φ为道路附着系数，取0．8；Wo为钢板弹簧总截面系数；c为弹簧固定点到路面的距离(图6—16)。(2)汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力。σmax用下式计算(6-18)式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷；m2为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：m2’=1．25～1．30，货车：m2’=1．1～1．2；φ为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；h1为钢板弹簧土片厚度。此外，还应当验算汽车通过不平路面时钢板弹簧的强度。许用应力[f]取为1000N／mm2。(3)钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算许用应力[σ)取为350N／mm2。钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造。常采用外表喷丸处理工艺和减少外表脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。外表喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧外表的剩余应力比前者大很多。(八)少片弹簧少片弹簧在轻型车和轿车上得到越来越多的应用。其特点是叶片由等长、等宽、变截面的1～3片叶片组成。利用变厚断面来保持等强度特性，并比多片弹簧减少20％～40％的质量。(1)按抛物线形变化(2)按线性变化由n片组成少片弹簧时，其总刚度为各片刚度之和，其应力那么按各片所承受的载荷分量计算。少片弹簧的宽度，在布置允许的情况下尽可能取宽些，以增强横向刚度，常取75~100mm。厚度hl>8mm，以保证足够的抗剪强度并防止太薄而淬裂。h2取12~20mm。二、扭杆弹簧作为悬架弹性元件的—种——扭杆弹簧的两端分别与车架(车身)和导向臂连接。工作时扭杆弹簧受扭转力矩作用。扭杆弹簧在汽车上可以纵置、横置或介于上述两者之间。因扭杆弹簧单位质量储能量比钢板弹簧大许多，所以扭杆弹簧悬架质量小(簧下质量得以减少)，目前在轻型客车、货车上得到比拟广泛的应用。除此之外，扭杆弹簧还有工作可靠、保养维修容易等优点。扭杆弹簧可以按照断面形状或弹性元件数量的不同来分类。按照断面形状不同，扭杆弹簧分为圆形、管形、片形等几种。按照弹性元件数量不同，扭杆可分为单杆式或组合式两种。独立悬架导向机构的设计一、设计要求对前轮独立悬架导向机构的要求是：1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4．Omm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。2)悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。3)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0．4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于6°～7°，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强缺乏转向效应。4)汽车制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。对后轮独止：悬架导向机构的要求是：1)悬架上的载荷变化时，轮距无显著变化。2)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应。此外，导向机构还应有够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。目前，汽车上广泛采用上、下臂不等长的双横臂式独立悬架(主要用于前悬架)和滑柱摆臂(麦弗逊)式独立悬架。下面以这两种悬架为例，分别讨论独立悬架导向机构参数的选择方法，分析导向机构参数对前轮定位参数和轮距的影响。二、导向机构的布置参数1．侧倾中心双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图6—24所示方式得出。将横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点P，并同时获得P点的高度。将P点与车轮接地点N连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心W。2．侧倾中心高度在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相等，从而保证中性转向特性；而尽可能高那么是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。前悬架0～120mm；后悬架80～150mm。3．纵倾中心双横臂式悬架的纵倾中心可用作图法得出，见图6—27。自铰接点E和G作摆臂转动轴C和D的平行线，两线的交点即为纵倾中心。4．抗制动纵倾性(抗制动前俯角)抗制动纵倾性使得制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小。5．抗驱动纵倾性(抗驱动后仰角)抗驱动纵倾性可减小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。与抗制动纵倾性不同的是，只有当汽车为单桥驱动时，该性能才起作用。对于独立悬架而言，是纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心，这一性能方可实现。’6．悬架摆臂的定位角独立悬架中的摆臂铰链轴大多为空间倾斜布置。为了描述方便，将摆臂空间定位角定义为：摆臂的水平斜置角α，悬架抗前俯角β，悬架斜置初始角θ。三、双横臂式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、下横臂轴抗前俯角的匹配对主销后倾角的变化有较大影响。为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律为：在悬架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以造成制动时因主销后倾角变大而在控制臂支架上产生防止制动前俯的力矩。2．横向平面内上、下横臂的布置方案3．水平面内上、下横臂动轴线的布置方案为了使轮胎在遇到凸起路障时能够使轮胎一面上跳，一面向后退让，以减少传到车身上的冲击力，还为了便于布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴M—M的斜置角。，为正，而上横臂轴N—N的斜置角α2那么有正值、零值和负值三种布置方案。4．上、下横臂长度确实定双横臂式悬架的上、下臂长度对车轮上、下跳动时前轮的定位参数影响很大。现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑到布置发动机方仙。另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。四、麦弗逊式独立悬架导向机构设计1．导向机构受力分析2．摆臂轴线布置方式的选择为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角λ有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式悬架时，应选择参数β能使运动瞬心C交于前轮前方。3．摆臂长度确实定摆臂越长，By曲线越平缓，即车轮跳动时轮距变化越小，有利于提高轮胎寿命。主销内倾角γ车轮外倾角δ和主销后倾角λ曲线的变化规律也都与By类似，说明摆臂越长，前轮定位角度的变化越小，将有利于提高汽车的操纵稳定性。具体设计时，在满足布置要求的前提下应尽量加长摆臂长度。减振器一、分类悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围空气中去，到达迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，那么把这种减振器称之为单向作用式减振器，反之称之为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。设计减振器时应当满足的根本要求是，在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定。二、相对阻尼系数ψ减振器在卸荷阀翻开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度v之间有如下关系(6-30)式中，δ为减振器阻尼系数。三、减振器阻尼系数确实定减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率：，所以理论上。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。四、最大卸荷力Fo确实定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度到达一定值时，减振器翻开卸荷阀。五、简式减振器工作缸直径D确实定减振器的工作缸直径D有20、30、40、(45)、50、65mm等几种。选取时应按标准选用，详见JBl459《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》。贮油筒直径Dc=(1．35～1．50)D，壁厚取为2mm，材料可选20钢。悬架的结构元件一、控制臂与推力杆独立悬架中用纵臂、横臂或者斜臂(统称控制臂)中的三者之一，将车轮(或车轴)与车架(或车身)连接起来。有些悬架在车轴与车架(车身)之间布置有纵向或横向推力杆。为了保证顺利的装配和补偿制造与安装时可能产生的误差，有时要求推力杆具有调节长度的功能。控制臂可以用钢板冲压、模锻或者铸造。大批量生产时，常用冲压、模锻的生产方式制造；小批量生产时，那么采用钢或铝合金铸造，后者有较小的质量。二、接头控制臂或推力杆常通过位于它们端部的接头与其它件实现联接。这些接头应满足下述一些要求：应当有较小的摩擦；在使用期间不需要进行保养，以减少使用本钱或降低劳动强度；接头应有一定的弹性；具有隔音性能。根据结构不同，接头有轴销式接头和球销式接头两种。钢板弹簧通过两端的橡胶衬套接头或轴销接头与车架联接。三、钢板弹簧叶片端部的形状与卷耳叶片端部的形状有矩形、梯形和椭圆形三种。第七章转向系设计第一节概述转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。对转向系提出的要求有：1)汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。2)汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。3)汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。4)转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。5)保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。6)操纵轻便。7)转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。8)转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。9)在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。10)进行运动校核，保证转向盘与转向轮转动方向一致。机械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析1．齿轮齿条式齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其它形式转向器比拟，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比拟小；传动效率高达90％；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，可自动消除齿间间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造本钱低。齿轮齿条式转向器的主要缺点是：因逆效率高(60％～70％)，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，大局部能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，对驾驶员造成伤害。根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出；侧面输入，两端输出；侧面输入，中间输出；侧面输入，一端输出。根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形。齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上，甚至在高级轿车上也有采用的。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。2．循环球式循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而传动效率可到达75％～85％；在结构和工艺上采取措施，包括提高制造精度，改善工作外表的外表粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行(图7—8)；适合用来做整体式动力转向器。循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。循环球式转向器主要用于货车和客车上。3．蜗杆滚轮式蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。其主要优点是：结构简单；制造容易；因为滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹呈面接触，所以有比拟高的强度，工作可靠，磨损小，寿命长；逆效率低。蜗杆滚轮式转向器的主要缺点是：正效率低；工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比拟困难；转向器的传动比不能变化。这种转向器曾在汽车上广泛使用过。4．蜗杆指销式蜗杆指销式转向器的销子假设不能自转，称为固定销式蜗杆指销式转向器；销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身轴线转动的，称之为旋转销式转向器。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。蜗杆指销式转向器的优点是：转向器的传动比可以做成不变的或者变化的；指销和蜗杆之间的工作面磨损后，调整间隙工作容易进行。蜗杆指销式转向器应用较少。二、防伤平安机构方案分析与计算根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析说明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。因此，要求汽车在以48km／h的速度正面同其它物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴在水平方向的后移量不得大于127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以6．7m／s的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123N。为此，需要在转向系中设计并安装能防止或者减轻驾驶员受伤的机构。转向系主要性能参数一、转向器的效率功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号η+表示，η+=(P1—P2)／Pl；反之称为逆效率，用符号η-表示，η-=(P3—P2)／P3。1．转向器的正效率η+影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。(1)转向器类型、结构特点与效率(2)转向器的结构参数与效率2．转向器逆效率η-根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。路面作用在车轮上的力，经过转向系可大局部传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。二、传动比的变化特性1．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2．力传动比与转向系角传动比的关系3．转向系的角传动比iwo研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比iw及其变化规律即可。4．转向器角传动比及其变化规律随转向盘转角变化，转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。均应取较小的转向器角传动比并能减少转向盘转动的总圈数，以提高汽车的机动能力。转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。过小那么在汽车高速直线行驶时，对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。直行位置的转向器角传动比不宜低于15～16。三、转向器传动副的传动间隙Δt1．转向器传动间隙特性传动间隙是指各种转向器中传动副(如循环球式转向器的齿扇和齿条)之间的间隙。2．如何获得传动间隙特性循环球式转向器的齿条齿扇传动副的传动间隙特性，可通过将齿扇齿做成不同厚度来获取必要的传动间隙。即将中间齿设计成正常齿厚，从靠近中间齿的两侧齿到离开中间齿最远的齿，其厚度依次递减。机械式转向器的设计与计算一、转向系计算载荷确实定为了保证行驶平安，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。二、齿轮齿条式转向器的设计齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在2～3mm之间。主动小齿轮齿数多数在5—7个齿范围变化，压力角取20°，齿轮螺旋角取值范围多为9°～15°。齿条齿数应根据转向轮到达最大偏转角时，相应的齿条移动行程应到达的值来确定。变速比的齿条压力角，对现有结构在12°一35°范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。三、循环球式转向器设计(一)主要尺寸参数的选择1．螺杆、钢球、螺母传动副(1)钢球中心距D、螺杆外径D，、螺母内径D2尺寸D、Dl、D2(2)钢球直径d及数量n(3)滚道截面(4)接触角θ(5)螺距P和螺旋线导程角αo(6)工作钢球圈数W2．齿条、齿扇传动副设计对齿轮来说，因为在不同位置的剖面中，其模数m不变，所以它的分度圆半径r和基圆半径rb相同。因此，变厚齿扇的分度圆和基圆均为一圆柱，它在不同剖面位置上的渐开线齿形，都是在同一个基圆柱上所展出的渐开线，只是其轮齿的渐开线齿形相对基圆的位置不同而已，所以应将其归人圆柱齿轮的范畴。四、循环球式转向器零件强度计算1．钢球与滚道之间的接触应力σ2．齿的弯曲应力σw3．转向摇臂轴直径确实定动力转向机构为了减轻转向时驾驶员作用到转向盘上的手力和提高行驶平安性，在有些汽车上装设了动力转向机构。中级以上轿车，由于对其操纵轻便性的要求越来越高，采用或者可供选装动力转向器的逐渐增多。转向轴轴载质量超过2．5t的货车可以采用动力转向，当超过4t时应该采用动力转向。一、对动力转向机构的要求1)运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。2)随着转向轮阻力的增大(或减小)，作用在转向盘上的手力必须增大(或减小)，称之为“路感”。3)当作用在转向盘上的切向力Fh≥0．025～0．190kN时(因汽车形式不同而异)，动力转向器就应开始工作。4)转向后，转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。5)工作灵敏，即转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。6)动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。7)密封性能好，内、外泄漏少。二、动力转向机构布置方案分析液压式动力转向因为油液工作压力高，动力缸尺寸小、质量小，结构紧凑，油液具有不可压缩性，灵敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面冲击等优点而被广泛应用。1．动力转向机构布置方案由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成液压式动力转向机构。根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，它分为整体式和分置式两类。后者按分配阀所在位置不同又分为：分配阀装在动力缸上的称为联阀式；分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为连杆式，；分配阀装在转向器上的称为半分置式。2．分配阀的结构方案分配阀有两种结构方案：分配阀中的阀与阀体以轴向移动方式来控制油路的称为滑阀式，以旋转运动来控制油路的称为转阀式。滑阀式分配阀结构简单，生产工艺性较好，易于布置，使用性能较好，曾得到广泛应用。转阀式与滑阀式比拟，灵敏度高，密封件少，结构较为先进。由于转阀式是利用扭杆弹簧使转阀回位，所以结构复杂。转阀式分配阀在国内、外均得到广泛应用。三、动力转向机构的计算1．动力缸尺寸的计算动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸壳体壁厚。2．分配滑阀参数的选择分配滑阀的主要参数有：滑阀直径d，预开隙e1、密封长度e2和滑阀总移动量e等(1)分配阀的泄漏量ΔQ(2)局部压力降Δp3．分配阀的回位弹簧为了防止因外界干预破坏分配阀的正常工作和保证转向后转向盘的自动回正作用，回位弹簧的力在保证转向轻便的条件下，应尽可能取大些。为克服回位弹簧上的压力，反映在转向盘上的作用力，轿车应比货车的小些。回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆传动时的摩擦力，否那么转向后转向轮不可能有自动回正作用。转向器的摩擦力可由试验确定。4．动力转向器的评价指标动力转向器的作用效能(2)路感(3)转向灵敏度(4)动力转向器的静特性转向梯形转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为到达总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。一、转向梯形结构方案分析1．整体式转向梯形2．断开式转向梯形二、整体式转向梯形机构优化设计汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。此点位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。三、转向传动机构强度计算1．球头销．2．转向拉杆·转向减振器有些汽车在转向传动机构中装有转向减振器，用来衰减转向轮的摆振和缓和来自路面的冲击载荷。转向减振器是内部充满液体的筒式减振器，并利用液体分子的内摩擦产生的粘性阻尼来衰减振动。因为转向减振器要衰减车轮的左右摆动，所以它的减振特性是对称的，即拉伸和压缩行程S有对称的阻尼力F。其示功图如图7—37所示。转向系结构元件对于循环球式转向器，因齿扇齿与齿条齿磨损后，产生间隙需要经调整予以消除。第八章制动系设计第一节概述制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车，在下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速，使汽车可靠地停在原地或坡道上。制动系至少有行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证第一项功能和在不长的坡道上行驶时保证第二项功能，而后者那么用来保证第三项功能。除此之外，有些汽车还设有应急制动和辅助制动装置。应急制动装置利用机械力源(如强力压缩弹簧)进行制动。在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现汽车制动。同时，在人力控制下它还能兼作驻车制动用。辅助制动装置可实现汽车下长坡时持续地减速或保持稳定的车速，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。行车制动装置和驻车制动装置，都由制动器和制动驱动机构两局部组成。设计制动系时应满足如下主要要求：1)足够的制动能力。行车制动能力，用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标评定，详见JB3939—85；驻坡能力是指汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度，详见JB4019—85。2)工作可靠。行车制动至少有两套独立的驱动制动器的管路。当其中的一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的30％。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其它制动装置多为手操纵。3)用任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。有关方向稳定性的评价标准，详见JB3939—85。4)防止水和污泥进入制动器工作外表。5)要求制动能力的热稳定性良好。具体要求详见JB3935—85和JB4200--86。6)操纵轻便，并具有良好的随动性。7)制动时制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。8)作用滞后性应尽可能短。作用滞后性是指制动反响时间，以制动踏板开始动作至到达给定的制动效能所需的时间来评价。气制动车辆反响时间较长，要求不得超过，对于汽车列车不得超过。9)摩擦衬片(块)应有足够的使用寿命。10)摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。11)当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其根本功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响或光信号等报警装置。防止制动时车轮被抱死，有利于提高汽车在制动过程中的方向稳定性和转向操纵能力，缩短制动距离，所以近年来制动防抱死系统(ABS)在汽车上得到很快的开展和应用。此外，含有石棉的摩擦材料，因存在石棉有致癌公害问题已被逐渐淘汰，取而代之的是各种无石棉型材料并相继研制成功。制动器的结构方案分析制动器有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后小、易于连接且接头可靠等优点，但因本钱高而只在一局部重型汽车上用来做车轮制动器或缓速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用作中央制动器。一、鼓式制动器鼓式制动器分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种。不同形式鼓式制动器的主要区别有：①蹄片固定支点的数量和位置不同。②张开装置的形式与数量不同。③制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差异，并使制动效能不同。制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动器效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动器效能因数的无因次指标。制动器效能因数的定义为，在制动鼓或制动盘的作用半径只上所得到的摩擦力(Mp/R)与输入力Fo之比，即K=Mp/FoR1．领从蹄式领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的同一端。张开装置有两种形式，第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中，平衡凸块式和楔块式张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的，故能保证作用在两蹄上的张开力相等。非平衡式的制动凸轮的中心是固定的，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸(液压驱动)，可保证作用在两蹄上的张开力相等。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，本钱低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领从蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等(在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下)，故两蹄衬片磨损不均匀，寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。领从蹄式制动器得到广泛应用，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器用得较多。2．双领蹄式双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端，领蹄的固定端在下方，从蹄的固定端在上方。每块蹄片有各自独立的张开装置，且位于与固定支点相对应的一方。汽车前进制动时，这种制动器的制动效能相当高。由于有两个轮缸，故可以用两个各自独立的回路分别驱动两蹄片。除此之外，这种制动器还有调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易进行和两蹄片上的单位压力相等，使之磨损均匀，寿命相同等优点。双领蹄式制动器的制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动．时，由于两蹄片皆为双从蹄，使制动效能明显下降。与领从蹄式制动器比拟，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。这种制动器适用于前进制动时前轴动轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时那么相反的汽车前轮上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。3．双向双领蹄式双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸张开蹄片。无论是前进或者是倒