0005-柴油动力SUV车设计-转向系统和前悬架设计
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车辆与动力工程学院毕业设计说明书第一章 前 言SUV的全称为：Sports Utility Vehicle，即“运动型多功能车”。 SUV起源于美国，同样在近年美国市场繁荣景象并不多见，但在中国进行了初步发展。SUV是越野兼城市性汽车，极其符合现代年轻人追求强烈个性的心态。SUV能适应各种路况，而且性价格比也相对较高，十分符合中国年轻一代的消费需求。同时对照国际规律，现阶段在中国SUV在中国汽车销售中只有2%3%的比例，拥有率仍然严重偏低；但在很多发达国家，SUV在汽车销售总量中占有17%的比例，而美国SUV则达到了25%的比例。从这个意义上说，中国SUV市场潜力巨大。随着人们收入水平的不断提高，越野车及SUV将越来越受青睐。SUV在中国获得青睐，这不仅因为其多功能的特点，而且在于其时尚风格。因此在本次设计中，在注重SUV越野性能的同时，也要兼顾舒适性，安全性及燃油经济性。汽车悬架和转向系统是汽车的重要组成部分，对汽车行驶的安全性、控制的可靠性和乘员的舒适性起着重要的作用。上个世纪末，汽车悬架和转向系统发展很快，新的结构和先进控制方法的采用，特别是引入了电子控制技术之后，使悬架和转向系统发生了深刻的变化。悬架和传动系统在汽车设计中占有重要的地位，这两部分设计的好坏，直接影响汽车的操纵性、动力性及舒适性。本次设计过程中，在李水良老师的细心指导下，参考同类车型，根据车辆本身设计的特点，按照设计原则，从实用性、经济性的角度考虑。所以设计出悬架、转向总成。在合理选择各项参数、材料，优化设计出整体结构尺寸紧凑，使成本合算，与总体布置相匹配，具有广泛的通用性。第二章 转向系设计2.1 转向系概述2.1.1 转向系的设计要求汽车转向系的功用：汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构。在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。 机械转向系依靠驾驶员的手力转动方向盘，经转向系和传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。转向系的设计要求有：1、汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。2、转向轮具有自动回正能力。3、在行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。4、转向传动机构和悬架导向装置产生的运动不协调，应使车轮产生的摆动最小。5、转向灵敏，最小转弯直径小。6、操纵轻便。 7、转向轮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中应有间隙调整机构。9、转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。10、转向盘转动方向与汽车行驶方向的改变相一致正确设计转向梯形机构，可以保证汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。转向轮的自动回正能力决定于转向轮的定位参数和转向器逆效率的大小。合理确定转向轮的定位参数，正确选择转向器的形式，可以保证汽车具有良好的自动回正能力。转向系中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。 为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，其最小转弯半径能达到汽车轴距的22.5倍。转向操纵的轻便性通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价。 轿车 货车 机械转向 50100N 250N 动力转向 2050N 120N 轿车转向盘从中间位置转到第一端的圈数不得超过2.0圈，货车则要求不超过3.0圈。2.1.2 转向系统概论汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向。即所谓汽车转向。就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车转向桥（一般是前桥）上的车轮（转向轮）相对于汽车纵轴线偏转一定角度。在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，即称为汽车转向系统。因此，汽车转向系统的功用是保证汽车能按照驾驶员的意志而进行转向行驶。汽车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两大类。一、机械转向系统机械转向系统一驾驶员的体力作为转向能源，其中所有传力件都是机械的。机械转向系统由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成。图2-1为机械转向系的组成和布置示意图。当汽车转向时，驾驶员对转向盘1施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴2、转向万向节3和转向传动轴4输入转向器5。经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向摇臂6，再经过转向直拉杆7传给固定于左转向节9上的转向节臂8，使左转向节和它所支撑的左转向轮偏转。为使右转向节13及其支撑的右转向轮随之偏转相应的角度，还设置了转向梯形。转向梯形有固定在左、右转向节上的梯形臂10、12和两端与梯形臂做球铰连接的转向横拉杆11组成。 图2-11.转向盘 2.转向轴 3.转向万向节 4.转向传动轴 5.转向器 6.转向摇臂7.转向直拉杆 8.转向节臂 9.左转向节10、12.梯形臂 11.转向横拉杆13.右转向节图2-2也是机械式转向系，与图2-1不同的是它是与齿轮齿条式转向系配合的转向系。当汽车转向时，驾驶员对转向盘施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴、转向轴万向节和转向传动轴输入转向器，转向轴的转动经转向器后变为齿条的左右移动。转向横拉杆一端与齿条相连，另一端通过球铰和固定在转向节上的转向节臂连接。齿条左右移动，带动连接在其上的横拉杆左右运动，通过转向节臂拉动转向节使转向轮转动。从转向盘到转向传动轴这一系列部件和零件均属于转向操纵机构。转向梯形到转向节臂这一系列部件和零件，均属于转向传动机构。目前，许多国内、外生产的新车型在转向操纵机构中采用了万向传动装置（转向万向节和转向传动轴）。这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可满足各种车型的总布置要求。即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体（驾驶室、车架）的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。转向盘在驾驶室安放的位置与各国交通法规规定车辆靠道路左侧还是右侧通行有关。包括我国在内的大多数国家规定车辆右侧通行，相应的应将转向盘安置在驾驶室左侧。这样，驾驶员在左方视野较宽阔，有利于两车安全交会。相反，在一些规定车辆右行的国家，转向盘则安置在驾驶室右侧。 图2-2 1. 转向盘 2.转向柱管 3.转向轴 4.柔性联轴器 5.悬架总成 6.转向器 7.支架8.转向减振器 9.右横拉杆 10.托架 11.左横拉杆 12.球铰链13.转向节臂 14转向节二、动力转向系动力转向系是兼用驾驶员和发动机动力为转向能源的转向系。在正常情况下，汽车所需要的能量，只有小部分由驾驶员提供，而大部分是由发动机通过转向加力装置提供的。但在转向加力装置失效时，一般还应当能由驾驶员独立承担转向任务。因此，动力转向系是在机械转向系的基础上加设一套转向加力装置而形成的。图2-3为一种液压动力转向系的组成和液压转向加力装置的管路布置示意图，其中属于转向加力装置的部件是：转向油罐、转向液压泵，转向控制 图2-3 1. 方向盘 2.转向轴 3.转向中间轴 4.转向油管 5.转向油泵 6.转向油罐 7.转向节8.转向横拉杆 9.转向摇臂 10.整体式转向器 11.转向直拉杆 12.转向动力缸阀和转向动力缸。当驾驶员逆时针转动转向盘时，转向摇臂带动转向直拉杆前移。直拉杆的拉力作用于转向节臂，并依次传到梯形臂和转向横拉杆使之右移。与此同时，转向直拉杆还带动转向控制阀中的滑阀，使转向动力缸的右腔接通液面压力为零的转向油罐。转向液压泵的高压油进入转向动力缸的左腔，于是转向动力缸的活塞上受到向右的液压作用力便经推杆施加在转向横拉杆上，也使之右移。这样，驾驶员施于转向盘上很小的力矩，便可克服地面作用于转向轮上的转向阻力矩。随着最近汽车发动机马力的增大和扁平轮胎的普遍使用，使车重和转向力矩都加大了，因此动力转向机构越来越普及。动力转向系统已成为一些轿车的标准配置，全世界约有一半的轿车采用动力转向。值得注意的是，转向助力不应是不变的，因为在高速行驶时，轮胎的横向阻力小，转向盘变得轻飘，很难捕捉路面的感觉，也容易造成转向过于易控制。所以在高速时要适当减低动力，但这种变化必须平顺过度，灵敏而使汽车易于控制。1、液压式动力转向装置液压式动力转向装置重量轻，结构紧凑，利于改善转向操作感觉，但液体流量的增加会加重泵的负荷，需要保持怠速旋转的机构。2、电动式动力转向装置电动式动力转向装置 是最新的转向装置，由于它节能，故受到人们的重视。它是利用蓄电池转动电动机产生推力。由于不直接使用发动机的动力，所以大大降低了发动机的功率损失，且不需要液压管路，便于安装。尤其有利于中置发动机后轮驱动的汽车。但目前电动式动力转向装置所得动力还比不上液压式，所以只限用于前轮轴轻的中置发动机后轮驱动的汽车上。3、电动液压式动力转向装置即由电机驱动转向助力泵并由计算机控制的方式，它集液压式和电动式的优点于一体。因为是计算机控制，所以转向助力泵不必经常工作，节省了发动机的功率。这种方式结构紧凑，便于安装布置，但液压产生的动力不能太大，所以适用小排量汽车。三、四轮转向系四轮转向系（4WS）是把后轮与前轮一起转向，是一种提高车辆反应性和稳定性的关键技术。把后轮与前轮同相位转向，可以减少车辆转向时的旋转运动（横摆），改善高速行使的稳定性。把后轮与前轮逆相位转向，能够改善车辆中低速的操纵性，提高快速转向性。目前，安装在大量生产车辆上的四轮转向控制系统，可以分为以下4类： 1、横向加速度-车速感应性2、前轮转角-车速感应性3、前轮转角感应性4、前轮转角比例车速感2.2 转向系设计2.2.1 转向性能与阿克曼几何学一、给定的转向系总体结构参数：轴距L=2370mm；轮距B=1465mm；最小转弯半径Rmin=5.5m。二、转向轴的内、外轮转角无论选择哪一种转向梯形方案，必须在正确选择转向梯形参数的同时，做到汽车转弯行驶时，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。同时转向轮在最大转角情况下，获得最小转弯半径能满足总体布置要求。因此，汽车的内、外轮有不同的转角（如图2-4）。三、阿克曼几何学两轴汽车在低速转弯行驶时 ，可忽略离心力的影响，假设轮胎是刚性的，忽略轮胎侧偏影响的时候，此时若各车轮绕同一瞬时转向中心转弯行驶，则两转向前轮轴线的延长线，交在后轴的延长线上，这几何关系叫做阿克曼几何学。汽车用前轮转向时，为了满足上述条件，必须符合下述关系式 （21）式中：转向轮外轮转角；转向轮内轮转角；K两主销轴线与地面交点之间距离即为主销节距）；L汽车轴距。图2-4内外轮转角关系图 图2-5内外转向轮的转向特性曲线汽车转向时若能满足上述条件，则车轮作纯滚动运动。现有汽车转向梯形机构，对上述条件不能在整个转向范围得到满足，只是近似的使它得到保证。当内、外轮转角差别不大时，即=的条件下，转向梯形为平行四边形，称之为平行几何学。阿克曼几何学和平行几何学的内、外轮转角关系理论曲线在图2-5上位于阿克曼几何学和平行几何学的理论曲线之间变化。四、最小转弯半径最小转弯半径是指转向轮转角在最大位置条件下，汽车低速行驶时前外转向轮与地面接触点的轨迹到转向中心O点之间的距离。汽车最小转弯半径与汽车内轮最大转角、轴距L、转向轮绕主销转动半径r（即主销偏移距）、两主销延长线到地面交点的距离K有关。在转向过程中，L、r、K保持不变，只有是变化的，所以内轮应有足够大的转角，以保证获得给定的最小转弯半径。计算最小转弯半径的公式如下： （22）因为梯形机构不能保证内、外轮转角和与理论值一致，故实际的最小转弯半径与上述结果不完全符合。在给定最小转弯半径条件下，可以用下式计算出转向内轮应达到的最大转角： (23)由给定的最小转弯半径，同时为了提高汽车的机动性，设定：=5.3m对于微型车来说，R一般取0.40.6倍的轮胎宽度。选取主销偏移距：r=122.5mm则主销节距：K=B-2r=1465-2122.5=1220mm由公式（22）可得： ； = =27.40 = =2.2.2 转向系方案分析及确定根据机械式转向器结构特点可分为： 齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆指销式转向器等。图2-6自动消除间隙装置一、齿轮齿条式齿轮齿条式转向器的主要优点是：结构简单、紧凑、体积小、质量轻；传动效率高达90%；可自动消除齿间间隙(图2-6示)；没有转向摇臂和直拉杆，转向轮转角可以增大；制造成本低。齿轮齿条式转向器的主要缺点是：逆效率高（60%70%）。因此，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，大部分能传至转向盘。 根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输也（图2-7a）；侧面输入，两端输出（图2-7b）；侧面输入，中间输出（图2-7c）；侧面输入，一端输出（图2-7d） 图2-7齿轮齿条式转向器有四种形式采用侧面输入、中间输出方案时，由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时位杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。而采用两侧输出方案时，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。侧面输入、一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头微型货车上。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降。齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条制作工艺比较简单。V形和Y形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，故质量小。根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形，见图2-8。齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车也用齿轮齿条式转向器。图2-8齿轮齿条式转向器的四种布置形式二、循环球式循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图2-9所示。循环球式转向器的优点是：传动效率可达到75%85%；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整容易；适合用来做整体式动力转向器。 循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。图2-9循环球式转向器三、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。主要优点是：结构简单；制造容易；强度比较高、工作可靠、寿命长；逆效率低。主要缺点是：正效率低；调整啮合间隙比较困难；传动比不能变化。 蜗杆指销式转向器有固定销式和旋转销式两种形式。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。蜗杆指销式转向器的优点是：传动比可以做成不变的或者变化的；工作面间隙调整容易。固定销式转向器的结构简单、制造容易。但销子的工作部位磨损快、工作效率低。旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。要求摇臂轴有较大的转角时，应采用双销式结构。双销式转向器的结构复杂、尺寸和质量大，并且对两主销间的位置精度、螺纹槽的形状及尺寸精度等要求高。此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。综合考虑，根据本次设计要求及转向器的性能参数等原因。决定采用齿轮齿条式转向器。2.2.3 转向系主要性能参数的确定转向系主要性能参数有转向系效率、转向系角传动比与力传动比、转向系传动副的传动间隙特性，转向系的刚度以及转向盘的总转动圈数。一、转向器的效率 功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号+表示，；反之称为逆效率，用符号表示。正效率+计算公式： +=（P1-P2）/P1 （24）逆效率-计算公式：=（P3-P2）/P3 （25）式中：P1为作用在转向轴上的功率；P2为转向器中的磨擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。 正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，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。 （1）转向器类型、结构特点与效率 在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器的效率+仅有54%。另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%。转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。 （2）转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算：式中：a0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；为摩擦角；=arctanf；f为磨擦因数。根据逆效率不同，转向器有可逆式、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。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。对于齿轮齿条式转向器，其正效率高达75%90%。通常，由转向盘至转向轮的效率及转向系的正效率的平均值0.670.82。齿轮齿条式转向器的逆效率也特别高（60%70%），容易造成方向盘“打手”现象，使驾驶员高度紧张。所以有的转向器上装了转向减振器。2、转向系的角传动比与力传动比（1）角传动比转向盘的转角增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向系的角传动比，转向盘转角增量与转向摇臂轴转角相应的增量之比，称为转向器的角传动比。转向摇臂轴的转角增量与同侧转向节的转角相应增量之比，称为转向传动机构的角传动比，它们之间的关系为： （26） （27） （28）式中： 转向系的角传动比；转向器的角传动比； 转向传动机构的角传动比；转向盘的转角增量；转向摇臂轴的转角增量；同侧转向节转角增量。初选择，转向系的角传动比=18。（2）力传动比转向传动机构的力传动比等于转向轮的转向阻力矩与转向摇臂的力矩T的比值。与转向传动机构的布置形式及其杆件所处的转向位置有关。 （29）转向系的力传动比等于地面作用在轮胎上的阻力与作用在方向盘上的阻力之比。 （210）作用在方向盘上的手力可以用下式表示： （211）式中：作用在方向盘上的力矩； 方向盘的直径。轮胎给地面的阻力可以用下式表示： （212）综合上述三式可得： （213）在前面已经确定了： r=122.5mm方向盘直径根据车型不同JB4505-86转向盘尺寸标准中选取： =380mm如果忽略摩擦损失，则： （214）在前面已经初选了： =18所以可得转向系力传动比： =27.93、转向系传动间隙转向系的传动间隙主要取决于转向器的间隙特性，转向器的传动间隙随转向转角的改变而改变。它因经常工作而很容易磨损，产生的间隙会使转向轮偏转，破坏汽车行驶稳定性，并使转向盘的自由行程增大。要求转向盘的最大自由行程从中间位置向左右两端各不得超过15。因此要求上述出现的间隙能够自动消除，对于齿轮齿条式转向器，由于其齿条背部有压紧弹簧，所以出现间隙后，可以实现自动消除。4、方向盘的总转动圈数转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮最大转角和转向系的角传动比有关，并影响操纵轻便性和灵敏性。轿车和微型车的总转动圈数较少，一般约为3.6圈以内，货车在6.0圈，SUV汽车介于轿车与货车之间。粗略校验转向盘总转动圈数： = =4.0在所要求的范围内。2.2.4 转向系的载荷验算一、载荷验算为了行驶安全，组成转向系的各零件必须有足够的强度。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力矩、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确的计算出这些力是很困难的。为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或混凝土路面上的阻力矩Tr（N/mm）。 (215)式中：f轮胎和地面间的滑动摩擦因数，一般取0.8； G1转向轴荷（N）； P轮胎气压（MPa）。由总体设计给定轮胎参数为： G1=10263N P=0.19Mpa代入数据可得： Tr=556559.34N作用在方向盘上的手力为： (216) =434.4N给定的汽车，用上述公式计算出来的是最大值，该力是在静止状态下计算出来的，对于装动力转向器的汽车，要求原地转向时此力应超过250N。所以本次设计加装动力装置。2.2.5 转向传动机构及优化设计一、转向操纵机构转向操纵机构由转向盘、转向轴、转向柱管等组成。如2-10所示。 图2-10转向盘 图2-111.轮缘 2.轮辐3.轮毂转向盘由轮缘1、轮辐2和轮毂3组成。轮辐一般为三根辐条或四根辐条，也有用两根辐条的。转向盘轮毂孔具有细牙内花键，借此与转向轴相连。转向盘内部是由成形的金属骨架构成。骨架外面一般包有柔软的合成橡胶或树脂，也有包皮革的，这样可有良好的手感，而且还可以防止手心出汗时握转向盘打滑。在汽车发生碰撞时，从安全性考虑，不仅要求转向盘应具有柔软的外表皮，可起缓冲作用，而且还要求转向盘在撞车时，其骨架能产生变形，以吸收冲击能量，减轻驾驶员受伤程度。现在的大多数轿车上都装有车速控制开关和撞车时保护驾驶员的安全气囊装置。转向轴是连接转向盘和转向器的传动件，并传递它们之间的转矩。转向柱管安装在车身上，支撑着转向盘。转向轴从转向柱管中穿过，支撑在柱管内的轴承和衬套上。图2-12在汽车发生严重的交通事故中，方向盘往往成为直接“杀手”。一旦汽车前端被碰撞，发动机舱等后移，方向盘也随之后移，方向盘与驾驶座椅之间的空间突然缩小，驾驶员夹在中间而受到伤害。为了尽量减少这种伤害发生，汽车设计者从方向盘的长度和角度变化入手，使得汽车转向系统除了能保证转向性能外，还能使驾驶员在汽车发生碰撞时受到的伤害减低到最小。与此相关的就是汽车吸能方向管柱技术的出现。图2-12所示为桑塔纳轿车转向轴的吸能装置示意图。转向轴分为上、下两段，中间用柔性联轴器连接。联轴器的上、下凸缘盘靠两个销子与销孔扣合在一起。销子通过衬套与销孔配合。当发生猛烈撞车时，将引起车身、车架严重变形，导致转向轴，转向盘等部件后移。与此同时，在惯性作用下驾驶员人体向前冲，致使转向轴上的上，下凸缘盘的销子与销孔脱开，从而缓和了冲击，吸收了冲击能量。有效地减轻了驾驶员受伤的程度。吸能转向管柱的变形支架是通过金属的变形来吸收碰撞能量的。变形支架与下转向管柱相连。它使用拉脱安全锁，里面的塑性材料受到大夫在冲击被剪切断开会使下转向管柱和转向轴从支架中脱出沿轴向移动，另上转向管柱和转向轴下移。图2-13吸能装置示意图。变形条与变形支架相似，它也是靠金属的变形来吸收碰撞能量的。与变形支架不同，它占用的空间较小。一般变形条一端与车身相连，另一端固定在转向管柱上。碰撞时冲击力达到一定值的时候。转向管柱产生位移。变形条发生变形，从而达到吸能效果。图2-14所示为网络状转向柱管系能装置示意图，网络状转向柱管的网格部分被压缩而产生塑性变形，吸收冲击能量，以减轻对人体的伤害。 图2-13 图2-14二、转向传动机构1、非独立悬架配用的转向传动机构与非独立悬架配用的转向传动机构（图2-15）主要包括转向摇臂2、转向直拉杆3、转向节臂4和转向梯形。在前桥仅为转向桥的情况下，由转向横拉杆6和左、右梯形臂5组成的转向梯形一般布置在前桥之后，如图2-15a所示。图2-151.转向器2.转向摇臂3.转向直拉杆4.转向节臂5.梯形臂6.转向横拉杆当转向轮处于与汽车直线行驶相应的中立位置时，梯形臂5与横拉杆6在与道路与平行的平面（水平面）内的夹角90。在发动机位置较低或转向桥兼充驱动桥的情况下，为避免运动干涉，往往将转向梯形布置在前桥之前，此时上述交角nst.所以,横拉杆满足稳定要求。三、球头销的设计与校核1、球头销主要参数的选择与确定球头销是联接转向横拉杆和转向节臂的重要零件.它既可以绕自身垂直于水平面的轴线转动,以保证转向横拉杆和转向节臂在水平面的相对转动,也可以绕平行于水平面的轴线动, 以保证转向横拉杆和转向节臂由于车轮的上下跳动而引起的垂直平面的相对转动.球头 销的外形尺寸是成比例的,所以在选定球头直径后可安比例确定其他尺寸。参照汽车设计中球头销球头直径的推荐数据,由SUV的前轴负荷选得球头销球头直径为22mm,下端螺纹连接处的公称直径按比例选定为M10。2、球头销接触强度的校核根据它的工作环境可知,球头销的球面部分因为经常转动摩擦而磨损,所以应对其接触强度校核。应用下式验算接触应力 F为作用在球头上的力;A在通过球心垂直于F力方向的平面内,球面承载部分的投影面积。许用接触应力为2530N/mm2通过力分析可知,球头销球头同时承受来自转向横拉杆和转向节臂的力,所以F即使上述二力的合力。通过计算的F1153.9N 。球面承载部分的投影面积A=,由球头销具体结果可知d22mm,则A=379.94mm2。将上述数据代入接触应力验算公式可得满足设计要求。2.2.7 转向节的设计转向节是连接车轮和悬架的重要零件。通过查阅相关资料,获知转向节有多种形式。若转向轮兼作驱动轮则转向节，若转向轮只作转向作用,则其转向节多设计为牛角的形式。根据本次设计是后轮驱动的形式,所以前轮只作转向作用,所以采取类似的形式结构。设计转向节时,需要确定的还有与轮辋的配合的轴段的轴径。轴径的确定需要在紧急制动时,侧滑时及越过不平的路面三种情况对转向节进行受力分析。1、紧急制动时,受力所示。 M= ,Z1l= ,X1l=式中； G1为前轴负荷。为滑动摩檫系数。计算得： M=262611.3Nmm2、侧滑时, 受力所示。 式中： hg为整车质心高，为侧滑地面摩檫系数。计算得 Ml37356.12Nmm, Mr3599510.63 Nmm.3、越过不平路面时。 M= 式中： k为动载荷系数， 计算得： M389623.5转向节采用30Cr或40Cr钢制成，再经过淬火和回火，最小轴径为： mm 即最大轴径取的d=45mm。2.2.8 转向器及液压助力装置的设计 一、转向器主动小齿轮的设计与校核齿轮齿条式转向器的齿轮多采用斜齿圆柱齿轮.齿轮模数取值范围多在23mm之间.主动小齿轮齿数多数在57个齿范围变化,压力角一般取200.齿轮螺旋角取值范围多在90150.齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时,相应的齿条移动行程达到的值来确定.变速比的齿条压力角,对现有的结构在120350范围内变化.主动小齿轮选用16MnCr5 或 15CrNi6材料制造,而齿条常采用45钢制造.为减轻质量,壳体采用铝合金压铸。1、主动小齿轮设计主要参数的选择确定；根据上文给出的参数范围,结合对实际车型的考察,从中选定了一组参数.齿轮模数mn=2mm,齿轮螺旋角=150,齿轮齿宽b=45mm,齿轮齿数Z=7,压力角=200.小齿轮选用15CrNi6材料制造。2、根据该齿轮的使用条件,选择7级精度。3、计算最小齿轮Zmin=2ha*/sin2=17则齿轮须变位。4、对齿轮角度变为： , 取x1=0.63, x2=05、小齿轮的校核（1）齿面接触强度校核：由齿面接触强度计算公式 可计算出其接触 应力。式中，K为 载荷系数，为使用系数，查手册得KA1.50；KV为动载荷系数，查手册得1.001；齿间载荷分配系数，查手册得1.1 ；为齿向载荷系数，查手册得1.414，1.248。 为作用在齿轮上的作用力，其值由转向梯形受力分析得出。B为齿轮齿条啮合宽度为27mm；为齿轮节圆直径（取两个中的小值代入计算）为14.4mm;为重合度，为2.328；u=Z2/Z1,计算比较后取1.143；为弹性影响系数，查手册得 ,为区域系数，查手册得=2.425。将上述参数代入中，得。 计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1）。假设汽车每天行使8小时，年行使天数350天，小齿轮20r/min。则：N=603502208=6.72106查手册得寿命系数KHN=1.005。则，。即 。所以符合设计要求。（2）齿根弯曲强度的校核因为小齿轮的齿数为7，查手册和机械类似书籍没有找处其进行校核的公式，所以该用强度校核软件进行校核。经校核得，该齿轮的齿根弯曲强度满足要求。（3）小齿轮尺寸计算（4）已知mn=2.00mm,Z=7, =150 ， 二、齿条的设计与校核与小齿轮啮合的齿条是将转向盘的圆周运动转为横拉杆的近似直线运动的重要零件，转向盘带动小齿轮转动，并带动与小齿轮啮合的齿条做直线移动。齿条在转向过程中主要受到由地面转向阻力传到其上的拉力和压力，所以必须有足够的抗拉压强度。参考当前普遍使用的齿条形式，决定采用便于加工的圆拄形齿条。齿条材料采用45钢。采用斜齿啮合传动，即齿轮齿条均采用斜齿，增加重合度降低噪声减少冲击。为了使转向盘在液压助力失效的时候依然比较轻便的转动，所以决定将齿条设计成变模数、压力角的结构。根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即。其中齿轮基圆齿距，齿条基圆齿距。由上述两式得:轮具有标准模数 和标准压力角与一个具有变摸变压力角的齿条啮合，并始终表示时，她们就可以啮合运转。如果齿条中部（相当于汽车直线行使）齿的压力角最大，向两端逐渐减小（模数也随之减小），则主动齿轮半径也逐渐减小，致使转向盘转动某一角度时，齿条行程也随之减小。因此，转向器的传动比是变化是根据上述原理设计的齿轮齿条式转向器齿条压力角变化示例。从图中可以看到，位于齿条中部位置处的齿有较大的压力角和齿轮有较大的节圆半经，齿条有宽的齿根和浅斜的齿侧面；位于齿条两端的齿,根减薄，齿有陡斜的齿侧面。基于上述设计思路，参照现有结构,定齿条中部压力角=33.35，模数=2.25mm倾斜角;条两端压力角=20 模数=2.00mm，倾斜角。 汽车通常转弯时，100以下的小转角使用的更加频繁，所以在此区域里转向的灵敏性尤其重要；而偏转交达到300以上的角度并不经常使用，所以更多的考虑转向的轻便性。根据前面的转向梯形设计结果可知齿条行程S74mm,齿轮齿条啮的线速比（按齿轮的分度圆计算）,计算得。 根据上述要求适当的选择齿条中部和两端的齿数。根据前面的转向梯形设计结果可知齿条的行程S74mm 。在转角为100时，S22.9mm。在此行程内齿条的齿数,取整得Z1=8 当转角100300范围内时, S45.93mm,在此行程内齿条的齿数,取整得Z2=17。因为齿条许用行程要大于齿条最大行程（保证转向盘转到最大转角时，齿条还有齿和齿轮啮合），所以齿条齿数要适当的增加。齿条的总齿数Z总 =Z1+Z2+4=8+17+4=29。参考相关书籍得齿轮齿条式转向系速比 ，为齿轮螺旋角与齿条倾斜角的差，由前面的计算可得,车轮偏转角在100以内时,向系速比，带入数值得 当车轮偏角在 100300时，转向系速比，得。根据齿条的工作特点对其进行拉压校核。齿条采用45钢制造，查手册可知。根据可以计算它的拉应力，A为横截面积（按齿条最小截面直径计算）。齿条受到的拉力和活塞杆的直径已经算出，带入上式得，, 符合设计要求。三、转向系统的配套设计1、 调查汽车在超载运营时的前桥载荷2、调查汽车厂助力方向机的规格，根据经验，前桥载荷p5500kg时可选择d=100mm缸径助力方向机，其它载荷可以根据 P/5500 = d2/1002进行计算，助力方向机的缸径系列为70mm、80mm 、90mm、100mm、110mm等，助力方向机缸径选择过小会使助力转向液压系统容易产生故障。3、核算助力方向机流量需求。保证有足够的助力性能，在典型路面（非水泥路面、土路、乡村公路）上，汽车按实际最高载重量，原地打方向时方向机进油压力为713MPa。低于7MPa可以考虑减小方向机油缸直径，高于13MPa时应考虑加大转向器油缸直径。方向机最高压力限制（安全压力）：按典型公路重载原地转向时测试压力除以0.85，建议不要超过15MPa，一般建议使用1213MPa安全压力，安全压力越高可靠性越差。4、确定转向泵在发动机上的安装位置及进出油口位置，给出一个尺寸范围，这样转向泵厂家方便设计性能更好的转向泵。5、将转向泵安装连接尺寸、进出油口位置尺寸、方向机流量需求及安全压力提交转向泵生产厂家，转向泵生产厂家根据提供的参数要求设计匹配的转向泵。四、力转向泵的配套设计1、动力转向泵的最大压力：考虑从转向泵的出口到方向机的进口之间的管路损失，在选择转向泵的最大压力时，应使转向泵的最大压力：PP= P1+P，P1 为方向机的最大压力; P为管路损失,一般取(0.30.5)MPa，如果压力已经很高，转向却依然沉重，只能是加大缸径。如果压力PPP1 ，必然会转向沉重或是打不动方向盘。动力转向泵应有可靠的压力装置，任何情况下，输出压力不能高于其许可的最大工作压力。2、动力转向泵的控制流量 Qp：一般取Qp（1.051.1）Qmax.Qmax 为方向机所需的最大流量。3、动力转向泵的公称排量：根据怠速时(转向泵转速一般为650750 r/min)，方向机所需的流量，选择转向泵的排量，低速时（转向泵转速一般在1200r/s以下）转向泵输出的流量与排量之间的关系为：；其中为泵的理论排量；n为怠速时转向泵的转速。转向泵的排量过小，容易出现怠速时转向沉重，排量过大，系统容易发热。4、对应发动机特征转速下的转向泵实际流量要求（怠速，最大扭矩转速，标定转速）。五、储油罐的选择：1、储油罐容积选择：考虑系统的供油、散热、油中杂质的沉淀等，一般取油箱的容量：V=（0.150.2）Q1。 Q1为转向泵的最大输出流量。2、储油罐的散热能力：一般希望转向系统的油温控制在80以下。如果油温超过88，液压油将很快变质：形成碳化物，液压油失去润滑功能，转向泵将急剧磨损，造成转向沉重；析出胶状物质，堵塞阻尼孔或卡滞控制阀，使整个动力转向系统失效。油温过高，还将使整个系统中的密封件加快老化，密封不良而造成漏油。在大流量及高压力的转向系统中，储油罐的散热已经不能保证油温在80以下这时须附加专门的散热系统。3、转向系统一般采用回油过滤方式，根据系统管路工作压力、过滤精度、流通能力选择滤油器。汽车转向系统中，过滤精度一般取1020m，压力损失小于0.1MPa。如采用进油过滤，其铜丝网目数一般在100180目之间。4、液压转向泵为叶片泵时，其自吸能力较差，应注意液压油罐的正确安装位置，要求油罐出油口位置高于液压转向泵进口20mm以上，同时管路尽可能避免转弯，如不可避免时，转弯角度和转弯半径应尽可能大，避免管路的压力损失。5、在储油罐中，建议设有压差信号发生器及安全阀。压差信号发生器是在过滤器堵塞时，把信号传递到驾驶室，提醒司机该换滤芯及更换液压油了；安全阀是在滤芯堵塞时，使油从旁路流过，从而保证行驶安全。六、转向管路进、出油管的选择：1、管路材料的选择：油管可以是软管、钢管或混合式。软管又分为高压钢丝编织耐油软管、高压耐油塑料软管及低压帘线编织耐油软管；钢管为高压无缝钢管，材料一般为20钢或08F钢。对于油管和选用，无论是钢管、耐油胶管或塑料管，都必须根据系统的工作压力进行选用。建议不采用高压钢丝编制耐油软管，避免因温升膨胀而缩小管路内径，最好采用高压钢管。2、管路内径的选择：管路内径的选择：根据管道内的流速，确定管道内径尺寸，允许流速的推荐值为：（1）液压泵吸油管道：0.51.5 m/s.一般取1 m/s以下。（2）液压系统压油管道：35m/s.压力高时取大值。（3)液压系统回油管道：1.52.5 m/s。管道内径与流量、流速的关系式为：d=（4Q/v）0.5其中：d为管道内径；Q为通过管道的流量；v为管道内液流平均流速。管路内径经验值，可以参照以下数据： 转向泵控制流量 进油管路最小通径 出油管路最小通径 8L/min 8 511.5L/min 10 615L/min 11 716L/min 11.2 7.220L/min 13 8以上管路内径是管路长为500mm时的经验值，当管路每增加l=500mm 时，管路内径增加d=2mm。配套时保证管路密封合格，进油管漏气漏水时会使液压油变质，这一点很容易被忽视。管路直径不能过小，进油管口径过小时会引起吸空，产生气穴现象，出油管直径过小时会产生阻尼，引起系统压力升高，系统可靠性变差。3、方向机进出油管必须保持清洁，不允许有铁屑、铁锈等杂质。七、转向油品的选择：1、在夏季，全国均可用航空液压油；在冬季，长江以南仍可用航空液压油，在长江以北，可以使用HV-32或HV-46低温抗磨液压油；对于8号液力传动油或8号及10号航空液压油.自动变速箱油等等，一年四季中在全国各地均可使用，但价格较贵。禁止型号不一致油液混和用。2、加注油料时必须经过转向系统油罐上的过滤网过滤，禁止油液不经过过滤直接加入转向系统油罐中。3、油量加注必须在油罐标尺规定的两刻度线之间。油量加注后启动发动机35min，检查补加油料至规定标尺刻度线。过多，发动机启动后油易溢出，既造成浪费又破坏车容；过少，易造成转向叶片泵烧蚀。(1)、转向泵布置时要考虑泵体内不能有存留空气，必要时采取排气措施。转向系统排空气，一般在转向泵的出油口处排空气即可，具体方法是在发动机不转动时，拧松出油接头，待有油漏出来后再拧紧，这时起动发动机，左右扳动方向盘，空气便全部被排到储油罐中，通过呼吸器排到空气中。(2)、转向泵和方向机的进出油口应用专用的液压接头，配套时注意接头通道面积，应达到管路最小管径面积要求。(3)、转向泵接头尽量采用O型密封圈密封形式，接头在连接时不允许涂密封胶。接头密封形式和转向泵进、出油口的密封形式相匹配，角度密封的选择O型圈密封形式，端面密封的转向泵接头采用复合密封垫圈+铜螺母的密封形式。第三章 悬架设计3.1悬架概述3.1.1 悬架概论汽车车架若直接安装在车桥上，由于道路不平由于地面冲击使货物和人感到十分不舒服，这是没有悬架的原因。汽车悬架是把车架与车身连接装置的通称，它的功能是传递车轮和车架之间的力和力矩，缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行使的平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车操纵稳定性。使汽车或得高速行使。悬架由弹性元件导向装置减振器缓冲块和横向稳定杆等组成。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对车身冲击。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。导向机构是用来传递车轮和车身之间的力和力矩。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臂式杆件组成；种类有单杆式和多杆式的，钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构它本身起导向作用。减振器用来衰减由于弹性系统引起的振动。减振器可分为摇臂式和筒式两种，虽然摇臂式减振器能在比较大的工作压力（1020MPa）条件下工作，但由于它的工作特性受活塞的磨损和温度变化的影响而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽在（2.55MPa），但工作性能稳定。而在现代汽车应用得到广泛。筒式减振式又分为单筒式双筒式充气式三种，双筒充气液力减振器具有工作性能稳定性，干摩檫阻力小噪声低总长度短等优点，在乘用车得到广泛应用。悬架结构形式和性能参数的选择合理与否直接对汽车平顺性操纵稳定性和舒适性有很大影响。由此可见，悬架系统在现代汽车是重要总成之一。3.1.2 悬架的设计要求通过上述介绍，我们对悬架有了一定的了解，在这里，提出悬架的设计要求：1、保证汽车具有良好的平顺性2、具有合适的衰减能力。3、保证具有良好的操纵稳定性。4、汽车制动和加速时要保证车身的稳定，减少车身倾斜；转弯时车身纵倾角要合适。5、有良好的隔声能力。6、结够紧凑，占用空间小。7、可靠的传递车身与车轮之间的力和力矩，在满足零部件质量较小的同时，还要保证具有足够的强度和寿命。为了满足汽车行驶时有良好的平顺性，要求簧上质量与弹性元件组成的振动系统的固有频率在合适的频段，并尽可能降低。前后悬架固有频率的匹配要合理。汽车在不平的路面行驶时，由于悬架的弹性作用，是汽车产生垂直振动，为了迅速衰减这一振动和抑制车轮和车身的共振，减少车轮的振幅，悬架装有减震器，并使之有合适的阻尼。要正确的选择悬架的方案和参数，在车轮上下跳动时，使主销定位角变化不大，车轮的运动和导向机构运动要协调，避免前轮摆振；后轮转向，应使之有不足的转向特性。独立悬架导向杆系铰接处多采用橡胶衬套，能隔绝车身所受来自路面的冲击向车身传递3.2悬架的设计3.2.1悬架的结构形式与方案分析一、悬架的种类现代汽车悬架的发展十分快，不断的出现崭新的悬架装置。按控制形式不同分为主动和被动悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架。也是汽车姿态只能被动地取决于路面及形式状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件。80年代以来主动悬架开始在一些汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。主动悬架可以能动地控制垂直振动及车身姿态，根据汽车导向机构不同悬架种类又可分为独立悬架和非独立悬架。非独立悬架如图（3-1a）。其特点两侧车轮安装于整体式车桥上，当一侧受到冲击时会直接影响到另一侧，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车也采用。非独悬架由于簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差。图3-1 悬架的结构形式简图 （a)非独立悬架 （b)独立悬架独立悬架是两侧车轮分别独立地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧受到冲击时，其运动不直接影响到另一侧，独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹性元件使平顺性得以改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高车轮的附着性。如图（3-1b）所示。使用独立悬架已成汽车行业的一种趋势。二、独立悬架的结构形式分析独立悬架的左右车轮不是用整体式车桥相连接，而是通过悬架分别与车架（车身）相连，每侧车轮可独立的上下运动。轿车和载重1吨以下的货车前悬架广泛采用，轿车后悬架上采用也在增加。越野车，矿山车和大客车的前轮也有一些采用独立悬架。根据导向机构不同的结构特点，独立悬架分为：双横臂、单横臂、纵臂式、单斜臂滑柱连杆摆臂等。按目前采用较多的有以下三种形式：1、双横臂；2、麦弗逊式；3、斜置单臂式。按弹性元件不同分为：螺旋弹簧式、钢板弹簧式、气体弹簧式。采用更多的是螺旋弹簧式。对于不同的独立悬架，不仅结构特点不同，而且许多基本特性也有较大的区别。评价时主要从以下几个方面进行：1、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若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。3、悬架的侧倾角刚度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。5、占用空间尺寸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。下表就不同结构形式的悬架从不同的指标进行分析：(如表31所示)。三、前悬架方案的初步选择悬架采用的方案可分为：前轮和后轮均采用非独立悬架；前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；前轮与后轮均采用独立悬架。在前悬架结构形式分析中，已经对各种形式悬架的特点做了一定的分析，从表中对比看出，与双横臂悬架相比，麦弗逊悬架的突出有点在于可将导向机构及减振器装在一起，将多个零件集中在一个单元里。这样一来，相对双横臂悬架而言，它不仅简化了结构，减少了质量，还节省了空间，降低了制造成本，并且不占用横向空间，有利于车身前部地板构造和发动机的布置，这一点用于紧凑型车的前悬是，具有无可拟的优势。尽管麦弗逊式独立悬架有一些其他的缺点，如：可设计性不如双横臂式；悬架的动刚度较大；对轮胎的不平衡较敏感等。但是对于此次设计的SUV来说，参照美国车的技术，选用麦弗逊悬架是很合适的。表3-1图3-2 麦弗逊式悬架四、缓冲块缓冲块通常是橡胶制造，通过硫化将橡胶与钢板连接为一体，再经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架（车身）或其它部位上，起到限制悬架最大行程的作用。缓冲块还有多孔聚氨指制成 ，它兼有辅助弹性元件的作用。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有封闭的气泡，在载荷作用下弹性元件被压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上。 3.2.2 悬架主要参数的确定一、悬架的静挠度悬架的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fc=Fw/c。使悬架系统由较低的固有频率,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： (3-1) (3-2) 式中: c1、c2为前、后悬架的刚度（N/cm）； 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： (3-3) (3-4)式中： g重力加速度（g=981cm/s2）将c1,c2代入（31）得到： (3-5)分析上式可知：悬架的静挠度c直接影响车身振动的偏频n.。因此，欲保证汽车有良好的行使平顺性，必须正确的选择悬架的静挠度。选取悬架的静挠度：c1=100mm用线性悬架，将c1代入公式（3-5）得: =1.58Hz 二、悬架的动挠度 d悬架的动挠度d从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或1/3）时，车轮中心相对与车架（或车身）的垂直位置。要求悬架足够的动挠度，以防止在坏的路面上行使时经常碰撞缓冲块。在此，选择d=90mm。三、悬架的弹性特性悬架受到垂直外力F与由此所引起的车轮 中心相对与车身位移（即悬架的变形）的关系曲线称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。悬架的弹性特性有线性和非线性两种。当悬架的变形与所受垂直外力F之间的关系呈固定比例变化时，弹性特性为一条直线，称为悬架的弹性特性，此时悬架的刚度为一常数。空载和满载簧上质量变化较大的货车和客车，为了减少车身振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。而本次设计的SUV汽车，可选用线形悬架,所以弹性元件选用螺旋弹簧.四、转向轮定位参说1、主销后倾角 =；2、主销内倾角 ；3、前轮外倾角 ；4、前轮前束 6-10mm。3.2.3 弹性元件的设计计算一、弹性元件的种类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。现代汽车上运用较多的是钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆杆弹簧。而其它的弹性元件主要运用于半主动悬架，主动悬架以及电控悬架等。1、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檫,可使车架的振动衰减。各片间的干摩檫,车轮将所受冲击力传给车架,且增大各片的磨损。所以在装合时,各片间涂上较稠的润滑剂,并定期保养。2、螺旋弹簧螺旋弹簧是用弹簧钢刚棒料制成,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。3、扭杆弹簧扭杆弹簧总成用铬钒合金弹簧制成,它的表面经过加工很光滑。通常为保护扭杆表面,在其上涂上有环氧树脂,并包一层纤维,再涂上一层环氧树脂,最后涂上沥青和防锈油漆,从而提高扭杆弹簧的使用寿命。采用扭杆弹簧性元件的悬架要设导向机构和减振器。 扭杆弹簧与钢板弹簧相比质量轻于钢板弹簧,而且不需润滑,保养维修简便。二、弹性元件的选择通过上述弹性元件种类分析,螺旋弹簧作为弹性元件,由于其结构简单,制造方便及较高的容量,因此在现代汽车的悬架中应用相当普遍。特别是在轿车上,由于要求有良好的乘座舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍保持车轮定位角的能力,因此螺旋弹簧早就取代了钢板弹簧。螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器,行程限位器或导向柱结构紧凑。结合SUV汽车的特点,选取螺旋弹簧作为本次设计悬架。三、螺旋弹簧的设计计算螺旋弹簧的设计可按如下步骤:1、根据总体布置及悬架的具体结构形式求出所需的弹簧刚度C=102.6N/mm ,设计载荷时弹簧的受力N,弹簧高度mm。2、初步选择弹簧中径mm,选用两端切断的弹簧结构形式,材料选用65Si2MnWA。3、初选弹簧钢丝的直径14,查机械设计书册,可得材料的许用拉应力=1569Ma。4、计算弹簧的工作圈数和并紧高度螺旋弹簧在其轴向载荷作用的变形f为: (3-6)式中: 弹簧中径,Dm=100mm; D弹簧钢丝直径,d=12mm; n1弹簧工作圈数; G 弹簧材料的剪切弹性模量,取8.3MPa。代入到(3-6)可得： 100= i=5.23 则弹簧的工作圈数: n=i+1.33=5.23+1.33=6.56;取n=7并紧高度: =1.01d(n+1) =1.01128=109.85、验算弹簧的强度,对于螺旋弹簧来说主要效核的是其剪切应力根据经验公式: =0.63=0.631569 =988.5Mpa 则弹簧的工作剪应力: (3-7)式中: 弹簧压缩到极限位置时的载荷； 弹簧曲度系数, =； 绕旋比,C=/D 。 计算： =+C =3421+102.69=4344.4NC=/d=100/12=8.33=1.176=753.275Mpa所以弹簧的强度满足要求。6、自由高度=+f=200+100=3007、弹簧的稳定性效核又细又高的弹簧在大载荷下会失稳, 失稳的临界载荷不仅与其高度对直径之比有关,还与弹簧两端的支撑方式有关,对于钢丝截面为圆形的螺旋弹簧,其相对变形量f/必须小于如下临界值: (3-8)式中: 与其端部的支撑方式有关,取=0.5。 =300/100=3代入 =1.54=100/200=0.5 所以满足稳定性的条件。3.2.4 减振器的选择与设计一、分类悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称之为单向作用式减振器，反之称之为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能够在比较大的工作压力(10悬架上载荷变化时20MPa)条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为255MPa，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在轿车上得到越来越多的应用。 设计减振器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定。二、
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