大迪輕型客貨車1021SC車橋設計【前轉向橋 后驅動橋】

大迪輕型客貨車1021SC車橋設計【前轉向橋 后驅動橋】,前轉向橋 后驅動橋,大迪輕型客貨車1021SC車橋設計【前轉向橋,后驅動橋】,輕型,客貨,1021,SC,設計,轉向,驅動 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求 1 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 1 1.3 預期的成果 2 1.4 國內外發(fā)展狀況及現狀的介紹 2 1.5 設計內容 3 第2章 總體方案確定 4 2.1 驅動橋方案確定 4 2.2 轉向系方案確定 7 2.2.1 概述 7 2.2.2轉向器結構形式及選擇 7 2.2.3循環(huán)球式轉向器結構及工作原理 9 2.3 本章小結 10 第3章 驅動橋的設計計算 11 3.1 主減速器的設計 11 3.1.1 主減速器的結構型式 11 3.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法 13 3.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法 14 3.1.4 主減速器的基本參數的選擇及計算 14 3.2 差速器的設計 20 3.2.1差速器的結構型式 20 3.2.2差速器的基本參數的選擇及計算 22 3.3 半軸的設計 24 3.3.1半軸的結構型式 24 3.3.2半軸的設計與計算 24 3.3.3 半浮式半軸的結構設計 28 3.4車橋殼結構選擇 28 3.4.1驅動橋殼結構方案分析 29 3.5 懸架結構分析 29 3.6 本章小結 30 第4章 轉向橋的設計計算 31 4.1 轉向橋主要零件工作應力的計算 31 4.2 在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算 33 4.3 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力 34 4.4 主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算 35 4.5轉向節(jié)推力軸承的計算 37 4.6轉向梯形的優(yōu)化設計 38 4.7轉向傳動機構強度計算 41 4.8 懸架的結構分析 42 4.9 本章小結 44 結論 45 參考文獻 46 致謝 47 附錄 48 摘 要 車橋通過懸架與車架（或承載式車身）相聯，兩側安裝著車輪，用以在車架（或承載式車身）與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。 汽車行駛過程中，經常需要改變行駛方向，即所謂的轉向，這就需要有一套能夠按照司機意志使汽車轉向的機構，它將司機轉動方向盤的動作轉變?yōu)檐囕喌钠D動作。 汽車轉向系是保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛中，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。保證汽車在行駛中能按駕駛員的操縱要求，適時地改變行駛方向，并能在受到路面干擾偏離行駛方向時，與行駛系配合，共同保持汽車穩(wěn)定地直線行駛。轉向系和前橋對汽車行駛的操縱性、穩(wěn)定性和安全性都具有重要的意義。 絕大多數的發(fā)動機在上的縱向安置的，為使其轉矩能傳給左、右驅動車輪，必須由驅動橋的主減速器來改變轉矩的傳遞方向，同時還得由驅動橋的差速器來解決左、右驅動車輪間的轉矩分配問題和差速要求。 通過對汽車前橋轉向系和后橋驅動機構的設計可以使學生掌握汽車前橋轉向系和后橋驅動機構的結構設計的原則和方法。培養(yǎng)理論聯系實際的技能。設計與專業(yè)關系緊密，可綜合利用所學的專業(yè)課有汽車構造、汽車設計、機械設計、工程材料和CAD繪圖等知識。 關鍵詞: 轉向系;驅動車輪;前橋;行使方向;改變轉矩 ABSTRACT Front axle through suspension and frame (or integral body) on the installation associated with drive wheels, the frame (or to) and wheels and space body sends between vertical force, lead the longitudinal forces and transverse force. Automobile driving process, often need to change directions, the so-called steering, which requires a able to follow the driver will makes steering institutions, it will be the driver turned the steering wheel action into wheel deflection of action. Automotive steering system is to keep or change the car driving direction of the organization, in automotive steering driving, guarantee the steering wheel Angle relation between coordination. Guarantee in driving car drivers can manipulate requirements, according to timely change directions by road, can be in when driving direction interference deviation, and cooperate, together maintain driving is steadily run straight car. Steering system and of the car front axle for handling, stability and safety is of significance. Most off-road vehicle in the longitudinal engine placement, so that torque can be transmitted to the left and right drive wheels, drive axle must be the main steering gear to change the direction of torque transmission, while the shift had to drive axle differential to solve the left and right drive torque between the wheels and the differential distribution requirements. Through the automobile steering system and front axle design so that students can master automobile steering system and front axle structure design principle and method. Training theory with practice skills. Design and professional, comprehensive utilization of close relationship between the course can be learned a automobile structure, automobile design, mechanical design, engineering materials and CAD drawing knowledge. Keywords: Steering system;Driving wheel;Front axle;Exercise of direction; Change the torque 58 第1章 緒 論 本課題是輕型載貨汽車車橋的設計。設計出輕型載貨汽車車橋，包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置,轉向機構及橋殼等部件，協(xié)調設計車輛的全局。 1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求 a.本課題的來源：輕型載貨汽車在汽車生產中占有一定的比重。車橋在整車中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的車橋，能大大降低整車生產的總成本，推動輕型載貨汽車經濟的發(fā)展。 b.要完成本課題的基本前提條件是：在主要參數確定的情況下，設計選用車橋的各個部件，選出最佳的方案。 c.技術要求：設計出的車橋符合國家各項輕型貨車的標準，運行穩(wěn)定可靠，成本降低，適合本國路面的行駛狀況和國情。 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 a. 本課題解決的主要問題：設計出適合本課題的車橋。輕型載貨汽車傳動系的總任務是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應于輕型貨車行駛的需要。在一般輕型貨車的機械式傳動中，有了變速器還不能完全解決發(fā)動機特性與輕型貨車行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。首先是因為絕大多數的發(fā)動機在輕型貨車上的縱向安置的，為使其轉矩能傳給左、右驅動車輪，必須由后驅動橋的主減速器來改變轉矩的傳遞方向，同時還得由車橋的差速器來解決左、右驅動車輪間的轉矩分配問題和差速要求。其次，需將經過變速器、傳動軸傳來的動力，通過后驅動橋的主減速器，進行進一步增大轉矩、降低轉速的變化。因此，要想使輕型貨車車橋的設計合理，首先必須選好傳動系的總傳動比，并恰當地將它分配給變速器和車橋。 b. 本課題的設計總體思路：非斷開式車橋的橋殼，相當于受力復雜的空心梁，它要求有足夠的強度和剛度，同時還要盡量的減輕其重量。所選擇的減速器比應能滿足輕型貨車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃料經濟性。對載貨輕型貨車，由于它們有時會遇到坎坷不平的壞路面，要求它們的車橋有足夠的離地間隙，以滿足輕型貨車在通過性方面的要求。車橋的噪聲主要來自齒輪及其他傳動機件。提高它們的加工精度、裝配精度，增強齒輪的支承剛度，是降低車橋工作噪聲的有效措施。車橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質量，以減小不平路面對車橋的沖擊載荷，從而改善輕型貨車行駛的平順性。 通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定載重量為二噸的轉向橋總成設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求： 1 具有足夠的強度，以保證可靠地承受車輪與車架之間的作用力。 2 保證真確的車輪定位，使轉向輪運動穩(wěn)定，操作輕便并減輕輪胎的磨損。3 前橋要有足夠的剛度，以使車輪定位參數保持不變。 4 轉向節(jié)與主銷、轉向節(jié)與前粱之間的摩擦力應盡可能的小，以保證轉向操作的輕便性，并有足夠的耐磨性。 5 轉向輪的擺振應盡可能的小，以保證汽車的正常、穩(wěn)定行駛。 前橋的質量應盡可能的小，以減輕非懸掛質量，提高汽車行駛平順性。 1.3 預期的成果 設計出輕型貨車的車橋，包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，配合其他同組同學，協(xié)調設計車輛的全局。使設計出的產品使用方便，材料使用最少，經濟性能最高。 a. 提高輕型貨車的技術水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經濟，更舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。 b. 改善輕型貨車的經濟效果，調整輕型貨車在產品系列中的檔次，以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經濟效益 1.4 國內外發(fā)展狀況及現狀的介紹 為適應不斷完善社會主義市場經濟體制的要求以及加入世貿組織后國內外輕型貨車產業(yè)發(fā)展的新形勢，推進輕型貨車產業(yè)結構調整和升級，全面提高輕型貨車產業(yè)國際競爭力，滿足消費者對輕型貨車產品日益增長的需求，促進輕型貨車產業(yè)健康發(fā)展，特制定輕型貨車產業(yè)發(fā)展政策。通過該政策的實施，使我國輕型貨車產業(yè)在2010年前發(fā)展成為國民經濟的支柱產業(yè)，為實現全面建設小康社會的目標做出更大的貢獻。政府職能部門依據行政法規(guī)和技術規(guī)范的強制性要求，對輕型貨車、農用運輸車（三輪車，下同)、摩托車和零部件生產企業(yè)及其產品實施管理，規(guī)范各類經濟主體在輕型貨車產業(yè)領域的市場行為。在輕型貨車發(fā)展趨勢中，有著很好的發(fā)展前途。生產出質量好，操作簡便，價格便宜的輕型貨車將適合大多數消費者的要求。在國家積極投入和支持發(fā)展輕型貨車產業(yè)的同時，能研制出適合中國國情，包括道路條件和經濟條件的車輛，將大大推動輕型貨車產業(yè)的發(fā)展和社會經濟的提高。 在新政策《輕型貨車產業(yè)發(fā)展政策》中，在2010年前，我國就要成為世界主要輕型貨車制造國，輕型貨車產品滿足國內市場大部分需求并批量進入國際市場；2010年，輕型貨車生產企業(yè)要形成若干馳名的輕型貨車、摩托車和零部件產品品牌；通過市場競爭形成幾家具有國際競爭力的大型輕型貨車企業(yè)集團，力爭到2010年跨入世界500強企業(yè)之列，等等。同時，在這個新的輕型貨車產業(yè)政策描繪的藍圖中，還包含許多涉及產業(yè)素質提高和市場環(huán)境改善的綜合目標，著實令人鼓舞。然而，不可否認的是，國內輕型貨車產業(yè)的現狀離產業(yè)政策的目標還有相當的距離。自1994年《輕型貨車工業(yè)產業(yè)政策》頒布并執(zhí)行以來，國內輕型貨車產業(yè)結構有了顯著變化，企業(yè)規(guī)模效益有了明顯改善，產業(yè)集中度有了一定程度提高。但是，長期以來困擾中國輕型貨車產業(yè)發(fā)展的散、亂和低水平重復建設問題，還沒有從根本上得到解決。多數企業(yè)家預計，在新的輕型貨車產業(yè)政策的鼓勵下，將會有越來越多的輕型貨車生產企業(yè)按照市場規(guī)律組成企業(yè)聯盟，實現優(yōu)勢互補和資源共享。 1.5 設計內容 由于本次設計車型有兩根車橋，所以主要圍繞前轉向橋與后驅動橋展開，包括前橋中轉向器以及轉向器中的萬向節(jié)，后驅動橋中的減速器，差速器，半軸，橋殼以及其他部分零件的設計。 第2章 總體方案確定 2.1 驅動橋方案確定 車橋的結構型式按齊總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式車橋，帶有擺動半軸的非斷開式車橋和斷開式車橋。 (a)普通非斷開式車橋；(b)帶有擺動半軸的非斷開式車橋；(c)斷開式車橋 圖2.1 車橋的總體布置型式簡圖 方案（一）：非斷開式車橋 圖2.2 非斷開式車橋 普通非斷開式車橋，如圖2.2，由于其結構簡單、造價低廉、工作可靠，最廣泛地用在各種載貨輕型貨車、客車和公共輕型貨車上，在多數的的輕型貨車和部分轎車上也采用這種結構。它的具體結構是橋殼是一根支承在左、右驅動車輪上的剛性空心梁，而齒輪及半軸等所有的傳動機件都裝在其中。這時整個車橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬簧下質量，使輕型貨車的簧下質量較大，這是它的一個缺點。采用單級主減速器代替雙級主減速器可大大減小車橋質量。采用鋼板沖壓-焊接的整體式橋殼及鋼管擴制的整體式橋殼，均可顯著地減輕車橋的質量。 車橋的輪廓尺寸主要決定于主減速器的型式。在輕型貨車的輪胎尺寸和車橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定主減速器速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，則可改用雙級結構。后者僅推薦用于主減速比大于7.6且載貨在6t以上的大型貨車上。在雙級主減速器中，通常是把兩級減速齒輪放在一個主減速器殼內，也可以將第二級減速齒輪移向驅動車輪并靠近輪轂，作為輪邊減速器。在后一種情況下又有五種布置方案可供選擇。 方案（二）：斷開式車橋 圖2.3 斷開式車橋 斷開式車橋區(qū)別于非斷開式車橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式車橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸架相匹配，故又稱為獨立懸掛車橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫梁或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管，作相應擺動。所以斷開式車橋也稱為“帶有擺動半軸的車橋” 。 輕型貨車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定輕型貨車行駛平順性的主要因素，因輕型貨車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動的簧下質量較小，又與獨立懸架相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小輕型貨車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜；提高輕型貨車的行駛平順性和平均行駛速度；減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式車橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分及一些輕型貨車上，且后者多屬于輕型以下的貨車或多橋驅動的重型貨車。 方案（三）：多橋驅動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些重型貨車及全部中型以上的貨車都是采用多橋驅動，常采用4×4、6×6、8×8等驅動型式[2]。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各車橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動貨車各車橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各車橋，需分別由分動器經各車橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各車橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對8×8輕型貨車來說，這種非貫通式車橋就更不適宜，也難與布置了。 為了解決上述問題，現代多橋驅動貨車都是采用貫通式車橋的布置型式。 在貫通式車橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各車橋分別用自己的傳動軸與分動器直接聯接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯布置的。前后兩端的車橋（第一、第四橋）的動力，是經分動器并貫通中間橋（分別穿過第二、第三橋）而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各車橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于輕型貨車的設計（如輕型貨車的變形）、制造和維修，都帶來方便。四橋驅動的越野輕型貨車也可采用側邊式及混合式的布置。 經上述分析，考慮到所設計的輕型貨車的載重和各種要求，其價格要求要盡量低，故其生產成本應盡可能降低。另由于輕型貨車對車橋并無特殊要求，和路面要求并不高，故本設計采用普通非斷開式車橋。 2.2 轉向系方案確定 2.2.1 概述 汽車在行駛過程中，經常需要改變方向。就輪式汽車而言，改變行駛方向的方法是，駕駛員通過一套專設的機構，使汽車的轉向橋上的車輪相對于汽車縱軸線偏轉一定角度。此時路面作用于轉向輪上的向后的反力就有了垂直與車輪的分量并成為汽車作曲線運動的向心力。在汽車直線行駛時，往往轉向輪也會受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動偏轉而干擾行駛方向。此時，駕駛員也可以利用這一套機構使轉向輪向相反的方向偏轉，從而使汽車恢復原來的行駛方向。這一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構即稱作汽車的轉向系。 轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系和動力轉向系兩大類。在現代汽車結構中，常用機械式轉向系。機械式轉向系依靠駕駛員的手力轉動方向盤，經過轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車裝有防傷機構和轉向減振裝置。還有一些汽車的專門裝有動力轉向機構，并借助此機構來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員的勞累程度。 對轉向系的主要要求有： 1、操縱輕便。轉向時加在方向盤上的力對轎車不超過200N，對輕型貨車不超過360N,對中型貨車不超過450N,方向盤的回轉圈數要少。 2、工作安全可靠。 3、在轉向后，方向盤有自動回正能力，能保持汽車有穩(wěn)定的直線行駛能力。 4、在前輪受到沖擊時，轉向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。 5、應盡量減小轉向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應能自動補償即調整，除了設計應正確的選擇導向輪的定位角外，轉向盤在中間式的自由行程應當保證直線行駛的穩(wěn)定性和轉向盤相對導向輪偏轉角的靈敏度。 2.2.2轉向器結構形式及選擇 對轉向系設計的要求有： 1.汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞順時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車行駛穩(wěn)定性。 2.汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 3.汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產生自震，轉向盤沒有擺動。 4.轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產生的擺動應最小。 5.保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。 6.操縱輕便。 7.轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 8.轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。 9.在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10.進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 機械式轉向器大體可分為齒輪齒條式轉向器，循環(huán)球式轉向器，蝸桿滾輪式轉向器和蝸桿指銷式轉向器幾類。 循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以 及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成。 循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：如圖2.4，在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到75%—85%；在結構和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋槽經淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整工作容易進行；適合用來做整體式動力轉向器。效率高、工作可靠、平穩(wěn)，蝸桿和螺母上的螺旋槽在淬火后經過磨削加工，所以耐磨且壽命較長。齒扇和齒條嚙合間隙的調整工作容易進行。和其它形式轉向器比較，其結構復雜，對主要零件加工精度要求較高。 圖2.4 循環(huán)球式轉向器 齒輪齒條式轉向器的結構簡單，因此制造容易，成本低；但逆效率比較高，極易發(fā)生反沖現象，會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害，為了防止和緩和反向沖擊傳給方向盤，必須選擇較大的傳動比，或裝有吸振裝置的減振器。 圖2.5 齒輪齒條轉向器 蝸桿滾輪式轉向器角傳動比的變化特性和嚙合間隙特性變化受限制， 不能完全滿足設計者的意圖。 循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。 轉向器的結構形式，決定了其效率特性以及對角傳動比變化特性的要求。 選用那種效率特性的轉向器應有汽車用途來決定，并和轉向系方案有關。經常行駛在好路面上的轎車和市內用客車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉向器。 綜上，本次選用循環(huán)球式轉向器。 2.2.3循環(huán)球式轉向器結構及工作原理 循環(huán)球式轉向器中一般有兩級傳動副。第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副。 轉向螺桿的軸頸支撐在兩個圓錐滾子軸承上。軸承緊度可用調整墊片調整。轉向螺母的下平面上加工成齒條，與齒扇軸內的齒扇部分相嚙合。通過轉向盤轉動轉向螺桿時，轉向螺母不轉動，只能軸向移動，并驅使齒扇軸轉動。為了減小轉向螺桿和轉向螺母之間的摩擦，其間裝有小鋼球以實現滾動摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面輪廓的螺旋管狀通道。轉向螺母外有兩根導管，兩端分別插入螺母的一對通孔。導管內裝滿了鋼球。兩根導管和螺母內的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球流道。轉向器工作是兩列鋼球只是在各自封閉的流道內循環(huán)，而不脫出。 轉向螺母上的齒條式傾斜的，因此與之嚙合的齒應當是分度圓上的齒厚沿齒扇軸線按線性關系變化的變厚齒扇。因為循環(huán)球轉向器的正傳動效率很高，操作輕便，使用壽命長。經常用于各種汽車。 綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉向器。 2.3 本章小結 本章通過對車橋類型的比較和具體分析，總結出各種不同車橋的應用場合和車橋的優(yōu)缺點及使用方式。通過本章內容對本次設計的車橋進行初步選取。 第3章 驅動橋的設計計算 3.1 主減速器的設計 3.1.1 主減速器的結構型式 主減速器的結構型式，主要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。在現代輕型貨車車橋上，主減速器采用得最廣泛的是“格里森”Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制的螺旋錐齒輪和雙面錐齒輪。 (a)螺旋錐齒輪傳動；(b)雙曲面齒輪傳動 圖3.1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動 采用雙曲面齒輪。他的主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角（即將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用90°。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。這對于增強支承剛度、保證齒輪正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。和螺旋錐齒輪由于齒輪的軸線相交而使得主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同，雙曲面齒輪的偏移距使得主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數或法向周節(jié)雖相等，但端面模數或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數或端面周節(jié)是大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高至175%。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產生根切的最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這有力于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比的傳動有其優(yōu)越性。對中等傳動比，兩種齒輪都能很好適應。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪沖動工作更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給輕型貨車的總布置帶來方便。 圖3.2 采用組合式橋殼的單級主減速器 減速型式的選擇與輕型貨車的類型及使用條件有關，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比 的大小及車橋下的離地間隙、車橋的數目及布置型式等。 本設計采用組合式橋殼的單級主減速器（圖）。單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低等優(yōu)點。其主、從動錐齒輪軸承都直接支承在與橋殼鑄成一體的主減速器殼上，結構簡單、支承剛度大、質量小、造價低。 3.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法 圖3.3 主動錐齒輪齒面受力圖 在殼體結構及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確捏合并具有較高使用壽命的因素之一。 1-調整墊圈；2-調整墊片 圖3.4 騎馬式支承 本設計采用騎馬式支承（圖3.4）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式1/30以下。而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。此外，由于齒輪大端一側前軸承及后軸承之間的距離很小，可以縮短主動錐齒輪軸的長度，使布置更緊湊，這有利于減小傳動軸夾角及整車布置。騎馬式支承的導向軸承（即齒輪小端一側的軸承）都采用圓柱滾子式的，并且其內外圈可以分離，以利于拆裝。為了進一步增強剛度，應盡可能地減小齒輪大端一側兩軸承間的距離，增大支承軸徑，適當提高軸承的配合的配合緊度。 3.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法 圖3.5 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置辦法 主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布而定。兩端支承多采用圓錐錐子軸承，安裝時使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相背朝外。 為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸承（圖3.5（b））具有自動調位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這在主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極其重要。 3.1.4 主減速器的基本參數的選擇及計算 主減速比,車橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數據。 A. 主減速比的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時輕型貨車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在輕型貨車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來研究對輕型貨車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最價匹配的方法來選擇值，可使輕型貨車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，按下式計算[3]： (3.1) 式中：—車輪滾動半徑，m； —變速器最高檔傳動比； —輕型貨車最高車速； —發(fā)動機最大轉速 根據所選定的主減速比值，確定主減速器的減速型式為單級。查表得輕型貨車車橋的離地間隙為200mm. B．主減速齒輪計算載荷的計算 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（、）的較下者，作為載貨輕型貨車和越野輕型貨車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。既： (3.2) (3.3) 式中：—發(fā)動機最大轉矩，216； —由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；取4.1 —上述傳動部分的效率，取； —超載系數，對于一般載貨輕型貨車、礦用輕型貨車和越野輕型貨車以及液力傳動的各類輕型貨車??； —該車的車橋數目；n=2 —輕型貨車滿載時一個車橋給水平地面的最大負載，G2=16345N； —輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用輕型貨車，取 ； —車輪的滾動半徑，rr=0.364m； ，—分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比（例如輪邊減速器等）。， 由式（3.2）、式（3.3）求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩不能用它作為疲勞損壞的依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據所謂平均牽引力來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩（Nm）為 (3.4) 式中：—輕型貨車裝載總重，25200N； —所牽引的掛車滿載總重，N，但僅用于牽引車； —道路滾動阻力系數；fR=0.015 —輕型貨車正常使用時的平均爬坡能力系數；fH=0.06 —輕型貨車或貨車列車的性能系數。 (3.5) 當時 取 C．主減速齒輪基本參數的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數有主從動錐齒輪齒數、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數、主從動錐齒輪齒面寬、雙齒面齒輪副的偏移距、中點螺旋角、法向壓力角等。 a. 齒數的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素： 1. 為了磨合均勻，主從動錐齒輪齒數之間應避免有公約數。 2. 為了得到理想的齒面重合度和高的齒輪彎曲強度，主從動齒輪齒數和應不小于40。 3. 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，主動錐齒數一般不少于9：對于商用車，主動錐齒數一般不少于6. 4. 主傳動比較大時，主動錐齒數盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙。 5. 對于不同的主傳動比，主從動錐齒數應有適宜的搭配。 對于單級主減速器，當較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數取得小些，以得到滿意的車橋離地間隙。當6時，的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，最好大于5。取， 。 b.從動齒輪大端分度圓直徑的選擇 可根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式3.4、式3.5并取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出： (3.6) 式中: —從動錐齒輪的分度圓半徑，mm； —直徑系數，??；取14 —計算轉矩，114.6。 c.齒輪端面模數的選擇 選定后可按式算出從動齒輪大端端面模數，并用下式校核： (3.7) 式中: —模數系數。一般0.3～0.4,取0.4 =68/34=2.0 =1.952.0 d.主、從動錐齒輪齒面寬的選擇 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但見減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起齒輪小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但是齒面過窄，齒輪表面的耐磨性會降低。 輕型貨車主減速器雙曲面齒輪的主,從動齒輪齒面寬F1,F2： (3.8) 一般F1比F2大10% e.雙曲面齒輪副偏移距E的選擇 E值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于乘用車和總質量不大的商用車， 取13 f．中點螺旋角β 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的。 選擇β時，應考慮他的齒面重合度Σ、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則Σ也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般Σ應不小于1.25，在1.5-2.0時效果最好。但是β過大，會導致軸向力增大。 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°。乘用車選用較大的β值以保證較大的Σ，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的β值以防止軸向力過大，通常取35°。 g．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、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進檔時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 h．法向壓力角α 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，乘用車的α一般選用14°30′或16°，商用車的α為20°或22°30′。對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側的壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的。選取平均壓力角時，乘用車為19°或20°，商用車為20°或22°30′。 3.2 差速器的設計 3.2.1差速器的結構型式 差速器選用對稱式圓錐行星齒輪差速器。其結構原理如圖（3.6）所示。普通對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪等組成。其工作原理如圖所示。為主減速器從動齒輪或差速器殼的角速度；、分別為左右驅動車輪或差速器半軸齒輪的角速度；為行星齒輪繞其軸的自轉角速度。 圖3.6 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖 當輕型貨車在平坦路面上直線行駛時，差速器各零件之間無相對運動，則有 這時，差速器殼經十字軸以力帶動行星齒輪繞半軸齒輪中心作“公轉”而無自轉（）。行星齒輪的輪齒以的反作用力。對于對稱式差速器來說，兩半軸齒輪的節(jié)圓半徑相同，故傳給左、右半軸的轉矩均等于，故輕型貨車在平坦路面上直線行駛時驅動左、右車輪的轉矩相等。 當輕型貨車轉彎時，假如左右輪之間無差速器，則按運動學要求，行程長的外側車輪將產生滑移，而行程短的內側車輪將產生滑轉。由此導致在左、右輪胎切線方向上各產生一附加阻力，且它們的方向相反，如圖所示。當裝有差速器時，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免內外側驅動車輪在地面上的滑轉和滑移，保證它們以不同的轉速和正常轉動。當然，若差速器工作時阻抗其中各零件相對運動的摩擦大，則扭動它的力矩就大。在普通的齒輪差速器中這種摩擦力很小，故只要左、右車輪所走路程稍有差異，差速器開始工作。 當差速器工作時，行星齒輪不僅有繞半軸齒輪中心的“公轉”，而且還有繞行星齒輪以角速度為的自轉。這時外側車輪及其半軸齒輪的轉速將增高，且增高量為（為行星齒輪齒數，為該側半軸齒輪齒數），這樣，外側半軸齒輪的角速度為： 在同一時間內，內側車輪及其半軸齒輪（齒數為）的轉速將減低，且減低量為，由于對稱式圓錐齒輪差速器的兩半軸齒數相等，于是內側半軸齒輪的轉速為： 由以上兩式得差速器工作時的轉速關系為 (3.9) 即兩半軸齒輪的轉速和為差速器殼轉速的兩倍。 由式（3.9）知： 當時，，或 當時， 當時， 最后一種情況，有時發(fā)生在使用中央制動時，這時很容易導致輕型貨車失去控制，使輕型貨車急轉和甩尾。 3.2.2差速器的基本參數的選擇及計算 由于差速器亮是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時．應考慮差速器的安裝；差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。 1．差速器齒輪的基本參數選擇 A．行星齒輪的基本參數選擇 行星齒輪數n需要根據承載情況來選擇，在承載不大的情況下n可取兩個，反之應取n=4，本載貨輕型貨車選用4個行星齒輪。 B．行星齒輪球面半徑的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐矩，在一定程度上表征了差速器的強度。 球面半徑可根據經驗公式來確定： (3.10) 式中：—行星齒輪球面半徑系數，KB=2.5-3.0,對于有四個行星齒輪的乘用車和商用車取小值，對于有兩個行星齒輪的乘用車及四個行星齒輪的越野車和礦用車取大值；Tj為差速器計算轉矩（N.m），Tj=min【Tce，Tcs】；Rb為球面半徑（mm） —計算轉矩，。 確定后，即可根據下式預選其節(jié)錐矩： (3.11) C．行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 為了使齒輪有較高的強度，希望取較大的模數，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數應取少些，但一般不少于10。半軸齒輪齒數在14-25之間選用。大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在1.5-2.0的范圍內。 選用行星齒輪齒數為10，半軸齒輪齒數為15。 D．差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角，： ； (3.12) 式中：，為行星齒輪和半軸齒輪齒數 =33.69° =56.31° 再求出圓錐齒輪的大端模數m： (3.13) = 節(jié)圓直徑右下式求得： (3.14) E．壓力角α 汽車差速齒輪大都采用壓力角為22°30′、齒高系數為0.8的齒形。某些總質量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強度。 F．行星齒輪軸直徑d及支撐長度L 行星齒輪軸直徑d（mm）為 式中，T0為差速器殼傳遞的轉矩（N.m），此處取900N.m； n為行星齒輪數；n=4 rd為行星齒輪支撐點中點到錐頂的距離（mm），約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半； 為支撐面允許擠壓應力，取98MPa； 取d=20mm 支撐長度 L=1.1d=22mm 3.3 半軸的設計 3.3.1半軸的結構型式 采用半浮式半軸。半浮式以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定。半浮式半軸的結構特點是，半軸外端的支撐軸承位于半軸套管外端的內孔中，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，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。半浮式半軸承受的載荷復雜，但它結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。 圖3.7 半浮式半軸的結構型式與安裝 3.3.2半軸的設計與計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理的確定其計算載荷。 半軸的計算要考慮以下三種可能的載荷工況： A．縱向力（驅動力或制動力）最大時（），附著系數取0.8，沒有側向力作用； B．側向力最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為，側滑時輪胎與地面的側向附著系數在計算中取1.0，沒有縱向力作用； C．垂向力最大時，這發(fā)生在輕型貨車以可能的高速通過不平路面時，其值為，是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力作用。 半浮式半軸的設計計算，應根據上述三種載荷工況進行 圖3.8 半浮式半軸及受力簡圖 a． 半浮式半軸在上述第一種工況下 半軸同時承受垂向力、縱向力所引起的彎矩以及由引起的轉矩。 對左、右半軸來說，垂向力，為 (3.15) 式中：—滿載靜止輕型貨車的車橋對水平地面的載荷，N； —輕型貨車加速和減速時的質量轉移系數； —一側車輪（包括輪轂、制動器等）本身對水平地面的載荷，N。 縱向力按最大附著力計算，即 (3.16) 式中：—輪胎與地面的附著系數。 左、右半軸所承受的合成彎矩為 (3.17) 轉矩為 (3.18) b． 半浮式半軸在上述第二種載荷工況下 半軸只受彎矩。在側向力的作用下，左、右車輪承受的垂向力、和側向力、各不相等，而半軸所受的力為 (3.19) (3.20) (3.21) (3.22) 式中：—驅動車輪的輪矩，mm； —輕型貨車質心高度，mm； —輪胎與路面的側向附著系數； 左、右半軸所受的彎矩分別為： (3.23) (3.24) c．半浮式半軸在上述第三種載荷工況下半軸只受垂向彎矩： (3.25) 式中：—動載系數。 3.3.3 半浮式半軸的結構設計 1.半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分基本達到等強度。 2.半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在結構設計時應盡量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，以減少應力集中。 3.當桿部較粗且外端凸緣也較大時，可采用兩端用花鍵連接的結構。 3.4車橋殼結構選擇 車橋橋殼是輕型貨車上的主要零件之一，非斷開式車橋的橋殼起著支承輕型貨車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳動件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置（半軸）的外殼。在輕型貨車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小輕型貨車的簧下質量以利于降低動載荷、提高輕型貨車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮輕型貨車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。選用可分式橋殼。它的結構如圖所示，整個橋殼由一個垂直結合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼提和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯接。 驅動橋殼應滿足如下設計要求： 1.應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產生附加彎曲應力。 2.在保證剛度和強度的前提下，盡量減少質量以提高行駛平順性。 3.保證足夠的離地間隙。 4.結構工藝性好，成本低。 5.保護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。 6.拆裝、調整、維修方便。 3.4.1驅動橋殼結構方案分析 驅動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種形式。本次選用可分式橋殼。 可分式橋殼（如圖3.9）由一個垂直結合面分為左右兩部分，兩部分通過螺栓連接成一體。每一部分均由一鑄造殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接。 這種橋殼結構簡單，制造工藝性好，主減速器支撐剛度好。但拆裝、調整、維修很不方便，橋殼的強度和剛度受結構的限制，經常用于一些總質量不大的汽車上。 圖3.9 可分式橋殼 3.5 懸架結構分析 懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩類。非獨立懸架的結構特點是，左、右車輪用一根整體軸連接，再經過懸架與車架（或車身）連接；獨立懸架的結構特點是，左、右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接，本驅動橋采用非獨立懸架。 以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是：結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是：由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度，使之剛度較大，所以汽車平順性較差；簧下質量大；在不平路面上行駛時，左右車輪互相影響，并使車身和車橋傾斜（如圖3.10）；當兩側車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產生擺振；前輪跳動時，懸架易與轉向機構產生運動干涉；當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側車輪反向跳動或只有一側車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產生不利的軸轉向特性；汽車轉彎行駛時，離心力也會產生不利的軸轉向特性；車橋上方要求有與彈簧行程相適應的空間。這種懸架主要用在商用車前后