机械与能源工程系车辆工程 汽车设计课程设计 转向系设计

1、课程设计题 目 名 称 转向系设计 课 程 名 称 汽车设计课程设计 学 生 姓 名 学 号 系 、专 业 机械与能源工程系车辆工程 指 导 教 师 21目 录1 设计方案选择21.1 整车性能参数21.2 转向器主要性能参数计算21.3 转向系和转向器的选择72.循环球转向器的设计计算82.1螺杆钢球螺母传动副设计82.2齿条、齿扇传动副的设计122.3转向器的材料选择152.4循环球式转向器零件强度的计算153.转向梯形结构的分析、设计和优化183.1转向梯形183.2 转向梯形的优化设计194动力转向机构选择234.1 对动力转向机构的要求234.2动力转向机构布置方案分析234.3动力

2、转向器的评价指标245 设计总结25参考资料251 设计方案选择1.1 整车性能参数根据老师安排，本次设计所匹配的整车性能参数为：驱动形式 4×2前驱轴距 2471mm轮距前/后 1429/1422mm整备质量 1060kg空载时前轴分配负荷60%最高车速 180km/h最大爬坡度 35%制动距离 （初速30km/h） 5.6m最小转向直径 11m最大功率转速 74/5800kw/rpm 最大转矩转速 150/4000n*m/rpm 手动5挡1.2 转向系的主要性能参数的计算从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号表示，=（-）/；反之称为逆效率，用表示：=（3其

3、中 从转向轴输入功率 转向器中的摩擦功率作用在转向摇臂轴上的功率1.2.1转向器的正效率 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。 1.2.3转向系正、逆效率计算本车设计转向器为循环球式，其传动副之间用滚动摩擦代替滑动摩擦，如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则：式（2-1），（2-2）表明: 增加导程角，正、逆效率均增大。受增大的影响，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，为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角，一般=6°11°,本车选用7.3

4、，为摩擦角，=arctanf；f为磨擦因数取0.7。代入式2-1和2-2中，得：= =79% =73.7%1.2.4转向系角传动比转向盘转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向系的角传动比。转向盘转角的增量与转向摇臂轴转角的相应增量之比，称为转向器的角传动比。转向摇臂轴转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向传动机构的角传动比。它们之间的关系为= (1-3)= (1-4)= (1-5)式中转向系的角传动比；转向器的角传动比； 转向传动机构的角传动比； 转向盘转角的增量； 转向摇臂轴转角的增量； 同侧转向节转角的相应增量。另外转向传动机构的角传动比还可以近似地用转向节臂臂长l

5、3与摇臂臂长l1之比来表示，即=，现在汽车结构中，l3和l1的比值大约在0.851.1之间，可以粗略地认为其比值为1，即近似为1，则：=由已知转向器的角传动比=20.8；故转向系的角传动比=20.81.2.5转向系的力传动比转向系力传动比是指从轮胎接触地面中心，作用在两个转向轮上的合力与作用在转向盘的手力之比，即： （1-6）转向阻力等于转向轮的转向力矩与转向节臂a之比：=/a （1-7）作用在转向盘上的手力等于转向盘的力矩与转向半径r之比：=/r （1-8）整理得：=/=/·r/a若将转向系中的损失忽略不计，/可以等于转向系的角传动比，因此力传动比可以用下式表示：=·r/

6、a；已知r=185mm,a=50mm，代入得：=·r/a=77.01.2.6转向盘总回转圈数n=·（+）/360 （1-9）已知内轮最大转角=39°，外轮最大转角=33°代入式中得：n=·（+）/360=4.16一般情况下，n=3.5-4.5圈，由计算可以满足要求1.2.7转向系计算载荷的确定转向系全部零件的强度，是根据作用在转向系零部件上的力进行确定的。影响这个力的因素很多，如前轴负荷和路面阻力的变化等。驾驶员转向轮所需要克服的阻力，主要是车轮转动阻力、车轮稳定阻力和转向系中特别是在转向器和转向节中的摩擦阻力等所组成。通过将转向系中的滑动摩擦

7、转变为滚动摩擦，可以使转向器和转向节内摩擦阻力减少到较小的程度。汽车在沥青或者混凝土路面上原地转向阻力矩：= （1-10）式中 f轮胎和路面的滑动摩擦系数（查表取0.7） 前轴负荷 p轮胎气压 代入式中得：=341.0n.m作用在方向盘上的力为：= （1-11） 式中 转向摇臂长 转向节臂长 方向盘半径 转向器的角传动比 转向器的效率 代入式中得：=汽车转向时加在转向盘上的切向力，对轿车不应大于150-200n，对中型货车不应大于360n，对重型货车不应大于450n。所以=112.2n ,满足设计要求。1.3转向系和转向器的选择1.3.1 转向器类型的选择机械式转向器主要有齿轮齿条式、循环球式

8、、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等，其中广泛应用的是齿轮齿条式和循环球式。齿轮齿条式转向器优点：1）结构简单、成本低、质量轻。2）效率高、转向轻便。3）可以自动补偿齿轮和齿条间产生的间隙，并有均匀的固有阻尼。4）刚度大，使转向系统的自由行程变小。5）占用空间小。6）使用寿命长。缺点：1）由于摩擦较小，所以冲击敏感度较高。2）当采用两端输出结构时，转向拉杆长度收到限制，容易与悬架系统导向机构产生跳动干涉。3）转向传动比随车轮转角的增加而下降。4）采用可变速比，普通工艺难实现。循环球式转向器优点：在螺杆和螺母之间有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，传动效率可达75%-85%；转向器传动比可以变

9、化；工作平稳可靠；齿条齿扇间间隙调整工作容易进行；适合做整体式动力转向器。缺点：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。通过对齿轮齿条式转向器和循环球式转向器的对比，综上最后本次设计选定循环球式转向器。2.循环球转向器的设计计算2.1螺杆钢球螺母传动副设计螺杆钢球螺母传动副与通常的螺杆一螺母一传动副的区别在于前者是经过滚动的钢球将力由螺杆传至螺母，变滑动摩擦为滚动摩擦。螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成钢球的螺旋滚道。转向时转向盘经转向轴转动螺杆，使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动。为了形成螺母上的循环轨道，在螺母上与其齿条相反的一侧表面(通常为上表面)需钻孔与螺母的螺旋滚道打通以形成一个环

10、路滚道的两个导孔，并分别插入钢球导管的两端导管。钢球导管是由钢板冲压成具有半圆截面的滚道，然后对接成导管，并经氰化处理使之耐磨。插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切主要参数的选择及计算：（1）螺距通常螺距t约在8 13mm范围内，初选13mm；（2）螺旋线导程角螺旋线导程角约为6º 11º，初选7.3°；（3）钢球直径钢球直径约为69mm。参考同类型汽车的转向器选取钢球直径，并应使之符合国家标准。钢球直径尺寸差应不超过。显然，大直径的钢球其承载能力亦大，但也使转向器的尺寸增大初定7.15mm；（4）钢球中心距钢球中心距是指钢

11、球滚动时其中心所在的圆柱表面的横截面的圆的直径。它是一个基本尺寸参数，将影响循环球转向器的结构尺寸及强度。设计时可参考同类车进行初选，经强度验算后再进行修正。显然，在保证强度的前提下应尽量取小些。在已知螺线导程角和螺距t的情况下，亦可由下式求得： （2-1）式中t螺杆与螺母滚道的螺距；螺线导程角所以钢球中心距=32.2mm（5）钢球的数量钢球的数量n也影响承载能力，增多钢球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而要降低传动效率。经验表明在每个环路中n以不大于60为好。钢球数目(不包括钢球导管中的)可由下式确定： （2-2）式中 钢球中心距； w一个环路中的钢球工作圈数，为了使载荷在各钢球间

12、分布均匀，一般w1.5 2.5，当转向器的钢球工作圈数需大于2.5时，则应采用两个独立的环路；选择w=1.5； 钢球直径； 螺线导程角代入式中的：（6）螺杆内径 （2-3）螺杆外径 （2-4）螺母大径： （2-5）螺母小径：d=d+（0.050.10） （2-6） 式中钢球中心距；螺杆与螺母的滚道截面的圆弧半径；=0.52d=3.72mmx滚道截面圆弧中心相对于钢球中心线的偏移距； =0.1mm钢球直径；接触角是指钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹 。增大"将使径向力增大而轴向力减小；反之则相反。通常多取45º，以使径向力与轴向力的分配均匀。代入式中得

13、：螺杆内径=25mm 螺杆外径=30.4mm螺母大径： 螺母小径：d=30.4+0.09*32.2=33.6mm滚道的截面形状大多采用单圆弧和双圆弧两种，本次设计采用双圆弧，双圆弧的最大优点是，在工作过程中，接触角在一定范围内保持不变，故它的承载能力、刚度、传动精度和传动效率都比较稳定4。面形状大多采用单圆弧和双圆弧（7）螺纹宽度b螺纹宽度b，在螺距不变的条件下，钢球直径越大，螺纹宽度b越小，由于钢球要在滚道中流动，所以钢球与滚道边缘有间隙0.025mm的距离，所以要求>2.5mmb=13*cos7.3°-7.15-0.05=5.7>2.5,满足要求。（8）导管内径汽车循

14、环球转向器的导球机构常见的有相交式和相切式两种导管，相切式导管能使滚球基本上沿着滚道的切线方向导入导管，而相交式导管由于滚球当碰到导管挡板，导入导管时已偏离切线方向甚远，从滚道上拐了个弯才导入导管，由导球特性的导球阻力方程式可算得相交式导管比相切导管的导球阻力大。两者组装后检验其导球顺畅性在手感上也有明显不同，相切式导管优于相交式导管。但从目前国内生产的循环球转向器来看大多数是采用相交式导管，主要原因是相切式导管管口部分几何形状复杂，设计计算和校核部较难，因而在设计时不得已放弃具有导球阻力小、工作顺畅等优点的相切式导管，而选择管口几何形状简单的相交式导管5。导管内径 ，容纳钢球而且钢球在其内部

15、流动的导管内径，式中，e为钢球直径与导管内径之间的间隙，e不宜过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心线的距离增大，并使流动阻力增大，推荐e=0.40.8，导管壁厚度取为1mm。导管内径mm（9）螺母长度查汽车设计621页表16-4循环球转向器的结构参数螺母长度62mm；（10）工作钢球的圈数w工作钢球的圈数w，多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数w又与接触强度有关；增加工作钢球圈数，参加工作的钢球增多，能降低接触应力，提高承载能力；但纲球受力不均匀、螺杆增长使刚度降低，工作钢球圈数由1.5和2.5圈两种。查表，工作圈数w=1.5（11）转向摇臂轴直径的确定摇臂轴是汽车动力转

16、向器中的关键零件，在使用过程中主要承受汽车转向时产生的反复扭转力作用。摇臂轴材料为20crmnti，经渗碳、淬回火后使用6。转向摇臂轴的直径可根据转向阻力矩及材料的扭转强度极限由下式确定： （2-7）式中k安全系数，根据使用条件可取2.53.5；转向阻力距；扭转强度极限；300mpa所以代入式中得：所以本次设计转向摇臂轴直径取35mm。2.2齿条、齿扇传动副的设计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。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

17、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图2-1所示的逐渐加大的形状。图2-1 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。 齿扇通常有5个齿，它与摇臂轴为一体。齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的，这样即可通过轴向移动摇臂轴来

18、调节齿扇与齿条的啮合间隙。由于转向器经常处于中间位置工作，因此齿扇与齿条的中间齿磨损最厉害。为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使两端齿卡住，则应增大两端齿啮合时的齿侧间隙。这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇各齿具有不同的齿厚来达到。即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的。为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺中心o1转动，o1相对于摇臂轴的中心o2, 有距离为n的偏心。这样加工的齿扇在与齿条的啮合中，由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙s也逐渐加大，取偏移距离n=1mm，查图2-2得s=0.2mm。图22偏心n的线图设计参数参照是下表，一般将a-a中间剖面规定为基准剖面， a-a剖面

19、向右时，变位系数为正，向右时由正变零，再变为负。此时计算o-o剖面：表2-1 齿扇参数表（o-o截面）名称计算公式计算结果分度圆直径d=mz=16*580mm齿顶高=m=1*55mm齿根高=(=(1+0.25)*56.25mm全齿h=5+6.259mm齿顶圆直径=80+2*590mm齿根圆直径=80-2*6.2567.5mm齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿轮相似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动是滚刀相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮廓面为圆锥面，其分度圆上的齿厚是成比例变

20、化的，形成变厚齿扇。图2-3齿扇剖面图齿扇轮在从轴线自左向右看是又窄又低的形状，变位系数逐渐增大，设o-o面与中间面a-a面的间距= 5mmaa截面:=5=40-（1.0+0.25-0.13）5=34.4mm=40+（1.0+0.25+0.13）5=46.9mmbb截面：=(14+5)mm=40-（1.0+0.25-0.48）5=36.15mm=40+（1.0+0.48）5=47.4mmcc截面：=(-14+5)mm=40-（1.0+0.25+0.23）5=32.6mm=40+（1.0-0.23）5=43.85mm分度圆处的齿厚：大端齿厚：=（+0.48* tan27°）*2.5=8

21、.4mm小端齿厚：=（-0.23*tan27°）*2.5=7.6mm齿条在与齿扇配合时，因齿扇为变厚齿扇，则满足啮合间隙特性，齿条变厚方向应与齿扇相反，齿条的齿扇与齿扇的齿槽宽相等。二者啮合为等移距变为齿轮啮合传动3.转向梯形结构的分析、设计和优化转向传动机构是由转向摇臂至左、右转向车轮之间用来传递力及运动的转向杆、臂系统，其任务是将转向器输出端的转向摇臂的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不同轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，则要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计

22、来保证。采用最优化设计方法优选转向梯形结构参数则可得到最佳设计效果。给出了汽车转向梯形机构、汽车双梯形转向机构、汽车双桥转向摇臂机构和具有独立悬架汽车的双桥转向机构的最优化设计方法。3.1转向梯形转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有关。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。3.1.1整体式转向梯形整体式转向梯形

23、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。3-1 整体式转向梯形1转向横拉杆 2转向梯形臂 3前轴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。本次设

24、计中采用的是非独立式悬架，应当选用整体式转向梯形。3.2 转向梯形的优化设计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3-3所示。设i、o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。图3-3理想的内外轮转角关系简图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11 （3-1）若自变角为o，则因变角i的期望值为 （3-2）现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以后置梯形机构为例，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角为（3-3）式中 m梯形臂长 梯形底角所设计的转向梯形给出的实际因变

25、角，应尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子，构成评价设计优劣的目标函数为f（x）=% （34）将式（53）、式（54）代人式（55）得： （3-5）式中 x设计变量，x= 外转向轮最大转角，由图3-3得 （36）式中，汽车最小转弯直径主销偏移距考虑到多数使用工况下转角小于20°，且10°以内的小转角使用得更加频繁，因此取 （37）建立约束条件时应考虑到：设计变量m及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m

26、的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为 （38） （39） （310） 梯形臂长度m设计时常取在0.11k，0.15k。梯形底角。此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。如图5-3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 （3-11）由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题是一个小型的约束非线性规划问题，可用复合形法来求解。即转向梯形臂长m=166.5mm；转向梯形底角°4动力转向机构选择4.1对动力转向机构的要求1）保持转向轮转角和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），作用在转向盘上手力必须增大（或减小）。3）当作用在转向盘上的切向力 fh25190n时，动力转向器就应开始工作。4）转向盘应自动回正。5）工作灵敏。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。汽车采用动力转向机构是为了提高操纵的