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前驱 轿车 转向 设计

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前驱轿车转向系设计,前驱,轿车,转向,设计

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哈工大华德学院毕业设计（论文）评语 姓名： 郑旭 学号： 1079312224 专业： 交通运输（汽车运用工程） 毕业设计（论文）题目： 前驱轿车转向系设计 工作起止日期： 2010 年 10月 11 日起 2010 年 12 月 29 日止 指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见： 指导教师签字： 指导教师职称： 评阅人评阅意见： 评阅教师签字： 评阅教师职称： 答辩委员会评语： 根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定：学生 毕业设计（论文）答辩成绩评定为： 对毕业设计（论文）的特殊评语： 答辩委员会主任（签字） 职称： 答辩委员会副主任（签字）： 职称： 答辩委员会委员（签字）： 年 月 日 哈工大华德学院毕业设计（论文）任务书 姓名：郑旭 院（系）：汽车工程系 专业： 汽车运用工程 班 号：0793122 任务起止日期：2010 年10月 11 日至2010 年 12 月 29 日 毕业设计（论文）题目：前驱轿车转向系设计立题的目的和意义：转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系（HPS）、电控液压助力转向系统（EHPS），发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统（EPS）及线控转向系统（SBW）。技术要求与主要内容：技术要求：基本参数车体结构：承载式风阻系数：0.34整备质量 (kg)：1255驱动方式：前置前驱满载质量 (kg)：1545动力助力转向：标配最大功率 (kw/rpm)：68/5600后备箱容积 (L)：660轴距 (mm)：2750最高时速 (km/h)：175助力转向方式：齿轮齿条式最小转向半径 (m)：6.9最小离地间隙 (mm)：137助力转向：标配百公里加速时间(s)：18.2发动机排气量 (cc)：1595扭矩 (Nm/rpm)：140/3500悬挂系统：前悬挂：麦弗逊独立悬架后悬挂：单纵臂扭转梁式非独立悬架长宽高 (mm) ：4428*1660*1415主要内容： 1、 转向系的结构分析 2、 转向传动机构设计 3、 转向操作机构设计 4、 转向器设计 5、 CAD绘制装配图、零件图完成设计说明书 进度安排：第12周：选题，进行调研，收集资料，完成开题报告。第34周：确定总体方案，完成总体和详细设计计算任务。第56周：进行总体设计，完成一张总装图。第78周：进行详细设计，完成部件装配图和必要的零件图。第910周:完成设计修改，进行分析；整理完成设计说明书。第11周：解题，完成图纸和说明书错误修改，打印提交正式稿。 同组设计者及分工： 指导教师签字 年 月 日 系（教研室）主任意见：系（教研室）主任签字 年 月 日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）题 目前驱轿车转向系设计 专 业 汽车运用工程 学 号 1079312224 学 生 郑旭 指导教师 樊久铭 答辩日期 2010年12月29日 哈工大华德学院轿车转向系设计 一、整车参数1、汽车总体参数的确定本设计中给定参数为： 汽车总体参数整备质量 1360kg驱动型式42 前轮轴距2550空载前轴负荷60%前轮距1429后轮距1422最高车速180km/h最大爬坡度35%最小转向直径11m变速器手动5 挡轮胎型号185/60R14T制动距离5.6m(30km/h)最大功率/转速74kw/5800rpm最大转矩/转速150N.m/4000rpm二、转向系的基本要求：1) 汽车转向行驶时，全部车轮绕瞬时转向中心转动；2) 操纵轻便，方向盘手作用力小于200N；3) 转向系角传动比1520；正效率高于60%，逆效率高于50%；4) 转向灵敏；5) 转向器与转向传动装置有间隙调整机构；6) 配备驾驶员防伤害装置；三、转向系结构分析3.1转向操纵机构 转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，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安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。采用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。采用动力转向时，还应有转向动力系统。但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过3t的载货汽车，则多数仅在用机械转向系统而无动力转向装置。图2-1转向操纵机构1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘3.2转向传动机构转向传动机构包括转向臂、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）转向传动机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 转向传动机构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3.3转向器机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（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，多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，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。多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，制止采用全轮转向 。四、转向器设计与分析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，（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。4.1转向系载荷的确定：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（Nmm),即 (5-1) 147623 Nmm式中，f为轮胎和路面见的摩擦因素，一般取0.7；为转向轴负荷（N）;p为轮胎气压（MPa）转向系主要参数转向摇臂长 280mm转向盘直径 450mm转向节臂长 298mm转向器角传动比 20.5转向系系统效率 75%作用在转向盘上的手力为 （5-2）式中， 为转向摇臂长；为转向节臂长；为转向盘直径；为转向器角传动比；为转向器正效率。4.2 转向器参数选取：摇臂轴直径/mm22钢球中心距D/mm20螺杆外径/mm20钢球直径d /mm5.556螺距P /mm7.938工作圈数W1.5螺母长度L /mm41导管壁厚 /mm1.5钢球直径与导管内径之间的间隙e/mm0.5螺线导程角/7法向压力角/20接触角/45环流行数24.3 计算参数1.螺母内径应大于，一般要求 （5-3）=+（5%10%）D=20+8%*20=21.6 2. 钢球数量nn=个 （5-4） 17个3. 滚道截面半径R R=（0.510.53）d=0.525.556=2.889 mm 4.4转向器强度计算钢球与滚道之间的接触应力=k （5-6） =2253.34式中，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2.271；r为钢球半径；为螺杆外径；E为材料弹性模量，等于2.110MP；为钢球与螺杆之间的正压力，即= （5-7） 342.43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；为作用在螺杆上的轴向力当接触表面硬度为5864HRC；拍时，许用接触应力=2500 MP由于,因此满足强度。转向摇臂直径的确定转向摇臂直径d为式中，K为安全系数，根据汽车使用条件不同可取2.53.5；为转向阻力矩；为扭转强度极限。摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在0.81.2mm。对于前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1.051.45mm。表面硬度为5863HRC五、动力转向结构的设计和计算5.1对动力转向结构的要求1.运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。2.随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大（或减小），称之为“路感”。3.当作用在转向盘上的切向力0.0250.190kN时，动力转向器就应开始工作。4.转向后,转向盘应自动回正，并使汽车保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大值。6.动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。7.密封性能好，内、外泄漏少。5.2液压式动力转向结构的计算动力缸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为式中，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。 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 (6-1)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 （6-2）式中，D为动力缸内径；为活塞杆直径，初选0.35D，压力p6.3Mpa。联立式(6-1)和式（6-2）后得到 （6-3） =63 mm所以d=22mm活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=0.3D。动力缸的最大长度s为 (6-4) =130mm动力缸壳体壁厚t,根据计算轴向平面拉应力来确定，即 （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为安全系数，n=3.55.0;为壳体材料的屈服点。壳体材料用球墨铸铁采用QT50005，抗拉强度为500MPa,屈服点为350MPa。 t=5mm活塞杆用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、滑阀在中间位置时的液流速度v、局部压力降和泄漏量等。1.油泵排量与油罐容积的确定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0.750.85； 泄漏系数，0.050.10； 动力缸缸径； 动力缸活塞移动速度； 式中 转向盘转动的最大可能频率，计算时对轿车取1.51.7;则动力转向系的油泵排量Q可表达为 (6-6) =45L/s 2.预开隙预开隙，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。值过小会使油液常流时局部阻力过大； 值过大则转向盘需转过一个大的角度才能使动力缸工作，转向灵敏度低。一般要求转向盘转角时滑阀就移动的距离。 (6-7) 0.3mm式中 相应的转向盘转角，（）； t 转向螺杆的螺距，mm.3.滑阀总移动量滑阀总移动量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。 (6-8) =0.46mm4.局部压力降当汽车宜行时，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(MPa)为 （6-9）式中 油液密度，kg/m3 ; 局部阻力系数，通常取3.0； v油液的流速，m/s。的允许值为0.030.04MPa。5.油液流速的允许值v由于的允许值=0.030.04MPa,代入上式，则可得到油液流速的允许值v (6-10)6.滑阀直径d (6-11) =110mm式中 溢流阀限制下的油液最大排量，L/min,般约为发动机怠速时油泵排量的1.5倍； 预开隙，mm;v 滑阀在中间位置时的油液流速，m/s7. 滑阀在中间位置时的油液流速v (6-12) =5m/s8.分配阀的泄漏量 （6-13） =2.26cm/s式中 滑阀也阀体建的径向间隙，一般 0.00050.00125cm; 滑阀进、出口油液的压力差； d 滑阀直径； 密封长度； 油液的动力粘度。 六、转向梯形的优化设计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，在不同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。一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机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，分别是外内转向车轮转角，k为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离，则梯形机构应保证内外转向车轮的转角有如下关系：ctg，若自变角为则因变角的期望值为：，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为：其中 m梯形臂长 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尽可能接近理论上的期望值。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大转角时可适当放宽要求，因此在加入加权因子构成评价优略的目标函数f(x)为: f（x）=将上式代得：f(x)=其中 x设计变量 x= 外转向轮最大转角，又上图可得：=其中 汽车最小转弯半径为5.5m， a主销偏移距为55mm， K=1320mm L=2600mm = 考虑到此时使用工况下转角小于，且100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及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形f(x)值就越大，而优化过程是求f(x)的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为：m- 梯形臂长度m设计时常取在0.11K，0.15K梯形底角此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。如上图所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时即可。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 ，式中，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（原程序见附录）。优化的结果如下：转向梯形臂长m=160mm转向梯形底角 =七、总结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，不仅锻炼了自己动手设计的能力，而且培养了创新理念。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不少的过程。参考文献1 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社,20002 王望予.汽车设计(第三版). 北京：机械工业出版社,20003 陈家瑞.汽车构造(下册). 北京：机械工业出版社,20054 余志生.汽车理论(第三版) 北京：机械工业出版社,20005 张洪欣.汽车设计(第二版). 北京：机械工业出版社,19966 吴宗泽.机械设计实用手册. 北京：化学工业出版社,19997 刘鸿文.材料力学. 北京：高等教育出版社,19918 祖业发.工程制图.重庆：重庆大学出版社,20019 浙江交通学校.汽车构造教学图册.人民交通出版社,198610 徐灏.机械设计手册（3、4卷）北京：机械工业出版社,199111 张武农.我国汽车工业创新的策略研究,2001年,第6期,N0.912 钱振为.汽车工业研究,2001年,第4期,N0.1713 阎荫棠.几何量精度设计与检测.北京：机械工业出版社,1996 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）题 目 前驱轿车转向系设计 专 业 汽车运用工程 学 号 1079311224 学 生 郑旭 指导教师 樊久铭 答辩日期 2010年12月 哈工大华德学院哈工大华德学院毕业设计（论文）评语 姓名： 郑旭 学号： 1079312224 专业： 交通运输（汽车运用工程） 毕业设计（论文）题目： 前驱轿车转向系设计 工作起止日期： 2010 年 10月 11 日起 2010 年 12 月 29 日止 指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见： 指导教师签字： 指导教师职称： 评阅人评阅意见： 评阅教师签字： 评阅教师职称： 答辩委员会评语： 根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定：学生 毕业设计（论文）答辩成绩评定为： 对毕业设计（论文）的特殊评语： 答辩委员会主任（签字） 职称： 答辩委员会副主任（签字）： 职称： 答辩委员会委员（签字）： 年 月 日 哈工大华德学院毕业设计（论文）任务书 姓名：郑旭 院（系）：汽车工程系 专业： 汽车运用工程 班 号：0793122 任务起止日期：2010 年10月 11 日至2010 年 12 月 29 日 毕业设计（论文）题目：前驱轿车转向系设计立题的目的和意义：转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系（HPS）、电控液压助力转向系统（EHPS），发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统（EPS）及线控转向系统（SBW）。技术要求与主要内容：技术要求：基本参数车体结构：承载式风阻系数：0.34整备质量 (kg)：1255驱动方式：前置前驱满载质量 (kg)：1545动力助力转向：标配最大功率 (kw/rpm)：68/5600后备箱容积 (L)：660轴距 (mm)：2750最高时速 (km/h)：175助力转向方式：齿轮齿条式最小转向半径 (m)：6.9最小离地间隙 (mm)：137助力转向：标配百公里加速时间(s)：18.2发动机排气量 (cc)：1595扭矩 (Nm/rpm)：140/3500悬挂系统：前悬挂：麦弗逊独立悬架后悬挂：单纵臂扭转梁式非独立悬架长宽高 (mm) ：4428*1660*1415主要内容： 1、 转向系的结构分析 2、 转向传动机构设计 3、 转向操作机构设计 4、 转向器设计 5、 CAD绘制装配图、零件图完成设计说明书 进度安排：第12周：选题，进行调研，收集资料，完成开题报告。第34周：确定总体方案，完成总体和详细设计计算任务。第56周：进行总体设计，完成一张总装图。第78周：进行详细设计，完成部件装配图和必要的零件图。第910周:完成设计修改，进行分析；整理完成设计说明书。第11周：解题，完成图纸和说明书错误修改，打印提交正式稿。 同组设计者及分工： 指导教师签字 年 月 日 系（教研室）主任意见：系（教研室）主任签字 年 月 日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）题 目前驱轿车转向系设计 专 业 汽车运用工程 学 号 1079312224 学 生 郑旭 指导教师 樊久铭 答辩日期 2010年12月29日 哈工大华德学院轿车转向系设计 一、整车参数1、汽车总体参数的确定本设计中给定参数为： 汽车总体参数整备质量 1360kg驱动型式42 前轮轴距2550空载前轴负荷60%前轮距1429后轮距1422最高车速180km/h最大爬坡度35%最小转向直径11m变速器手动5 挡轮胎型号185/60R14T制动距离5.6m(30km/h)最大功率/转速74kw/5800rpm最大转矩/转速150N.m/4000rpm二、转向系的基本要求：1) 汽车转向行驶时，全部车轮绕瞬时转向中心转动；2) 操纵轻便，方向盘手作用力小于200N；3) 转向系角传动比1520；正效率高于60%，逆效率高于50%；4) 转向灵敏；5) 转向器与转向传动装置有间隙调整机构；6) 配备驾驶员防伤害装置；三、转向系结构分析3.1转向操纵机构 转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，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安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。采用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。采用动力转向时，还应有转向动力系统。但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过3t的载货汽车，则多数仅在用机械转向系统而无动力转向装置。图2-1转向操纵机构1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘3.2转向传动机构转向传动机构包括转向臂、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）转向传动机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 转向传动机构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3.3转向器机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（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，多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，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。多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，制止采用全轮转向 。四、转向器设计与分析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，（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。4.1转向系载荷的确定：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（Nmm),即 (5-1) 147623 Nmm式中，f为轮胎和路面见的摩擦因素，一般取0.7；为转向轴负荷（N）;p为轮胎气压（MPa）转向系主要参数转向摇臂长 280mm转向盘直径 450mm转向节臂长 298mm转向器角传动比 20.5转向系系统效率 75%作用在转向盘上的手力为 （5-2）式中， 为转向摇臂长；为转向节臂长；为转向盘直径；为转向器角传动比；为转向器正效率。4.2 转向器参数选取：摇臂轴直径/mm22钢球中心距D/mm20螺杆外径/mm20钢球直径d /mm5.556螺距P /mm7.938工作圈数W1.5螺母长度L /mm41导管壁厚 /mm1.5钢球直径与导管内径之间的间隙e/mm0.5螺线导程角/7法向压力角/20接触角/45环流行数24.3 计算参数1.螺母内径应大于，一般要求 （5-3）=+（5%10%）D=20+8%*20=21.6 2. 钢球数量nn=个 （5-4） 17个3. 滚道截面半径R R=（0.510.53）d=0.525.556=2.889 mm 4.4转向器强度计算钢球与滚道之间的接触应力=k （5-6） =2253.34式中，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2.271；r为钢球半径；为螺杆外径；E为材料弹性模量，等于2.110MP；为钢球与螺杆之间的正压力，即= （5-7） 342.43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；为作用在螺杆上的轴向力当接触表面硬度为5864HRC；拍时，许用接触应力=2500 MP由于,因此满足强度。转向摇臂直径的确定转向摇臂直径d为式中，K为安全系数，根据汽车使用条件不同可取2.53.5；为转向阻力矩；为扭转强度极限。摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在0.81.2mm。对于前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1.051.45mm。表面硬度为5863HRC五、动力转向结构的设计和计算5.1对动力转向结构的要求1.运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。2.随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大（或减小），称之为“路感”。3.当作用在转向盘上的切向力0.0250.190kN时，动力转向器就应开始工作。4.转向后,转向盘应自动回正，并使汽车保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大值。6.动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。7.密封性能好，内、外泄漏少。5.2液压式动力转向结构的计算动力缸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为式中，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。 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 (6-1)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 （6-2）式中，D为动力缸内径；为活塞杆直径，初选0.35D，压力p6.3Mpa。联立式(6-1)和式（6-2）后得到 （6-3） =63 mm所以d=22mm活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=0.3D。动力缸的最大长度s为 (6-4) =130mm动力缸壳体壁厚t,根据计算轴向平面拉应力来确定，即 （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为安全系数，n=3.55.0;为壳体材料的屈服点。壳体材料用球墨铸铁采用QT50005，抗拉强度为500MPa,屈服点为350MPa。 t=5mm活塞杆用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、滑阀在中间位置时的液流速度v、局部压力降和泄漏量等。1.油泵排量与油罐容积的确定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0.750.85； 泄漏系数，0.050.10； 动力缸缸径； 动力缸活塞移动速度； 式中 转向盘转动的最大可能频率，计算时对轿车取1.51.7;则动力转向系的油泵排量Q可表达为 (6-6) =45L/s 2.预开隙预开隙，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。值过小会使油液常流时局部阻力过大； 值过大则转向盘需转过一个大的角度才能使动力缸工作，转向灵敏度低。一般要求转向盘转角时滑阀就移动的距离。 (6-7) 0.3mm式中 相应的转向盘转角，（）； t 转向螺杆的螺距，mm.3.滑阀总移动量滑阀总移动量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。 (6-8) =0.46mm4.局部压力降当汽车宜行时，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(MPa)为 （6-9）式中 油液密度，kg/m3 ; 局部阻力系数，通常取3.0； v油液的流速，m/s。的允许值为0.030.04MPa。5.油液流速的允许值v由于的允许值=0.030.04MPa,代入上式，则可得到油液流速的允许值v (6-10)6.滑阀直径d (6-11) =110mm式中 溢流阀限制下的油液最大排量，L/min,般约为发动机怠速时油泵排量的1.5倍； 预开隙，mm;v 滑阀在中间位置时的油液流速，m/s7. 滑阀在中间位置时的油液流速v (6-12) =5m/s8.分配阀的泄漏量 （6-13） =2.26cm/s式中 滑阀也阀体建的径向间隙，一般 0.00050.00125cm; 滑阀进、出口油液的压力差； d 滑阀直径； 密封长度； 油液的动力粘度。 六、转向梯形的优化设计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，在不同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。一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。 两轴汽车