《轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計課程設(shè)計專業(yè)教學(xué)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計課程設(shè)計專業(yè)教學(xué)（17頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計 此次設(shè)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(shè)計和連桿機構(gòu)運動學(xué)的知識，首先對給定的汽車總體參數(shù)進行分析，在此基礎(chǔ)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(shè)計，再對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)進行設(shè)計。轉(zhuǎn)向器在設(shè)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(shè)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(shè)計是否符合基本要求。一、整車參數(shù)1、汽車總體參數(shù)的確定本設(shè)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255

2、0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(shè)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(shè)機構(gòu)的總稱。汽車轉(zhuǎn)向系統(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1520；正效率高于60%，逆效率高于50%；4) 轉(zhuǎn)向靈敏；5) 轉(zhuǎn)

3、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

4、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(fù)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

5、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(shè)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(yīng)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(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。轉(zhuǎn)向器角傳動比變化

6、曲線應(yīng)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(yīng)當(dāng)設(shè)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

7、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)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(shè)計計算1、對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求1）運動學(xué)上應(yīng)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?。饔迷谵D(zhuǎn)向盤上的手力必須增大（或減?。?，稱之為“路感”。3）當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力0.0250.190kN時，動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。4）轉(zhuǎn)向后,轉(zhuǎn)向盤應(yīng)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

8、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)、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(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來計算，即 式中，D為動力缸內(nèi)徑；為活塞桿直徑，初選0.35D，壓力p6.3Mpa。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

9、?；钊穸瓤扇锽=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(yīng)力來確定，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=3.55.0;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(shè)計計算 分配閥的要參數(shù)有:滑閥直徑d、預(yù)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(dāng)汽車宜行時，滑閥處于中間位置，油液流經(jīng)滑閥

10、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)，通常取3.0； v油液的流速，m/s。的允許值為0.030.04MPa。3)動力轉(zhuǎn)向的評價指標(biāo)動力轉(zhuǎn)向器的作用效能用效能指標(biāo)來評價動力轉(zhuǎn)向器的作用效能。現(xiàn)有動力轉(zhuǎn)向器的效能指標(biāo)s=115。 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)向盤上的力增加約3050N。 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。動力轉(zhuǎn)向器的靜特性 動力轉(zhuǎn)向器的靜特性是

11、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(biāo)。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M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(dāng)于圖中A段；汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時，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(yīng)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

12、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(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角。本設(shè)計中由于采用的是非獨立式懸架，應(yīng)當(dāng)選用與之配用的整體式轉(zhuǎn)向梯形。1、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(dāng)汽車前懸架采用非獨立式懸架時，應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉

13、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傷，橫拉桿的位置應(yīng)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)

14、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(shè)i、o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(yīng)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o，則因變角i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(shè)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(shè)計結(jié)果轉(zhuǎn)向搖臂/mm140轉(zhuǎn)向縱拉桿/mm240轉(zhuǎn)向節(jié)臂/mm140轉(zhuǎn)向梯形臂/mm200轉(zhuǎn)向橫拉桿/mm600 轎車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖17教輔工具b