轎車轉(zhuǎn)向系設計課程設計DOC

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1、轎車轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shù) 進行分析，在此基礎上，對轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行選擇，接著對轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構（主要是轉(zhuǎn)向梯形）進行設計，再對動力轉(zhuǎn)向機構 進行設計。轉(zhuǎn)向器在設計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉(zhuǎn)向器， 轉(zhuǎn)向梯形的 設計選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形，通過對轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實際達到的最大偏轉(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)的確定本設計中給定參數(shù)為:汽車總體參數(shù)整備質(zhì)量1360kg驅(qū)動型式4X2前輪軸距

2、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(zhuǎn)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(zhuǎn)速74kw/5800rpm最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速150N.m/4000rpm二、轉(zhuǎn)向系設計概述汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向的專設機構的總稱。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行直線 或轉(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1520;正效率高于60%逆效率高于50%4）轉(zhuǎn)向靈敏；5）轉(zhuǎn)向器與

3、轉(zhuǎn)向傳動裝置有間隙調(diào)整機構；6）配備駕駛員防傷害裝置；三、機械式轉(zhuǎn)向器方案分析機械轉(zhuǎn)向器是將司機對轉(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)動比進行傳 遞的機構。機械轉(zhuǎn)向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉(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)向器結構。1、機械式轉(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梢內(nèi)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

4、式轉(zhuǎn)向器示意圖循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(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；齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整工作容易進行，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)整機構循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(chǎn)生相對移動，存在其間的塑料能增大

5、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)向盤向駕駛員一側的移動量，起到保護駕駛員的作用安全聯(lián)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(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)向系性能參數(shù)1、傳動比變化特性轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸負荷大小和對汽車機動能力 的要求。若轉(zhuǎn)向軸負荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車，不存在轉(zhuǎn)向沉重問題， 應取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉(zhuǎn)向軸負荷 大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出， 應選用大些的轉(zhuǎn)向器 角傳動比。轉(zhuǎn)

6、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(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，并把這種變化關系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間 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當設計成下所示的逐漸加大的形 狀。轉(zhuǎn)向器傳

7、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)向機構設計計算1、對動力轉(zhuǎn)向機構的要求1）運動學上應保持轉(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系。2）隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大（或減?。?，作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力必須增大（或減小），稱之為“路感”。3）當作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力 Fh A0.0250.190kN時，動力轉(zhuǎn)向器就應開始工作。4）轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)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

8、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、液壓式動力轉(zhuǎn)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(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f=-FiLiL式中，Li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之間有如下關系s = F1L1PL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22、S = 4(D dp)式中，D為動力缸內(nèi)徑；dp為活塞桿直徑，初選dP = 0.35D，壓力P= 6.3Mpa

9、。聯(lián)立后得到ID = I4 F1L1 + .2 =63 mm 所以 d=22mm ;二pLdP活塞行程是車輪轉(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s =10 (0.50.6)D 0.3D s=130mm動力缸殼體壁厚t,根據(jù)計算軸向平面拉應力仃z來確定，即2s: z = p D- 4(Dt t ) n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=3.55.0;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，為提高可

10、靠性和壽命，要求表面鍍銘并磨 光。2)分配閥的參數(shù)選擇與設計計算分配閥的要參數(shù)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,Q3_、： PL P10 ,Q= =2.26 10 cm/s12-& 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(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&P(MPa)為2p 二:v - 10%2式中P油液密度，kg/m3 ;。一局部阻力系數(shù)，通常取。=3.0;v 油液的流速，m/s。p的允許值為0.030.04MPa3）動力轉(zhuǎn)向的評價指標1動力轉(zhuǎn)向器的作用效

11、能用效能指標s = F/，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s=115。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3050Z3 .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 i來評價2、比值i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)矩之間的變化關系曲線，是用來評價動力轉(zhuǎn)向器的主要特性指標。 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，對于已確定的結構，后兩項是 常量，所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩

12、M0與輸出油壓p之間的變化關系曲線來表 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，相當于圖中AI殳；汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時，輸 入轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器向右轉(zhuǎn)和向左轉(zhuǎn)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(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，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾 動運動。同

13、時，為達到總體布置要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑值，轉(zhuǎn)向輪應 有足夠大的轉(zhuǎn)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(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)點是結構簡單, 調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉(zhuǎn)向輪上、下跳動時, 會影響另一側轉(zhuǎn)向輪。當汽車前懸架采用非獨立式懸架時，應當采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形1一轉(zhuǎn)向橫拉桿2 一轉(zhuǎn)向梯形臂3 一前軸 低或前輪驅(qū)動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的

14、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(zhuǎn)向梯形優(yōu)化兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時，若不考慮輪胎的側向偏離，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)角關系如圖所示，由下式?jīng)Q定:co匕 o -cog i =DO -COBD式中：eo外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角;ei內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角;K 一兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離;L 一軸距內(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)角間的關系在忽略側偏角影響的條件下，兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線交在后 軸延長線上，如圖4-

15、7所示。設0 i、0 0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，則梯形機構應保 證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)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 (%) = arc cot(cot 入 一 K / L)理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關系簡圖現(xiàn)有轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形機構在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時達到最小值，故只考慮 右轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形機構優(yōu)化設計的可行域所以可列出轉(zhuǎn)向梯形的各個參數(shù)如下:桿件設計結果轉(zhuǎn)向搖臂/mm140轉(zhuǎn)向縱拉桿/mm240轉(zhuǎn)向節(jié)臂/mm140轉(zhuǎn)向梯形臂/mm200轉(zhuǎn)向橫拉桿/mm600轎車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖