轿车转向系设计课程设计

轿车转向系设计此次设计的是与非独立悬架相匹配的整体式两轮转向机构。

利用相关汽车设计和连杆机构运动学的知识，首先对给定的汽车总体参数进行分析，在此基础上，对转向器、转向系统进行选择，接着对转向器和转向传动机构（主要是转向梯形）进行设计，再对动力转向机构进行设计。

转向器在设计中选用的是循环球式齿条齿扇转向器，转向梯形的设计选用的是整体式转向梯形，通过对转向内轮实际达到的最大偏转角时与转向外轮理想最大偏转角度的差值的检验和对其最小传动角的检验，来判定转向梯形的设计是否符合基本要求。

一、整车参数1、汽车总体参数的确定本设计中给定参数为：二、转向系设计概述汽车转向系统是用来改变汽车行驶方向的专设机构的总称。

汽车转向系统的功用是保证汽车能按驾驶员的意愿进行直线或转向行驶。

对转向系提出的要求有：1) 汽车转向行驶时，全部车轮绕瞬时转向中心转动；2) 操纵轻便，方向盘手作用力小于200N；3) 转向系角传动比15~20；正效率高于60%，逆效率高于50%；4) 转向灵敏；5) 转向器与转向传动装置有间隙调整机构；6) 配备驾驶员防伤害装置；三、机械式转向器方案分析机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。

机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。

高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。

采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。

1、机械式转向器方案选取选取循环球式转向器循环球式转向器有螺杆和螺母共同形成的落选槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图所示。

循环球式转向器示意图循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可以达到75%～85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行，适合用来做整体式动力转向器。

循环球式转向器的间隙调整机构循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。

2、防伤安全机构分析汽车发生正面冲撞时，轴向力达到一定值以后，塑料销钉2被剪断，套管与轴产生相对移动，存在其间的塑料能增大摩擦阻力吸收冲击能量。

此外，转向传动轴长度缩短，减小了转向盘向驾驶员一侧的移动量，起到保护驾驶员的作用。

安全联轴套管1—套管 2—塑料销钉 3—轴这种防伤机构结构简单，制造容易，只要合理选取销钉数量与直径，便能保证它可靠地工作和吸收冲击能量。

四、转向系性能参数1、传动比变化特性转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。

影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。

若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。

若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。

转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图所示。

转向器角传动比变化特性曲线2、转向器传动副的传动间隙传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。

该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性。

传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。

若转向器传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。

传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。

在中间附近位置因磨损造成的间隙过大时，必须经调整消除该处间隙。

为此，传动副传动间隙特性应当设计成下所示的逐渐加大的形状。

转向器传动副传动间隙特性转向器传动副传动间隙特性图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。

五、动力转向机构设计计算1、对动力转向机构的要求1）运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。

2）随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大（或减小），称之为“路感”。

3）当作用在转向盘上的切向力F h ≥0.025～0.190kN 时，动力转向器就应开始工作。

4）转向后,转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。

5）工作灵敏，即转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。

6）动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。

7）密封性能好，内、外泄漏少。

2、液压式动力转向机构的计算1）动力缸尺寸计算动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸体壁厚。

动力缸产生的推力F 为LF LF 11式中，L 1为转向摇臂长度；L 为转向摇臂轴到动力缸活塞之间的距离。

推力F 与工作油液压力p 和动力缸截面面积S 之间有如下关系 pLS L F 11=因为动力缸活塞两侧的工作面积不同，应按较小一侧的工作面积来计算，即)(422d D p S -=π式中，D 为动力缸内径；d p 为活塞杆直径，初选d p ＝0.35D ，压力p ＝6.3Mpa 。

联立后得到 d L F p pLD 2114+=π=63 mm 所以d=22mm活塞行程是车轮转制最大转角时，由直拉杆的的移动量换算到活塞杆处的移动量得到的。

活塞厚度可取为B=0.3D 。

动力缸的最大长度s为s D D s 13.0)6.0~5.0(10+++==130mm动力缸壳体壁厚t,根据计算轴向平面拉应力σz 来确定，即n Dt p s z t Dσσ≤+=])(4[22式中，p 为油液压力；D 为动力缸内径；t 为动力缸壳体壁厚；n 为安全系数，n=3.5~5.0;σs 为壳体材料的屈服点。

壳体材料用铸造铝合金采用ZL105,抗拉强度为160-240MPa 。

t=5mm活塞杆用45刚制造，为提高可靠性和寿命，要求表面镀铬并磨光。

2)分配阀的参数选择与设计计算分配阀的要参数有:滑阀直径d 、预开隙e 1密封长度e 2、滑阀总移动量e 、滑阀在中间位置时的液流速度v 、局部压力降和泄漏量等。

分配阀的泄漏量Q ∆e pp Q 2312μπδ•∆•=∆ =2.261010-⨯cm/s局部压力降p ∆当汽车宜行时，滑阀处于中间位置，油液流经滑阀后再回到油箱。

油液流经滑阀时产生的局部压力降p ∆(MPa)为vvp 242108.132-⨯==∆ρξ式中 ρ—油液密度，kg/m 3 ;ξ—局部阻力系数，通常取ξ＝3.0； v —油液的流速，m/s 。

p ∆的允许值为0.03～0.04MPa 。

3)动力转向的评价指标１动力转向器的作用效能 用效能指标'=FF hhs 来评价动力转向器的作用效能。

现有动力转向器的效能指标s=1~15。

２．路感驾驶员的路感来自于转动转向盘时，所要克服的液压阻力。

液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。

在最大工作压力时，轿车：换算以转向盘上的力增加约30~50N 。

３．转向灵敏度转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值i 来评价δϕ2Dswi =比值i 越小，则动力转向作用的灵敏度越高。

４．动力转向器的静特性动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化关系曲线，是用来评价动力转向器的主要特性指标。

因输出转矩等于油压压力乘以动力缸工作面积和作用力臂，对于已确定的结构，后两项是常量，所以可以用输入转矩M φ与输出油压p 之间的变化关系曲线来表示动力转向的静特性，如图。

常将静特性曲线划分为四个区段。

在输入转矩不大的时候，相当于图中A 段；汽车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段（图中C 段）；B 区段属常用快速转向行驶区段；D 区段曲线就表明是一个较宽的平滑过渡区间。

要求动力转向器向右转和向左转的静特性曲线应对称。

对称性可以评价滑阀的加工和装配质量。

要求对称性大于0.85。

静特性曲线分段示意图六、转向梯形的选择转向梯形有整体式和断开式两种，无论采用哪一种方案，都必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。

同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。

本设计中由于采用的是非独立式悬架，应当选用与之配用的整体式转向梯形。

1、整体式转向梯形整体式转向梯形是由转向横拉杆1、转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如下图所示。

其中梯形臂呈收缩状向后延伸。

这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。

当汽车前悬架采用非独立式悬架时，应当采用整体式转向梯形。

整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或者前轴前（称为前置梯形）。

对于发动机位置整体式转向梯形1—转向横拉杆 2—转向梯形臂 3—前轴低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。

前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底版发生干涉，所以在布置上有困难。

为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。

2、转向梯形优化两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足对转向系的要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图所示，由下式决定：L K BD CO DO i o =-=-θθcot cot 式中：θo —外转向轮转角；θi —内转向轮转角； K —两转向主销中心线与地面交点间的距离；L —轴距内、外转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证。

理想的内、外转向轮转角间的关系在忽略侧偏角影响的条件下，两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上，如图4-7所示。

设θi 、θo 分别为内、外转向车轮转角，L 为汽车轴距，K 为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。

若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系cot cot o i K L θθ-=若自变角为θo ，则因变角θi 的期望值为0()cot(cot /)i o f arc K L θθθ==-理想的内外轮转角关系简图现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。

由机械原理得知，四连杆机构的传动角δ不宜过小，通常取min 40δδ≥=°。

如图所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时min δδ≥即可。

利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为min max min cos 2cos cos()20(cos cos )cos o m K δγγθδγγ-++-≥-式中，min δ为最小传动角。