轿车转向系设计指导书

1、目录1. 汽车转向系功用 12. 转向系形式和组成 13. 转向系设计的基本要求 14. 转向系的选择1 5. 转向器设主要参数的确定16. 动力转向机构设计87. 转向梯形优化设计 148. 结论 199. 参考文献20轿车转向系设计一汽车转向系的功用：汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构。在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。二汽车转向系的形式和组成：汽车转向机构分为机械转向和动力转向两种形式。机械转向主要是由转向盘、转向器转向传动机构等组成，动力转向还包括动力系统。三转向系设计基本要求：1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。2）转向轮具有自动回正能力。

2、3）在行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。4）转向系的角传动比在1520之间，正效率在60%以上逆效率在50%以上。5）转向灵敏，最小转弯直径小6）操纵轻便，作用与转向盘上的转向力小于200N。7）转向轮传给转向盘的反冲力要尽可能小。8）转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构。9）转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。四转向系方案的选择1转向盘：按该设计要求初步选轿车转向盘直径为400mm。2转向轴：采用双向万向节式。3转向器：按设计要求选为液压动力转向器。4转向梯形：初步选为整体式梯形机构。五转向系主要参数的确定。初选参数如下：表1轴距mm轮距mm整备质量ma/kg空载时

3、前轴分配负荷轮胎型号主销偏移距离a/mm轮胎气压p/Mpa方向盘直径mm最小转弯半径mm转向梯形壁mm247114291060636185/60R14T500.24005302001转向系的效率功率从转向轴输入，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： （5-1）逆效率计算公式： （5-2） 式中， 为作用在转向轴上的功率；为转向器中的磨擦功率；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

4、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 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。 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

5、比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。 转向器的结构参数与效率 如果忽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 （5-3） 式中，a0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；为摩擦角，=；f为磨擦因数(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，影响安全行驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条

6、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 （5-4）式（4-3）和式（4-4）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

7、是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。2转向系传动比的确定：（1）转向系传动比， (5-52F= (5-6 F= (5-7= (5-8式中F转向阻力， F作用在转向盘上的的手力转向轮转向阻力距 转向力臂 R转向盘半径若将转向系中的损失忽略不及，可认为等于转向系的角传动比，因此力传动比是= ( 5-9由此可见转向力壁越小，力传动比越大；角传动比越大，也越大（2）转向系的角传动比它有转向器角传动比和转向传动装置角传动比所组成即 （5-6） （5-7） （5-8） （5-9）式中转向盘转角 转向器壁轴转角 转向轴转角轻型轿车一般在1523直间初步取值为203. 转向器传动副的传动间隙t传动间

8、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3-1）。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3-1所示的逐渐加大的形状。4. 转向系计算载荷的确定转向轮要客服的阻力：包括转向轮绕主销转动

9、的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内磨擦阻力等。(1）计算汽车在沥青或者混凝土跨面上的原地转向阻力矩 (N·mm半径经验公式 (5-10式中 f_轮胎和路面间的滑动磨擦因数一般取0.7；转向轴负荷(N）； p轮胎气压（MPa）(2）作用在转向盘上的手力 （ 5-11）式中，转向摇臂长；L转向节臂长；R转向盘直径； 转向器角传动比；转向器正效率。(3）转向盘总回转圈数 （5-12）式中是内转向轮最大角；是外转向轮最大转向角。一般情况下轻车及轿车=3.54.5圈。(5设计计算过程轮胎侧偏角计算： tan 转向节原地转向阻力矩 =2646.35N.mm方向盘转动数： =角传动比

10、： 方向盘上的手力 F=110.07N作用在转向盘上的操作载荷：对轿车该力不超过150200N。所以符合设计要求六 .液压式动力转向机构的设计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25190N，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轻便性和行驶安全性。 中级以上轿车，采用或者可供选装动力转向器的逐渐增多。 转向

11、轴轴载质量超过2.5t的货车可以采用动力转向，当超过4t时应 该采动力转向。2、 动力转向机构布置方案分析液压式动力转向机构是由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成。根据位置的不同，它分为整体式（图6-1a）和分置式两类。 分置式按分配阀所在位置不同又分为： 联阀式（图6-1b）、连杆式（图6-1c ）和 半分置式（图6-1d ）置式。在分析比较动力转向机构布置方案时， 要考虑以下几个方面：1）结构上是否紧凑； 2）转向器主要零件是否承受由动力缸建 立起来的载荷； 3）拆装转向器是否容易； 4）管路，特别是软管的管路长短；图6-1 动力转向机构布置方案 1分配阀 2转向器 3动力

12、缸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壳体壁厚图6-2 动力缸的布置选用整体式液压动力转向机构。3. 液压动力转向机构的计算动力缸产生的推理F为：式中。为转向摇臂长度：L为转向摇臂轴到动力缸活塞间的距离，推力F与工作油液压p和动力缸截面面积S间的关系：（1）.因为动力缸活塞两侧的工作面积不同，应按较小的一侧的工作面积来计算，即：（2）式中D为动力缸内径，为活塞杆直径，初选=0.35D压力P=6.3Mpa联立（1）（1）得 =63mm 所以d=22mm活塞行程是车轮转制最大角时，有直拉杆的移动量换算到活塞杆处的移动得到的。图6-3活塞厚度可取为B=0.3D。动力缸最大长度S

13、为：动力缸壳体厚t，根据计算轴向平面拉应力式中。P为油液压力，D为动力缸内径；t为动力缸壳体厚壁；n为安系数n=3.55.0； 为壳体材料的屈服点，壳体材料用球墨铸铁采用QT500-0.5，抗拉强度为500MPa,屈服点350Mpa。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4. 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 密封长度 e 、滑阀总移动滑阀在中间位置时的液流速度 v、局部压力降和泄漏量等。 1 油泵排量与油罐容积的确定转向油泵的排量应保证转向动力缸能比动力转向时以更高的转向时汽车转向轮转向，否则动力转向反而会形快速转向的辅加阻

14、力。油泵排量要达到这的一要求,必须满足如下不等式：式中 Q 油泵的计算排量；油泵的容积，计算时一般取=0.750.85泄露系数，=0.050.10；D动力缸缸径：动力缸活塞移动速度 =式中转向盘转动的最大可能频率，计算是对轿车取=1.51.7；则动力转向系的的油泵排量Q可表达为：=47L/s图6-4预开隙6. 预开隙预开隙 ，滑阀处于中间位置分配阀内各环形油路沿滑阀轴向的开启量也是为使分配阀内某油路关闭所需要的滑阀最小移动量。值过小会使油液常流时局部阻力过大；值过大则转向盘需转过一个大的角度才能使动力缸工作，转向灵敏度低。一般要求转向盘转角 =时滑阀就移动的距离=0.2mm式中相应转向盘转角，

15、t转向螺杆的螺距7滑阀总移动量滑阀的总移动量e过大时，会使转向盘停止转动后滑阀回到中心位置的行程长。致使转向车轮停止偏转的时刻也相应“滞后”，从而是灵敏度降低；如果e值过小，则使密封长度过小导致密封不严，这就容易产生油液泄露致使进回油路不能完全隔断而使工作油液压力降低和流量减少。通常，当滑阀总移动量为e时，转向盘允许转动的角度约为20左右8. 局部压力降当汽车宜行时，滑阀处于中间位置，油液经滑阀后然后回到油箱。油液流经滑阀时产生的局部压力降为式中 油液密度，kg/m；局部阻力系数，通常取=3.0；v油液的流速m/s 。 的允许值为0.030.04Mpa。9. 油液流速的允许值由于的允许值0.0

16、30.04Mpa，带入上式，则可得到油液流速的允许值=4.665.3810 滑阀直径d=110mm式中溢流阀限制下的油液最大排量，L/min,一般约为发动怠速时油泵排量的1.5倍；预开隙mm；v滑阀在中间位置时的油液流速m/s滑阀在中间位置时油液流速v分配阀的泄漏量= =2.26式中 滑阀体的径向间隙，一般=0.00050.00125cm，油液的动力粘度11. 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。 (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

17、作压力时，轿车：换算以转向盘上的力增加约3050N。 （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来评价 (6-14比值越小，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

18、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。七转向梯形设计。转向梯形结构方案分析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，如图71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

19、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板发生干涉，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。图7-1 整体式1转向横拉杆 2转向梯形 3前轴 图7-2 断开式 转向梯形2断开式转向梯形 转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。断开式转向梯形方案。之一如图72所示断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影。向另一侧车轮；与整体式转向梯形比较，由于杆系、球头增多，所以结构复杂，制造成本高，并且调整前束比较困难。3整体式转向梯形机构优化设计汽车转向行驶时，受弹

20、性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。此点位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。因影响轮胎侧偏角的因素很多，且难以精确确定，故下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析有关两轴汽车的转向问题。此时，两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图73所示。图7-3 理想内外车轮转角关系简图设、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若自变角为，则的期望值为现有转向梯形机构仅能满足上式要求。如图7-3所示，在图上作

21、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为： 其中 m梯形臂长 梯形底角应使设计的转向梯形所绘出的实际因变角尽可能接近理论上的期望值。其偏差最常使用的中间位置附近小转角范围应尽可能小，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构成评价优略的目标函数f(x为: f（x）=将上式代得：f(x=其中 x设计变量 x=外转向轮最大转角，又上图可得：=考虑到此时使用工况下转角小于，且100以内的小转角使用的更加频繁，因此取：当 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的

22、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f(x值就越大，而优化过程是求f(x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：m- 本设计中，从总体设计中已知轴距L=2471mm，轮距B= 1429mm，主销偏移距=50mm。根据设计要求最小转弯直径10.6m一般主销一般主销内倾角=8°，距离c一般为060mm（c即为主销偏移距），本设计取为50mm，所以两主销中心线延长线到地面交点之间的距离K为则外转向车轮最大转角为设计时，梯形臂长度。本设计取，梯形底角，则梯形横拉杆长实际因变角：=26.31而因变角期望值为30.1符合要求，所以可列出转向