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轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計
此次設(shè)計的是與非獨(dú)立懸架相匹配的整體式兩輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。利用相關(guān)汽車設(shè)計和連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)的知識,首先對給定的汽車總體參數(shù)進(jìn)行分析,在此基礎(chǔ)上,對轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行選擇,接著對轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)(主要是轉(zhuǎn)向梯形)進(jìn)行設(shè)計,再對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。
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轉(zhuǎn)向器在設(shè)計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉(zhuǎn)向器,轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形,通過對轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實(shí)際達(dá)到的最大偏轉(zhuǎn)角時與轉(zhuǎn)向外輪理想最大偏轉(zhuǎn)角度的差值的檢驗和對其最小傳動角的檢驗,來判定轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計是否符合基本要求。
一、整車參數(shù)
1、汽車總體參數(shù)的確定
2、
本設(shè)計中給定參數(shù)為:
汽車總體參數(shù)
整備質(zhì)量
1360kg
驅(qū)動型式
42 前輪
軸距
2550
空載前軸負(fù)荷
60%
前輪距
1429
后輪距
1422
最高車速
180km/h
最大爬坡度
35%
最小轉(zhuǎn)向直徑
11m
變速器
手動5 擋
輪胎型號
185/60R14T
制動距離
5.6m(30km/h)
最大功率/轉(zhuǎn)速
74kw/5800rpm
最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速
150N.m/4000rpm
二、轉(zhuǎn)向系設(shè)計概述
汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向的專設(shè)機(jī)構(gòu)的總稱。
汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功用是保證汽車能按駕駛員的意愿進(jìn)行直線或
3、轉(zhuǎn)向行駛。
對轉(zhuǎn)向系提出的要求有:
1) 汽車轉(zhuǎn)向行駛時,全部車輪繞瞬時轉(zhuǎn)向中心轉(zhuǎn)動;
2) 操縱輕便,方向盤手作用力小于200N;
3) 轉(zhuǎn)向系角傳動比15~20;正效率高于60%,逆效率高于50%;
4) 轉(zhuǎn)向靈敏;
5) 轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向傳動裝置有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu);
6) 配備駕駛員防傷害裝置;
三、機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案分析
機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動(或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動),并按一定的角轉(zhuǎn)動比和力轉(zhuǎn)動比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。
機(jī)械轉(zhuǎn)向器與動力系統(tǒng)相結(jié)合,構(gòu)成動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉(zhuǎn)向輕便,多采用這種動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動力轉(zhuǎn)向
4、時,由于液體的阻尼作用,吸收了路面上的沖擊載荷,故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。
1、機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案選取
選取循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器有螺桿和螺母共同形成的落選槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副,以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成,如圖所示。
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)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(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦,因而傳動效率可以達(dá)到75%~85%;在結(jié)構(gòu)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、螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工,使之有足夠的使用壽命;轉(zhuǎn)向器的傳動比可以變化;工作平穩(wěn)可靠;齒
5、條和齒扇之間的間隙調(diào)整工作容易進(jìn)行,適合用來做整體式動力轉(zhuǎn)向器。
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點(diǎn)是:逆效率高,結(jié)構(gòu)復(fù)雜,制造困難,制造精度要求高。
2、防傷安全機(jī)構(gòu)分析
汽車發(fā)生正面沖撞時,軸向力達(dá)到一定值以后,塑料銷釘2被剪斷,套管與軸產(chǎn)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(zhuǎn)向傳動軸長度縮短,減小了轉(zhuǎn)向盤向駕駛員一側(cè)的移動量,起到保護(hù)駕駛員的作用。
安全聯(lián)軸套管
1—套管 2—塑料銷釘 3—軸
這種防傷機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單,制造容易,只要合理選取銷釘數(shù)量與直徑,便能保證它可靠地工作和吸收沖擊能量。
四、轉(zhuǎn)向系性能
6、參數(shù)
1、傳動比變化特性
轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)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(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機(jī)動能力的要求。
若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車,不存在轉(zhuǎn)向沉重問題,應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比,以提高汽車的機(jī)動能力。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大,汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出,應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。
轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應(yīng)選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線,如圖所示。
轉(zhuǎn)向器角傳動比變化特性曲線
2、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙
傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變,并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動
7、副傳動間隙特性。
傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時要極小,最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動副存在傳動間隙,一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)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(jīng)調(diào)整消除該處間隙。
為此,傳動副傳動間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計成下所示的逐漸加大的形狀。
轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性
轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明轉(zhuǎn)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(xiàn)較大間隙;曲線
3表明調(diào)整后并
8、消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。
五、動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計計算
1、對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求
1)運(yùn)動學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。
2)隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大(或減小),作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力必須增大(或減小),稱之為“路感”。
3)當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力≥0.025~0.190kN時,動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。
4)轉(zhuǎn)向后,轉(zhuǎn)向盤應(yīng)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(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后,系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。
6)動力轉(zhuǎn)向失靈時,仍能用機(jī)械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。
7)密封性能好,內(nèi)、外泄漏少。
2、液壓式動力
9、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的計算
1)動力缸尺寸計算
動力缸的主要尺寸有動力缸內(nèi)徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力缸體壁厚。
動力缸產(chǎn)生的推力F為
式中,為轉(zhuǎn)向搖臂長度;L為轉(zhuǎn)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(guān)系
因為動力缸活塞兩側(cè)的工作面積不同,應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來計算,即
式中,D為動力缸內(nèi)徑;為活塞桿直徑,初選=0.35D,壓力p=6.3Mpa。
聯(lián)立后得到
=63 mm 所以d=22mm
活塞行程是車輪
10、轉(zhuǎn)制最大轉(zhuǎn)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 =130mm
動力缸殼體壁厚t,根據(jù)計算軸向平面拉應(yīng)力來確定,即
式中,p為油液壓力;D為動力缸內(nèi)徑;t為動力缸殼體壁厚;n為安全系數(shù),n=3.5~5.0;為殼體材料的屈服點(diǎn)。殼體材料用鑄造鋁合金采用ZL105,抗拉強(qiáng)度為160-240MPa。t=5mm
活塞桿用45剛制造,為提高可靠性
11、和壽命,要求表面鍍鉻并磨光。
2)分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計計算
分配閥的要參數(shù)有:滑閥直徑d、預(yù)開隙密封長度、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
=2.26cm/s
局部壓力降
當(dāng)汽車宜行時,滑閥處于中間位置,油液流經(jīng)滑閥后再回到油箱。油液流經(jīng)滑閥時產(chǎn)生的局部壓力降(MPa)為
式中 —油液密度,kg/m3 ;
—局部阻力系數(shù),通常?。?.0;
v—油液的流速,m/s。
的允許值為0.03~0.04MPa。
12、3)動力轉(zhuǎn)向的評價指標(biāo)
1動力轉(zhuǎn)向器的作用效能
用效能指標(biāo)來評價動力轉(zhuǎn)向器的作用效能?,F(xiàn)有動力轉(zhuǎn)向器的效能指標(biāo)s=1~15。
2.路感
駕駛員的路感來自于轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)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(qiáng)的乘積。在最大工作壓力時,轎車:換算以轉(zhuǎn)向盤上的力增加約30~50N。
3.轉(zhuǎn)向靈敏度
轉(zhuǎn)向靈敏度可以用轉(zhuǎn)向盤行程與滑閥行程的比值來評價
比值越小,則動力轉(zhuǎn)向作用的靈敏度越高。。
4.動力轉(zhuǎn)向器的靜特性
動力轉(zhuǎn)向器的靜特性是指輸入轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)矩之間的變化關(guān)系曲線,是
13、用來評價動力轉(zhuǎn)向器的主要特性指標(biāo)。因輸出轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu),后兩項是常量,所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩Mφ與輸出油壓p之間的變化關(guān)系曲線來表示動力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩不大的時候,相當(dāng)于圖中A段;汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時,輸入轉(zhuǎn)矩進(jìn)入最大區(qū)段(圖中C段);B區(qū)段屬常用快速轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器向右轉(zhuǎn)和向左轉(zhuǎn)的靜特性曲線應(yīng)對稱。對稱性可以評價滑閥的加工和裝配質(zhì)量。要求對稱性大于0.85。
靜特性曲線分段示意圖
六、轉(zhuǎn)向梯形的選擇
轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩
14、種,無論采用哪一種方案,都必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù),做到汽車轉(zhuǎn)彎時,保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛,使在不同圓周上運(yùn)動的車輪,作無滑動的純滾動運(yùn)動。同時,為達(dá)到總體布置要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑值,轉(zhuǎn)向輪應(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角。本設(shè)計中由于采用的是非獨(dú)立式懸架,應(yīng)當(dāng)選用與之配用的整體式轉(zhuǎn)向梯形。
1、整體式轉(zhuǎn)向梯形
整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿1、轉(zhuǎn)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(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單,調(diào)整前束容易,制造成本低;主要缺點(diǎn)是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動時,會影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。
當(dāng)汽車前懸架采用非獨(dú)立式懸架時,應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯
15、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(jī)位置
整體式轉(zhuǎn)向梯形
1—轉(zhuǎn)向橫拉桿 2—轉(zhuǎn)向梯形臂 3—前軸
低或前輪驅(qū)動汽車,常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)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(hù)橫拉桿免遭路面不平物的損傷,橫拉桿的位置應(yīng)盡可能布置得高些,至少不低于前軸高度。
2、轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化
兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時,若不考慮輪胎的側(cè)向偏離,則為了滿足對轉(zhuǎn)向系的要求,其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖所示,由下式?jīng)Q定:
式中:—外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角;
16、
—內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角;
K—兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點(diǎn)間的距離;
L—軸距
內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的合理匹配是由轉(zhuǎn)向梯形來保證。
理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系
在忽略側(cè)偏角影響的條件下,兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線交在后軸延長線上,如圖4-7所示。
設(shè)θi、θo分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角,L為汽車軸距,K為兩主銷中心線延長線到地面交點(diǎn)之間的距離。
若要保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛,則梯形機(jī)構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系
若自變角為θo,則因變角θi的期望值為
17、
理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖
現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。由機(jī)械原理得知,四連桿機(jī)構(gòu)的傳動角不宜過小,通常取。如圖所示,轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時達(dá)到最小值,故只考慮右轉(zhuǎn)彎時即可。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
式中,為最小傳動角。
轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計的可行域
所以可列出轉(zhuǎn)向梯形的各個參數(shù)如下:
桿件設(shè)計結(jié)果
轉(zhuǎn)向搖臂/mm
140
轉(zhuǎn)向縱拉桿/mm
240
轉(zhuǎn)向節(jié)臂/mm
140
轉(zhuǎn)向梯形臂/mm
200
轉(zhuǎn)向橫拉桿/mm
600
轎車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖
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