轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)此次設(shè)計(jì)的是與非獨(dú)立懸架相匹配的整體式兩輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。利用相關(guān)汽車設(shè)計(jì)和連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)的知識，首先對給定的汽車總體參數(shù) 進(jìn)行分析，在此基礎(chǔ)上，對轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行選擇，接著對轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)（主要是轉(zhuǎn)向梯形）進(jìn)行設(shè)計(jì)，再對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 進(jìn)行設(shè)計(jì)。轉(zhuǎn)向器在設(shè)計(jì)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(jì)選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形，通過對轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實(shí)際達(dá)到的最大偏轉(zhuǎn) 角時(shí)與轉(zhuǎn)向外輪理想最大偏轉(zhuǎn)角度的差值的檢驗(yàn)和對其最小傳動角 的檢驗(yàn)，來判定轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)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(jì)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4X2前輪軸距2550空域曲軸負(fù)何60%前輪距1429后輪距1422最局車速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制動跑離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(jì)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(jī)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(jìn)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(shí)，全部車輪繞瞬時(shí)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)向器與轉(zhuǎn)向傳動裝置有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)；6）配備駕駛員防傷害裝置；三、機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案分析機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)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(jìn)行傳 遞的機(jī)構(gòu)。機(jī)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(shí)，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(jī)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梢內(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(diǎn)是：在螺桿和螺母之間因?yàn)橛锌梢匝h(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(dá)到75險(xiǎn)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、螺母上的螺旋梢經(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(jìn)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(jī)構(gòu)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)分析汽車發(fā)生正面沖撞時(shí)，軸向力達(dá)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(hù)駕駛員的作用安全聯(lián)軸套管1套管2 塑料銷釘3 一軸這種防傷機(jī)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(jì)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(fù)荷大小和對汽車機(jī)動能力 的要求。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)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(jī)動能力。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷 大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時(shí)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(shí)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(shí)，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(jì)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)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(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算1、對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求1）運(yùn)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（或減小），作用在轉(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 Fh A0.0250.190kN時(shí)，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)壓力能很快增長到最大值。6）動力轉(zhuǎn)向失靈時(shí)，仍能用機(jī)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(jī)構(gòu)的計(jì)算1）動力缸尺寸計(jì)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f=-FiLiL式中，Li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s = F1L1PL因?yàn)閯恿Ω谆钊麅蓚?cè)的工作面積不同，應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來計(jì)算，即22、S = 4(D dp)式中，D為動力缸內(nèi)徑；dp為活塞桿直徑，初選dP = 0.35D，壓力P= 6.3Mpa。聯(lián)立后得到ID = I4 F1L1 + .2 =63 mm 所以 d=22mm ;二pLdP活塞行程是車輪轉(zhuǎn)制最大轉(zhuǎn)角時(shí)，由直拉桿的的移動量換算到活 塞桿處的移動量得到的?；钊穸瓤扇?B=0.3D。動力缸的最大長度s 為s =10 (0.50.6)D 0.3D s=130mm動力缸殼體壁厚t,根據(jù)計(jì)算軸向平面拉應(yīng)力仃z來確定，即2s: z = p D- 4(Dt t ) n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;仃s為殼體材料的屈服點(diǎn)。殼體材料用鑄造鋁合金采用ZL105,抗拉強(qiáng)度為160-240MPa t=5mm活塞桿用45剛制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍銘并磨 光。2)分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算分配閥的要參數(shù)有：滑閥直徑d、預(yù)開隙e密封長度e、滑閥總移 動量e、滑閥在中間位置時(shí)的液流速度 V、局部壓力降和泄漏量等。分配閥的泄漏量,Q3_、： PL P10 ,Q= =2.26 10 cm/s12-& 10局部壓力降甲當(dāng)汽車宜行時(shí)，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(shí)產(chǎn)生的局部壓力降&P(MPa)為2p 二:v - 10%2式中P油液密度，kg/m3 ;。一局部阻力系數(shù)，通常取。=3.0;v 油液的流速，m/s。p的允許值為0.030.04MPa3）動力轉(zhuǎn)向的評價(jià)指標(biāo)1動力轉(zhuǎn)向器的作用效能用效能指標(biāo)s = F/，來評價(jià)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。2 .路感駕駛員的路感來自于轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時(shí)， 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(qiáng)的乘積。在最大工作壓力時(shí)， 轎車：換算以轉(zhuǎn)向盤上的力增加約3050Z3 .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 i來評價(jià)2、比值i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(jià)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(xiàng)是 常量，所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩M0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(shí)候，相當(dāng)于圖中AI殳；汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時(shí)，輸 入轉(zhuǎn)矩進(jìn)入最大區(qū)段（圖中C殳）；B區(qū)段屬常用快速車向行駛區(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(jià)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(shí)，保證全部車輪繞一個 瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運(yùn)動的車輪，作無滑動的純滾 動運(yùn)動。同時(shí)，為達(dá)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(jì)中由于采用的是非獨(dú)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(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單, 調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點(diǎn)是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動時(shí), 會影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。當(dāng)汽車前懸架采用非獨(dú)立式懸架時(shí)，應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或者前軸前（稱為前置梯形）。對于發(fā)動機(jī)位置整體式轉(zhuǎn)向梯形1一轉(zhuǎn)向橫拉桿2 一轉(zhuǎn)向梯形臂3 一前軸 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(hù)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(shí)，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:co匕 o -cog i =DO -COBD式中：eo外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角;ei內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角;K 一兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點(diǎn)間的距離;L 一軸距內(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(shè)0 i、0 0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(diǎn)之間的距離。若要保證全部車輪繞一個瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，則梯形機(jī)構(gòu)應(yīng)保 證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系cot-0 - cot Ui = K若自變角為8。，則因變角9 i的期望值為=f (%) = arc cot(cot 入 一 K / L)理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。由機(jī)械原理得知， 四連桿機(jī)構(gòu)的傳動角占不宜過小，通常取 C“n=40。如圖所示， 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時(shí)達(dá)到最小值，故只考慮 右轉(zhuǎn)彎時(shí)6 "min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cos、：min 2cos COS( -ax) 2m 0(cos-min - cos )cos式中，/n為最小傳動角轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)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(jì)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