机械毕业设计（论文）-城市SUV汽车循环球式转向系统设计（全套图纸） .pdf

车辆与动力工程学院毕业设计说明书 1 城市城市 suv 汽车循环球式转向系统设计汽车循环球式转向系统设计 摘摘 要要 汽车在行驶过程中，经常需要改变行驶方向，汽车转向系是汽车转向运 动的装置，该系统由操纵机构，转向器，传动机构三部分组成，作为整车的 一个重要总成，是影响汽车操纵稳定性和行驶安全性的关键系统之一。本文 即完成了与长城哈弗 h5 欧风版（两驱）独立悬架系统相配用的循环球式转 向系统设计。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 在城市 suv 汽车循环球式转向系统设计过程中， 首先确定汽车转向系统 的结构型式为机械转向，明确转向系的主要设计要求，选择长城哈弗 h5 欧 风版（两驱）作为设计的基础车型，参考该车型的主要技术参数，逐步确定 了转向系的主要性能参数，例如转向系的力传动比i = 203.66、作用在方向 盘上的手力 = 128.45n等。其次进行了循环球式转向器结构型式选择及其设 计计算，确定了循环球式转向器的角传动比转向器的角传动比i= 17.15，完 成了螺杆- 钢球- 螺母传动副及齿条- 齿扇传动副的设计，并对循环球式转向器 的重要零件进行了强度校核，如对钢球与滚道间的接触应力及转向摇臂轴强 度的校核，结果均符合设计要求。最后设计了转向传动机构。长城哈弗 h5 欧风版（两驱）的前悬架系统采用了麦弗逊式独立悬架，所以本次设计相应 采用分段式转向梯形机构，用图解法确定了转向横拉杆的断开点位置，并验 证了内外轮转角关系，对转向系的转向梯形进行了优化设计，得到了良好的 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 2 转向梯形特性，最终完成了循环球式转向系统设计，确保将该设计方案运用 到车辆上时具有良好的转向性能。 关键词：城市 suv，转向系统,机械转向,循环球式转向器,断开式转向梯形 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 3 urban suv recirculating ball steering system design abstract a car in motion need to change the direction of travel frequently. automobile steering system is a vehicle steering movement device. the system consists of control mechanism, steering and transmission. as an important vehicle assembly, it is a critical system affecting vehicle handling and stability and driving safety. in this thesis i completed a recirculating ball steering system design matched with the great wall motor haval h5 european style (two- drive) independent suspension system. firstly, in the process of recirculating ball steering system design of urban suv, i determined the structure type of automobile steering system as the mechanical steering, cleared the main design requirements of steering system and selected the great wall motor haval h5 european style (two- drive) as the basis model of design, made the main technical parameters of this model as known parameters, gradually established the main steering system performance parameters, such as the steering force transmission ratio is i = 203.66, the practicing hand on the steering wheel is = 128.45n. secondly, i proceed to select recirculating ball- style steering gear structure type and completed the design calculation of it, identified the recirculating ball steering angle transmission ratio i = 17.15, completed the design of the screw - ball - nut transmission pair and racks teeth fan gear pair and made the strength check of important parts of the recirculating ball steering, such as the contact stress between balls and raceway and the steering arm shaft strength check. finally, i designed the steering linkage. the front suspension of great wall motor haval h5 european style (two- drive) uses macpherson independent suspension system. therefore, this design corresponding uses a segmented steering linkage, determined disconnect position of steering tie rod graphically and verified the 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 4 relationship between internal and external rotation angle, got a good feature of steering trapezoid, and then i completed the recirculating ball steering system design, ensure that the design can be applied to the vehicle with good steering performance. key words: urban suv, the steering system, mechanical steering, recirculating ball steering, the separation type steering trapezoid 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 i 目目 录录 第一章 转向系统概述 . 1 1.1 汽车转向系统 1 1.1.1 机械转向系 1 1.1.2 动力转向系 2 1.1.3 转向系的主要设计要求 3 1.2 转向器及转向操纵机构 . 4 1.2.1 转向器的传动效率及转向盘自由行程 . 4 1.2.2 循环球式转向器 5 1.2.3 转向操纵机构 6 1.3 哈弗 h5 欧风版（两驱）技术参数 . 8 第二章 转向系的主要性能参数 10 2.1 转向系的效率 10 2.2 转向系的角传动比与力传动比 . 11 2.2.1 角传动比 . 11 2.2.2 力传动比 . 12 2.2.3 转向器角传动比的变化规律 . 15 2.3 转向器的传动间隙特性 . 17 2.4 转向系的刚度及转向盘的总转动圈数 17 2.4.1 转向系的刚度 17 2.4.2 转向盘的总转动圈数 19 第三章 循环球式转向器结构型式选择及其设计计算 . 20 3.1 循环球式转向器的角传动比 . 21 3.2 螺杆- 钢球- 螺母传动副 22 3.3 齿条- 齿扇传动副 . 25 3.4 循环球式转向器零件的强度计算 32 3.4.1 钢球与滚道间的接触应力. 32 3.4.2 螺杆在弯扭联合作用下的强度计算 . 35 3.4.3 转向摇臂轴直径的确定 36 第四章 转向传动机构设计 37 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 ii 4.1 转向传动机构概述 . 37 4.2 转向梯形机构设计 . 40 4.2.1 整体式转向梯形机构设计. 40 4.2.2 分段式转向梯形机构 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 4.3 转向传动机构的臂、杆与球销 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 4.3.1 转向摇臂的强度计算 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 4.3.2 转向纵拉杆与横拉杆的计算 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 4.3.3 球销的强度与耐磨性校核 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 结 论 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致 谢 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 iii 符号说明符号说明 转向系的效率 l 轴距，mm b 前轮距，mm 螺杆的螺线导程角， 摩擦系数 i 转向系的角传动比 r 转向盘的半径，mm a 主销偏移距，mm t 转向阻力矩，nmm g 转向轴的载荷，n 主销内倾角， 主销后倾角， 转向盘上的手力，n c 转向系的刚度 r 齿扇的啮合半径，mm t 螺杆或螺母上的钢球滚道的螺距，mm d 钢球直径，mm 螺线导程角， r 螺杆与螺母的滚道截面的圆弧半径，mm 钢球与滚道的接触角， m 模数 d 螺杆外径，mm e 材料弹性模量 屈服极限，mp 扭转强度极限，mp 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 第一章第一章 1.1 汽车转向系统 汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向 车转向。就轮式汽车而言， 机构，使汽车转向桥（一般是前桥 偏转一定角度。在汽车直线行驶时 作用，自动偏转而改变行驶方向 轮向相反方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向 复汽车行驶方向的专设机构 此，汽车转向系的功用是， 汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类 1.1.1 机械转向系 机械转向系以驾驶员的体力作为转向能源 机械转向系由转向操纵机构 1- 转向盘；2- 转向轴；3- 转向万向节 7- 转向直拉杆；8 11 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 1 第一章第一章 转向系统概述转向系统概述 需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向， ，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的 一般是前桥）上的车轮（转向轮）相对于汽车纵轴线 在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的 自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机构使转向 从而使汽车恢复原来的行驶方向。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（俗称汽车转向系 ，保证汽车能按驾驶员的意志而进行转向行驶 汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类 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 图1- 1 机械转向系示意图 转向万向节；4- 转向传动轴；5- 转向器；6- 转向摇臂 8- 转向节臂；9- 左转向节；10、12- 梯形臂； 11- 转向横拉杆；13- 右转向节 即所谓汽 驾驶员通过一套专设的 相对于汽车纵轴线 往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的 驾驶员也可以利用这套机构使转向 这一套用来改变或恢 俗称汽车转向系）。因 转向行驶。 汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。 其中所有传力件都是机械的。 转向器和转向传动机构三大部分组成。 转向摇臂； 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 2 图 1- 1 所示为机械转向系的组成和布置示意图。当汽车转向时，驾驶员 对转向盘 1 施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴 2、转向万向节 3 和转向 传动轴 4 输入转向器 5。经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向摇 臂 6，再经过转向直拉杆 7 传给固定于左转向节 9 上的转向节臂 8，使左转向 节和它所支承的左转向轮偏转。 为使右转向节 13 及其支承的右转向轮随之偏 转相应角度，还设置了转向梯形。转向梯形由固定在左、右转向节上的梯形 臂 10、12 和两端与梯形臂作球铰链连接的转向横拉杆 11 组成。 从转向盘到转向传动轴这一系列部件和零件属于转向操纵机构。由转向 摇臂至转向梯形这一系列部件和零件（不含转向节）均属于转向传动机构。 目前，许多国内外生产的新车型在转向操纵机构中采用了万向传动装置 （转向万向节和转向传动轴）。这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通 用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可满足各种 变型车的总布置要求。即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可采 用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体（驾驶室、 车架）的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。 转向盘在驾驶室安置位置与各国交通法规规定车辆靠道路左侧还是右侧 通行有关。包括我国在内的大多数国家规定车辆右侧通行，相应地应将转向 盘安置在驾驶室左侧。这样，驾驶员的左方视野较广阔，有利于两车安全交 会。相反，在一些规定车辆靠左侧通行的国家和地区使用的汽车上，转向盘 则应安置在驾驶室右侧。 1.1.2 动力转向系 动力转向系是兼用驾驶员体力和发动机动力为转向能源的转向系。在正 常情况下，汽车转向所需能量，只有一小部分由驾驶员提供，而大部分是由 发动机通过动力转向装置提供的。但在动力转向装置失效时，一般还应当能 由驾驶员独立承担汽车转向任务。因此，动力转向系是在机械转向系的基础 上加设一套动力转向装置而形成的。 对最大总质量在 50t 以上的重型汽车而言，一旦动力转向装置失效，驾 驶员通过机械传动系加于转向节的力远不足以使转向轮偏转而实现转向。故 这种汽车的动力转向装置应当特别可靠。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 3 1.1.3 转向系的主要设计要求 一、汽车转弯行驶时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，任何车轮 不应有侧滑。 二、保证汽车有较高的机动性(转弯半径小)。 三、转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。 四、汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自激振动，转向盘没有 摆动。 五、悬架导向机构和转向传动机构共同工作时，由于运动不协调使车轮 产生的摆动应尽可能小。 六、操纵轻便，转向时，施加在转向盘上的切向力，对乘用车不应超过 150200n，对商用车不应超过 500n。 七、转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状 态。 八、转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整 机构。 九、在车祸中，当转向盘和转向轴由于车架或车身变形而后移时，转向 系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 十、进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。 正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。转向系中设置有 转向减振器时能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力 明显降低。为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转 角， 并要达到按前外轮车轮轨迹计算， 其最小转弯半径能达到汽车轴距的 2 2.5 倍。通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈 数多少两项指标来评价操纵轻便性。没有配置动力转向的乘用车，在行驶中 转向，此力应为 50100n；有动力转向时，此力在 2050n。当商用车从直 线行驶状态，以 10km/h 的速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为 12m 的弯道上行驶，且路面干燥，若转向系内没有装动力转向器，上述切向 力不得超过 250n；有动力转向器时，不得超过 120n。乘用车转向盘从中间 位置转到每一端的圈数不得超过 2 圈，商用车则要求不超过 3 圈。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 4 1.2 转向器及转向操纵机构 1.2.1 转向器的传动效率及转向盘自由行程 转向器是转向系的减速传动装置，一般有 12 级减速传动副。它可按传 动副的结构形式分类。 曾经出现过的转向器结构形式很多， 但有些已被淘汰。 目前在汽车上广泛采用的有齿轮齿条式、循环球- 齿条齿扇式、循环球- 曲柄 指销式和蜗杆曲柄指销式等几种结构形式。 一、转向器传动效率 转向器的输出功率与输入功率之比称为转向器传动效率。在功率由转向 轴输入，由转向摇臂输出的情况下求得的传动效率称为正效率，而传动方向 与上述相反时求得的效率则称为逆效率。逆效率很高的转向器很容易将经转 向传动机构传来的路面反力传到转向轴和转向盘上，故称为可逆式转向器。 可逆式转向器有利于汽车转向结束后转向轮和转向盘自动回正，但也能将坏 路面对车轮的冲击力传到转向盘，发生“打手”情况。 逆效率很低的转向器称为不可逆式转向器。不平道路对转向轮的冲击载 荷输入到这种转向器，即由其中各传动零件（主要是传动副）承受，而不会 传到转向盘上。路面作用于转向轮上的回正力矩同样也不能传到转向盘。这 就使得转向轮自动回正成为不可能。此外，道路的转向阻力矩也不能反馈到 转向盘，使得驾驶员不能得到路面反馈信息（所谓丧失“路感”），无法据以 调节转向力矩。 逆效率略高于不可逆式的转向器称为极限可逆式转向器。其反向传力性 能介于可逆式和不可逆式之间，而接近于不可逆式。采用这种转向器时，驾 驶员能有一定的路感，转向轮自动回正也可实现，而且只有在路面冲击力很 大时，才能部分地传到转向盘。现代汽车上一般不采用不可逆式转向器。经 常在良好路面上行驶的汽车多采用可逆式转向器。极限可逆式转向器多用于 中型以上越野汽车和工矿用自卸汽车。 二、转向盘自由行程 单从转向操纵灵敏而言，最好是转向盘和转向节的运动能同步开始并同 步终止。然而，这在实际上是不可能的。这是因为在整个转向系中各传动件 之间都必然存在着装配间隙，而且这些间隙将随着零件的磨损而增大。在转 向盘转动过程的开始阶段，驾驶员对转向盘所施加的力矩很小，因为只是用 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 来克服转向系内部的摩擦， 认为这一阶段是转向盘空转阶段 矩以克服经车轮传到转向节上的转向阻力矩 的。转向盘在空转阶段中的角行程称为转向盘自由行程 于缓和路面冲击及避免使驾驶员过度紧张是有利的 转向灵敏性降低。一般说来 一方向的自由行程最好不超过 超过时2530，则必须进行调整 1.2.2 循环球式转向器 本次设计重点介绍循环球式转向器 循环球式转向器也是目前国内外汽车上较为流行的一 球式转向器中一般有两级传动副 齿扇传动副或滑块曲柄销传动副 图1- 2 解放 1- 转向器壳体；2- 推力角接触球轴承 6- 钢球导管卡；7- 钢球导管 11- 转向柱管总成；12- 转向轴 16- 侧盖；17- 孔用弹性挡圈； 图 1- 2 所示为解放 ca1040 器1。转向螺杆 3 的轴颈支承在两个推力角接触球轴承 调整垫片 9 调整。转向螺母 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 5 ，使各传动件运动到其间的间隙完全消除 认为这一阶段是转向盘空转阶段。此后，才需要对转向盘施加更大的转向力 矩以克服经车轮传到转向节上的转向阻力矩，从而实现使各转向轮偏转的目 转向盘在空转阶段中的角行程称为转向盘自由行程。转向盘自由行程对 于缓和路面冲击及避免使驾驶员过度紧张是有利的，但不宜过大， 一般说来，转向盘从相应于汽车直线行驶的中间位置向任 一方向的自由行程最好不超过1015。 当零件磨损严重到使转向盘自由行程 则必须进行调整。 循环球式转向器。 循环球式转向器也是目前国内外汽车上较为流行的一种结构形式 球式转向器中一般有两级传动副，第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条 齿扇传动副或滑块曲柄销传动副。 解放ca1040系列轻型载货汽车转向器 推力角接触球轴承；3- 转向螺杆；4- 转向螺母；5- 钢球 钢球导管；8- 六角头锥形螺塞；9- 调整垫片；10- 上盖 转向轴；13- 转向器侧盖衬垫；14- 调整螺钉；15- ；18- 垫片；19- 摇臂轴衬套；20- 齿扇轴摇臂轴 ca1040 系列轻型载货汽车的循环球- 齿条齿扇式转向 的轴颈支承在两个推力角接触球轴承 2 上。轴承紧度可用 转向螺母 4 外侧的下平面上加工成齿条，与齿扇轴 使各传动件运动到其间的间隙完全消除。故可以 对转向盘施加更大的转向力 从而实现使各转向轮偏转的目 转向盘自由行程对 否则将使 转向盘从相应于汽车直线行驶的中间位置向任 当零件磨损严重到使转向盘自由行程 种结构形式。循环 第二级是齿条 钢球； 上盖； - 螺母； ；21- 油封 齿条齿扇式转向 轴承紧度可用 与齿扇轴（即摇 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 6 臂轴）20 上的齿扇啮合。可见转向螺母既是第一级传动副的从动件，也是第 二级传动副（齿条齿扇传动副）的主动件（齿条）。通过转向盘和转向轴转 动转向螺杆时，转向螺母不能转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。 为了减少转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，二者之间的螺纹以沿螺旋槽 滚动的许多钢球 5 代之，以实现滑动摩擦变为滚动摩擦。转向螺杆和螺母上 都加工出断面轮廓为两段或三段不同心圆弧组成的近似半圆的螺旋槽。两者 的螺旋槽能配合形成近似圆形断面的螺旋管状通道。螺母侧面有两对通孔， 可将钢球从此孔塞入螺旋形通道内。两根 u 形钢球导管 7 的两端插入螺母侧 面的两对通孔中。导管内也装满了钢球。这样，两根导管和螺母内的螺旋管 状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球“流道”。 转向螺杆转动时，通过钢球将力传给转向螺母，螺母即沿轴向移动。同 时，在螺杆与螺母两者和钢球间的摩擦力偶作用下，所有钢球便在螺旋管状 通道内滚动，形成“球流”。钢球在管状通道内绕行 1.5 周后，流出螺母而进 入导管的一端，再由导管另一端流回螺旋管状通道。故在转向器工作时，两 列钢球只是在各自的封闭流道内循环，而不致脱出。 与齿条相啮合的齿扇，其齿厚是在分度圆上沿齿扇轴线按线性关系变化 的，故为变厚齿扇。只要使齿扇轴 20 相对于齿条作轴向移动，即能调整两者 的啮合间隙。调整螺钉 14 旋装在侧盖 16 上。齿扇轴内侧端部有切槽，调整 螺钉的圆柱形端头即嵌入此切槽中。将调整螺钉旋入，则啮合间隙减小，反 之则啮合间隙增大。 循环球式转向器的正传动效率很高（可达90%95%），故操纵轻便，使 用寿命长，工作平稳、可靠。但其逆效率也很高，容易将路面冲击力传到转 向盘。不过，对于前轴轴载质量不大而又经常在平坦路面上行驶的轻、中型 载货汽车而言，这一缺点影响不大。因此，循环球式转向器已广泛应用于各 类各级汽车。 1.2.3 转向操纵机构 一、转向盘的尺寸及布置 转向盘有轮毂、轮缘和轮辐组成。若采用大直径的转向盘，会使驾驶人 员进出驾驶室感到困难；若采用小直径的转向盘，则在转向时要求驾驶人员 施加较大的力量。转向盘布置过高会影响人对道路和仪表盘的视野；转向盘 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 布置过低，则在操纵离合器 转向盘直径时，应考虑与汽车的类型和大小相适应 型商用车的转向盘直径参考直径为 参考直径为 450mm 或者 500mm 径为 550mm。 二、转向轴的防伤安全措施 根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明 时，转向盘、转向管柱和转向器是使驾驶员受伤的主要元件 车在以48km/h 的速度、正面同其他物体碰撞的试验中 后移量在水平方向上不得大于 6.7m/s 的速度碰撞转向盘时 gb11557- 1998。为此，需要在转向系中设计并安装能吸收冲击能量的机构 或者采取能减轻驾驶员受伤程度的措施 零件在撞击时产生塑性变形 节连接的结构，可以通过合理布置保证在汽车正面碰撞时 车身内移动，如图1- 34所示 单，主要万向节连接的两轴之间存在夹角 就处在图中双点划线的位置 轴上设置有万向节不仅提高安全性 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 7 则在操纵离合器、制动踏板时影响驾驶人员腿部的动作 应考虑与汽车的类型和大小相适应。乘用车、小型客车 型商用车的转向盘直径参考直径为 400mm；中型客车、中型商用车的转向盘 500mm；大型客车和大型商用车的转向盘的参考直 转向轴的防伤安全措施 根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明：汽车在正面碰撞 转向管柱和转向器是使驾驶员受伤的主要元件。因此 正面同其他物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴 后移量在水平方向上不得大于127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以 图 1- 3 防伤转向传动轴简图 的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123n 需要在转向系中设计并安装能吸收冲击能量的机构 或者采取能减轻驾驶员受伤程度的措施。吸收能量的方法是使有关的转向系 零件在撞击时产生塑性变形、弹性变形或摩擦等来实现。当转向轴采用万向 可以通过合理布置保证在汽车正面碰撞时，防止转向轴等向 所示。这种结构虽然不能吸收碰撞能量，但其结构简 主要万向节连接的两轴之间存在夹角，正面撞车后转向传动轴和转向盘 就处在图中双点划线的位置，转向盘没有后移便不会影响驾驶员安全 轴上设置有万向节不仅提高安全性，而且有利于使转向盘和转向器在汽车上 制动踏板时影响驾驶人员腿部的动作。在选择 小型客车、小 中型商用车的转向盘 大型客车和大型商用车的转向盘的参考直 汽车在正面碰撞 因此，要求汽 管柱和转向轴 用人体模型的躯干以 11123n，见 需要在转向系中设计并安装能吸收冲击能量的机构， 吸收能量的方法是使有关的转向系 当转向轴采用万向 防止转向轴等向 但其结构简 正面撞车后转向传动轴和转向盘 转向盘没有后移便不会影响驾驶员安全。转向 而且有利于使转向盘和转向器在汽车上 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 8 得到合理布置，提高了操纵方便性，拆装容易。 1.3 哈弗 h5 欧风版（两驱）技术参数 本次设计以长城 suv 哈弗 h5 欧风版（两驱）为基础车型，进行循环球 式转向系统设计。该车型的主要技术参数列于表 1- 1 至表 1- 3。 表 1- 1 哈弗 h5 欧风版（两驱）发动机型式及参数 发动机结构型式与技术参数 发动机型号 三菱 4g63s4m 型式 四缸、直列、水冷、单顶置凸轮轴、四 冲程、多点电喷汽油机 缸径行程(mm) 8588 排量(l) 1.997 压缩比 10:01 额定功率及相应转速(kw/rpm) 90/5250 最大转矩及相应转速(nm/rpm) 170/2500- 3000 怠速稳定转速(r/min) 75050 最大净功率(kw) 85 表 1- 2 哈弗 h5 欧风版（两驱）车轮和轮胎主要参数 车轮和轮胎 轮胎类型 无内胎子午线轮胎 轮胎规格 235/65 r17 轮辋规格 5深槽轮辋 177j 轮胎气压 230kpa 车轮偏距 +38mm 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 9 表 1- 3 哈弗 h5 欧风版（两驱）整车基本参数 整车基本参数 车型 哈弗 h5 欧风版（suv） 型式 42 额定载客(人) 5 整车整备质量(kg) 1705 最大总质量(kg) 2180 轴荷分配 空载 前轴(kg) 875 后轴(kg) 830 满载 前轴(kg) 975 后轴(kg) 1205 外形尺寸 长(mm) 4649 宽(mm) 1810 高(mm) 1745 轴距(mm) 2700 轮距 前(mm) 1515 后(mm) 1520 最小离地间隙(mm) 200 最小转弯直径(m) 13 前悬(mm) 899 后悬(mm) 1050 接近角() 22 离去角() 27.5 四轮定位（空载） 前轮前束(mm) 02 前轮外倾角() 030 主销内倾角() 123030 主销后倾角() 33030 主销偏移距(mm) 16 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 10 第二章第二章 转向系的主要性能参数转向系的主要性能参数 2.1 转向系的效率 转向系的效率由转向器的效率和转向操纵及传动机构的效率决定， 即 = （2- 1） 转向器的效率又有正效率 与逆效率 之分。转向摇臂轴输出的功率 （p1 p2）与转向轴输入功率p1之比，称为转向器的正效率： = （2- 2） 式中 p2转向器的摩擦功率。 反之， 即转向轴输出的功率 （p3 p2） 与转向摇臂轴输入的功率p3之比， 称为转向器的逆效率： = （2- 3） 正效率愈大，转动转向轮时转向器的摩擦损失就愈小，转向操纵就愈容 易。转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等是影响转向器正效率 的主要因素。 循环球式转向器的传动副为滚动摩擦， 摩擦损失小， 其正效率 可达 85；蜗杆指销式和蜗杆滚轮式转向器的传动副存在较大滑动摩擦，效 率较低。对于蜗杆和螺杆类转向器，如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而 只考虑啮合副的摩擦，则其正效率 为 = ( ) （2- 4） 式中 螺杆的螺线导程角，= 655； 摩擦角， = tan ； 摩擦系数，取 = 0.01。 则 = tan 0.01 = 34 = ( ) = 92.3% 逆效率表示转向器的可逆性。根据逆效率值的大小，转向器又可分为可 逆式、极限可逆式与不可逆式三种。 可逆式转向器的逆效率较高，这种转向器可将路面作用在转向轮上的大 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 11 部分力传递到转向盘上，使司机的路感好。在汽车转向后也能保证转向轮与 转向盘的自动回正，使转向轮行驶稳定。但在坏路面上，当转向轮上作用有 侧向力时，转向轮受到的冲击大部分会传给转向盘，容易产生“打手”现象， 同时转向轮容易产生摆振。因此，可逆式转向器宜用于在良好路面上行驶的 车辆。循环球式和齿轮齿条式转向器均属于这一类5。 不可逆式转向器不会将转向轮受到的冲击力传到转向盘上。由于它既使 司机没有路感，又不能保证转向轮的自动回正，现代汽车已不采用。 极限可逆式转向器介于上述两者之间。其逆效率较低，适用于在坏路面 上行驶的汽车。 当转向轮受到冲击力时， 其中只有较小的一部分传给转向盘。 如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则蜗杆和 螺杆类转向器的逆效率为 = ( ) （2- 5） 式中及见式（2- 4）下的说明。 则 = ( ) = 91.7% 由式（2- 4）、（2- 5）可见：增大导程角不仅能提高正效率，也会提 高逆效率，故不宜取得过大。当 时，逆效率 0，这时转向器为不 可逆式。因此应使 ，通常螺线的导程角取为 810。 通常，由转向盘至转向轮的效率即转向系的正效率 的平均值为 0.670.82；当向上述相反方向传递力时逆效率 的平均值为 0.580.63。转 向操纵及传动机构的效率用于评价在这些机构中的摩擦损失，其中转向轮 转向主销等的摩擦损失约为转向系总损失的 40%50%， 而拉杆球销的摩擦损 失约为转向系总损失的 10%15%。 2.2 转向系的角传动比与力传动比 2.2.1 角传动比 转向盘转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向系 的角传动比i。转向盘转角的增量与转向摇臂轴转角的相应增量之比， 称为转向器的角传动比i。转向摇臂轴转角的增量与同侧转向节转角的相 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 12 应增量之比，称为转向传动机构的角传动比i 。它们之间的关系为 i= i i = = （2- 6） i= （2- 7） i = （2- 8） 式中 i转向系的角传动比； i转向器的角传动比； i 转向传动机构的角传动比； 转向盘转角的增量； 转向摇臂轴转角的增量； 同侧转向节转角的相应增量。 转向传动机构的布置，通常取其在中间位置时使转向摇臂及转向节臂均 垂直于其转向纵拉杆，而在向左和向右转到底的位置时，应使转向摇臂与转 向节臂分别与转向纵拉杆的交角相等。这时，转向传动机构的角传动比亦可 取为 i = （2- 9） 式中 转向摇臂长； 转向节臂长。 现代汽车转向传动机构的角传动比多在 0.851.1 之间，即近似为 1。故 研究转向系的角传动比时，为简化起见往往只研究转向器的角传动比及其变 化规律即可。 2.2.2 力传动比 转向系的力传动比i 为从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力 2 与作用在转向盘上的手力 之比，即 i = h （2- 10） 经推导得 i = （2- 11） 式中 i转向系的角传动比，取i i= 17.15 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 r 转向盘的半径 系列选取，r a主销偏移距。 即由转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至 车轮中心平面与支承平面的交线的距离 4060mm；轿车取 a= 16mm； 则 转向传动机构的力传动比 力矩 t 之比值1。i 与转向传动机构的结构布置型式及其杆件所处的转向位 置有关。对于非独立悬架汽车的转向传动机构来说 构带动而转向且处于图 3- 1(a) t = 0 转向传动机构的力传动比为 i = 式中 ， ，m ，m 关计算用尺寸（见该图）。 （a）与非独立悬架转向轮匹配时 1- 转向摇臂；2，4- 转向纵拉杆及横拉杆 在最恶劣的转向条件下 转向车轮的转向阻力矩t 由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 13 转向盘的半径，根据车型不同可在 180275 范围内按国家标准 r = 190mm； 即由转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至 车轮中心平面与支承平面的交线的距离。通常货车的 轿车取 0.40.6 倍的胎面宽度，哈弗 h5 i = . = 203.66 转向传动机构的力传动比i 等于转向车轮的转向阻力矩t 与转向摇臂的 与转向传动机构的结构布置型式及其杆件所处的转向位 对于非独立悬架汽车的转向传动机构来说，当转向轮由转向传动机 1(a)所示虚线位置时，其转向摇臂上的力矩为 0.5t ( / ) + 0.5t ( / ) m /m 转向传动机构的力传动比为 = = 2( / ) m / m + m 转向传动机构处于图 2- 1(a)所示虚线位置时的有 ）。 图 2- 1 转向系统简图 与非独立悬架转向轮匹配时； （b）与独立悬架转向轮匹配时 转向纵拉杆及横拉杆；3- 转向节臂；5- 转向梯形臂；6- 悬架 在最恶劣的转向条件下， 例如在干而粗糙的转向轮支承面上作原地转向 由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩 范围内按国家标准 即由转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至 通常货车的 a 值为 h5 正偏距 与转向摇臂的 与转向传动机构的结构布置型式及其杆件所处的转向位 当转向轮由转向传动机 其转向摇臂上的力矩为 （2- 12） （2- 13） 所示虚线位置时的有 与独立悬架转向轮匹配时； 悬架；7- 摆杆 例如在干而粗糙的转向轮支承面上作原地转向， 由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩t 、轮胎 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 14 与地面接触部分的滑动摩擦力矩t 以及转向车轮的稳定力矩或自动回正力矩 所形成的阻力矩t 组成。即 t = t + t + t （2- 14） 且 t = g a （2- 15） t = g x （2- 16） t = ag sin + sin + cos + cos （2- 17） 式中 g 转向轴的载荷； a滚动阻力的力臂，或主销偏移距。 车轮的滚动阻力系数，计算时可取 = 0.015 主销内倾角； 主销后倾角； 、 内、外转向轮的平均转角； 附着系数，计算时取 = 0.850.9； x滑动摩擦力矩t 的力臂： x = 0.5 r r （2- 18） r,r 车轮的自由半径和静半径，计算时可近似地取r = 0.96r。 在实际计算中常取转向传动机构的力传动比i 计算转向摇臂轴上的力矩 t t = （2- 19） 式中 转向传动机构的效率，一般取 0.850.9。 转向时在转向盘上的切向力可由下式求得 = t iprh+ （2- 20） 式中 i 转向器的力传动比； r 转向盘的半径； 转向器的正效率。 由以上两式可见：当转向阻力矩t 一定时，增大力传动比i ， i 就能减小 作用在转向盘上的切向力 ，使操纵轻便。 这里还应指出：当汽车在行驶过程中转向时，上述转向轮与地面间的滑 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 动摩擦阻力矩t 比汽车在原地转向时的要小许多倍 精确地计算这些力是困难的 在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩 式中 轮胎和路面间的滑动摩擦因数 g 转向轴载荷， p轮胎气压，p 则 t = 作用在转向盘上的手力为 式中 d 转向盘直径， 则 2tr dhi 2.2.3 转向器角传动比的变化规律 图 2- 2 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 15 比汽车在原地转向时的要小许多倍，且与车速有关 精确地计算这些力是困难的，常用足够精确的半经验公式3来计算汽车 在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩t ，即 t = 轮胎和路面间的滑动摩擦因数，取= 0.7。 ，g =8575n。 = 0.23mp 。 = . . = 386335n.mm 作用在转向盘上的手力为 = 21tr 3dhi+ ，d = 380mm。 r + = tr rhi+ = . . % = 128.45n 转向器角传动比的变化规律 2 转向器角传动比i 的变化特性曲线 且与车速有关。 来计算汽车 （2- 21） （2- 22） 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 16 转向器的角传动比i 是一个重要参数，它影响着汽车的许多转向性能。 由于增大角传动比可以增大力传动比，因此转向器的角传动比不仅对转向灵 敏性和稳定性有直接影响，而且也影响着汽车的操纵轻便性。由式（2- 6）并 考虑到i 1，可以看出：转向轮的转角与转向器的角传动比i 成反比。i 增 大会使在同一转向盘转角下的转向轮转角变小，使转向操纵时间变长，汽车 转向灵敏性降低。因此转向“轻便性”与“灵敏性”是产品设计中遇到的一对矛 盾。采用可变角传动比的转向器可协调对“轻便性”和“灵敏性”的要求。而转 向器角传动比的变化规律又因转向器的结构型式和参数的不同而异。图 2- 2 给出了几种典型的转向器角传动比变化规律。由该图可见：转向器的角传动 比i 随转向盘转角的变化特性有不变（曲线 3）和可变之分。后者又有多种 变化规律。其中曲线 1 为转向盘在中间位置时，i 较小，向左、右转动时则 逐步增大；曲线 4 则与之相反。曲线 2 为蜗杆双销式转向器的角传动比特性 曲线，是周期重复的。曲线 5 则为蜗杆单销式转向器的角传动比特性曲线， 这时转向器蜗杆在中间位置的螺距较小，而至两端则逐渐增大。 应根据车型和使用条件的不同来合理选择i 及其变化特性。对高速车辆 来说，转向盘处于中间位置时的转向器角传动比i 不宜过小，否则会在高速 直线行驶时对转向盘的转角过分敏感。转向盘处于中间位置即汽车直行时的 转向器角传动比不宜小于 15166。 对于轿车和轻型以下的货车，因前轴负荷不大，在转向盘的全转角范围 内不存在转向沉重问题，而具有动力转向的车辆，其转向阻力矩由动力装置 克服，故在上述两种情况下均有可能选择较小的角传动比和减少转向盘转动 的总圈数，以提高汽车的转向灵敏性。其角传动比i 宜采用转向盘处于中间 位置时具有较大值而在左、右两端具有较小值的变化特性，如图 2- 2 的曲线 4 及 5 所示。 对于没有装动力转向的大客车和中型及以上的载货汽车，因转向轴负荷 大，而转向传动机构的力传动比i 在转向过程中是变化的，使急转弯时的操 纵轻便性问题显得十分突出，故转向器角传动比的理想特性应当是中间小两 端大的曲线，如图 2- 2 的曲线 1 所示。 现代汽车转向器的角传动比也常采用不变的数值：轿车取i = 1422； 货车取i = 2025。汽车的转向车轴负荷较轻时，应选用较小值。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 2.3 转向器的传动间隙特性 转向器的传动间隙是指转向器传动副之间的间隙 的改变而改变。通常将这种变化关系称为转向器的传动间隙特性 传动间隙特性的意义在于它对汽车直线行驶时的稳定性和转向器的寿命都有 直接影响。 当转向盘处于中间位置即汽车作直线行驶时 将使转向轮在该间隙范围内偏离直线行驶位置而失去稳定性 况发生，要求当转向盘处于中间位置时转向器的传动副为无隙啮合 求应在汽车使用的全部时间内得到保证 副在中间部位的磨损量大于其两端 部位能通过调整来消除因磨损而形成的间隙 于使转向器传动副在其他啮合部位卡住 端逐渐增大，并在端部达到其最大值 所示，以利于对间隙的调整及提高转向器的使用寿命 传动间隙特性亦不同。 图 1- 转向器的径向旷量 2.4 转向系的刚度及转向盘的总转动圈数 2.4.1 转向系的刚度 转向系的各零、部件尤其是一些杆件均具有一定的弹性 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 17 转向器的传动间隙特性 转向器的传动间隙是指转向器传动副之间的间隙。 该间隙随转向盘转角 通常将这种变化关系称为转向器的传动间隙特性