目次
1 前言 (2)
2 汽车转向系统设计 (3)
2.1 机械式转向系的组成 (3)
2.2 转向系传动比 (4)
3 转向机构的设计 (6)
3.1 转向器 (6)
3.2 转向操纵机构 (6)
3.3 转向传动机构 (7)
4 转向系有关参数的计算机校核 (8)
4.1 转向系主要性能参数 (8)
4.2 转向器的设计计算及校核 (13)
4.3 转向传动机构的设计计算与校核 (20)
5 悬架结构方案分析 (23)
5.1 悬架系统的组成 (23)
5.2 悬架类型及特点 (25)
6 前悬架的设计计算 (26)
6.1 弹簧形式的选择 (26)
6.2 弹簧参数的计算 (26)
6.3 弹簧的校核 (28)
7 减振器的结构、原理及功用 (29)
7.1 减振器的作用 (29)
7.2 减振器的结构 (30)
7.3 减振器的工作原理 (31)
7.4 减振器主要尺寸的确定 (31)
8 横向稳定器的作用 (34)
设计总结 (35)
参考资料 (36)
致谢 (36)
1前言
经过三十多年的发展，我国微型汽车已成为汽车行业中增长速度最快的汽车品种之一，我国的微型汽车在价格、质量等方面具有一定的比较优势，在开拓国际市场方面形成了一定的竞争实力。2004年以来国际市场原油价格不断攀升，国家发改委几次上调成品油价格，使用经济性是人们不得不考虑的因素。因此购置节能实用、品质优异的小排量微型汽车成了用户的明智选择。国家发改委于2004年6月1日正式颁布实施的《汽车产业发展政策》明确提出：培育以私人消费为主体的汽车市场，改善汽车使用环境，从而引导汽车消费者购买和使用低能耗、低污染、小排量的微型汽车，加强环境保护。2004年10月28日,中国首个油耗强制性国家标准《乘用车燃料消耗量限值》正式出台，这一切都决定了低油耗、小排量的微型客车在今后会有更大的发展空间。
汽车悬架和转向系统是汽车的重要组成部分，在汽车设计中占有重要地位，设计的好坏，直接影响汽车的操纵性、动力性及舒适性。本次设计过程中，参考同类车型，在老师的指导下，根据车辆设计的特点，按照设计原则，从实用性、经济性的角度考虑来设计悬架、转向总成，进而合理选择各项参数、材料，优化设计出结构尺寸紧凑，经济性好，与总体布置相匹配，并具有通用性的悬架和转向系统。
2 汽车转向系设计
2.1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。
2.1.1齿轮齿条式转向器
此转向器与转向轴做为一体，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单，紧凑。壳体采用铝合金或铝镁合金压铸而成，转向器的质量比较小，传动效率高达
90%，齿轮 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。
2.1.2 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。
2.1.3 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：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。
2.1.4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。
2.2 转向系转动比
转向系的传动比包含有两个部分：①转向系角传动比0i ω，②转向系力传动比p i 。
其中转向盘角速度w ω与同侧转向节偏转角速度k ω之比，称为转向系角传动比0i ω，即
0w k k k
d d dt i d d dt
ω?ω?βωβ=== (2-1) 其中d ? 为转向盘转角增量；
k d β 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2w F 与作用在转向盘手力h F 之比，称为力传动比，即
2w p h
F i F = (2-2) 其中0i ω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0i ω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0i ω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 ω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 16～32，轿车的为12～20。本次设计题目为微型客车,兼有乘用车的特点，所以初选其中部啮合处160=i w 。
3 转向机构的设计
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
3.2.1 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。
3.2.2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
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0023θ=时002330i α≥，其中0θ为汽车转向轮的外轮转角；023i α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。 4 转向系有关参数的计算及校核
4.1 转向系主要性能参数
4.1.1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η+表示，123()p p p η+-=；反之称为逆效率，用符号η-表示，323
()p p p η--=。 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。
4.1.1.1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。
4.1.1.2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。
4.1.2传动比的变化特性
轮胎与地面之间的转向阻力w F 和作用在转向节上的转向阻力矩r M 之间的关系
r w M F 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h F 为
2h
h sw M F D = (4-2)
式中，h M 为作用在方向盘上的力矩；sw D 为方向盘的直径。
将式(4-1)、 (4-2)代入2w p h
F i F =后得到 ××r sw p h M D i M a
= (4-3) 有 (4-3)知，当主销偏移矩a 小时，力传动比p i 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380sw D mm =。
忽略摩擦损失的情况下，根据能量守恒定律，
02r h k
M d i M d ω?β== (4-4) 将(4-4)代入(4-3)得出
0×2w sw p i D i a
= (4-5) 由 (4-5)我们可以看出当a 和sw D 不变时，力传动比i p 增大，虽然转向轻便，但i w 0
增大，表明转向不灵敏。
4.1.3 设计目标参数表如表4.1所示
4.1.4 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r M ()N mm ?,即
3r f M = （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（Ｎ），满载时轴荷分布为前轴50%，后轴50%，此时，N g m a 66158.913505.05.0G 1=??=??=，p 为轮胎气压()a MP ，经查表M P a p 32.0=；
将这些数据代入（4-6)得到 Nmm M r 1.221920=。
在本次设计中我们取齿轮齿条在中部啮合时160=i w 由上面的
N m m
M r 1.221920=，当160=i w 时，代入
02h h k M d i M d ω?β==
得出 Nmm i M M w r h 01.2774016/1.2219202/20=?==
a M F r w /==221920.1/65=3414.16Nmm
此时 a D i i sw w p 2/0==16*380/2/65=46.77
i F F p w h /2==2*3414.16/46.77=146N
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车总质量为1350Kg ，排量比较小，所以我们考虑采用机械式转向系。
4.1.5 理论的内外轮转角关系
内外轮的转角关系如下：
cot cot B L
αβ=+ (4-7) 式中L 为汽车的轴距=L 2760mm ，外轮转角与内轮的关系如下：
min max sin L
R a α=+ (4-8)
由设计任务书可知：R min =6000mm ，代入上式可得出
7.270=? ，代入可得出5.350
=β。
4.2 转向器的设计计算及校核
4.2.1转向器设计有关参数的设计计算
齿轮齿条转向器的齿轮多数采用斜齿轮。按照汽车设计课程设计指导书[4]所指，齿轮模数多在mm 3~2之间，主动小齿轮齿数多数在7~5个齿范围变化，压力角取20α=?，齿轮螺旋角的取值范围多为0015~9。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿轮压力角，对现有结构在0035~12范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度 。
正确啮合条件：m m m ==21；ααα==21；21ββ±=
根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见表4.2。
表4.2 齿轮齿条的主要参数
方向盘转动圈数：
360/)(0?+=βi w n =16*（27.7+35.5）/360=2.81 （4-9）
取齿宽系数 1.2d ?=
m m z m d n 77.1712
cos 75.2cos 11=?== β （4-10） 齿条宽度mm d b d 324.2177.172.112=?==?圆整取mm b 222=。则取齿轮齿宽mm b b 321021=+=
根据转向器本身结构特点以及中心距的要求，应合理选取齿轮轴的变位系数。对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶高系数取偏小值。
据此，初步选定齿轮和齿条齿顶高系数*1a h =；顶隙系数*0.25c =；齿轮的变位系数
0.65n x =。其基本参数如表3.3所示。
表4.3 齿轮齿条基本参数
4.2.2 转向器材料及其他零件选择
4.2.2.1 齿轮齿条材料选择
小齿轮：齿轮通常选用国内常用、性能优良的20CrMnTi合金钢，热处理采用表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRC58～63。而齿条选用与20CrMnTi具有较好匹配性的40Cr作为啮合副，齿条热处理采用高频淬火工艺，表面硬度HRC50～56。
4.2.2.2轴承的选择
轴承1：角接触球轴承7004C (GB/T292-1994)
轴承2：滚针轴承 NA001C (GB/T292-1994)
4.2.2.3 转向器的润滑方式和密封类型的选择
转向器的润滑方式：人工定期润滑
润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂。
密封件：旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992]2[
4.2.3 小齿轮的强度计算
4.2.3.1齿面接触疲劳强度计算
计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度；重合度大，传动平稳。
为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿
齿面接触线单位长度上的平均载荷P （单位为N/mm ）为
P =L
F n （4-11） 式中F n ——作用在齿面接触线上的法向载荷；
L ——沿齿面的接触线长，单位mm 。
法向载荷F n 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算P ca （单位N/mm ）进行计算。即
P ca =KP=K
L F n （4-12）
式中K ——载荷系数。 载荷系数K 包括：使用系数A K ，动载系数V K ，齿间载荷分配系数αK 及齿向载荷分布数βK ，即
K=A K V K αK βK （4-13）
使用系数A K 是考虑齿轮啮合时外部装置引起的附加动载荷影响的系数]4[， A K =1.0；动载系数V K ，齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数，V K =1.0，齿间载荷系数αK ，齿轮的制造精度7级精度， αH K =1.2。
齿向荷分配系数βK ，齿宽系数为
φd =1d b
= 22/17.77 = 1.24 （4-14）
βH K =1.417
所以载荷系数 K=A K V K αH K βH K = 1?1?1.2?1.417 =1.7
斜齿轮传动的端面重合度ξα
ξα = bsin )/(n m πβ= 1.65 （4-15）
在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度为：
P ca = KP =K L F n
因为 1
cos βεαb L =
（4-16） 又 F t =2T/d=2*27740.01/17.77=3122.1N (4-17)
且 F n =
1cos cos βα?n t F (4-18) 所以 t t t t n ca b KF b KF L KF P αεβαβεααcos cos cos cos 11
=== =1.7?3122.1/22/1.65/0.67= 218.2N/mm
可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式[5] ：
μ
μεααβμμπσ1cos sin cos 2111
1222121±??????? ??-+-=a t t t b H bd KF E E (4.18) =μ
μεα11±?bd KF Z Z t H
E []H σ≤ 式中： Z E －弹性系数 ???? ??-+-=222121111
E E Z E μμπ (4.19)
主动小齿轮选用材料20CrMnTi 合金钢制造，根据材料选取1μ，2μ均为0.28， E 1，E 2都为合金钢 ，E Z 取189.8 MPa 2/1
H Z －节点区域系数
t
t b H Z ααβcos sin cos 2= （4.20） 可根据螺旋角β查得]4[，Z H = 2.44。
齿轮与齿条的传动比 u , u 趋近于无穷
11≈+u
u （4.21） 所以H σ = 56.2 MPa
小齿轮接触疲劳强度极限1lim H σ = 1000 MPa ，应力循环次数N = 2?105，所以HN K = 1.1。 取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得计算接触疲劳许用应力
[]S
K H HN H lim σσ= = 1.1?1000MPa = 1100MPa （4.22）
式中K HN ——接触疲劳寿命系数
由此可得 H σ < []H σ
所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。
4.2.3.2 齿轮齿根弯曲疲劳强度计算
齿轮受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合最高点时。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算[10]。
斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。
将当量齿轮的有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数βY ，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式[5]
：
[]F n Sa Fa t F bm Y Y Y KF σεσαβ
≤= （4.23）
齿间载荷分配系数αF K = 1.2；齿向载荷分配系数βF K = 1.33；载荷系数K = A K V K αF K βF K = 1?1?1.2?1.3 =1.56；齿形系数41.3=a F Y ；校正系数a S Y =
1.4；螺旋角系数βY ，查得[5]83.0=βY 。
校核齿根弯曲强度
σ
F = a n t bm KF ξ βY Y Y Sa Fa (4.24) 求得 σF = 1.56*3122.1*3.14*1.4*0.83/22/2.5/1.65=195.82MPa
弯曲强度最小安全系数min F S ，min F S =1.5；弯曲疲劳许用应力为
[]min
F FE FN F S K σσ= (4.25) FN K ——弯曲疲劳寿命系数，FN K = 1.5。
可得，[]F σ = 1.5?1000/1.5 []5.110005.1?=
F σ= 1000 MPa 。 所以 σF
<[]F σ。 因此，本次设计及满足了小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。
综上所述，齿轮设计满足设计的强度要求。
4.3 转向传动机构的设计计算与校核
4.3.1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车型，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转向器后置，梯形后置方案。
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 cot B L
αβ=+ 可知，cot cot B L
αβ-=
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 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。 CAD 作图法校核转向
梯形
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，最终确定如下图所示的方案，即：
梯形底角为18.4?，采用齿轮齿条式转向器
时，只需要横拉杆，此时横拉杆长度为
321.8mm ，转向器长度为400mm 。
4.3.2 转向传动机构元件的强度校核
4.3.2.1 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 F A
σ=， 其中Ｆ为作用在球头销上的力；Ａ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：r i C N B 、20r i C N 或者液体碳氮共渗钢35r C 、35r i C N 制造，其需用应力[]2530j a MP σ≤ ，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m F M r /==1305.4N ， 2
262421610 2.011044D A m m ππ--?==?=? 所以球头销上的应力为[]
σσj MPa Pa A F <==-==49.664945884^10*01.2/4.1305/，远小于安全应力范
围，故满足强度要求。
4.3.2.2 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40r C 来制造，转向横拉杆的断面直径为30mm,长度为321.8z L mm =，785p MPa σ=，200a E Gp =。有材料力学公式：
150.145λ== 因为转向横拉杆的两端可以简化为铰支座，所以1μ=。
惯性矩 4
4
83.14(0.03) 3.97106464D I π-?===? 横截面积 2
47.069104D A π-==?
惯性半径
0.0075i === 压杆柔度 0.20942.90.0035z uL i λ=
== 因为1λλ ，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302769.97r M N mm =?，则横拉杆受力为： max 302769.971781170r M F N m =
== 由材料力学可知：横拉杆的临界压力为
229823220010 3.9710756742.57(321.810)er EI P N l ππ--????=
==? 所以安全系数为756742.574251780
er st P n F ===，符合要求。
5 悬架结构方案分析
5.1 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。
5.2 悬架的类型及特点
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。
5.2.1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。
5.2.2 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。
6 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： 445P a MP τ= , 47.910a G MP =? ，
弹性模量： 206a E GP =
使用温度： C 020040---
剪切应力：1569b a MP σ=
此弹簧为汽车悬架减震弹簧，受循环载荷在6110?以上，所以选用I 类。 弹簧的需用切应力为590p a MP τ=。
6.2 弹簧参数的计算
6.2.1 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450Kg,满载时前轴负荷为675 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） N F 9.17682/8.9*)6425450(1=--=
最大工作负荷（满载） N F 3.28712/8.9*)6425675(2=--=
初定旋绕比6c = 曲度系数410.615 1.252541c K c c
-=+=+ 螺旋弹簧刚度14.19150/3.2871
/===f F k ==τp
KcF d 6.19.68mm ，参考同类车型后取12d mm =。
则：12672D c d m m =?=?=，考虑到弹簧中间还安装减震器，所以取
110D mm =。