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4张CAD高清图纸、文档 QX系列 HKD640 微型 客车 设计 前桥 悬架 转向 CAD 图纸 文档 QX 系列

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内容简介：

HKD640微型客车设计（前桥、前悬架与转向系设计）摘 要本次设计中我的设计任务微型客车的前桥、前悬架与转向系设计。由于本车前桥采用了麦弗逊式独立悬架，所以前桥采用与之相配合的断开式车桥，属于转向驱动桥。前悬架有独立悬架与非独立悬架之分，本车前悬架采用了麦弗逊式独立悬架，其优点是增加悬架了两前轮内测的空间，便于发动机和起一些不简单布置。主要对悬架的性能参数进行确定，对弹性元件进行了计算，并选择了合适的减振器。通过对悬架主要参数的设计与计算，从而保证本车的行驶平顺性与减震性能。汽车转向系的设计主要包括了转向前桥设计，转向器选择的是循环球式转向器，并通过计算使之符合设计要求，并对专项题型进行计算，并通过优化使之接近理想状态。为保障整车性能，在设计时尽量对前桥和转向系进行优化。设计中，主要通过查看实际车辆，总结课本知识，翻阅有关汽车方面的文章来研究前桥、前悬架和转向系，并验算了有关零部件的结构强度和刚度。最后进行了设计总结。关键字：微型客车、前悬挂系统、转向系统、转向梯形、 非独立悬架、独立悬架HKD640 minibus design (front axle, front suspension and steering system design)AbstractThe design of the task of designing my first mini-bus bridge, the front suspension and steering design. As the front McPherson independent suspension bridge used, so use with matching front axle disconnect axles, drive axles are turning. Front suspension with independent suspension and divided into non-independent suspension, the car front suspension uses McPherson independent suspension, its advantage is to increase the front suspension of the two closed beta of space, easy starting engine and a number of simple layout. The main performance parameters of the suspension to determine, on the elastic components were calculated, and select the appropriate shock absorber. The main parameters of the suspension through the design and calculation, in order to ensure the vehicle ride comfort and shock absorption properties. Automotive Steering System Design includes the design of steering front axle, steering gear choice is a recirculating ball steering, and through calculation to conform to design requirements, and special Questions in calculation, and by optimizing to near Lixiangzhuangtai. For the protection of vehicle performance, as far as possible in the design of the front axle and steering system optimization. Design, mainly by looking at the actual vehicles, concluded textbook knowledge, read the article in respect of the vehicle to study the front axle, front suspension and steering systems, and checking the relevant parts of the structural strength and rigidity. Finally, the design summary. KEY WORDS: The miniature passenger train, the front hangs system, the steering system, the steering trapezium, the non-independent suspension fork, the independent suspension fork目 录前 言.1第一章转向系设计.41.1转向系总体方案确定4 1.2前桥概述 51.3转向器的选择. 61.4转向器主要性能参数的确定91.5循环球式转向器的设计 .141.6循环球式转向器零件强度计算.181.7转向传动机构强度计算191.8转向梯形的设计 .20第二章悬架系统设计.232.1概述.232.2悬架结构形式分析.242.3弹性元件的分析.272.4悬架主要性能参数的确定282.5弹性元件的计算.292.6独立悬架导向机构设计312.7减振器的选择.32总 结.36参 考 文 献.37致 谢.38附 录.39前 言改革开放以来，我国汽车工业发展迅猛。作为汽车关键部件之一的转向系统也得到了相应的发展，基本已形成了专业化、系列化生产的局面。有资料显示，国外有很多国家的转向器厂，都已发展成大规模生产的专业厂，年产超过百万台，垄断了转向器的生产，并且销售点遍布了全世界。 而舒适性也是轿车最重要的使用性能之一。舒适性与车身的固有振动特性有关，而车身的固有振动特性又与悬架的特性相关。所以，汽车悬架是保证乘坐舒适性的重要部件。同时，汽车悬架作为车架(或车身)与车轴(或车轮)之间作连接的传力机构，又是保证汽车行驶安全的重要部件。因此，汽车悬架往往列为重要部件编入轿车的技术规格表，作为衡量轿车质量的指标之一。一 现代汽车转向系(一) 现代汽车转向装置的设计趋势1适应汽车高速行驶的需要从操纵轻便性、稳定性及安全行驶的角度，汽车制造广泛使用更先进的工艺方法，使用变速比转向器、高刚性转向器。“变速比和高刚性”是目前世界上生产的转向器结构的方向。2充分考虑安全性、轻便性随着汽车车速的提高，驾驶员和乘客的安全非常重要，目前国内外在许多汽车上已普遍增设能量吸收装置，如防碰撞安全转向柱、安全带、安全气囊等，并逐步推广。从人类工程学的角度考虑操纵的轻便性，已逐步采用可调整的转向柱管和动力转向系统。 3低成本、低油耗、大批量专业化生产随着国际经济形势的恶化，石油危机造成经济衰退，汽车生产愈来愈重视经济性，因此，要设计低成本、低油耗的汽车和低成本、合理化生产线，尽量实现大批量专业化生产。对零部件生产，特别是转向器的生产，更表现突出。 4汽车转向器装置的电脑化汽车的转向器装置，必定是以电脑化为唯一的发展途径。(二)现代汽车转向装置的发展趋势 1.现代汽车转向装置的使用动态随着汽车工业的迅速发展，转向装置的结构也有很大变化。汽车转向器的结构很多，从目前使用的普遍程度来看，主要的转向器类型有4种：有蜗杆指销式(WP型)、蜗杆滚轮式(WR型)、循环球式(BS型)、齿条齿轮式(RP型)。这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。据了解，在世界范围内，汽车循环球式转向器占45左右，齿条齿轮式转向器占40左右，蜗杆滚轮式转向器占10左右，其它型式的转向器占5。循环球式转向器一直在稳步发展。日本汽车转向器的特点是循环球式转向器占的比重越来越大，日本装备不同类型发动机的各类型汽车，采用不同类型转向器。大、小型货车大都采用循环球式转向器，但齿条齿轮式转向器也有所发展。微型货车用循环球式转向器占65，齿条齿轮式占 35。我国的转向器生产，除早期投产的解放牌汽车用蜗杆滚轮式转向器，东风汽车用蜗杆指销式转向器之外，其它大部分车型都采用循环球式结构，并都具有一定的生产经验。目前解放、东风也都在积极发展循环球式转向器，并已在第二代换型车上普遍采用了循环球式转向器。由此看出，我国的转向器也在向大量生产循环球式转向器发展。 2.转向器生产专业化循环球式转向器在国外实现了专业化生产，同时以专业厂为主、大力进行试验和研究，大大提高了产品的产量和质量。在日本“精工”(NSK)公司的循环球式转向器就以成本低、质量好、产量大，逐步占领日本市场，并向全世界销售它的产品。德国ZF公司也作为一个大型转向器专业厂著称于世。它从1948年开始生产ZF型转向器，年产各种转向器200多万台。还有一些比较大的转向器生产厂，如美国德尔福公司SAGINAW分部；英国BURM#0;AN公司都是比较有名的专业厂家，都有很大的产量和销售面。专业化生产已成为一种趋势，只有走这条道路，才能使产品质量高、产量大、成本低，在市场上有竞争力。3.动力转向是发展方向动力转向系统的应用日益广泛，不仅在重型汽车上必须装备，在高级轿车上应用的也较多，在中型汽车上的应用也逐渐推广。主要是从减轻驾驶员疲劳，提高操纵轻便性和稳定性出发。虽然带来成本较高和结构复杂等问题，但由于优点明显，还是得到很快的发展。从发展趋势上看，国外整体式转向器发展较快，而整体式转向器中转阀结构是目前发展的方向二现代汽车悬架悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。汽车车架（或车身）若直接安装于车桥（或车轮）上，由于道路不平，由于地面冲击使货物和人会感到十分不舒服，这是因为没有悬架装置的原因。汽车悬架是车架（或车身）与车轴（或车轮）之间的弹性联结装置的统称。它的作用是弹性地连接车桥和车架（或车身），缓和行驶中车辆受到的冲击力。保证货物完好和人员舒适；衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架（或车身）上，以保证汽车行驶平顺；并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。 一般悬架由弹性元件、导向机构、减振器和横向稳定杆组成。弹性元件用来承受并传递垂直载荷，缓和由于路面不平引起的对车身的冲击。弹性元件种类包括钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、油气弹簧、空气弹簧和橡胶弹簧。减振器用来衰减由于弹性系统引起的振，减振器的类型有筒式减振器，阻力可调式新式减振器，充气式减振器。导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动，通常导向机构由控制摆臂式杆件组成。种类有单杆式或多连杆式的。钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构，它本身兼起导向作用。有些轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架系统中加设横向稳定杆，目的是提高横向刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。第一章 转向系统的设计1.1 转向系总体方案确定汽车的运动是由直线和曲线运动两方面组成的，汽车在行驶过程中，经常需要改变行驶方向。者就要求有一定的装置来完成这种功能，就轮式汽车而言，改变行驶方向的方法是：设计一套用来改变或发挥汽车行驶方向的专设机构及汽车的转向系。转向系应具备的性能是转向操作必须轻便可靠，也应在保持汽车的动态转向性能的同时，必须安全地进行转向，因此设计中对转向系的性能主要要求有 ：1 汽车转弯行驶时，全部车轮应绕着瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求的会加速轮胎磨损，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，并且转向盘没有摆动。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销处，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。转向系可按转向能源的不同分为：机械转向系和动力转向系。这次设计的转向系是机械转向系，它由转向操作机构，转向器和转向传动机构三大部分组成。下图是一种机械式转向系统：图1-1 汽车转向器的布置l.转向盘 2.安全转向轴 3.转向节 4.转向轮 5.转向节臂 6.转向横拉杆 7.转向减振器 8.机械转向器 驾驶员对转向盘1施加的转向力矩通过转向轴2输入转向器8。从转向盘到转向传动轴这一系列零件即属于转向操纵机构。作为减速传动装置的转向器中有1、2级减速传动副（右图所示转向系统中的转向器为单级减速传动副）。经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆6，再传给固定于转向节3上的转向节臂5，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而改变了汽车的行驶方向。这里，转向横拉杆和转向节臂属于转向传动机构。1.2前桥概述前桥通过车架与悬架连接，支撑着汽车大部分重量，并将汽车的牵引力或制动力，以及侧向力经悬架传给车架。根据悬架结构不同，车桥分为断开式和整体式两种。当采用非独立悬架时，车桥中部是刚性的实心或空心梁，这种车桥即为整体式；断开式车桥为活动关节式结构，与独立悬架配用。根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。其中，转向桥和支持桥都属于从动桥。一般汽车多以前桥为转向桥，而以后桥和中、后两桥为驱动桥。越野汽车的前桥则为转向驱动桥。转向桥是利用车桥中的转向节使车轮可以偏转一定角度以实现汽车的转向。转向桥通常位于汽车的前部，因此也常称为前桥。前桥除常承受垂直载荷外，还承受纵向力和侧向力以及这些力所引起的力矩。由于本车采用独立悬架系统，所以采用断开式车桥。本车为发动机前置后轮驱动。故前桥为转向从动桥。断开式转向桥在轿车和微型客车上得到广泛应用，它与独立悬架相配置组成力性能优良的转向桥。由于它有效的减少了非簧载质量，降低了发动机的质心高度，从而提高了发动机的行驶平顺性和操纵稳定性。断开式车桥主要有车轮、减震器、上支点总成、缓冲弹簧、转向节、大头销总成、横向稳定杆总成、左右梯形臂、主转向臂、中臂、左右横拉杆、悬架总成等组成。其中有些臂、悬臂均为薄钢板焊接结构，主转向臂与中臂是通过螺栓与橡胶衬套连接的，左右转向梯形臂用大球头销总成与悬臂总成连接。 图1-2 汽车断开式转向桥1.3 转向器的选择转向器是转向系中的减速装置，可根据转向器的传动效率分为可逆式和不可逆式转向器，以及极限可逆式转向器，可逆式转向器逆效率高易将经轴向传动机构传来的路面反力传到转向盘上，它有利于转向回正，但同时也能产生“打手”现象；不可逆式转向器没有回正作用，道路的阻力也不能反馈到转向盘，驾驶员丧失路感；极限可逆式转向器其反向传力性介于两者之间，而接近与不可逆式有一定的路感和回正能力，路面冲击力很小部分传到方向盘上，由于整个转向起个传动元件之间都存在必然的装配关系，而随着零件磨损而增大，也因为这些间隙的存在，使转向盘和转向节不能同步，所以转向盘在实现转向过程中存在空转阶段，空转阶段的角行程成为转向盘的自由行程，当间隙过大时，转向盘的自由行程增大，影响转向灵敏性，所以转向器有间隙调整机构。转向器可分为：齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆曲柄指销式转向器等几种型式，下面分别介绍这几种转向器：1.齿轮齿条式转向器 两端输出的齿轮齿条式转向器如图所示，作为传动副主动件的转向齿轮轴11通过轴承12和13安装在转向器壳体5中，其上端通过花键与万向节叉10和转向轴连接。与转向齿轮啮合的转向齿条4水平布置，两端通过球头座3与转向横拉杆1相连。弹簧7通过压块9将齿条压靠在齿轮上，保证无间隙啮合。图1-3 齿轮齿条式转向器1.转向横拉杆 2.防尘套 3.球头座 4.转向齿条 5.转向器壳体 6.调整螺塞 7.压紧弹簧 8.锁紧螺母 9.压块 10.万向节 11.转向齿轮轴 12.向心球轴承 13.滚针轴承 弹簧的预紧力可用调整螺塞6调整。当转动转向盘时，转向器齿轮11转动，使与之啮合的齿条4沿轴向移动，从而使左右横拉杆带动转向节左右转动，使转向车轮偏转，从而实现汽车转向。2.循环球式转向器 循环球式转向器是目前国内外应用最广泛的结构型式之一,一般有两级传动副，第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。如图所示:图1-4 循环球式转向器为了减少转向螺杆转向螺母之间的摩擦，二者的螺纹并不直接接触，其间装有多个钢球，以实现滚动摩擦。转向螺杆和螺母上都加工出断面轮廓为两段或三段不同心圆弧组成的近似半圆的螺旋槽。二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面的螺旋管状通道。螺母侧面有两对通孔，可将钢球从此孔塞入螺旋形通道内。转向螺母外有两根钢球导管，每根导管的两端分别插入螺母侧面的一对通孔中。导管内也装满了钢球。这样，两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。转向螺杆转动时，通过钢球将力传给转向螺母，螺母即沿轴向移动。同时，在螺杆及螺母与钢球间的摩擦力偶作用下，所有钢球便在螺旋管状通道内滚动，形成球流。在转向器工作时，两列钢球只是在各自的封闭流道内循环，不会脱出。3.蜗杆曲柄指销式转向器 蜗杆曲柄指销式转向器的传动副以转向蜗杆为主动件，其从动件是装在摇臂轴曲柄端部的指销。转向蜗杆转动时，与之啮合的指销即绕摇臂轴轴线沿圆弧运动，并带动摇臂轴转动。经比较分析，循环球式转向器以其传动效率高，工作平稳，可靠，螺杆和螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工后既耐磨寿命又长。在转向起的设计中对于一定的转向盘转角与转向器的传动比成反比，角传动比增加后转向轮转角对同一转向盘转角的响应变的迟钝，操纵时间越长，灵敏度越低。所以轻和灵构成了一对矛盾。为解决这一矛盾，采用循环球曲柄指销式变速比转向器，这样可以消除滑动摩檫，提高转向器的效率。循环球式转向器的逆效率虽然也很高，容易将路面冲击力传到方向盘上。但是对于较轻型的前轴载荷不大而又经常在好路面上行驶的汽车而言，这一缺点影响不大，因此，循环球式转向器广泛应用与各类各级转向系统上。1.4转向器主要性能参数的确定(一) 转弯半径的确定 为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快的磨损，要求转向系能保证在汽车转向时所有车轮均作纯滚动运动这只有所有车轮的轴线都相交在一点时才能实现，内转向轮偏转角应大于外转向轮偏转角。在汽车转向轮转角最大位置条件下以低速转弯时的半径为Rmin.在车轮绝对刚体的条件下角0与i的理想关系是: （1-1）式中：K-两侧主销轴线与地面相交点的额距离 1040；L-汽车轴距 2210转弯半径越小，汽车的机动性能越好。其关系是： 图1-5 理想的内外车轮转角关系 （1-2） 因为 L=2210; R=4.5; a=40 所以 0=30.5 i=40.6(二)转向轮的定位1.主销后倾角主销后倾角如图所示:图1-6 主销后倾角当汽车水平停放时，在汽车的纵向垂面内，主销上部向后倾斜一个角度r,称为主销后倾角。当主销具有后倾角时，主销轴线与路面交点A 将位于车轮与路面接触点的前面。当汽车直线行驶时，若转向轮偶然受到外力作用而稍有偏转（例如向右偏转，如图中箭头所示），将使汽车行驶方向向右偏离。这时由于汽车本身离心力的作用，在车轮与路面接触点 B 处，路面对车轮作用着一个侧向反作用力 Y 。反力 Y 对车轮形成饶主销轴线作用的力矩 Yl ，其方向正好与车轮偏转方向相反。在此力矩作用下，将使车轮回复到原来中间位置，从而保证汽车能稳定地直线行驶，故此力矩称为稳定力矩（回正力矩）。因稳定力矩的大小取决于力臂 l 的数值，而力臂又取决于后倾角 r 的大小，因此，为了不使转向盘沉重，主销后倾角r 不宜过大。现在一般采用不超过 2 到 3 度的后倾角。现代高速汽车由于轮胎气压降低、弹性增加，而引起稳定力矩增加，因此 r 可以减小至或接近于零，甚至为负。2.主销内倾角主销内倾角如下图所示：图1-7 主销内倾角当汽车水平停放时，在汽车的横向垂面内，主销轴线与地面垂线的夹角为主销内倾角。主销内倾角的作用是使车轮自动回正。汽车直线行驶时，车轮轴线与主销的交角恰为这个最大值。车轮轴线与主销夹角在转向过程中是不变的，当车轮转过一个角度，车轮轴线就离开水平面往下倾斜，致使车身上抬，势能增加。这样汽车本身的重力就有使转向轮回复到原来中间位置的效果。主销内倾角的另一个作用是使主销轴线与路面的交点到车轮接地面的中心的距离（内偏置距）a减小，可以减小转向阻力矩，及底面冲击力对方向盘的作用。再来看看回正力矩的情况。汽车除了有主销后倾，还有内偏置.前轮只转向不驱动时，外轮的回正力矩大于内轮所受回正力矩，总的效果是使内外轮顺。因此回正力矩总的效果是使汽车回正。3.前轮外倾角 图1-8 前轮外倾角如图所示，当汽车水平停放时，在汽车的横向垂面内，车轮平面与地面垂线的夹角为前轮外倾角。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时车桥因承载变形而可能出现车轮内倾，这样将加速车轮胎的磨损。另外，路面对车轮的垂直反力沿轮毂的轴向分力将使轮毂压向外端的小轴承，加重了外端小轴承及轮毂紧固螺母的负荷，降低它们的寿命。因此，为前轮有一个外倾角。但是外倾角也不宜过大，否则也会使轮胎产生偏磨损。在现代一些独立悬架的轿车上，前轮采用了负的外倾角，这往往是为了减小在高速转向时车身的侧倾。4.前轮前束 如图所示为前轮前束示意图: 图1-9 前轮前束车轮有了外倾角后，在滚动时就类似于滚锥，从而导致两侧车轮向外滚开。由于转向横拉杆和车桥的约束车轮不致向外滚开，车轮将在地面上出现边滚边向内滑的现象，从而增加了轮胎的磨损。为了避免这种由于圆锥滚动效应带来的不良后果，将两前轮适当向内偏转，即形成前轮前束。我们称两前轮后边缘的距离与前边缘的距离的差为前轮前束。在前轮驱动的汽车上，因为驱动力是向前作用于车轮，所以在设计中要考虑到这一因素对前轮前束值的影响，有时会出现零前束和负前束的情况。5.定位角选择(1) 主销后倾角 =130(2) 主销内倾角 =1230(3) 前轮外倾角 =1(4) 前轮前束A-B A-B=8mm(三)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+表示，+=(P1P2)Pl；反之称为逆效率，用符号-表示，- =(P3P2)P3。式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求正效率高。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手又要求此逆效率尽可能低。1.转向器的正效率+ 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。转向器的结构参数与效率,如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算 （1-3）式中，0为蜗杆(或螺杆)螺线导程角；为摩擦角，=arctanf；f为摩擦因数。2.转向器逆效率-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，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。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。该冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉；因此，现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算 （1-4）式中表明：增加导程角0,正、逆效率均增大。受-增大的影响，0不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于摩擦角。通常螺线导程角选在810之间。取0=8，f=0.005所以 =96.5 =96.37(四)转向系的传动比转向系传动比的组成: 转向系传动比的组成由转向系的角传动比iw。和转向系的力传动比ip组成.1.转向系的角传动比:选转向器的角传动比iw=17,传动机构角传动比iw=1,故转向系的角传动比为17.2.转向系的力传动比: =81.6 （1-5） Dsw =384: 方向盘直径 iwo =20 :角传动比转向器的角传动比iw是一个重要的参数,它影响汽车的操纵轻便性,转向灵敏性和稳定性,由上可以看出增大角传动比可增大力传动比,在转向阻力一定时,增大力传动比会减少驾驶员作用在方向盘上的力,使操纵轻便.但考虑到iw。=iw.转向轮的转角和转向器角传动比成反比.角传动比增加后, 转向轮的转角对同一方向盘转角的响应变得迟钝,操纵时间增长,汽车转向灵敏性降低.所以轻和灵构成一对矛盾,为解决这一矛盾,通常采用变角传动比的转向器.1.5 循环球式转向器的设计(一)转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，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。精确地计算出这些力是困难的。为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩Mn(Nmm) （1-6） 式中，f 为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7；Gl为转向轴负荷(N),G1=5250N;p为轮胎气压(MPa),p=0.32 Mpa.所以 Mr=139363.392 N作用在转向盘上的手力为 （1-7） 式中，Ll为转向摇臂长；L2为转向节臂长, L1=L2；Dsw为转向盘直径,Dsw=384mm;iw为转向器角传动比, iw =20;+为转向器正效率,+=0.965.所以 Fk=44.25 N(二)主要尺寸参数的选择1.循环球式转向器传动副的设计螺杆,钢球,螺母传动副如图所示(1)钢球中心距图1-10 螺杆、钢球、螺母传动副钢球中心距是一个基本参数,能够影响转向器的结构尺寸和强度.设计时首先参考同类汽车的参数进行初选,然后按照作用载荷进行强度验算,再进行修正尺寸,在保证足够的强度条件下,钢球中心距应可能取得小些,螺杆的外径,螺母的内径以及钢球的直径等对中心距都有影响钢球中心距是基本尺寸，螺杆外径D1、螺母内径D2及钢球直径d对确定钢球中心距D的大小有影响，而D又对转向器结构尺寸和强度有影响。在保证足够的强度条件下，尽可能将D值取小些。选取D值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距D也相应增加。设计时先参考同类型汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。螺杆外径Dl通常在2038mm范围内变化，设计时应根据转向轴负荷的不同来选定。螺母内径D2应大于Dl，一般要求 D2Dl= (510)D.根据汽车设计P180页表7-1可取: D=28(2)螺杆的外径D1j及螺母的内径D2螺杆的外径和螺母的内径之间不能有相互摩檫,设计时应取D2D1,一般D2- D1=(5%10%)D以在钢球中心距选定的条件下,便能获得螺杆的外径和螺母的内径的尺寸.,因为 D2D1, D2- D1=(5%10%)D, 取 D1=28, D2=32(3)钢球的直径和钢球的数量钢求直径d的尺寸直接影响到螺杆和螺母螺旋机构的尺寸和承载能力.同样,钢球的数量也会影响承载能力,数量的多能增加承载能力,但会影响钢球的流动性,从而使传动效率降低.查表得: d=7.144, 取 d=7增加钢球数量n，能提高承载能力，但使钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。因为钢球本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部钢球数。经验证明，每个环路中的钢球数以不超过60粒为好。为保证尽可能多的钢球都承载，应分组装配。每个环路中的钢球数可用下式计算=18.85 （1-8）式中，D为钢球中心距；W为一个环路中的钢球工作圈数n为不包；括环流导管中的钢球数；0为螺线导程角，常取0=58，则cos01。 取 n =20(4)滚道截面图1-11 四段圆弧滚道截面当螺杆和螺母各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时,钢球与滚道有四点接触，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。图中滚道与钢球之间的间隙，除用来贮存润滑油之外，还能贮存磨损杂质。为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径R2应大于钢球半径d/2，一般取R2 =(0.510.53)d。(5)接触角钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角称为接触角，如图所示。角多取为45，以使轴向力和径向力分配均匀。(6)螺距P和螺旋线导程角0 转向盘转动角，对应螺母移动的距离S为 (1)式中，P为螺纹螺距。与此同时与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s，相应摇臂轴转过p角，其间关系可表示如下 (2)式中，r为齿扇节圆半径。式(1)、式(2)得，将对p，求导得循环球式转向器角传动比iw为 由式可知，螺距P影响转向器角传动比的值。在螺距不变的条件下，钢球直径d越大，图中的尺寸b越小，要求b=P-d2.5mm。螺距P一般在811mm内选取。根据表7-11可知 P=9.525 取 P=9.6即 b=P-d=9.6-7=2.62.5(6)工作钢球圈数W 多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数W又与接触强度有关：增加工作钢球圈数，参加工作的钢球增多，能降低接触应力，提高承载能力；但钢球受力不均匀、螺杆增长而使刚度降低。工作钢球圈数有1.5和2.5圈两种。一个环路的工作钢球圈数的选取见汽车设计表7-1。取 W=1.52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。根据以上所说，参考表7-1循环球式转向器主要参数确定如下： 齿扇模数 4.0 螺母长度 58 齿扇齿数 5 齿扇整圆齿数 13 齿扇压力角 2230 切削角 630 齿扇宽 30 法向压力角o o=25 齿顶高系数 1 径向间隙系数 0.21.6 循环球式转向器零件强度计算(一) 钢球与滚道之间的接触应力用下式计算钢球与滚道之间的接触应力 （1-9）式中，k为系数，根据AB值查表取A= (1r) (1R2)/2，B=(1r) + (1R1)2；R2为滚道截面半径；r为钢球半径；Rl为螺杆外半径；E为材料弹性模量，等于2.1X105Nmm2；F3为钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算 式中，o为螺杆螺线导程角；为接触角；n为参与工作的钢球数；F2为作用在螺杆上的轴向力。 接触表面硬度为5864HRC时，许用接触应力=2500Nmm2。A= (1/r)-(1/R2)/2=(1/3.5)-(1/3.6)=0.00396B=(1/r)+(1/R1)/2=(1/3.5)+( 1/3.6)=0.28174 A/B=0.014查表知: k=2.08因此 =1715.912500 Nmm2(二)齿的弯曲应力w用下式计算齿扇齿的弯曲应力 （1-10）式中，F为作用在齿扇上的圆周力；h为齿扇的齿高；b为齿扇的齿宽；s为基圆齿厚。许用弯曲应力为w=540Nmm2。螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造，表面渗碳。前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在0.81.2mm；前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在1.051.45mm。表面硬度为5863HRC。(三)转向摇臂轴直径的确定用下式计算确定摇臂轴直径d （1-11）式中，K为安全系数，根据汽车使用条件不同可取2.53.5；MR为转向阻力矩；。为扭转强度极限。=27.628mm图1-12 转向摇臂受力图摇臂轴用20CrMnTi，表面渗碳，渗碳层深度在0.81.2mm。前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1.051.45mm。表面硬度为5863HRC。1.7 转向传动机构强度计算(一) 球头销 许用接触应力为j2530Nmm2。球头销用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液体碳氮共渗钢35CrNi制造。根据汽车设计表74选取球头直径 d=20mm(二)转向拉杆拉杆应有较小的质量和足够的刚度。拉杆的形状应符合布置要求，有时不得不做成弯的，这就减小了纵向刚度。稳定性安全系数不小于1.52.5。拉杆由40钢无缝钢管制成。1.8 转向梯形的设计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，为达到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转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影。向另一侧车轮；与整体式转向梯形比较，由于杆系、球头增多，所以结构复杂，制造成本高，并且调整前束比较困难。图1-13 断开点的确定横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。采用双横臂独立悬架，常用图解法(基于三心定理)确定断开点的位置。其求法如下：1)延长KBB与KAA，交于立柱AB的瞬心P点，由P点作直线PS。S点为转向节臂球销中心在悬架杆件(双横臂)所在平面上的投影。当悬架摇臂的轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。2)延长直线AB与KAKB，交于QAB点，连PQAB直线。3)连接S和B点，延长直线SB。4)作直线PQBS，使直线PQAB与户QBS间夹角等于直线PKA与PS间的夹角。当S点低于A点时，PQBS线应低于PQAB线。5)延长PS与QBSKB，相交于D点，此D点便是横拉杆铰接点(断开点)的理想的位置。以上是在前轮没有转向的情况下，确定断开点D位置的方法.根据参照P250可选断开点取在中间位置。(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，所有车轮不是绕着后轴沿长线上的点滚动，而是绕着前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析有关两轴汽车的转向问题。此时，两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图所示。设o、i。分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系 （1-12）若自变角为o，则因变角i的期望值为图1-14 理想的内外转角关系简图 利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角式中，m为梯形臂长；为梯形底角。由图所得: （1-13）式中，Dmin为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。考虑到多数使用工况下转角o小于20，且10以内的小转角使用得更加频繁建立约束条件时应考虑到：设计变量m及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对 的下限应设置约束条件。综上所述，各设汁变量的取值范围构成的约束条件为 梯形臂长度m 设计时取在 mmin=0.11K，mmax=0.15K，梯形底角min=70。此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角方不宜过小，通常取 min =40。如图所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时min 即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为 （1-14）式中，min为最小传动角。梯形臂长 mmin=0.11K=0.111040=114.4114 mmax=0.15K=0.151180=156取 m=150梯形底角 min=70取 =80 将数据代入（1）得： 该数据满足设计要求。第二章 悬架系统的设计2.1 概述悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架(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。导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架(或车身)的运动特性，并传递除弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。当用纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。缓冲块用来减轻车轴对车架(或车身)的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。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)具有合适的衰减振动能力。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合适。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。要正确地选择悬架方案和参数，在车轮上、下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前轮摆振；汽车转向时，应使之稍有不足转向特性。独立悬架导向杆系铰接处多采用橡胶衬套，能隔绝车轮所受来自路面的冲击向车身的传递。2.2 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 图2-1 悬架的结构形式简图 a)非独立悬架 b)独立悬架架与车架(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。独立悬架的优点是：簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性；由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，又改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力。独立悬架的缺点是结构复杂，成本较高，维修困难。这种悬架主要用于轿车和部分轻型货车、客车及越野车上。(二)独立悬架结构形式分析对于不同结构形式的独立悬架，不仅结构特点不同，而且许多基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 汽车在侧向力作用下，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称之为侧倾中心。侧倾中心到地面的距离称为侧倾中心高度。侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。(2)车轮定位参数的变化 车轮相对车身上、下跳动时，主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角及车轮前束等定位参数发生变化。若主销后倾角变化大，容易使转向轮摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。(3)悬架侧倾角刚度 当汽车作稳态圆周行驶时，在侧向力作用下，车厢绕侧倾轴线转动，并将此转动角度称之为车厢侧倾角。车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。(4)横向刚度 悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。不同形式的悬架占用的空间尺寸不同，占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动机的困难程度；占用高度空间小的悬架，则允许行李箱宽敞，而且底部平整，布置油箱容易。因此，悬架占用的空间尺寸也用来作为评价指标之一。(三)前悬架方案的选择前悬架目前基本上都采用独立悬架系统，即左右两个车轮各自独立地通过悬挂装置与车体相连，也意味着可以各自独立地上下跳动。悬架系统由连杆机构和弹簧、减震器组成三角形、四边形或其它形状的连接方式以固定车轮与车身的相对位置，在弹簧的作用下使车轮可以相对车身上下运动。常见的有双横臂式和麦佛逊(称滑柱摆臂式)。双横臂式悬架由上短下长两根横臂连接车轮与车身，两根横臂都非真正的杆状，而是大体上类似英文字母Y或C，这样的设计既是为了增加强度，提高定位精度，也为减震器和弹簧的安装留出了空间和安装位置。同时，下横臂的长度较长，且与车轮中心大致处于同一水平线上，这样做的目的是为了在车轮跳动导致下横臂摆动时，不致产生太大的摆动角，也就保证了车轮的倾角不会产生太大变化。这种结构比较复杂，但经久耐用，同时减震器的负荷小，寿命长。 滑柱摆臂式悬架结构相对比较简单，只有下横臂和减震器弹簧组两个机构连接车轮与车身，它的优点是结构简单，重量轻，占用空间小，上下行程长等。缺点是由于减震器-弹簧组充当了主销的角色，使它同时也承受了地面作用于车轮上的横向力，因此在上下运动时阻力较大，磨损也增加了。当急转弯时，由于车身侧倾，左右两车轮也随之向外侧倾斜，出现不足转向，弹簧越软这种倾向越大。独立悬架的左右车轮不是用整体车桥相连接，而是通过悬架分别与车架（或车身）相连，每侧车轮可独立上下运动。根据导向机构不同的结构特点，独立悬架可分为： (一)双横臂式（双叉式）独立悬架 图2-2 双横臂式独立悬架如图所示为双横臂式独立悬架。上下两摆臂不等长，选择长度比例合适，可使车轮和主销的角度及轮距变化不大。这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上 .(二)不等臂双横臂上臂比下臂短汽车车轮上下运动时，上臂比下臂运动弧度小。使轮胎上部内外移动，而底部影响很小。这种结构利于减少轮胎磨损，提高汽车行驶平顺性和方向稳定性。(三)滑柱摆臂式独立悬架（麦弗逊式或叫支柱式等） 图2-3 滑柱摆臂式独立悬架这种悬架目前在轿车中采用很多。如图所示。滑柱摆臂式悬架将减振器作为引导车轮跳动的滑柱，螺旋弹簧与其装于一体。这种悬架将双横臂上臂去掉并以橡胶做支承，允许滑柱上端作少许角位移。内侧空间大，有利于发动机布置，并降低车子的重心。车轮上下运动时，主销轴线的角度会有变化，这是因为减振器下端支点随横摆臂摆动。以上问题可通过调整杆系设计布置合理得到解决。 (四)斜置单臂式独立悬架 这种悬架如图所示。这种悬架是单横臂和单纵臂(如下图所示）独立悬架的折衷方案。其摆臂绕与汽车纵轴线具有一定交角的轴线摆动，选择合适的交角可以满足汽车操纵稳定性要 求。这种悬架适于做后悬架。独立悬架中多采用螺旋弹簧，因而对于侧向力，垂直力以及纵向力需加设导向装置即采用杆件来承受和传递这些力。因而一些轿车上为减轻车重和简化结构采用多杆式悬架。图2-4 斜置单臂式独立悬架2.3 弹性元件的分析悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。 典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成，个别结构则还有缓冲块、横向稳定杆等。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式。悬架是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，关系到汽车的多种使用性能。因为悬架既要满足汽车的舒适性要求，又要满足其操纵稳定性的要求，而这两方面又是互相对立的。比如，为了取得良好的舒适性，需要大大缓冲汽车的震动，这样弹簧就要设计得软些，但弹簧软了却容易使汽车发生刹车“点头”、加速“抬头”以及左右侧倾严重的不良倾向，不利于汽车的转向，容易导致汽车操纵不稳定等。 悬架采用的弹性元件有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧、油气弹簧、橡胶弹簧等。(一)钢板弹簧 钢板弹簧又叫叶片弹簧，它是由若干不等长的合金弹簧片叠加在一起组合成一根近似等强度的梁。钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对滑动而产生摩擦，可促使车架的振动衰减。各片间的干摩擦，车轮将所受冲击力传递给车架，且增大了各片的摩损。所以在装合时，各片间涂上较稠的润滑剂（石墨润滑脂），并应定期保养。 钢板弹簧本身还兼起导向机构的作用，可不必单设导向装置，使结构简化，并且由于弹簧各片之间摩擦引起一定减振作用。有些高级轿车的后悬架采用钢板弹簧作弹性元件。目前一些国家汽车上采用变厚度的单片或二至三片的钢板弹簧，可以减少片与片间的干摩擦，减小动刚度，还提高使用应力，同时减轻重量。 (二)螺旋弹簧 螺旋弹簧是用弹簧钢钢棒料卷制而成，它们有刚度不变的圆柱形螺旋弹簧和刚度可变的圆锥形螺旋弹簧。 图2-5 螺旋弹簧螺旋弹簧大多应用在独立悬架上， 尤以前轮独立悬架采用广泛。有些轿车后轮非独立悬架也有采用螺旋弹簧作弹性元件的。由于螺旋弹簧只承受垂直载荷，它用做弹性元件的悬架要加设导向机构和减振器。它与钢板弹簧相比具有不需润滑，防污性强，占用纵向空间小，弹簧本身质量小的特点，因而现代轿车上广泛采用。2.4 悬架主要性能参数的确定(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=Fwc。汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2(亦称偏频)可用下式表示 (2-1)式中，c1、c2为前、后悬架的刚度(Ncm)；m1、m2为前、后悬架的簧上质量(kg)。当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 式中，g为重力加速度(g=981cms2)。将、代入式(1)得到 分析上式可知：悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频n。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度。在选取前、后悬架的静挠度值和时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度比前悬架的静挠度小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，nln21时小，故推荐取 =(0.80.9)。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐=(0.60.8)。为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。(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12或23)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79cm；对大客车, 取58cm；对货车取69cm。选取=6 偏频n=1.5Hz即 =11.12.5 弹性元件的计算本悬架为滑柱摆臂式独立悬架，使用弹簧元件为螺旋弹簧。其主要功用是：控制机械的运动、吸收冲击和振动能量、储藏能量和测试里的大小。按受力循环册书的不同，弹簧分为三类：类N106；类N=103105；类N106,故选类弹簧。其材料为65Si2MnWA钢丝。前轴载荷为634.5，因此加在单个弹簧上的轴向力Fmax（满载时）为Fmax= （2-2）其中634.5为满载时两前轮所承受的质量，60为非簧载质量。由滑柱摆臂式独立悬架的导向机构估算的满载是弹簧的压缩量为初取弹簧丝直径d=12,旋绕比C=7，螺旋升角，取0。则中径D=cd=712=84,内径D1=D-d=73,外径D2=D+d=97.取 D=84，D1=72，D2=96。曲度系数K1由机械设计图20.9得 （2-3）由以上数据查机械设计表20.2得 =480Mpa, 切变模量G=8104计算弹簧直径： （2-4）选取的弹簧满足要求。计算弹簧圈数： （2-5）弹簧的总圈数: n=7.5+2=9.5节距 : P=(0.280.5)D=21.542.5取节距 : P=30。轴间间距 :=P-d=30-12=18自由长度H0=Pn+(n-n+1)d=307.5+(9.5-7.5+1)12=261稳定性指标 :导杆与弹簧间的间隙 取C=7 2.6 独立悬架导向机构设计(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67，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。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。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；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。然而，前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且几乎不可能超过150mm。此外，在前轮驱动的车辆中，由于前轿轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能使前轮载荷变化小。因此，独立悬架(纵臂式悬架除外)的侧倾中心高度为:前悬架0120mm；2 纵倾中心图2-6 麦弗逊式悬架的纵倾中心滑柱摆臂式悬架的纵倾中心，可由E点作减振器运动方向的垂直线，该垂直线与过G点的摆臂轴平行线的交点即为纵倾中心OV，如图3 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。只有当前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥(轴)之间时，这一性能方可实现，4 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。 2.7 减振器的选择(一) 减振器的选型悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架（或车身）和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随车架与车桥（或车轮）之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。 (1) 在压缩行程（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。 (2) 在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离），减振器阻尼力应大，迅速减振。 (3) 当车桥（或车轮）与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 在汽车悬架系统中广泛采用的是筒式减振器，且在压缩和伸张行程中均能起减振作用叫双向作用式减振器，还有采用新式减振器，它包括充气式减振器和阻力可调式减振器。 图2-7 减振器简图 1. 活塞杆；2. 工作缸筒；3. 活塞；4. 伸张阀；5. 储油缸筒； 6. 压缩阀；7. 补偿阀；8. 流通阀；9. 导向座；10. 防尘罩；11. 油封 双向作用筒式减振器示意图双向作用筒式减振器工作原理说明。在压缩行程时，指汽车车轮移近车身，减振器受压缩，此时减振器内活塞3向下移动。活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞杆1占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积，一部分油液于是就推开压缩阀6，流回贮油缸5。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀8关闭，上腔内的油液推开伸张阀4流入下腔。由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀7流进下腔进行补充。由于这些阀的节流作用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速减振的要求。减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度v之间有如下关系 （2-6） 式中，为减振器阻尼系数。减振器的阻力速度特性图具有如下特点：阻力速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数=Fv，所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数而言。通常压缩行程的阻尼系数占v：y=Fy/vy与伸张行程的阻尼系数疗s=Fsvs不等。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为: （2-7）式中，c为悬架系统垂直刚度：ms为簧上质量。设计时，先选取y与s的平均值。对无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.250.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取审s0.3；为避免悬架碰撞车架，取y=0.5s。(二)简式减振器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力Fo计算工作缸直径D （2-8）式中，P为工作缸最大允许压力，取34MPa；为连杆直径与缸简直径之比，双筒式减振器取=0.400.50，单筒式减振器取=0.300.35。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。贮油筒直径Dc=(1.351.50)D，壁厚取为2mm，材料可选20钢。由此可选，双筒式减振器工作缸直径D=40mm； 贮油筒直径Dc=(1.351.50)40=5460，选取 Dc=56mm； 防尘罩外径为66mm。经验算，该减振器完全符合本车要求。总 结大学四年最后的时间里我完成了对微型客车的前桥、前悬架和转向系的设计任务，毕业设计也是对我们大学四年学习成果的考核。搜索收集资料到方案定型、绘图、修改、编写说明书，使我熟悉了汽车设计的整个过程，收获很多。不但使我重新对所学的专业知识有了全新的认识，并且同时学习到了很多曾经未接触的知识，这些使我对四年所学的知识有了一个更高层次的认识。使我获益非浅！现在对这几个月的工作做一下总结：1.由于这是首次做汽车设计，缺乏经验，使设计走了很多弯路，难免犯了一些错误，使设计本身存在一些不当之处。还好得到指导老师的帮助和支持，才得以完成。2.在本次设计中，自己在手绘图、计算机绘图方面有很大提高，使自己的水平又更上一层。3.设计过程中不断的发现错误，改正错误，以至最终完成的一段时间里，都是对自己的提高。由于自己能力有限，设计中难免有很多的错误，恳切希望老师对此提出批评、指正。使自己的能力能进一步的提高。 参 考 文 献1 余志生.汽车理论.北京:机械工业出版社，19962 王望予.汽车设计（3版）.北京：机械工业出版社，19953 余志生、陈家瑞.汽车构造（上、下册）.北京：机械工业出版 社，19934 蔡春源.机械零件设计手册（上、下册）.北京：机械工业出版社，19815 刘鸿文.材料力学（上、下册）.北京：高等教育出版社，19986 张义民,闻邦春.汽车技术.1997，第九期，p7-p207 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，20008 王昆,何小柏等.机械设计.北京：高等教育出版社，19959 吉林工业大学汽车教研室.汽车设计，北京：机械工业出版社，198110 张洪欣.汽车设计.北京：机械工业出版社，198911 徐灏.机械设计手册（第3、4卷）. 北京：机械工业出版社199112 汪卸建.汽车底盘简明教学图解.北京：电子工业出版社，199313 胡宁等.现代汽车底盘构造.上海：上海交通大学出版社，2003 14 甘永立.几何量公差与检测.上海:上海科学技术出版社,200115 G Lechner.Automotive Transmissions. Springer-Verlag,199916 蔡兴旺.汽车构造与原理(下册).北京:机械工业出版社,200417 李传禹.汽车设计标准资料手册.长春:吉林科学技术出版社,199218 上海牌小客车（前悬挂）.北京：北京市晒图厂，1967致 谢转眼间将近三个月的毕业设计结束了。首先，感谢车辆与动力工程学院的领导老师、车辆教研室、车辆研究所广大老师对我的关心与支持。本次毕业设计中得到李水良老师的亲切指导，在这两个月里，他们给我提出了许多好的建议、帮我解决了许多问题，给了我极大的帮助！在此我对他们致以深切的感谢！毕业设计是对在大学四年来所学的基础及专业知识的全面检验和考核，及时的发现自己知识环节的薄弱点，同时也是一次学习、锻炼自己的好机会，是走上工作岗位前的一次设计实践能力锻炼。设计即是独立的，又是互相联系的，在设计中，团结合作是非常必要的，也就是现代所说的团队精神。另外，要本着严谨求实的态度，对自己的设计负责，对自己的图纸负责，对自己图纸的每一条线负责 ，每一个标注都要有依据，不能凭自己的主观想象，不求甚解两个月是短暂的，但是使我们学会了充分利用时间，使我们学会了在有限的时间内作更多的事情，我的指导老师李水良老师在这段时间内不厌其烦地给我讲解疑难、纠正错误，使我从他身上学到了许多东西，并不仅仅是学术上的而更多的应该是生活作风和生活态度上的东西！本组的同学以及本班的许多同学也给予了我很大的帮助，我对他们也表示由衷的感谢！由于本人水平、经验不足和时间的仓促，本次设计难免会出现疏漏和错误，敬请各位老师和广大同仁批评指正。我在此对他们表示由衷的感谢！英语翻译:汽车减振器参数化模型的发展和实验验证 作者：KIRK SHAWN RHOADES 摘 要 这篇论文描述了汽车减振器的一个参数化模型的实现过程。研究的目标是创造一个可以准确地预测阻尼力的减振器模型来作为学生型方程式赛车团队的一个设计工具。这项关于单筒充气减振器研究适合于学生型方程式赛车的应用。 这个模型考虑到了减振器中每一个单独的流通路径，并且建立了对每一个流通路径的流通阻力模型。阀片组的挠度由一个力平衡方程计算出并且与流通阻力相关。这些方程产生一个可以用牛顿的迭代方法求解的非线性方程组。 这个模型的目标是创建准确的力-速度和力-位移关系并用于检验。应用一个震动测力计使模型与真实的减振器数据联系起来以验证准确性。通过一个有效的模型，组件包括常通孔、活塞孔、压缩和复原阀片是不同的以获得减振器阻尼力效果的了解。 一、减振器功能特性1.减振器的构造 要理解减振器的工作过程第一步是要弄清楚减振器的各个组成部件是如何相互作用产生阻尼力的。下面本文将对减振器的组成和功用做一个简单的介绍。减振器的参数特性通常由力-速度和力-位移曲线给出。关于这些图形的更详细的描述将在这一部分给出。 有许多类型的汽车悬架减振器，其作用通常是用来缓和冲击。这其实是一个误称，因为减振器实际上并不能缓和冲击，这是悬架弹簧的作用。众所周知，一个弹簧振子系统在没有能量耗散时会做永久的简谐振动，其中弹簧与振子的势能与动能分别地相互转化。在这篇论文的目的中，减振器的术语将会被使用。减振器的功能就是消除系统动能并将其转化为内能。 减振器的构造有许多类型：双筒减振器，单筒带或不带蓄能器的减振器，甚至中间有一个杆的减振器类型。在这篇论文的目的中，单筒的不带蓄能器的减振器将被用于实验。 不同类型的减振器的另一个主要区别时其外部适应性的特征。有的减振器装配后仍可以被调节。汽车通常使用不可调节的减振器。相反地，在赛车中使用的减振器通常有一定程度的可调节性。既然这项研究的焦点是帮助赛车悬架设计，这种单筒减振器具有可调性。 图1 单筒减振器的组成图1显示了单筒减振器的主要组成元件，外部可调减振器。这种减振器包含一个在充满油液的圆筒中运动的活塞总成。减振器的外罩包含了所有的内部元件。一个装配完全的减振器被分为三个压力腔：气室、复原腔和压缩腔。气室与压缩腔通过一个浮动活塞分开。这个浮动活塞将气室中的气体与液体分隔开来，在压缩腔与复原腔室中，典型的液体是油液。减振器中应用最多的气体是氮气，因为其不与油液发生反应。它对温度相对地不敏感并且不含水蒸气。压缩腔是位于浮动活塞与连杆活塞之间的那一部分体积。复原腔是有活塞杆的那一部分体积。压缩腔与复原腔完全地被油液充满，在这里应用的是典型的是5W重的油液。 活塞与活塞杆相连，活塞杆通过一个用来保持油液的密封装置。杆密封装置同时阻止灰尘和其他污染物进入复原腔影响内部油液的流动。活塞在其外罩上也有一个密封装置位于其外径和内径之间。这个密封装置将压缩腔与复原腔分隔开来。图1所示的球型支座是用来将减振器安装在车体上。在未对减振器施加弯曲应力时，它们允许一定的装配误差。在赛车的应用上，减振器的活塞杆一般连接在车桥上，而套筒的另一面一般连接在车架上以减少不定质量的变化幅度。2.减振器的一般工作过程减振器有两个典型的工作行程：压缩行程与复原行程。这两个行程每一个都将被单独试验。图2所示的是压缩行程模型。图2 压缩行程流通图在压缩行程中，液体有压缩腔流入复原腔。由于油液具有很强的不可压缩性，活塞杆进入复原腔，复原腔和压缩腔中油液和活塞杆的体积之和必然增大。为了适应这种体积增大，浮动活塞在气室中压缩氮气，气体压缩的体积与活塞杆进入的体积相同。单筒减振器同时具有压缩气室以保持一个提升的油液压力的优点，这可以帮助阻止油液空穴的形成。模型分析显示活塞一英寸的位移只引起气室压力四到十磅/平方英寸的改变，根据气室初始压力而不同。这个小的压力改变意味着一个几乎相同的压力施加在压缩腔力的液压油液上。气室中的压力用Pg表示。气室中的压力显示出一个气体弹簧效果。力等于活塞杆的面积与Pg的乘积，这个力一直作用在活塞杆上。气体弹簧效果是与活塞速度无关的，但与位移十分相关，并与加速度有微弱的关联。在压缩行程中气体弹簧力是不断增大的。压缩行程中总的流量是三个流通路径的综合。这些流量与压力腔之间的压力差有关。复原腔中的压力用Pr表示，压缩腔中的压力用Pc表示。在压缩行程中，Pc大于Pr，这个压力差使油液由压缩腔进入复原腔，并产生阻尼力。流通路径和各腔压力在图2中显示并在下面解释。第一条流通路径是常通孔。常通孔流通路径开始于压缩腔活塞杆的终点处，结束于复原腔活塞一面的活塞杆处。常通孔的尺寸是可以通过图2所示的活塞杆中的可动针阀调节的。针阀可以通过图1所示的常通孔调节器旋入或旋出。常通孔可以被调节成全开以减少阻尼至全闭增大阻尼。改变针阀的几何形状或尺寸也可以改变常通孔的流量。常通孔在低速减振中起首要作用因为这个孔常开，与活塞速度无关。第二条流通路径是活塞孔流通路径。活塞孔流通路径通过活塞上的固定直径孔，再通过变形后允许流通的薄阀片组。活塞孔流通路径由压缩阀片或阀片组控制。为了简化，在图2中至显示了一个阀片，压缩阀中的液流通过复原阀片中的一个孔。复原阀中的孔取消了在活塞中开一个流通路径的必要，并且这是一个允许阀流通的简单的方式，降低了活塞制造的复杂性。提高速度可以降低复原腔的压力和增大油液流通速度。不同的压力引起不同的阀片变形。压缩阀片，位于复原腔，根据活塞的速度限制液流的流通面积。速度增大，阀片变形增大，从而液流流通面积增大。Pv被定义为在活塞孔通道内部的压力。第三条流通路径是在活塞与套筒内壁之间密封装置的泄露。泄露流通至少在重要性上不如前两种流通路径，但是很难将其完全消除。长时间的使用会使密封装置退化，增大泄露流通量，并且降低减振器的阻尼力。这种活塞套筒密封装置应该定期更换以使泄露流通量与其它流通方式比起来不会过多。 复原行程流通图图3所示的是复原行程工作过程。在复原行程中，活塞杆在充满油液的套筒中被撤回，从而引起油液从复原腔流入压缩腔。压缩腔和复原腔中油液和活塞杆的体积之和因为活塞杆的撤出而减小，气室中的气体扩张。复原行程的液流是从复原腔流入压缩腔。前面讨论的所有的阀，常通孔和泄露孔仍然存在，只是方向与原来相反。常通孔现在开始于活塞杆上空的入口处，结束于活塞杆在压缩腔的终点处。所有的由常通孔引起的低速阻尼属性都可以有压缩行程移植到复原行程。活塞孔流通路径在概念上与压缩行程一致，只不过具体的流通孔是不同的。复原行程的压力关系是PrPvPc。阀内液流通过压缩阀片上适当的孔并引起压缩腔内复原阀片的变形。如前所述，复原速度的增大将会导致阀片变形和液流面积的增大。泄露流量与前所述具有同样的重要性并且通过活塞和外套筒间相同的轴对称的缺口。只有方向复原行程与压缩行程是相反的。通过测试复原行程与压缩行程，可以看到减振器的物理工作过程是复杂的。减振器具有不同的位移，速度和加速度。方程还与压力，阀片变形，油液流量等因素有关。这些都将成为建立减振器工作模型的基础。3.减振器的工作特性既然在任何汽车或赛车中的减振器活塞速度一直处于不断变化的状态，这就很难定义和解释减振器的工作情况。为了评估减振器的工作状况，在减振器测力计上测试成为一种规范。这项研究中使用的减振器测力计是一个Roehrig 2VS。这种减振器测力计是施加一个按正弦规律变化的位移。位移的振幅和频率是给定的。位移的一阶导数和二阶导数分别是速度和加速度。 图4 全过程力-速度特性 图5 与F-V图相应的减振器活塞位移-时间关系图6 与F-V图相应的减振器活塞速度-时间关系使减振器工作过程参数化的最初方法是输出力-速度关系。图4至6显示了基本的F-V图像与相应的运动曲线。图4显示了全过程的力-速度曲线，包括压缩行程和复原行程。这有时候被称作连续的速度输出特性（CVP）。对力和速度给出常规的注释是重要的。压缩行程中速度是负的，而复原行程中，减振器度增大，速度是正的。在一些实例中，速度方向的定义可能是相反的。习惯上使用的是Roehrig测试测力计，在这篇报告中将会始终使用到它。习惯上使用的力是减振器产生的力。复原力是负的，压缩力为正。有一段速度接近于零的区域，那里的情况并不真实。这是由于减振器的滞后效果造成的。图4中所示的滞后作用是当速度增大和速度降低时的力的差异。也就是说，当减振器加速和减速时其产生不同力是不同的。滞后作用这个词语通常用来指这种效果，在本文中将会一直使用这个概念表示在F-V图像上力的差异。然而，这种效果并不是传统的科学文献中定义的滞后性。这种现象的原因将会在文献回顾部分给出解释。图4-6上还有标记有1-4的点。这些是减振器运动中的关键点。点1是循环的开始。减振器充分延伸，并且开始速度为零。从点1至点2减振器速率不断增大，进行的是压缩行程。在点2，达到最大负向速度。这通常对应于压缩行程中力的峰值。此时位移为零，这意味着全行程的一半已被压入减振器。从点2至点3，速率开始下降。点3标志着压缩行程的结束。这时的位移达到负的最大值，这意味着减振器被充分压缩，速度降至零。过了点3，复原行程立即开始，伴随着速度的不断增大。在点4，复原行程的力达到峰值，位移再次变为零，所以减振器扩张至复原行程的一半。循环而后从点4回到点1，随着活塞速率的降低，复原行程继续进行。在点1，减振器回到完全张开状态，速度减为零。所有的图形通常排除了气体弹簧力。因此，这个力在速度为零时其值也为零。其它的有时被用到的表征减振器工作状态的图像是力-位移图像。图7显示了典型的F-D曲线。这个曲线是减振器参数化后所有的机械设备被用来测量和测绘力-位移曲线的结果。图7 全过程力-位移特性F-D图像使用惯用的力符号，压缩时为正，复原时为负。在压缩行程和复原行程中力都不是关于y轴对称的。在F-V图像中同样的滞后作用是产生这种不对称性的原因。为了获得进一步理解，可以用一个假想的理想弹簧，理想阻尼器，正弦运动来解释滞后性。一个理想线性弹簧在F-D图像中产生的刚度K是一条倾斜直线。在F-V图像中是一个椭圆（见附录A）。一个理想的线性阻尼器在F-V图像中会产生一条倾斜的刚度直线，在F-D图像中是一个椭圆。在一个实际减振器的F-V图像中滞后作用导致减振器产生像弹簧的力。二、文献回顾进行文献回顾有两个主要目的：第一个目的是通过研究减振器功能的参数化模型的发展过程，对单独的内部元件和内部液流在过去如何被参数化获得一个更好的理解。文献回顾第二个目标是对发生在F-V图像中的滞后作用获得一个深刻的理解。理解产生这种现象的原因和如何使之最小化在减振器设计中具有起决定作用的重要性。所有这些概念将会在引用文献中被找到。三、减振器规格这项研究中所使用的减振器是Tanne赛车产品中的一个Tanner外部可调减振器Gen 2。它是一个充气的单筒构造，里面有一个浮动活塞将气室和油腔分割开来。Tanner Gen 2的最初用途是四分之一微型车竞赛中，但是它的尺寸，价格和可用的阻尼力范围使其也可以应用在学生型方程式赛车中。Tanner Gen 2质量轻，价格相对便宜，并且可以通过内部调节取得理想的阻尼力。图8显示了一个Tanner Gen 2减振器的三维模型。 图8 Tanner Gen 2减振器减振器伸张到最长时距球型支座的中心是10.33英尺。减振器行程大约是3英尺。减振器外罩和端盖是由铝制成，而镀铬的杆是由抛光的钢制成。端盖上面有螺纹可以拆除从而使得拆装容易。活塞和阀片的设计用来控制活塞孔液流，允许这部分制造时成本比其他赛车低得多。活塞是由机械铝制成的，并且具有6个液流孔。活塞如图9所示。 图9 Tanner Gen 2铝质活塞 活塞液流孔具有0.038英寸的直径，用来将活塞装配到活塞杆上的孔直径是0.25英寸。位于圆筒的外径上的沟槽是用来装配活塞与圆筒之间橡胶密封装置的。这种活塞设计比起Ohlins和brand牌的减振器复杂性要小很多，并且这种简单的设计生产起来要便宜许多。根据所需的减振器水平不同，可用的活塞的孔径从0.14英寸（软减振器）到0.038英寸（硬减振器）。在没有任何阀片时，6个孔在压缩和复原行程都允许液流通过。Tanner赛车产品的一套阀片组的一个单独阀片也可以使用。如图10所示.图10 Tanner Racing G2的一套碳纤维阀片组 Tanner 赛车上的一套阀片组包含碳纤维阀片。这些阀片拥有与钢几乎相同的弹性模量和泊松比，但是它们的质量要轻得多。阀片有孔的位置与活塞上可以用来在压缩行程与复原行程中开通一条液流通路的孔是一致的。例如，如果两孔阀片被用在活塞压缩面而三孔阀片被用在活塞复原面，只要没有公用孔，复原行程中将会存在两个单独的液流通路而压缩行程中将会存在三条单独的液流通路。阀片的排列可以为Tanner Gen 2减振器创造无穷的可能。另外也可以利用不同厚度或不同材质的阀片来得到想要的阻尼特性。用来调节常通孔的有螺纹的针阀可以旋转3.75圈。标记0圈的位置等效于一个全闭的常通孔。调节器旋转的圈数越大，常通孔开度越大。这是一个很实际的考虑，因为全闭活塞是容易辨认的。减振器油液用的是Tanner Tuned振动油。这种油液的属性是未知的，所以典型的5W油将被用在模型上，其密度和粘度最为重要。英语原文DEVELOPMENT AND EXPERIMENTAL VERIFICATION OF APARAMETRIC MODEL OF AN AUTOMOTIVE DAMPER A Thesis by KIRK SHAWN RHOADESABSTRACT This thesis describes the implementation of a parametric model of an automotive damper. The goal of this research was to create a damper model to predict accurately damping forces to be used as a design tool for the Formula SAE racecar team. This study pertains to monotube gas charged dampers appropriate to Formula SAE racecar applications. The model accounts for each individual flow path in the damper, and employs a flow resistance model for each flow path. The deflection of the shim stack was calculated from a force balance and linked to the flow resistance. These equations yield a system of nonlinear equations that was solved using Newtons iterative method. The goal of this model was to create accurately force vs. velocity and force vs. displacement plots for examination. A shock dynamometer was used to correlate the model to real damper data for verification of accuracy. With a working model, components including the bleed orifice, piston orifice, and compression and rebound shims which were varied to gain an understanding of effects on the damping force. FUNCTIONAL DAMPER CHARACTERISTICSThe first step in understanding the operation of a damper is to understand how he components interact to create the damper force. A brief discussion of damper components and functionality is given in this section. The characteristics of damper are usually presented graphically in Force vs. Velocity and Force vs. Displacement graphs. A detailed description of these graphs is contained in this section. GENERAL CONFIGURATION OF DAMPER There are many types of automotive suspension dampers, which are commonly referred to as shock absorbers. This is a misnomer because the damper does not actually absorb the shock. That is the function of the suspension springs. As is well known, a spring/mass system without energy dissipation exhibits perpetual harmonic motion with he spring and the mass exchanging potential and kinetic energy, respectively. For the purpose of this paper, the term damper will be used. The function of the damper is to remove the kinetic energy from the system and to convert it into thermal energy. There are numerous configurations of dampers: twin tube, monotube with or without reservoir, and even a rod through damper type. For the purpose of this thesis, a monotube damper without a separate reservoir will be examined. Another major distinction in damper types is the feature of external adjustability, .e. if the damping can be adjusted after the damper is assembled. Automotive applications generally use a nonadjustable damper. In contrast, many dampers for racing applications have some degree of adjustability. Since the main focus of this research is to aid in racecar suspension design, the monotube damper chosen has adjustable damping. Figure 1 displays the major components of a monotube style, externally adjustable damper. The damper is comprised of a piston assembly that moves inside a fluid filled cylinder. The outer housing of the damper contains all internal components. A fully assembled damper is partitioned into three pressure chambers: gas, rebound and compression. The gas chamber is separated from the compression chamber by a floating piston. This floating piston separates the gas in the gas chamber from the fluid, typically oil, in the compression and rebound chambers. The gas used for most damper applications is dry nitrogen because it does not react with oil. It is relatively insensitive to temperature and contains no water vapor. The compression chamber is the volume between the floating gas piston and the piston attached to the rod. The rebound chamber is the volume on the rod side of the piston. The compression and rebound chambers are completely filled with oil, typically 5W weight oil designed for this application. The piston is connected to the piston rod which exits the housing through a rod seal that retains the oil. The rod seal also prevents dirt and other contaminates from entering the rebound chamber and affecting internal flow of oil. The piston also has a seal between its outer diameter and the inner diameter of the outer housing. This seal separates the compression and rebound chambers. The spherical bearings shown in Figure 1 are for mounting the damper to the vehicle. They allow for some degree of misalignment in mounting without imposing bending loads on the damper. For racing applications, the piston rod of the damper is usually mounted to the wheel suspension, while the cylinder side is connected to the frame of the vehicle in order to minimize the unsprung weight. GENERAL OPERATION OF DAMPER There are two modes of operation in a damper: compression and rebound. Each of these modes will be examined individually. The compression operation mode is shown in Figure 2. During the compression stroke, fluid flows from the compression chamber into the rebound chamber. Since the oil is effectively incompressible, as the piston rod enters the rebound chamber the sum of the volumes of the oil and the rod in the rebound and compression chambers must increase. To accommodate this volume increase, the gas piston compresses the nitrogen in the gas chamber to decrease the gas volume by an amount equal to the volume of the inserted rod. Monotube dampers also have the advantage of pressurizing the gas chamber to maintain an elevated pressure on the oil, which helps prevent oil cavitation. Model analysis has shown only a four to ten psi change in the gas chamber pressure for one inch of piston rod displacement, depending on initial gas pressure value. This small pressure change means an almost uniform pressure exerted on the hydraulic oil in the compression chamber. The pressure in the gas chamber is denoted Pg. A gas spring effect is also present due the pressure in the gas chamber. A force equal to the area of the rod times the gas pressure, Pg, will be on the rod at all times. Gas spring effect is independent of piston velocity, but strongly dependant on displacement and very weakly dependant on acceleration. The gas spring force increases during the compression stroke. Total flow during compression is comprised of flow through three flow paths. These flows are related to the pressure differences in the pressure chambers. Pressure in the rebound chamber is denoted as Pr and pressure in the compression chamber is denoted Pc. During compression Pc is greater than Pr; this pressure difference drives the flow from the compression chamber to the rebound chamber and generates the damping force. Flow paths and chamber pressures are shown in Figure 2 and explained below. The first path is the flow through the bleed orifice. The bleed orifice flow path begins at the end of the piston rod in the compression chamber and ends out of the side of the piston rod in the rebound chamber. The bleed orifice size can be adjusted by moving the needle valve inside the piston rod in Figure 2. The needle valve is adjusted in or out using the bleed adjustment shown in Figure 1. The bleed flow orifice can be adjusted from fully open for less damping to fully closed for increased damping. Modifications to the geometry of the needle value or size of the bleed orifice can change the bleed orifice flow also. The bleed orifice dominates the low speed damping because this orifice is always open, regardless of piston velocity. The second flow path is the valve orifice flow path. Valve orifice flow travels through constant diameter holes in the piston and past thin washer-like shims that deflect to allow flow. Valve flow is controlled by the compression shim or shims. For simplicity, only one shim is shown in Figure 2. The flow into the compression valve travels through a hole in the rebound shim. This hole in the rebound shim eliminates the need to machine a flow path in the piston and is a simple way of allowing valve flow and decreasing complexity of piston manufacture. Increased velocity decreases the pressure in the rebound chamber and increases the flow rate. The pressure differential also triggers shim. The compression shim, located in the rebound chamber, limits the area for flow depending on the velocity of the piston. With increased velocity, shim deflection increases and valve flow area increases. Pv is defined as pressure inside the exit of the orifice in the piston. The third flow path is the leakage flow around the piston-cylinder wall seal. Leakage flow is at least an order of magnitude less then other two flows, but is difficult to eliminate completely. With prolonged usage the seal may degrade, increase the leakage flow, and lessen the damping force from the damper. The piston cylinder seal should be replaced periodically so that the leakage flow does not become significant in comparison to the other flow paths. Rebound operation is shown in Figure 3. During the rebound stroke, the piston rod is being withdrawn from the fluid filled cylinder, causing flow from the rebound to the compression chamber. The combined volume of oil plus the rod in the compression and rebound chambers is now decreasing due to the removal of the rod, and the gas in the gas chamber expands. The flow in rebound is from the rebound chamber to the compression chamber. All the valve, bleed, and leakage flow paths discussed previously still exist, only their directions have reversed. The bleed orifice flow now begins at the side inlet hole in the piston rod, and exits out the end of the piston rod into the compression chamber. All the properties of low speed damping dominated by the bleed are retained in the transition from compression to rebound. The valve orifice flow path is conceptually the same as for compression, only the specific orifice is different. During rebound the pressure relationships arePrPvPc . The valve flow now travels through the appropriate hole in the compression shim and initiates the deflection of the rebound shim in the compression chamber. As before, an increase in rebound velocity will result in increased shim deflection and valve flow area. The leakage flow is of the same magnitude and travels through the same axisymmetric gap between the piston seal and the outer cylinder. Only the direction in rebound is opposite of that in compression. After examination of the rebound and compression stroke, it can be seen that physical operation of the damper is complex. Dampers are displacement, velocity and acceleration dependant. The equations relating pressures, shims deflections, flows, etc. will be the basis for modeling the behavior of a damper. CHARACTERIZATION OF DAMPER OPERATION Since the position and velocity of a damper in any automotive or racing application is in constant state of change, it is hard to define and interpret damper performance. To evaluate the performance of a damper, testing on a damper dynamometer has become the norm. The damper dynamometer used in this research is a Roehrig 2VS. This damper dynamometer imposes a sinusoidal input for displacement. The displacement is defined by specifying the amplitude and the frequency. The first and second derivatives of the displacement are the velocity and acceleration, respectively. The primary means used to characterize damper performance is the Force vs. Velocity (FV) plot. Figures 4 through 6 show the basic FV plot and the corresponding motion profiles. Figure 4 shows a Force vs. Velocity plot for a full cycle, compression and rebound strokes. This is sometimes referred to as a Continuous Velocity Plot (CVP). It is important to note the sign conventions for force and velocity. Compression results in negative velocities, while rebound, increasing length, results in positive velocities. In some instances 1, the velocity definitions may be opposite. The convention shown here is used by the Roehrig test dynamometer, and will be used throughout this report. The convention for forces is to record the force produced by the damper. Rebound forces are negative while compression forces are positive. There are small regions near zero velocities where this is not true. This is due to the hysteretic effects of the damper. The hysteresis shown in Figure 4 is the difference in the force at a given speed when the speed is increasing and when the speed is decreasing. In other words, the damper produces a different force when it is speeding up than when it is slowing down. The term hysteresis is commonly used to refer to this effect and will be used throughout this paper for the difference in forces in the FV plots. However this effect is not the classical hysteresis defined in the scientific literature. The cause of this phenomenon will be examined in the Literature Review section. Figures 4-6 also have labeled points numbered one through four. These are key points in the motion of the damper. Point one is the beginning of the cycle. The damper is at full extension and has zero starting velocity. From point one to two the damper begins the compression stroke with increasing speed. At point 2, the maximum negative velocity is achieved. This usually corresponds to the peak force of the compression stroke. The displacement is zero, which means half of the full stroke has been compressed into the damper. From point two to three, the speed begins to decrease. Point three represents the end of the compression stroke. The displacement is at the full negative value, which means that the damper is fully compressed. The speed has returned to zero. Immediately after that point three, the rebound stroke begins with the speed increasing again. At point four, the peak force of the rebound stroke is achieved. The displacement is again at a zero value, so the damper is at extended to half of the total rebound stroke. The cycle then goes from point four back to point one. The rebound continues with the speed of the piston decreasing. At point one, the damper returns to full extension and to zero velocity. All plots generally remove the gas spring force. Therefore, the force is equal to zero at velocity equal to zero. The other plot sometimes used to characterize damper performance is the Force vs. Displacement (FD) pl