机械原理课程设计汽车前轮转向机构.docx

机械原理课程设计说明书

题 目 汽车前轮转向机构
目录
引言
一、题目：汽车前轮转向机构 3
1、设计题目 3
2、设计数据与要求 4
3、设计任务 4
二、转向系统 5
1、转向系统概述及结构简介 5
2、转向系统的要求 5
3、传动比变化特性 6
1、转向系传动比 6
2、力传动比与转向 系 角 传动比的关系 7
3、转向器角传动比的选择 7
三、设计内容 8
四、设计结构分析 10
五、转向梯形机构优化 11

引 言
改革开放以来，中国的汽车工业有着飞速的发展，据中国汽车工业协会统计，截至2006年10月底，轿车累计销量超过300万辆，达到304万辆，同比增长40%。2006年11月的北京车展，自主品牌：奇瑞、吉利、长城、中兴、众泰、比亚迪、双环、中顺、力帆、华普、长安、哈飞、华晨等自主品牌纷纷亮相，在国际汽车盛宴中崭露头角，无论从参展规模还是产品所展示的品质和技术含量上，都不得不令人折服，但和国外有着近百年发展历史的国外汽车工业相比，我们的自主品牌汽车在行车性能和舒适体验方面仍有差距。
汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车转向系也随着汽车工业的发展历经了长时间的演变。
转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。
随着私家车的越来越普遍，各式各样的高中低档轿车进入了人们的生活中。快节奏高效率的生活加上们对高速体验的不断追求，也要求着车速的不断提高。由于汽车保有量的增加和社会活生活汽车化而造成交通错综复杂，使转向盘的操作频率增大，这要求减轻驾驶疲劳。
所以，无论是为满足快速增长的轿车市场还是为给驾车者更舒适更安全的的驾车体验，都需要一种高性能、低成本的大众化的轿车转向结构。
本课题以现在国产轿车最常采用的齿轮齿条液压动力转向器为核心综合设计轿车转向机构。

一、题目：汽车前轮转向机构
1、设计题目
汽车的前轮转向，是通过等腰梯形机构ABCD驱使前轮转动来实现的。其中，两前轮分别与两摇杆AB、CD相连，如附图32所示。当汽车沿直线行使时（转弯半径R=∞），左右两轮轴线与机架AD成一条直线；当汽车转弯时，要求左右两轮（或摇杆AB和CD）转过不同的角度。理论上希望前轮两轴延长线的交点P始终能落在后轮轴的延长线上。这样,整个车身就能绕P点转动,使四个轮子都能与地面形成纯滚动,以减少轮胎的磨损.因此,根据不同的转弯半径R(汽车转向行驶时,各车轮运行轨迹中最外侧车轮滚出的圆周半径),要求左右两轮轴线(AB、CD)分别转过不同的角度a和β，其关系如下:
如附图32所示为汽车右拐时：
tanα＝L/(R-d-B) tanβ＝L/(R-d)
所以a和β的函数关系为：
cotβ- cotα= B / L
同理,当汽车左拐时,由于对称性,有 cotα- cotβ = B / L,故转向机构ABCD的设计应尽量满足以上转角要求.

附图32
2、设计数据与要求
设计数据见附表18，要求汽车沿直线行驶时,铰链四杆机构左右对称,以保证左右转弯时具有相同的特性.该转向机构为等腰梯形双摇杆机构,设计此铰链四杆机构.
附表18 设计数据
参数
轴距
轮距
最小转弯半径
销轴到车轮中心的距离
符号
L
B
Rmin
d
单位
Mm
mm
mm
mm
型
号
途乐GRX
2900
1605
6100
400
途乐
2900
1555
6100
400
尼桑公爵
2800
1500
5500
500
3、设计任务
1)、根据转弯半径 R min 和 R max=∞(直线行驶),求出理论上要求的转角α和β的对应值。要求最少2组对应值。
2)、按给定两联架杆对应位移,且尽可能满足直线行驶时机构左右对称的附加要求,用图解法设计铰链四杆机构ABCD。
3）、机构初始位置一般通过经验或实验来决定，一般可在下列数值范围内选取a0 =96°～103°，β0 =77° ～84°。建议a0取102°，β0取78°。
4)、用图解法检验机构在常用转角范围α≤20°时的最小转动角γmin。

二、转向系统
1、转向系统概述及结构简介
转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。
按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。
机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分组成。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动)的机构，是转向系的核心部件。
2、转向系统的要求
1、轿车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。
2、轿车转向行驶时，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。
3、轿车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动。
4转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。
5、保证轿车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。
6、操纵轻便。
7、转向轮碰撞到障碍物以后，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的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。
9、在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。
10、进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。
3、传动比变化特性
1、转向系传动比
转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比iP。
传动系的力传动比：
（1）
转向系的角传动比:
（2）
转向系的角传动比由转向器角传动比和转向传动机构角传动组成，即： （3）
转向器的角传动比:
（4）
转向传动机构的角传动比:
（5）
2、力传动比与转向 系 角 传动比的关系
转向阻力与转向阻力矩的关系式：
（1）
作用在转向盘上的手力与作用在转向盘上的力矩的关系式： （2）
将式（1）、式（2）代入 后得到：
（3）
如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示
（4）
将式（1）代入式（2）后得到：
（5）
当a和Dsw不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。
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。

三、设计内容
1、根据转弯半径 R min 和 R max=∞(直线行驶),求出理论上要求的转角α和β的对应值。要求最少2组对应值。
R=Rmin时，
tanα=L/（R-d）=2900/(6100-400)=0.509 α=26.9660
tanβ=L/(R-d-B)=2900/(6100-400-1555)=0.70 β=34.9780
R=10000mm时，
tan α‘=L/(R-d)=2900/(10000-400)=0.302 α‘=16.808°

tan β’=L/(R-d-B)=2900/(10000-400-1555)=0.360 β‘=19.823°
根据公式可知，α和β随着转弯半径R的增加而单调递减。
参考数据如下：

R（m）
α
β
10
16.808
19.823
20
8.416
9.130
30
5.596
5.904
40
4.188
4.359
50
3.346
3.454
60
2.786
2.860
70
2.386
2.440
80
2.086
2.128
90
1.854
1.887
100
1.668
1.694

2、按给定两联架杆对应位移,且尽可能满足直线行驶时机构左右对称的附加要求,用图解法设计铰链四杆机构ABCD。
A
D
φ+α
φ

x
φ-β

C
θ
B

y

根据上图列唯一矢量方程：
lAB+lBC+lCD+lAD=0
化简到x和y轴：
l×cosα+φ+B-2lcosφ×cosθ-B+lcos(φ-β)
l×sinα+φ+B-2lcosφ×sinθ-lsin(φ-β)

对于该机构，AD杆长已知，再给定AB杆长及AB与AD夹角，该机构就确定了。 令β=34.978°，α=26.966° 。令l∈(0.1,0.5)。代入位移方程中。得出一组l及对应的 φ 和 θ 。
令α=10°，将上面求得的l及φ值代入位移方程中，得出各种机构l及φ 对应β的实际值。
再利用公式得出β的理论值。找出实际值中，与β理论值最接近的一个。所对应的l及 φ 即为最佳机构。
最后计算出选出的机构当α在0到最大值之间时所对应的β的理论值和实际值。
不同l对应的 β 理论值和实际值之差的数据如下：
l
β理论值
β实际值
差值Δβ
0.1
21.475
20.868
0.606
0.15
21.475
20.854
0.621
0.20
21.475
20.841
0.633
0.25
21.475
20.831
0.644
0.30
21.475
20.813
0.661
0.35
21.475
20.798
0.676
0.40
21.475
20.782
0.693
0.45
21.475
20.762
0.703
0.50
21.475
20.742
0.733

由表格数据可知，最佳机构为l=0.1所对应的 φ 为68.84°。
选定该机构后，检验其实际的可行性，让杆AB转过 α 角度，算出该机构运动时所对应的α-β数据为：
α
0
3
6
9
12
15
18
21
24
26.93
β理论值
0
3.09
6.35
9.85
13.84
18.20
22.77
25.99
30.53
34.91
β实际值
0
3.06
6.27
9.74
13.40
17.85
21.23
25.32
29.76
34.95

比较β的理论值和实际值可知，该机构的误差较大，故该梯形机构不是最理想的机构。
3、用图解法检验机构在常用转角范围α≤20°时的最小转动角γmin。
机构在任意位置图示如下：
θ
φ+α
γ
C
D
A
B
φ-β

如图所示，传动角γ=φ-β+θ，令α∈(0 , 26.966°)。把l与 φ 为所选所对应的值。代入位移方程。计算出各转角对应的 γ 值。则最小的值即为最小传动角γmin。

计算可知，γ 随着 α 的增加而单调递减，其α-γ 数据如下：
α(°)
0
3
6
9
12
15
18
20
γ(°)
68.64
65.74
62.72
59.40
56.02
52.37
48.51
4605

四、设计结构分析
1、 四种类型梯形机构的选择：
汽车转向梯形机构如下图所示共有四种可能的类型：

（b）
（a）

（d）
（c）

机构可行的必要条件是当机构转动时，前轮两轴延长线的交点P能落在后轮轴的延长线上。当研究车辆右转时，左边连架杆的转角α小于右边连架杆的转角β。
易知，（a）、（d）两种机构均可行. 而对于(b)、(c)机构，当这两种机构右转时，α大于β，所以这两种机构是不可行的。
结构（a）（d）是平面四杆机构结构简单，虽然设计制造比较方便，但其性能有着较大的局限性，上面我们已经研究过，误差较大，无法保证前轮两轴延长线的交点P能落在后轴上，所以不是最理想机构。
五、转向梯形机构优化
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。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。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联系。无论采用哪一种方案，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。

θ

l3

l2
l1

由机械原理易知，平面四杆机构结构简单，虽然设计制造比较方便，但其性能有着较大的局限性。如上面的设计过程，尽管在无数种机构中找到了最佳机构，但运动起来误差依然较大，无法保证前轮两轴延长线的交点P能落在后轴上。
因此，我考虑利用上图所示的六杆机构设计转向机构。

1、计算机构自由度：
n=5 ; Pl=6 ; Ph=0;
F=3×5-2×6=1
自由度为1，运动确定

2、运动分析
下图为该机构在转过某角度的状态如下:

h
θ+α
θ-β

φ2

φ1

列出位移方程：
l1×cosφ+α+l2×cosφ1+l3+l2×cosφ2+l1×cosθ-β=B
l1×sinθ+α=l2×sinφ1+h
l1×sinθ-β=l2×sinφ2+h

3、机构设计方法
如第二题，满足该机构在最小转弯半径 Rmin 所对应的α和β满足P点落在后轴延长线上的要求；并且其他各组α和β尽可能是能使P点落在后轴延长线上。
经过分析，我们取l2=0.3m ; l3=1.13m。令l1∈(0.1,0.5)m,代入位移方程中，解得一组l对应的 θ 。
再令α=10°，将上面求得的l及 θ 值代入位移方程中，得出各种机构l及 θ 对应β的实际值。
为找出最佳机构，利用公式 得出β的理论值。找出实际值中，与β理论值最接近的一个。所对应的l及 φ 即为最佳机构。
用A3图纸画图得：