轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)DOC

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1、轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì) 此次設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)，再對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 進(jìn)行設(shè)計(jì)。 轉(zhuǎn)向器在設(shè)計(jì)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(jì)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(yàn)和對其最小傳動角 的檢驗(yàn)，來判定轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)中給定參數(shù)為: 汽車總體參數(shù) 整備

2、質(zhì)量 1360kg 驅(qū)動型式 4X2前輪 軸距 2550 空域曲軸負(fù)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(shè)計(jì)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 或轉(zhuǎn)向行駛。 對轉(zhuǎn)向系提出的要求有： 1）汽車

3、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(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梢內(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?yàn)橛锌梢匝h(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險 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

5、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 一軸 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)向系性能參數(shù) 1、傳動比變化特

6、性 轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)計(jì)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)向器傳動副傳動間

7、 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(jì)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)整后并消除中間 位置處間隙的

8、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(jì)計(jì)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?。饔迷谵D(zhuǎn)向盤上的手力必 須增大（或減?。Q之為“路感”。 3）當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力 Fh A0.025?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

9、壓式動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的計(jì)算 1）動力缸尺寸計(jì)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=-FiLi L 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(guān)系 s = F1L1 PL 因?yàn)閯恿Ω谆钊麅蓚?cè)的工作面積不同， 應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積 來計(jì)算，即 2 2、 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。 聯(lián)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(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 (0.5~0.6)D 0.3D s=130mm 動力缸殼體壁厚t,根據(jù)計(jì)算軸向平面拉應(yīng)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(nèi)徑；t為動力缸殼體壁厚；n為安 全系數(shù)，n=3.5~5.0;仃s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

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(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 分配閥的要參數(shù)有：滑閥直徑d、預(yù)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(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&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(shù)，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(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)s = F/，來評價動力轉(zhuǎn)向器的作用效能。現(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?50Z 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 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(guān)系 曲

13、線，是用來評價動力轉(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(xiàng)是 常量，所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩M0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AI殳；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(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)

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(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(jì)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，

15、應(yīng)當(dāng)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(jī)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: co匕 o -cog i =? DO -CO B

16、D 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(diǎn)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(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)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(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 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(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)的傳動角占不宜過小，通常取 C“n=40。。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(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)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(jì)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