轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計課程設(shè)計DOC

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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

2、質(zhì)量 1360kg 驅(qū)動型式 4X2前輪 軸距 2550 空域曲軸負何 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

3、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

4、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險 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

5、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 一軸 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

6、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

7、 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

8、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?。?，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 Fh A0.025?0.190kN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

9、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 f=-FiLi L 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 = F1L1 PL 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 2 2、 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 I D = I4 F1L1 + .2 =63 m

10、m 所以 d=22mm ;二pL dP 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 s =10 (0.5~0.6)D 0.3D s=130mm 動力缸殼體壁厚t,根據(jù)計算軸向平面拉應(yīng)力仃z來確定，即 2 s : 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=3.5~5.0;仃s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

11、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)計計算 分配閥的要參數(shù)有：滑閥直徑d、預開隙e密封長度e、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,Q 3 _ 、：? PL P 10 , Q= =2.26 10 cm/s 12-& 10 局部壓力降甲 當汽車宜行時，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&P(MPa)為 2 p 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

12、/s。 △p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s = F/，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)向盤上的力增加約30?50Z 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 i來評價 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

13、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)矩不大的時候，相當于圖中AI殳；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)

14、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(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。 當汽車前懸架采用非獨立式懸架時，

15、應(yīng)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: co匕 o -cog i =? DO -CO B

16、D 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 cot-0 - cot Ui = K 若自變角為8。，則因變角9 i的期望值為 』=f (%)

17、= 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)的傳動角占不宜過小，通常取 C“n=40。。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/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