客货两用车的前悬架与转向系统设计

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毕业设计说明书（论文）

客货两用车的前悬架与转向系统设计

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摘 要

在这次毕业设计中，我主要负责转向系统及前悬架系统的设计。

经过收集各类型的悬架的资料，实车观测，老师的指导。在研究了各

类型的独立，非独立悬架系统之后，总结了其各自特点，认识到了各

自优劣，分析对比之后，最终确定本车悬架系统：麦弗逊前独立悬架。

在前悬的设计中主要围绕麦弗逊独立悬架展开。前期的工作主要是收集相关资料，信息，在此过程中，其结构是研究的重点。计算主要集中在了弹性元件—普通圆形螺旋弹簧的各个重要参数。如，弹簧刚度，中径，弹簧钢丝直径等等。随后对这些数据进行了必要的校核。

最后对减振器和横向稳定器的结构以及它们在整个悬架系统中的作用进行了一些探讨。

转向系统设计内容主要包括转向系统形式的选择、转向器的选择、转向梯形的选择及其布置。

我们所设计的车型是小排量车，鉴于我国路面质量的逐步提高和作用于方向盘的作用力(144.865N-177.06N)不是很大，故在设计中考虑采用机械式转向系统。

由于齿轮齿条式转向器与其他的转向器相比，虽然其逆效率很高，但其具有结构简单、紧凑、壳体采用铝合金或者镁合金压铸而成，转向器质量比较小、传动效率高达90％以上，因此本设计选用齿轮齿条式转向器。

由于我们设计的车前悬比较短，发动机占有的空间相对来说很大，且由于转向系统转向梯形最小传动角和转向器的安装距离有很大的关系，综合以上因素我采用后置式转向梯形。

关键词：独立悬架，麦弗逊式，机械式转向系，齿轮齿条式转向器。

ABSTRACT

In this graduation design, I am responsible for automobile's steering system and the front suspension system design of the miniature motorcar to carry persons and goods with 4 seats mainly..In weeks ,I work hard to get the more useful information to do my work better. With the helping of Mr Li and other teachers ,and observation on vehicle in laboratory .I got a conclusion : the front independent McPherson suspension is the best form for this automotive .

All focus on elastic part .Because elastic is the most important part in them .And I

have got some important data for my design work . If I can’t get those data ,I could not do my work in the following days .I get many data ,but for front independent McPherson suspension the main thing is about spring , such as spring rate ,middle diameter ,spring wire diameter and so on .spring rate is the most important data for my independent suspension ,it do many influence about suspension.

In the last I discussion shock absorber and anti-roll-bar a little,and involve the basic of them and the important usefully in modern car’s suspension.

Because the motortcar we design is a kind of small output volume, seeing that the gradual improvement of the road surface quality of our country and effort of acting on the steering wheel are not very large, so I choose the manual steering system.

Compared with others steering gear, though the negative efficiency of the rack and pinion steering gear is high, but it have of simple structure, compactness, shell adopt aluminum alloy or magnesium alloy die casting, the weight of the rack and pinion steering system is much smaller than others, transmission efficiency is up to more than 90%, so in this design I choose the rack and pinion steering system.

Because the front overhang of the car is very short and the engine occupied comparatively very big space, what is more, the minimum transmission angle of the Ackerman steering has a very close relation with installation distance of the steering gear, so I choose fit the Ackerman steering in the back of the car conceding all those factor above.

KEY WORDS : independent suspension,MacPherson，the manual steering system, the rack and pinion steering gear

目 录

第一章 前言．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1

第二章 汽车转向系设计．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．3 §2.1 概述．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．3 §2.2 转向系的设计要求．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．7

第三章 转向器、转向传动操纵机构、转向传动机构．．．．．．．．．9

§3.1 转向器．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．9 §3.2 转向操纵机构．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．9 §3.3 转向传动机构和布置．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．10

第四章 转向系有关的计算及校核．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11 §4.1 转向系主要性能参数．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11 §4.2 转向器有关参数的设计计算及校核．．．．．．．．．．．．．．．．14 §4.3 转向传动机构的设计计算与强度校核．．．．．．．．．．．．．．15

第五章 悬架结构方案分析．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．19 §5.1 悬架的功用．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．19 §5.2 悬架系统的组成．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．19 §5.3 悬架的类型及其特点．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．21

第六章 前悬架的设计计算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．25 §6.1 弹簧形式的选择．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．25 §6.2 弹簧参数的计算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．25 §6.3 弹簧的校验．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．27

第七章 减震器的结构原理及其功用．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．28 §7.1 减震器的作用．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．28 §7.2 减震器的结构．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．29 §7.3 减震器的工作原理．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．29 §7.4 减振器主要尺寸的确定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．29

第八章 横向稳定器的作用．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．32

第九章 结论．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34 参考文献．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．35 致谢．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． 36

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

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。

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

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

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，逆循环球式转向器 蜗杆滚轮式转向器

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：①转向系角传动比i ω0，②转向系力传

动比i p 。

其中转向盘角速度ωw 与同侧转向节偏转角速度ωk 之比，称为转向系角传动比i ω0，即

i ω0d ϕωd ϕ (2-1) =w ==ωk d βk k

dt

其中d ϕ 为转向盘转角增量；

d βk 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2F w 与作用在转向盘手力F h 之比，称为力传动比，即

i p =2F w (2-2) F h

其中i ω0又由转向器角传动比i ω和转向传动机构角传动比i ω' 所组成。 转向系角传动比i ω0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

手力也越小。但i ω0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，i ω0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 i ω0=18, 两端啮合处i ω0=22。

§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。

（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。

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，

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θ0=230时

αi 23≥300， 0

其中θ0为汽车转向轮的外轮转角；

αi 23为汽车内轮转角为230时的传动角。 0

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。

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p 1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

η+表示，η+=(p -p 2) (p 1-p 2) ；反之称为逆效率，用符号η-表示，η-=3。 p 3p 3

其中，p 2为转向器中的摩擦功率；p 3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η+

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η-

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i ω0和转向系的力传动比i p 。具体

公式和各因子意义参看公式(2-1),(2-2)。

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F w 和作用在转向节上的转向阻力矩M r 之间

的关系

F w =M r (4-1) a

式中，a 为主销偏移距此处a =65mm ，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F h 为

F h =2M h

D sw (4-2)

式中，M h 为作用在方向盘上的力矩；D sw 为方向盘的直径。

将式(4-1)、 (4-2)代入i p =2F w 后得到 F h

i p =M r ×D sw (4-3) M h ×a

有 (4-3)知，当主销偏移矩a 小时，力传动比i p 应取大些才能保持转向轻便，

在这次设计中a =65mm ，方向盘直径取D sw =380mm 。

忽略摩擦损失的情况下，根据能量守恒定律，

2M r d ϕ==i ω0 (4-4) M h d βk

将(4-4)代入(4-3)得出

i p =i w 0×D sw (4-5) 2a

由 (4-5)我们可以看出当a 和D sw 不变时，力传动比i p ↑，虽然转向轻便，但

i ω0↑，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M r (N ⋅mm ) , 即

f M r = （4-6) 3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；G 1

为转向轴负荷（Ｎ），满载时轴荷分布为前轴46%，后轴54%，此时，

G 1=0.46⨯m a g =0.46⨯1640⨯9.8=7393.12N ，p 为轮胎气压(MP a ) ，经查表

p =0.24MP a ；

将这些数据代入（4-6) 得到 M r =302769N 。 . ⋅97m m

在本次设计中我们取齿轮齿条在中部啮合时i ω0＝18，在两端时i ω0＝22，

由上面的M r =302769.97N mm ，当i ω0＝18时，代入

2M h d ϕ==i ω0M h d βk

得出 M h =2M r 2⨯302769.97==33641.12N ⋅mm iw 018

M r 302769.97==4658N a 65F w =

此时 i p =i ϖo ⨯D sw 18⨯380==52.615 2⨯a 2⨯65

F h =

当i ω0＝22时，

M h =2F w 4658⨯2==177.06N i p 52.6152M r 2⨯302769.97==27524.54N ⋅mm iw 022

i ϖo ⨯D sw 22⨯380==64.308 2⨯a 2⨯65

M r 302769.97==4658N a 65此时 i p =F w =

F h =2F w 4658⨯2==144.865N i p 64.308

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。

四、 理理的内外轮转角关系

内外轮的转角关系如下：

cot α=cot β+B (4-7) L

式中L 为汽车的轴距L =2500mm ，外轮转角与内轮的关系如下：

R min =L

sin αmax +a (4-8)

由不也设计任务书可知：R min =4.5m =4500mm ，代入上式可得出

α=34.320，代入可得出β=44.860。

§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β=12︒。转向齿轮齿数为5~8个，本次设计采用7个齿，即z =7。

有上面的介绍，齿轮齿条中部啮合处的i ω0=18，两端为i ω0=22，压力角为20︒，

由公式：

r =r 0 (4-9) cos α

式中，r 为齿轮齿条啮合节圆半径，r 0为基圆半径，m 为梯形臂长度。又由公

式：

i ω0=m (4-10) r cos θ

式中θ为齿轮与齿条中心轴线的交角，多在0︒~30︒内选择，此处θ=80。

梯形臂长度m 设计时常取在m min =0.11K , m max =0.15K 。即

m =(0. 11K ~=0. 15) ⨯(-0a . =11~0. 2) 1mm , 根据参考车

型，选定m =170mm 。

将m =170mm ，θ=80，i ω0=18代入(3-10)

得出r=9.54mm,,

因为齿轮的节圆半径为：d =2r =

因此得出m n =2.667mm 。 Z ⨯m n 7⨯m n ==19.08mm cos βcos120

=n 因为h a *=h a *

h a =m n ⨯(1m ，m c n *=0.25mm ，所以齿轮的齿顶高为： m h *) n =2. 66m a +x

齿轮的齿根高为：h f =m n ⨯(h an *+c n *-x n ) =3.334mm

式中，x n 为径向变位系数，此处x n ＝0。

齿顶圆直径为：d a =d +2h a =9.54⨯2+2⨯2.667=24.414mm

齿根圆直径为：d f =d -2h f =9.54⨯2-2⨯3.334=12.412mm

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35，齿条两端的压力角为12。由公式：

r =r 0 (4-11) cos α00

齿条中部螺旋角为β1=160，齿条两端的为β2=120，齿条中部i ω0=18，两端

部分i ω0=22，m =170mm ，由i ω0=m ，，有上面的计算m n =2.667mm ，由r cos θ

相互啮合的基圆齿距必须相等，即p b 1=p b 2。其中，齿轮的基圆齿距

p b 1=πm 1cos α1，齿条的基圆齿距为p b 2=πm 2cos α2。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m 1cos α1=m 2cos α2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m n =2.667mm , 由公式：

mm ；齿轮在齿条的两端啮合时，由公m 2cos350=2.667cos200可得出m 2=3.059

式：m 2cos120=2.667cos200可得出m 2=2.562mm 。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

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) cot α=cot β+B 可知，L

cot α-cot β=B 是一条直线，图示的EC L

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

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：σj =

F

， 其中Ｆ为作用在球头销上的力；Ａ为通过球心在A

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：C r N i B 、20C r N i 或者液体碳氮共渗钢35C r 、

35C r N i 制造，其需用应力[σj ]≤2530MP a ，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F =

M r

=1780.998N ， m

A =

πD 2

4

=

π⨯162

4

⨯10-6m 2=2.01⨯10-4m 2

F 1780.99==8.86⨯106Pa =8.86MPa

所以球头销上的应力为σ=

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

40C r 来制造，转向横拉杆的断面直径为30mm, 长度为L z =321. m 8m ，

σp =785MPa ，E =200Gp a 。有材料力学公式：

λ1===50.145

因为转向横拉杆的两端可以简化为铰支座，所以μ=1。

3.14⨯(0.03)4==3.97⨯10-8 惯性矩 I =6464

πD 4

横截面积 A =

πD 2

4

=7.069⨯10-4

惯性半径

i =

==0.0075 uL z 0.209

==42.9 i 0.0035

压杆柔度 λ=

因为λ

λ1，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M r =302769.97N ⋅mm ，则横拉杆受力为： F max =由

材

料

力

学

可

知

M r 302769.97

==1781N m 170

：横拉

-32

杆的临界压力为

P er =

所以安全系数为n st =

π2EI

l

2

=

π2⨯200⨯109⨯3.97⨯10-8

(321.8⨯10)

=756742.57N

P er 756742.57

==425，符合要求。 F 1780

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。

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

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。

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

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

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。

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 60Si 2MnA

4

弯曲应力： τP =445MP a , G =7.9⨯10MP a ，

弹性模量： E =206GP a 使用温度： -40--2000C 剪切应力：σb =1569MP a

此弹簧为汽车悬架减震弹簧，受循环载荷在1⨯106以上，所以选用I类。 查表7.1-8可知，弹簧的需用切应力为τp =590MP a 。

§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） F 1=

479.6-25-64

⨯9.8=1913.94N

2

最大工作负荷（满载） F 2=初定旋绕比c =6 曲度系数K =

615-25-64

⨯9.8=2577.4N

2

4c -10.615

+=1.2525 4c +1c

螺旋弹簧刚度k =

F 2577.4

==17.81 f 150

d =d =12mm 。

=9.167mm ，参考同类车型（昌河CH10011AXEi 厢货）后取

则：D =c ⨯d =12⨯6=72mm ，考虑到弹簧中间还安装减震器，所以取

D =110mm 。

此时旋绕比c =

D 4c -10.615

=9.1667，K =+=1.1589 d 4c +1c

二、 求有效圈数

8FD 3n

f = （6-2） 4

Gd

其中：f :变形量，此处f =150mm ；

F :轴向载荷，此处F =F max =5154.8N ； D :弹簧中径，此处为D =110mm ； d ：钢丝直径，此处为d =12mm ； n ：螺旋弹簧有效圈数。

由上式可计算出有效圈数 n =8.95

总圈数：n 1=n +(1~2.5) =9.95~11.45，圆整后取n 1=10。 二、 其它参数如下表所示：

表6-1 弹簧参数表

节距p

p =d +

f n

=(0.28~0.5) D =30.8~55mm ， n

取p =33mm

自由高度H 0 压并高度H b 高径比b

H 0=pn +d =316.3mm H b =n 1d =120mm

b =

H 0

=2.78 D

p

=5.45︒ πD

螺旋角α α≈arctan

空载高度H n 满载静载荷高度H

H n =H 0-f n =208.6mm H =H 0-f n =170mm

由上表可知，当满载有冲击载荷时，车架还可以往下沉170-120=50mm ，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

b =

H 0316.3

==2.78

满足要求

s =

τ0+0.758τ1

≥s p (1.31.7)

τ2

τ0=(0.33+0.2) τb

b. 疲劳强度

τ1=

8F 1DK 8⨯1913.94⨯110⨯1.1589

=MP a =395.6MP a 33

πd π⨯12

τ2=τ1

S ca =

F 2395.6⨯2577.4

=MP a =484.2MP F 11913.4

820+0.75⨯395.6

=2.3>s p =1.3

484.2

符合要求 据《机械零件设

c. 共振验算

弹簧自振频

率：

12

f n =356⨯10⨯=212.47HZ

π⨯802

3

计手册》 冶金工业出版社按 式子25-12

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，下图为减振器在采用麦弗逊独立悬架轿车上的安装位置示意图。

图7-1 减振器安装示意图

汽车行驶的路面不可能绝对平坦，必然会产生振动，这种持续的振动易使司乘人员感到不舒适和疲劳，而减振器正式为迅速衰减振动而设计的。但减振器的功能决不仅仅是衰减振动，其对整车综合特性的影响如下：

图7-2 减振器对整车综合特性的影响曲线图

迅速衰减由路面传递给车体的振动，提高行驶平顺性; 使司乘人员不易疲劳货物不易损坏，提高乘座舒适性 ;降低对相关零件冲击载荷减少磨损，提高使用经济性 ;改善轮胎接地性抑制高速行驶跳动，提高行驶安全性 ;车

辆在急加速、急刹车、急转弯时，提高操作稳定性。

§7.2 减振器的结构

双向作用筒式液压减振器基本结构如下图所示

:

图7-3

1. 活塞杆 2.工作缸筒 3.活塞 4.复原阀5. 贮油缸筒 6.压缩阀 7.补偿阀 8.流通阀

9. 导向座 10.防尘罩11. 油封

§7.3 减振器的工作原理

减振器活塞随车辆振动在缸筒内往复运动，减振器壳体内的油液重复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车辆的振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。简单的说就是，减振器将动能转化为热能。

§7.4 减振器主要尺寸的确定

一、选取相对阻尼系数

压缩行程时的相对阻尼系数为y ，伸张行程时的相对阻尼系数为ϕs 。 选择ϕ值时，如果ϕ值过大能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击传到车身；ϕ值选的过小，振动衰减过慢，不利于行驶平顺性。为了使减振器阻尼效果好，又不传递大的冲击力，常把

ϕϕ

振器的y 与ϕs 有下列关系：y =(0.25——0.5）ϕs

ϕ

ϕy

值选得小于ϕs ，一般减

ϕ

在设计时，先选择y 与ϕs 的平均值ϕ，对于无内摩擦的弹性元件（如螺旋弹簧）悬架，取ϕ=0.25——0.35，对于有内摩擦的钢板弹簧，相对阻尼系

数可取小些。本次设计取ϕ=0.3，取y =0.5ϕs ①

ϕ+ϕs =2⨯0. 3

则 y ②

解①、②得

ϕ

ϕy =0.2, ϕs =0.4

二、减振器阻尼系数δ的确定

δ=2m ϖϕ （7-1）

ϖ=

式中：

当减振器安装在悬架中与垂直线成一夹角时，如图所示，则此时悬架的阻尼系数ϕ可由下式确定：

δ=

2ϕm s ϖ2⨯0.3⨯1.45⨯2π⨯615

==3428.22 22

cos αcos 8︒

2

δs =δ⨯2=4570.96

3

三、最大卸荷力F 0的确定

为减少传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器即打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度V x ，用下式表示：

V x =A ϖa ⋅cos =0.36

A ——车身振幅，取A =±40mm ;

在伸张行程的最大卸荷力为：F 0=δs ⋅V S =1645.55N

四、工作缸直径D 的确定，由下式计算：

D =

(7-2)

[p ] ——工作缸最大允许压力，取3Ma ， λ——连杆直径与缸筒直径之比，λ取0.45。 则

D =

=27mm

查液压缸工作缸直径推荐标准，取D =30mm 。 贮油筒直径为D C =(1.35~1.5)D

本次设计取D c =1.5⨯D =1.5⨯30=45mm ，材料选用20钢。

第八章 横向稳定器的作用

现代汽车悬架很软，即固有频率f 0很低，而f 0与悬架阻尼比ξ成正比, 由于固有频率f 0的↓，可以明显的使a ↓（车身加速度），从而改善汽车的平顺性。悬架的侧倾刚度 C φ∝a

C ↓, 则，C φ↓； 使车厢侧倾角增加。

Φr 是影响汽车操纵稳定性、平顺性的重要参数。

侧倾角的数值影响到汽车的横摆角速度稳态响应及瞬态响应。 它是评定汽车操纵稳定性的一个重要指标。 如果C r ↑，则有Φr ↑；

如果C r 过大，则乘员会感觉到不稳定。 对于平顺性而言乘员会感到不舒服。

为提高悬架的侧倾角刚度，减小横向倾斜，常在悬架中添设横向稳定器（杆），来保证良好操纵稳定性如上图所示杆式

横向稳定器。 当两侧悬架

变形相同时，横

图8-1横向稳定器

1. 支杆2. 套筒3. 杆4. 弹簧支座

向稳定器不起作用。当两侧悬架变形不等时，车身相对路面横向倾斜时，车架一侧移近弹簧支座，稳定杆的同侧末端就随车架向上移动，而另一侧车架远离弹簧座，相应横向稳定杆的末端相对车架下移，横向稳定杆中部对于车架没有相对运动，而稳定杆两边的纵向部分向不同方向偏转，于是稳定杆被扭转。弹性的稳定杆产生扭转内力矩就阻碍悬架弹簧的变形，减少了车身的横向倾斜和横向角振动。

图8-2 横向稳定杆装置的工作原理示意图

第九章 结 论

经过两个多月的设计，我对汽车的转向和前悬架系统有了更深刻的认识，计的一般方法有了很好的了解，得出如下结论：

1、本次设计转向器选择的是齿轮齿条式转向器，在满足任务书的要求的同时做到了结构简单，紧凑，更加经济合理。

2、转向梯形是断开式后置转向梯形，布置在发动机的下方，安装距离满足设计要求，使得同时其传动角满足任务书的要求。

3、针对转向梯形横拉杆受压的稳定性及球头销的受剪的强度要求做了校核，经计算满足任务书的要求。

4、由于设计时间仓促，关于转向梯形部分的计算量不是太多。如果想做得更好的话，应该编写程序来处理，那样更有说服力，得出结论也更加精确。 5、到目前为止，汽车的转向系统只能满足两点是纯滚动的转向，其他的转向轨迹均是滚动和滑动双重作用，在未来的转向设计中，应该有更合理的转向系统出现。

6、汽车悬架种类繁多，本设计采用麦弗逊独立悬架，在满足设计任务的同时提高了乘客的舒适性和整车的性能。

7、对减震弹簧做了比较细致的演算和校核，虽然校核合格，但结果不太满意，弹簧圈数太多，但一直没想到解决的方法，不过满足了设计要求的前提。 8、在转向系统和悬架系统装配的时候碰到了运动干涉问题，后来经过反复检验和改进才解决，说明我在做设计的时候不能全盘考虑，在今后的时间我会在着方面多做努力。

参考文献

[1] 刘惟信．汽车设计．北京：清华大学出版社，2001.7 [2] 陈家瑞．汽车构造．北京：机械工业出版社，2001.1 [3] 汽车工程手册．设计篇．北京：人民交通出版社，2001.5 [4] 王望予．汽车设计．北京：机械工业出版社，2004.8

[5] 曹泗秋，杨魏．机械原理（第二版）．武汉：湖北科技出版社，1997 [6] 余志生．汽车理论（第三版）．北京：机械工业出版社，2000 [7] 中华人民共和国机械工业部．轿车轮胎标准．JB3984－8 [8] 吴文琳．图解汽车底盘构造手册．北京．化学工业出版社，1999 [9] 国家行业标准．ZB/T T04 005－89．汽车产品零件编号规则 [10] 刘鸿文．材料力学（第四版）．北京：高等教育出版社，2004.1 [11] 王昆，何小伯，汪信远．机械设计课程设计．北京：高等教育出版社 [12] 纪名刚．机械设计（第八版）．西安：西北工业大学出版社，2000 [13] 胡宁，崔靖．现代汽车底盘构造．上海：上海交通大学出版社 1984 [14] 刘修冀．车辆传动系统分析．北京：国防工业出版社，2000 [15] 黄余平．汽车构造教学图解．北京：人民交通出版社，2001

致 谢

在为期三个月的毕业设计已接近尾声，在此期间，我在各位同学的帮助和老师的指导下，顺利的完成了本次毕业设计。设计小组中的各位同学互相帮助，共同解决问题，让我很感动。

本次设计的指导老师李水良和马心坦老师，在百忙之中抽出时间热情帮助我们分析课题，斟酌方案，解决在设计中遇到的各种疑难问题，并向我们提供很多有用的设计资料和案例，使得我们的设计有充分的依据；还有其他老师，在我们有困难的时候帮我们详细解答，认真指导；还有资料室的老师，在我们需要资料的时候总是耐心的帮助联系、查找资料。在设计结束之时，我向这些尊敬的老师和热情的同学表示感谢，谢谢你们，谢谢你们对我的帮助和支持。衷心祝愿你们事业有成，心想事成！

附件图纸

悬架弹簧

转向传力机构总成

前悬架装配图

转向系统总成

谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书。我这里还有一个压缩包，里面有相应的word 说明书（附带：外文翻译）和CAD 图纸。需要压缩包的朋友请联系QQ 客服：1459919609。下载后我可以将压

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