关 键 词：

机械毕业设计全套

资源描述：

CL01-007@4座微型客货两用车设计（前悬架、转向系设计）,机械毕业设计全套

内容简介：

1 第一章 前 言 前段时间 ，一些地方针对小排量经济型汽车、柴油汽车等废气和噪声污染大、安全性不高、外形不够美观等问题，在道路交通管理以及出租汽车车辆更新中，制定出台了一些限制性规定。目前这些规定已不适应我国国情和建设节约型社会的要求。近年来，随着国际市场上油价的不断上涨，汽车的使用成本大幅度提高，消费者普遍感到现在汽车不是买不起而是用不起。因此，该因素客观上对原来小排量汽车的限制给以巨大的冲击最终促使国家发改委取消了对小排量汽车的限制。由于汽车工业科技水平的不断提高，节能环保型小排量汽车在安全 性、动力性和外观等方面都有了很大改善，同时其燃油消耗少、尾气排放低、外形尺寸小、道路和车位占用面积少等优点也日益突出。但在发展节能环保型小排量汽车方面，我国目前缺乏应有的鼓励支持政策，一部分地区甚至还没有真正意义上解除对小排量汽车的限制性规定。 目前，节能环保型小排量汽车已成为汽车发展的主流和消费者关注的热点。美国、日本、欧洲等发达国家和地区节能环保型小排量汽车比例已占 70%以上。我国节能环保型小排量汽车正日益受到消费者的喜爱，增长迅速，但比例仍然偏低。积极发展节能环保型小排量汽车，符合我国能源供给实际和大 众消费水平，是建设节约型社会的重要措施，不仅有利于缓解能源紧张状况，保护环境，而且有利于培育我国汽车工业自主品牌，提高国际竞争力，对于促进汽车产业可持续发展，落实国家能源发展战略，加快建设资源节约型、环境友好型社会，具有重要意义。 国家依据产业结构调整指导目录指导意见，采取积极鼓励低油耗、低排放、小排量、小型化、高动力性汽车的生产和投资的政策。加大节能环保型小排量汽车及其先进发动机（汽油机升功率大于 50KW，柴油机升功率大于 40KW）技术研究开发和产业化的支持力度。鼓励开发、生产柴油轿车和微型车。由于我 国刚刚解除对小排量汽车的限制，我们与传统汽车巨头在这一领域内的差距还不是甚大，因此更加有利于我们民族汽车行业抓住有利时机来发展自己，缩小与国际汽车巨头的差距。考虑到这种因素我们决定来nts 2 设计一款小排量汽车。 小排量汽车在我国由于以前的限制政策，目前阶段是其黄金发展时期。因此，能否抓住该有利时机，也将决定我们能否与国际汽车巨头同台竞技。 nts 3 第二章 汽车转向系设计 2.1 概述 汽车行驶过程中，需按照驾驶员的意志经常改变行驶方向，即所谓的汽车转向。这就需要 有一套能够按照司机意志使汽车转向的机构，它将驾驶员转动方向盘的动作转变为车轮 (通常是前轮 )的偏转动作。因此转向系的作用是保证汽车在行驶中能适应道路情况改变行驶方向，或保持稳定的直线行驶。对于轮式汽车的转向来说，实现其转向需要一套专门的机构，即是转向轮相对于汽车的纵轴线偏转一定的角度。在汽车的实际操控过程中，由于汽车的转向轮也会受到来自路面的高低起伏及其引起的侧向干扰力的作用，使汽车偏离正常的行驶方向，此时，这一系统也必须用使转向轮重新回到正常行驶的状态，实现了 按照驾驶员的意志来操控汽车。这一套专设的用于改变 汽车行驶方向的机构，称为汽车转向系。 一、 汽车转向系的类型 汽车转向系按能源形式的不同分为机械式转向系和动力转向系两类。 1. 机械式转向系 机械转向系以驾驶员的体力作为能量来源，所有的传力件都是机械的。当汽车欲实现转向时，驾驶员通过作用于方向盘的力偶矩，传力顺序为：方向盘 转向轴 转向器，力矩经转向器放大和减速后 图 2-1 机械转 向系统的组成和布置示意图 转向横拉杆 转向节臂 1-转向盘 2-转向轴 3-转向万向节 4-转向传动轴 转向轮，使转向轮偏离汽车 5-转向器 6-转向摇臂 7-转向直拉杆 8-转向节臂 纵轴线一定的角度，从而实 9-左转向节 10、 12-梯形臂 11-转向横拉杆 现汽车的转向。为了汽车转 13-右转向节 nts 4 向轮转动时，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，设置了转向梯形，转向梯形机构是一连杆机构，它有转向横拉杆、转向节臂绞接而成。 2. 动力式转向系 动力式转向系是驾驶员体力和发动机动力驱动液压泵同时提供动力的转向系，在机械转向系统的基础上加设一套转向加力装置而形成。正常工 图 2-2 液压动力转向系统的组成示意图 况下，转向的驱动力大部分来自发动 1-转向盘 2-转向轴 3-梯形臂 4-转向 机驱动液压泵的加力装置。在转向加 节臂 5-转向控制阀 6-转向直拉杆 7- 力装置失效时，驾驶 员能够独立承担 转向摇臂 8-机械转向器 9-转向油罐 汽车转向任务，但是这种情况下驾驶 10-转向液压泵 11-转向横拉杆 12-转 员必须提供全部动力。由于我们设计 向动力缸 的小排量微型客货四座汽车，即使满载时作用在方向盘上的作用力很小转向比较轻便，故我们选用的 机械式转向系。 二、机械式转向系的组成 机械式转向系有转向操纵机构、转向器、转向传动机构三大部分组成。 1、 齿轮齿条式转向器 此转向器与转向轴做为一体，齿轮 图 2-3齿轮齿条转向器结构图 齿条式转向器最主要的优点是：结 1.万向节叉 2.转向齿轮轴 3.调整螺母 构简单，紧凑。壳体采用铝合金或 4.向心球轴承 5.滚针轴承 6.固定螺栓 铝镁合金压铸而成，转向器的质量 7.转向横拉杆 8.转向器壳体 9.防尘套 比较小，传动效率高达 90%，齿轮 13.压紧弹簧 14.压块 nts 5 与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除齿间间隙 ，转向器占用体积小，没有转向摇臂和直拉杆，所以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：因逆效率高（ 60%70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲，反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车的行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。 2、 循环球式转向器 循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。主要优点是：在螺杆和 螺母之间因为有可以循环流 动的 图 2-4 循环球式转向器原理图 钢球，将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而效率可以达到 75%85%，在结构和工艺上采取措施后包括提高制造精度，改善工作表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命，转向器的传动比可以变化，工作平稳可靠，齿条与齿扇之间的间隙调整工作容易进行，适合做整体式转向器。 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。 3、 蜗杆滚轮式转向器 蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和 滚 轮啮合而构成，其主要优点是： 2-5 蜗杆滚轮式转向器 结构简单，制造容易，有比较高的强度，工作可靠，磨损小，寿命长，逆nts 6 效率低；其主要缺点是：正效率低，工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比较困难，转向器的传动比不能变化。 图 4、 蜗杆指销式 蜗杆指销式转向器的主要优点是 :传动比可以做成不变的也可以做成变化的，指销和蜗杆之间的工作面磨损后，调整间隙工作容易进行，但蜗杆指销式转向器应用比较少。 三、 转向系转动比 图 2-6 蜗杆指销式转向器结构图 转向系的传 动比包含有两个部分：转向系角传动比0i，转向系力传动比pi。 其中转向盘角速度w与同侧转向节偏转角速度k之比，称为转向系角传动比0i，即 0wkkkdddtid ddt (2-1) 其中 d 为转向盘转角增量； kd为转向节转角增量； dt 为时间增量。 从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力 2wF与作用在转向盘手力hF之比，称为力传动比，即 2 wp hFi F (2-2) 其中0i又由转向器角传动比 i和转向传动机构角传动比 i所组成。 转向系角传动比0i越大，则为了克服一定的地面转向阻力所需要的转向盘的转向力矩便越小，在转向盘直径一定时，驾驶员所需要的加于方向盘的nts 7 手力也越小。但0i过大的话将使得转向操纵不灵敏，为了 使转向节偏转一定的角度，所需要的方向盘转角过大。所以，0i也不是越大越好。 转向转动机构的转向角传动比的数值相对于转向系的角传动比来说比较小，在转向的过程中由于转向节臂的旋转减弱了转向节臂的杠杆作用，这将使得方向盘在达到死点位置附近，转向变得沉重，为了解决这一问题，我们便设计使转向器的角传动比是可变的， 在中间位置是转向角传动比较小，而在两个端点位置时转向角传动比较大，这样便可缓解由于转向节的旋转而带来的杠杆作用减弱的问题。转向器的角传动比，货车的为 图 2-7 齿轮齿条式变传动转向器 16 32，轿车的为 12 20。本次设计题目为微型客货两用车，兼有商用车和乘 务 车 两 者 特 点 ， 所 以 初 选 其 中 部 啮 合 处 0 18i ,两端啮合处0 22i 。 2.2 转向系的设计要求 转向系是用来保持或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 。 对转向系统的具体要求有： （ 1） 汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时中心旋转，任何车轮不应有任何的侧滑。不满足此项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车行驶安全性。 （ 2） 汽车转向行驶时，在驾驶员松开方向盘的情况下，转向盘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，转向轮都不得产生自振，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，具有迅速和小转弯的能力。 nts 8 （ 6） 操纵轻便。 （ 7） 转向轮碰到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要最小。 （ 8） 转向器和转向传动机 构的球头处，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，转向系应具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，保证转向轮与转向盘转动方向一致。 nts 9 第三章 转向器、转向传动操纵机构、转向传动机构 3.1 转向器 在本次设计中我们选用的是齿轮齿条式转向器。虽然这种转向器容易将车轮所受到的地面反作用力传至转向盘，容易产生打手和摆振等现象，但同时也具有对路面状态反应灵敏的优点，齿轮齿条方式的最大特点是刚性大，结构紧凑重量轻，且成本低。齿轮与齿条直接 啮合，将齿轮的旋转运动转化为齿条的直线运动，使转向拉杆横向拉动车轮产生偏转。齿轮并非单纯的平齿轮，而是特殊的螺旋形状，这是为了尽量减小齿轮与齿条之间的啮合间隙，使转向盘的微小转动能够传递到车轮，提高操作的灵敏性，也就是我们通常所说的减小方向盘的旷量。不过齿轮啮合过紧也并非好事，它使得转动转向盘时的操作力过大，人会感到吃力。 3.2 转向操纵机构 一、 转向操纵机构的组成 从方向盘到转向传动轴一系列部件和零件都称为转向操纵机构。包括转向盘、转向柱管、万向节和转向传动轴。转向柱管固定于驾驶室的前围板。 二、 转向盘 转向盘即通常所说的方向盘。转向盘内部有金属制成的骨架，是用钢、铝合金或镁合金等材料制成。由圆环状的盘圈、插入转向轴的转向盘毂，以及连接盘圈和盘毂的辐条构成。采用焊接或铸造等工艺制造，转向轴是由细齿花键和螺母连接的。骨架的外侧一般包有柔软的合成橡胶或树脂，也有采用皮革包裹以及硬木制作的转向盘。转向盘外皮要求有某种程度的柔软度，手感良好，能防止手心出汗打滑的材质，还需要有耐热性。 转向盘位于司机的正前方，是碰撞时最可能伤害到司机的部件，因此需要转向盘具有很高的安全性，在司机撞在转向盘上时，骨架能够产生 变形，吸收冲击能，减轻对司机的伤害。转向盘的惯性力矩也是很重要的，惯性力矩小，我们就会感到“轮轻”，操做感良好，但同时也容易受到转向盘的反弹 (即“打手” )的影响，nts 10 为了设定适当的惯性力矩，就要调整骨架的材料或形状等。 另外为了进一步提高汽车的行驶安全性，现在有越来越多的汽车在转向盘里安装了安全气囊，也使汽车的安全性大大提高了。 三、 转向柱管和转向轴的吸能装置 为牢固支承转向盘而设有转向柱管。传递转向盘操作的转向轴从中穿过，由轴承和衬套支承。转向柱管本体安装在车身上。转向机构应备有吸收汽车碰撞时产生的冲击能的装置。 许多国家都规定轿车义务安装吸能式转向柱。吸能装置的方式很多，大都通过转向柱的支架变形来达到缓冲吸能的作用。转向轴与转向器之间采用连轴节相连 (即两个万向节 )，之所以用连轴节，除了可以改变转向轴的方向，还有就是使得转向轴可以作纵向的伸缩运动，以配合转向柱的缓冲运动。 3.3 转向传动机构和布置 转向传动机构是指从转向器到转向节臂之间的一系列的部件和零件。它的作用非常的重要，因为转向梯形设计的合理与否直接影响到转向系转向关系是否满足理论的转向关系，如果设计不当将严重加剧轮胎的磨损，直接影响到汽车的行驶稳定 性。转向杆系的最小转动角必须保证在 00 23 时0 023 30i ， 其中0为汽车转向轮的外轮转角； 023i为汽车内轮转角为 023 时的传动角。 转向传动机构的作用是将转向器输出的力与运动传到转向桥两边的转向节，并使两个转向轮保持一定的偏转关系，从而保证汽车转向时车轮与地面的滑动尽可能的 小。 在本次设计中由于我们采用的是麦弗逊式独立悬架，当转向轮独立悬挂时，每个转向轮分别相对于车架做独立运动，汽车的前悬比较短，发动机中置，汽车前部相对来说较大的空间，且由于齿轮齿条式转向器所对应的转向梯形的最小转动角的要求，考虑到这些因素我们采用了断开式转向梯形。其工作方式为转向器带动转向横拉杆，经横拉杆传递给转向节臂，从而带动转向节使转向轮实现转向。 nts 11 第四章 转向系有关的计算及校核 4.1 转向系主要性能参数 一、 转向 器 的效率 功率1p从转向轴输入 ，经转向器输出所求得的效率称为正效率，用符号 表示， 123()ppp ；反之称为逆效率，用符号 表示， 323()ppp 。 其中，2p为转向器中的摩擦功率；3p为作用在齿条轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动方向盘轻便，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回正，又需要一定的逆效率。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方向盘时应尽可能小，防止打手，这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、结果特点、结构参数和制造质量等。 转向器类型、结构特点与效率在前述的几种转向器中，齿轮齿条式、循环球式的正效率比较高。同一类型的转向器，因结构不同效率也不一样。 2. 转向器逆效率 根据逆效率大小的不同，转向器又分为可逆式、极限可逆式、和不可逆式三种。 齿轮齿条式转向器属于可逆式转向器，其逆效率相当高，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，又提高了行驶的安全性。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。 二、传动比的变化特性 1. 转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比0i和转 向系的力传动比pi。具体公式和各因子意义参看公式 (2-1),(2-2)。 nts 12 2. 力传动比与转向系角传动比的关系 轮胎与地面之间的转向阻力wF和作用在转向节上的转向阻力矩rM之间的关系 rw MF a (4-1) 式中， a 为主销偏移距此处 65a mm ，指从转向节主销轴线的延长线与支撑平面的交点至车轮中心平面与支撑平面交线间的距离。作用在方向盘上的手力为hF为 2 hh swMF D (4-2) 式中，hM为作用在方向盘上的力矩；swD为方向盘的直径。 将式 (4-1)、 (4-2)代入 2wphFi F 后得到 r swp hMDi Ma (4-3) 有 (4-3)知，当主销偏移矩 a 小时，力传动比pi应取大些才能保持转向轻便，在这次设计中 65a mm ，方向盘直径取 380swD mm。 忽略摩擦损失的情况下，根据能量守恒定律， 02 rhkM d iMd (4-4) 将 (4-4)代入 (4-3)得出 0 2w swp iDi a (4-5) 由 (4-5)我们可以看出当 a 和swD不变时，力传动比pi，虽然转向轻便，但0i ，表明转向不灵敏。 三、 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用足够的强度。欲验算转向零件的强度，首先应确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素是转向轴的载荷，路面阻力和轮胎气压等。精确地计算这些力是困难的，为此我们采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rM ()N mm,即 nts 13 313rGfMp（ 4-6) 式中， f 为轮胎和地面间的滑动摩擦 因数，一般取 0.7，本次设计也取 0.7；1G为转向轴负荷（），满载时轴荷分布为前轴 46%，后轴 54%，此时，1 0 . 4 6 0 . 4 6 1 6 4 0 9 . 8 7 3 9 3 . 1 2aG m g N ， p 为 轮 胎 气 压 ()aMP， 经 查 表0.24 ap MP ； 将这些数据代入（ 4-6)得到 3 0 2 7 6 9 . 9 7rM N m m。 在本次设计中我们取齿轮齿条在中部啮合时 0i 18，在两端时 0i 22，由上面的 3 0 2 7 6 9 . 9 7rM N m m g，当0i 18 时，代入 02 hhkM d iMd得出 02 2 3 0 2 7 6 9 . 9 7 3 3 6 4 1 . 1 218rhMM N m miw 此时 1 8 3 8 0 5 2 . 6 1 52 2 6 5o s wp iDi a 2 4 6 5 8 2 1 7 7 . 0 65 2 . 6 1 5wh pFFNi 当 0i 22 时， 02 2 3 0 2 7 6 9 . 9 7 2 7 5 2 4 . 5 422rhMM N m miw 此时 2 2 3 8 0 6 4 . 3 0 82 2 6 5o s wp iDi a 3 0 2 7 6 9 . 9 7 465865rw MFNa 2 4 6 5 8 2 1 4 4 . 8 6 56 4 . 3 0 8wh pFi 由此我们可以得出，由于作用于方向盘的手力不是太大（驾驶员作用在转向盘缘上的最大瞬时力为 700），另外本次设计的微型客货两用车总质量为1640Kg，排量比较小，所以我们考虑采用机械式转向系。 3 0 2 7 6 9 . 9 7 465865rw MFNa nts 14 四、 理理的内外轮转角关系 内外轮的转角关系如下： c o t c o t BL (4-7) 式中 L 为汽车的轴距 2500L mm ，外轮转角与内轮的关系如下： m i n m a xs i nLRa (4-8) 由不也设计任务书可知：m i n 4 . 5 4 5 0 0R m m m，代入上式可得出 034.32 ，代入可得出 044.86 。 4.2 转向器有关参数的设计计算及校核 一、转向器设计有关参数 1转向器齿轮有关参数的设计计算 转向齿轮采用斜齿圆柱齿轮，螺旋角范围为 9 15，此次设计转向齿轮的螺旋角选为 12。转向齿轮齿数为 58 个，本次设计采 用 7 个齿，即 7z 。有上面的介绍，齿轮齿条中部啮合处的0 18i ，两端为0 22i ，压力角为 20 ，由公式： 0cosrr (4-9) 式中， r 为齿轮齿条啮合节圆半径， 0r 为基圆半径， m 为梯形臂 长度。又由公式： 0 cosmi r (4-10) 式中 为齿轮与齿条中心轴线的交角，多在 0 30内选择，此处 08 。 梯 形 臂 长 度 m 设 计 时 常 取 在m i n m a x0 . 1 1 , 0 . 1 5m K m K。即( 0 . 1 1 0 . 1 5 ) ( 0 . 1 1 0 . 1 5 ) ( 1 2 8 0 2 ) ( 1 2 6 . 5 1 7 2 .2)m K a mm , 根据参考车型，选定 170m mm 。 将 170m mm ， 08 ，0 18i 代入 (3-10) 得出 r=9.54mm, nts 15 因为齿轮的节圆半径为：072 1 9 . 0 8c o s c o s 1 2nnZ m md r m m 因此得出 2 .6 6 7nm m m。 因为 * * 1a a nh h m m ， * 0.25nc mm ，所以齿轮的齿顶高为：( * ) 2 . 6 6 7a n a nh m h x m m 齿轮的齿根高为： ( * * ) 3 . 3 3 4f n a n n nh m h c x m m 式中， nx 为径向变位系数，此处 nx 0。 齿顶圆直径为： 2 9 . 5 4 2 2 2 . 6 6 7 2 4 . 4 1 4aad d h m m 齿根圆直径为： 2 9 . 5 4 2 2 3 . 3 3 4 1 2 . 4 1 2ffd d h m m 2齿条设计有关参数 齿条各齿的压力角一般在 12 35内变化，本次设计齿条中部的压力角为 035 ，齿条两端的压力角为 012 。由公式： 0cosrr (4-11) 齿条中部螺旋角为 01 16 ，齿条两端的为 02 12 ，齿条中部0 18i ，两端部分0 22i ， 170m mm ，由0 cosmi r ，有上面的计算 2 .6 6 7nm m m，由相 互 啮 合 的 基 圆 齿 距 必 须 相 等 ， 即12bbpp。 其 中 ， 齿 轮 的 基 圆 齿 距1 1 1c o sbpm，齿条的基圆齿距为2 2 2c o sbpm。有上述两式可以看出：当具有标准模数和标准压力角的齿轮与一个具有变模数和变压力角的齿条相啮合时，并始终保持1 1 2 2c o s c o smm时，它们就可以啮合传动。故齿轮在齿 条 的 中 部 啮 合 ， 此 时 齿 轮 的 法 向 模 数 为 2 .6 6 7nm m m, 由 公 式 ：002 c o s 3 5 2 . 6 6 7 c o s 2 0m 可得出 2 3 .0 5 9m mm ；齿轮在齿条的两端啮合时， 由公式：2 c o s 1 2 2 . 6 6 7 c o s 2 0m 可得出2 2 .5 6 2m m m。齿条的有效齿数为 29 个。 4.3 转向传动机构的设计计算与强度校核 一、转向梯形的设计与计算 齿轮齿条转向器的布置形式有一下几种，考虑到本次设计为微型客货两用车型，该车车架较高，座椅位置更高，由人机工程学可知，方向盘应与驾驶员两小臂自然放平为一个平面，转向柱管垂直转向盘向伸向转向，如果转nts 16 向器过于靠后，则万向节装置需要向后改变一个很大的角度，转向传动轴也需尽量向后伸，使得驾驶员腿部 空间减少，对离合器踏板、油门踏板和制动踏板的布置也有一定影响，综上所述，我们在本次设计中采用上图中的 a 方案，即转向器前置，梯形后置。 梯形臂长度选定为 170mm ，以下设计与计算主要是根据转向梯形臂的长度确定梯形底角。由公式 (4-7) c o t c o t BL可知，c o t c o t BL 是一条直线，图示的 EC线，可根据不同的梯形底角来进行试验，由该图可知，只有两个点能够保证两个转向轮 图 4-1 齿轮齿条式转向器布置方案 为纯滚动，其他点均为滚动和滑动的双重作用，在实际设计和生活中，所有汽车的转向梯形都只能设计在一定的车轮偏转角之内，允许一定的滑动，即不存在理想的偏转中心。 当梯形臂长度为 170mm 时，按照不同的梯形底角值，做五组曲线进行对比，选出比较合适的方案，用 CAD 作图法模拟出来轮胎的转动图示，最终确定如图 4-3 所示的方案，即：梯形底角为18.4 ，采用齿轮齿条式转向器时， 只需 图 4-2 图解法校核转向梯形 要横拉杆，此时横拉杆长度为 321.8mm， 转向器长度为 400mm。 二、转向传动机构元件的强度校核 1.球头销的强度校核 转向横拉杆与转向节臂之间用球头销 图 4-3 CAD 作图法校核转向梯形 nts 17 连接，以实现空间运动。球头销由于 经常发生转动，球面部分容易受到磨损而损坏，这样就会影响转向元件 之间的空间运动，从而使汽车转向效率受到一 定的影响，故需要检验球头销的接触应力。 常用公式：j FA ， 其中为作用在球头销上的力；为通过球心在垂直于 F 力方向的平面内球面承载部分的投影面积。 球头销常用合金机构如：riCNB、 20riCN或者液体碳氮共渗钢 35rC、35riCN 制造，其需用应 力 2 5 3 0jaMP : ，在本次设计中，根据汽车的轴向轮负荷我们取 D=16mm, 作用在球头销的力为 1 7 8 0 . 9 9 8rMFNm， 22 6 2 4 216 1 0 2 . 0 1 1 044DA m m 所以球头销上的应力为 641 7 8 0 . 9 9 8 . 8 6 1 0 8 . 8 6 2 . 0 1 1 0 jF P a M P aA ，远小于安全应力范围，故满足强度要求。 2.转向横拉杆的强度校核 转向横拉杆应具有较小的质量和足够大的强度。在本次设计中我们采用40rC 来 制 造 ， 转 向 横 拉 杆 的 断 面 直 径 为 30mm, 长度为 321.8zL mm ，785p M Pa ， 200 aE Gp 。有材料力学公式： 2 2 91 63 . 1 4 2 0 0 1 0 5 0 . 1 4 57 8 5 1 0pE 因为转向横拉杆的两端可以简化为铰支座，所以 1 。 惯性矩 44 83 . 1 4 ( 0 . 0 3 ) 3 . 9 7 1 06 4 6 4DI 横截面积 2 47 . 0 6 9 1 04DA 惯性半径 843 . 9 7 1 0 0 . 0 0 7 57 . 0 6 9 1 0IiA 压杆柔度 0 . 2 0 9 4 2 . 90 . 0 0 3 5zuLi nts 18 因为1p，故此时不可以用欧拉公式计算临界压力 。 轮胎在沥青路或混凝土路面上原地转向阻力 3 0 2 7 6 9 . 9 7rM N m m，则横拉杆受力为： m a x 3 0 2 7 6 9 . 9 7 1781170rMFNm 由 材 料 力 学 可 知 ： 横 拉 杆 的 临 界 压 力 为2 2 9 82 3 22 0 0 1 0 3 . 9 7 1 0 7 5 6 7 4 2 . 5 7( 3 2 1 . 8 1 0 )erEIPNl 所以安全系数为 7 5 6 7 4 2 . 5 7 4251780erst Pn F ，符合要求。 nts 19 第五章 悬架 结构方案分析 5.1 悬架的功用 悬架，其名源于西方。在英语里悬架系统对应的是单词 Suspension，顾名思义，它是将车轮通过弹簧连接在车体上，并与其它部件构成可动的机构。 悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接装置的总称。 1.传递它们之间一切的 力（反力）及其力矩（包括反力矩）。 2.缓和，抑制由于不平路面所引起的振动和冲击，以保证汽车良好的平顺性，操纵稳定性。 3.迅速衰减车身和车桥的振动。 悬架系统的在汽车上所起到的这几个功用是紧密相连的。要想迅速的衰减振动、冲击，乘坐舒服，就应该降低悬架刚度。但这样，又会降低整车的操纵稳定性。必须找到一个平衡点，即保证操纵稳定性的优良，又能具备较好的平顺性。 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。 5.2 悬 架系统的组成 现代汽车，特别是乘用车的悬架，形式，种类，会因不同的公司和设计单位，而有不同形式。 但是，悬架系统一般由弹性元件、减振器和传力装置 ,部缓冲块、横向稳定器等几部分组成等。 它们分别起到缓冲、减振 、力的传递、限位和控制车辆侧倾角度的作用。 nts 20 图 5-1 汽车悬架组成示意图 1-弹性元件； 2-纵向推力杆； 3-减振器； 4-横向稳定器； 5-横向推力杆 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，现代轿车悬架多采用螺旋弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。螺旋弹簧只承受垂直载荷，缓和及抑制不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但由于本身没有摩擦而没有减振作用。 减振器是为了加速衰减 由于弹性系统引起的 振动， 减振器有筒式减振器，阻力 可调式新式减振器，充气式减振器。 它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。 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。 现代汽车悬架的发展十分快，不断出现，崭新的悬架装置。按控制形式不同分为 被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架，也就是说汽车姿态（状态）只能被动地取决于路面及行驶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。 20 世纪 80 年代以来主动悬架开始在一nts 21 部分汽车上应用，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其车身姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度和阻尼。 5.3 悬架的类型及其特点 汽车的悬架从大的方面来看，可以分为两类：非独立悬架和独立悬架系统 。 一、 非独立悬架的类型及特点 图 5-2 非独立悬架 非独立悬架前部与车身或车架铰接，后端则通过吊耳或滑板连接在车身或车架之上。减振器上端于车身或车架铰接，下端铰接与车桥。 图 4-2 是非独立悬架的示意图 。 1、 非独立悬架的分类 1） 钢板弹簧式非独立悬架 在这种悬架中，钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件。这种形式的悬架技术成熟，结构简单， 成本低廉。 广泛应用于货车的前、后悬架中。也常见于中低挡的确乘用车辆的后悬架。 它中部用 U 型螺栓将钢板弹簧固定在车桥上。悬架前端为固定铰链，也叫死吊耳。它由钢板弹簧销钉将钢板弹簧前端卷耳部与钢板弹簧前支架连接在一起，前端卷耳孔中为减少摩损装有衬套。后端卷耳通过钢板弹簧吊耳销与后端吊耳与吊耳架相连，后端可以自由摆动，形成活动吊耳。当车架受到冲击弹簧变形时两卷耳之间的距离有变化的可能。 为了提高汽车的平顺性，有些轻型货车采用主簧下加装副簧，实现渐变刚度钢板弹簧。如南京汽车工业公司引进的依维柯后悬架。其主簧由厚 度为9mm 的 4 片（或 3 片）和副簧厚度为 15mm 的 2 片（或 3 片）组成几种车型渐变刚度钢板弹簧。 nts 22 2） 螺旋弹簧非独立悬架 因为螺旋弹簧作为弹性元件，只能承受垂直载荷，所以其悬架系统要加设导向机构和减振器。 3） 空气弹簧非独立悬架 空气弹簧只承受垂直载荷，因而必加设减振器，其纵向力和横向力及其力矩由悬架中的纵向推力杆和横向推力杆来传递 。 对于轿车要求在好路上降低车身高度，提高车速行驶；在坏路上提高车身，可以增大通过能力。因而要求车身高度随使用要求可以调节。空气弹簧非独立悬架可以满足要求。 2、 非独立悬架的 总体特点 优点： a)结构简单、成本低廉， 易于维护， 对汽车厂家比较有利， b)承载能力强，钢板弹簧做弹性元件的非独立悬架，可承载达几十吨的负荷。中、重载车辆常常采用非独立悬架。 缺点： a)由于是用一根杆件直接刚性地连接在两侧车轮上，一侧车轮受到的冲击、振动必然要影响另一侧车轮 。 操纵稳定性、 平顺性不理想。 . b)由于左右两侧车轮的互相影响，容易影响车身的稳定性，在转向的时 ,侧倾较大，容 易侧翻。 二、 独立悬架的类型及特点 图 5-3 独立悬架 独立悬架 的车轴分成两段 （如图 5-3） ，每只车轮用螺旋弹簧独立地，弹性地连接 安装在车架 (或车身 )下面 ，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。 1、 独立悬架的分类 现在，前悬架基本上都采用独立悬架系统，最常见的有双横臂式和滑柱nts 23 摆臂式（又称麦弗逊式）。 1） 双横臂式 工作原理：由 上短下长两根横臂连接车轮与车身，通过选择比例合适的 长度，可使车轮和主销的角度及轮距变化不大。图 5-4 双横臂式独立前悬架 这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上。双横臂的臂有做成 A 字形或 V字形， V 形臂的上下 2 个 V 形摆臂以一定的距离，分别安装在车轮上，另一端安装在车架上。 优点：结构比较复杂，但经久耐用，同时减 振器的负荷小，寿命长。可以承载较大负荷，多用于轻型小型货车的前桥。 缺点：因为有两个摆臂，所 以占 用 的 空 间比 较大。所以，乘用车的前悬架一般不用此种结构形式。 2） 麦弗逊式（滑柱连杆式） 工作原理：这种悬架目前在轿车中采用很多。这种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 图 5-5 麦弗逊式独立前悬架 nts 24 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。 图 5-6 奥迪 100 型轿车弗逊式前悬架 麦弗逊独立悬架的特点 ： 优点：技术成熟，结构紧凑，响应速度快，占用空间少，便于装车及整车布局，多用于中低档乘用车的前桥。 缺点：由于结构过于简单，刚度小，稳定性较差，转弯侧倾明显，必须加装 横向稳定器，加强刚度。 综上所述， 本次设计的是四座客货两用，车总质量较轻，而且前悬架主要承载的是乘客，要充分考虑到乘客的舒适性，所以选用麦弗逊独立悬架。 nts 25 第 六 章 前悬架的设计计算 6.1 弹簧形式的选择 选用普通圆柱螺旋弹簧， 弹簧材料 采用 6 14mm 直径的热扎弹簧钢，加热成形，而后淬火回火等处理。 初选直径为 12 mm 的弹簧 钢丝， C 类 。 选择 主要 用于汽车悬架的压缩圆柱螺旋弹簧 油淬回火硅锰弹簧钢 260Si MnA弯曲应力 ： 445PaMP , 47 .9 1 0aG M P， 弹性模量： 206aE GP使用温度： C020040 剪切应力： 1569baMP 此弹簧为 汽车悬架减震弹簧，受循环载荷在 61 10 以上，所以选用 类。 查表 7.1-8 可知 ，弹簧的需用切应力为 590paMP 。 6.2 弹簧参数的计算 一、 圆柱螺旋弹簧 直径等 参数的 计算 ： 由总体设计可知，空载时前轴负荷为 479.6Kg,满载时前轴负荷为 615 Kg，前悬质量约为 25 Kg，前轮质量 约为 64 Kg， 因此： 每个弹簧 最小工作负荷（ 空 载） 1 4 7 9 . 6 2 5 6 4 9 . 8 1 9 1 3 . 9 42FN 最大工作负荷（满载） 2 6 1 5 2 5 6 4 9 . 8 2 5 7 7 . 42 初定旋绕比 6c 曲度系数 4 1 0 . 6 1 5 1 . 2 5 2 541cK cc 螺旋弹簧刚度 2 5 7 7 . 4 1 7 . 8 1150Fk f nts 26 1 . 6 9 . 1 6 7PK c Fd m m，参考同类车型 （昌河 CH10011AXEi 厢货）后取12d mm 。 则： 1 2 6 7 2D c d m m ，考虑到弹簧中间还安装减震器，所以取110D mm 。 此时旋绕比 9 .1 6 6 7Dcd， 4 1 0 . 6 1 5 1 . 1 5 8 941cK cc 二、 求有效圈数 348FD nf Gd （ 6-2） 其中： f :变形量，此处 150f mm ； F :轴向载荷，此处m a x 5 1 5 4 . 8F F N； D :弹簧中径，此处 为 110D mm ； d ：钢丝直径，此处 为 12d mm ； n ：螺旋弹簧有效圈数。 由上式可计算出 有效 圈数 8.95n 总圈数 ：1 ( 1 2 . 5 ) 9 . 9 5 1 1 . 4 5nn ， 圆整后取1 10n 。 二、 其它参数 如下表所示： 表 6-1 弹簧参数表 节距 p ( 0 . 2 8 0 . 5 ) 3 0 . 8 5 5nfp d D m mn ， 取 33p mm 自由高度0H0 3 1 6 . 3H p n d m m 压并高度bH1 120bH n d m m高径比 b 0 2 .7 8HbD螺旋角 a r c t a n 5 . 4 5pD nts 27 空载高度nH0 2 0 8 . 6nnH H f m m 满载静载荷高度 H 0 170nH H f m m 由 上表可知，当满载有 冲击载荷时，车架还可以往下沉 1 7 0 1 2 0 5 0 mm ，此时减震弹簧、减震器和减震块同时发挥作用 ，减震弹簧和减震器 先行其作用，在弹簧达到压并高度之前，减震块和车架相接触，同时起到减震和遏制减震的作用，对弹簧和减震器起到 过载 保护 。 6.3 弹簧的校验 表 6-2 弹簧校核表 a. 稳定性 0 3 1 6 . 3 2 . 7 8 3 . 7110Hb D 满足要求 b. 疲劳强度 0120 . 7 5 8 ( 1 . 3 1 . 7 )pss : 0 ( 0 .3 3 0 .2 ) b11 338 8 1 9 1 3 . 9 4 1 1 0 1 . 1 5 8 9 3 9 5 . 612 aaF D K M P M Pd 22113 9 5 . 6 2 5 7 7 . 4 4 8 4 . 21 9 1 3 . 4aF M P M PF 8 2 0 0 . 7 5 3 9 5 . 6 2 . 3 1 . 34 8 4 . 2c a pSs 符合要求 c. 共振验算 弹簧自振频率： 3 2123 5 6 1 0 2 1 2 . 4 780nf H Z 据机械零件设计手册 冶金工 业 出 版 社 按 式子 25-12 nts 28 第 七 章 减振器的结构原理及其功用 7.1 减振器的作用 减振器作为阻尼元件是悬架的重要组成元件之一。减振器在汽车悬架安装位置根据整车布局设计和悬架的设计结构有很多种， 下