HKD640微型客车前桥、前悬架与转向系设计【优秀机械毕业设计论文】
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hkd640
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文档包括:
说明书一份。43页，21400字。
外文翻译一份。
图纸共4张，如下所示
A0-前桥及转向驱动机构.dwg
A0-悬架总成.dwg
A0-转向系总成.dwg
A2-转向器螺杆.dwg
- 内容简介：
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1 英语翻译 : 汽车减振器参数化模型的发展和实验验证 作者 ： 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 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 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 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。 2 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。 3 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。 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 4 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 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 示，压缩腔中的压力用示。在压缩行程中， 于 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。 定义为在活塞孔通道内部的压力。 5 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。 6 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 v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。 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 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。 7 图 4 全过程力 图 5 与 相应的 减振器活塞位移 8 图 6 与 相应的减振器活塞速度 使减振器工作过程参数化的最初方法是输出力 4至 6 显示了基本的 像与相应的运动曲线。 图 4 显示了全过程的力 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（ 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 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 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。 9 图 4还有标记有 1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 7 显示了典型的 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 图 7 全过程力 10 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 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 像中产生的刚度K 是一条倾斜直线。在 像中是一个椭圆（见附录 A）。一个理想的线性阻尼器在 像中会产生一条倾斜的刚度直线，在 一个实际减振器的 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 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 车产品中的一个 。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。 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。 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 减振器的三维模型 。 11 图 8 减振器 减振器伸张到最长时距球型支座的中心是 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。 12 图 9 铝质活塞 活塞液流孔具有 寸的直径，用来将活塞装配到活塞杆上的孔直径是 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 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 寸（软减振器）到 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。 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 2 的一套碳纤维阀片组 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 13 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 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 。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 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。 14 英语原文 F A F A of a of an of to a to to be as a AE to AE in a of a to a of s of to A to to of a to an of on he in of a is to he to A of 15 is in of A of is in F of to as is a is of As is a he of be of is to to it of or a of a a be in is of if be is a In of of is to in 16 of a is of a a of A is is by a in in is it It is to no is to is on of W is to a 17 of a of to of in on of is to is to of in to F of in a of be is . 18 is as of of in To in to by an to of of to an on a to in of on an 19 on in in is g. A is in A to of be on at is of on on is of to in in is r in is c. c is r; to is at of in of of in be by . is in or . be to to of or of is of is 20 in to is by or is . a in in to a in is a of of in in on of Pv is as of in is is at an of is to be so in to 21 is . is to of in is to of in in is to at in of of 22 by in to is as is v in of in As an in in is of in is of in of it be of is be of a F of a in or is in of it is to To of a on a in is a a is by of 23 24 to is V a a 25 is to as a It is to in in In 1, be is by be is to by is is to of is in at a is is In a it is up it is is to to be in in V is in of be in -6 in of is of is at to At , is to of is of 26 to of is at is to At of is is at a valu 1 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 2 he of of my As so is to of c of a of of to on of in to of is a to to in by to of as as in of by at in of to of th 3 4 目 录 前 言 .一章转向系设计 向 系 总 体 方 案 确 定 4 桥概述 5 向器的选择 . 6 9 环球式转向器的设计 . 环球式转向器零件强度计算 . 向传动机构强度计算 19 向梯形的设计 二章 悬架系统设计 . . 述 . 架结构形式分析 . . 架主要性能参数的确定 28 . 立悬架导向机构设计 31 振器的选择 结 . 考 文 献 谢 . 录 .5 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。 6 (二 )现代汽车转向装置的发展趋势 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 ( )、蜗杆滚轮式 ( )、循环球式 (、齿条齿轮式 ( )。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。 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”(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 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 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 部；英国 ;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。 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 7 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。 8 第一章 转向系统的设计 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。 9 下图是一种机械式转向系统： 图 1汽车转向器 的布置 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。 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 10 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 汽车断开 式转向 桥 11 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： 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齿轮齿条式 转向器 12 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。 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 : 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。 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。在转向图 1 循环球 式转 向器 13 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。 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 与 i 的理想关系是 : i 0（ 1 式中： 1040 ； 2210 转弯半径越小，汽车的机动性能越好。其关系是 ： 14 )s in(m （ 1 因为 L=2210 ; R= ; a=40 所以 0= i= (二 )转向轮的定位 角 主销后 倾角 如图所示 : 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 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、弹图 1 理想的 内外 车轮转 角关系 图 1 主销后 倾角 15 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。 主销内倾角如下图所示： 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。 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，前轮采用了图 1 主销内 倾角 图 1 前轮外 倾角 16 负的外倾角，这往往是为了减小在高速转向时车身的侧倾。 如图所示为前轮前束示意图 : 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。 (1) 主销后 倾角 =1 30 (2) 主销内倾角 =12 30 (3) 前轮外倾角 =1 (4) 前轮前束 三 )转向器的效率 功率 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， +=( 之称为逆效率，用符号 - =( 中， 转向器中的摩擦功率； 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。 + 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图 1前轮前束 17 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 式中， 0 为蜗杆 (或螺杆 )螺线导程角； 为摩擦角， =f 为 摩擦因数。 - 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 00 ）（ （ 1 式中表明：增加导程角 0,正、逆效率均增大。受 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 18 须大于摩擦角。通常螺线导程角选在 8 10之间。 取 0=8， f=以 ) = 00 ）（ = (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 和转向系的力传动比 成 . 选转向器的角传动比 7,传动机构角传动比 =1,故转向系的角传动比为 17. = （ 1 384: 方向盘直径 20 :角传动比 转向器的角传动比 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 =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 为解决这一矛盾 ,通常采用变角传动比的转向器 . 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 19 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 1 式中， f 为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取 转向轴负荷 (N),250N;p 为轮胎气压 (p=所以 作用在转向盘上的手力为 1 式中， 转向摇臂长； 转向节臂长 , 2； 转向盘直径 ,84mm;转向器角传动比 , 20; +为转向器正效率 , +=所以 (二 )主要尺寸参数的选择 螺杆 ,钢球 ,螺母传动副如图所示 (1)钢球中心距 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 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 ,螺母的内图 1螺杆、 钢球 、螺母传 动副 20 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 母内径 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 常在 20 38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 大于 般要求 (5 10 )D. 根据 汽车设计 表 7取 : D=28 (2)螺 杆 的 外 径 螺母的内径 杆的外 径和螺母的内径之间不能有相互摩檫 ,设计时应取1,一般 1=(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 1, 1=(5% 10%)D, 取 8, 2 (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 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= 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 0co s= （ 1 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 ； 21 括环流导管中的钢球数； 0 为螺线导程角，常取 0=5 8，则 1。 取 n =20 (4)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 大于钢球半径 d/2，一般取 =(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 21) 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 rs p (2) 式中， r 为齿扇节圆半径。 式 (1)、式 (2)得 2，将 对 p，求导得循环球式转向器角传动比 2w 由式可知，螺距 P 影响转向器角传动比的值。在螺距不变的条件图 1四段圆 弧滚 道截面 22 下，钢球直径 d 越大，图中的尺寸 b 越小，要求 b=距 P 一般在 8 11选取。根据 表 7知 P= 取 P= b=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 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 两种。一个环路的工作钢球圈数的选取见汽车设计表 7 取 W= 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 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环球式转向器主要参数确定如下： 齿扇模数 螺母长度 58 齿扇齿数 5 齿扇整圆 齿数 13 齿扇压力角 22 30 切削角 6 30 齿扇宽 30 法向压力角 o o=25 齿顶高系数 1 径向间隙系数 23 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 3 222223)()( （ 1 式 中， k 为系数，根据 A B 值查表取 A= (1 r) (1 ， B=(1 r) + (1 2； 滚道截面半径； r 为钢球半径； E 为材料弹性模量，等于 钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算 o o o sc o s 03 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；作用在螺杆上的轴向力。 接触表面硬度为 58 64，许用接触应力 =2500N A= (1/r)-(1/(1/(1/=(1/r)+(1/(1/( 1/=)()( =照 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 为图 1断开点 的确 定 26 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 i 0（ 1 若自变角为 o，则因变角 i 的期望值为 )()( 00 rc c 利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角)c o s (21)(2c o s)c o s (c o s2a r c c o s)c o s (21)()s i n (a r c s i m 为梯形臂长； 为梯形底角。 由图所得 : 2a r c s i nm a x（ 1 式中， 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，图 1理想的 内 外 转角关系 简图 27 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 000m a xm m 设计时取在 形底角 0。 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 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 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 02co s)co s( co s )co s (co sm i nm a i n （ 1 式中， 最小传动角。 梯形臂长 1040=114 1180=156 取 m=150 梯形底角 0 取 =80 000 0 0 01 5 0 1 1 4 3 6 01 5 6 1 5 0 6 08 0 7 0 1 0 0 将数据代入 （ 1） 得 ： 0 0 0 00 0 0c o s 4 0 2 c o s 8 0 c o s ( 8 0 3 0 . 5 ) 2 1 5 00 . 2 5 4( c o s 4 0 c o s 8 0 ) c o s 8 0 1 0 4 0 该数据满足设计要求。 28 第二章 悬架系统的设计 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
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