汽車設(shè)計轉(zhuǎn)向系設(shè)計

汽車設(shè)計轉(zhuǎn)向系設(shè)計第1頁/共37頁2本章

重點

轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)型式

轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)

機械式轉(zhuǎn)向系設(shè)計計算

動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計

轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計

轉(zhuǎn)向桿系布置

四輪轉(zhuǎn)向第2頁/共37頁39.1概述

轉(zhuǎn)向系是用來保持或改變汽車行駛方向的機構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。轉(zhuǎn)向系的主要設(shè)計要求(1)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應(yīng)繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。(2)保證汽車有較高的機動性(轉(zhuǎn)彎半徑小)。(3)轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。(4)汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自激振動，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。(5)懸架導向機構(gòu)和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)盡可能小。(6)操縱輕便，轉(zhuǎn)向時，施加在轉(zhuǎn)向盤上的切向力，對乘用車不應(yīng)超過150～200N，對商用車不應(yīng)超過500N。(7)轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動回正，并應(yīng)使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。(8)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)。(9)在車禍中，當轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸由于車架或車身變形而后移時，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。(10)進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。

第3頁/共37頁49.2轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)方案分析

9.2.1機械式轉(zhuǎn)向器方案分析根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動副的不同，機械轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。1．齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器2．循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器3．蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器4．蝸桿指銷式9.2.2轉(zhuǎn)向盤的尺寸及布置乘用車、小型客車、小型商用車的轉(zhuǎn)向盤直徑參考直徑為400mm；中型客車、中型商用車的轉(zhuǎn)向盤參考直徑為450mm或者500mm；大型客車和大型商用車的轉(zhuǎn)向盤的參考直徑為550mm。第4頁/共37頁59.2.3轉(zhuǎn)向軸的防傷安全措施(9-1)式中，為實際斷面寬度；為墊片厚度；為墊片簾布的層數(shù)；為考慮墊片不能同時損壞的系數(shù)，取0.85；為考慮危險斷面邊緣的簾線完整性被破壞的系數(shù)，取0.80；為拉伸應(yīng)力，MPa。圖9.5彈性聯(lián)軸節(jié)第5頁/共37頁69.2.3轉(zhuǎn)向軸的防傷安全措施圖9.6吸能轉(zhuǎn)向管柱簡圖套管間的過盈量

(9-2)式中，為互相平衡的徑向力數(shù)或套管上的凹坑數(shù)；為計算斷面套管間接觸點處的法向力；，為外、內(nèi)套管的系數(shù)；為套管壁厚；為彈性模量。第6頁/共37頁79.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)9.3.1轉(zhuǎn)向系傳動比1．轉(zhuǎn)向系角傳動比轉(zhuǎn)向系角傳動比定義為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量與兩側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量的平均值之比。

(9-6)式中，為轉(zhuǎn)向系角傳動比；為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；、為左、右轉(zhuǎn)向節(jié)的轉(zhuǎn)角增量。轉(zhuǎn)向器角傳動比的定義為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量與搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，即

(9-7)式中，為轉(zhuǎn)向器角傳動比；為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；為轉(zhuǎn)向搖臂軸的轉(zhuǎn)角增量，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比的定義為轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量，與兩側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量的平均值之比，即

(9-11)

為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)傳動比；為轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角增量；、為左、右轉(zhuǎn)向節(jié)的轉(zhuǎn)角增量?？梢钥闯觯D(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比的乘積就是轉(zhuǎn)向系的角傳動比，即

(9-12)第7頁/共37頁82．轉(zhuǎn)向系轉(zhuǎn)矩傳動比在實用中，轉(zhuǎn)向系轉(zhuǎn)矩傳動比定義為

(9-15)式中，為轉(zhuǎn)向系轉(zhuǎn)矩傳動比；為在轉(zhuǎn)向節(jié)上克服的轉(zhuǎn)向阻力矩，由作用在左、右轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩和組成；為施加在轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)矩；為轉(zhuǎn)向系的角傳動比；為轉(zhuǎn)向器在實際載荷下的效率；為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)在施加載荷下的效率。

9.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)第8頁/共37頁99.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)3．轉(zhuǎn)向器角傳動比的變化規(guī)律齒輪齒條式變速比轉(zhuǎn)向器兩齒輪正確嚙合的條件是其基圓齒距必須相等，即

(9-18)式中，為齒輪的模數(shù)；為齒輪的壓力角；為齒條的模數(shù)；為齒條的壓力角。小齒輪的節(jié)圓直徑越小，其轉(zhuǎn)動一定圈數(shù)齒條的移動距離越小，速比越大。設(shè)小齒輪的基圓直徑為，它是不變的。小齒輪與齒條嚙合時的壓力角取決于在嚙合點齒條的壓力角

(9-19)第9頁/共37頁109.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)

2)循環(huán)球齒條齒扇式變速比轉(zhuǎn)向器循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動比可以由下式計算

(9-20)式中，t為螺桿螺距；r為齒扇的嚙合半徑。圖9.9齒扇節(jié)圓半徑隨齒輪轉(zhuǎn)角發(fā)生變化第10頁/共37頁119.3.2轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙1．轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副(如循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒扇和齒條)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。

2.如何獲得傳動間隙特性循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性，可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲取必要的傳動間隙。即將中間齒設(shè)計成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側(cè)齒到離開中間齒最遠的齒，其厚度依次遞減。9.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)第11頁/共37頁129.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)9.3.3轉(zhuǎn)向器的效率1．轉(zhuǎn)向器的正效率轉(zhuǎn)向器的正效率表征的是功率從轉(zhuǎn)向盤到車輪時的傳遞特性。

(9-23)式中，為轉(zhuǎn)向搖臂軸上的轉(zhuǎn)向阻力矩；為主動施加在轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)矩；為轉(zhuǎn)向器角傳動比；為轉(zhuǎn)向器在實際載荷下的正效率。2．轉(zhuǎn)向器的逆效率轉(zhuǎn)向器的逆效率表征的是功率從車輪到轉(zhuǎn)向盤時的傳遞特性。

(9-26)式中，為在轉(zhuǎn)向搖臂軸上主動施加的力矩；為駕駛員被動施加在轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)矩；為轉(zhuǎn)向器角傳動比；為轉(zhuǎn)向器在實際載荷下的逆效率。第12頁/共37頁139.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)1．轉(zhuǎn)向器類型2．轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)正效率可表示為式中，為蝸桿(或螺桿)的螺線導程角(螺線升角)；為摩擦角，逆效率可表示為(9-29)(9-28)為摩擦因數(shù)。第13頁/共37頁149.4機械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算9.4.1轉(zhuǎn)向器計算載荷的確定原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR(9-30)式中，f為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7；為轉(zhuǎn)向軸負荷(N)；p為輪胎氣壓(MPa)。作用在方向盤上的力為

(9-31)式中，為轉(zhuǎn)向搖臂長；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長；為轉(zhuǎn)向盤直徑；為轉(zhuǎn)向器傳動比；為轉(zhuǎn)向器正效率。

第14頁/共37頁159.4機械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算9.4.2齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪，齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，壓力角取20°，齒輪螺旋角取值范圍多為9～15°。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應(yīng)的齒條移動行程應(yīng)達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12°～35°范圍內(nèi)變化第15頁/共37頁169.4機械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算9.4.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計1．主要尺寸參數(shù)的選擇螺桿、鋼球、螺母傳動副鋼球中心距D、螺桿外徑D1、螺母內(nèi)徑D2

鋼球直徑d和數(shù)量n每個環(huán)路中的鋼球數(shù)可用公式計算

(9-32)(3)滾道截面

(4)接觸角(5)螺距P和螺旋線導程角(6)工作鋼球圈數(shù)第16頁/共37頁179.4.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計2)齒條、齒扇傳動副設(shè)計9.4機械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算圖9.16用滾刀加工變厚齒扇的進給運動圖9.17變厚齒扇的截面圖9.18變厚齒扇齒形計算簡圖圖9.19螺桿受力簡圖第17頁/共37頁189.4.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計2．循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力齒的彎曲應(yīng)力轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定9.4機械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算第18頁/共37頁199.5動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計9.5.1動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計要求(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kN時(因汽車形式不同而異)，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。第19頁/共37頁209.5.2液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案分析1．動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案2．分配閥的機構(gòu)方案分配閥有兩種結(jié)構(gòu)方案：分配閥中的閥與閥體以軸向移動方式來控制油路的稱為滑閥式，以旋轉(zhuǎn)運動來控制油路的稱為轉(zhuǎn)閥式。第20頁/共37頁219.5.3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內(nèi)徑

動力缸殼體壁厚t，根據(jù)計算軸向平面拉應(yīng)力來確定2．分配滑閥參數(shù)的選擇分配閥的泄漏量局部壓力降3．分配閥的回位彈簧回位彈簧的力在保證轉(zhuǎn)向輕便的條件下，應(yīng)盡可能取大些?；匚粡椈深A(yù)壓縮力的最小值，應(yīng)大于轉(zhuǎn)向器逆?zhèn)鲃訒r的摩擦力。第21頁/共37頁224．動力轉(zhuǎn)向器的評價指標動力轉(zhuǎn)向器的作用效能路感轉(zhuǎn)向靈敏度動力轉(zhuǎn)向器的靜特性

第22頁/共37頁239.6轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計9.6.1理想的內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系9.6.2整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設(shè)計第23頁/共37頁249.6.2整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設(shè)計初選了和m以后，還需要校核這個梯形是否能滿足要求，可以應(yīng)用作圖法進行校核。具體的作法如下：(1)首先按式(9-54)初選轉(zhuǎn)向梯形臂長m；按式(9-53)初選底角，畫出中間位置時的轉(zhuǎn)向梯形圖，如圖9.26所示；(2)再給出一系列內(nèi)輪轉(zhuǎn)角，通過作圖求得對應(yīng)的外輪轉(zhuǎn)角。(3)分別以A和B為原點，把和畫在圖上，如圖9.26所示。每對射線有一個交點，把這些交點連接起來，就得到在選定的梯形底角下的實際特性曲線。第24頁/共37頁259.6.3斷開式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設(shè)計1．雙橫臂獨立懸架橫拉桿斷開點位置確定1)三心定理法(a)懸架結(jié)構(gòu)示意圖(b)三心定理作圖法示意圖(c)雙橫臂平行時的三心定理作圖法第25頁/共37頁269.6.3斷開式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設(shè)計1．雙橫臂獨立懸架橫拉桿斷開點位置確定2)上下止點法第26頁/共37頁279.6.3斷開式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設(shè)計2．麥弗遜懸架橫拉桿斷開點位置確定第27頁/共37頁289.6.4轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)強度計算1．球頭銷2．轉(zhuǎn)向拉桿

3．轉(zhuǎn)向搖臂球頭直徑(mm)轉(zhuǎn)向輪負荷(N)20～6000226000～9000259000～125002712500～160003016000～240003524000～340004034000～490004549000～700005070000～100000第28頁/共37頁299.7轉(zhuǎn)向桿系的布置9.7.1前懸架采用非獨立懸架的轉(zhuǎn)向桿系布置

圖9.36整體式前橋運動分析圖9.37最佳的轉(zhuǎn)向縱拉桿布置位置圖9.38板簧S變形對轉(zhuǎn)向的影響第29頁/共37頁309.7.2前懸架采用獨立懸架的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置1．齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器圖9.39MacPherson懸架與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器(ETO)的布置圖9.40MacPherson懸架與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器(CTO)系統(tǒng)的布置第30頁/共37頁312．整體式轉(zhuǎn)向器9.7.2前懸架采用獨立懸架的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置圖9.42斷開式轉(zhuǎn)向梯形安裝形式第31頁/共37頁329.8四輪轉(zhuǎn)向

四輪轉(zhuǎn)向是現(xiàn)代乘用車采用的一項提高汽車操縱穩(wěn)