HKD640微型客车设计（前桥、前悬架与转向系设计）

PAGEPAGE76HKD640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HKD640minibusdesign(frontaxle,frontsuspensionandsteeringsystemdesign)AbstractThedesignofthetaskofdesigningmyfirstmini-busbridge,thefrontsuspensionandsteeringdesign.AsthefrontMcPhersonindependentsuspensionbridgeused,sousewithmatchingfrontaxledisconnectaxles,driveaxlesareturning.Frontsuspensionwithindependentsuspensionanddividedintonon-independentsuspension,thecarfrontsuspensionusesMcPhersonindependentsuspension,itsadvantageistoincreasethefrontsuspensionofthetwoclosedbetaofspace,easystartingengineandanumberofsimplelayout.Themainperformanceparametersofthesuspensiontodetermine,ontheelasticcomponentswerecalculated,andselecttheappropriateshockabsorber.Themainparametersofthesuspensionthroughthedesignandcalculation,inordertoensurethevehicleridecomfortandshockabsorptionproperties.AutomotiveSteeringSystemDesignincludesthedesignofsteeringfrontaxle,steeringgearchoiceisarecirculatingballsteering,andthroughcalculationtoconformtodesignrequirements,andspecialQuestionsincalculation,andbyoptimizingtonearLixiangzhuangtai.Fortheprotectionofvehicleperformance,asfaraspossibleinthedesignofthefrontaxleandsteeringsystemoptimization.

Design,mainlybylookingattheactualvehicles,concludedtextbookknowledge,readthearticleinrespectofthevehicletostudythefrontaxle,frontsuspensionandsteeringsystems,andcheckingtherelevantpartsofthestructuralstrengthandrigidity.Finally,thedesignsummary.

KEYWORDS:Theminiaturepassengertrain,thefronthangssystem,thesteeringsystem,thesteeringtrapezium,thenon-independentsuspensionfork,theindependentsuspensionfork目录前言………..1第一章转向系设计………….4§1.1转向系总体方案确定…………………4§1.2前桥概述……………5§1.3转向器的选择………….6§1.4转向器主要性能参数的确定………………9§1.5循环球式转向器的设计…………..14§1.6循环球式转向器零件强度计算…………..18§1.7转向传动机构强度计算…………………19§1.8转向梯形的设计 …….20第二章悬架系统设计………………….…..23§2.1概述…………………..23§2.2悬架结构形式分析……..24§2.3弹性元件的分析………..27§2.4悬架主要性能参数的确定………………28§2.5弹性元件的计算………..29§2.6独立悬架导向机构设计…………………31§2.7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。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"。图1-4循环球式转向器转向螺杆转动时，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θ0与θi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θ0=30.5°θi=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。图1-6主销后倾角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图1-7主销内倾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，加重了外端小图1-8前轮外倾角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。为了避免这种图1-9前轮前束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Ａ与前边缘的距离Ｂ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γγ=1°30′(2)主销内倾角ββ=12°30′(3)前轮外倾角αα=1°(4)前轮前束A-BA-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η+表示，η+=(P1—P2)／Pl；反之称为逆效率，用符号η-表示，η-=(P3—P2)／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η+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，α0为蜗杆(或螺杆)螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为摩擦因数。2.转向器逆效率η-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α0,正、逆效率均增大。受η-增大的影响，α0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8°～10°之间。取α0=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(N·mm)（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=0.32Mpa. 所以Mr=139363.392N．㎜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;η+为转向器正效率,η+=0.965.所以Fk=44.25N(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,能够影响转图1-10螺杆、钢球、螺母传动副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20～38mm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D2—Dl=(5％～10％)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D2>D1,一般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D2>D1,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；α0为螺线导程角，常取α0=5°～8°，则cosα0≈1。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图1-11四段圆弧滚道截面径R2应大于钢球半径d/2，一般取R2=(0.51～0.53)d。(5)接触角θ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θ，如图所示。θ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α0转向盘转动φ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βp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φ对βp，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-d﹥2.5mm。螺距P一般在8～11取P=9.6即b=P-d=9.6-7=2.6>2.5(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<<汽车设计>>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22°30′切削角6°30′齿扇宽30法向压力角αoαo=25°齿顶高系数1径向间隙系数0.2§1.6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σ用下式计算钢球与滚道之间的接触应力σ（1-9）式中，k为系数，根据A／B值查表取A=[(1／r)—(1／R2)]/2，B=[(1／r)+(1／R1)]／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2.1X105N／mm2；F3为钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算式中，αo为螺杆螺线导程角；θ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58—64HRC时，许用接触应力[σ]=2500N／mm2。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)]=0.28174A/B=0.014查表知:k=2.08因此=1715.91<[2500N／mm2](二)齿的弯曲应力σw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[σw]=540N／mm2。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0.8～1.2mm；前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在1.05～1.45mm。表面硬度为58—(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2.5～3.5；MR为转向阻力矩；τ。为扭转强度极限。=27.6≈28mm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0.8～1.2mm。前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1.05～1.图1-12转向摇臂受力图58～63HRC。§1.7转向传动机构强度计算(一)球头销许用接触应力为[σj]≤25～30N／mm2。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7—4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1.5～2.5。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：图1-13断开点的确定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<<汽车设计>>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θo、θi。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θo，则因变角θi的期望值为图1-14理想的内外转角关系简图图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；γ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θo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γ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γmin=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δ≥δmin=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δ≥δmin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，δmin为最小传动角。梯形臂长mmin=0.11K=0.11×1040=114.4≈114㎜mmax=0.15K=0.15×1180=156㎜取m=150㎜梯形底角γmin=70°取γ=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。这种独图2-2双横臂式独立悬架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。图2-3滑柱摆臂式独立悬架车轮上下运动时，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图2-5螺旋弹簧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=Fw／c。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ε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(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式中，g为重力加速度(g=981cm／s2)。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，nl／n2<1时的车身纵向角振动要比n1/n2>1时小，故推荐取=(0.8～0.9)。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=(0.6～0.8)。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1／2或2／3)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7—9cm；对大客车,取5～8cm；对货车取6～9cm。选取=6㎜偏频n=1.5Hz即=11.1§2.5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：Ⅰ类N>106；Ⅱ类N=103～105；Ⅲ类N<103。因为设计的是微型车，发动机布置靠前，比较接近螺旋弹簧，因此要求材料要耐高温，汽车在行走过程中，无不受到不平路面传来的冲击，所以受力循环次数一定为N>106,故选Ⅰ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=7×12=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=8×104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=(0.28～0.5)D=21.5～42.5㎜取节距:P=30㎜。轴间间距:δ=P-d=30-12=18㎜自由长度 H0=Pn+(n′-n+1)d=30×7.5+(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6°～74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0～120mm；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图2-6麦弗逊式悬架的纵倾中心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，δ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δ=F／v，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：δy=Fy/vy与伸张行程的阻尼系数疗δs=Fs／vs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ψ的大小来评定振动衰减的快慢程度。ψ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ψy与ψs的平均值ψ。对无内摩擦的弹性元件悬架，取ψ=0.25～0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，ψ值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，ψ值应取大些，一般取审ψs>0.3；为避免悬架碰撞车架，取ψy=0.5ψs。(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3～4MPa；λ为连杆直径与缸简直径之比，双筒式减振器取λ=0.40～0.50，单筒式减振器取λ=0.30～0.35。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=(1.35～1.50)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=(1.35～1.50)×40=54～60，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，1996[2]王望予.汽车设计（3版）.北京：机械工业出版社，1995[3]余志生、陈家瑞.汽车构造（上、下册）.北京：机械工业出版 社，1993[4]蔡春源.机械零件设计手册（上、下册）.北京：机械工业出版 社，1981[5]刘鸿文.材料力学（上、下册）.北京：高等教育出版社，1998[6]张义民,闻邦春.汽车技术.1997，第九期，p7-p20[7]刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2000[8]王昆,何小柏等.机械设计.北京：高等教育出版社，1995[9]吉林工业大学汽车教研室.汽车设计，北京：机械工业出版社，1981[10]张洪欣.汽车设计.北京：机械工业出版社，1989[11]徐灏.机械设计手册（第3、4卷）.北京：机械工业出版社1991[12]汪卸建.汽车底盘简明教学图解.北京：电子工业出版社，1993[13]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,2001[15]GLechner.AutomotiveTransmissions.Springer-Verlag,1999[16]蔡兴旺.汽车构造与原理(下册).北京:机械工业出版社,2004[17]李传禹.汽车设计标准资料手册.长春:吉林科学技术出版社,1992[18]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：KIRKSHAWNRHOADES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