4座微型客貨兩用車

4座微型客貨兩用車,微型,客貨兩用車 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 第一章 前 言 前段時間，一些地方針對小排量經(jīng)濟型汽車、柴油汽車等廢氣和噪聲污染大、安全性不高、外形不夠美觀等問題，在道路交通管理以及出租汽車車輛更新中，制定出臺了一些限制性規(guī)定。目前這些規(guī)定已不適應我國國情和建設節(jié)約型社會的要求。近年來，隨著國際市場上油價的不斷上漲，汽車的使用成本大幅度提高，消費者普遍感到現(xiàn)在汽車不是買不起而是用不起。因此，該因素客觀上對原來小排量汽車的限制給以巨大的沖擊最終促使國家發(fā)改委取消了對小排量汽車的限制。由于汽車工業(yè)科技水平的不斷提高，節(jié)能環(huán)保型小排量汽車在安全性、動力性和外觀等方面都有了很大改善，同時其燃油消耗少、尾氣排放低、外形尺寸小、道路和車位占用面積少等優(yōu)點也日益突出。但在發(fā)展節(jié)能環(huán)保型小排量汽車方面，我國目前缺乏應有的鼓勵支持政策，一部分地區(qū)甚至還沒有真正意義上解除對小排量汽車的限制性規(guī)定。 目前，節(jié)能環(huán)保型小排量汽車已成為汽車發(fā)展的主流和消費者關注的熱點。美國、日本、歐洲等發(fā)達國家和地區(qū)節(jié)能環(huán)保型小排量汽車比例已占70%以上。我國節(jié)能環(huán)保型小排量汽車正日益受到消費者的喜愛，增長迅速，但比例仍然偏低。積極發(fā)展節(jié)能環(huán)保型小排量汽車，符合我國能源供給實際和大眾消費水平，是建設節(jié)約型社會的重要措施，不僅有利于緩解能源緊張狀況，保護環(huán)境，而且有利于培育我國汽車工業(yè)自主品牌，提高國際競爭力，對于促進汽車產(chǎn)業(yè)可持續(xù)發(fā)展，落實國家能源發(fā)展戰(zhàn)略，加快建設資源節(jié)約型、環(huán)境友好型社會，具有重要意義。 國家依據(jù)《產(chǎn)業(yè)結構調整指導目錄》指導意見，采取積極鼓勵低油耗、低排放、小排量、小型化、高動力性汽車的生產(chǎn)和投資的政策。加大節(jié)能環(huán)保型小排量汽車及其先進發(fā)動機（汽油機升功率大于50KW，柴油機升功率大于40KW）技術研究開發(fā)和產(chǎn)業(yè)化的支持力度。鼓勵開發(fā)、生產(chǎn)柴油轎車和微型車。由于我國剛剛解除對小排量汽車的限制，我們與傳統(tǒng)汽車巨頭在這一領域內的差距還不是甚大，因此更加有利于我們民族汽車行業(yè)抓住有利時機來發(fā)展自己，縮小與國際汽車巨頭的差距?？紤]到這種因素我們決定來設計一款小排量汽車。 小排量汽車在我國由于以前的限制政策，目前階段是其黃金發(fā)展時期。因此，能否抓住該有利時機，也將決定我們能否與國際汽車巨頭同臺競技。 第二章 汽車轉向系設計 §2.1 概述 汽車行駛過程中，需按照駕駛員的意志經(jīng)常改變行駛方向，即所謂的汽車轉向。這就需要有一套能夠按照司機意志使汽車轉向的機構，它將駕駛員轉動方向盤的動作轉變?yōu)檐囕?通常是前輪)的偏轉動作。因此轉向系的作用是保證汽車在行駛中能適應道路情況改變行駛方向，或保持穩(wěn)定的直線行駛。對于輪式汽車的轉向來說，實現(xiàn)其轉向需要一套專門的機構，即是轉向輪相對于汽車的縱軸線偏轉一定的角度。在汽車的實際操控過程中，由于汽車的轉向輪也會受到來自路面的高低起伏及其引起的側向干擾力的作用，使汽車偏離正常的行駛方向，此時，這一系統(tǒng)也必須用使轉向輪重新回到正常行駛的狀態(tài)，實現(xiàn)了按照駕駛員的意志來操控汽車。這一套專設的用于改變汽車行駛方向的機構，稱為汽車轉向系。 一、 汽車轉向系的類型 汽車轉向系按能源形式的不同分為機械式轉向系和動力轉向系兩類。 1. 機械式轉向系 機械轉向系以駕駛員的體力作為能量來源，所有的傳力件都是機械的。當汽車欲實現(xiàn)轉向時，駕駛員通過作用于方向盤的力偶矩，傳力順序為：方向盤轉向軸轉向器，力矩經(jīng)轉向器放大和減速后 圖2-1 機械轉向系統(tǒng)的組成和布置示意圖 轉向橫拉桿轉向節(jié)臂 1-轉向盤 2-轉向軸 3-轉向萬向節(jié) 4-轉向傳動軸 轉向輪，使轉向輪偏離汽車 5-轉向器 6-轉向搖臂 7-轉向直拉桿 8-轉向節(jié)臂 縱軸線一定的角度，從而實 9-左轉向節(jié) 10、12-梯形臂 11-轉向橫拉桿 現(xiàn)汽車的轉向。為了汽車轉 13-右轉向節(jié) 向輪轉動時，全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動，設置了轉向梯形，轉向梯形機構是一連桿機構，它有轉向橫拉桿、轉向節(jié)臂絞接而成。 2. 動力式轉向系 動力式轉向系是駕駛員體力和發(fā)動機動力驅動液壓泵同時提供動力的轉向系，在機械轉向系統(tǒng)的基礎上加設一套轉向加力裝置而形成。正常工 圖2-2 液壓動力轉向系統(tǒng)的組成示意圖 況下，轉向的驅動力大部分來自發(fā)動 1-轉向盤 2-轉向軸 3-梯形臂 4-轉向 機驅動液壓泵的加力裝置。在轉向加 節(jié)臂5-轉向控制閥 6-轉向直拉桿 7- 力裝置失效時，駕駛員能夠獨立承擔 轉向搖臂 8-機械轉向器 9-轉向油罐 汽車轉向任務，但是這種情況下駕駛 10-轉向液壓泵 11-轉向橫拉桿 12-轉 員必須提供全部動力。由于我們設計 向動力缸 的小排量微型客貨四座汽車，即使?jié)M載時作用在方向盤上的作用力很小轉向比較輕便，故我們選用的機械式轉向系。 二、機械式轉向系的組成 機械式轉向系有轉向操縱機構、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。 1、 齒輪齒條式轉向器 此轉向器與轉向軸做為一體，齒輪 圖2-3齒輪齒條轉向器結構圖 齒條式轉向器最主要的優(yōu)點是：結 1.萬向節(jié)叉 2.轉向齒輪軸3.調整螺母 構簡單，緊湊。殼體采用鋁合金或 4.向心球軸承 5.滾針軸承 6.固定螺栓 鋁鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量 7.轉向橫拉桿 8.轉向器殼體 9.防塵套 比較小，傳動效率高達90%，齒輪 13.壓緊彈簧 14.壓塊 與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧，能自動消除齒間間隙，轉向器占用體積小，沒有轉向搖臂和直拉桿，所以轉向輪轉角可以增大，制造成本低。 齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：因逆效率高（60%~70%），汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉向盤，稱之為反沖，反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車的行駛方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。 2、 循環(huán)球式轉向器 循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成。主要優(yōu)點是：在螺桿和 螺母之間因為有可以循環(huán)流動的 圖2-4 循環(huán)球式轉向器原理圖 鋼球，將滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦，因而效率可以達到75%~85%，在結構和工藝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桿、螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命，轉向器的傳動比可以變化，工作平穩(wěn)可靠，齒條與齒扇之間的間隙調整工作容易進行，適合做整體式轉向器。 循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。 3、 蝸桿滾輪式轉向器 蝸桿滾輪式轉向器由蝸桿和 滾輪嚙合而構成，其主要優(yōu)點是： 2-5 蝸桿滾輪式轉向器 結構簡單，制造容易，有比較高的強度，工作可靠，磨損小，壽命長，逆效率低；其主要缺點是：正效率低，工作齒面磨損以后，調整嚙合間隙比較困難，轉向器的傳動比不能變化。 圖 4、 蝸桿指銷式 蝸桿指銷式轉向器的主要優(yōu)點是:傳動比可以做成不變的也可以做成變化的，指銷和蝸桿之間的工作面磨損后，調整間隙工作容易進行，但蝸桿指銷式轉向器應用比較少。 三、 轉向系轉動比 圖2-6蝸桿指銷式轉向器結構圖 轉向系的傳動比包含有兩個部分：①轉向系角傳動比，②轉向系力傳動比。 其中轉向盤角速度與同側轉向節(jié)偏轉角速度之比，稱為轉向系角傳動比，即 (2-1) 其中 為轉向盤轉角增量； 為轉向節(jié)轉角增量； 為時間增量。 從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力與作用在轉向盤手力之比，稱為力傳動比，即 (2-2) 其中又由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比所組成。 轉向系角傳動比越大，則為了克服一定的地面轉向阻力所需要的轉向盤的轉向力矩便越小，在轉向盤直徑一定時，駕駛員所需要的加于方向盤的手力也越小。但過大的話將使得轉向操縱不靈敏，為了使轉向節(jié)偏轉一定的角度，所需要的方向盤轉角過大。所以，也不是越大越好。 轉向轉動機構的轉向角傳動比的數(shù)值相對于轉向系的角傳動比來說比較小，在轉向的過程中由于轉向節(jié)臂的旋轉減弱了轉向節(jié)臂的杠桿作用，這將使得方向盤在達到死點位置附近，轉向變得沉重，為了解決這一問題，我們便設計使轉向器的角傳動比是可變的，在中間位置是轉向角傳動比較小，而在兩個端點位置時轉向角傳動比較大，這樣便可緩解由于轉向節(jié)的旋轉而帶來的杠桿作用減弱的問題。轉向器的角傳動比，貨車的為 圖2-7齒輪齒條式變傳動轉向器 16～32，轎車的為12～20。本次設計題目為微型客貨兩用車，兼有商用車和乘務車兩者特點，所以初選其中部嚙合處 ,兩端嚙合處。 §2.2 轉向系的設計要求 轉向系是用來保持或改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。 對轉向系統(tǒng)的具體要求有： （1） 汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時中心旋轉，任何車輪不應有任何的側滑。不滿足此項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車行駛安全性。 （2） 汽車轉向行駛時，在駕駛員松開方向盤的情況下，轉向盤能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 （3） 汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產(chǎn)生自振，轉向盤沒有擺動。 （4） 轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產(chǎn)生的擺動應最小。 （5） 保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎的能力。 （6） 操縱輕便。 （7） 轉向輪碰到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要最小。 （8） 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調整機構。 （9） 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應具有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 （10） 進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 第三章 轉向器、轉向傳動操縱機構、轉向傳動機構 §3.1 轉向器 在本次設計中我們選用的是齒輪齒條式轉向器。雖然這種轉向器容易將車輪所受到的地面反作用力傳至轉向盤，容易產(chǎn)生打手和擺振等現(xiàn)象，但同時也具有對路面狀態(tài)反應靈敏的優(yōu)點，齒輪齒條方式的最大特點是剛性大，結構緊湊重量輕，且成本低。齒輪與齒條直接嚙合，將齒輪的旋轉運動轉化為齒條的直線運動，使轉向拉桿橫向拉動車輪產(chǎn)生偏轉。齒輪并非單純的平齒輪，而是特殊的螺旋形狀，這是為了盡量減小齒輪與齒條之間的嚙合間隙，使轉向盤的微小轉動能夠傳遞到車輪，提高操作的靈敏性，也就是我們通常所說的減小方向盤的曠量。不過齒輪嚙合過緊也并非好事，它使得轉動轉向盤時的操作力過大，人會感到吃力。 §3.2轉向操縱機構 一、 轉向操縱機構的組成 從方向盤到轉向傳動軸一系列部件和零件都稱為轉向操縱機構。包括轉向盤、轉向柱管、萬向節(jié)和轉向傳動軸。轉向柱管固定于駕駛室的前圍板。 二、 轉向盤 轉向盤即通常所說的方向盤。轉向盤內部有金屬制成的骨架，是用鋼、鋁合金或鎂合金等材料制成。由圓環(huán)狀的盤圈、插入轉向軸的轉向盤轂，以及連接盤圈和盤轂的輻條構成。采用焊接或鑄造等工藝制造，轉向軸是由細齒花鍵和螺母連接的。骨架的外側一般包有柔軟的合成橡膠或樹脂，也有采用皮革包裹以及硬木制作的轉向盤。轉向盤外皮要求有某種程度的柔軟度，手感良好，能防止手心出汗打滑的材質，還需要有耐熱性。 轉向盤位于司機的正前方，是碰撞時最可能傷害到司機的部件，因此需要轉向盤具有很高的安全性，在司機撞在轉向盤上時，骨架能夠產(chǎn)生變形，吸收沖擊能，減輕對司機的傷害。轉向盤的慣性力矩也是很重要的，慣性力矩小，我們就會感到“輪輕”，操做感良好，但同時也容易受到轉向盤的反彈(即“打手”)的影響，為了設定適當?shù)膽T性力矩，就要調整骨架的材料或形狀等。 另外為了進一步提高汽車的行駛安全性，現(xiàn)在有越來越多的汽車在轉向盤里安裝了安全氣囊，也使汽車的安全性大大提高了。 三、 轉向柱管和轉向軸的吸能裝置 為牢固支承轉向盤而設有轉向柱管。傳遞轉向盤操作的轉向軸從中穿過，由軸承和襯套支承。轉向柱管本體安裝在車身上。轉向機構應備有吸收汽車碰撞時產(chǎn)生的沖擊能的裝置。許多國家都規(guī)定轎車義務安裝吸能式轉向柱。吸能裝置的方式很多，大都通過轉向柱的支架變形來達到緩沖吸能的作用。轉向軸與轉向器之間采用連軸節(jié)相連(即兩個萬向節(jié))，之所以用連軸節(jié)，除了可以改變轉向軸的方向，還有就是使得轉向軸可以作縱向的伸縮運動，以配合轉向柱的緩沖運動。 §3.3轉向傳動機構和布置 轉向傳動機構是指從轉向器到轉向節(jié)臂之間的一系列的部件和零件。它的作用非常的重要，因為轉向梯形設計的合理與否直接影響到轉向系轉向關系是否滿足理論的轉向關系，如果設計不當將嚴重加劇輪胎的磨損，直接影響到汽車的行駛穩(wěn)定性。轉向桿系的最小轉動角必須保證在時， 其中為汽車轉向輪的外輪轉角； 為汽車內輪轉角為時的傳動角。 轉向傳動機構的作用是將轉向器輸出的力與運動傳到轉向橋兩邊的轉向節(jié)，并使兩個轉向輪保持一定的偏轉關系，從而保證汽車轉向時車輪與地面的滑動盡可能的小。 在本次設計中由于我們采用的是麥弗遜式獨立懸架，當轉向輪獨立懸掛時，每個轉向輪分別相對于車架做獨立運動，汽車的前懸比較短，發(fā)動機中置，汽車前部相對來說較大的空間，且由于齒輪齒條式轉向器所對應的轉向梯形的最小轉動角的要求，考慮到這些因素我們采用了斷開式轉向梯形。其工作方式為轉向器帶動轉向橫拉桿，經(jīng)橫拉桿傳遞給轉向節(jié)臂，從而帶動轉向節(jié)使轉向輪實現(xiàn)轉向。 第四章 轉向系有關的計算及校核 §4.1 轉向系主要性能參數(shù) 一、 轉向器的效率 功率從轉向軸輸入，經(jīng)轉向器輸出所求得的效率稱為正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示，。 其中，為轉向器中的摩擦功率；為作用在齒條軸上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動方向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動回正，又需要一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至方向盤時應盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。 1. 轉向器的正效率 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結果特點、結構參數(shù)和制造質量等。 轉向器類型、結構特點與效率在前述的幾種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式的正效率比較高。同一類型的轉向器，因結構不同效率也不一樣。 2. 轉向器逆效率 根據(jù)逆效率大小的不同，轉向器又分為可逆式、極限可逆式、和不可逆式三種。 齒輪齒條式轉向器屬于可逆式轉向器，其逆效率相當高，它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛的安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神緊張；如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。 二、傳動比的變化特性 1. 轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。具體公式和各因子意義參看公式(2-1),(2-2)。 2. 力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉向阻力和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩之間的關系 (4-1) 式中，a為主銷偏移距此處，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支撐平面的交點至車輪中心平面與支撐平面交線間的距離。作用在方向盤上的手力為為 (4-2) 式中，為作用在方向盤上的力矩；為方向盤的直徑。 將式(4-1)、 (4-2)代入后得到 (4-3) 有 (4-3)知，當主銷偏移矩a小時，力傳動比應取大些才能保持轉向輕便，在這次設計中，方向盤直徑取。 忽略摩擦損失的情況下，根據(jù)能量守恒定律， (4-4) 將(4-4)代入(4-3)得出 (4-5) 由 (4-5)我們可以看出當a和不變時，力傳動比，雖然轉向輕便，但，表明轉向不靈敏。 三、 轉向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應用足夠的強度。欲驗算轉向零件的強度，首先應確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素是轉向軸的載荷，路面阻力和輪胎氣壓等。精確地計算這些力是困難的，為此我們采用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力,即 　　　　 　 　　?。?-6) 式中，f為輪胎和地面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7，本次設計也取0.7；為轉向軸負荷（Ｎ），滿載時軸荷分布為前軸46%，后軸54%，此時，，p為輪胎氣壓，經(jīng)查表； 將這些數(shù)據(jù)代入（4-6)得到 。 在本次設計中我們取齒輪齒條在中部嚙合時＝18，在兩端時＝22，由上面的，當＝18時，代入 　　　　 得出 此時 當＝22時， 此時 由此我們可以得出，由于作用于方向盤的手力不是太大（駕駛員作用在轉向盤緣上的最大瞬時力為700），另外本次設計的微型客貨兩用車總質量為1640Kg，排量比較小，所以我們考慮采用機械式轉向系。 四、 理理的內外輪轉角關系 內外輪的轉角關系如下： (4-7) 式中L為汽車的軸距，外輪轉角與內輪的關系如下： (4-8) 由不也設計任務書可知：，代入上式可得出 ，代入可得出。 §4.2　轉向器有關參數(shù)的設計計算及校核 一、轉向器設計有關參數(shù) 1．轉向器齒輪有關參數(shù)的設計計算 轉向齒輪采用斜齒圓柱齒輪，螺旋角范圍為，此次設計轉向齒輪的螺旋角選為。轉向齒輪齒數(shù)為5~8個，本次設計采用7個齒，即。有上面的介紹，齒輪齒條中部嚙合處的，兩端為，壓力角為，由公式： 　　　　　 (4-9)　 式中，r為齒輪齒條嚙合節(jié)圓半徑，為基圓半徑，m為梯形臂長度。又由公式： (4-10) 式中為齒輪與齒條中心軸線的交角，多在內選擇，此處。 梯形臂長度設計時常取在。即,根據(jù)參考車型，選定。 將，，代入(3-10) 得出r=9.54mm,, 因為齒輪的節(jié)圓半徑為：　 因此得出。 因為，，所以齒輪的齒頂高為： 齒輪的齒根高為： 式中，為徑向變位系數(shù)，此處＝0。 齒頂圓直徑為： 齒根圓直徑為： 2．齒條設計有關參數(shù) 齒條各齒的壓力角一般在內變化，本次設計齒條中部的壓力角為，齒條兩端的壓力角為。由公式： 　　　　　 　(4-11) 齒條中部螺旋角為，齒條兩端的為，齒條中部，兩端部分，，由，，有上面的計算，由相互嚙合的基圓齒距必須相等，即。其中，齒輪的基圓齒距，齒條的基圓齒距為。有上述兩式可以看出：當具有標準模數(shù)和標準壓力角的齒輪與一個具有變模數(shù)和變壓力角的齒條相嚙合時，并始終保持時，它們就可以嚙合傳動。故齒輪在齒條的中部嚙合，此時齒輪的法向模數(shù)為,由公式：可得出；齒輪在齒條的兩端嚙合時，由公式：可得出。齒條的有效齒數(shù)為29個。 §4.3　轉向傳動機構的設計計算與強度校核 一、轉向梯形的設計與計算 齒輪齒條轉向器的布置形式有一下幾種，考慮到本次設計為微型客貨兩用車型，該車車架較高，座椅位置更高，由人機工程學可知，方向盤應與駕駛員兩小臂自然放平為一個平面，轉向柱管垂直轉向盤向伸向轉向，如果轉向器過于靠后，則萬向節(jié)裝置需要向后改變一個很大的角度，轉向傳動軸也需盡量向后伸，使得駕駛員腿部空間減少，對離合器踏板、油門踏板和制動踏板的布置也有一定影響，綜上所述，我們在本次設計中采用上圖中的a方案，即轉向器前置，梯形后置。 梯形臂長度選定為，以下設計與計算主要是根據(jù)轉向梯形臂的長度確定梯形底角。由公式 (4-7) 可知， 是一條直線，圖示的EC線，可根據(jù)不同的梯形底角來進行試驗，由該圖可知，只有兩個點能夠保證兩個轉向輪 圖4-1齒輪齒條式轉向器布置方案 為純滾動，其他點均為滾動和滑動的雙重作用，在實際設計和生活中，所有汽車的轉向梯形都只能設計在一定的車輪偏轉角之內，允許一定的滑動，即不存在理想的偏轉中心。 當梯形臂長度為170mm時，按照不同的梯形底角值，做五組曲線進行對比，選出比較合適的方案，用CAD作圖法模擬出來輪胎的轉動圖示，最終確定如圖4-3所示的方案，即：梯形底角為，采用齒輪齒條式轉向器時，只需 圖4-2 圖解法校核轉向梯形 要橫拉桿，此時橫拉桿長度為321.8mm， 轉向器長度為400mm。 二、轉向傳動機構元件的強度校核 1.球頭銷的強度校核 轉向橫拉桿與轉向節(jié)臂之間用球頭銷 圖4-3 CAD作圖法校核轉向梯形 連接，以實現(xiàn)空間運動。球頭銷由于 經(jīng)常發(fā)生轉動，球面部分容易受到磨損而損壞，這樣就會影響轉向元件之間的空間運動，從而使汽車轉向效率受到一定的影響，故需要檢驗球頭銷的接觸應力。 常用公式：，　其中Ｆ為作用在球頭銷上的力；Ａ為通過球心在垂直于F力方向的平面內球面承載部分的投影面積。 球頭銷常用合金機構如：、或者液體碳氮共滲鋼、制造，其需用應力，在本次設計中，根據(jù)汽車的軸向輪負荷我們取D=16mm,作用在球頭銷的力為， 所以球頭銷上的應力為，遠小于安全應力范圍，故滿足強度要求。 2.轉向橫拉桿的強度校核 轉向橫拉桿應具有較小的質量和足夠大的強度。在本次設計中我們采用來制造，轉向橫拉桿的斷面直徑為30mm,長度為，，。有材料力學公式： 因為轉向橫拉桿的兩端可以簡化為鉸支座，所以。 慣性矩 橫截面積 慣性半徑 壓桿柔度 因為，故此時不可以用歐拉公式計算臨界壓力。 輪胎在瀝青路或混凝土路面上原地轉向阻力，則橫拉桿受力為： 由材料力學可知：橫拉桿的臨界壓力為 所以安全系數(shù)為，符合要求。 第五章 懸架結構方案分析 §5.1 懸架的功用 懸架，其名源于西方。在英語里懸架系統(tǒng)對應的是單詞――Suspension，顧名思義，它是將車輪通過彈簧連接在車體上，并與其它部件構成可動的機構。 懸架是車架（或承載式車身）與車橋（或車輪）之間彈性連接裝置的總稱。 1.傳遞它們之間一切的力（反力）及其力矩（包括反力矩）。 2.緩和，抑制由于不平路面所引起的振動和沖擊，以保證汽車良好的平順性，操縱穩(wěn)定性。 3.迅速衰減車身和車橋的振動。 懸架系統(tǒng)的在汽車上所起到的這幾個功用是緊密相連的。要想迅速的衰減振動、沖擊，乘坐舒服，就應該降低懸架剛度。但這樣，又會降低整車的操縱穩(wěn)定性。必須找到一個平衡點，即保證操縱穩(wěn)定性的優(yōu)良，又能具備較好的平順性。 懸架結構形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一。 §5.2 懸架系統(tǒng)的組成 現(xiàn)代汽車，特別是乘用車的懸架，形式，種類，會因不同的公司和設計單位，而有不同形式。 但是，懸架系統(tǒng)一般由彈性元件、減振器和傳力裝置,部緩沖塊、橫向穩(wěn)定器等幾部分組成等。 它們分別起到緩沖、減振 、力的傳遞、限位和控制車輛側傾角度的作用。 圖5-1汽車懸架組成示意圖 1-彈性元件；2-縱向推力桿；3-減振器；4-橫向穩(wěn)定器； 5-橫向推力桿 彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式，現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧。螺旋彈簧只承受垂直載荷，緩和及抑制不平路面對車體的沖擊，具有占用空間小，質量小，無需潤滑的優(yōu)點，但由于本身沒有摩擦而沒有減振作用。 減振器是為了加速衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振動，減振器有筒式減振器，阻力可調式新式減振器，充氣式減振器。它是懸架機構中最精密和復雜的機械件。 導向機構用來傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動，通常導向機構由控制擺臂式桿件組成。種類有單桿式或多連桿式的。鋼板彈簧作為彈性元件時，可不另設導向機構，它本身兼起導向作用。有些轎車和客車上，為防止車身在轉向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架系統(tǒng)中加設橫向穩(wěn)定桿，目的是提高橫向剛度，使汽車具有不足轉向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。 現(xiàn)代汽車懸架的發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)，嶄新的懸架裝置。按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，也就是說汽車姿態(tài)（狀態(tài)）只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構以及減振器這些機械零件。20世紀80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動調整懸架剛度和阻尼。 §5.3 懸架的類型及其特點 汽車的懸架從大的方面來看，可以分為兩類：非獨立懸架和獨立懸架系統(tǒng)。 一、非獨立懸架的類型及特點 圖5-2 非獨立懸架 非獨立懸架前部與車身或車架鉸接，后端則通過吊耳或滑板連接在車身或車架之上。減振器上端于車身或車架鉸接，下端鉸接與車橋。圖4-2是非獨立懸架的示意圖。 1、 非獨立懸架的分類 1）鋼板彈簧式非獨立懸架 在這種懸架中，鋼板彈簧被用做非獨立懸架的彈性元件。這種形式的懸架技術成熟，結構簡單，成本低廉。 廣泛應用于貨車的前、后懸架中。也常見于中低擋的確乘用車輛的后懸架。 它中部用U型螺栓將鋼板彈簧固定在車橋上。懸架前端為固定鉸鏈，也叫死吊耳。它由鋼板彈簧銷釘將鋼板彈簧前端卷耳部與鋼板彈簧前支架連接在一起，前端卷耳孔中為減少摩損裝有襯套。后端卷耳通過鋼板彈簧吊耳銷與后端吊耳與吊耳架相連，后端可以自由擺動，形成活動吊耳。當車架受到?jīng)_擊彈簧變形時兩卷耳之間的距離有變化的可能。 為了提高汽車的平順性，有些輕型貨車采用主簧下加裝副簧，實現(xiàn)漸變剛度鋼板彈簧。如南京汽車工業(yè)公司引進的依維柯后懸架。其主簧由厚度為9mm的4片（或3片）和副簧厚度為15mm的2片（或3片）組成幾種車型漸變剛度鋼板彈簧。 2）螺旋彈簧非獨立懸架 因為螺旋彈簧作為彈性元件，只能承受垂直載荷，所以其懸架系統(tǒng)要加設導向機構和減振器。 3）空氣彈簧非獨立懸架 空氣彈簧只承受垂直載荷，因而必加設減振器，其縱向力和橫向力及其力矩由懸架中的縱向推力桿和橫向推力桿來傳遞。 對于轎車要求在好路上降低車身高度，提高車速行駛；在壞路上提高車身，可以增大通過能力。因而要求車身高度隨使用要求可以調節(jié)?？諝鈴椈煞仟毩壹芸梢詽M足要求。 2、 非獨立懸架的總體特點 優(yōu)點： a)結構簡單、成本低廉，易于維護，對汽車廠家比較有利， b)承載能力強，鋼板彈簧做彈性元件的非獨立懸架，可承載達幾十噸的負荷。中、重載車輛常常采用非獨立懸架。 缺點： a)由于是用一根桿件直接剛性地連接在兩側車輪上，一側車輪受到的沖擊、振動必然要影響另一側車輪。操縱穩(wěn)定性、平順性不理想。. b)由于左右兩側車輪的互相影響，容易影響車身的穩(wěn)定性，在轉向的時,側傾較大，容易側翻。 二、獨立懸架的類型及特點 圖5-3 獨立懸架 獨立懸架的車軸分成兩段（如圖5-3），每只車輪用螺旋彈簧獨立地，彈性地連接安裝在車架(或車身)下面，當一側車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。 1、 獨立懸架的分類 現(xiàn)在，前懸架基本上都采用獨立懸架系統(tǒng)，最常見的有雙橫臂式和滑柱擺臂式（又稱麥弗遜式）。 1）雙橫臂式 工作原理：由上短下長兩根橫臂連接車輪與車身，通過選擇比例合適的 長度，可使車輪和主銷的角度及輪距變化不大。 圖5-4 雙橫臂式獨立前懸架 這種獨立懸架被廣泛應用在轎車前輪上。雙橫臂的臂有做成A字形或V字形，V形臂的上下2個V形擺臂以一定的距離，分別安裝在車輪上，另一端安裝在車架上。 優(yōu)點：結構比較復雜，但經(jīng)久耐用，同時減振器的負荷小，壽命長?？梢猿休d較大負荷，多用于輕型﹑小型貨車的前橋。 缺點：因為有兩個擺臂，所以占用的空間比較大。所以，乘用車的前懸架一般不用此種結構形式。 2）麥弗遜式（滑柱連桿式） 工作原理：這種懸架目前在轎車中采用很多。這種懸架將減振器作為引導車輪跳動的滑柱，螺旋彈簧與其裝于一體。 這種懸架將雙橫臂上 圖5-5 麥弗遜式獨立前懸架 臂去掉并以橡膠做支承，允許滑柱上端作少許角位移。內側空間大，有利于發(fā)動機布置，并降低車子的重心。 車輪上下運動時，主銷軸線的角度會有變化，這是因為減振器下端支點隨橫擺臂擺動。以上問題可通過調整桿系設計布置合理得到解決。 圖5-6 奧迪100型轎車弗遜式前懸架 麥弗遜獨立懸架的特點： 優(yōu)點：技術成熟，結構緊湊，響應速度快，占用空間少，便于裝車及整車布局，多用于中低檔乘用車的前橋。 缺點：由于結構過于簡單，剛度小，穩(wěn)定性較差，轉彎側傾明顯，必須加裝橫向穩(wěn)定器，加強剛度。 綜上所述，本次設計的是四座客貨兩用，車總質量較輕，而且前懸架主要承載的是乘客，要充分考慮到乘客的舒適性，所以選用麥弗遜獨立懸架。 第六章 前懸架的設計計算 §6.1 彈簧形式的選擇 選用普通圓柱螺旋彈簧，彈簧材料采用6—14mm 直徑的熱扎彈簧鋼，加熱成形，而后淬火﹑回火等處理。 初選直徑為 12 mm 的彈簧鋼絲，C類 。 選擇主要用于汽車懸架的壓縮圓柱螺旋彈簧 油淬回火硅錳彈簧鋼 彎曲應力： , ， 彈性模量： 使用溫度： 剪切應力： 此彈簧為汽車懸架減震彈簧，受循環(huán)載荷在以上，所以選用類。 查表7.1-8可知，彈簧的需用切應力為。 §6.2 彈簧參數(shù)的計算 一、 圓柱螺旋彈簧直徑等參數(shù)的計算： 由總體設計可知，空載時前軸負荷為479.6Kg,滿載時前軸負荷為615 Kg，前懸質量約為25 Kg，前輪質量約為64 Kg，因此： 每個彈簧最小工作負荷（空載） 最大工作負荷（滿載） 初定旋繞比 曲度系數(shù) 螺旋彈簧剛度 ，參考同類車型（昌河CH10011AXEi廂貨）后取。 則：，考慮到彈簧中間還安裝減震器，所以取。 此時旋繞比， 二、 求有效圈數(shù) （6-2） 其中：:變形量，此處； :軸向載荷，此處； :彈簧中徑，此處為； ：鋼絲直徑，此處為； ：螺旋彈簧有效圈數(shù)。 由上式可計算出有效圈數(shù) 總圈數(shù)：，圓整后取。 二、 其它參數(shù)如下表所示： 表6-1 彈簧參數(shù)表 節(jié)距p ， 取 自由高度 壓并高度 高徑比 螺旋角 空載高度 滿載靜載荷高度 由上表可知，當滿載有沖擊載荷時，車架還可以往下沉，此時減震彈簧、減震器和減震塊同時發(fā)揮作用，減震彈簧和減震器先行其作用，在彈簧達到壓并高度之前，減震塊和車架相接觸，同時起到減震和遏制減震的作用，對彈簧和減震器起到過載保護。 §6.3 彈簧的校驗 表6-2 彈簧校核表 a. 穩(wěn)定性 滿足要求 b. 疲勞強度 符合要求 c. 共振驗算 彈簧自振頻率： 據(jù)《機械零件設計手冊》 冶金工業(yè)出版社按 式子25-12 第七章 減振器的結構原理及其功用 §7.1 減振器的作用 減振器作為阻尼元件是懸架的重要組成元件之一。減振器在汽車懸架安裝位置根據(jù)整車布局設計和懸架的設計結構有很多種，下圖為減振器在采用麥弗遜獨立懸架轎車上的安裝位置示意圖。 圖7-1 減振器安裝示意圖 汽車行駛的路面不可能絕對平坦，必然會產(chǎn)生振動，這種持續(xù)的振動易使司乘人員感到不舒適和疲勞，而減振器正式為迅速衰減振動而設計的。但減振器的功能決不僅僅是衰減振動，其對整車綜合特性的影響如下： 圖7-2 減振器對整車綜合特性的影響曲線圖 迅速衰減由路面?zhèn)鬟f給車體的振動，提高行駛平順性; 使司乘人員不易疲勞貨物不易損壞，提高乘座舒適性 ;降低對相關零件沖擊載荷減少磨損，提高使用經(jīng)濟性 ;改善輪胎接地性抑制高速行駛跳動，提高行駛安全性 ;車輛在急加速、急剎車、急轉彎時，提高操作穩(wěn)定性。 §7.2 減振器的結構 雙向作用筒式液壓減振器基本結構如下圖所示: 圖7-3 1.活塞桿 2.工作缸筒 3.活塞 4.復原閥5.貯油缸筒 6.壓縮閥 7.補償閥 8.流通閥 9.導向座 10.防塵罩11.油封 §7.3 減振器的工作原理 減振器活塞隨車輛振動在缸筒內往復運動，減振器殼體內的油液重復地從一個內腔通過一些窄小的孔隙流入另一內腔。此時，孔壁與油液間的摩擦液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車輛的振動能量轉化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。簡單的說就是，減振器將動能轉化為熱能。 §7.4 減振器主要尺寸的確定 一、選取相對阻尼系數(shù) 壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)為，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)為。 選擇值時，如果值過大能使振動迅速衰減，但會把較大的不平路面的沖擊傳到車身；值選的過小，振動衰減過慢，不利于行駛平順性。為了使減振器阻尼效果好，又不傳遞大的沖擊力，常把值選得小于，一般減振器的與有下列關系： 在設計時，先選擇與的平均值，對于無內摩擦的彈性元件（如螺旋彈簧）懸架，取，對于有內摩擦的鋼板彈簧，相對阻尼系數(shù)可取小些。本次設計取=0.3，取=0.5 ① 則 ② 解①、②得 二、減振器阻尼系數(shù)的確定 （7-1） 式中：為懸架系統(tǒng)的偏頻。 當減振器安裝在懸架中與垂直線成一夾角時，如圖所示，則此時懸架的阻尼系數(shù)可由下式確定： 三、最大卸荷力的確定 為減少傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器即打開卸荷閥，此時的活塞速度稱為卸荷速度，用下式表示： A——車身振幅，取 在伸張行程的最大卸荷力為： 四、工作缸直徑D的確定，由下式計算： (7-2) ——工作缸最大允許壓力，取3， ——連桿直徑與缸筒直徑之比，取0.45。 則 查液壓缸工作缸直徑推薦標準，取。 貯油筒直徑為 本次設計取，材料選用20鋼。 第八章 橫向穩(wěn)定器的作用 現(xiàn)代汽車懸架很軟，即固有頻率很低，而與懸架阻尼比成正比,由于固有頻率的，可以明顯的使a（車身加速度），從而改善汽車的平順性。懸架的側傾剛度 ； 使車廂側傾角增加。 是影響汽車操縱穩(wěn)定性、平順性的重要參數(shù)。 側傾角的數(shù)值影響到汽車的橫擺角速度穩(wěn)態(tài)響應及瞬態(tài)響應。 它是評定汽車操縱穩(wěn)定性的一個重要指標。 如果，則有； 如果過大，則乘員會感覺到不穩(wěn)定。 對于平順性而言乘員會感到不舒服。 圖8-1橫向穩(wěn)定器 1.支桿2.套筒3.桿4.彈簧支座 為提高懸架的側傾角剛度，減小橫向傾斜，常在懸架中添設橫向穩(wěn)定器（桿），來保證良好操縱穩(wěn)定性如上圖所示桿式橫向穩(wěn)定器。 　　當兩側懸架變形相同時，橫向穩(wěn)定器不起作用。當兩側懸架變形不等時，車身相對路面橫向傾斜時，車架一側移近彈簧支座，穩(wěn)定桿的同側末端就隨車架向上移動，而另一側車架遠離彈簧座，相應橫向穩(wěn)定桿的末端相對車架下移，橫向穩(wěn)定桿中部對于車架沒有相對運動，而穩(wěn)定桿兩邊的縱向部分向不同方向偏轉，于是穩(wěn)定桿被扭轉。彈性的穩(wěn)定桿產(chǎn)生扭轉內力矩就阻礙懸架彈簧的變形，減少了車身的橫向傾斜和橫向角振動。 圖8-2 橫向穩(wěn)定桿裝置的工作原理示意圖 第九章 結 論 經(jīng)過兩個多月的設計，我對汽車的轉向和前懸架系統(tǒng)有了更深刻的認識，計的一般方法有了很好的了解，得出如下結論： 1、 本次設計轉向器選擇的是齒輪齒條式轉向器，在滿足任務書的要求的同時做到了結構簡單，緊湊，更加經(jīng)濟合理。 2、 轉向梯形是斷開式后置轉向梯形，布置在發(fā)動機的下方，安裝距離滿足設計要求，使得同時其傳動角滿足任務書的要求。 3、 針對轉向梯形橫拉桿受壓的穩(wěn)定性及球頭銷的受剪的強度要求做了校核，經(jīng)計算滿足任務書的要求。 4、 由于設計時間倉促，關于轉向梯形部分的計算量不是太多。如果想做得更好的話，應該編寫程序來處理，那樣更有說服力，得出結論也更加精確。 5、 到目前為止，汽車的轉向系統(tǒng)只能滿足兩點是純滾動的轉向，其他的轉向軌跡均是滾動和滑動雙重作用，在未來的轉向設計中，應該有更合理的轉向系統(tǒng)出現(xiàn)。 6、 汽車懸架種類繁多，本設計采用麥弗遜獨立懸架，在滿足設計任務的同時提高了乘客的舒適性和整車的性能。 7、 對減震彈簧做了比較細致的演算和校核，雖然校核合格，但結果不太滿意，彈簧圈數(shù)太多，但一直沒想到解決的方法，不過滿足了設計要求的前提。 8、 在轉向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)裝配的時候碰到了運動干涉問題，后來經(jīng)過反復檢驗和改進才解決，說明我在做設計的時候不能全盤考慮，在今后的時間我會在著方面多做努力。 參考文獻 　 [1] 劉惟信．汽車設計．北京：清華大學出版社，2001.7 [2]　陳家瑞．汽車構造．北京：機械工業(yè)出版社，2001.1 [3] 汽車工程手冊．設計篇．北京：人民交通出版社，2001.5 [4]　王望予．汽車設計．北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 [5] 曹泗秋，楊魏．機械原理（第二版）．武漢：湖北科技出版社，1997 [6]　余志生．汽車理論（第三版）．北京：機械工業(yè)出版社，2000 [7]　中華人民共和國機械工業(yè)部．轎車輪胎標準．JB3984－8 [8] 吳文琳．圖解汽車底盤構造手冊．北京．化學工業(yè)出版社，1999 [9]　國家行業(yè)標準．ZB/T T04 005－89．汽車產(chǎn)品零件編號規(guī)則 [10] 劉鴻文．材料力學（第四版）．北京：高等教育出版社，2004.1 [11]　王昆，何小伯，汪信遠．機械設計課程設計．北京：高等教育出版社 [12] 紀名剛．機械設計（第八版）．西安：西北工業(yè)大學出版社，2000 [13]　胡寧，崔靖．現(xiàn)代汽車底盤構造．上海：上海交通大學出版社 1984 [14] 劉修冀．車輛傳動系統(tǒng)分析．北京：國防工業(yè)出版社，2000 [15] 黃余平．汽車構造教學圖解．北京：人民交通出版社，2001 致 謝 在為期三個月的畢業(yè)設計已接近尾聲，在此期間，我在各位同學的幫助和老師的指導下，順利的完成了本次畢業(yè)設計。設計小組中的各位同學互相幫助，共同解決問題，讓我很感動。 本次設計的指導老師李水良和馬心坦老師，在百忙之中抽出時間熱情幫助我們分析課題，斟酌方案，解決在設計中遇到的各種疑難問題，并向我們提供很多有用的設計資料和案例，使得我們的設計有充分的依據(jù)；還有其他老師，在我們有困難的時候幫我們詳細解答，認真指導；還有資料室的老師，在我們需要資料的時候總是耐心的幫助聯(lián)系、查找資料。在設計結束之時，我向這些尊敬的老師和熱情的同學表示感謝，謝謝你們，謝謝你們對我的幫助和支持。衷心祝愿你們事業(yè)有成，心想事成！ 36