1.2 运动校核计算
1.2.1风窗玻璃刮水器运动学校合
根据国标《汽车风窗玻璃刮水器、洗涤器的性能要求及试验方法》（GB 15085-1994）对汽车设计后的风窗玻璃刮水器及洗涤器的实际情况进行校核。但由于尚未制造样车, 因此主要校合舒适, 雨刷区域和视野。
(1)引用标准
GB 11556 汽车风窗玻璃除霜系统的性能要求及其试验方法,按这标准进行三维CAD建模和运动学仿真,以便确定正确的转轴设计硬点.
(2)性能要求
a 刮水器的刮刷面积应覆盖A区域的98%以上，B区域的80%以上。
b 如果刮水器的绝大部分零配件在无实际样品的情况下无法校核各个物理指标，可以模拟某刮水器,或略去该标准（GB 15085-1994）对刮水器的各个物理指标（刮水器工作频率、强度及极端温度下工况等）的校核, 略去对风窗玻璃洗涤系统的校核,只对刮刷面积进行校核。
(3)风窗玻璃刮水器的刮刷面积校核
下面以一个例子说明,校合方法:
a 相关参数的简要说明：
A区域：A区域是下述从V点（即指V1和V2点，V1点和V2点分别为眼椭圆的上下边界点, 向前延伸的4个平面与风窗玻璃外表面相交的交线所封闭的面积。这4个平面是：
（1）通过V1和V2点且在X轴的左侧与X轴成13°角的铅垂平面。
（2）通过V1点，与X轴成3°仰角且与Y轴平行的平面。
（3）通过V2点，与X轴成1°俯角且与Y轴平行的平面。
（4）通过V1和V2向X轴的右侧与X轴成20°角的铅垂平面。
B区域：B区域是指由下述4个平面所围成的风窗外表面的面积，且距风窗玻璃透明部分面积边缘向内至少25mm，以较小面积为准。
（1）通过V1点，与X轴成7°仰角且与Y轴平行的平面
（2）通过V2点，与X轴成5°俯角且与Y轴平行的平面。
（3）通过V1和V2点且在X轴的左侧与X轴成17°角的铅垂平面。
（4）以汽车纵向中心平面为基准面，且与（3）所述平面对称的区域。
图
1
.2.1 A区域的确定简图
图1.1.2 B区域的确定简图
b 结论
对汽车风窗玻璃刮水器的刮片因玻璃弧度的变化。我们很可能将选用其它规格的刮片。通过对改进前后的AB区域比较发现，其面积的变化非常有限在更换刮片后，完全可以满足GB 15085-1994所规
定的要求为止。
1.2.2 脚踏板布置与运动学校核
踏板布置校合的基本思想为：在保证驾驶员H点位置不变前提下，按照国标的有关要求进行布置和校合, 如满足不了时, 可以调整H点的位置, 总之要满足人机工程学要求.
图1.2.3 脚踏板的布置与运动学校合
如上附图所示：
按引用（GB/T17346-1998）内GB/T13054客车驾驶区的推荐标准中说明，紧挨踏板左右侧向有碍于踏板操作的两障碍物在参考平面P上投影之间的最小距离要大于80mm。轿车可以少一些.
因此，为了使离合器踏板到新设计的轮包的
最小距离符合标准，必需将离合器踏板在原来位置的基础上再向内移动。由于转向管柱略向前倾，所以离
合器踏板同转向管柱是交错的，没有干涉问题的存在。可适当向内移一些,但要考虑驾驶舒适性.一般离合器踏板到侧边距离为40~80mm, 小车小一些, 到方向盘中心Y向距离为40~120mm,制动踏板离离合器踏板约为100~160mm, 油门踏板离制动踏板水平距离为60~120mm, 设计时可以参照同类车型尺寸.
1.2.3 上下车方便性运动学校核
(1) 本校核以《客车驾驶区尺寸》（GB/T 13053-1991）的相关规定对汽车的上下车实际情况进行校核。但并不包括GB/T 13053-1991中规定的其它校核项目。
(2)引用标准
GB/T 13054 客车驾驶区尺寸术语
GB/T 13057 客车驾驶员座椅尺寸规格
(3)性能要求
a 驾驶员门打开时，上部通道宽度A18大于650mm。
b 驾驶员门打开时，下部通道宽度A19大于250mm。
(4)对汽车初步设计后的上下车实际情况进行校核实例
a 说明：在校核中一般认为驾驶员门的最大开度为75°，并在此情况下校核。
b 改进后驾驶员门打开时，上部通道的实际宽度A18=840mm
图1.2.4上下车校核简图：（俯视图）
c 驾驶员门打开时，下部通道的实际宽度A19=258.7mm
(5)结论
a通过校核确认汽车的上下车实际情况要符合GB/T 13053-1991作出的相关规定。
b如果转向管柱的空间位置发生了较大变化，故在下面给出顶视图的其它两个方向的视图，用以说明转向管柱的空间位置。
图1.2.5 方向柱的布置侧视图
图1.2.6方向柱的布置俯视图
1.2.4 人体坐姿校核
(1) 说明：本校核以《客车驾驶区尺寸》（GB/T 13053-1991）的相关规定为基础, 对驾驶员坐姿
情况进行校核。
(2)引用标准
GB/T 13054 客车驾驶区尺寸术语
GB/T 13057 客车驾驶员座椅尺寸规格
(3)对人体坐姿实际情况进行校核
当汽车设计造型已经确定，并利用人体模型眼椭圆进行驾驶员前后方视野的校核后，还需利用此模型进行驾驶区域内的尺寸校核。
在建立人体模型时，使人体模型乘坐基准点（R点）与座椅H点重合，人体模型尺寸取人体第95百分位数据。我们在进行驾驶区尺寸校核时，应取驾驶员座椅位于正常驾驶时的最后位置。此时，该人体模型在驾驶区内各相关参数如图1.2.7所示为布置实例：
由图可知，各参数如下：驾驶员座垫至顶盖高H11=1053.8(标准为≥1000); G点至制动器及离合器踏板中心距离A11=830.1(标准为800～900) ; G点至油门踏板中心距离A12=892.6（标准为900～1000）; G点至前围护板距离L11=937.3（标准为≥1050）;G点至仪表板距离L12=713.9（标准为650～750）; 转向盘倾角α11=57.4°（标准为55°～75°）; 转向盘下缘最低点至座垫上表面距离H13=234.5（标准为180～240）; 转向盘外缘至仪表板最小距离A13=85 （标准为≥80）; 转向盘下缘最低点至离合器踏板中心距离A14=501.4（标准为≥600）;
G点至风窗下缘距离L14=1025.7（标准为≥1060）;人体大小腿间夹角α=95°（标准为≥87°）.
图1.2.8人体坐姿校核
(4) 结论
如上人体校核实例, 驾驶员坐姿际情况，我们认为以上数据基本在国标规定范围内，即在人体坐
姿满足乘坐要求的情况下，各操纵控制件以及各踏板的布置均在该人体模型手臂覆盖范围内及脚步覆盖范围内，各仪表均在人体模型视野所及范围内。由此可知，本车总布置驾驶区内尺寸基本满足国标要求，即符合GB/T 13053-1991作出的相关规定。
1.2.5轴荷重新分配计算与校核
根据主要零部件质量及坐标计算重心在水平方向上距前轴的距离为a, 在水平方向上距后轴的距
离为b 及重心高度h , 1995年后, 由于设计三维CAD 软件的大量应用可以更精确的确定整车质量参数.
1.2.6转弯半径计算与比较。
根椐设计左右车轮的转向角设计数据或初定的参数，如轴距为1840mm, 转弯时前外轮的最大转向
角为28°
则汽车的最小转弯半径为：
根据汽车理论公式： ＝ (1.2.1)
＝
=3919.300(mm)
1.2.7转向系统设计运动学校核
min R )
sin(max L
min R 。
28sin 1840min
R
减振器
(1) 结构布置方案
为了总布置的需要，转向梯形机构应合理的设计梯形机构。因此，按照整车总布置需要要校核转
向与悬架运动情况，以便确定前悬架的结构形式, 见下图：
图1.2.9悬架及转向系统设计和校核
(2) 设计和校核内容
选用转向节，转向节臂长度应优化，球销孔的位置也作优化，确保安装后主销下支点的位置正确，
梯形底角符合转向梯形理论。
a 优化前减振器、螺旋弹簧，按汽车前轴载荷重新校核减振器的阻尼及螺旋弹簧的刚度，对减振
器和螺旋弹簧进行匹配计算和优化设计。
b 沿用或参考一些同类产品的下摆臂或重新设计。
螺旋弹簧
下摆臂 副车架 转向器支架
拉力杆
图1.2.11 副车架设计控制硬点
c 根据吸能纵梁在空间的布置、转向器的位置和摆臂控制硬点的确定，副车架的结构也基本确定。见图1.2.10：
通过上下跳动的定位参数的变化曲线比较,并要校核与转向系的干涉, 一般转向干涉角为负前束-0.2~ -1.1度. 以此来设计和优化转向齿条断开点位置和转向横拉杆在Z轴方向的布置.在三维软件下优化设计这一结构比较容易.
1.2.8制动力匹配校核
(1)、基本理论公式
a 制动器制动力前后分配系数
β＝Fμ1/ Fμ
Fμ1——前制动器制动力
Fμ——汽车总制动器制动力
Fμ＝Fμ1＋Fμ2
Fμ2——后制动器制动力
b 前、后车轮的法向反作用力
在分析前、后轮制动器制动力分配比例以前，首先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力
图1.2.12 制动力分配计算
如图1.2.12所示。
Fz1=G(b+φh g)/L (1.2.2)
Fz2=G (a－φh g) /L (1.2.3)
式中：
Fz1——地面对前轮的法向反作用力
Fz2——地面对后轮的法向反作用力
G——汽车重力（满载总质量与重力加速度乘积）
a——汽车质心至前轴的距离
b——汽车质心至后轴的距离
h g——汽车质心高度
φ——附着系数
L——轴距（a＋b）
(2)、理想的前后制动器制动力分配曲线
Fμ1＋Fμ2＝ΦG (1.2.4)
Fμ1＝ΦFz1 (1.2.5)
Fμ2＝ΦFz2 (1.2.6)
(3) 同步附着系数Φ0
Φ0＝（L β－b ）/hg (1.2.7) (4) 前、后轮制动器制动力矩的确定
首先选定同步附着系数φ0，并用下列计算前、后轮制动力矩的比值。然后，根据汽车满载在柏油、
混凝土路面上紧急制动到前轮抱死，计算出前轮制动器的最大制动力矩M μ1max ；在根据前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩M μ2max 。
(1.2.8) (5) 应急制动和驻车制动所需的制动力矩 a)、应急制动
应急制动时，后轮一般将抱死滑移，故后桥制动力为： F B2＝F Z2φ＝Ga/（L ＋φh g ）φ (1.2.9) 后桥所需的的制动力矩为：
F B2r e ＝Ga/（L ＋φh g ）φre (1.2.10) r e ——为车轮有效半径
如用后轮作为紧急制动器，则单个后轮制动器的应急制动力矩为F B2r e /2。
图1.2.12 坡道驻车制动
b)、驻车制动
M μ1M μ2
=
b φ0h g a
φ0h g
由汽车在上坡路上停驻的受力情况，可以得出后桥的附着力为：
F B2=Gφ(acosα/L+h g sinα/L) (1.2.11)
汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为：
F B2ˊ=Gφ(acosα/L－h g sinα/L) (1.2.12)
汽车停驻的极限上坡角α1，可根据后桥上的附着力与制动力相等的条件求得：
F B2=Gφ(acosα/L+h g sinα/L)=Gsinα1
(1.2.13)
α1＝arctanφa/（L-φh g） (1.2.14)
同理可求得汽车可能停驻的极限下坡角：
α1ˊ＝arctanφa/（L＋φh g） (1.2.15)
(6) 一种汽车计算实例
某汽车车型制动系计算
基本参数：
整车整备质量：830Kg
空载时前轴载荷：440Kg
空载时后轴载荷：390Kg
整车满载质量：1410 Kg
轴距：1840mm
满载时前轴载荷：582.598Kg
满载时后轴载荷：827.402Kg
质心至前轴距离：a=1079.730mm（满载时）
质心至后轴距离：b=760.270 mm（满载时）
质心高度：hg=790(满载时) ，hg=820(空载时)
计算常数（子午线轮胎）F＝3.05
车轮自由直径：d＝556
滚动半径：r e＝F×d/2π＝269.89
动力半径：r d＝1.04 r e＝280.686
同步附着系数：φ0＝(Lβ-b)/ h g（取值0.7）
a）、前、后车轮的法向反作用力
Fz1=G(b+φh g)/L ＝1410×9.807×（760.270+0.7×790）/1840 ＝9869.417
Fz2=G (a－φh g) /L＝1410×9.807（1079.730－0.7×790）/1840 =3958.453
b）、前后制动力矩的比值
Mμ1/ Mμ1=（b＋φ0×h g）/ （a－φ0×h g）
＝（760.270＋0.7×790）/（1079.730－0.7×790）
＝2.493
c）、前后制动力的分配比
由Φ0＝（Lβ－b）/h g
反推算出：β＝（h gΦ0＋b）/L
＝（790×0.7＋760.270）/1840
＝0.714
(7) 另一种汽车车型制动系计算
基本参数：
整车整备质量：870Kg
空载时前轴载荷：606.018Kg（估算）
空载时后轴载荷：843.982Kg（估算）
整车满载质量：1450Kg
轴距：2450mm
满载时前轴载荷：460.993Kg
满载时后轴载荷：989.007Kg
质心至前轴距离：a=1671.080mm（满载时）
质心至后轴距离：b=778.92mm（满载时）
质心高度：hg=790(满载时) ，hg=820(空载时)
计算常数（子午线轮胎）F＝3.05
车轮自由直径：d＝556
滚动半径：r e＝F×d/2π＝269.89
动力半径：r d＝1.04 r e＝280.686
同步附着系数：φ0＝(Lβ-b)/ h g（取值0.7）
a)、前、后车轮的法向反作用力
Fz1=G(b+φh g)/L ＝1450×9.807×（778.92+0.7×790）/2450
＝7730.654
Fz2=G (a－φhg) /L＝1450×9.807×（1671.080－0.7×790）/2450 ＝6489.496
b)、前后制动力矩的比值：
Mμ1/ Mμ1=（b＋φ0×h g）/ （a－φ0×h g）
＝（778.92＋0.7×790）/（1671.080－0.7×790）
＝1.191
c）、前后制动力的分配比
由Φ0＝（Lβ－b）/h g
反推算出：β＝（h gΦ0＋b）/L
＝（790×0.7＋778.92）/2450
＝0.543
图1.2.13 制动力分配曲线
d)、前轮先抱死
当F Xb2=0时，F Xb1＝ΦGb/（L－Φh g）＝F Xb1＋F Xb2＝F Xb
而b/（L－Φh g）＝778.92/（2450－0.7×790）＝0.543<1
故F Xb<ΦG，即后轮未抱死。
e)、应急制动时后桥制动力
F B2＝F Z2φ＝Ga/（L＋φh g）φ
＝1450×9.807×1671.080×0.7/（2450＋0.7×790）
＝5539.163
后桥所需的的制动力矩为：
F B2r e＝Ga/（L＋φh g）φr e
＝5539.163×269.89
＝1494964.639
f)、驻车制动极限上坡角
α1＝arctanφa/（L-φh g）
＝arctan（0.7×1671.080）/（2450－0.7×790）
＝31.685°
g)、驻车制动极限下坡角
α1ˊ＝arctanφa/（L+φh g）
＝arctan（0.7×1671.080）/（2450+0.7×790）
＝21.257°
如需详细的计算制动系统和匹配制动系统,应采用ECE法规来校核制动强度曲线.
目录 1.概述.......................................... 错误!未定义书签。 2.1号标杆车轿车前悬架跳动校核.................... 错误!未定义书签。 2.1前悬架运动校核的有关参数 .................................... 错误!未定义书签。 2.2 前悬架跳动包络图.................................................. 错误!未定义书签。 2.3 前悬架包络与轮罩等的间隙校核............................. 错误!未定义书签。 2.4 前悬架摆臂与副车架间隙校核 ................................ 错误!未定义书签。 3.1号标杆车轿车后悬架跳动校核.................... 错误!未定义书签。 3.1 1号标杆车轿车后悬架跳动量 ................................. 错误!未定义书签。 3.2 1号标杆车轿车后悬架跳动包络图 .......................... 错误!未定义书签。 3.3 1号标杆车轿车后悬架跳动包络与周边间隙............ 错误!未定义书签。 4.前后悬架螺旋弹簧长度校核....................... 错误!未定义书签。 5.前、后减振器长度校核........................... 错误!未定义书签。 5.1 前减振器校核......................................................... 错误!未定义书签。 5.2 后减振器校核......................................................... 错误!未定义书签。 6.总结 ......................................... 错误!未定义书签。 参考文献 .................................. 错误!未定义书签。 1.概述 悬架是汽车上的重要总成，在汽车行驶过程中，悬架系统因载荷及路面变化 总是处于不断的变化之中,因此在进行总布置设计时，必须对悬架的运动进行校核，防止发生运动干涉。此校核的目的是确定悬架运动至极限位置时占用的空间(对于前悬架应同时考虑上跳、下跳及转向至极限位置时的情况)，从而检查悬架 与轮罩、纵梁、副车架等之间的间隙是否足够，同时检查悬架系统内部在变化过 程中是否存在干涉现象。 下面分别对1号标杆车轿车前、后悬架跳动情况进行分析，对其空间布置情 况进行校核。 2.1号标杆车前悬架跳动校核 1号标杆车轿车前悬架为麦弗逊式独立悬架，驱动方式为发动机前横置、前 驱动，前轮既是转向轮，又是驱动轮。因此，在进行前悬架运动校核时，必须同 时考虑转向、悬架变形两个方面的综合作用。 2.1前悬架运动校核的有关参数 根据前悬架的空间位置及转向器的设计行程（设计行程为152mm），可得1 号标杆车轿车的悬架运动包络图。前悬架的上跳极限按橡胶限位块压缩1/2计算，得出1号标杆车轿车前悬架上跳最大行程38.7mm，即前悬架从满载状态向上最
2.1.1 概述 轴是机械中非常重要的零件，用来支承回转运动零件，如带轮、齿轮、蜗轮等，同时实现同一轴上不同零件间的回转运动和动力的传递。1. 轴的分类 根据工作过程中轴的中心线形状的不同，轴可以分为：直轴和曲轴。根据工作过程中的承载不同，可以将轴分为： ?传动轴：指主要受扭矩作用的轴，如汽车的传动轴。 ?心轴：指主要受弯矩作用的轴。心轴可以是转动的，也可以是不转动的。 ?转轴：指既受扭矩，又受弯矩作用的轴。转轴是机器中最常见的轴。 根据轴的外形，可以将直轴分为光轴和阶梯轴；根据轴内部状况，又 可以将直轴分为实心轴和空。 2. 轴的设计 ⑴ 轴的工作能力设计。 主要进行轴的强度设计、刚度设计，对于转速较高的轴还要进行振动稳定性的计算。
⑵ 轴的结构设计。 根据轴的功能，轴必须保证轴上零件的安装固定和保证轴系在机器中的支撑要求，同时应具有良好的工艺性。 一般的设计步骤为：选择材料，初估轴径，结构设计，强度校核，必要时要进行刚度校核和稳定性计算。校核结果如不满足承载要求时，则必须修改原结构设计结果，再重新校核。 3. 轴的材料 轴是主要的支承件，常采用机械性能较好的材料。常用材料包括：?碳素钢：该类材料对应力集中的敏感性较小，价格较低，是轴类零件最常用的材料。常用牌号有：30、35、40、45、50。采用优质碳钢时，一般应进行热处理以改善其性能。受力较小或不重要的轴，也可以选用Q235、Q255等普通碳钢。 ?合金钢：对于要求重载、高温、结构尺寸小、重量轻等使用场合的轴，可以选用合金纲。合金钢具有更好的机械性能和热处理性能，但对应力集中较敏感，价格也较高。设计中尤其要注意从结构上减小应力集中，并提高其表面质量。 ?铸铁：对于形状比较复杂的轴，可以选用球墨铸铁和高强度的铸铁。它们具有较好的加工性和吸振性，经济性好且对应力集中不敏感，但铸造质量不易保证。 2.1.2 轴的结构设计
编号： 传动轴设计计算书 编制：日期： 校对：日期： 审核：日期： 批准：日期： 一．计算目的 我们初步选定了传动轴，轴径选取Φ27（详见《传动轴设计方案书》），动力端选用球 面滚轮万向节，车轮端选用球笼万向节。左、右前轮分别由1根等速万向节传动轴驱动。通 过计算，校核选型是否合适。 二．计算方法 本车传动轴设计不是传统载货车上从变速器到后驱动桥之间长轴传动设计，而是半轴传动设计。而且传动轴材料采用高级优质合金钢，且热处理工艺性好，使传动轴的静强度和疲劳强 度大为提高，因此计算中许用应力按照半轴设计采用含铬合金钢，如40Cr、42CrMo、40MnB, 其扭转屈服极限可达到784N/mm2左右，轴端花键挤压应力可达到196N/mm2。 传动轴校核计算流程： 1.1轴管直径的校核 校核： 两端自由支撑、壁厚均匀的等截面传动轴的临界转速
2 2 28 1.2x10 n e l d D +=(r/min) 式中L 传动轴长，取两万向节之中心距：mm D 为传动轴轴管外直径：mm d 为传动轴轴管内直径：mm 各参数取值如下：D ＝φ27mm ，d ＝0mm 取安全系数K=n e /n max ，其中n max 为最高车速时的传动轴转速， 取安全系数K ＝n e /n max =1.2～2.0。 实际上传动轴的最大转速n max ＝n c /（i g ×i 0），r/min 其中：n c －发动机的额定最大转速，r/min ； i g －变速器传动比； i 0－主减速器传动比。 1.2轴管的扭转应力的校核 校核扭转应力： τ＝ ][164 4τπ≤) -(d D DT J （N/mm 2） ][τ……许用应力，取][τ＝539N/mm 2[高合金钢（40Cr 、40MnB 等）、中频淬火抗 拉应力≥980N/mm 2，工程应用中扭转应力为抗拉应力的0.5～0.6，取该系数为0.55，由此可取扭转应力为539N/mm 2，参考GB3077-88] 式中： T j ……传动系计算转矩，N ·mm ，2/k i i T T d g0g1x ema j η=N ·m T emax －发动机最大转矩N ·mm ； i g1－变速器一档传动比或倒档传动比； i g0－主减速器传动比 k d －动载系数 η-传动效率
大学生方程式赛车悬架系统设计 中国大学生方程式汽车大赛，在XX年开始举办，至XX 年已举办三届，大赛目的是为了提高大学生汽车设计与团队协作等能力，而华南农业大学XX年才组队设计赛车，现在还没有派队参加比赛，本文初步探讨SAE赛车悬架设计的方案，为日后华南农业大学参赛打下基础。 本课题的重点和难点 1、根据整车的布置对FSAE赛车悬架的结构形式进行的选择。 2、对前后悬架的主要参数和导向机构进行初步的设计。 3、用Catia或Proe建立悬架三维实体模型。 4、在Adams/car中建立该悬架的虚拟样机模型，进行仿真，分析其运动学性能。 5、悬架设计方案确定后的优化改良。优化的方案一：用ADAMS/Insight进行优化，以车轮的定位参数优化目标，以上下横臂与车架的铰接点为设计变量进行优化。优化的方案二：轻量化，使用Ansys软件进行模拟悬架工作状况，进行受力分析，强度校核，优化个部件结构，受力情况。 1、查阅FSAE悬架的设计。 2、运用Pro/E或者Catia进行零件设计和仿真建模，设计出悬架的雏形。 3、在Adams/car中建立该悬架的虚拟样机模型，进行仿真，分析其运动学性能。 4、用ADAMS/Insight进行优化，改善操纵稳定性。
5、使用Ansys软件进行模拟悬架工作状况，进行受力分析，优化个部件结构及轻量化。 悬架设计流程如下： 首先要确定赛车主要框架参数，包括：外形尺寸、重量、发动机马力等等。 确定悬架系统类型，一般都会选用双横臂式，主要是决定选用拉杆还是推杆。 确定赛车的偏频和赛车前后偏频比。 估计簧上质量和簧下质量的四个车轮独立负重。 根据上面几个参数推算出赛车的悬架刚度和弹簧的弹性系数。 推算出赛车在没有安装防侧倾杆之前的悬架刚度初值，并计算车轮在最大负重情况下的轮胎变形。 计算没安装防侧倾杆时赛车的横向负载转移分布。 根据上面计算数值，选择防侧倾杆以获得预想的侧倾刚度和 LLTD。最后确定减振器阻尼率。 上面计算和选型完成后，再重新对初值进行校核。 运用Pro/E或者Catia进行零件设计和仿真建模，设计出悬架的雏形。在Adams/car中建立该悬架的虚拟样机模型，进行仿真，分析其运动学性能，并用ADAMS/Insight进行优化分析。 使用Ansys软件进行模拟悬架工作状况，进行受力分析，
传动轴设计计算标准化管理处编码[BBX968T-XBB8968-NNJ668-MM9N]
编号： 传动轴设计计算书 编制：日期： 校对：日期： 审核：日期： 批准：日期： 一．计算目的 我们初步选定了传动轴，轴径选取Φ27（详见《传动轴设计方案书》），动力端选用球面滚轮万向节，车轮端选用球笼万向节。左、右前轮分别由1根等速万向节传动轴驱动。通过计算，校核选型是否合适。 二．计算方法 本车传动轴设计不是传统载货车上从变速器到后驱动桥之间长轴传动设计，而是半轴传动设计。而且传动轴材料采用高级优质合金钢，且热处理工艺性好，使传动轴的静强度和疲劳强度大为提高，因此计算中许用应力按照半轴设计采用含铬合金钢，如40Cr、 42CrMo、40MnB,其扭转屈服极限可达到784 N/mm2左右，轴端花键挤压应力可达到196 N/mm2。 传动轴校核计算流程：
轴管直径的校核 校核： 两端自由支撑、壁厚均匀的等截面传动轴的临界转速 22 2 8 1.2x10 n e l d D+ = (r/min) 式中L传动轴长，取两万向节之中心距：mm D为传动轴轴管外直径：mm d为传动轴轴管内直径：mm 各参数取值如下：D＝φ27mm，d＝0mm 取安全系数K=n e /n max ，其中n max 为最高车速时的传动轴转速， 取安全系数K＝n e /n max =～。 实际上传动轴的最大转速n max ＝n c /（i g ×i ），r/min 其中：n c －发动机的额定最大转速，r/min； i g －变速器传动比；
i 0－主减速器传动比。 轴管的扭转应力的校核 校核扭转应力： τ＝ ] [1644τπ≤) -(d D DT J （N/mm 2） ][τ……许用应力，取][τ＝539N/mm 2[高合金钢（40Cr 、40MnB 等）、中频淬火抗 拉应力≥980 N/mm 2，工程应用中扭转应力为抗拉应力的～，取该系数为，由此可取扭转应力为539 N/mm 2，参考GB 3077-88] 式中： Tj ……传动系计算转矩，N ·mm ，2/k i i T T d g0g1x ema j η= N ·m T emax －发动机最大转矩N ·mm ； i g1－变速器一档传动比或倒档传动比； i g0－主减速器传动比 k d －动载系数 η-传动效率 传动轴花键齿侧挤压应力的校核 传动轴花键齿侧挤压应力的校核 ][)2 )(4(2121j j ZL D D D D T σσ≤-+= （N/mm 2 ）
传动轴设计及校核作业指导书 编制：日期： 审核：日期： 批准：日期： 发布日期：年 月 日 实施日期：年 月 日
前言 为使本中心传动轴设计及校核规范化，参考国内外汽车设计的技术规范，结合公司标准和已开发车型的经验，编制本作业指导书。意在对本公司设计人员在设计过程中起到指导操作的作用，提高设计的效率和成效。本作业指导书将在本中心所有车型开发设计中贯彻，并在实践中进一步提高完善。 本标准于2011年XX月XX日起实施。 本标准由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院提出。 本标准由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院负责归口管理。 本标准主要起草人：张士华
一、传动系概述 (3) 1.1传动系功能 (3) 1.2传动系布置形式 (3) 1.3传动系的构成 (7) 1.4传动轴的主要结构形式 (8) 1.5驱动半轴的紧固方式 (12) 二、传动轴的设计流程 (15) 2.1传动轴的主要设计流程 (15) 2.2传动轴的设计过程及要求 (17) 三．传动轴的校核过程 (22) 3.1设计校核输入 (22) 3.2传动轴校核 (24) 3.3结论及分析 (25) 3.4传动轴跳动校核 (26) 3.5技术文件的编制 (26) 3.6传动轴图纸确认 (26) 四．试制装车及生产中经常出现的问题 (28) 五．参考文献 (28)
一、传动系概述 1.1 传动系功能 A、保证汽车在各种行驶条件下所必需的牵引力与车速，使它们之间能协调变化 并有足够的变化范围。 B、使汽车具有良好的动力性和燃油经济性。 C、保证汽车能倒车及左右车轮能适应差速要求。 D、使动力传递能根据需要而顺利接合与分离 1.2 传动系的布置形式 ? 前置后驱动 ? 前置前驱动 ? 后置后驱动 ? 四轮驱动 ? 中置发动机后轮驱动 部分高级轿车也采用前置后驱布置 前置后驱整体桥
轴得设计、计算、校核 以转轴为例,轴得强度计算得步骤为: 一、轴得强度计算 1、按扭转强度条件初步估算轴得直径 机器得运动简图确定后,各轴传递得P与n为已知,在轴得结构具体化之前,只能计算出轴所传递得扭矩,而所受得弯矩就是未知得。这时只能按扭矩初步估算轴得直径,作为轴受转矩作用段最细处得直径dmin,一般就是轴端直径。 根据扭转强度条件确定得最小直径为: (mm) 式中:P为轴所传递得功率(KW) n为轴得转速(r/min) Ao为计算系数,查表3 若计算得轴段有键槽,则会削弱轴得强度,此时应将计算所得得直径适当增大,若有一个键槽,将d min增大5％,若同一剖面有两个键槽,则增大10％。 以dmin为基础,考虑轴上零件得装拆、定位、轴得加工、整体布局、作出轴得结构设计。在轴得结构具体化之后进行以下计算。 2、按弯扭合成强度计算轴得直径 l)绘出轴得结构图 2)绘出轴得空间受力图 3)绘出轴得水平面得弯矩图 4)绘出轴得垂直面得弯矩图 5)绘出轴得合成弯矩图 6)绘出轴得扭矩图 7)绘出轴得计算弯矩图 8)按第三强度理论计算当量弯矩: 式中:α为将扭矩折合为当量弯矩得折合系数,按扭切应力得循环特性取值: a)扭切应力理论上为静应力时,取α=0、3。 b)考虑到运转不均匀、振动、启动、停车等影响因素,假定为脉动循环应力,取α=0、59。 c)对于经常正、反转得轴,把扭剪应力视为对称循环应力,取α=1(因为在弯矩作用下,转轴产生得弯曲应力属于对称循环应力)。 9)校核危险断面得当量弯曲应力(计算应力): 式中:W为抗扭截面摸量(mm3),查表4。
为对称循环变应力时轴得许用弯曲应力,查表1。 如计算应力超出许用值,应增大轴危险断面得直径。如计算应力比许用值小很多,一般不改小轴得直径。因为轴得直径还受结构因素得影响。 一般得转轴,强度计算到此为止。对于重要得转轴还应按疲劳强度进行精确校核。此外,对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重得轴,还应按峰尖载荷校核其静强度,以免产生过量得塑性变形。 二、按疲劳强度精确校核 按当量弯矩计算轴得强度中没有考虑轴得应力集中、轴径尺寸与表面品质等因素对轴得疲劳强度得影响,因此,对于重要得轴,还需要进行轴危险截面处得疲劳安全系数得精确计算,评定轴得安全裕度。即建立轴在危险截面得安全系数得校核条件。 安全系数条件为: 式中:为计算安全系数; 、分别为受弯矩与扭矩作用时得安全系数; 、为对称循环应力时材料试件得弯曲与扭转疲劳极限; 、为弯曲与扭转时得有效应力集中系数, 为弯曲与扭转时得表面质量系数; 、为弯曲与扭转时得绝对尺寸系数; 、为弯曲与扭转时平均应力折合应力幅得等效系数; 、为弯曲与扭转得应力幅; 、为弯曲与扭转平均应力。 S为最小许用安全系数: 1、3~1、5用于材料均匀,载荷与应力计算精确时; 1、5~1、8用于材料不够均匀,载荷与应力计算精确度较低时; 1、8~ 2、5用于材料均匀性及载荷与应力计算精确度很低时或轴径＞200mm时。 三、按静强度条件进行校核
第一章悬架系统运动校核 第一节概述 悬架是现代汽车上的重要的大总成之一，他把车身（或车架）与车轮（或车轴）弹性的连接起来。它的主要作用是传递作用在车轮和车身（或车架）之间的力和力矩；缓和路面传递给车身（或车架）的冲击载荷。衰减由此给乘员或货物的震动，提高汽车的平顺性；保证汽车在不平路面上或载荷变化时有良好的运动特性，保证汽车操纵稳定性，使汽车有良好的高速行驶能力。 发动机前置前轮驱动的乘用车（轿车或MPV），常采用麦弗逊式前悬架和拖曳臂或扭力梁后悬架。 发动机中置后轮驱动的微型客车或微型货车，常采用麦弗逊式前悬架，钢板弹簧和整体车桥式后悬架。 第二节悬架运动校核 在汽车的行驶过程中，在车辆跳动极限和转向极限范围内，悬架运动件之间不能产生干涉，且保持一定的间隙，以保证汽车行驶的安全性及操纵稳定性。 悬架运动校核术语的定义： 1、前悬架上跳极限 前悬架上跳极限是指前限位块压缩1/2~2/3时的状态为准。轿车、小型客车推荐取1/2，SUV推荐取2/3。 2、前悬架下跳极限 前悬架下跳极限是指前减震器活塞杆拉出最长长度0～1mm位置时的状态，其中所加的0～1mm为减震器活塞杆固定橡胶块在非悬挂质量作用下向下的变形量。 3、后悬架上跳极限 后悬架上跳极限是指后限位块压缩1/2～2/3时的状态为准。轿车、小型客车推荐取1/2，SUV推荐取2/3。 4、后悬架下跳极限 后悬架下跳极限是指后减震器活塞杆拉出最长长度0～2mm位置时的状态，其中所加的0～2mm为减震器活塞杆固定橡胶块在非悬挂质量作用下向下的变形量。 5、左转极限 左转极限是指方向盘逆时针旋转至极限位置时，悬架所在位置。 6、右转极限 右转极限是指方向盘顺时针旋转至极限位置时，悬架所在位置。 下面已某轿车为例说明悬架运动校核的方法： 麦弗逊式前悬架（如图1所示）运动校核主要是分析悬架在上跳左转极限、上跳右转极
潍坊科技学院学士学位论文 毕业设计 轿车传动轴的设计与校核 2012年5月
摘要 传动轴是组成机器零件的主要零件之，一切做回转运动的传动零件（例如：齿轮，蜗轮等）都必须安装在传动轴上才能进行运动及动力的传动，传动轴常用于变速箱与驱动桥之间的连接。这种轴一般较长，且转速高，只能承受扭矩而不承受弯矩。应该使传动轴具有足够的刚度和高临界转速，在强度计算中，由于所取的安全系数较大，从而使轴的尺寸过大，本文讨论的传动轴工艺设计方法，并根据现行规范增添了些表面处理的方式比如表面发兰。 提出一种三点接触沟道截面形式的球笼式等速万向节，其钟形壳外沟道的沟道截面形式为圆弧沟道，星形套内沟道的沟道截面形式为椭圆沟道或双心弧沟道。对其内、外沟道结构进行设计，并利用 H e r t z 接触理论进行接触应力的计算。结果表明，三点接触沟道能减小内、外沟道接触应力，改善其内部接触状况。 关键词：球笼式等速万向节；三点接触沟道；接触应力；计算
ABSTRACT Drive shaft is composed of the main parts of the machine parts, all do rotary movement of the transmission parts (such as: gear, worm gear, etc.) must be installed on the shaft to movement and power transmission, driving shaft is often used in the connection between the transmission and drive axle. The shaft is longer than the general, and high speed, can withstand the torque under bending moment. Should make the shaft has enough stiffness and high critical speed, the strength calculation, due to take the safety coefficient is larger, so that the size of the shaft is too big, this article discusses the transmission process design method, and according to the current specification adds some surface treatment way, such as hair surface. Put forward a three-point contact channel cross section form of ball cage patterned constant speed universal joint, the bell-shaped shell outside the channel cross section form of the channel is a circular arc channel, stars form within the set of channel of the channel or dual channel cross section form of ellipse arc channel. Was carried out on the inside and outside channel structure design, and using the theory of t H e r z contact for the calculation of contact stress. Results show that three contact channel can reduce the contact stress, the internal and external channel to improve the internal contact condition. Key words:Birfield ball-joint; 3 contact channel; Contact stress; Calculation
第二章 轴的强度校核方法 2.2常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及][r τ值见下表： T τn P A d 0 ≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3 =[]T τ
空心轴扭转强度条件为： d d 1 = β其中β即空心轴的径1d 与外径d 之比，通常取β=0.5-0.6 这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=2.475kw ，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 mm n P A d 36.15960 475 .2112110 min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca
悬架系统设计计算报告 目录 1 系统概述 (1) 1.1 系统设计说明 (1) 1.2 系统结构及组成 (1) 1.3 系统设计原理及规范 (2) 2 悬架系统设计的输入条件 (2) 3 系统计算及验证 (3) 3.1 前悬架位移与受力情况分析 (3) 3.2 后悬架位移与受力情况分析 (7) 3.3 悬架静挠度的计算 (10) 3.4 侧倾角刚度计算 (10) 3.5 侧倾角刚度校核 (13) 3.6 侧翻阀值校核 (15) 3.7 纵向稳定性校核 (15) 3.8 减震器参数的确定 (16) 4 总结 (18) 参考文献 (20)
1系统概述 1.1系统设计说明 悬架是汽车上重要总成之一，它传递汽车的力和力矩、缓和冲击、衰减振动，确保汽车必要的行驶平顺性和操纵稳定性。根据项目要求，需要对前后悬架的特征参数进行计算与较核，在确保悬架系统满足必要功能的同时，使悬架的各特征参数匹配合理，且校核其满足通用汽车的取值范围。 1.2系统结构及组成 该款车型前悬架采用麦弗逊式独立悬架，该悬架上端螺旋弹簧直接作用于前减振器筒体之上，与前减振器共同组成前支柱总成，一起传递汽车所受力和力矩，并衰减汽车的振动。下部三角形的摆臂通过橡胶衬套对称安装于副车架的两侧，通过副车架与车身牢固的连接在一起。前支柱与摆臂总成特定的匹配关系确保了整个悬架系统固有的使用特性，使其满足实际设计的各项要求，其结构简图如图1所示。 图1 前悬架结构形式 后悬架采用复合纵臂式半独立悬架，为经济型车型应用最为普遍的一种悬架结构，其显著特点是结构简单，成本低，使用可靠，侧倾性能优良。中间工字形的扭转梁在传递汽车所受纵向力的同时，也为后螺旋弹簧与减振器提供了必要的安装空间，同时通过自身的扭转刚度保证了后悬架具有优良的侧倾特性。扭转梁前安装点通过各向异性的橡胶衬套弹性的与车身相连，既具有良好的隔振性能又防止了汽车由于前后轴转向而产生的过多转向特性。其结构简图如图2所示。
1.2 运动校核计算
1.2.1风窗玻璃刮水器运动学校合 根据国标《汽车风窗玻璃刮水器、洗涤器的性能要求及试验方法》（GB 15085-1994）对汽车设计后的风窗玻璃刮水器及洗涤器的实际情况进行校核。但由于尚未制造样车, 因此主要校合舒适, 雨刷区域和视野。 (1)引用标准 GB 11556 汽车风窗玻璃除霜系统的性能要求及其试验方法,按这标准进行三维CAD建模和运动学仿真,以便确定正确的转轴设计硬点. (2)性能要求 a 刮水器的刮刷面积应覆盖A区域的98%以上，B区域的80%以上。 b 如果刮水器的绝大部分零配件在无实际样品的情况下无法校核各个物理指标，可以模拟某刮水器,或略去该标准（GB 15085-1994）对刮水器的各个物理指标（刮水器工作频率、强度及极端温度下工况等）的校核, 略去对风窗玻璃洗涤系统的校核,只对刮刷面积进行校核。 (3)风窗玻璃刮水器的刮刷面积校核
下面以一个例子说明,校合方法: a 相关参数的简要说明： A区域：A区域是下述从V点（即指V1和V2点，V1点和V2点分别为眼椭圆的上下边界点, 向前延伸的4个平面与风窗玻璃外表面相交的交线所封闭的面积。这4个平面是：（1）通过V1和V2点且在X轴的左侧与X轴成13°角的铅垂平面。 （2）通过V1点，与X轴成3°仰角且与Y轴平行的平面。 （3）通过V2点，与X轴成1°俯角且与Y轴平行的平面。 （4）通过V1和V2向X轴的右侧与X轴成20°角的铅垂平面。 B区域：B区域是指由下述4个平面所围成的风窗外表面的面积，且距风窗玻璃透明部分面积边缘向内至少25mm，以较小面积为准。 （1）通过V1点，与X轴成7°仰角且与Y轴平行的平面 （2）通过V2点，与X轴成5°俯角且与Y轴平行的平面。 （3）通过V1和V2点且在X轴的左侧与
第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及] [r τ值见下表： 表1 轴的材料和许用扭转切应力 空心轴扭转强度条件为： d d 1 = β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 T τ[]T τ
根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册~17. ][1σ为脉动循环应力时许用弯曲应力(MPa)具体数值查机械设计手册 2.2.3按弯扭合成强度条件计算 由于前期轴的设计过程中，轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置均已经确定，则轴上载荷可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。 一般计算步骤如下： (1)做出轴的计算简图：即力学模型 通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型及布置方式有关，现在例举如下几种情况： 图1 轴承的布置方式 当L e d L 5.0,1≤/=,d e d L 5.0,1/=>但不小于（~）L ，对于调心轴承e=0.5L 在此没有列出的轴承可以查阅机械设计手册得到。通过轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置，计算出轴上各处的载荷。通过力的分解求出各个分力，完成轴的受力分析。 ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca
第一章轻型货车原始数据及设计要求 发动机的输出扭矩：最大扭矩285.0N·m/2000r/min；轴距：3300mm；变速器传动比: ?五挡1 ，一挡7.31，轮距：前轮1440毫米，后轮1395毫米，载重量2500千克 设计要求： 第二章万向传动轴的结构特点及基本要求 万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。主要用于在工作过程中相对位置不节组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。 传动轴是一个高转速、少支承的旋转体，因断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。重型载货汽车根据驱动形式的不同选择不同型式的传动轴。一般来讲4×2驱动形式的汽车仅有一根主传动轴。6×4驱动形式的汽车有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴。6×6驱动形式的汽车不仅有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴，而且还有前桥驱动传动轴。在长轴距车辆的中间传动轴一般设有传动轴中间支承．它是由支承架、轴承和橡胶支承组成。 传动轴是由轴管、伸缩套和万向此它的动平衡是至关重要的。一般传动轴在出厂前都要进行动平衡试验，并在平衡机上进行了调整。因此，一组传动轴是配套出厂的，在使用中就应特别注意。 图 2-1 万向传动装置的工作原理及功用 图 2-2 变速器与驱动桥之间的万向传动装置 基本要求： 1.保证所连接的两根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。 3.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。 4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等 第三章轻型货车万向传动轴结构分析及选型 由于货车轴距不算太长，且载重量2.5吨属轻型货车，所以不选中间支承，只选用一根主传动轴，货车发动机一般为前置后驱,由于悬架不断变形，变速器或分动器输出轴轴线之间的相对位置经常变化,根据货车的总体布置要求，将离合器与变速器、变速器与
第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及][r τ值见下表： T τn P A d 0≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3=[]T τ
空心轴扭转强度条件为： d d 1=β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 mm n P A d 36.15960 475.2112110min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册][7.1][≤1-0σσσ==W M ca
上海同济同捷科技有限公司企业标准 TJI/YJY 悬架运动校核 2005-XX-XX发布2005-XX-XX实施上海同济同捷科技有限公司发布 TJI/YJY
前言 本标准由上海同济同捷科技有限公司提出。 本标准由上海同济同捷科技有限公司质量与项目管理中心负责归口管理。本标准主要起草人：
TJI/YJY 悬架运动校核 1、范围 本标准适用于上海同济同捷科技股份有限公司总布置分院，使用于悬架系统零部件运动校核的规定。 2、引用标准 无 3、悬架系统零部件运动校核内容及要求
3. 悬架系统零部件运动校核内容及要求 3.1前悬架运动校核 3.1.1前悬架的上跳极限为前限位块压缩1/2～2/3时的状态为准，轿车、小型客车推荐取1/2，SUV推荐取2/3 3.1.2前悬架的下跳极限为前减振器活塞杆拉出最长长度+0～1mm 位置时的状态，其中所加的0～1mm为减振器活塞杆固定橡胶块在非悬挂质量作用下向下的变形量。 3.1.3在前悬架的跳动范围内及转向状态检查减振器、弹簧和弹簧座与车身轮包、纵梁、制动油管等的间隙，间隙值不小于12mm，推荐以15～20mm以上为宜。 3.1.4在前悬架的跳动范围内检查摆臂与副车架的运动间隙，摆臂与副车架不允许有干涉现象。 3.1.5在前悬架的跳动范围内检查摆臂球头销的摆动范围，球头销与球头座碗不允许有干涉现象。 3.1.6在前悬架的跳动范围内检查稳定杆的运动范围和与周边零部件的间隙：稳定杆与副车架间隙不小于6mm；稳定杆与转向拉杆间隙
不小于8mm；稳定杆与前围板间隙不小于20mm；稳定杆与纵梁间隙不小于10mm。 3.1.7在前悬架的跳动范围内及转向状态下检查稳定杆连杆运动范围及连杆球头销的摆角：稳定杆连杆不得与周边零件干涉，球头销的摆角在球碗的允许范围内。 3.1.8在前悬架的跳动范围内及转向状态下检查稳定杆与连杆是否存在失稳现象：稳定杆不允许出现翻转现象。 3.2后悬架运动校核 3.2.1后悬架的上跳极限为后限位块压缩1/2～2/3时的状态为准，轿车、小型客车推荐取1/2，SUV推荐取2/3 3.2.2后悬架的下跳极限为后减振器活塞杆拉出最长长度+0～2mm 位置时的状态，其中所加的0～2mm为减振器活塞杆固定橡胶块在非悬挂质量作用下向下的变形量。 3.2.3在后悬架的跳动范围内检查减振器、弹簧和弹簧座与车身轮包、纵梁、制动油管等的间隙，间隙值不小于12mm，推荐以15～20mm 以上为宜。 3.2.4在后悬架的跳动范围内检查稳定杆的运动范围和与周边零部件的间隙：稳定杆与副车架间隙不小于6mm. 3.2.5在后悬架的跳动范围内检查稳定杆连杆运动范围及连杆球头销的摆角：稳定杆连杆不得与周边零件干涉，球头销的摆角在球碗的允许范围内。 3.1.8在后悬架的跳动范围内检查稳定杆与连杆是否存在失稳现象：
1.2 轴类零件的分类 根据承受载荷的不同分为： 1）转轴：定义：既能承受弯矩又承受扭矩的轴 2）心轴：定义：只承受弯矩而不承受扭矩的轴 3）传送轴：定义：只承受扭矩而不承受弯矩的轴 4）根据轴的外形，可以将直轴分为光轴和阶梯轴； 5）根据轴内部状况，又可以将直轴分为实心轴和空。 1.3轴类零件的设计要求 ⑴轴的工作能力设计。 主要进行轴的强度设计、刚度设计，对于转速较高的轴还要进行振动稳定性的计算。 ⑵轴的结构设计。 根据轴的功能，轴必须保证轴上零件的安装固定和保证轴系在机器中的支撑要求，同时应具有良好的工艺性。 一般的设计步骤为：选择材料，初估轴径，结构设计，强度校核，必要时要进行刚度校核和稳定性计算。 轴是主要的支承件，常采用机械性能较好的材料。常用材料包括： 碳素钢：该类材料对应力集中的敏感性较小，价格较低，是轴类零件最常用的材料。 常用牌号有：30、35、40、45、50。采用优质碳素钢时应进行热处理以改善其性能。受力较小或不重要的轴，也可以选用Q235、Q255等普通碳钢。 45钢价格相对比较便宜，经过调质（或正火）后，可得到较好的切削性能，而且能获得较高的强度和韧性等综合机械性能，淬火后表面硬度可达45-52HRC，是轴类零件的常用材料。 合金钢具有更好的机械性能和热处理性能，可以适用于要求重载、高温、结构尺寸小、重量轻等使用场合的轴，但对应力集中较敏感，价格也较高。设计中尤其要注意从结构上减小应力集中，并提高其表面质量。40Cr等合金结构钢适用于中等精度而转速较高的轴类零件，这类钢经调质和淬火后，具有较好的综合机械性能。 轴承钢GCr15和弹簧钢65Mn，经调质和表面高频淬火后，表面硬度可达50-58HRC，并具有较高的耐疲劳性能和较好的耐磨性能，可制造较高精度的轴。 精密机床的主轴（例如磨床砂轮轴、坐标镗床主轴）可选用38CrMoAIA氮化