第七章转向系统设计

第七章转向系设计

第一节概述第二节机械式转向器方案分析第三节转向系主要性能参数第四节机械式转向器的设计与计算第五节动力转向机构第六节转向梯形第七节转向减振器第八节转向系结构元件第七章转向系设计

第一节概述

一．设计转向系应满足的要求1．汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑；2．转向后，转向轮应能自动回正；3．转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动；4．转向传动机构和悬架导向机构共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小；

5．保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力；6．操纵轻便；7．逆效率低，反冲小；8．有消除因磨损而产生间隙的调整机构；9．有防伤装置；10．保证转向盘与转向轮转动方向一致。

操纵轻便性的评价指标：

二．组成

转向系转向器转向传动机构转向盘转向传动轴转向器直拉杆转向梯形三．分类1．转向器

转向器机械转向器动力转向齿轮齿条式循环球式蜗杆滚轮式蜗杆指销式液压式气压式电动式滑阀式转阀式转向传动轴助力齿条助力主动齿轮助力

2．转向梯形

转向梯形整体式断开式第二节

机械式转向器方案分析

一.机械式转向器方案分析

1.机械式转向器方案分析

**壳体用铝合金

2.齿轮齿条式转向器

1）齿轮齿条式转向器输入齿轮位置与输出特点

1）齿条断面形状3）

齿轮齿条式转向器的布置形

(1)

转向器在前轴后方,后置梯形.(2)

转向器在前轴后方,前置梯形.(3)

转向器在前轴前方,前置梯形.(4)

转向器在前轴前方,后置梯形.二.防伤安全机构方案分析

交通事故表明:汽车发生碰撞事故,可以是正面、侧面、追尾等碰撞事故,其中正面碰撞事故约占40%～50%。正面碰撞事故中，驾驶员可能与转向盘、仪表板、转向管柱、挡风玻璃、室内后视镜、遮阳板等发生身体接触，并遭受伤害，严重时会伤及性命，因此采取有效措施保护驾驶员是十分重要的。当前采取的有效措施主要有：安全带、安全气囊、转向系中的防伤安全机构。有的汽车上述三种措施同时并存（如档次比较高的轿车），有些汽车只有其中的1～2项（如平头客车只有安全带，货车中当前也很少装气囊）。1、法规要求1）汽车以48的速度正面同其它物体碰撞的实验中，转向管柱和转向轴在水平方向的后移量不得大于127mm；2）在台架试验中用人体模型的驱干以6.7m/s的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123N（GB11557—1998）2、防伤安全机构安全带可以有效地限制乘员前移量。安全气囊可以在乘员头、胸前部与转向盘（仪表板）之间形成隔离带，缓和冲击，减缓乘员前移量和前移速度。而在驾驶员不可避免的与转向盘发生身体接触时，防伤安全机构可以减轻驾驶员受到伤害的程度。3．计算举例弹性联轴器的弹性垫片强度式中：a0—实际断面宽度t—垫片厚度

δ—垫片帘布层数k1—垫片不同时损坏系数0.85k2—危险断面边缘帘线完整性被破坏系数0.08

σ1—拉伸应力σ1=5.5N/㎜2建议:取为9KN,则用上式可计算a0第三节转向系主要性能参数

一．转向器效率1.η+=（P1-P2）/P12.η-=（P3-P2）/P3P1—作用在转向轴上的效率P2—转向器中的磨檫功率P3—作用在转向摇臂轴上的功率1．η+

影响η+的主要因素：转向器类型；转向器的结构特点；螺线导程角、磨檫角等；制造与装配质量。(1)转向器类型、结构特点与η+

转向摇臂轴轴承形式：滑动轴承滚针轴承↑η+10%

(2)

转向器结构参数与η+

α0—蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ—摩擦角ρ=tg-1f；f—摩擦因素。当滚道表面良好，表面硬度为58HRC以上时，ρ=19‘分析上式可知：①η+

与α0、ρ有关②α0↑，则η+

↑③α0>70以后，η+↑缓慢2．转向器逆效率η-（1）η-的种类可逆式易打手，回正性能好不可逆式转向系零件受载大，无路感，不能回正极限可逆式回正性能、路感、转向系零件受载等均居中

(2)转向器结构参数与η-分析上式可知：①η-

与α0、ρ有关②α0↑，则η-↑，且在α0=80～100以后增加速度大于增加速度。

∴α0不宜大于80～100③α0<ρ时，则得-η-说明不可逆

二．传动比的变化特性1．转向系传动比

ωw—转向盘转动角速度

ωp—摇臂轴转动角速度

ωk—转向节偏转角速度转向系传动比转向系力传动比转向系角传动比转向器角传动比转向传动机构角传动比2．ip与iw0的关系式Ip=2Fw/Fh中

∴

Tr—作用在转向节上的转向阻力矩Th—作用在转向盘上的力矩a—主销偏移距又∵

∴

结论：

①a↑则ip

↓，∴转向沉重，为此应减少aa轿车（0.4～0.6）BB—轮胎胎面宽度货车40～60㎜②∵Dsw与均为定值,∴ip

又与iw0呈正比变化3．iw0

又∵=

∴

结论：核心问题是iw4．iw及其变化规律（1）分析式可知：↑iw0

（iw）即↑

由可知Fh

↓,转向“轻便”。（2）∵

∴dβk与iw0

（iw）成反比，转向“不灵”解决“轻”与“灵”的矛盾，可以采用变速比转向器。齿轮齿条式转向器变速比工作原理如下：一对相互啮合齿轮的基本条件是基圆齿距相等，即：

其中齿轮基圆齿距齿条基圆齿距

当齿轮用标准模数m1和压力角α1，而齿条用非标准的模数和压力角m2和α2，并始终保持

=两者便可以啮合运转。当齿条中部α2的为最大向两端逐渐减小时，则齿条中部的m2也应当大于两端处齿的m2。

α2大时，齿槽上宽下窄，节圆半径R1也大，反之亦反之。转向盘转dφ角，则齿条移动距离分别为：

显然：

速比变化特性：

α2变化范围120～3505．iw变化规律的选择1）转向轻便性好上述两种汽车应以解决汽车有良好的机动性为主，即应取用较小的iw以减少转向盘总转动圈数。2）转向轴负荷大（20～40KN）、未装动力转向的汽车，应以解决轻便性为主要矛盾。

∵T2与βk成正比变化，∴急转弯时的轻便性问题更突出，∴应选中间位置处iw

小，两端位置处选用iw应大些的变化特性。6．iwmin的确定

∵iw增大以后，转向器输出的力F↑，相对降低了转向传动装置刚度，∴希望iw取小些。当iwmin过于小时，带来如下问题：1）对的变化特敏感，驾驶员难于准确控制汽车方向高速转弯行驶容易发生交通事故。2）坏路上行驶反冲效应增大经验与建议：iwmin不低于15～167．iwmax的确定iwmax过大带来下述问题：1）转向传动装置刚度、强度不足；2）转向器尺寸大、质量↑，在汽车上难于布置；3）转向盘转动圈数n↑。建议iwmax<33三．转向器传动副的传动间隙△t1．转向器传动间隙特性各式转向器的传动副，如：齿轮齿条式转向器的齿轮与齿条传动副；循环球式转向器的齿扇与齿条传动副；曲柄指销式转向器的指销与蜗杆传动副等之间的间隙随转向盘转角的变化而变化，并称之为转向器传动副传动间隙特性。当各处△t=0时，寿命短当各处△t≠0时，车轮会偏离行驶位置。理想的传动间隙应当满足下述条件：于直线行驶位置处△t=0离开直线行驶位置处△t≠0，且逐渐增大

曲线1—新的调整正常的间隙特性曲线2—使用磨损后的间隙特性曲线3—重新调整后的间隙特性2．如何获得传动间隙特性（1）

循环球齿条齿扇式①

偏心法特点：齿条的齿槽等宽；齿扇的齿变厚，且中间齿厚为正常齿，两侧齿厚厚依次减薄。若O1与O重合加工后齿扇各齿齿厚相同，若O1与O不重合存在偏心距n，则各齿齿厚不同。αd—端面压力角；R—节圆半径；βp—摇臂轴转角；R1—中心O1到b点的距离；n—偏心距。

传动间隙特性与n有下述关系：

通常n=0.5②修正齿条法特点：齿扇齿各齿厚度相同；齿条的两侧齿槽比中间齿槽稍宽，且使两侧齿槽的宽度相同。小模数时取下限。

第四节机械式转向器的设计与计算

一．转向系计算载荷的确定影响计算载荷的因素：转向轴的负荷；路面阻力；轮胎气压。原地转向阻力矩TR的计算：N·㎜

f—滑动摩擦系数0.7；G1—转向轴负荷（N）；p—轮胎气压（MPa）。

作用在转向盘上的手力：

L1—转向摇臂长；L2—转向节臂长。当用上式计算的Fh>700N时，已超出人体生理极限，此时对转向器及动力缸以前的零件的计算载荷，取Fh=700N。

二．齿轮齿条式转向器设计1．主要参数的确定

2.

强度验算抗弯强度；接触强度3.

材料齿轮16MnCr5、15CrNi6齿条45钢壳体铝合金

2.

国产齿轮齿条式转向器的主要参数介绍

三．循环球式转向器设计（一）主要尺寸参数的选择1．螺杆、钢球、螺母传动副（1）钢球中心距D、螺杆外、内径D1、D2

①

DD是指螺杆两侧刚球中心间的距离，是转向器的基本尺寸。影响选取D的因素有：D1、D2和刚球直径d如果D选取的比较大，转向器的尺寸及质量均增加，螺杆尺寸也随之增大，表明刚度大，承载能力强。要求：在保证有足够的强度、刚度条件下为减小尺寸、质量应尽可能选取小一些的D，D的变化范围为20～40㎜。D应随m的变化而变化，当m↑时，D也应↑。②

D1、D2（D2－D1）=（5～10）%DD1=20、23、25、28、29、34、38

（1）

刚球直径d及数量n①

影响选取d的因素：

常用的标准范围：7～9㎜

选取d的原则：在保证有足够的承载能力条件下，尽可能取尺寸小些的d。如果是系列产品，要求d的选取规格尽可能少，常用有三种规格已足够。②影响选取n的因素选取n的原则：在保证有足够的承载能力的条件下，n应取少些为宜。n的选取范围：n≤60粒/环路为保证每个刚球都承载，要求对刚球进行分组（至少分四组）装配。（同时螺杆、螺母也应当分组）。不包含环流导管中钢球数时，每个环路中的钢球数n用下式计算：

W—一个环路中的钢球工作圈数；α0—螺线导程角，∵α0=5°~8°，∴cosα0≈1.0

(3)工作钢球圈数W环路数：1个或者2个，且多数转向器为两个独立环路。影响工作钢球圈数W的因素：

选取W的原则：在保证螺杆、螺母、钢球有足够的σj强度条件下，将W取少些；m小时W取1.5，m大时，W取得多。W的选取范围：1.5、2.5(4)滚道截面种类：单圆弧滚道截面四段圆弧滚道截面椭圆滚道截面

(5)接触角定义：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角称为接触角θ。接触角影响：轴向力和径向力的分配要求：轴向力和径向力接近，以免影响扇齿齿根处强度。范围：用450的多，少数用500或57.50(BenZ)，此时径向力↑，轴向力↓。（6）螺距P若转向盘转动dφ，则同时螺母移动ds距离，即

①t—螺纹螺距与此同时齿扇转过的弧长也为ds，相应摇臂轴转过角，则有：

②r—齿扇节圆半径①与②联立，得：

P的推荐值：8～11㎜2．齿条、齿扇传动副设计加工齿扇齿时刀具进给运动的特点：

齿扇齿的特点：①

齿顶圆与齿根圆均有锥度②

∵分度圆d=Mz，∴不变是圆柱③

分度圆上的齿厚是变化的④

基圆也是个圆柱

齿形计算：图纸上仅标注基准剖面尺寸即（Ⅰ—Ⅰ）剖面尺寸。基准剖面可以选在齿宽内或齿宽外任意剖面处，但一般多选在B/2处；基准剖面的ζ=0，且向右为正ζ，向左ζ为负距基准剖面尺寸a0处的O—O剖面的移距系数为ζ

1

γ—切削角∴在γ一定的条件下，各剖面的ζ决定于该剖面到基准剖面的距离。

基准剖面尺寸，应按照普通圆柱齿轮提供的公式计算。初选参数有：模数：见表7—2压力角：200～300多用22030‘、27030’切削角γ：6030‘、7030’齿顶高系数x1：0.8、1.0径向间隙系数：0.2整圆齿数Z：12～15齿扇宽度B：22～38㎜

四.循环球式转向器零件强度计算1.

钢球与滚道之间的接触应力σ

k—系数，根据A/B值从表中查取。A=(1/r-1/R2)/2B=(1/r+1/R1)/2R2—滚道截面半径；r—钢球半径；R1—螺杆外半径；E—材料弹性模量2.1×105N/mm2；F3—钢球与螺杆之间的正压力

α0—导程角；θ—接触角；n—钢球数；F2—作用在螺杆上的轴向力

F2=r1—齿扇分度圆半径根据0将F2分解出：

再根据将F1分解出：

∴分析上式：

↑θ则cosθ↓,F3↑σ↑∴有的转向器取θ=500或57.50并不可取。[σ]=2500N/㎜22．齿的弯曲应力σw

F—作用在齿扇上的圆周力；h—齿扇的齿高；B—齿扇的齿宽；s—基圆齿厚。[σw]=540N/mm2。材料：螺杆、螺母20CrMnTi渗碳0.8~1.45mm58~63HRC3.转向摇臂轴直径d

K—安全系数2.5~3.5；Tr—转向阻力矩；τ0—扭转强度极限。材料：20CrMnTi渗碳0.8~1.45mm58~63HRC

4.转向轴扭转强度

[τ]=4000～5000N/㎝2一.对动力转向机构的要求

1)运动学上随动作用;2)有“路感”；3)Fh≥0.025~0.190KN时，动力转向器应开始工作；4)转向盘应能自动回正，并保持汽车在稳定的直线行驶状态；5)工作灵敏，转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值；第五节

动力转向机构

6)动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵转向轮转动；7)密封性能好，内外泄漏少。中级以上轿车、转向轴轴载质量>2.5t的货车采用动力转向的汽车逐渐增多。采用动力转向不仅达到转向轻便的目的，而且有利于提高行驶安全性和缓和路面对转向系统的冲击载荷。二．动力转向机构布置方案分析1．分类2．布置方案液压式动力转向机构组成：转向器、动力缸、分配阀、油泵、贮油罐、油管

*胎面宽时，∵难布置∴不易用此方案。

3．分配阀的结构方案三．动力转向机构的计算1．动力缸尺寸的计算

已知：F1、L、L1（1）动力缸内径D又∵

p—油液压力6—18MPas—动力缸截面面积①∴

②dp—活塞杆直径dp=0.35D①与②联立得活塞厚度B=0.3D（2）

动力缸内长S

S1—活塞行程,由车轮转角最大时换算得到（3）

动力缸壳体壁后t轴向平面拉应力σzn—安全系数n=3.5~5.0σT—壳体材料屈服点球墨铸铁σT350MPap—油液压力2．分配滑阀参数的选择主要参数：滑阀直径d、预开隙e1、密封长度e2、滑阀总移动量e影响：分配阀的泄漏量ΔQ；局部压力降Δp；液流速度（1）分配阀的泄漏量ΔQ㎝3/s

Δr—径向间隙0.0005~0.00125cmΔp—局部压力降（进、出口油压差）MPad—滑阀外径μ—液体动力粘度三号绽子油500Ce2—密封长度e2=e-e1要求：[ΔQ]不大于溢流阀限制下最大排量的5%~10%（2）

局部压力降ΔpΔp=1.38×10-3v2MPa

V—中立位置的液流流速m/sQ—溢流阀限制下的最大排量（L/min）[Δp]=3×10-2~4×10-2MPa。分析：若d与e1取值过小，使v↑，又∵∆p∝v2∴导致Δp>[Δp]

3．分配阀回位弹簧没有回位弹簧时有下列缺点：①

容易反接结果：a.转向轮可能产生振动；b.汽车跑偏；c.油泵负荷加重。②转向盘、转向轮没有自动回正作用③直线行驶位置不明显。有回位弹簧时，作用在车轮上的力必须超过某值，才能反接，∴直线行驶稳定性↑。

设计要求：a.滑阀最大位移时，为克服回位弹簧的压力，反映到转向盘上的手力应不大于20～30N，且轿车应取下限，货车取上限。b.回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆传动时的摩擦力，保证转向轮能自动回正。

4．评价指标（1）动力转向器作用效能效能指标S：

Fh—没有动力转向器作用到转向盘上的手力；F’h—有动力转向器作用到转向盘上的手力。s=1~15。

（2）路感

转动转向盘要克服的阻力有其中油压阻力=反作用阀面积×液压压强设计要求：

（3）转向灵敏度i

①δ—滑阀行程

φ—转向盘转角i越小，说明灵敏度越高轿车i<6.7②评价灵敏度的第二种方法是用接通动力转向时作用到转向盘上的手力和转角来评价设计要求：（4）

动力转向器静特性静特性：指输入转矩Mφ与输出转矩Mc之间的变化关系曲线。∵Mc=P×S×LP—油液压力S—动力缸工作面面积L—作用力臂其中S与L为常量，∴Mc可用p替代。

静特性的四个区段：要求：1A、C、B段过渡圆滑，D即平滑过渡段。2静特性曲线左、右对称，要求对称性>0.85。第六节转向梯形一、设计转向梯形应满足要求1、内、外轮转角θi、θo关系正确，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，各车轮作无滑动的纯滚运动。2、转向轮有足够大的转角，保证给定的Dmin。3、在汽车上有足够的高度，高于前部hmin。二、转向梯形结构方案分析

※

梯形可以前置或后置。当发动机位置低或前轮驱动汽车常采用前置梯形。用上、下止点法确定断开点位置：悬架跳到上止点位置时B→B1A→A1

瞬时跳动中心在o3，c1点瞬时摆动中心应在c1o3上，悬架在下止点时瞬时摆动中心位于o4，∴C2点的摆动中心应在C2O4线上。与交点在o，即为横拉杆的断开点。

三、整体式转向梯形结构设计1、整体式转向梯形结构设计的图解法假设轮胎是刚性的，因而可以忽略轮胎侧偏角的影响，则两转向前轮轴线的延长线交于图中o点。

内轮转角为θi,外轮转角为θo，它们有如下关系：

∵K、L为固定值，∴给出一个θi即可求出一个θo。缺点：转角小时，o点远离图面，作图困难。

（1）

用理论上正确的特性线求解：①从主销主心线与地面交点A、B作两条垂直于后轴轴线的线和。从中点E与C连线，即为理论上正确的转向梯形特性曲线。证明：从线上任一点F与A、B两点连线，得∠EBF和∠EAF∴

②底角γ，梯形臂长m的选定经验：后置梯形，m的延长线呈收缩状延伸交在距前轴处前置梯形，m的延长线呈收缩状延伸交在距前轴L处

由△AET得：通常m=(0.11～0.15)K③校核初选γ、m和已知K以后画梯形，然后给出一系列θi→θ0画图校核实际与理论上的差距有多少要求：①小转角时两者尽可能接近，∵用的多以便减少轮胎磨损②急转弯时两者可以有较大差别③两线的交点在150～250之间（θi转150～250）

2、整体式转向梯形结构优化设计∵

若自变角为θo，则因变角θi的期望值为：

①

上式为理论上的理想状况。实际因变角θi’为：②

要求：实际因变角θi’尽可能接近θi，具体同前不变。由上式可知：因γ、k、m初选后认为不变，∴给定一个θo，可获取一个对应的θi’。

为评价初选的γ、k、m值是否满足要求，引入加权因子ω0(θ0)，构成评价设计优劣的目标函数f(x)：

③将式①、②代入③得：

x——设计变量，；

；

Dmin——汽车最小转弯直径；a——主销偏移距。考虑到使用中小转角用的多，取设计变量取值范围构成的约束条件：设计时取：mmin=0.11K；mmax=0.15K；γmin=70°。最小传动角约束条件