汽车设计讲稿第六章悬架设计.docx
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汽车设计讲稿第六章悬架设计
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,车身高度变化小。
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)空间尺寸小。
7)传力可靠、质量小、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:
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
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
→↓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
1>后悬侧倾角刚度
2时→
a)前轴内、外侧车轮负荷转移>后轴
b)前轮侧偏角
,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ρ2=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:
,
(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:
,
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
(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。
(6-2a)
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 ∵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)1.00~1.45Hz1.17~1.58Hz 乘(V>1.6)0.80~1.15Hz0.98~1.30Hz 货1.50~2.10Hz1.70~2.17Hz 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 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小。 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(f F)。 1)特点: 此时悬架刚度c为常数 2)缺: 由 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 2)主付簧的刚度分配 3、刚度分配原则: 1)空载→满载,频率变化小→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fo,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: B、副、主簧的刚度比: 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; 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: 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=(cL3)/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=1.5/[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 2)片厚h: 矩形等厚钢板弹簧总惯性矩Jo=nbh3/12,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6-12b) 单面有抛物线边缘(图6-12c)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6-12d) 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: (6-9) 式中: α——经验修正系数,α=0.90-0.94 其中l1、lk+1—主片和第k+1片的一半长度 , 为第i片惯性矩 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: (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 (6-12) 或 (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: (6-15) 式中: Li—第i片的片长 3、总成弧高核算式: H≈L2/(8R0)(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: (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: (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。 (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: 惯性矩: 单片刚度: (6-20) 式中: ζ一修正系数,取0.92,J2=bh32/12,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: 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: 式中: α=l1/l2;β=h1/h2;γ=α/β a)当l1>l2(2β-1)或2l1 此处, b)当l1≤l2(2β-1)时,最大应力点在B处, 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>8mm,保证抗剪强度,防止太薄而淬裂 h2取12-20mm 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: 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 (6-21) 式中: Mmax为扭杆承受的最大扭矩,τ为扭转切应力 B、 (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 45CrNMoVA,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 (
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- 汽车设计讲稿第六章 悬架设计 汽车 设计 讲稿 第六 悬架