汽車轉向系設計說明書概要

1、青島理工大學汽車與交通學院汽車設計課程設計說明書題目：重型載貨汽車轉向器設計姓名：席昌錢學號：200924265 同組者：嚴炳炎、孔祥生、余鵬、李朋超、鄭大偉專業(yè)班級：09車輛工程2班指導教師：王豐元、鄒旭東設計任務書 目錄1. 轉向系分析 .42. 機械式轉向器方案分析83. 轉向系主要性能參數.94. 轉向器設計計算.145. 動力轉向機構設計.166. 轉向梯形優(yōu)化設計.227. 結論.248. 參考文獻251轉向系設計1.1基本要求1.汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉。2.操縱輕便，作用于轉向盤上的轉向力小于200N。3.轉向系的角傳動比在2332之間，正效率在60%以上，

2、逆效率在50%以上。4.轉向靈敏。5.轉向器和轉向傳動機構中應有間隙調整機構。6.轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。1.2基本參數1.整車尺寸： 11976mm*2395mm*3750mm。2.軸數/軸距 4/（1950+4550+1350）mm3.整備質量 12000kg4.輪胎氣壓 0.74MPa2.轉向系分析 2.1對轉向系的要求3(1) 保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內，具有迅速和小半徑轉彎的能力，同時操作輕便;(2) 汽車轉向時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，不應有側滑;(3) 傳給轉向盤的反沖要盡可能的小;(4) 轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在

3、穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài);(5) 發(fā)生車禍時，當轉向盤和轉向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉向系統(tǒng)最好有保護機構防止傷及乘員.2.2轉向操縱機構轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。但對于中級以下的轎車和前軸負荷不超過3t的載貨汽車，則多數僅在用機械轉向系統(tǒng)而無動力轉向裝置。圖2-1轉向操縱機構Fig.2-1 th

4、e control mechanism of steering1-轉向萬向節(jié)；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel2.3轉向傳動機構4轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖2-2）轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。圖2-2 轉向傳動機構1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節(jié)臂

5、；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿2.4轉向器5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，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。為了避免汽車在撞車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。多數兩軸及三軸汽車僅用前

6、輪轉向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機動性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數目，本設計按設計要求采用單軸前軸轉向 。2.5轉角及最小轉彎半徑汽車的機動性，常用最小轉彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應由兩個條件保證。即首先應使左、右轉向輪處于最大轉角時前外輪的轉彎值在汽車軸距的22.5倍范圍內；其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比，即由轉向盤處于中間的位置向左或右旋轉至極限位置的總旋轉全書，對轎車應不超過1.8圈，對貨車不應超過3.0圈。兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足上述對轉向系的第(2)條要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖2-3所示，由

7、下式決定： (2-1)式中：外轉向輪轉角； 內轉向輪轉角； K兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離； L軸距內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。圖2-3 理想的內、外轉向輪轉角間的關系Fig 2-3 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner汽車的最小轉彎半徑與其內、外轉向輪在最大轉角與、軸距L、主銷距K及轉向輪的轉臂a等尺寸有關。在轉向過程中除內、外轉向輪的轉角外，其他參數是不變的。最小轉彎半徑是指汽車在轉向輪處于最大轉角的條件下以低速轉彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構成圓周的半徑。最小轉彎半徑能達到

8、汽車軸距的22.5倍，取=2L；操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。對轉向后轉向盤或轉向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內傾角，消除轉向器傳動間隙以及選用可逆式轉向器來達到。但要使傳遞到轉向盤上的反向沖擊小，則轉向器的逆效率有不宜太高。至于對轉向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結構以及結構布置來解決。轉向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0%1.4%；小排量以及下轎車干重的1.5%2.0%。轉向器的結構型式隊汽車的自身質量影響較小。3. 機械式轉向器方案分析3.1循

9、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，如圖3-1所示。圖3-1 循環(huán)球式轉向器示意圖Fig 3-1Circulation-ball steering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%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、螺母上的螺旋槽經淬火和磨削加工，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進行，（圖3-2）；適合用來做整體式動力轉

10、向器。圖3-2 循環(huán)球式轉向器的間隙調整機構Fig 3-2 The gap adjusts the organizational structure of Recirculation-ball gears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。循環(huán)球式轉向器主要用于商用車上。4.轉向系的主要性能參數4.1轉向系的效率功率從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號表示，反之稱為逆效率，用符號表示。 正效率計算公式： （4-1） 逆效率計算公式： （4-2） 式中， 為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率

11、。 正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。 影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 4.1.1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、結構特點、結構參數和制造質量等。 （1）轉向器類型、結構特點與效率 在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸

12、承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率+僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%。 轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。 （2）轉向器的結構參數與效率 如果忽略軸承和其經地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算 =75% （4-3） 式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角,a0取8°，為摩擦角，=arctanf；f為磨擦因數。取f=0.05.4.1.2轉向器的逆效率根據逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用

13、在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式和極限可逆式轉向器不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只

14、有較小一部分傳至轉向盤。如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算 =64% （4-4）式（4-3）和式（4-4）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。4.2傳動比變化特性4.2.1轉向系傳動比 轉向系的角傳動比由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比組成，即 （4-5）轉向器的角傳動比: （4-6） 齒扇嚙合半徑mm 螺距P=11.00mm 轉向傳動機構的角傳動比: （4-7） 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的

15、力傳動比。轉向系的力傳動比: （4-8） 4.2.3轉向器角傳動比的選擇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。汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反應靈敏·，轉向器角傳動比應當小些。汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否則轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。轉向器角傳動比變化曲

16、線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖4-1所示。圖4-1轉向器角傳動比變化特性曲線Fig 4-1 Change characteristic property curve of Steering angle transmission ratio4.3轉向器傳動副的傳動間隙t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隙特性（圖4-2）。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。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

17、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圖4-2所示的逐漸加大的形狀。圖4-2 轉向器傳動副傳動間隙特性Fig 4-2 Drive gap characteristic property of steering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(xiàn)較大間隙；曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。 4.4轉向盤的總轉動圈數轉向盤從

18、一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數稱為轉向盤的總轉動圈數。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動閣數較少，一般約在3.6圈以內；貨車一般不宜超過6圈。為了增加轉向的輕便性，取6圈。5.轉向器設計計算5.1轉向系計算載荷的確定8為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。精確地計算這些力是困難的，為此推薦用足

19、夠精確的半經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距（Nmm),即 1008504 Nmm (5-1) 式中，f為輪胎和路面見的摩擦因素，一般取0.7；為轉向軸負荷24000（N）;p=0.74為輪胎氣壓（MPa）轉向系主要參數轉向搖臂長 340mm轉向盤直徑 500mm轉向節(jié)臂長 340mm轉向器角傳動比 26轉向系系統(tǒng)效率 75%說明：轉向搖臂的長度與轉向傳動機構有關，一般初選時，大貨車可取300400mm，本設計取340mm，轉向器角傳動比在2332內選取，本設計取26作用在轉向盤上的手力為 （5-2）式中， 為轉向搖臂長；為轉向節(jié)臂長；為轉向盤直徑；為轉向器角傳動比；為轉

20、向器正效率。5.2轉向器設計5.2.1參數的選取9搖臂軸直徑/mm42鋼球中心距D/mm40螺桿外徑/mm38鋼球直徑d /mm8.000螺距P /mm11.000工作圈數W2.5螺母長度L /mm80導管壁厚 /mm1.0 鋼球直徑與導管內徑間隙e/mm0.5螺線導程角/º730齒扇壓力角/º2730接觸角/º45環(huán)流行數25.2.2計算參數1.螺母內徑應大于，一般要求 （5-3）=+（5%10%）D=38+8%40=41.2mm 2. 鋼球數量n=39個 （5-4）3. 滾道截面半徑R=（0.510.53）d=0.528.0=4.16 mm （5-5）5.3循

21、環(huán)球式轉向器零件強度計算105.3.1鋼球與滾道之間的接觸應力=k =1217 MP （5-6）式中，k為系數，根據A/B值查表，A=（1/r）-(1/)/2, B=(1/r)+(1/)/2; 為滾道截面半徑，k取1.50；r為鋼球半徑；為螺桿外徑；E為材料彈性模量，等于2.110MP；為鋼球與螺桿之間的正壓力，即= 737N （5-7）式中，為螺桿螺線的導程角；為接觸角；n為參與工作的鋼球數；為作用在螺桿上的軸向力,=19904N當接觸表面硬度為5864HRC；拍時，許用接觸應力=2500 MP由于=1217 MP <,因此滿足強度。5.3.2轉向搖臂直徑的確定轉向搖臂直徑d為式中，K

22、為安全系數，根據汽車使用條件不同可取2.53.5；為轉向阻力矩；為扭轉強度極限。搖臂軸用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度在0.81.2mm。對于前軸負荷大的汽車，滲碳層深度為1.051.45mm。表面硬度為5863HRC6.動力轉向機構設計6.1對動力轉向機構的要求及選取6.1.1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?。?，作用在轉向盤上的手力必須增大（或減小），稱之為“路感”。3.當作用在轉向盤上的切向力0.0250.190kN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

23、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。6.1.1對動力轉向機構的選取 整體式動力轉向器多用在轎車和前橋載重在15t以下的貨車上，本設計的貨車的前橋的載重為2.4t,所以采用整體式動力轉向器.6.2液壓式動力轉向機構的計算6.2.1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為式中，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。為直拉桿上的力，=20170N 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

24、系 (6-1)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 （6-2）式中，D為動力缸內徑；為活塞桿直徑，初選0.35D，壓力p8Mpa。聯(lián)立式(6-1)和式（6-2）后得到=68 mm （6-3） 所以 =0.35D =23.8mm 取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   =200mm (6-4) 動力缸殼體壁厚t,根據計算軸向平面拉應力來確定，即 （6-5）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=3.55.0 取4; 為殼體材料的屈

25、服點。殼體材料用球墨鑄鐵采用QT50005，抗拉強度為500MPa,屈服點為350MPa。 t=3mm活塞桿用45剛制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。 6.3動力轉向的評價指標動力轉向器的作用效能用效能指標來評價動力轉向器的作用效能?，F(xiàn)有動力轉向器的效能指標s=115。 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3050N。 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來評價 (6-14) 比值越小，則動力轉向作用的靈敏度越高。動力轉向器的靜特性 動力轉向器的靜特

26、性是指輸入轉矩與輸出轉矩之間的變化關系曲線，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M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6-1示。 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A段；汽車原地轉向或調頭時，輸入轉矩進入最大區(qū)段（圖中C段）；B區(qū)段屬常用快速轉向行駛區(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。7.轉向梯形的優(yōu)化設計 轉向梯形機構用來保

27、證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉向梯形的主要任務之一是確定轉向梯型的最佳參數和進行強度計算。轉向梯形有整體式和斷開式兩種。一般轉向梯形機構布置在前軸之后，但當發(fā)動機位置很低或前軸驅動時，也有位于前軸之前的。 兩軸汽車轉向時，若忽略輪胎側偏影響，兩轉向前軸的延長線應交于后軸延長線。設，分別是外內轉向車輪轉角，k為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，則梯形機構應保證內外轉向車輪的轉角有如下關系：cot，若自變角為則因變角的期望值為：，現(xiàn)有轉向梯形機構僅能滿足上式要求。如下圖所示，在圖上作輔助虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所繪出的實際因變角為：其中 m梯形臂長 梯形底角圖7-1 汽車瞬時轉向圖應使設計的轉向梯形所繪出的實際因變角盡可能接近理論上的期望值。其偏差最常使用的中間位置附近小轉角范圍應盡可能小，以減小高速行駛時輪胎的磨損。而在不經常使用且車速較慢的最大轉角時可適當放寬要求，因此在加入加權因子構成評價優(yōu)略的目標函數f(x)為: f（x）=將上式代得：f(x)=其中 x設計變量 x= 外轉向輪最大轉角， 由上圖可得：=其中 汽車最小轉彎半徑為15.7m， a主銷偏移距為50mm，軸距L=7850mm K=2020mm梯形臂長度m=0.14K=283mm考慮到多數使用工況下轉角小于，且以