汽车设计课程设计说明书之南宫帮珍创作题目：重型载货汽车转向器设计姓名：席昌钱学号：200924265同组者：严炳炎、孔祥生、余鹏、李朋超、郑年夜伟专业班级：09车辆工程2班指导教师：王丰元、邹旭东设计任务书目录1.转向系分析 (4)2.机械式转向器方案分析 (8)3.转向系主要性能参数 (9)4.转向器设计计算 (14)5.动力转向机构设计 (16)6.转向梯形优化设计 (22)7.结论 (24)8.参考文献 (25)1转向系设计1.汽车转弯行驶时, 全部车轮应绕瞬时转向中心旋转.2.把持轻便, 作用于转向盘上的转向力小于200N.3.转向系的角传动比在23~32之间, 正效率在60%以上, 逆效率在50%以上.4.转向灵敏.5.转向器和转向传念头构中应有间隙调整机构.6.转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置.1.整车尺寸：11976mm*2395mm*3750mm.2.轴数/轴距 4/（1950+4550+1350）mm3.整备质量 12000kg2.转向系分析2.1对转向系的要求[3](1) 保证汽车有较高的机动性, 在有限的场空中积内, 具有迅速和小半径转弯的能力, 同时把持轻便;(2) 汽车转向时, 全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转, 不应有侧滑;(3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小;(4) 转向后, 转向盘应自动回正, 并应使汽车坚持在稳定的直线行驶状态;(5) 发生车祸时, 当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时, 转向系统最好有呵护机构防止伤及乘员.2.2转向把持机构转向把持机构包括转向盘, 转向轴, 转向管柱.有时为了安插方便, 减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷, 提高汽车正面碰撞的平安性以及便于拆装, 在转向轴与转向器的输入端之间装置转向万向节, 如图2-1.采纳柔性万向节可减少传至转向轴上的振动, 但柔性万向节如果过软, 则会影响转向系的刚度.采纳动力转向时, 还应有转向动力系统.但对中级以下的轿车和前轴负荷不超越3t的载货汽车, 则大都仅在用机械转向系统而无动力转向装置.图2-1转向把持机构Fig.2-1 the control mechanism of steering1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘1-steering universal shaft;2-steering propeller ;3-steering column ;4-steering axis;5-steering wheel2.3转向传念头构[4]转向传念头构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等.（见图2-2）转向传念头构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转.图2-2 转向传念头构1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向横拉杆2.4转向器[5]机械转向器是将司机对转向盘的转动酿成转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动）, 并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构.机械转向器与动力系统相结合, 构成动力转向系统.高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便, 多采纳这种动力转向系统.采纳液力式动力转向时, 由于液体的阻尼作用, 吸收了路面上的冲击载荷, 故可采纳可逆水平年夜、正效率又高的转向器结构.为了防止汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害, 除在转向盘中间可装置平安气囊外, 还可在转向系中设置防伤装置.为了缓和来自路面的冲击、衰减转向轮的摆振和转向机构的震动, 有的还装有转向减振器.大都两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高把持稳定性和机动性, 某些现代轿车采纳全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求, 有时要增加转向轮的数目, 本设计按设计要求采纳单轴前轴转向 .2.5转角及最小转弯半径汽车的机动性, 经常使用最小转弯半径来衡量, 但汽车的高机动性则应由两个条件保证.即首先应使左、右转向轮处于最年夜转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的2~2.5倍范围内；其次, 应这样选择转向系的角传动比, 即由转向盘处于中间的位置向左或右旋转至极限位置的总旋转全书, 对轿车应不超越 1.8圈, 对货车不应超越3.0圈.两轴汽车在转向时, 若不考虑轮胎的侧向偏离, 则为了满足上述对转向系的第(2)条要求, 其内、外转向轮理想的转角关系如图2-3所示, 由下式决定：L K BD CO DO i o =-=-θθcot cot (2-1)式中：θo —外转向轮转角；θi —内转向轮转角；K —两转向主销中心线与空中交点间的距离；L —轴距内、外转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证.图2-3 理想的内、外转向轮转角间的关系Fig 2-3Relations between ideal inside and outsidesteering wheel corner汽车的最小转弯半径R min 与其内、外转向轮在最年夜转角θmax i 与θmax o 、轴距L 、主销距K 及转向轮的转臂a 等尺寸有关.在转向过程中除内、外转向轮的转角外, 其他参数是不变的.最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最年夜转角的条件下以低速转弯时前外轮与空中接触点的轨迹构成圆周的半径.最小转弯半径能到达汽车轴距的2~2.5倍, 取R min=2L ； 把持轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来到达.对转向后转向盘或转向轮能自动回正的要求和对汽车直线行驶稳动性的要求则主要是通过合理的选择主销后倾角和内倾角, 消除转向器传动间隙以及选用可逆式转向器来到达.但要使传递到转向盘上的反向冲击小, 则转向器的逆效率有不宜太高.至于对转向系的最后两条要求则主要是通过合理地选择结构以及结构安插来解决.转向器及其纵拉杆与紧固件的称重, 约为中级以及上轿车、载货汽车底盘干重的 1.0%～1.4%；小排量以及下轿车干重的1.5%～2.0%.转向器的结构型式队汽车的自身质量影响较小.3. 机械式转向器方案分析3.1循环球式转向器循环球式转向器有螺杆和螺母共同形成的落选槽内装钢球构成的传动副, 以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成, 如图3-1所示.图3-1 循环球式转向器示意图Fig 3-1Circulation-ball steering循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球, 将滑动摩擦转酿成滚动摩擦, 因而传动效率可以到达75%～85%；在结构和工艺上采用办法后, 包括提高制造精度, 改善工作概况的概况粗拙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工, 使之有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变动；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行, （图3-2）；适合用来做整体式动力转向器.图3-2 循环球式转向器的间隙调整机构Fig 3-2 The gap adjusts the organizational structureofRecirculation-ball gears循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高, 结构复杂, 制造困难, 制造精度要求高.循环球式转向器主要用于商用车上.功率p 1从转向轴输入, 经转向摇臂轴输出所求 得的效率称为转向器的正效率, 用符号η+暗示, 反之称为逆效率, 用符号η-暗示.正效率η+计算公式：p p p 121-=+η（4-1） 逆效率η-计算公式： p p p 323-=-η（4-2） 式中, p 1为作用在转向轴上的功率；p 2为转向器中的磨擦功率；p 3为作用在转向摇臂轴上的功率.正效率高, 转向轻便；转向器应具有一定逆效率, 以保证转向轮和转向盘的自动返回能力.但为了减小传至转向盘上的路面冲击力, 防止打手, 又要求此逆效率尽可能低.影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等.η+影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等.（1）转向器类型、结构特点与效率在四种转向器中, 齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比力高, 而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些.同一类型转向器, 因结构分歧效率也纷歧样.如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承.选用滚针轴承时, 除滚轮与滚针之间有摩擦损失外, 滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失, 故这种轴向器的效率η+仅有54%.另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%.转向摇臂轴的轴承采纳滚针轴承比采纳滑动轴承可使正或逆效率提高约10%.（2）转向器的结构参数与效率如果忽略轴承和其经处所的摩擦损失, 只考虑啮合副的摩擦损失, 对蜗杆类转向器, 其效率可用下式计算)tan(tan 00ρη+=+a a =75%（4-3）式中, a 0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角,a 0取8°, ρ为摩擦角, ρ=arctanf ；f 为磨擦因数.取f=0.05.η-根据逆效率分歧, 转向器有可逆式、极限可逆式和不成逆式之分.路面作用在车轮上的力, 经过转向系可年夜部份传递到转向盘, 这种逆效率较高的转向器属于可逆式.它能保证转向轮和转向盘自动回正, 既可以减轻驾驶员的疲劳, 又可以提高行驶平安性.可是, 在不服路面上行驶时, 传至转向盘上的车轮冲击力, 易使驾驶员疲劳, 影响平安行驾驶.属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器.不成逆式和极限可逆式转向器不成逆式转向器, 是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器.该冲击力转向传念头构的零件接受, 因而这些零件容易损坏.同时, 它既不能保证车轮自动回正, 驾驶员又缺乏路面感觉, 因此, 现代汽车不采纳这种转向器.极限可逆式转向器介于可逆式与不成逆式转向器两者之间.在车轮受到冲击力作用时, 此力只有较小一部份传至转向盘.如果忽略轴承和其它处所的磨擦损失, 只考虑啮合副的磨擦损失, 则逆效率可用下式计算00tan )tan(a a ρη-=-=64%（4-4）式（4-3）和式（4-4）标明：增加导程角a 0, 正、逆效率均增年夜.受η-增年夜的影响, a 0不宜取得过年夜.当导程角小于或即是磨擦角时, 逆效率为负值或者为零, 此时标明该转向器是不成逆式转向器.为此, 导程角必需年夜于磨擦角.转向系的角传动比0ωi 由转向器角传动比ωi 和转向传念头构角传动比ωi '组成, 即ωωωi i i '=0（4-5）转向器的角传动比:P r i πω2=26≈（4-6） 齿扇啮合半径75.482145.62r =⨯==mz转向传念头构的角传动比: k p k p k p d d dt d dt d i ββββωωω==='//1≈（4-7） 转向系的传动比包括转向系的角传动比0ωi 和转向系的力传动比p i .转向系的力传动比:11750245026a 2i 0=⨯⨯==SW p D i ω（4-8）转向器角传动比可以设计成减小、增年夜或坚持不变的.影响选取角传动比变动规律的主要因素是转向轴负荷年夜小和对汽车机动能力的要求.若转向轴负荷小或采纳动力转向的汽车, 不存在转向繁重问题, 应取较小的转向器角传动比, 以提高汽车的机动能力.若转向轴负荷年夜, 汽车低速急转弯时的把持轻便性问题突出, 应选用年夜些的转向器角传动比.汽车以较高车速转向行驶时, 要求转向轮反应灵敏·, 转向器角传动比应当小些.汽车高速直线行驶时, 转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小.否则转向过分敏感, 使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难.转向器角传动比变动曲线应选用年夜致呈中间小两端年夜些的下凹形曲线, 如图4-1所示.图4-1转向器角传动比变动特性曲线Fig 4-1 Change characteristic property curve ofSteeringangle transmission ratio△t传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙.该间隙随转向盘转角的年夜小分歧而改变, 并把这种变动关系称为转向器传动副传动间隙特性（图4-2）.研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关.传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小, 最好无间隙.若转向器传动副存在传动间隙, 一旦转向轮受到侧向力作用, 车轮将偏离原行驶位置, 使汽车失去稳定.传动副在中间及其附近位置因使用频繁, 磨损速度要比两端快.在中间附近位置因磨损造成的间隙过年夜时, 必需经调整消除该处间隙.为此, 传动副传动间隙特性应当设计成图4-2所示的逐渐加年夜的形状.图4-2 转向器传动副传动间隙特性Fig 4-2 Drive gap characteristic property of steering转向器传动副传动间隙特性图中曲线1标明转向器在磨损前的间隙变动特性；曲线2标明使用并磨损后的间隙变动特性, 而且在中间位置处已呈现较年夜间隙；曲线3标明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变动特性.转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数.它与转向轮的最年夜转角及转向系的角传动比有关, 并影响转向的把持轻便性和灵敏性.轿车转向盘的总转动阁数较少, 一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超越6圈.为了增加转向的轻便性, 取6圈.[8]为了保证行驶平安, 组成转向系的各零件应有足够的强度.欲验算转向系零件的强度, 需首先确定作用在各零件上的力.影响这些力的主要因素有转向轴的负荷, 空中阻力和轮胎气压等.为转动转向轮要克服的阻力, 包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等.精确地计算这些力是困难的, 为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力距M r（N •mm),即Pf G M r 133=＝1008504 N •mm (5-1)式中, f 为轮胎和路面见的摩擦因素, 一般取0.7；G 1为转向轴负荷24000（N ）;p=0.74为轮胎气压（MPa ） 转向系主要参数说明：转向摇臂的长度与转向传念头构有关, 一般初选时, 年夜货车可取300~400mm, 本设计取340mm, 转向器角传动比在23~32内选取, 本设计取26 作用在转向盘上的手力为ND L M L F SW h 207i 22r1==+ηω（5-2）式中, L 1为转向摇臂长；L 2为转向节臂长；D SW 为转向盘直径；i ω为转向器角传动比；η+为转向器正效率.[9]摇臂轴直径/mm 42 钢球中心距D /mm40螺杆外径D 1/mm 38 钢球直径d /mm 螺距P /mm 工作圈数W 螺母长度L /mm 80 导管壁厚 /mm钢球直径与导管内径间隙e/mm螺线导程角0a /º 730’ 齿扇压力角0a /º2730‘ 接触角θ/º 45 环流行数2D 2应年夜于D 1, 一般要求D D D %)10~%5(12=-（5-3）D 2=D 1+（5%~10%）D=38+8%⨯=d DWπ≈39个（5-4）2⨯8.0=4.16 mm （5-5）[10]σσ=k3222223)()(r R r R E F -=1217MP （5-6）式中, k 为系数, 根据A/B 值查表, A=[（1/r ）-(1/2R )]/2,B=[(1/r)+(1/1R )]/2;2R 为滚道截面半径, k 取1.50；r 为钢球半径；1R ⨯105MP a ；3F 为钢球与螺杆之间的正压力, 即3F =oa n F θcos cos 02＝737N （5-7）式中, 0a 为螺杆螺线的导程角；o θ为接触角；n 为介入工作的钢球数；F 2为作用在螺杆上的轴向力,o SW h b D R F F 2/2/cot 20-=α=19904N当接触概况硬度为58~64HRC ；拍－时, 许用接触应力[σ]=2500 MP a由于σ=1217 MP<[σ],因此满足强度.转向摇臂直径d 为式中, K 为平安系数, 根据汽车使用条件分歧可取 2.5~3.5；M R 为转向阻力矩；0τ为扭转强度极限.摇臂轴用20CrMnTi 钢制造, 概况渗碳, 渗碳层深度在0.8~1.2mm.对前轴负荷年夜的汽车, 渗碳层深度为 1.05~1.45mm.概况硬度为58~63HRC及选取对动力转向机构的要求1.运动学上应坚持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间坚持一定的比例关系.2.随着转向轮阻力的增年夜（或减小）, 作用在转向盘上的手力必需增年夜（或减小）, 称之为“路感”.Fh≥0.025～0.190kN 时, 动力转向器就应开始工作.4.转向后,转向盘应自动回正, 并使汽车坚持在稳定的直线行驶状态.5.工作灵敏, 即转向盘转动后, 系统内压力能很快增长到最年夜值.6.动力转向失灵时, 仍能用机械系统把持车轮转向.7.密封性能好, 内、外泄漏少. 对动力转向机构的选取整体式动力转向器多用在轿车和前桥载重在15t 以下的货车上, 本设计的货车的前桥的载重为 2.4t,所以采纳整体式动力转向器.动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸体壁厚.动力缸发生的推力F 为式中, L 1为转向摇臂长度；L 为转向摇臂轴到动力缸活塞之间的距离.F1为直拉杆上的力, F 1=a Mr=20170N推力F 与工作油液压力p 和动力缸截面面积S 之间有如下关系pLS LF 11=(6-1)因为动力缸活塞两侧的工作面积分歧, 应按较小一侧的工作面积来计算, 即)(422d D p S -=π（6-2）式中, D 为动力缸内径；d p 为活塞杆直径, 初选d p ＝0.35D, 压力p ＝8Mpa.联立式(6-1)和式（6-2）后获得d L F ppLD 2114+=π=68 mm （6-3）所以dp=0.35D=23.8mm 取8.01=LL活塞行程是车轮转制最年夜转角时, 由直拉杆的的移动量换算到活塞杆处的移动量获得的.活塞厚度可取为B=0.3D.动力缸的最年夜长度s 为s D D s 13.0)6.0~5.0(10+++= =200mm(6-4)动力缸壳体壁厚t,根据计算轴向平面拉应力σz 来确定, 即n Dt p s z t Dσσ≤+=])(4[22（6-5）式中, p 为油液压力；D 为动力缸内径；t 为动力缸壳体壁厚；n 为平安系数, n=3.5~5.0 取4;σs 为壳体资料的屈服点.壳体资料用球墨铸铁采纳QT500－05, 抗拉强度为500MPa,屈服点为350MPa.t=3mm活塞杆用45刚制造, 为提高可靠性和寿命, 要求概况镀铬并磨光.１．动力转向器的作用效能用效能指标'=F Fhhs 来评价动力转向器的作用效能.现有动力转向器的效能指标s=1~15.２．路感驾驶员的路感来自于转动转向盘时, 所要克服的液压阻力.液压阻力即是反作用阀面积与工作液压压强的乘积.在最年夜工作压力时, 轿车：换算以转向盘上的力增加约30~50N.３．转向灵敏度转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值i 来评价δϕ2Dswi =(6-14)比值i 越小, 则动力转向作用的灵敏度越高.. ４．动力转向器的静特性动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变动关系曲线, 是用来评价动力转向器的主要特性指标.因输出转矩即是油压压力乘以动力缸工作面积和作用力臂, 对已确定的结构, 后两项是常量, 所以可以用输入转矩M φ与输出油压p 之间的变动关系曲线来暗示动力转向的静特性, 如图6-1示.常将静特性曲线划分为四个区段.在输入转矩不年夜的时候, 相当于图中A 段；汽车原地转向或调头时, 输入转矩进入最年夜区段（图中C 段）；B 区段属经常使用快速转向行驶区段；D 区段曲线就标明是一个较宽的平滑过渡区间.要求动力转向器向右转和向左转的静特性曲线应对称.对称性可以评价滑阀的加工和装配质量.要求对称性年夜于.转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心, 在分歧的圆周上做无滑动的纯滚动.设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最佳参数和进行强度计算.转向梯形有整体式和断开式两种.一般转向梯形机构安插在前轴之后, 但当发念头位置很低或前轴驱动时, 也有位于前轴之前的.两轴汽车转向时, 若忽略轮胎侧偏影响, 两转向前轴的延长线应交于后轴延长线.设0θ, i θ分别是外内转向车轮转角, k 为两主销中心线延长线到空中交点之间的距离, 则梯形机构应保证内外转向车轮的转角有如下关系：cotL Kcog i =-θθ0, 若自变角为0θ则因变角i θ的期望值为：)(cot ot )(010L K c f i -==-θθθ, 现有转向梯形机构仅能满足上式要求.如下图所示, 在图上作辅助虚线, 利用余弦定理可推得转向梯形所绘出的实际因变角'i θ为：)cos(21]2cos )cos(cos 2[arccos)cos(21)()sin(arcsin 020020')(θγγθγγθγθγγθ+-+-+--+-++-=mK m K m Km K M K i 其中 m —梯形臂长 γ—梯形底角图7-1 汽车瞬时转向图应使设计的转向梯形所绘出的实际因变角'i θ尽可能接近理论上的期望值i θ.其偏差最常使用的中间位置附近小转角范围应尽可能小, 以减小高速行驶时轮胎的磨损.而在不经常使用且车速较慢的最年夜转角时可适当放宽要求, 因此在加入加权因子)(00θω构成评价优略的目标函数f(x)为:f （x ）=max1''00010()()()[]100()i i i i ii i θθθθθωθθθθ=-⨯%∑将上式代得： f(x)=－0[2cos cos()cos 2]1100cot(cot )i i Karc Lγγγθθ-+--⨯%-其中 x —设计变量 x=][21X X =⎥⎦⎤⎢⎣⎡m γmax 0θ—外转向轮最年夜转角, 由上图可得：max 0θ=a R L-min arcsin =︒30其中 min R —汽车最小转弯半径为15.7m,a —主销偏移距为50mm, 轴距L=7850mmK=2020mm 梯形臂长度m=0.14K=283mm考虑到大都使用工况下转角小于︒20, 且︒10以内的小转角使用的更加频繁, 因此取：当建立约束条件时应考虑到：设计变量m 及γ过小时, 会使横拉杆上的转向力过年夜；当m 过年夜时, 将使梯形安插困难, 故对m 的上、下限及对γ的下限应设置约束条件.因γ越年夜, 梯形越接近矩形．f(x)值就越年夜, 而优化过程是求f(x)的极小值, 故可不用对γ的上限加以限制.综上所述, 各设计变量的取值范围构成的约束条件为：m-0min ≥m 0max ≥-m m 0min ≥-γγ梯形臂长度m 设计时常取在min m ＝0.11K, max m ＝0.15K,取m=0.14K=283mm.梯形底角min γ＝︒70,︒=40min δ另外, 由机械原理得知, 四连杆机构的传动角δ不宜过小, 通常取︒=≥40min δδ.如上图所示, 转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时到达最小值, 故只考虑右转弯时min δδ≥即可.利用该图所作的辅助虚线及余弦定理, 可推出最小传动角约束条件为02cos )cos (cos )cos(cos 2cos min max 0min ≥--++-K m γγδθγγδ , 式中, min δ为最小传动角. 由上述数学模型可知, 转向梯形机构的优化设计问题是一个小型的约束非线性规划问题, 可用复合形法来求解.根据上述思路, 可用C 语言编程进行优化设计（原法式见附录）.优化的结果如下：转向梯形底角 γ=︒788. 结 论通过本次汽车设计实践课程使我对汽车设计有更加深刻理解, 不单熬炼了自己入手设计的能力, 而且培养了立异理念.在这里要非常感谢老师和学校提供的这次机会,这也是我们迈向社会, 从事职业工作前一个必很多的过程.9. 参考文献[1] 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