汽车转向系设计说明书

1、汽车设计课程设计说明书题目：重型载货汽车转向器设计：席昌钱学号： 200924265同组者：严炳炎、孔祥生、余鹏、朋超、大伟 专业班级： 09车辆工程 2 班 指导教师：王丰元、邹旭东设计任务书目录1. 转向系分析 .42. 机械式转向器方案分析 83. 转向系主要性能参数 .94. 转向器设计计算 .145. 动力转向机构设计 .166. 转向梯形优化设计 .227. 结论 .248. 参考文献 251 转向系设计1.1 基本要求1. 汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。2. 操纵轻便，作用于转向盘上的转向力小于 200N。3. 转向系的角传动比在 2332之间，正效率在 60%以

2、上，逆效率在 50%以上。4. 转向灵敏。5. 转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构。6. 转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。1.2 基本参数1. 整车尺寸： 11976mm*2395mm*3750mm 。2. 轴数/ 轴距4/ (1950+4550+1350)mm3. 整备质量12000kg4. 轮胎气压0.74MPa2. 转向系分析2.1 对转向系的要求 3(1) 保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积，具有迅速和小半径转弯的能力， 同时操作轻便 ;(2) 汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑 ;(3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小 ;(4) 转向后，转

3、向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态 ;(5) 发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好 有保护机构防止伤及乘员 .2.2 转向操纵机构 转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装置位 置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在 转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图 2-1 。采用柔性万向节可减少传至转 向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应 有转向动力系统。但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过 3t 的载货汽车，则多数仅在 用机械转向系

4、统而无动力转向装置。图 2-1 转向操纵机构Fig.2-1 the control mechanism of steering1-转向万向节； 2-转向传动轴； 3-转向管柱； 4-转向轴； 5-转向盘 1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel2.3 转向传动机构 4转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。 （见图 2-2 ）转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮

5、按一 定关系进行偏转。图 2-2 转向传动机构1-转向摇臂； 2-转向纵拉杆； 3-转向节臂； 4-转向梯形臂； 5-转向横拉杆2.4 转向器 5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。为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊 外，还可在转向系中设置防伤装置

6、。为了缓和来自路面的冲击、衰减转向轮的摆振和转向 机构的震动，有的还装有转向减振器。多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采 用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，本设计按设计 要求采用单轴前轴转向 。2.5 转角及最小转弯半径汽车的机动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。即首先应使左、 右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的 22.5 倍围；其次， 应这样选择转向系的角传动比，即由转向盘处于中间的位置向左或右旋转至极限位置的总 旋转全书，对轿车应不超过 1.8 圈，对货车不应超过 3.0 圈。

7、两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足上述对转向系的第 (2) 条 要求，其、外转向轮理想的转角关系如图 2-3 所示，由下式决定：cot cotDO CO K(2-1)oiBD L式中： o 外转向轮转角；i 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 、外转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证。图 2-3 理想的、外转向轮转角间的关系Fig 2-3 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner汽车的最小转弯半径 Rmin 与其、外转向轮在最大转角 imax 与 omax 、轴

8、距 L、主销距 K 及转向轮的转臂 a 等尺寸有关。 在转向过程中除、 外转向轮的转角外， 其他参数是不变的。 最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。最小转弯半径能达到汽车轴距的22.5倍，取Rmin =2L；操纵轻便型的要通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到。对转向后转向盘或转向轮能自动回正的要求和对汽车直线行驶稳动性的要求则主要 是通过合理的选择主销后倾角和倾角，消除转向器传动间隙以及选用可逆式转向器来达 到。但要使传递到转向盘上的反向冲击小，则转向器的逆效率有不宜太高。至于对转向系 的最后两条要求则主要是通

9、过合理地选择结构以及结构布置来解决。转向器及其纵拉杆与紧固件的称重，约为中级以及上轿车、载货汽车底盘干重的1.0%1.4%；小排量以及下轿车干重的 1.5% 2.0%。转向器的结构型式队汽车的自身质量 影响较小。3. 机械式转向器方案分析3.1 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 3-1 所示图 3-1 循环球式转向器示意图Fig 3-1Circulation-ball steering 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

10、 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， （图 3-2 ）；适合用来做整体式动力转向器。图 3-2 循环球式转向器的间隙调整机构Fig 3-2 The gap adjusts the organizational structure of Recirculation-ball gears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，制造精度要求高循环球式转向器主要用于商用车上4. 转向系的主要性

11、能参数4.1 转向系的效率功率 p1 从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号 表示， 反之称为逆效率，用符号 表示。正效率 计算公式：4-1)4-2)p1 p2p1逆效率 计算公式：p3 p2p3式中， p1 为作用在转向轴上的功率； p 为转向器中的磨擦功率； p 为作用在转向摇 臂轴上的功率。正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。4.1.1 转向器的正效率影响转向器正效率的因素有转

12、向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。（1）转向器类型、结构特点与效率 在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别 是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之 间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之 间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器的效率+仅有 54%。另外两种结构的转向器效率分别为 70%和 75%。转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。（2）转向器的结构参数与效率如果忽

13、略轴承和其经地方的摩擦损失， 只考虑啮合副的摩擦损失， 对于蜗杆类转向器， 其效率可用下式计算tana0tan(a0=75%)4-3)式中， a0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角 ,a 0取 8°，为摩擦角， =arctanf ；f 为 磨擦因数。取 f=0.05.4.1.2 转向器的逆效率 根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向 器属于可逆式。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提 高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲 劳，

14、影响安全行驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。 不可逆式和极限可逆式转向器不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力转向传 动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员 又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。在车轮受到冲击力作用 时，此力只有较小一部分传至转向盘。如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式 计算tan(a0tana0) =64%4-4)式（4-3）和式（4-4）表明：增加导程角 a0 ，正、逆效率均增大。受增

15、大的影响，a0不宜取得过大。 当导程角小于或等于磨擦角时， 逆效率为负值或者为零， 此时表明该转 向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角4.2 传动比变化特性4.2.1 转向系传动比转向系的角传动比 i 0 由转向器角传动比 i 和转向传动机构角传动比 i 组成，即转向器的角传动比2r26（4-5）4-6）齿扇啮合半径 rmz 6. 5 142 248. 75mm 螺距P=11.00mm转向传动机构的角传动比 : i4-7)p d p /dt d pkd k /dt d k转向系的传动比包括转向系的角传动比 i 0 和转向系的力传动比 ip。转向系的力传动比 : i p i 0DSW

16、 26 450 117 （4-8）p 2a 2 504.2.3 转向器角传动比的选择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。汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏 ·，转向器角传动比应当小些。汽 车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难转

17、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 4-1 所示。图 4-1 转向器角传动比变化特性曲线Fig 4-1 Change characteristic property curve of Steering angle transmission ratio4.3 转向器传动副的传动间隙 t 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（图4-2）。研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 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

18、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图 4-2 所示的逐渐加大的形状。Fig 4-2 Drive gap characteristic property of steering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4.4 转向盘

19、的总转动圈数 转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈 数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关， 并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。 轿车转向盘的总转动阁数较少，一般约在 3.6圈以；货车一般不宜超过 6 圈。为了增加转 向的轻便性，取 6 圈。5.转向器设计计算5.1 转向系计算载荷的确定 8为了保证行驶安全， 组成转向系的各零件应有足够的强度。 欲验算转向系零件的强度， 需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷，地面阻力和轮 胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、 轮胎变形阻力和转向系中的

20、摩擦阻力等。精确地计算这些力是困难的，为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或1008504 N?mm者混凝土路面上的原地转向阻力距 Mr （N?mm）,即(5-1)式中， f 为轮胎和路面见的摩擦因素，一般取 0.7； G1 为转向轴负荷 24000（N）;p=0.74 为轮胎气压（ MPa）转向系主要参数转向摇臂长 340mm转向盘直径 500mm转向节臂长 340mm转向器角传动比 26转向系系统效率 75%说明：转向摇臂的长度与转向传动机构有关，一般初选时，大货车可取300400mm，本设计取 340mm，转向器角传动比在 2332 选取，本设计取 26作用在转向盘上的手力为F

21、h2L1Mr207NL2i DSW（5-2）式中， L1为转向摇臂长； L2为转向节臂长； D SW为转向盘直径； i 为转向器角传动比；为转向器正效率。5.2 转向器设计参数的选取 9摇臂轴直径 /mm42钢球中心距 D/mm40螺杆外径 D1/mm38钢球直径 d /mm8.000螺距 P /mm11.000工作圈数 W2.5螺母长度 L /mm80导管壁厚 /mm1.0钢球直径与导管径间隙 e/mm0.5螺线导程角 a0/o7 30 '齿扇压力角 a0/o27 30接触角 /o45环流行数25.2.2 计算参数1. 螺母径 D 2应大于 D1 ，一般要求D 2=D1 +(5%10

22、%)D=38+8% 40=41.2mm2. 钢球数量 n= DW39 个 d3. 滚道截面半径 R2=(0.510.53)d=0.52 8.0=4.16 mm5-4)(5-5)5.3 循环球式转向器零件强度计算 103 F3E2(R2( R2r )2r)2=1217 MP5-6)5.3.1 钢球与滚道之间的接触应力式中， k为系数，根据 A/B 值查表， A= (1/r )-(1/ R2 )/2, B=(1/r)+(1/ R1 )/2; R2为滚道截面半径，k取1.50；r为钢球半径； R1为螺杆外径； E为材料弹性模量， 等于 2.1 105MPa；F3为钢球与螺杆之间的正压力，即 F3F2

23、737N5-7)ncosa0 cos o式中， a0为螺杆螺线的导程角； o为接触角； n 为参与工作的钢球数； F 2为作用在螺杆上 的轴向力 ,F2FhRSW cot 0D / 2 b / 2o=19904N当接触表面硬度为 5864HRC；拍时，许用接触应力 =2500 MP a 由于 =1217 MP < ,因此满足强度。5.3.2 转向摇臂直径的确定转向摇臂直径 d 为式中，K 为安全系数，根据汽车使用条件不同可取 2.53.5； M R为转向阻力矩； 0为扭转 强度极限。摇臂轴用 20CrMnTi 钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在 0.81.2mm。对于前轴负荷大 的汽车，渗碳

24、层深度为 1.051.45mm。表面硬度为 5863HRC6.动力转向机构设计6.1 对动力转向机构的要求及选取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 0.0250.190kN 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，

25、、外泄漏少。对动力转向机构的选取整体式动力转向器多用在轿车和前桥载重在 15t 以下的货车上， 本设计的货车的前桥的载重为 2.4t, 所以采用整体式动力转向器 .6.2 液压式动力转向机构的计算6.2.1 动力缸尺寸计算 动力缸的主要尺寸有动力缸径、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F F1 L1L式中， L1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。F1为直拉杆上的力， F1= Ma r =20170N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S F 1L1（6-1）pL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

26、积来计算，即22S 4 （D2 d p）（ 6-2）式中， D为动力缸径； d p为活塞杆直径，初选 d p 0.35D，压力 p8Mpa。联立式 （6-1）和式（ 6-2）后得到D 4Fp1LL1 d2p =68 mm（6-3）所以 d p =0.35D =23.8mm 取LL1 0. 8 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 10 (0.5 0.6)D 0.3D s1 =200mm(6-4)动力缸壳体壁厚 t,根据计算轴向平面拉应力z 来确定，即z2p D 2 n s（6-5）4(Dt t

27、 ) n式中，p 为油液压力；D 为动力缸径；t 为动力缸壳体壁厚； n为安全系数，n=3.55.0取4;s 为壳体材料的屈服点。 壳体材料用球墨铸铁采用 QT50005，抗拉强度为 500MPa,屈服点为 350MPa。t=3mm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6.3 动力转向的评价指标动力转向器的作用效能用效能指标 sh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=115。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 3050N转向灵敏度

28、 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D sw(6-14)比值 i 越小，则动力转向作用的灵敏度越高。 。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 6-1示。 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

29、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。7. 转向梯形的优化设计转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最佳参数和 进行强度计算。转向梯形有整体式和断开式两种。一般转向梯形机构布置在前轴之后，但 当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。两轴汽车转向时， 若忽略轮胎侧偏影响， 两转向前轴的延长线应交于后轴延长线设0i 分别是外转向车轮转角， k 为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离

30、，则梯形机构应保证外转向车轮的转角有如下关系：Kcot 0 cog iKL ，若自变角为 0 则因变角 i的期望值为：i f ( 0 ) cot 1(cot 0 KL) ，现有转向梯形机构仅能满足上式要求。 如下图所示，在图上作辅助虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所绘出的实际因变角 i 为：sin(0 )arcsinK 2 K( ) 1 2 cos(0 )Mmarccos2cos mcos( 0 )cos2 (Km)K1 2 cos(m0)中 m 梯形臂长梯形底角图 7-1 汽车瞬时转向图应使设计的转向梯形所绘出的实际因变角 i 尽可能接近理论上的期望值 i 。其偏差最常使用的中间位置附近小转

31、角围应尽可能小，以减小高速行驶时轮胎的磨损。而在不经常使用且车速较慢的最大转角时可适当放宽要求，因此在加入加权因子 的目标函数 f(x) 为:f(x)=( 0'i) i ( 0i) i( 0i) 1001 1 i ( 0i )将上式代得： f(x)=0 ( 0 ) 构成评价优略max( 0i )sin( 0i ) arcsin( ) 1 2 cos( 0i )Mm11arc cot(cot 0i )0iarc cot(cot100其中x设计变量 x=XX120max 外转向轮最大转角，由上图可得：0max = arcsinLRmin=30 a其中 Rmin 汽车最小转弯半径为 15.7m，a主销偏移距为 50mm，轴距 L=7850mm K=2020mm梯形臂长度 m=0.14K=283mm 考虑到多数使用工况下转角小于 20 ，且 10 以的小转角使用的更加频繁，因此取