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1、 轿车转向系设计 本次设计是与非独立悬架相匹配整体式两轮转向机构。运用有关汽车设计和连杆机构运动学知识，一方面对给定汽车总体参数进行分析，在此基本上，对转向器、转向系统进行选取，接着对转向器和转向传动机构（重要是转向梯形）进行设计，再对动力转向机构进行设计。 转向器在设计中选用是循环球式齿条齿扇转向器，转向梯形设计选用是整体式转向梯形，通过对转向内轮实际达到最大偏转角时与转向外轮抱负最大偏转角度差值检查和对其最小传动角检查，来鉴定转向梯形设计与否符合基本规定。 一、整车参数 1、汽车
2、总体参数拟定 本设计中给定参数为： 汽车总体参数 整备质量 1360kg 驱动型式 4×2 前轮 轴距 2550 空载前轴负荷 60% 前轮距 1429 后轮距 1422 最高车速 180km/h 最大爬坡度 35% 最小转向直径 11m 变速器 手动5 挡 轮胎型号 185/60R14T 制动距离 5.6m(30km/h) 最大功率/转速 74kw/5800rpm 最大转矩/转速 150N.m/4000rpm 二、转向系设计概述 汽车转向系统是用来变化汽车行驶方向专设机构总称。 汽车转向系统功用是保证汽车能按驾驶员
3、意愿进行直线或转向行驶。 对转向系提出规定有： 1) 汽车转向行驶时，所有车轮绕瞬时转向中心转动； 2) 操纵轻便，方向盘手作用力不大于200N； 3) 转向系角传动比15~20；正效率高于60%，逆效率高于50%； 4) 转向敏捷； 5) 转向器与转向传动装置有间隙调节机构； 6) 配备驾驶员防伤害装置； 三、机械式转向器方案分析 机械转向器是将司机对转向盘转动变为转向摇臂摆动（或齿条沿转向车轴轴向移动），并按一定角转动比和力转动比进行传递机构。 机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。高档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
4、时，由于液体阻尼作用，吸取了路面上冲击载荷，故可采用可逆限度大、正效率又高转向器构造。 1、机械式转向器方案选用 选用循环球式转向器 循环球式转向器有螺杆和螺母共同形成落选槽内装钢球构成传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成传动副构成，如图所示。 循环球式转向器示意图 循环球式转向器长处是：在螺杆和螺母之间由于有可以循环流动钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可以达到75%～85%；在构造和工艺上采用办法后，涉及提高制造精度，改进工作表面表面粗糙度和螺杆、螺母上螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够使用寿命；转向器传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间间隙调节工作容易
5、进行，适合用来做整体式动力转向器。 循环球式转向器间隙调节机构 循环球式转向器重要缺陷是：逆效率高，构造复杂，制造困难，制造精度规定高。 2、防伤安全机构分析 汽车发生正面冲撞时，轴向力达到一定值后来，塑料销钉2被剪断，套管与轴产生相对移动，存在其间塑料能增大摩擦阻力吸取冲击能量。此外，转向传动轴长度缩短，减小了转向盘向驾驶员一侧移动量，起到保护驾驶员作用。 安全联轴套管 1—套管 2—塑料销钉 3—轴 这种防伤机构构造简朴，制造容易，只要合理选用销钉数量与直径，便能保证它可靠地工作和吸取冲击能量。 四、转向系性能参数 1、传动比变化特性 转向器
6、角传动比可以设计成减小、增大或保持不变。影响选用角传动比变化规律重要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力规定。 若转向轴负荷小或采用动力转向汽车，不存在转向沉重问题，应取较小转向器角传动比，以提高汽车机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时操纵轻便性问题突出，应选用大些转向器角传动比。 转向器角传动比变化曲线应选用大体呈中间小两端大些下凹形曲线，如图所示。 转向器角传动比变化特性曲线 2、转向器传动副传动间隙 传动间隙是指各种转向器中传动副之间间隙。该间隙随转向盘转角大小不同而变化，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性。 传动副传动间隙在转向盘处在中间及其附近位置时
7、要极小，最佳无间隙。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导致间隙过大时，必要经调节消除该处间隙。 为此，传动副传动间隙特性应当设计成下所示逐渐加大形状。 转向器传动副传动间隙特性 转向器传动副传动间隙特性 图中曲线1表白转向器在磨损前间隙变化特性；曲线2表白使用并磨损后间隙变化特性，并且在中间位置处已浮现较大间隙；曲线3表白调节后并消除中间位置处间隙转向器传动间隙变化特性。 五、动力转向机构设计计算 1、对动力
8、转向机构规定 1）运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘转角之间保持一定比例关系。 2）随着转向轮阻力增大（或减小），作用在转向盘上手力必要增大（或减小），称之为“路感”。 3）当作用在转向盘上切向力≥0.025～0.190kN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直线行驶状态。 5）工作敏捷，即转向盘转动后，系统内压力能不久增长到最大值。 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，内、外泄漏少。 2、液压式动力转向机构计算 1）动力缸尺寸计算 动力缸重要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸体壁厚
9、 动力缸产生推力F为 式中，为转向摇臂长度；L为转向摇臂轴到动力缸活塞之间距离。 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 由于动力缸活塞两侧工作面积不同，应按较小一侧工作面积来计算，即 式中，D为动力缸内径；为活塞杆直径，初选＝0.35D，压力p＝6.3Mpa。 联立后得到 =63 mm 因此d=22mm
10、 活塞行程是车轮转制最大转角时，由直拉杆移动量换算到活塞杆处移动量得到。 活塞厚度可取为B=0.3D。动力缸最大长度s为 =130mm 动力缸壳体壁厚t,依照计算轴向平面拉应力来拟定，即 式中，p为油液压力；D为动力缸内径；t为动力缸壳体壁厚；n为安全系数
11、n=3.5~5.0;为壳体材料屈服点。壳体材料用锻造铝合金采用ZL105,抗拉强度为160-240MPa。t=5mm 活塞杆用45刚制造，为提高可靠性和寿命，规定表面镀铬并磨光。 2)分派阀参数选取与设计计算 分派阀要参数有:滑阀直径d、预开隙密封长度、滑阀总移动量e、滑阀在中间位置时液流速度v、局部压力降和泄漏量等。 分派阀泄漏量 =2.26cm/s 局部压力降 当汽车宜行时，滑阀处在中间位置，油液流经滑阀后再回到油箱。油液流经滑阀时产生局部压力降(MPa)为 式中 —油液密
12、度，kg/m3 ; —局部阻力系数，普通取＝3.0； v—油液流速，m/s。 容许值为0.03～0.04MPa。 3)动力转向评价指标 １动力转向器作用效能 用效能指标来评价动力转向器作用效能。既有动力转向器效能指标s=1~15。 ２．路感 驾驶员路感来自于转动转向盘时，所要克服液压阻力。液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强乘积。在最大工作压力时，轿车：换算以转向盘上力增长约30~50N。 ３．转向敏捷度 转向敏捷度可以用转向盘行程与滑阀行程比值来评价 比值越小，
13、则动力转向作用敏捷度越高。。 ４．动力转向器静特性 动力转向器静特性是指输入转矩与输出转矩之间变化关系曲线，是用来评价动力转向器重要特性指标。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，对于已拟定构造，后两项是常量，因此可以用输入转矩Mφ与输出油压p之间变化关系曲线来表达动力转向静特性，如图。 常将静特性曲线划分为四个区段。在输入转矩不大时候，相称于图中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区段属惯用迅速转向行驶区段；D区段曲线就表白是一种较宽平滑过渡区间。 规定动力转向器向右转和向左转静特性曲线应对称。对称性可以评价滑阀加工和装配质量。规定对称性不
14、不大于0.85。 静特性曲线分段示意图 六、转向梯形选取 转向梯形有整体式和断开式两种，无论采用哪一种方案，都必要对的选取转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证所有车轮绕一种瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动车轮，作无滑动纯滚动运动。同步，为达到总体布置规定最小转弯直径值，转向轮应有足够大转角。本设计中由于采用是非独立式悬架，应当选用与之配用整体式转向梯形。 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构成，如下图所示。 其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案长处是构造简朴，调节前束容易，制导致本低；重要缺陷是一侧转向轮上、下跳动时，会影响
15、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 整体式转向梯形 1—转向横拉杆 2—转向梯形臂 3—前轴 低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形梯形臂必要向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底版发生干涉，因此在布置上有困难。为了保护横拉杆免遭路面不平物损伤，横拉杆位置应尽量布置得高些，至少不低于前轴高度。 2、转向梯形优化 两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎侧向偏离，则为了满足对转向系规定，其内、外转向轮抱负转角关系如图所示，由下式决定：
16、 式中：—外转向轮转角； —内转向轮转角； K—两转向主销中心线与地面交点间距离； L—轴距 内、外转向轮转角合理匹配是由转向梯形来保证。 抱负内、外转向轮转角间关系 在忽视侧偏角影响条件下，两转向前轮轴线延长线交在后轴延长线上，如图4-7所示。 设θi、θo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距离。 若要保证所有车轮绕一种瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮转角有如下关系 若自变角为
17、θo，则因变角θi盼望值为 抱负内外轮转角关系简图 既有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。由机械原理得知，四连杆机构传动角不适当过小，普通取°。如图所示，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。运用该图所作辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为 式中，为最小传动角。 转向梯形机构优化设计可行域 因此可列出转向梯形各个参数如下： 杆件设计成果 转向摇臂/mm 140 转向纵拉杆/mm 240 转向节臂/mm 140 转向梯形臂/mm 200 转向横拉杆/mm 600 轿车动力转向系统示意图
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