动力转向系统设计方案

动力转向系统设计方案

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转向系统设计说明书

设计原则：

通过对所开发车型与已开发同类车型（或标杆车）的比较及所开发车型的前桥负荷,初步确定转向器总成的结构和相关参数。故在选取时应遵循以下原则；

1、转向器结构选型原则：

1）、根据整车布置尺寸，确定转向器结构尺寸。

2）、根据使用和成本状况，确定是否使用通气螺塞。

2、转向器参数选型原则：

1）、根据转向盘布置形式，确定是左置转向器或右置转向器。

2）、根据前桥负荷，选定转向器输出扭矩及输入轴花键。

3）、根据车型的最小转弯半径确定转向摇臂输出摆角能否满足使用要求。

4）、根据产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况，确定转向传动比是否采用变传动比形式。

5）、根据产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况，确定传动间隙特性。

3、转向摇臂选型原则：

1）、根据标杆车进行类比。

2）、根据车型的最小转弯半径确定转向摇臂在转向器上的中间位置。

3）、根据车型总布置，确定转向摇臂的偏距和长度。

4、转向传动轴及管柱的选型原则：

1）、根据标杆车进行类比。

2）、根据点火开关和组合开关确定转向传动轴及管柱的形式。

3）、根据整车需要或成本考虑确定是否采用双万向节结构，转向盘可调结构或缓冲吸能结构。

5、转向盘选型原则：

1）、根据标杆车进行类比。

2）、根据总布置确定转向盘直径。

3）、根据整车需要或成本考虑，是否采用防伤转向盘。

一、转向机部分

一．设计目标

1.满足日本转向器样件的安装尺寸。

2.在结构上我们参考样件和恒隆公司现有的成熟产品的结构，确定为分体式结构。

3.产品性能达到或超过同类产品标准。

二．方案说明

2.1扭杆与齿轮轴采用花键联结方式，其优点：

a. 此结构利用花键过盈联结，省去了打销过程，简化了工艺。

b. 增大了密封空间。

2.2 齿条的支承型式

齿条的一端通过常规的齿条支承座来支承，齿条支承座垫的材料选取的是含油聚甲醛，齿条的另一端通过缸端限位套总成来支承，在缸端限位套总成内含有聚甲醛材料的衬套，其主要优点是磨擦系数小，耐磨性好。

2.3齿条支承座的预紧型式

在齿轮齿条式转向器中，齿条支承座的预紧型式是通过弹簧来实现的，齿条支承座在弹簧力的作用下保证齿轮与齿条之间始终是在无间隙状态下工作，即使齿轮与齿条发生磨损后，也不会产生间隙，这样不仅提高了转向系统的刚性、改善了操纵稳定性，还可以防止转向系统产生冲击和噪音。在设计转向器时，要使调整螺塞与齿条支承座之间保持一合适的间隙（该间隙为调整螺塞与齿条支承座间的距离），该间隙可防止因加工或热处理时，齿轮齿条发生弯曲变形或转向器内进入杂质而

使转向器卡死，如间隙过大还会使转向器产生噪音，现在齿轮齿条式转向器对该间隙的要求根据工艺水平不同而不同，一般为0.12-0.3mm。

2.4.1调整螺塞与齿条支承座之间间隙的调整方法：

先将锁紧螺母松开,调节调整螺塞,使调整螺塞拧到底，然后再回退30°- 60°后将锁紧螺母拧紧即可。

三．主要零件的结构及计算

1样件已知条件：

齿轮：m

n =1.66；Z

1

=8；︒

=25

ρ

β（右）；

齿条：m

n =1.66；Z

2

=31；︒

=5

γ

β（左）；t n=5.22；θ=20°齿条行程 L=138=69

×2；齿条外径φ25.5；中心距：a=16.25；轴交角20°

线角传动比计算

γ

βπcos Z m i n =

= 5.22*8/ cos5°=41.92

方向盘总圈数：

29.392

.41138===i L n （圈）

2根据公司常用的几个刀具模数，验算传动比i

选择m n =1.85；Z 1=7；︒=25ρβ（右）； 计算得出γ

βπcos Z

m i n =

=40.84

因为（41.92-40.84）/41.92=2.449%<5%

所以取 m n =1.85；i=40.84；n=138/40.84=3.38（圈）

3 根据转向器本身结构特点以及中心距要求，选取齿轮轴的变位系数。

a.对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮正变位，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶高系数取偏小值。

b.如果将齿条的齿顶高系数取同一值，最终会导致齿条的齿高变小，进而降低了重合系数。在进一步验证国外图纸时，此理论得到验证。 参照同类产品，初步选定

齿轮： 627.01=*ha , 6.0=n x ，275.01=*

n c 齿条：627.02=*

ha ， 313.02=*n c

4齿轮与齿条的计算

5检验齿顶厚：

()()()故参数选择是合理的符合齿顶不变尖的条件而,74.0~4625.04.025.065.174

.0~4625.04.025.065

.122=->==-=⎥

⎦

⎤

⎢⎣⎡---++⋅=mn s mn tg tg Z tg x Z d s at at t at t n n a at αααααπ

αn 为法面压力角；

αat 为齿顶端面压力角； αt 为端面压力角； x n 为法面变位系数。

6齿轮公法线长度及跨齿数的计算

跨齿数：