微型汽车循环球式转向器设计（有全套图纸） .pdf

本科毕业设计（论文）通过答辩 1 学 科 门 类 ：学 科 门 类 ：单位代码单位代码 ： 毕业设计说明书（论文）毕业设计说明书（论文） 微型汽车循环球式转向器设计微型汽车循环球式转向器设计 学 生 姓 名学 生 姓 名 所 学 专 业所 学 专 业 班班级级 学学号号 指 导 教 师指 导 教 师 xxxxxxxxx 系系 二二 *年年 xx 月月 本科毕业设计（论文）通过答辩 2 目录 前言.1 1. 汽车主要参数的选择.6 1.1 汽车主要尺寸的确定.6 1.1.1 轴距 l.6 1.1.2 前轮距 b1 和后轮距 b2.8 1.1.3 外廓尺寸.8 1.1.4 前悬 lf 和后悬 lr.9 1.2 汽车质量参数的确定.9 1.2.1 整车整备质量m0.9 1.2.2 汽车的载客量和装载质量.11 1.2.3 质量系数 0m .12 1.2.4 汽车总质量 ma. 12 1.2.5 轴荷分配.12 1.3 轮胎的选择.13 1.4 数据的确定.14 2. 转向系设计概述. 15 2.1 对转向系的要求.15 2.2 转向操纵机构.15 2.3 转向传动机构.16 2.4 转向器.16 本科毕业设计（论文）通过答辩 3 2.5 转角及最小转弯半径.17 3. 机械式转向器方案分析.19 3.1 齿轮齿条式转向器.19 3.2 循环球式转向器.20 3.3 蜗杆滚轮式转向器.21 3.4 蜗杆指销式转向器.21 4.转向系的主要性能参数.23 4.1 转向系的效率.23 4.1.1 转向器的正效率 . 23 4.1.2 转向器的逆效率 .24 4.2 传动比变化特性.24 4.2.1 转向系传动比. 24 4.2.2 力传动比与转向系角传动比的关系.25 4.2.3 转向器角传动比的选择.26 4.3 转向器传动副的传动间隙t.26 4.4 转向盘的总转动圈数.27 5.转向器设计与计算. 28 5.1 转向系计算载荷的确定.28 5.2 转向器设计.29 5.2.1 参数的选取. 29 5.2.2 计算参数.29 5.3 循环球式转向器零件强度计算.30 本科毕业设计（论文）通过答辩 4 5.3.1 钢球与滚道之间的接触应力.30 5.3.2 转向摇臂直径的确定.30 6.动力转向机构设计. 31 6.1 对动力转向机构的要求.31 6.2 液压式动力转向机构的计算.31 6.2.1 动力缸尺寸计算.31 6.2.2 分配阀的参数选择与设计计算.32 6.3 动力转向的评价指标.35 7.转向传动机构设计. 37 7.1 转向传送机构的臂、杆与球销.38 7.2 杆件设计结果.39 8.结论.40 致谢.41 参考文献.42 附录 a 译文.43 附录 b 外文文献.47 本科毕业设计（论文）通过答辩 5 前言 100 多年前，汽车刚刚诞生后不久，其转向操作是模仿马车和自行车的转向方式，用 一个操纵杆或手柄来使前轮偏转实现转向的。由于操纵费力且不可靠，以致时常发生车毁 人亡的事故。 第一辆不用马拉的四轮汽车问世时，它已经吧前桥和前轮组成为了一总成。该总成别 安装在枢轴上，可以绕前桥中心的一个点转动，利用一个杆柱连接前桥的中点，通过地板 往上延伸，转向盘就紧固再杆柱上端，以此操纵汽车。 这种装置在汽车车速不超过马车的速度时，还是很好用的，但当车速提高后，驾驶员 就要求提高转向的准确性，以减少轮胎的磨损，延长轮胎的使用寿命。后来他们发现，正 在探索的这种理论在 1817 年就已经呗阐明了。 1817 年，德国人林肯斯潘杰提出了类似于现代汽车的将前轮用转向节与前梁连接方 式。 （即改进转向器的想法） 。他研制了一种允许汽车前轮在主轴上独立回转的结构把车 轮与转向节连接起来，转向节又用可转动的销轴与前轴连接，从而发明了转向梯形机构， 并与第二年将其向英国政府申请专利的权力转让给了出版商、英籍德国人阿克曼。不久， 阿曼克向英国专利局申请了“平行连杆式转向机构”专利。 1879 年，法国四轮马车制造商杰特发明了第一个平行四边形转向联动机构。杰特的转 向机构可以把转向中心点移向两侧。他把一根杆子与带有两个连接臂的转向节相连。当时 称为转向臂和随动臂。杰特把转向柱的一端与转向臂连接，当转动转向柱时，通过转向臂 和随动臂、横拉杆和车轮轴转动车轮，实现汽车转向。 1857 年，英国的达吉恩蒸汽汽车是第一辆采用转向盘来实现汽车转向的机动车辆。 1872 年苏格兰的查理士第一个把转向盘安装到煤气发动机车辆上。此前，想把转向盘 安装到车辆上的多次尝试均未得到认可。 1878 年， “现代汽车之父” 、德国的卡尔本茨在他的三轮乘坐车上首次采用了所谓的 齿轮齿条式转向器，但却考一根操纵杆来控制汽车行使方向。 1886 年，英国的弗雷德里克斯特里克兰说服了他的朋友、汽车制造商雷克，把一个 用于轮船上的转向柱和转向盘装到了一辆新的戴姆勒弗顿敞蓬车上。斯特里克是以建造 蒸汽机船为职业的，德雷克则是戴姆勒英国公司的领导人。后来，向大西洋两岸销售的每 一辆戴姆勒弗顿汽车都装上了舵柄（转向盘） 。早期的那些试验，包括戴姆勒弗顿敞 篷汽车上的转向器都已消亡，因为高踞在垂直转向柱上短的转向盘的高度几乎已达到驾驶 本科毕业设计（论文）通过答辩 6 员眼睛的位置，因此，对任何一个人来说，驾驶这种车辆都会感到困难。 汽车转向盘是关系着驾驶员与乘客生命安危的重要部件，它控制着车辆的行使方向。 早期的蒸汽汽车上安装的转向盘都心爱用垂直安装方式，专项通过向上或下旋转实现。这 种安装方式不利于驾驶员操纵，也常常妨碍驾驶视线。这一切在 1887 年秋因一次意外事 故而发生了改变。1887 年，一辆戴姆勒弗顿汽车呗送往英国考文垂的戴姆勒工厂作一次 大修，当时汽车上的转向器仍能使用。大修需要把 车身与底盘分离，当车身落到转向柱 上，把转向柱崖城倾斜状态。当一个工人上车做到驾驶员座位上时，立即发现转向柱和转 向盘的倾斜角使驾驶条件大为改善。这个偶然的发现，促成了戴妙勒帕利生于 1890 年 制成世界上第一辆转向柱与转向盘倾斜的汽车，从此，人类的汽车驾驶就踏上了更舒适、 安全的旅程。此后，各国汽车公司纷纷效仿，使转向盘日臻完善并最终定性，于是转向盘 就以现在的样子出现在我们的面前。 最早采用的传动减速机构蜗轮副，被安装在转向柱的末端。蜗杆驱动一个蜗轮，再有 蜗轮副被装配在铸铁壳里，这个壳被固定在汽车的大桥梁上。基于蜗轮副的减速机构在汽 车工业中应用已有很多年了，但还有两种结构是值得注意的。其中一种是于 1908 年投产 的美国福特 t 型车采用的转向齿轮结构（行星齿轮转向器） 。福特 t 型车装置了一套周转 （或行星）轮系，把齿轮安装在减速器壳体内直接固定到转向盘的下方，行星齿轮盘直接 驱动紧固在转轴上的主齿轮。这就把转向装置置于驾驶员的手下方，即转向柱的上端，而 不是在转向柱的下端。 所谓“现在”齿轮齿条式转向器，是奔驰汽车于 1885 年首先采用的。这种形式的转 向器同样也使用在 1905 年生产的凯迪拉克汽车和 19111920 年制造的许多其他型式的汽 车上。 在 20 世纪初，汽车已经是一个沉重而又高速疾驰的车辆，充气轮胎代替了实心车轮。 由于转向柱直接于转向节连接，所以转动车轮式很费劲的。即使是一个健壮的驾驶员，要 控制转向仍然是很劳累的事情。因此，汽车常常冲出路外。于是，降低转向操纵力的问题 就变得赐教迫切了。 为了使转向操纵轻便，工程师设计了在转向盘和转向节之间安装齿轮减速机构的转向 器。从那时起，转向机构就一直被这样沿用下来。 从 1903 年开始，助力辅助转向机构不断出现，多数是用在可车上。助力辅助转向机 构中，有一些采用真空助力，还有一些是采用压缩空气助力。 1905 年出版的汽车时代杂志谈到了哥伦比亚汽车的助力转向器。据说这总简单的 本科毕业设计（论文）通过答辩 7 装置在车速为 29 公里/小时时，仍能使汽车保持不偏离路线。 1923 年，美国底特律市的亨利马尔斯为了减少蜗轮副和滚动轴之间的接触摩擦力， 在两者之间接触处放置滚珠支撑，这就出现了滚珠蜗轮转向器。这种型式的转向器就成为 现在大家所熟知的循环球式转向器，目前仍被广泛地应用在美国和日本制造的汽车上。 1928 年，弗朗西斯戴维斯所研制成功并首次应用了液压助力辅助转向器。这种转向 器由维克斯公司制造，该公司并制定了此项标准，26 后为汽车工业所采纳。第二次世界大 战时期，汽车转向虽然采用了转向器，但对其实施操纵仍然不是一键轻松的事。当汽车质 量增大、转向费劲时，驾驶员要求能有更好的办法来解决，这才重新推广了一种已经大约 有 3/4 个世纪历史的助力辅助转向器。 1954 年，凯迪拉克汽车公司首先把液压助力转向器应用于汽车上，助力专项的历史又 回到了以前的道路。 早在第二次世界大战期间，较高级的助力转向系统就开始应用于各种军用车辆。20 世 纪 50 年代初期，由于出现了重型的汽车以及速度很高的高级小客车，指靠转向器本身的 结构，既要是汽车转向操纵省力，又要灵活，显然已难以兼顾，于是把战争时期使用的助 力转向器经过改进，使用在了中型汽车和高级小客车上。后来，因为得到普遍使用，在 20 世纪 50 年代末就研制出了质量小、结构紧凑、自行润滑的助力转向器。这种助力转向器 使转向操纵十分省力，只要适当选择转向器传动比，就可以同时满足转向灵敏的要求。 1967 年，美国的汤姆森制造了一辆四轮专项的印迪赛车，但未进行实际使用。 1981 年， 日本研制出能原地转向的汽车。 他们在车身尾部下边装设了一直横向小车轮， 只需按一下电钮就可使小车轮落地并把后轮抬起，在转动横向小车轮，汽车变以前轮为中 心原地转向。 1985 年， 日本丰田公司的克雷西达汽车成了第一个采用计算机控制辅助转向系统的汽 车产品， 丰田公司称此系统为先进的动力齿轮齿条转向系。 该机构在变速器力有个传感器， 它可以监视车辆车速度，把信号输入计算机，计算机再根据此信号控制电磁液流控制阀， 通过液压系统供给转向齿条高压动力油流。汽车在公路上高速行使使，转向需要的动力需 要的动力较少，计算机液流控制阀降低油压，同时把转向器稳住，当停车或汽车低速行驶 转向时，计算机液流控制阀提高油流压力，这就使得驾驶员很容易操纵转向盘。 1986 年 10 月 8 日，日本本田汽车公司宣布，已研制出一种被称为 4ws 的四轮转向汽 车。汽车转向盘转动的角度首先使前轮转向，同时经输出轴带动后转向机，使后轮与前轮 同向或反向转动。 本科毕业设计（论文）通过答辩 8 现在，动力转向系统已成为一些轿车的标准设置，全世界约有一半的轿车采用动力转 向。随着汽车电子技术的发展，目前一些轿车已经使用电动助力转向器，使汽车的经济性、 动力性和机动性都有所提高。 电动助力转向系统的英文缩写叫“eps”（electrical power steering） ，它利用电 动机产生的动力协助驾车者进行转向。此类系统一般由转矩传感器(3)、电控单元（微处 理器）(5)、电动机(4)、减速器(2)、机械转向器(1)和蓄电池电源(6)所组成。 图 电动助力转向系统 fig. electrical power steering 1.机械转向器 2. 减速器 3. 转矩传感器 4. 电动机 5. 电控单元 6. 蓄电池电源 1. machinery steering 2.retarder 3.torsion sensor 4.electormotor 5.cpu 6.accumulator cell power source 汽车转向时，转矩传感器检测到转向盘的力矩和转动方向，将这些信号输送到电控单 元，电控单元根据转向盘的转动力矩、转动方向和车辆速度等数据向电动机控制器发出信 号指令，使电动机输出相应大小及方向的转动力矩以产生助动力。当不转向时，电控单元 不向电动机控制器发信号指令，电动机不工作。同时，电控单元根据车辆速度信号，通过 电液转换器确定输给转向盘的作用力，减少驾车者在高速行驶时方向盘“飘”的感觉。 由于电动助力转向系统只需电力不用液压，与机械式液压动力转向系统相比较省略了 许多元件。没有液压系统所需要的油泵、油管、压力流量控制阀、储油罐等，零件数目少， 布置方便，重量轻。而且无“寄生损失”和液体泄漏损失。因此电动助力转向系统在各种 行驶条件下均可节能 80%左右，提高了汽车的运行性能。因此在近年得到迅速的推广，也 是今后助力转向系统的发展方向。 有一些汽车冠以电动助力转向，其实不是真正意义上的纯电动的助力转向，它还需要 液压系统，只不过由电动机供油。传统的液压动力转向系统的油泵由发动机驱动。为保证 汽车原地转向或者低速转向时的轻便性，油泵的排量是以发动机怠速时的流量来确定的。 而汽车行驶中大部分时间处于高于怠速的速度和直线行驶状态，只能将油泵输出的油液大 本科毕业设计（论文）通过答辩 9 部分经控制阀回流到储油罐，造成很大的“寄生损失”。为了减少此类损失采用了电动机 驱动油泵，当汽车直线行驶时电动机低速运转，汽车转向时电动机高速运转，通过控制电 动机的转速调节油泵的。 本科毕业设计（论文）通过答辩 10 1. 汽车主要参数的选择1 1.1 汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、 离 去角、最小离地间隙等，如图 1-1 所示。 图 1-1 汽车的主要参数尺寸 fig.1-1 the main parameters of vehicle size 1.1.1 轴距 l 轴距 l 的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。轴距短一 些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系 列问题，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动 或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。因 此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然，在满足所设计汽车的车厢尺寸、 轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。 (1)载货汽车的轴距 在整车选型初期，可根据要求的货厢长度及驾驶室布置尺寸初步确定轴距 l： llh+lj+s-lr(1-1) 式中lh货厢长度，可根据汽车的装载质量、载货长度来确定，或参考同类型 lj前轮中心至驾驶室后壁的距离,在该布置方案选定后可通过对驾驶室、 发动 机和前轴的初步布置或参考同型、同类布置的汽车的这一尺寸初步确定 s驾驶室与货厢之间的间隙，一般取 50100mm,应考虑发动机维修时的需要； lr后悬尺寸，可根据道路条件或参考同类型汽车初步确定。 轴距的最终确定应通过总布置和相应的计算来完成，其中包括检查最小转弯半径和万 向节传动的夹角是否过大，轴荷分配是否合理，乘坐是否舒适以及能否满足整车总体设计 本科毕业设计（论文）通过答辩 11 的要求等。 轻型货车、鞍式牵引车和矿用自卸车等车型要求有小的转弯半径，故其轴距比一般货 的短，而经常运送大型构件、长尺寸或轻抛货物的货车和集装箱运输车，则轴距可取得长 一些。汽车总质量愈大，轴距一般也愈长。为了满足不同用户的需要，常同时选定几种轴 距，构成汽车的系列产品，如基本型、长轴距、短轴距等汽车变型。数据，是基本型货车 轴距的选择范围，供设计时参考。 三轴汽车的中后轴之间的轴距，多取为轮胎直径的 1.11.25 倍。 (2)轿车的轴距 轿车的轴距与其类型、用途、总长有密切关系。微型及普通级轿车要求制造成本低， 使用经济性好，机动灵活，因此汽车应轻而短，故轴距应取短一些；中高级轿车对乘坐舒 适性、行驶乎顺性和操纵稳定性要求高，故轴距应设计得长一些。轿车的轴距约为总长的 5460。轴距与总长之比越大，则车厢的纵向乘坐空间就愈大，这对改善汽车纵向角 振动也有利。但若轴距与总长之比超过 62，则会使发动机、行李箱和备胎的布置困难， 外形的各部分比例也不协调。 (3)大客车的铀距 大客车的轴距范围一般为 47.2m。总长为 1112m 的城市大客车，其轴距多为 5.5 6.3m，而总长在 10m 以内的大客车，其轴距多为 4.55m。 表 1-1 提供的数据可供初选轴距时参考 本科毕业设计（论文）通过答辩 12 表 1-1 各类汽车的轴距和轮距 tablet.1-1 each kind of automobile spread of axies and gauge 车型类别轴距 l/mm轮距 b/mm 乘用车 发动机排量 v/l v1.02000220011001380 1.0v1.62100254011501500 1.614.04500560018402000 1.1.2 前轮距 b1 和后轮距 b2 改变汽车轮距 b 会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯 直径等因素发生变化、增大轮距则车厢内宽随之增加，并导致汽车的比功率、币转矩指标 下降，机动性变坏。 受汽车总宽不得超过 2.5m 限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距 b1范围内，应能 布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车 架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距 b2时，应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽 度和轮胎宽度以及它们之间应留有必要的间隙。 各类汽车的轮距可参考表 1-1 提供的数据进行初选。 1.1.3 外廓尺寸 汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。它应根据汽车的类型、用途、承载员、道 路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。在满足使用要求的前提 下，应力求减小汽车的外廓尺寸，以减小汽车的质量，降低制造成本，提高汽车的动力性、 经济性和机动性。gb 158979 对汽车外廓尺寸界限作了规定。 本科毕业设计（论文）通过答辩 13 各国对公路运输车辆的外廓尺寸都有法规限制，以使其适应该国的公路、桥梁、涵洞 和铁路运输的有关标准，保证行驶安全及交通畅通。我国对公路车辆的限制尺寸是：总高 不大于 4m；总宽(不包括后视镜)不大于 2.5m，左、右后视镜等突出部分的侧向尺寸总共 不大于 250mm；总长：载货汽车及越野汽车不大于 12m；牵引车带半挂车不大于 16m；汽车 拖带挂车不大于 20m；挂车不大于 8m；大客车不大于 12m；铰接式大客车不大于 18m。在 设计重型汽车和大客车时要特别注意这些限制。还应注意，即使同一种车型在不同的使用 条件下，设计也会不同。例如城市公共汽车因有站立乘客易超载且要求有较好的机动性， 因此设计时车身不宜过长；而长途公共汽车、团体用和旅游用大客车技座位数乘客，车身 则可设计得长些。大客车的总宽多在 2.452.5m。一般大客车的总高多为 2.93.1；而 长途大型公共汽车由于设置行李舱地板较高，则总高为 3.13.55m。总质量为 15t 以上的 重型货车的总宽多为 2.42.5m；总高则为 2.52.9m。中型货车的总宽多为 2.12.4m； 总高多为 2.22.6m。集装箱运输汽车的总高为 3.83.9m。汽车的外廓尺寸要由总布置 最后确定。 1.1.4 前悬 lf 和后悬 lr 前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的 方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低， 并使驾驶员视野变坏。因在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器 等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬尺寸有利于在撞车时对乘员起保护作用，也有利于 采用长些的钢板弹簧。对平头汽车，前悬还会影响从前门上、下车的方便性。初选的前悬 尺寸，应当在保证能布置下上述各总成、部件的同时尽可能短些。对载客量少些的平头车， 考虑到真面碰撞能有足够多的结构件碰撞能量，保护前排乘员的安全，这又要求前悬有一 定的尺寸。 1.2 汽车质量参数的确定 汽车的质量参数包括整车整备质量m0、载客量装载质量、质量系数、汽车总质量 ma、 轴荷分配等。 1.2.1 整车整备质量m0 整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等） ，加满燃料、水、但 没有装货和在人时的整车质量。 本科毕业设计（论文）通过答辩 14 整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济型有影响。目前，尽可能见嫂整车整备质 量的目的是：通过减轻整备质量增加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气净化标 准和噪声标准所带来的整备质量的增加，节约燃料。减少整车整备质量的措施主要有：新 设计的车型应使其结构更合理，采用强度足够的轻质材料，如塑料、铝合金等等。过去用 金属材料制作的仪表板、油箱等大型结构件，用塑料取代后减重效果十分明显，目前得到 比较广泛的应用。今后，塑料载汽车上会进一步得到应用。 整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常工作种，收集大量同类汽车各总成、部 件和整车的有关质量数据，结合新车设计的特点、工艺水平等初步估算各总成、部件的质 量，再累计成整车整备质量。 乘用车和商用客车的整备质量，也可按每人所占汽车整备质量的统计平均值估计，可 参考表 1-2 表 1-2 乘用车和商用客车人均整备质量值 2 tablet.1-2 while average per person fits out the quality value with the vehicle and the commercial passenger train 乘用车人均整备质量 值 商用客车人均整备质量 值 发动机 排量 v/l v1.00.150.16 车辆总长 la/m 10.00.0960.160 1.0v1.60.170.24 1.64.00.290.34 本科毕业设计（论文）通过答辩 15 表 1-3 关于汽车的分类 tablet.1-3 automobile classification 汽车类型 座位数 乘员数 最大设计 总质量/kg 说明 m 类 至少 有四 个车 轮， 并且 用于 载客 的机 动车 辆 m1 类 ）（ 9 包括驾驶员座位在内的座位数不超过 9 座的载客车辆 m2 类 a 级 ）（9 22 5000 可载乘员数 （不 包括驾驶员） 不 多于 22 人 许乘员站立 b 级 不许乘员站立 级 ）（9 22 可载乘员数 （不 包括驾驶员） 多 于 22 人 允许乘员站立，并且乘 员可以自由走动 级只允许乘员站立在过 道和/或提供不超过相 当于两人双人座位的 站立面积 级不许乘员站立 1.2.2 汽车的载客量和装载质量 （1） 汽车的载客量 乘用车的载客量包括驾驶员在内不超过 9 座， 又称之为 m1类汽车， 本科毕业设计（论文）通过答辩 16 其他 m2、m3类汽车的座位数、乘员数及汽车的最大设计总质量见表 1-3。 （2） 汽车的载质量 me汽车的载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质 量。汽车在碎石路面上行驶时，载质量约为好路面的 7585。越野汽车的载质量是指 越野汽车行驶时或在土路上行驶的额定在质量。 商用货车载质量 me的确定， 首先应与企业商品规划符合， 其次要考虑到汽车的用途和 使用条件。原则上，货流大、运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车以利降低运输成本， 提高效率；对货源变化频繁、运距短的市内运输车，宜采用中、小吨位的货车比较经济。 1.2.3 质量系数 0m 质量系数 0m 是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即 0m = 0m me。该系数反映了汽车 的设计水平和工艺水平， 0m 值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。 1.2.4 汽车总质量ma 汽车总质量ma是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。 乘用车和商用客车的总质量ma由整备质量m0、 乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质 量三部分构成。其中，乘员和驾驶员每人质量按 65kg 计，于是 nn mma 65 0 （1-2） 式中，n 为包括驾驶员在内的载客数；为行李系数。 商用货车的总质量ma由整备质量m0、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分 组成，即 kg nmmm ea 65 10 （1-3） 式中，n1为包括驾驶员以及随行人员在内的人数，应等于座位数。 1.2.5 轴荷分配 汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵 件和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计时应 根 据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。汽车的布置型式对 轴荷分配影响较大，例如对载货汽车而言，长头车满载时的前轴负荷分配多在 28上下， 而平头车多在 3335。对轿车而言，前置发动机前轮驱动的轿车满载时的前轴负荷最 好在 55以上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动的轿车满载时的后轴 本科毕业设计（论文）通过答辩 17 负荷一般不大于 52；后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最好不超过 59，否 则，会导致汽车具有过多转向特性而使操纵性变坏。 在确定轴荷分配时也要考虑到汽车的使用条件。对于常在较差路面上行驶的载货汽 车，为了保证其在泥泞路而上的通过能力，常将满载前轴负荷控制在 2627，以减小 前轮的滚动阻力并增大后驱动轮的附着力。对于常在潮湿路面上行驶的后驱动轮装用单胎 的 42 平头货车，空载时后铀负荷应不小于 41，以免引起例滑。 在确定轴荷分配时还要充分考虑汽车的结构特点及性能要求。例如：重型矿用自卸汽 车的轴距短、质心高，制动或下坡时质量转移会使前轴负荷过大，故在设计时可将其前轴 负荷适当减小，使后轴负荷适当加大。为了提高越野汽车在松软路面和无路地区的通过 1.3 轮胎的选择 轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此， 在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的 额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力传动系参数的匹配以及对整车尺寸 参数(例如汽车的最小离地间隙、总高等)的影响 轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮 胎负荷系数取为 0.91.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负 荷大，故它们的轮胎负荷系数应接近下限；对在各种路面上行驶的货车，其轮胎不应超载； 对在良好路面上行驶且车速不高的货车，其轮胎负荷系数可取上限甚至达 1.1；对车速高 的重型货车、重型自卸汽车，此系数亦可偏大些。但过多超载会使轮胎早期磨损，甚至发 生胎面剥落及爆胎等事故。试验表明：轮胎超载 20时，其寿命将下降 30左右。 为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车 在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强 度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装 载员4t的载货汽车在20世纪50年代多用的9.020轮胎早己被8.2520， 7.5020至8.25 16 等更小尺寸的轮胎所取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较 宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。山区使用的汽车制动频繁，制动鼓与轮辋之 间的间隙应大一些，以便散热，故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、面 形状扁平的宽轮辋低压轮胎，以便降低质心高度，改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的 附着性能并保证有足够的承载能力。 本科毕业设计（论文）通过答辩 18 1.4 数据的确定 根据以上的论述，本次设计初选数据如下：根据以上的论述，本次设计初选数据如下： 轮距 l/mm2340 内转向轮最大转角 / maxi 45 整备质量kg m / 0 880 总质量kg ma/ 1255 轮胎175/60r14 转向轴的载荷 n g / 1 5647.5 轮胎压力 p/mpa0.45 本科毕业设计（论文）通过答辩 19 2. 转向系设计概述 2.1 对转向系的要求3 1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满 足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。 2）汽车转向行驶时，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶 位置，并稳定行驶。 3）汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动。 4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应 最小。 5）保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 6）操纵轻便。 7) 转向轮碰撞到占该物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。 8) 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。 9) 在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能 使驾驶员免遭或减轻上海的防伤装置。 10) 进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。 2.2 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