节能小车的转向和制动系统设计

毕业设计报告 (论文 ) 报告 (论文 )题目： 节能小车的转向和制动系统 设计 作者所在系部： 机电工程学院 作者所在专业： 作者所在班级： 作 者 姓 名 ： 作 者 学 号 ： 指导教师姓名： 完 成 时 间 ： 要 随着产业布局、产品结构的调整，就业结构也将发生变化。企业对较高层次的第一线应用型人才的需求将明显增加，培养相当数量的具有高等文化水平的职业人才，成为迫切要求。因此熟悉 汽车转向系统 ，熟练掌握现代化 汽车转向系统的设计 、操作和维护的应用型高级技术人才成为社会较紧缺、企业最需要的人才。 随着汽车工业的迅速发展，转向装置的结构也有很大变化。现代汽车转向装置的设计趋势主要向适应汽车高速行驶的需要、充分考虑安全性、轻便性、低成本、低油耗、大批量专业化生产发展。 本文阐述了汽车转向系统各个部分的作用、组成、主要构造、工作原理、及可能出现的故障，同时提出了对出现的故障进行维修的可行方案；采用了理论与实际相结合的方法，对每个问题都有良好的认识，对所学内容进行了良好的总结归纳，以此进一步熟悉掌握汽车转向系统的各方面知识，深化巩固所学知识，做到理论与实际相结合，在理论学习的前提下，用实际更好的理解所学内容。 关键词 ：节能小车 转向 制动 of of it be to a of of of of of of of is to of of of of of a of a to in to of of of in of to 目 录 第 1 章 绪论 .汽车转向系统 .汽车转向系统概述 .转向系统简介及工作原理 . 转向操纵机构 . 机械转向器 . 转向传动机构 . 2 章 节能小车制动系统设计 .制动器的选择 .制动系统的布置形式 .制动总成的相关计算 .制动系统的安装与固定 . 制动手柄的固定 . 刹车线的固定 . 制动器的安装与固定 . 3 章 机械式转向器方案分析 .齿轮齿条式转向器 .循环球式转向器 . 蜗杆滚轮式转向器 .蜗杆指销式转向器 . 4 章 转向系的主要性能参数 .转向系的效率 . 转向器的正效率 .转向器的逆效率 .传动比变化特性 . 转向系传动比 .力传动比与转向系角传动比的关系 . 转向器角传动比的选择 .转向器传动副的传动间隙 t .转向盘的总转动圈数 . 5 章 转向器设计计算 .转向系计算载荷的确定 .转向器设计 . 参数的选取 . 计算参数 .循环球式转向器零件强度计算 . 钢球与滚道之间的接触应力 .转向摇臂直径的确定 . 6 章 动力转向机构设计 .对动力转向机构的要求 .转向机构的计算 . 尺寸计算 . 分配阀的参数选择与设计计算 .动力转向的评价指标 . 7 章 转向传动机构设计 .转向传送机构的臂、杆与球销 .杆件设计结果 .论 .谢 .考文献 .第 1 章 绪论 节能小车转向系统 用来改变或保持车辆行驶或倒退方向的一系列装置称为转向系统 (转向系统的功能就是按照驾驶员的意愿控制车的行驶方向。转向系统对车辆的行驶安全至关重要，因此转向系统的零件都称为保安件。转向系统和制动系统都是车辆安全必须要重视的两个系统。 节能小车转向系统概述 节能小车在行驶的过程中 ,需按驾驶员的意志改变其行驶方向。就轮式汽车而言 ,实现汽车转向的方法是 , 驾驶员通过一套专设的机构 ,使汽车转向桥 (一般是前桥 )上的车轮 (转向轮 )相对于汽车纵横线偏转一定角度。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，即称为汽车转向系统。 汽车转向系统分为两大类：机械转向系统和动力转向系统。 机械转向系统：完全靠驾驶员手力操纵的转向系统。 动力转向系统：借助动力来操纵的转向系统。动力转向系统又可分为液压动力转向系统和电动助力动力转向系统。 转向系统简介及工作原理 机械转向系以驾驶员的体力作为转向能源，其中所有传力件都是机械的。机械转向系由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成如图 1示。 4图 1向系统结构 上图是一种机械式转向系统。驾驶员对转向盘施加的转向力矩通过转向轴输入转向器。从转向盘到转向传动轴这一系列零件即属于转向操纵机构。作为减速传动装置的转向器中有级减速传动副。经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆，再传给固定于转向节上的转向节臂，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而改变了汽车的行驶方向。这里，转向横拉杆和转向节臂属于转向传动机构。 向操纵机构 转向操纵机构由方向盘、转向轴、转向管柱等组成，它的作用是将驾驶员转动转向盘的操纵力传给转向器。 械转向器 机械转向器 (也常称为转向机 )是完成由旋转运动到直线运动 (或近似直线运动 )的一组齿轮机构，同时也是转向系中的减速传动装置。 目前较常用的有齿轮齿条式、循环球曲柄指销式、蜗杆曲柄指销式、循环球 杆滚轮式等。 向传动机构 转向传动机构的功用是将转向器输出的力和运动传到转向桥两侧的转向节，使两侧转向轮偏转，且使二转向轮偏转角按一定关系变化，以保证汽车转向时车轮与地面的相对滑动尽可能小。 车转向原理 汽车转向时，要使各车轮都只滚动不滑动，各车轮必须围绕一个中心点 图 1然这个中心要落在后轴中心线的延长线上，并且左、右前轮也必须以这个中心点 O 为圆心而转动。 为了满足上述要求，左、右前轮的偏转角应满足如下关系： 向角 由转向中心 O 到外转向轮与地面接触点的距离，称为车转弯半径。转弯半径越小，则汽车转向所需场地就越小。当外转向轮偏转角达到最大值时，转弯半径 R 最小。 转向直拉杆 转向直拉杆的作用是将转向摇臂传来的力和运动传给转向梯形臂 (或转向节臂 )。它所受的力既有拉力、也有压力，因此直拉杆都是采用优质特种钢材制造的，以保证工作可 *。直拉杆的典型结构如图 1转向轮偏转或因悬架弹性变形而相对于车架跳动时，转向直拉杆与转向摇臂及转向节臂的相对运动都是空间运动，为了不发生运动干涉，上述三者间的连接都采用球销。 6图 1直拉杆的典型结构 转向减振器 随着车速的提高，现代汽车的转向轮有时会产生摆振（转向轮绕主销轴线往复摆动，甚至引起整车车身的振动） ，这不仅影响汽车的稳定性，而且还影响汽车的舒适性、加剧前轮轮胎的磨损。在转向传动机构中设置转向减振器是克服转向轮摆振的有效措施。转向减振器的一端与车身（或前桥）铰接，另一端与转向直拉杆（或转向器）铰接。 图 1减振器 7第 2 章 节能小车制动系统设计 制动器的选择 节能车的宗旨是节能减排，所以在满足制动力要求的情况下，要求制动系统的重量最轻。综合以上考虑，初步采用自行车用 V 形刹（图 2自行车用 V 刹（图 2为节能车用制动器。 V 形刹价格 量 合 V 刹边强化后的车圈，仍然会相对轻一些；性能 碟刹价格昂贵，其中优质油碟均在千元以上，重量相对重，虽然有车圈轻量化的优势，但是综合而言，相对较重；性能 试比较复杂，但是磨合后工作相当稳定，不易受外界 条件影响。制动力强劲，适合所有条件的骑行，抱死临界域宽。 两种制动器各有优缺点，都满足节能车的使用要求。 图 2自行车用 V 形刹 图 2自行车用碟刹 制动系统的布置形式 根据节能车的总体布置，节能车的车轮是前两轮和后一轮的布置形式。在这种车轮布置形式下，节能车制动系统有三种布置方案分别为前左右两轮用碟刹制动器、后轮用两个自行车用 V 形刹制动器、后轮用一个 V 形刹和一个碟刹。制动系统由大赛规则确定要求即在 11的斜坡上能保证停留，而且制动系统对平时训练整车的操作安全性有很高的保证。经过综合比较研究决定采用两套高效 V 形刹制动器，因为其价格相对便宜质量与其他制动件相对较轻。因为前轴的定位尺寸控制严格所以决定采用后刹系统。 制动总成的相关计算 制动力的确定应该保证节能车在满载情况下于 11斜坡上能完全制动，即沿斜面分力同制动力平衡。 f (式中 GG= =11 f滑动阻力系数 f=知 过汽车理论知识分析可以得到如下关系式： (ur (式中 地面制动力 附着力 车轮给地面的法向反作用力 附着系数 摩擦片与鼓盘的制动力矩 r车轮半径 已知 00 r=250u=据以上的计算可以确定所需采购的制动闸的最小制动力，以达到计算要求为优。 自行车闸的扳手可以抽象成一个杠杆的力学模型，如右图所示。 钢索一端连在杠杆上的 B 点，另一端连在曲梁上 ,当人在 A 端用力时 ,钢索被拉动。设人在刹车时用力集中于一点 A，刚索拉力集中于 B 点， O 点为转轴 ,可得力矩平衡方程： 21=0 计算得 1*2,由于 为 3:1，可知 1 约为 3； 1。即扳手可以简化成一个省力杠杆的模型，使人用较小的力捏闸时，也可以对钢索施加较大的拉力，以这个较大的拉力带动刹皮压紧车轮，从而产生摩擦力。 自行车 V 型刹制动器也可以抽象为图 1 所示的一个杠杆的力学模型，杠杆9比为 4:1，传力比为 1:4。根据调查人的握力至少为 20 200N,综合扳手和制动器的杠杆比 ,传送到制动闸上的制动力至少为 4800N，远远满足设计要求。 制动系统的安装与固定 制动手柄的固定 制动手柄的固定参照自行车上扳手的固定方式，通过紧固螺丝将制动手柄安装在节能车把手上。 刹车线的固定 根据大赛规则，刹车装配线等结构需要从车内穿过，以免与地面接触造成摩擦。刹车线需要通过扎带固结在车架上，防止与地面接触。 制动器的安装与固定 通过用防松螺栓螺母紧固的方式，将制动器固定在车架上，部分地方采用铆接的方式。 10第 3 章 机械式转向器方案分析 齿轮齿条式转向器 齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其他形式的转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达 90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙以后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧。能自动消除齿间间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度。还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。 齿轮齿条式转向器的主要缺点是：因逆效率高，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。 根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向起有四种形式：中间输入，两端输出；侧面输入，两端输出；侧面输入，中间输出；侧面输入，一端输出。 采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条连的左，右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆那与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。 采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。 侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。 容易齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，使轴承寿命降低，还有斜齿轮的滑11磨比较大是它的缺点。 齿条断面形状有圆形、 V 形和 Y 形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。 V 形和 Y 形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节省 20%，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动； 而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用 V 形和 Y 形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。 为了防止齿条旋转，也有在转向器壳体上设计导向槽的，槽内嵌装导向块，并将拉杆、导向块与齿条固定在一起。齿条移动时导向块在导向槽内随之移动，齿条旋转时导向块可防止齿条旋转。要求这种结构的导向块与导向槽之间的配合要适当。配合过紧会为转向和转向轮回正带来困难，配合过松齿条仍能旋转，并伴有敲击噪声。 根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置：形式转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形。 齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上。载质量不大，前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。 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示。 12图 3循环球式转向器示意图 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，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可以达到 75% 85%；在结构和工艺上采取措施后，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化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行，适合用来做整体式动力转向器。 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。 蜗杆滚轮式转向器 蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。主要优点是：结构简单；制造容易；因为滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹呈面接触，所以有比较高的强度，工作可靠，磨损小，寿命长；逆效率低。 蜗杆滚轮式转向器的主要缺点是：正效率低；工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比较困难；转向器的传动比不能变化。 这种转向器曾在汽车上广泛使用过。 蜗杆指销式转向器 蜗杆指销式转向器的销子如不能自转，称为固定销式蜗杆指销式转向器；销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身州县转动的，称为旋转销式转向器。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。 蜗杆指销式转向器的优点是：转向器的传动比可以做成不变的或者变化的；指销和蜗杆之间的工作面磨损后，调整间隙工作容易进行。 固定销蜗杆指销式转向器的结构简单、制造容易；但是因销子不能自转，销子的工作部位基本保持不变，所以磨损快、工作效率低。旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。 要求摇臂轴有较大的转角时，应该采用双销式结构。双销式转向器在直线行驶区域附近，两个销子同时工作，可降低销子上的负荷，减少磨损。当一个销子脱离啮合状态是，另一个销子要承受全部作用力，而恰恰在此位置，作用力达到最大值，所以设计师要注意核算其强度。双销与单销蜗杆指销式转向器比较，结构复杂、尺寸和质量大，并且对两主销间的位置精度、蜗杆上螺纹槽13的形状及尺寸精度等要求高。此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。 蜗杆指销式转向器应用较少。 第 4 章 转向系的主要性能参数 转向系的效率 功率 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符号 表示， ；反之称为逆效率，用符号 表示。 正效率 计算公式： （ 41） 逆效率 计算公式： （ 42） 式中， 为作用在转向轴上的功率； 为转向器中的磨擦功率； 为作 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。 转向器的正效率 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。 14（ 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较高，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，因结构不同效率也不一样。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 +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用滚针轴承比采用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地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算 （ 4 )式中， 蜗杆（或螺杆）的螺线导程角； 为摩擦角， =f 为磨擦因数。 转向器的逆效率 根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，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，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。 属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。 不可逆式和极限可逆式转向器 不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力转向传动机构的零件承受，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，现代汽车不采用这种转向器。 极限可逆式转向器介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。 如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算 15（ 44） 式（ 4式（ 4明：增加导程角 ，正、逆效率均增大。受增大的影响， 不宜取得过大。当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值0或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。 传动比变化特性 转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比 和转向系的力传动比 。转向系0i （ 45） 转向系的角传动比 : （ 4 /0转向系的角传动比 由转向器角传动比 和转向传动机构角传动比 组0i i i成，即 （ 4-7） 转向器的角传动比 : （ 4 / 22 转向传动机构的角传动比 : （ 4 /1力传动比与转向系角传动比的关系 转向阻力 与转向阻力矩 的关系式： 4 用在转向盘上的手力 与作用在转向盘上的力矩 的关系式： h h（ 4 式（ 4、式（ 4入 后得到 （ 4 果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理， 2 （ 4 将式（ 4入式（ 4得到 （ 414） 当 a 和 变时，力传动比 越大，虽然转向越轻，但 也越大，表明 转向器角传动比的选择 转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。 若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大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。 17转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图 4示。 图 4向器角传动比变化特性曲线 转向器传动副的传动间隙 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大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性（图 4。 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大时，必须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示的逐渐加大的形状。 图 4向器传动副传动间隙特性 转向器传动副传动间隙特性 图中曲线 1 表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线 2 表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙；曲线 3 表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。 转向盘的总转动圈数 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。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的18操纵轻便 性和灵敏性。 第 5 章 转向器设计计算 转向系计算载荷的确定 为了保证行驶安全，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，地面阻力和轮胎气压等。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 （ N即 N中， f 为轮胎和路面见的摩擦因素，一般取 为转向轴负荷1（ N） ;p 为轮胎气压（ 。 作用在转向盘上的手力为 （ 5 N 式中， 为转向摇臂长； 为转向节臂长； 为转向盘直径； 为转129向器角传动比； 为转向器正效率。 转向器设计 参数的选取 摇臂轴直径 /6 钢球中心距 D/5 螺杆外径 /1 23 钢球直径 d /距 P /作圈数 W 母长度 L /5 导管壁厚 /球直径与导管内径之间的间隙 e/线导程角 / 0a 7 法向压力角 / 20 接触角 / 45 环流行数 2 计算参数 大于 ，一般要求 505(3） = +（ 5%10%） D=25+8%*25 21=27 2. 钢球数量 n n= 个 （ 22个 3. 滚道截面半径 R 2R =（ d= （ 55） 转向器零件强度计算 接触应力 =k （ 5） =中， k 为系数，根据 A/B 值查表， A=（ 1/r） -(1/ )/2, B=(1/r)+(1/2; 为滚道截面半径， k 取 r 为钢球半径； 为螺杆外径； E 为材料2R 1弹性模量，等于 0 为钢球与螺杆之间的正压力，即 5 （ 5 1式中， 为螺杆螺线的导程角； 为接触角； n 为参与工作的钢球数；02为作用在螺杆上的轴向力当接触表面硬度为 5864时，许用接触应力 =2500 ,因此满足强度。 转向摇臂直径的确定 转向摇臂直径 d 为 02.中， K 为安全系数，根据汽车使用条件不同可取 为转向阻为扭转强度极限。 0摇臂轴用 20制造，表面渗碳，渗碳层深度在 于前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为 面硬度为 5863 6 章 转向机构设计 对转向机构的要求 减小） ，作用在转向盘上的手力必须增大（或减小） ，称之为“路感” 。 ，动力转向器就应开 转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。 转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。 能用机械系统操纵车轮转向。 、外泄漏少。 转向机构的计算 尺寸计算 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。 动力缸产生的推力 F 为 （ 6 中， 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。 1因为动力缸活塞两侧的工作面积不同，应按较小一侧的工作面积来计算，即 （ 6 )(42式中， D 为动力缸内径； 为活塞杆直径，初选 力 pp 联立式 (6式（ 6得到 （ 63） 所以 d=22塞行程是车轮转制最大转角时，由直拉杆的的移动量换算到活塞杆处的移动量得到的。 活塞厚度可取为 B=力缸的最大长度 s 为 (6.50(1=130力缸壳体壁厚 t,根据计算轴向平面拉应力 来确定，即 z（ 6)(425） 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 为安全系数， n=为壳体材料的屈服点。壳体材料用球墨铸铁采用 拉强度为 500服点为 350 23t=5塞杆用 45 刚制造，为提高可靠性和寿命，要求表面镀铬并磨光。 分配阀的参数选择与设计计算 分配阀的要参数有 :滑阀直径 d、预开隙 密封长度 、滑阀总移动量 e、v、局部压力降和泄漏量等。 转向油泵的排量应保证转向动力缸能比无动力转向时以更高的转向时汽车转向轮转向，否则动力转向反而会形成快速转向的辅加阻力。油泵排量要达到这一要求，必须满足如下不等式： (式中 Q油泵的计算排量； 油泵的容积，计算时一般取 V V泄漏系数， 动力缸缸径； 力缸活塞移动速度； 0 转向盘转动的最大可能频率，计算时对轿车取 则动力转向系的油泵排量 Q 可表达为 (4(6 =47L/s 为滑阀处于中间位置时分配阀内各环形油路沿滑阀轴向的开启量，也是为使分配阀内某油路关闭所需的滑阀最小移动量。 值过小会使油液 值过大则转向盘需转过一个大的角度才能使动力缸向灵敏度低。一般要求转向盘转角 时滑阀就移动 的距52 (6t52 中 相应的转向盘转角， （） ； t 转向螺杆的螺距， 滑阀总移动量 e 过大时，会使转向盘停止转动后滑阀回到中间位置的行程长，致使转向车轮停止偏转的时刻也相应“滞后” ，从而使灵敏度降低；如 e 值过小，则使密封长度 过小导致密封不严，这就容易产生油液泄漏致使12进、回油路不能完全隔断而使工作油液压力降低和流量减少。通常，当滑阀总移动量为 e 时，转向盘允许转动的角度约为 20左右。 (6t3602=p当汽车宜行时，滑阀处于中间位置，油液流经滑阀后再回到油箱。油液流经滑阀时产生的局部压力降 ( （ 9） 式中 油液密度， kg/ 局部阻力系数，通常取 v油液的流速， m/s。 的允许值为 pv 25由于 的允许值 =入上式，则可得到油液流速的允许pv (630d (6=110中 溢流阀限制下的油液最大排量， L/般约为发动机怠速时油； 预开隙， 滑阀在中间位置时的油液流速， m/s 7. 滑阀在中间位置时的油液流速 v (6=5m/s Q（ 613） =cm/s 01式中 滑阀也阀体建的径向间隙，一般 滑阀进、出口油液的压力差； pd 滑阀直径； 密封长度； 液的动力粘度。 转向的评价指标 动力转向器的作用效能 用效能指标 来评价动力转向器的作用效能。现有动力转向器的s=115。 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。液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。在最大工作压力时，轿车：换算以转向盘上的力增加约 3050N。 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 来评价 i(62值 越小，则动力转向作用的灵敏度越高。 。 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化关系曲线，是用来评价动力转向器的主要特性指标。因输出转矩等于油压压力乘以动力缸工作面积和作用力臂，对于已确定的结构，后两项是常量，所以可以用输入转矩 图 6 常将静特性曲线划分为四个区段。在输入转矩不大的时候，相当于图中 车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段（图中 ； 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。要求对称性大于 27图 6特性曲线分段示意图 第 7 章 转向传动机构设计 转向传动机构是由转向摇臂至左、右转向车轮之间用来传递力及运动的转向杆、臂系统。其任务