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1、 轎車轉(zhuǎn)向系設計 此次設計的是與非獨立懸架相匹配的整體式兩輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)。利用相關(guān)汽車設計和連桿機構(gòu)運動學的知識，首先對給定的汽車總體參數(shù)進行分析，在此基礎上，對轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行選擇，接著對轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)（主要是轉(zhuǎn)向梯形）進行設計，再對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)進行設計。 轉(zhuǎn)向器在設計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向梯形的設計選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形，通過對轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實際達到的最大偏轉(zhuǎn)角時與轉(zhuǎn)向外輪理想最大偏轉(zhuǎn)角度的差值的檢驗和對其最小傳動角的檢驗，來判定轉(zhuǎn)向梯形的設計是否符合基本要求。 一

2、、整車參數(shù) 1、汽車總體參數(shù)的確定 本設計中給定參數(shù)為： 汽車總體參數(shù) 整備質(zhì)量 1360kg 驅(qū)動型式 42 前輪 軸距 2550 空載前軸負荷 60% 前輪距 1429 后輪距 1422 最高車速 180km/h 最大爬坡度 35% 最小轉(zhuǎn)向直徑 11m 變速器 手動5 擋 輪胎型號 185/60R14T 制動距離 5.6m(30km/h) 最大功率/轉(zhuǎn)速 74kw/5800rpm 最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速 150N.m/4000rpm 二、轉(zhuǎn)向系設計概述 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向的專設機構(gòu)的總稱。 汽車轉(zhuǎn)向系

3、統(tǒng)的功用是保證汽車能按駕駛員的意愿進行直線或轉(zhuǎn)向行駛。 對轉(zhuǎn)向系提出的要求有： 1) 汽車轉(zhuǎn)向行駛時，全部車輪繞瞬時轉(zhuǎn)向中心轉(zhuǎn)動； 2) 操縱輕便，方向盤手作用力小于200N； 3) 轉(zhuǎn)向系角傳動比15~20；正效率高于60%，逆效率高于50%； 4) 轉(zhuǎn)向靈敏； 5) 轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向傳動裝置有間隙調(diào)整機構(gòu)； 6) 配備駕駛員防傷害裝置； 三、機械式轉(zhuǎn)向器方案分析 機械轉(zhuǎn)向器是將司機對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動），并按一定的角轉(zhuǎn)動比和力轉(zhuǎn)動比進行傳遞的機構(gòu)。 機械轉(zhuǎn)向器與動力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉(zhuǎn)向輕便，多

4、采用這種動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動力轉(zhuǎn)向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。 1、機械式轉(zhuǎn)向器方案選取 選取循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器有螺桿和螺母共同形成的落選槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成，如圖所示。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可以達到75%～85%；在結(jié)構(gòu)和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工，使之有足夠的使用壽命；轉(zhuǎn)向

5、器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整工作容易進行，適合用來做整體式動力轉(zhuǎn)向器。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的間隙調(diào)整機構(gòu) 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復雜，制造困難，制造精度要求高。 2、防傷安全機構(gòu)分析 汽車發(fā)生正面沖撞時，軸向力達到一定值以后，塑料銷釘2被剪斷，套管與軸產(chǎn)生相對移動，存在其間的塑料能增大摩擦阻力吸收沖擊能量。此外，轉(zhuǎn)向傳動軸長度縮短，減小了轉(zhuǎn)向盤向駕駛員一側(cè)的移動量，起到保護駕駛員的作用。 安全聯(lián)軸套管 1—套管 2—塑料銷釘 3—軸 這種防傷機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，只要合理選取銷釘數(shù)量與直徑，便能保證它可靠地工作

6、和吸收沖擊能量。 四、轉(zhuǎn)向系性能參數(shù) 1、傳動比變化特性 轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。 若轉(zhuǎn)向軸負荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車，不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，應取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉(zhuǎn)向軸負荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。 轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖所示。 轉(zhuǎn)向器角傳動比變化特性曲線 2、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而

7、改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性。 傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。 傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成下所示的逐漸加大的形狀。 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)

8、較大間隙；曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。 五、動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)設計計算 1、對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求 1）運動學上應保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。 2）隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大（或減小），作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力必須增大（或減小），稱之為“路感”。 3）當作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力≥0.025～0.190kN時，動力轉(zhuǎn)向器就應開始工作。 4）轉(zhuǎn)向后,轉(zhuǎn)向盤應自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 5）工作靈敏，即轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。 6）動力轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。 7）密封性能好，內(nèi)、

9、外泄漏少。 2、液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算 1）動力缸尺寸計算 動力缸的主要尺寸有動力缸內(nèi)徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力缸體壁厚。 動力缸產(chǎn)生的推力F為 式中，為轉(zhuǎn)向搖臂長度；L為轉(zhuǎn)向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離。 推力F與工作油液壓力p和動力缸截面面積S之間有如下關(guān)系 因為動力缸活塞兩側(cè)的工作面積不同，應按較小一側(cè)的工作面積來計算，即 式中，D為動力缸內(nèi)

10、徑；為活塞桿直徑，初選＝0.35D，壓力p＝6.3Mpa。 聯(lián)立后得到 =63 mm 所以d=22mm 活塞行程是車輪轉(zhuǎn)制最大轉(zhuǎn)角時，由直拉桿的的移動量換算到活塞桿處的移動量得到的。 活塞厚度可取為B=0.3D。動力缸的最大長度s為 =130mm 動力缸殼體壁厚t,根據(jù)計算軸向平面拉應力來確

11、定，即 式中，p為油液壓力；D為動力缸內(nèi)徑；t為動力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，n=3.5~5.0;為殼體材料的屈服點。殼體材料用鑄造鋁合金采用ZL105,抗拉強度為160-240MPa。t=5mm 活塞桿用45剛制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。 2)分配閥的參數(shù)選擇與設計計算 分配閥的要參數(shù)有:滑閥直徑d、預開隙密封長度、滑閥總移動量e、滑閥在中間位置時的液流速度v、局部壓力降和泄漏量等。 分配閥的泄漏量 =2.26cm/s 局部壓力降 當汽車宜行

12、時，滑閥處于中間位置，油液流經(jīng)滑閥后再回到油箱。油液流經(jīng)滑閥時產(chǎn)生的局部壓力降(MPa)為 式中 —油液密度，kg/m3 ; —局部阻力系數(shù)，通常?。?.0； v—油液的流速，m/s。 的允許值為0.03～0.04MPa。 3)動力轉(zhuǎn)向的評價指標 １動力轉(zhuǎn)向器的作用效能 用效能指標來評價動力轉(zhuǎn)向器的作用效能?，F(xiàn)有動力轉(zhuǎn)向器的效能指標s=1~15。 ２．路感 駕駛員的路感來自于轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時，所要克服的液壓阻力。液壓阻力等于反作用閥面積與工作液壓壓強的乘積。在最大工作壓力時，轎車：換算以轉(zhuǎn)向盤上的力增

13、加約30~50N。 ３．轉(zhuǎn)向靈敏度 轉(zhuǎn)向靈敏度可以用轉(zhuǎn)向盤行程與滑閥行程的比值來評價 比值越小，則動力轉(zhuǎn)向作用的靈敏度越高。。 ４．動力轉(zhuǎn)向器的靜特性 動力轉(zhuǎn)向器的靜特性是指輸入轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)矩之間的變化關(guān)系曲線，是用來評價動力轉(zhuǎn)向器的主要特性指標。因輸出轉(zhuǎn)矩等于油壓壓力乘以動力缸工作面積和作用力臂，對于已確定的結(jié)構(gòu)，后兩項是常量，所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩Mφ與輸出油壓p之間的變化關(guān)系曲線來表示動力轉(zhuǎn)向的靜特性，如圖。 常將靜特性曲線劃分為四個區(qū)段。在輸入轉(zhuǎn)矩不大的時候，相當于圖中A段；汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時，

14、輸入轉(zhuǎn)矩進入最大區(qū)段（圖中C段）；B區(qū)段屬常用快速轉(zhuǎn)向行駛區(qū)段；D區(qū)段曲線就表明是一個較寬的平滑過渡區(qū)間。 要求動力轉(zhuǎn)向器向右轉(zhuǎn)和向左轉(zhuǎn)的靜特性曲線應對稱。對稱性可以評價滑閥的加工和裝配質(zhì)量。要求對稱性大于0.85。 靜特性曲線分段示意圖 六、轉(zhuǎn)向梯形的選擇 轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種，無論采用哪一種方案，都必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)，做到汽車轉(zhuǎn)彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑值，轉(zhuǎn)向輪應有足夠大的轉(zhuǎn)角。本設計中由于采用的是非獨立式懸架，應當選用與之配用的整體式轉(zhuǎn)向梯形。 1

15、、整體式轉(zhuǎn)向梯形 整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿1、轉(zhuǎn)向梯形臂2和汽車前軸3組成，如下圖所示。 其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動時，會影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。 當汽車前懸架采用非獨立式懸架時，應當采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或者前軸前（稱為前置梯形）。對于發(fā)動機位置 整體式轉(zhuǎn)向梯形 1—轉(zhuǎn)向橫拉桿 2—轉(zhuǎn)向梯形臂 3—前軸 低或前輪驅(qū)動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)方向延伸，因而會與車輪或制動底版發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不平物的損

16、傷，橫拉桿的位置應盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。 2、轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化 兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿足對轉(zhuǎn)向系的要求，其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖所示，由下式?jīng)Q定： 式中：—外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； —內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； K—兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離； L—軸距 內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的合理匹配是由轉(zhuǎn)向梯形來保證。 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系 在忽略側(cè)偏角影響的條件下，兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線交在后軸延長線上，如圖4-7所示。 設θi

17、、θo分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。 若要保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，則梯形機構(gòu)應保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系 若自變角為θo，則因變角θi的期望值為 理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖 現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。由機械原理得知，四連桿機構(gòu)的傳動角不宜過小，通常取。如圖所示，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)彎時即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為 式中，為最小傳動角。 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化設計的可行域 所以可列出轉(zhuǎn)向梯形的各個參數(shù)如下： 桿件設計結(jié)果 轉(zhuǎn)向搖臂/mm 140 轉(zhuǎn)向縱拉桿/mm 240 轉(zhuǎn)向節(jié)臂/mm 140 轉(zhuǎn)向梯形臂/mm 200 轉(zhuǎn)向橫拉桿/mm 600 轎車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖