重型汽車液壓助力轉向系統(tǒng)設計畢業(yè)論文（設計）

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1、臨沂大學2014屆本科畢業(yè)設計 2014屆 　 分 類 號： 　　　　　　　　　　　　　　　　　 單位代碼：10452 畢業(yè)論文（設計） 重型汽車液壓助力轉向系統(tǒng)設計 　　　　　　 姓 名　　　　　 　　　　　　 學 號　　 　　　　　　　年 級　 2010 　　　 　　　　　　　專 業(yè)　　　　車輛工程 　　　　　　　系　（院）　　　汽車學院

2、 　　　　　　　指 2014年 4月 9日 3 摘 要 自1886年第一輛汽車問世以來，汽車逐漸走進我們的生活，隨著社會的發(fā)展，人們對汽車的舒適性要求越來越高，助力轉向成為車輛行駛時必不可少的一部分，它是駕駛車輛時輕便靈活，更利于提高車輛的行駛安全性。從最初的機械式轉向系統(tǒng)演變到液壓助力轉向系統(tǒng)，助力轉向系統(tǒng)經歷了漫長的演變過程。液壓助力轉向系統(tǒng)由機械部分和液壓助力裝置兩個部分組成，機械部分由轉向傳動副、轉向節(jié)壓力軸承、轉向搖臂、轉向節(jié)等，液壓裝置部分由油箱、轉向油泵、液壓助力器及管路等組成。論文就重型汽車的助力系統(tǒng)對液壓助力轉

3、向做出了詳細的設計計算。 關鍵詞：液壓助力轉向；機械搖臂；泄壓閥； Abstract Since the first car in 1886, the car gradually come into our lives, with the development of the society, people is higher and higher requirement for vehicle comfort, power steering become an indispensable part of the vehicle, it is a vehicle lightwe

4、ight flexible, more conducive to improve the driving safety of vehicles. Evolved from the initial mechanical steering system to the hydraulic power steering system, the evolution of the power steering system has experienced a long process. Hydraulic power steering system consists of mechanical parts

5、 and hydraulic booster device of two parts, mechanical parts by steering transmission vice, pitman arm, steering knuckle bearing pressure, steering knuckle, hydraulic equipment part consists of fuel tanks, hydraulic booster, steering pump and pipeline etc. Paper is heavy automobile power system of l

6、iquid 目 錄 緒論 1 1汽車的參數(shù) 2 1.1 汽車質量參數(shù) 2 1.1.1整備質量 2 1.1.2 汽車的載客量和裝載質量 2 1.1.3汽車總質量 2 1.1.4 質量系數(shù) 3 1.1.5軸荷分配 3 1.2汽車的尺寸 5 1.2.1軸距L 5 1.2.2 外廓尺寸 5 1.2.3 前懸LF和后懸LR 5 2 轉向系的概述及主要性能參數(shù) 6 2.1 轉向系的概述 6 2.1.1 轉向器 6 2.1.2 轉向操縱機構 7 2.1.3 轉向傳動機構 7 2.1.4 轉角及最小轉彎半徑 8 2.1.5 對轉向系的要求 9 2.2 轉向系

7、主要性能參數(shù) 10 2.2.1 轉向系的效率 10 2.2.2 轉向器的正效率 10 2.2.3 轉向器的逆效率 11 2.2.4 角傳動比 12 2.2.5 力傳動比 13 2.2.6 轉向器傳動副的傳動間隙△t 13 2.2.7 轉向盤的總轉動圈數(shù) 14 3 轉向器機械部分的設計與計算 14 3.1 轉向器的結構形式選擇 14 3.2 轉向系計算載荷的確定 14 3.3循環(huán)球式轉向器設計與計算 15 3.4 循環(huán)球式轉向器零件強度計算 16 4 動力轉向系的設計計算 17 4.1 對動力轉向機構的要求 17 4.2 動力轉向機構布置方案的選擇 17 4.2.

8、1 動力轉向形式與結構方案 17 4.2.2 傳能介質的選擇 18 4.2.3 液壓轉向加力裝置的選擇 19 4.2.4 液壓轉向加力裝置轉向控制閥的選擇 20 4.3 動力缸的設計計算 21 4.3.1 剛徑尺寸Dc的計算 21 4.3.2 活塞行程s的計算 23 4.3.3 動力缸缸筒壁厚t的計算 23 4.4 分配閥的參數(shù)選擇與設計計算 24 4.4.1 預開隙 24 4.4.2 滑閥總移動量 24 4.4.3 局部壓力降 25 4.4.4 油液流速的允許值[v] 25 4.4.5 滑閥直徑d 25 4.4.6 滑閥在中間位置時的油液流速v 26 4.4.7

9、 分配閥的泄漏量 26 4.5 回位彈簧的預緊力和反作用閥直徑的確定 26 4.6 油泵排量與油罐容積的確定 27 4.7 液壓動力轉向的工作特性 28 5 轉向傳動機構設計 29 參考文獻.............................................................................................................30 致謝.....................................................................................

10、................................31 緒論 1.1轉向系統(tǒng)概述 汽車自發(fā)明以來就漸漸走進我們的生活，成為日常生活常用的交通工具，助力轉向系統(tǒng)輕便與否直接體現(xiàn)了駕駛操作舒適性。最早的助力轉向為機械助力轉向系統(tǒng)，后來演變到液壓助力轉向系統(tǒng)、電子助力轉向系統(tǒng)等。轉向系統(tǒng)是用來改變或保持汽車行駛方向的一系列操作裝置，正確操作轉向盤是保證汽車安全行駛的重要標志。 1.2助力轉向的發(fā)展 經過近半個世紀的發(fā)展，液壓助力轉向系統(tǒng)已經很成熟。但隨著汽車科技的發(fā)展，對汽車要求不斷提高，該系統(tǒng)存在的問題不能完全滿足時代的發(fā)展的要求。電動助力轉向

11、系統(tǒng)能很好的提高汽車動態(tài)性能和靜態(tài)性能、提高行駛中駕駛員的舒適性和安全性、減少環(huán)境污染等。  1汽車的參數(shù) 1.1整備質量 整備質量是滿油滿水和裝載必要修理拆卸工具但不含人和貨物的整體質量。 1.2 汽車的載客量和裝載質量 （1） 汽車的載客量為裝載額定載客量 （2） 汽車的載質量為裝載額定載貨量 1.3汽車總質量 汽車總質量是滿載量。 乘用車和商用客車的總質量由整備質量、乘員以及乘員的行李質量。其中人質量按65kg計，于是 (1—2) 式中，n人數(shù)；為行李系數(shù)。 商

12、用貨車的總質量由整備質量、裝載質量和人員質量三部分，即 （1—3） 式中，座位數(shù)。 1.4 質量系數(shù) 質量系數(shù)是指汽車載質量與整車整備質量的比值，即。該系數(shù)反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。 1.5軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要參數(shù)，它對汽車主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，汽車的結構特點及性能對軸荷分配要求非常高。 根據(jù)以上的論述，本次設計初選數(shù)據(jù)如下： 汽車主要參數(shù) 驅動形式 64 外形尺寸（mm） 長：9186

13、寬：2480 高：3020 軸距（mm） 4600+1350 前輪距（mm） 1958 后輪距（mm） 1856 最小離地間隙（mm） 298 前懸（mm） 1576 后懸（mm） 2900 接近角（） 29 離去角（） 22 整車整備質量（kg） 12000 載質量（kg） 20000 總質量（kg） 32000 前軸承載質量（kg） 7500 后軸承載質量（kg） 213000 輪胎選擇 標準輪輞 8.5 斷面寬（mm） 315 外直徑（mm） 1125 單胎最大負荷（kg） 3730 雙胎最

14、大負荷（kg） 3270 單胎充氣壓力（KPa） 810 雙胎充氣壓力（KPa） 740 2 轉向系的概述及主要性能參數(shù) 2.1 轉向系的概述 用來改變或保持汽車行駛方向的一系列裝置成為轉向系。它由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構組成。 2.1.1 轉向器 轉向器是駕駛員對轉向盤的操作傳遞給轉向機構的中間機械，動力轉向系統(tǒng)由機械轉向器與動力組成。采用液力式動力轉向時，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、正效率又高的轉向器結構。 轉向器的結構簡圖見圖 2-3 圖 2-3 轉向系簡圖 （a）與非獨立懸架轉向輪匹配時；（b）與獨立懸架

15、轉向輪匹配時； 1-轉向搖臂；2，4-轉向縱拉桿及橫拉桿；3-轉向節(jié)臂；5-轉向梯形臂；6-懸架7-擺桿 2.1.2 轉向操縱機構 如圖2-1。柔性萬向節(jié)能減少傳到轉向軸的振動。 圖2-1轉向操縱機構 1-轉向萬向節(jié)；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤 2.1.3 轉向傳動機構 轉向傳動機構包括轉向縱拉桿、轉向臂、轉向梯形臂、轉向節(jié)臂以及轉向橫拉桿等。（見圖2-2） 圖2-2 轉向傳動機構 1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節(jié)臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿 圖 2-3 轉向系簡圖 2.1.4 轉角及最小轉彎半徑 最小轉

16、彎半徑是評估汽車機動性的重要參數(shù)。高機動性的汽車應使車輪轉彎最大轉角時前外輪的轉彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內；其次，轉向器回正后向左向右不能超過一定的圈數(shù)。 為了滿足上述對轉向系的要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖2-4所示，由下式決定： （2-1） 式中：—外轉向輪轉角； —內轉向輪轉角； K—兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離； L—軸距 圖2-4 理想的內、外轉向輪轉角間的關系 汽車的最小轉彎半徑與其內、外轉向輪在最大轉角與、軸距L、主銷距K及轉向輪的轉臂a

17、等尺寸有關?？砂聪率接嬎悖? (2-2) 通常為35～40，為了減小值，值有時可達到45 操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。 2.2 轉向系主要性能參數(shù) 2.2.1 轉向系的效率 功率從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。 正效率計算公式： （2—3） 逆效率計算公式：

18、 （2—4） 式中，為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率。 2.2.2 轉向器的正效率 轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量都對轉向器正效率有關系 （1）轉向器類型、結構特點與效率 齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率在四種轉向器中比較高，蝸桿指銷式轉向器的正效率稍低。 不同的轉向器結構不同。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間可選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。轉向器內各 機件之間存在摩擦，所以這種軸向器的效率只有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%。 采用滾針軸承要比滑

19、動軸承正或逆效率高約10%。 （2）轉向器的結構參數(shù)與效率 不計軸承和其經地方的摩擦，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算 =82.1% （2—5） 式中，為螺桿的螺線導程角=8~10，取8；， f為磨擦因數(shù)，取0.03。 2.2.3 轉向器的逆效率 逆效率表示轉向器的可逆性。轉向器可分為可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面上的力經輪胎傳遞給轉向系在傳遞到轉向盤就是可逆性。能使轉向盤自動回正，既方便了駕駛員操作，也提高了駕駛安全性。不可逆式轉向器是指車輪受到的力不應不到轉向盤。該沖擊力容易使零件損壞。同時，它不能自動回正，也

20、不安全，所以汽車不采用這種轉向器。 極限可逆式轉向器介于上兩個之間，受到的作用只能傳遞一部分至轉向盤 不計軸承和其它地方的磨擦損失，則逆效率可用下式計算 =78.3% （2—6） 式（2—5）和式（2—6）表明：增大時，正、逆效率均增大。因不能過大。當導程角磨擦角時，逆效率0，所以該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須比磨擦角大。通常螺線導程角選在8~10之間。 2.2.4 角傳動比 轉向盤轉角的增量和同側轉向節(jié)轉角的相應增量的比值為轉向系的角傳動比。轉向盤轉角的增量和轉向搖臂軸轉角的相應增

21、量的比值為轉向器的角傳動比。轉向搖臂軸轉角的增量與同側轉向節(jié)轉角的相應增量的比值為轉向傳動機構的角傳動比。 （2—7） 式中 ——轉向系的角傳動比； ——轉向器的角傳動比； ——轉向傳動機構的角傳動比； ——轉向盤轉角的增量； ——轉向搖臂軸轉角的增量； ——同側轉向節(jié)轉角的相應增量。 轉向傳動機構排列時轉向搖臂及轉向節(jié)臂都垂直于轉向縱拉桿，而在向兩邊打至極限位置是，轉向搖臂與轉向節(jié)臂分別與轉向縱拉桿的交點相等。這時，轉向傳動機構的角傳動比是 （2—8

22、） 式中 ——轉向搖臂長 ——轉向節(jié)臂長 目前汽車轉向傳動機構的角傳動比大多在0.85~1. 1范圍間，取1。所以做轉向系的角傳動比的設計時，只研究轉向器的角傳動的變化規(guī)律就可以。 2.2.5 力傳動比 （轉向傳動機構的力傳動比）等于（轉向車輪的轉向阻力矩）與T（轉向搖臂的力矩）之比值。其桿件所處的轉向位置影響轉向傳動機構的結構。對于非獨立懸架，當轉向輪在圖示虛線位置時，其轉向搖臂上的力矩為 （2—9） 轉向傳動機構的力傳動比為 （2—10） 2.2.6 轉向器傳動副的傳動間隙△t 各種轉向器中傳動存在間

23、隙，該間隙隨轉向盤改變，這種關系為轉向器傳動副傳動間隙特性（圖2-5）。 傳動副在中間部分使用的多，磨損速度較快。間隙過大時，必須修復改變其間的間隙 傳動副傳動間隙特性應當設計成圖2-5所示。 圖2-5 轉向器傳動副傳動間隙特性 圖中1表明磨損前轉向器的間隙變化特性；2表明磨損后的間隙變化特性，其中間部分出現(xiàn)較大間隙；3表明整改后并消除了間隙變化線。 2.2.7 轉向盤的總轉動圈數(shù) 轉向盤從左（右）極限位置打到右（左）極限位置成為轉向盤的總轉動圈數(shù)。它與轉向角及角傳動比有關。 3 轉向器機械部分的設計與計算 3.1 轉向器的結構形式選擇 轉向器的結構因轉向傳動副不同而不

24、同。一般的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。 介于本次設計，采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，緩沖了地面?zhèn)鱽淼臎_擊力，所以采用正效率高的可逆的轉向器結構。所以機械轉向部分用循環(huán)球——齒條尺扇式轉向器。 3.2 轉向系計算載荷的確定 為了安全駕駛，各個零件必須保持足夠的強度。欲知道轉向系零件的強度，首先要確定各個零件上的作用力。影響因素有轉向軸的負荷、地面阻力和輪胎氣壓等。轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等會也會影響轉向輪，需要客服這些力。 不能精確的計算這些力，所以選擇精確的公式來計算瀝青路或者混凝土路面上的原地轉向阻

25、力距（N?mm),即 （3—1） f 為輪胎在瀝青路面或者混凝土路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉向軸負荷（N），取75000N；p為輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。所以 =5.3 作用在轉向盤上的手力為 （3—2） 式中，為轉向搖臂；為轉向節(jié)臂，兩者之比大約在0.85~1.10之間，近似取1；為轉向盤直徑，在380~550mm之間，驅標準值500mm；為轉向器的正效率82.1%；為轉向器角傳動比，，所以 這個值超過了人能操作的范圍，這時應采用助力系統(tǒng)，并且計算轉向器和動力轉向

26、器動力缸以前零件的載荷，應取作用在轉向盤輪緣上的最大瞬時力，此力為700N。 3.3循環(huán)球式轉向器設計與計算 循環(huán)球式轉向器主要參數(shù)的選擇如下： 齒扇模數(shù) 6.0mm； 搖臂軸直徑40mm； 鋼球中心距34mm； 螺桿外徑33mm； 鋼球直徑8.000mm； 螺距11.000mm； 工作圈數(shù)2.5； 環(huán)流行數(shù)2； 螺母長度78mm； 齒扇齒數(shù)5； 齒扇整圓齒數(shù)15； 齒扇壓力角2730′； 切削角730′； 齒扇寬34mm。 （1）螺母內徑應大于螺桿外徑D1，一般要求和鋼球中心距D

27、的關系為 =（5%~10%）D （3—3） +(5%~10%)D=+8%D=35.72mm （2）鋼球數(shù)量 當鋼球數(shù)量n增加時，其承載能力隨之提高；但鋼球流動性變差，傳動效率隨之降低。因鋼球半徑數(shù)據(jù)上存在誤差，所以不是全部鋼球數(shù)都參與計算。經過長時間實驗環(huán)路中60個鋼球最佳。為保證每個鋼球都承載力，應對鋼球進行布置。每個環(huán)路中的鋼球數(shù)為 式中，W為每個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；n為鋼球數(shù)（不含導流管）；為螺線導程角，常取=5~8，故1 圖 3-1 四點接觸的滾道截面 B、D-鋼球與滾道的接觸點；-鋼球中心距；-滾道截面的圓弧半徑 （3）滾道

28、截面 盡可能降低摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑應大于鋼球半徑,一般取 =（0.51~0.53）d= （4）接觸角 鋼球與螺桿滾道切點正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角稱為接觸角。角多取為45，為保證力的均勻分配。 3.4 循環(huán)球式轉向器零件強度計算 鋼球與滾道之間的接觸應力為 =k （3—4） 式中，k為系數(shù)，根據(jù)A/B值從汽車設計表7-3查出 = （3—5） =0.154 （3—6） =0.0312 ,查表得k=1.615; 為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；為螺桿外半徑；E為材料彈

29、性模量，等于；為鋼球與螺桿之間的正壓力，即 == （3—7） 其中為作用在螺桿上的軸向力 == （3—8） 所以 =k=2226.1MPa 當接觸表面硬度為58~64HRC時，許用接觸應力 所以符合要求。 4 動力轉向系的設計計算 現(xiàn)在的帶動力轉向裝置的汽車大都是經改裝的，只是加裝了一個助力器，以協(xié)助駕駛員。對于裝有動力轉向系統(tǒng)的車輛，當轉向盤上的切向力時，動力轉向系統(tǒng)隨之相應，加力。本次設計取80N。 4.1 對動力轉向機構的要求 1)保持轉向輪轉角和駕駛員轉動轉向盤的轉角之間的一定的比值。 2)隨著轉向輪阻力的改變，

30、作用在轉向盤上的力隨之改變 。 3)當作用在轉向盤上的切向力h F≥0.025～0.190kN時(不是所有汽車都一樣)， 動力轉向器開始工作。 4)轉向后，轉向盤應自動回正，并使汽車保持直線行駛。 5)轉向盤轉動后，系統(tǒng)內壓力能靈敏快速增長到最大值。 6)動力轉向失靈時，不影響機械系統(tǒng)操縱車輪轉向。 7)密封性能好，不泄露。 4.2 動力轉向機構布置方案的選擇 4.2.1 動力轉向形式與結構方案 液壓式動力轉向機構由動力缸、分配閥、轉向器、液壓泵、貯油罐和油管等組成。根據(jù)分配閥、轉向器和動力缸空間位置不一樣，它分為兩種方式：整體式(見圖4—1a)和分置式。分置式按

31、分配閥所在位置不同又分為：裝在動力缸上的分配閥稱為聯(lián)閥式，(見圖 4—1b)；在轉向器和動力缸之間的拉桿上的分配閥稱為連桿式，(見圖 4—1c)；固定在轉向器上的分配閥稱為半分置式，(見圖 4—1d) 圖 4—1 動力轉向機構布置方案 1－分配閥 2－轉向器 3－動力缸 整體式動力轉向器可拆分為轉向分配閥、轉向動力缸與機械轉向器三部分。它根據(jù)轉向分配閥安裝位置的不同分為三種結構型式，即分配閥位于轉向器上端、分配閥位于轉向器上端且與轉向軸平行，分配閥在加力缸活塞內。整體式動力轉向器的優(yōu)點在于結構緊湊、管路短、分配均勻，困難在于對轉向器的密封要求高、結構較復雜、拆裝轉向器難。此外，

32、轉搖臂軸及搖臂等一些主要零件，尺寸大要同時承受由轉向盤傳來的載荷和轉向動力缸的作用載荷，所以在設計裝載質量大的重型汽車上會給轉向器帶來不便。本次設計的載貨汽車前橋負荷7.5t小于15t，所以采用整體式動力轉向器。 4.2.2 傳能介質的選擇 轉向加力裝置以介質不同分為氣壓式和液壓式兩種。氣壓轉向加力裝置多用于氣壓制動系統(tǒng)的貨車和客車，一部分其前軸最大軸載質量為3~7t。因為氣壓制動系統(tǒng)的工作壓力較低（一般不高于0.7MPa）裝載質量特大的貨車一般不采用氣壓轉向加力裝置，，如果用于這種重型汽車上時，其部件尺寸將過大。其工作壓力可高達10Mpa以上，因此它的部件尺寸很小。液壓系統(tǒng)工作滯后時間短

33、工作時無噪聲，而且能減少來自坎坷路面的顛簸。因為油液工作壓力高，液壓式動力轉向動力缸尺寸小、質量小，結構緊湊，油液具有不可壓縮性，靈敏度高以及油液的阻尼作用可緩沖路面沖擊等而被廣泛應用在各類汽車上。所以本設計采用液壓式轉向加力裝置。 4.2.3 液壓轉向加力裝置的選擇 常用的液壓轉向加力裝置有兩種：常壓式和常流式。常壓式的好在有蓄能器積蓄液壓能，液壓泵的流量不足時，甚至液壓泵不運轉的情況下都能為轉向提供動力，使汽車能繼續(xù)行駛一段距離。這一點對重型汽車來說非常關鍵。常流式在結構上不復雜，液壓泵使用時間長，泄漏較少，消耗功率也較少。所以，現(xiàn)在只有少量重型汽車采用常壓式轉向加力裝置，現(xiàn)在的汽車則

34、大都使用常流式。因此本設計采用常流式轉向加力裝置。 常流式液壓轉向加力裝置工作原理圖如圖4-2所示。保持直線行駛時，轉向控制閥6保持開啟。轉向動力缸8的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通，壓力相等。轉向液壓泵2輸出的油液經油路流入轉向控制閥，又由此流回轉向油罐1。因轉向控制閥控制流量輸出少，故液壓泵輸出壓力也很低，液壓泵不參與工作。當轉向盤轉動時，通過機件轉向器7使轉向控制閥處于與某一轉彎方向相對應的狀態(tài)時，轉向動力缸的相應工作腔方與回油管路隔絕，轉而與液壓泵輸出管路相通，而動力缸的另一腔則仍與管路相同。地面轉向阻力經高于液壓泵輸出管路阻力的轉向控制閥節(jié)流阻力。于是，轉向液壓泵輸出壓

35、力迅速升高，當?shù)竭_力推動轉向動力缸活塞時停止。轉向盤停止轉動后，轉向控制閥隨即回到中立位置，使動力缸停止工作。 圖4—2 常流式液壓轉向加力裝置示意圖 1—轉向油罐 2—轉向液壓泵3—溢流閥4—流量控制閥5—單向閥6—轉向控制閥7—機械轉向器8—轉向動力缸 4.2.4 液壓轉向加力裝置轉向控制閥的選擇 轉向控制閥分為滑閥式和轉閥式?，F(xiàn)在，國產轎車基本上都采用轉閥式動力轉向器。而滑閥式動力轉向器多用于重型載貨汽車，故本設計采用滑閥式動力轉向器。 閥體左右移動來控制油液流量的轉向控制閥，稱為滑閥式轉向控制閥，如圖4-3所示。當閥體1處于中間位置時，其兩個凸棱邊與閥套環(huán)槽形成四條

36、縫隙。中間的兩個縫隙分別與動力缸兩腔的油道相通，而兩邊的兩個縫隙與回油道相通。當閥體向右移動很小的一個距離時，右凸棱將右外側的縫隙堵住，左凸棱將中間的左縫隙堵住，則來自液壓泵的高壓油經通道5和中間的右縫隙流入通道4，繼而進入動力缸的一個腔；而動力缸和另一個腔的低壓油被活塞推出，經由通道6和左凸棱外側的縫隙流回儲油罐。 a ) b ) 圖4—3 滑閥式轉向控制閥的結構和工作原理 a)常流式滑閥 b）常壓式滑閥 1—閥體 2—閥套 3—殼體 4、6—通動力缸左、右腔的通道

37、5—通液壓泵輸出管路的通道 4.3 動力缸的設計計算 根據(jù)轉向器，動力缸有兩種布置方法。整體式的動力缸活塞與轉向器均布置在同一個由QT400-18或KTH350-10制造的轉向器殼體內,活塞與齒條制成一體。 在動力缸的計算中需確定其缸徑、活塞行程s、活塞桿直徑d以及缸筒壁厚t。 4.3.1 剛徑尺寸Dc的計算 動力缸的缸徑尺寸Dc可由作用于活塞—齒條上的力的平衡條件來確定： （4—1） 式中 ——由轉向車輪的轉向阻力矩所確定的作用于齒扇上的圓周力； ——活塞與缸筒間的摩擦力； ——由轉向盤切向力所引起的作用在活塞上的軸向力； ——

38、高壓油液對活塞的推力。 其中 （4—2） （4—3） （4—4） （4—5） 式中 （1）——轉向車輪的轉向阻力矩； f 為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉向軸負荷（N），取75000N；p為

39、輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。 所以 （2）——齒扇的嚙合半徑； m是齒扇模數(shù)，z是齒扇全齒齒數(shù)。查表取m=6 ; z=15 所以=45(mm) (3) ——轉向傳動機構的力傳動比；取 （4）——轉向傳動機構的效率；=（0.85~0.9）；取=0.85 （5）——活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)；取 （6）——齒扇的嚙合角；查表取=27 （7）——轉向盤上的切向力；= 為轉向搖臂；為轉向節(jié)臂；為轉向盤直徑；為轉向器角傳動比；為轉向器正效率。 （8）——轉向盤的半徑；= =250mm （9）——轉向螺桿直徑；查

40、表取=34mm (10) ——轉向螺桿螺旋滾道的導程角； （11）——換算摩擦角； （12）——動力缸缸徑； （13）——動力缸內的油液壓力。一般6.0~10.0MPa , 最高16.5~18.0MPa;取8MPa 。 將式（4—1）與式（4—2）（4—3）（4—4）（4—5）聯(lián)立，經過整理即可求得： （4—6） 將以上參數(shù)帶入方程（4—6）解得 103.6mm 。查表取標準值104mm 4.3.2 活塞行程s的計算 當動力缸與轉向器一體時，活塞行程s可由搖臂軸轉至最大轉角時齒扇轉過的節(jié)圓弧長來球得，即 （4—7） 式

41、中——搖臂軸由中間位置轉至極限位置時的轉角; ——齒扇的節(jié)圓半徑。 活塞移至有活塞桿一端的極限位置時，與缸體端面間還應有的間隙以利活塞桿的導向，另一端也應有10 mm的間隙以免與缸蓋碰撞。 4.3.3 動力缸缸筒壁厚t的計算 根據(jù)缸體在橫斷平面內的拉伸強度條件（見式4—8）和在軸向平面內的拉伸強度條件（見式4—9）進行， （4—8） （4—9） 為缸體材料的屈服點。缸體采用球墨鑄鐵QT500—0

42、5，抗拉強度為500MPa ,屈服點為350MPa 。 n 為安全系數(shù)，通常取n=3.5~5 ，這里取n=5 將兩式聯(lián)立解得： ，查表取標準值 t = 10 mm 4.4 分配閥的參數(shù)選擇與設計計算 4.4.1 預開隙 預開隙如圖（4-4）所示，為滑閥處于中間位置時分配閥內各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開啟量，也是為使分配閥內某油路關閉所需的滑閥最小移動量。值過小會使油液常流時局部阻力過大；值過大則轉向盤需轉過一個大的角度才能使動力缸工作，轉向靈敏度低。一般要求轉向盤轉角~ 5時滑閥就移動的距離。 整體式動力轉向系分配閥的預開隙為 （4—10） P為轉向螺桿的螺距

43、，取11mm ；為相應的轉向盤轉角。 值通常約在0.15~0.5mm范圍內，所以取值合理 。 圖4—4 滑閥的總移動量e和預開隙 4.4.2 滑閥總移動量 滑閥總移動量過大時，會使轉向盤停止轉動后滑閥回到中間位置的行程長，致使轉向車輪停止偏轉的時刻也相應“滯后”，從而使靈敏度降低；如值過小，則使密封長度過小導致密封不嚴，這就容易產生油液泄漏致使進、回油路不能完全隔斷而使工作油液壓力降低和流量減少。通常，當滑閥總移動量為時，轉向盤允許轉動的角度約為20左右。據(jù)此可參照式（4—11），并取 =20來計算值。 半分之式動力轉向系的滑閥總移動量為

44、 mm （4—11） 4.4.3 局部壓力降 當汽車直行時，滑閥處于中間位置，油液流經滑閥后再回到郵箱。油液流經滑閥時產生的局部壓力降為 （4—12） 式中 為油液密度；為局部阻力系數(shù)；v為油液的流速。 的允許值[]=MPa 。 4.4.4 油液流速的允許值[v] 將的允許值[]帶入上式（4—12）可得油液流速的允許值為 [v]= （4—13） 4.4.5 滑閥直徑d

45、 （4—14） 為溢流閥限制下的油液最大排量，L/min，一般為發(fā)動機怠速時油泵排量的1.5倍。 油泵采用雙作用YB型葉片泵，最大壓力14MPa ;排量16；最高轉速3200r/min ;控制流量30L/min 。所以 將油液流速的允許值[v]= 帶入式（4—14），可求得d=36.3~41.85mm，取d=3.9cm 4.4.6 滑閥在中間位置時的油液流速v （4—15） 484.7cm 4.85 滿足[v]= 4.4.7 分配閥的泄漏量 （4—16） 為滑閥與閥體間

46、的徑向間隙，cm ，一般=0.0005~0.00125 cm ，計算時取最大間隙0.00125cm 。 為油液的動力粘度。選擇礦油型抗磨液壓油，運動粘度7~9，選擇9；油液密度，取900。 所以所以=0.027小于溢流閥限制下最大排量的5%~10%，滿足要求。 4.5 回位彈簧的預緊力和反作用閥直徑的確定 與分配閥的反作用力矩相平衡的轉向盤力矩為 （4—17） 式中z——反作用閥的對數(shù)，在現(xiàn)有車上z=1~4 ——回位彈簧預緊力； ——反作用閥直徑； c——一個回位彈簧的剛度,c=122； ——反作用閥的行程,6mm； ——轉向螺桿直徑，通常取其平均值，

47、=34mm； ——轉向螺桿螺旋滾道的導程角，=8； ——換算摩擦角，=0.5。 回位彈簧預緊力的選擇條件為：動力轉向開始起作用時作用在轉向盤上的切向力應達到預定值。根據(jù)不同的車型，它的取值范圍為=20~100N，取=80N 當動力轉向開始起作用時，=0及p=0，代入式（4—17）就可求得回位彈簧的預緊力為 （4—18） 由式（4—17）可知，加在轉向盤上的切向力Fh與作用于動力缸活塞上的液壓p成比例關系，而p又與轉向車輪的轉向阻力矩有關，由此就保證了使司機有“路感”。 反作用閥直徑的選擇是根據(jù)在動力缸的最大液壓下作用于轉向盤上的切向力不應超過的條件，并按式(4—17)來計

48、算的.即 （4—19） ——動力缸內液壓的最大值，=8MPa； ——轉向盤半徑，=250mm； 所以=14.03mm，取=14mm 4.6 油泵排量與油罐容積的確定 轉向油泵的排量應保證轉向動力缸能比無動力轉向時以更高的轉速使汽車轉向輪轉向，否則動力轉向反而會形成快速轉向的輔加阻力。油泵排量要達到這一要求。必須滿足如下的不等式: （4—20） Q——油泵的計算排量； ——油泵的容積效率，計算時一般取=0.75~0.85，取0.8； ——漏瀉系數(shù)，=0.05~0.10； ——動力缸缸徑； ——動力缸活塞移動速度，

49、其中——轉向盤轉動的最大可能頻率，計算時對轎車去=1.5~1.7；對貨車取=0.5~1.2，取1.0，則動力轉向系的油泵排量Q可表達為 （4—21） 4.7 液壓動力轉向的工作特性 汽車液壓動力轉向系的工作特性可用其特性曲線見圖4-5表達。 圖4-5 某汽車液壓動力轉向的工作特性曲線圖 1，2-分別為有和無轉向加力時的轉向盤力矩；3-動力缸內液壓p的變化；4-動力轉向工作的有效性指標E 圖4-5描述的是某汽車液壓動力轉向的工作特性曲線。曲線（2）表示無助力轉向時作用在轉向盤上的力矩與轉向車輪的轉向阻力矩成正比；而帶有助力轉向裝置時則在a點以前助力不工作，轉向盤上的

50、切向力與成正比；在a點轉向助力器開始作用；此后在轉向盤上在一定范圍內提高，且是為了駕駛員更有的“路感”。在b點助力轉向有可能失效，這時假設持續(xù)客服轉向阻力矩則要求駕駛員迅速加力于轉向盤_l_的切向力 (曲線1)。相應于作用在轉向盤上的切向力的變化特性，動力轉向工作的有效性指標E也在變化，開始時E=1.0，然后迅速升高，最后由于加力作用受到限制而下落(曲線4)。動力缸內的液壓p也是隨著轉向阻力矩的增大而增大(曲線3)。 5 轉向傳動機構設計 轉向傳動機構是由轉向搖臂至左、右轉向車輪之間用來傳遞力及運動的轉向桿、臂系統(tǒng)。為了是將轉向器輸出端的轉向搖臀的擺動轉變?yōu)樽?、右轉向車輪繞其轉

51、向主銷的偏轉，并使它們偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不向軌跡圓上，實現(xiàn)車輪無滑動地滾動轉向。 轉向器在汽車上應這樣安置：首先應使轉向搖臂下端與縱拉桿鉸接的球頭中心在轉向過程中是在平行于汽車縱向平面的平面內移動(圖5-1）中為了清楚地表明桿、臂間的連接關系，已將該球心所在乎面移至該圖平面上)；其次，為了使轉向縱拉桿與縱置鋼板彈簧協(xié)調運動以避免轉向車輪的擺振，如圖5-2所示，轉向搖臂下端的球頭中心B應盡量與轉向節(jié)臂與縱拉桿鉸接球頭中心的擺動中心重合。 圖5-1與非獨立懸架轉向輪匹配是轉向系簡圖 圖5-2 轉向縱拉桿與縱置鋼板彈簧的運動協(xié)調分析 參 考 文 獻 [1] 劉惟

52、信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001 [2] 李京生.中國汽車零配件大全[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000. [3] 王望予.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007. [4] 石美玉.轉向系統(tǒng)[M].北京：化學工業(yè)出版社，2005. [5] 孫志禮.機械設計[M].沈陽：東北大學出版社，2000 [6] 陳家瑞.汽車構造[M].北京：人民交通出版社，2005. [7] 吳基安，吳洋.汽車電子新技術[M].北京：電子工業(yè)出版社，2006. [8] 余志生.汽車理論[M].北京，機械工業(yè)出版社，2007. [9] 李建秋.汽車電子教程[M].北京，清華大

53、學出版社，2006. [10] 孫恒.機械原理[M].北京：高等教育出版社，2006. [11] 徐灝.機械設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1992. 謝　辭 通過此次設計，我從中學到了很多知識，也發(fā)現(xiàn)了自己存在的不足，知識是無邊的，學無止境。在設計過程中有疑問有迷惑。本次設計幾乎運用了我們所學的全部機械課程，內容涉及到機械設計、材料力學、液壓傳動、機械制圖等知識，以及一些生產實際方面的知識。在陳老師的悉心指導下，知識面變得寬廣了許多，開拓了自己的思維，提高了動手能力

54、，特別是與實際相關的東西，怎么滿足操作人員的需要和要求，怎樣一步步改進。通過設計我的專業(yè)知識更加堅實。 畢業(yè)設計意味著大學四年即將結束，總結大學生活，收獲許多，最重要的是豐富了我們的思維，提高了我們的見識。整個過程重復著發(fā)現(xiàn)問題、解決問題，提出假設、驗證關系，一步一步把問題找到答案。印象最深的一次是為了計算回位彈簧那節(jié)時，真?zhèn)€晚上一直在計算，不知不覺已經深夜。 回味大學四年，感慨萬千，想起一起玩耍的兄弟們即將分離，心里不是滋味，有歡樂，有辛酸，有汗水。最后我們一起走完大學生活，雖然個自為生，但我們始終記得我們在車輛工程的日子。 2014年 4 月 9 日 28