轎車轉向系設計課程設計DOC

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1、轎車轉向系設計 此次設計的是與非獨立懸架相匹配的整體式兩輪轉向機構。 利用 相關汽車設計和連桿機構運動學的知識，首先對給定的汽車總體參數 進行分析，在此基礎上，對轉向器、轉向系統(tǒng)進行選擇，接著對轉向 器和轉向傳動機構（主要是轉向梯形）進行設計，再對動力轉向機構 進行設計。 轉向器在設計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉向器， 轉向梯形的 設計選用的是整體式轉向梯形，通過對轉向內輪實際達到的最大偏轉 角時與轉向外輪理想最大偏轉角度的差值的檢驗和對其最小傳動角 的檢驗，來判定轉向梯形的設計是否符合基本要求。 一、整車參數 1、汽車總體參數的確定 本設計中給定參數為: 汽車總體參數 整備

2、質量 1360kg 驅動型式 4X2前輪 軸距 2550 空域曲軸負何 60% 前輪距 1429 后輪距 1422 最局車速 180km/h 最大爬坡度 35% 最小轉向直徑 11m 變速器 手動5擋 輪胎型號 185/60R14T 制動跑離 5.6m(30km/h) 最大功率/轉速 74kw/5800rpm 最大轉矩/轉速 150N.m/4000rpm 二、轉向系設計概述 汽車轉向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向的專設機構的總稱。 汽車轉向系統(tǒng)的功用是保證汽車能按駕駛員的意愿進行直線 或轉向行駛。 對轉向系提出的要求有： 1）汽車

3、轉向行駛時，全部車輪繞瞬時轉向中心轉動； 2）操縱輕便，方向盤手作用力小于 200N; 3）轉向系角傳動比15~20;正效率高于60%逆效率高于50% 4）轉向靈敏； 5）轉向器與轉向傳動裝置有間隙調整機構； 6）配備駕駛員防傷害裝置； 三、機械式轉向器方案分析 機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動 （或齒 條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳 遞的機構。 機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和 重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。采用液力 式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故 可

4、采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。 1、機械式轉向器方案選取 選取循環(huán)球式轉向器 循環(huán)球式轉向器有螺桿和螺母共同形成的落選梢內裝鋼球構成 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， 如圖 所示。 循環(huán)球式轉向器示意圖 循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流 動的鋼球，將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可以達到75險 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 面的表面粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋梢經淬火和磨削加工， 使之有 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；齒條和 齒扇之間的間隙調整工作容易

5、進行，適合用來做整體式動力轉向器。 循環(huán)球式轉向器的間隙調整機構 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。 2、防傷安全機構分析 汽車發(fā)生正面沖撞時，軸向力達到一定值以后，塑料銷釘 2被 剪斷，套管與軸產生相對移動，存在其間的塑料能增大摩擦阻力吸收 沖擊能量。此外，轉向傳動軸長度縮短，減小了轉向盤向駕駛員一側 的移動量，起到保護駕駛員的作用 安全聯軸套管 1—套管2 —塑料銷釘3 一軸 這種防傷機構結構簡單，制造容易，只要合理選取銷釘數量與直徑， 便能保證它可靠地工作和吸收沖擊能量。 四、轉向系性能參數 1、傳動比變化特

6、性 轉向器角傳動比可以設計成減小、 增大或保持不變的。影響選取 角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力 的要求。 若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題， 應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉向軸負荷 大，汽車低速急轉彎時的操縱輕便性問題突出， 應選用大些的轉向器 角傳動比。 轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹 形曲線，如圖所示。 轉向器角傳動比變化特性曲線 2、轉向器傳動副的傳動間隙 傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。 該間隙隨轉向盤 轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間

7、 隙特性。 傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小， 最 好無間隙。若轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作 用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。 傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。 在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經調整消除該處間 隙。 為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成下所示的逐漸加大的形 狀。 轉向器傳動副傳動間隙特性 轉向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明轉向器在磨損前 的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并 且在中間位置處已出現較大間隙；曲線 3表明調整后并消除中間 位置處間隙的

8、轉向器傳動間隙變化特性。 五、動力轉向機構設計計算 1、對動力轉向機構的要求 1）運動學上應保持轉向輪轉角和駕駛員轉動轉向盤的轉角之間 保持一定的比例關系。 2）隨著轉向輪阻力的增大（或減?。饔迷谵D向盤上的手力必 須增大（或減?。?，稱之為“路感”。 3）當作用在轉向盤上的切向力 Fh A0.025?0.190kN時，動力 轉向器就應開始工作。 4）轉向后，轉向盤應自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛 狀態(tài)。 5）工作靈敏，即轉向盤轉動后，系統(tǒng)內壓力能很快增長到最大 值。 6）動力轉向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉向。 7）密封性能好，內、外泄漏少。 2、液

9、壓式動力轉向機構的計算 1）動力缸尺寸計算 動力缸的主要尺寸有動力缸內徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力 缸體壁厚。 動力缸產生的推力F為 f=-FiLi L 式中，Li為轉向搖臂長度；L為轉向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離。 推力F與工作油液壓力p和動力缸截面面積S之間有如下關系 s = F1L1 PL 因為動力缸活塞兩側的工作面積不同， 應按較小一側的工作面積 來計算，即 2 2、 S = 4(D dp) 式中，D為動力缸內徑；dp為活塞桿直徑，初選dP = 0.35D，壓力P = 6.3Mpa。 聯立后得到 I D = I4 F1L1 + .2 =63 m

10、m 所以 d=22mm ;二pL dP 活塞行程是車輪轉制最大轉角時，由直拉桿的的移動量換算到活 塞桿處的移動量得到的。 活塞厚度可取為 B=0.3D。動力缸的最大長度s 為 s =10 (0.5~0.6)D 0.3D s=130mm 動力缸殼體壁厚t,根據計算軸向平面拉應力仃z來確定，即 2 s : z = p[ —D-^] — 4(Dt t ) n 式中，p為油液壓力；D為動力缸內徑；t為動力缸殼體壁厚；n為安 全系數，n=3.5~5.0;仃s為殼體材料的屈服點。殼體材料用鑄造鋁合 金采用ZL105,抗拉強度為160-240MPa t=5mm 活塞桿用45剛制造，為

11、提高可靠性和壽命，要求表面鍍銘并磨 光。 2)分配閥的參數選擇與設計計算 分配閥的要參數有：滑閥直徑d、預開隙e密封長度e、滑閥總移 動量e、滑閥在中間位置時的液流速度 V、局部壓力降和泄漏量等。 分配閥的泄漏量,Q 3 _ 、：? PL P 10 , Q= =2.26 10 cm/s 12-& 10 局部壓力降甲 當汽車宜行時，滑閥處于中間位置，油液流經滑閥后再回到油箱。 油液流經滑閥時產生的局部壓力降&P(MPa)為 2 p 二:v - 10%2 式中P—油液密度，kg/m3 ; 。一局部阻力系數，通常取。=3.0; v —油液的流速，m

12、/s。 △p的允許值為0.03?0.04MPa 3）動力轉向的評價指標 1動力轉向器的作用效能 用效能指標s = F/，來評價動力轉向器的作用效能?，F有動力 轉向器的效能指標s=1?15。 2 .路感 駕駛員的路感來自于轉動轉向盤時， 所要克服的液壓阻力。液壓 阻力等于反作用閥面積與工作液壓壓強的乘積。在最大工作壓力時， 轎車：換算以轉向盤上的力增加約30?50Z 3 .轉向靈敏度 轉向靈敏度可以用轉向盤行程與滑閥行程的比值 i來評價 2、 比值i越小，則動力轉向作用的靈敏度越高。。 4.動力轉向器的靜特性 動力轉向器的靜特性是指輸入轉矩與輸出轉矩之間的變化關系 曲

13、線，是用來評價動力轉向器的主要特性指標。 因輸出轉矩等于油壓 壓力乘以動力缸工作面積和作用力臂，對于已確定的結構，后兩項是 常量，所以可以用輸入轉矩M0與輸出油壓p之間的變化關系曲線來表 示動力轉向的靜特性，如圖。 常將靜特性曲線劃分為四個區(qū)段。在 輸入轉矩不大的時候，相當于圖中AI殳；汽車原地轉向或調頭時，輸 入轉矩進入最大區(qū)段（圖中C殳）；B區(qū)段屬常用快速車向行駛區(qū)段；D 區(qū)段曲線就表明是一個較寬的平滑過渡區(qū)間。 要求動力轉向器向右轉和向左轉的靜特性曲線應對稱。 對稱性可 以評價滑閥的加工和裝配質量。要求對稱性大于 0.85 靜特性曲線分段示意圖 六、轉向梯形的選擇 轉

14、向梯形有整體式和斷開式兩種，無論采用哪一種方案，都必 須正確選擇轉向梯形參數，做到汽車轉彎時，保證全部車輪繞一個 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 動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應 有足夠大的轉角。本設計中由于采用的是非獨立式懸架，應當選用 與之配用的整體式轉向梯形。 1、整體式轉向梯形 整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿1、轉向梯形臂2和汽車前軸3 組成，如下圖所示。 其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結構簡單, 調整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時, 會影響另一側轉向輪。 當汽車前懸架采用非獨立式懸架時，

15、應當采用整體式轉向梯形。 整體式轉向梯形的橫拉桿可位于前軸后或者前軸前（稱為前置梯 形）。對于發(fā)動機位置 整體式轉向梯形 1一轉向橫拉桿2 一轉向梯形臂3 一前軸 低或前輪驅動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前 外側方向延伸，因而會與車輪或制動底版發(fā)生干涉，所以在布置上 有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應 盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。 2、轉向梯形優(yōu)化 兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足對轉 向系的要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖所示，由下式決定: co匕 o -cog i =? DO -CO B

16、D 式中：eo—外轉向輪轉角; ei—內轉向輪轉角; K 一兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離; L 一軸距 內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。 理想的內、外轉向輪轉角間的關系 在忽略側偏角影響的條件下，兩轉向前輪軸線的延長線交在后 軸延長線上，如圖4-7所示。 設0 i、0 0分別為內、外轉向車輪轉角，L為汽車軸距，K為 兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。 若要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構應保 證內、外轉向車輪的轉角有如下關系 cot-0 - cot Ui = K 若自變角為8。，則因變角9 i的期望值為 』=f (%)

17、= arc cot(cot 入 一 K / L) 理想的內外輪轉角關系簡圖 現有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。由機械原理得知， 四連桿機構的傳動角占不宜過小，通常取 C“n=40。。如圖所示， 轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮 右轉彎時6 "min即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可 推出最小傳動角約束條件為 cos、：min 2cos ? COS( -ax) 2m 0 (cos-min - cos )cos 式中，/n為最小傳動角 轉向梯形機構優(yōu)化設計的可行域 所以可列出轉向梯形的各個參數如下: 桿件設計結果 轉向搖臂/mm 140 轉向縱拉桿/mm 240 轉向節(jié)臂/mm 140 轉向梯形臂/mm 200 轉向橫拉桿/mm 600 轎車動力轉向系統(tǒng)示意圖