车辆工程毕业设计28HGC1050轻型商用车转向系统设计.doc
车辆工程毕业设计28HGC1050轻型商用车转向系统设计
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计28HGC1050轻型商用车转向系统设计,车辆工程毕业设计论文
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1 第 1 章 绪 论 1.1 概述 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） 。 按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。 机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构 (方向盘 )、转向器、转向传动机构三大部分组成。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动 (严格讲是近似直线运动 )的机构，是转向系的核心部件。 动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开 关、电机和地线的作用。 通常，对转向系的主要要求是 : (1) 保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时操作轻便 ; (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，并应使汽车保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，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员。 1.2 汽车转向系统的现 状和发展趋势 汽车 自 19 世纪末诞生以来，已经走过了风风雨雨的一百多年。从卡尔 .本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时 18公里的速度行驶，到现在的从零至百公里加速只需要三秒钟的超级跑车，汽车的发展直接影响着时代的进步和社会的繁荣。同时，汽车工业也造就诸如通用、福特、丰田、本田这样一些在各国经济中举足轻重的著名公司。 nts 2 在国家产业政策和与之配套的一系列国家经济政策的支持和引导下，我国汽车无论在数量上，还是在质量、技术和能力等方面都已有了很大发展，但与国民经济需求和世界先进水平相比，差距仍然很大。 直到近年来，中国整体经 济发展迅速，居民收入的持续增长以及扩大内需、拉动消费的财政政策，特别是在中国加入 WTO 以后，汽车关税不断下调，国外知名的汽车巨头也瞄准了中国这个巨大的市场，陆续在华投资设厂，越来越多款式新颖、乘坐舒适安全的汽车随之进入中国市场，加速了轿车进入家庭的步伐。随着我国汽车的销量的猛增，特别是轿车的销量取得了大幅增长，有些产品如雅阁、波罗等还供不应求，甚至有的还出现需要“加价”才能购买的情况。由此可见，中国汽车市场火爆的局面也似乎预示着中国汽车工业迎来了真正发展的春天。 随着汽车工业的迅速发展，转向装置的结 构也有很大变化。汽车转向器的结构很多，从目前使用的普遍程度来看，主要的转向器类型有 4种：有蜗杆曲柄指销式 （ WP型）、蜗杆滚轮式（ WR 型）、循环球式（ BS 型）、齿轮齿条式（ RP 型）。这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。 据了解，在世界范围内，汽车循环球式转向器占 45左右，齿条齿轮式转向器占40左右，蜗杆滚轮式转向器占 10左右，其它型式的转向器占 5。循环球式转向器一直在稳步发展。在西欧小客车中，齿条齿轮式转向器有很大的发展。日本汽车转向器的特点是循环球式转向器占的比重越来越大，日本装备不同类型发动 机的各类型汽车，采用不同类型转向器，在公共汽车中使用的循环球式转向器，已由 60 年代的62.5发展至今已达 100 (蜗杆滚轮式转向器在公共汽车上已经被淘汰 )。中、轻型商用车大都采用循环球式转向器，但齿条齿轮式转向器也有所发展。微型货车用循环球式转向器占 65，齿轮齿条式占 35。 据资料显示，截至到 2007年，中国生产汽车转向系统产品的企业有 150多家，其中民营企业占 70，国营企业占 14，合资企业占 10，独资企业占 6%。转向行业中，规模较大的企业有上海 ZF、恒隆集团、一汽光洋、新乡豫北和湖北三环等 20多家，生产集中度约为 80%。转向器行业的企业总资产约为 130亿元，年生产能力超过1000万台（套）。 2007 年国内转向器产销量约 940万台（套），总产值约为 120亿元，出口创汇约 2.2亿美元。产品结构基本合理，能覆盖国内全系列汽车，基本满足整车产业发展需求。 转向器发展的趋势是： (1) 循环球式转向器和齿轮齿条式转向器，已成为当今世界汽车上主要的两种转向器；而蜗杆滚轮式转向器和蜗杆肖式转向器，正在逐步被淘汰或保留较小的地位； nts 3 (2) 在小客车上发展转向器的观点各异，美国和日本重点发展循环球式转向器，比 率都已达到或超过 90；西欧则重点发展齿轮齿条式转向器，比率超过 50，法国已高达 95； (3)由于齿轮齿条式转向器的种种优点，在小型车上的应用 (包括小客车、小型货车或客货两用车 )得到突飞猛进的发展；而大型车辆以循环球式转向器为主要结构。 1.3 课题研究的目的和意义 1、目的： 改革开放以来，我国汽车工业发展迅猛。作为汽车关键部件之一的转向系统也得到了相应的发展，基本已形成了专业化、系列化 生产的局面。有资料显示，国外有很多国家的转向器厂，都已发展成大规模生产的专业厂，年产超过百万台，垄断了转向器的生产，并且销售点遍布了全世界。随着我国汽车转向器市场的迅猛发展，与之相关的核心生产技术应用与研发必将成为业内企业关注的焦点。了解国内外汽车转向器生产核心技术的研发动向、工艺设备、技术应用及趋势对于企业提升产品技术规格，提高市场竞争力十分关键。 2、 意义 ： 由于汽车转向器属于汽车系统中的关键部件，它在汽车系统中占有重要位置，因而它的发展同时也反映了汽车工业的发展，它的规模和质量也成为了衡量汽车工业发展水平的重要标志之一。随着汽车高速化和超低扁平胎的通用化，过去采用循环球转向器和循环球变传动比转向器只能相对地解决转向轻便性和操纵灵便性的问题，要想从跟本上解决这两个问题只有安装动力转向器。因此，除了重型汽车和高档轿车早已安装动力转向器外，近年来在中型货车、豪华客车及中档轿车上都已经开始安装动力转向器，随着动力转向器的设计水平的提高、生产规模的扩大和市场的需要，其他的一些车型也必须陆续安装动力转向器。虽然液压助力型转向器具有很多优点，在目前的技术水准下它仍然存在某些不足之处，例如助力较小等。因此，目前液压式 动力转向器仍然占据着很大的市场份额，其性能也在不断地提高。对于液压助力型动力转向器的研究有着非常深远的意义。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。 本题是依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定汽车主要尺寸参数、最低稳定车速等条件下，要 求本人独立设计出符合要求的转向系统，着重nts 4 设计计算转向器的结构参数及对其校核计算，转向操纵机构的参数及校核。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出转向系统装配图及主要零件的零件图。 通过对转向系统的分析提高了我对所学专业的认知度，掌握了一下本人毕业设计的主要工作内容。完成毕业设计有利于综合训练本人的专业知识，为今后的工作打下坚实的基础。通过毕业设计，可以综合训练汽车设计、汽车理论、机械设计等专业知识，也能够帮助自己对 Pro/E 等相关工程软件的理解和掌握。通过设计和撰写设计说明书，增强了本人 对事物的分析和判断能力，加强思维的严密性和科学性。 nts 5 第 2章 转向系设计概述 2.1 对转向系的要求 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.转向轮碰撞到障碍物以后，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.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，减小由于装配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 3-1。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。 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nts 6 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。 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 2.3 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 2.4 转向梯形机构的设计 转向梯形机构用来保证转弯行驶时汽车的车轮均能绕同一瞬时转向中心在不同半径的圆周上作无滑动的纯滚动。因此，在设计中首先是要确定转向梯形机构的几何尺寸参数，其次是进行零件的强度计算。转向梯形机构有整体式的和分段式的两种。整nts 7 体式的用于非独立悬架的转向轮；分段式的用于独立悬架的转向轮。通常是将转向梯形机构布置在前转向桥之后，且高度不低于前桥横梁或其他防撞件；当布置在前桥之后有困难时，例如当发动机位置很低或汽车前驱动时，也可以布置在前桥之前。 2.4.1 转向梯形理论特性 以整体式转向梯形机构为例：转向梯形机构实际上不能完全精确地满足公式的要求，而只能以足够的工程精度接近该式。即转向梯形机构使公式中的 L值不再是汽车的轴距 L，而是 LL 。若令 / LL ， L愈接近 ，则该转向梯形愈能精确地反映公式的要求，转向亦愈顺畅。 如图 2-3中的 OAB有 )s in (/s ins in)s in (/s ins in)s in (/s inoioioioioiiLKKLKOA （ 2.1） 梯形臂长度与两主销中心距之比在 0.110.15间， m/K=0.110.15 取 0.15 即： m=0.15 1290=193.5 计算结果取 200mm 转向梯形机构的几何尺寸参数有：两转向主销中心线与地面交点间的距离 K，转向横拉杆两端球铰接中心间的距离转向梯形臂长 m和梯形底角 ， 根据汽车的总体布置或转向桥的布置图，首先可找出汽车的轴距 L 及转向主销间距 K ，再按16.0,14.0,12.0/ nmy ，在关系曲线图上找出 x ，则有 ynmyKnKxL)c os21/()5.0/(a rc ta n（ 2.2） 当 K,L确定后根据 y的三种取值方式可求得转向梯形的三种尺寸方案，有了这些方案就可对一系列按大小排列的i值以图解法 确定其相应的0值，进而求出 的值。 计算方案： （ 1） 当 x 取 0.70时，则 7637.76)6452660ar ct an ()12905.0/(7.03800ar ct an 1111取即 （ 2） 当 x 取 0.65时，则 nts 8 7537.75)12905.0/(65.03800ar ct an 111取即 （ 3） 当 x 取 0.6时，则 7423.74)12905.0/(6.03800ar ct an 111取即 第一种方案： 76 x=0.7 y=0.12:2 则 KnnnnyKn11111125203.1/129076c os12.01/1290)c os21/( 第二种方案： 75 x=0.65 y=0.11:3 KnnnnyKn11111127701.1/129075c os037.01/1290)c os21/( 第三种方案： 74 x=0.6 y=0.16 KnnnnyKn111111235045.1/129074c os16.01/1290)c os21/( 2.5 转角及最小转弯半径 汽车的机 动性，常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、右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的 22.5倍范围内； 其次，应这样选择转向系的角传动比。 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)nts 9 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： LKBD CODOio c o tc o t（ 2.3） 式中： o 外转向轮转角； i 内转向轮转角； K 两转向主销中心线与地面交点间的距离； 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 第一种方案： 09.32c ot62 7.0c ot34.028 7.0c ot38 0012 9074c otc ot000000 9.1)09.3274s in (38 00/09.32s in74s in12 90)s in (/s ins in oioi LK 第二种方案： 3.31c ot60 8.0c ot34.026 8.0c ot38 0012 9075c otc ot0000nts 10 99.0)3.3175s in (38 00/3.31s in75s in12 90)s in (/s ins in oioi LK 第三种方案： 5.30c o t59.0c o t34.025.0c o t34.076c o tc o t000092.0)5.3076s in (38 00/5.30s in76s in12 90)s in (/s ins in oioi LK 因此，取第二种方案为最终设计方案。 汽车的最小转弯半径 Rmin与其内、外转向轮在最大转角与、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大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。可按下式计算： 458.75041903.31sin3800sinmi nmi nmaxmi nRRR aLo（ 2.4） 取 7600 通常 maxi 为 35 40，为了减小 Rmin 值， maxi 值有时可达到 45。 703.69703.31383.31m a x38m a x4035m a x70m a xm a x00取通常取iii操纵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。 nts 11 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达到。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布置来解决。 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%。转向器的结构型式对汽车的自身质量影响较小。 2.6 汽车转向系方案的选择 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。 2.6.1 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，如图 2.4所示：nts 12 中间输入，两端输出 (a)；侧面输入，两端输出 (b)；侧面输入，中间输出 (c)；侧面输入，一端输出 (d)。 图 2.4 齿轮齿条式转向器有四种形式 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，两拉杆会与齿条 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。 采用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； Y形断面齿条的齿宽可以做得宽些，因而强度得到增加。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。 nts 13 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 (a)； 转向器位于前轴后方，前置梯形 (b)；转向器位于前轴前方，后置梯形 (c)；转向器位于前轴前方，前置梯形 (d)。 图 2.5 齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置 齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上。车载质量不大，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。 2.6.2 其他转向器 除齿轮齿条转向器外，还有循环球式转向器，蜗杆滚轮式转向器，蜗杆指销式转向器等。 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 ,因此循环球式转向器主要用于商用车上。 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nts 14 比较困难；转向器的传动比不能变化。 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。 所以我的设计选用齿轮齿条式转向器为动力转向装置。 2.7 齿轮齿条式转向器布置和结构形式的选择 图 2.6 采用如图所示的布置形 式 图 2.7 采用如图所示的侧面输入两端输出的结构形式。 2.8 数据的确定 nts 15 根据以上的论述，本次设计初选数据如下： 轮距 1670mm 轴距 3800mm 满载轴荷分配：前 /后 2200/3255(kg) 总质量 /kg ma 1255(kg) 轮胎 175/60R16 主销偏移距 a 50mm 轮胎压力 p/MPa 0.53 方向盘直径 SW D 400mm 最小转弯半径 7.6m 转向梯形臂 200mm 主销中心距 K 1290mm 表 2.2 初选数据 参考 BJ121 型轻型载货汽车底盘架构和上海通用别克赛欧汽车转向操作机构 2.9 本章小结 本章对转向系统的设计要求进行分析，确定转向梯形的设计方案，并对最小转弯半径进行计算。机械转向器的类型选用齿轮齿条式转向器，因其具有结构简单、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%等优点。最后确定本次设计的初选数据。 nts 16 第 3章 转向系主要性能参数 3.1 转向系的效率 功率 p1 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 表示，；反之称为逆效率，用符号 表示。 正效率 计算公式： ppp121 （ 3.1） 逆效率 计算公式： ppp323 （ 3-2） 式中， p1 为作用在转向轴上的功率； p2 为转向器中的磨擦功率； p3 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。 3.1.1 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。 （ 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nts 17 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 )tan(tan00 a a （ 3.3） %85 式中，0a为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角； 为摩擦角， =arctanf； f 为磨擦因 数。 3.1.2 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 00tan)tan(aa （ 3.4） 式（ 3.3）和式（ 3.4）表明：增加导程角 0a ，正、逆效率均增大。受 增大的影响， 0a 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。 nts 18 3.2 传动比变化特性 3.2.1 转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比 0i 和转向系的力传动比 pi 。 转向系的力传动比 : FFi Wp /2 （ 3.5） 转向系的角传动比 : kkkw dddtd dtdi /0 （ 3.6） 转向系的角传动比 0i 由转向器角传动比 i 和转向传动机构角传动比 i 组成，即 iii 0 （ 3.7） 转向器的角传动比 : pppw dddtddtdi /（ 3.8） 转向系角传动比商用车约为 1622，轿车约为 1220，此处取 i =20 转向传动机构的角传动比 : kpkpkp dddtddtdi /（ 3.9） 1 3.2.2 力传动比与转向系角传动比的关系 转向阻力 FW 与转向阻力矩 Mr 的关系式： aMFw r （ 3.10） 作用在转向盘上的手力 Fh 与作用在转向盘上的力矩 Mh 的关系式： swhh DMF 2 （ 3.11） 将式（ 3.10）、式（ 3.11）代入 hWp FFi /2 后得到 aM DMi h swrp （ 3.12） 如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理， 2Mr/Mh可用下式表示 nts 19 3427183.4620822000iiiddMMkhr（ 3.13） 将式（ 3.10）代入式（ 3.11）后得到 136502 7 1 82003.4 6 2 0 822 0ppswpiiaDii （ 3.14） 当 a和 Dsw不变时，力传动比 pi 越大，虽然转向越轻，但 0i 也越大，表明转向不灵敏。 3.2.3 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。 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 3.1所示。 图 3.1 转向器角传动比变化特性曲线 Fig 3.1 Change characteristic property curve of Steering angle transmission ratio nts 20 3.3 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 3.2）。 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 3-2所示的逐渐加大的形状。 图 3.2 转向器传动副传动间隙特性 Fig 3.2 Drive gap characteristic property of steering 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。 3.4 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，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。乘用车转向盘的总转动阁数较少，一般约在 3.6 圈以内；商用车一般不宜超过 6圈。 本设计为轻型商用车，所以取 4圈。 3.5 本章小结 以上内容是针对转向系的主要参数进行计算，力与角的传动比直接影响到行驶的舒适性和安全性，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。并对转向器传动副传动间隙特性进行研究，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。 nts 21 第 4章 转向器设计计算 4.1 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 Mr （ Nmm),即 53.0220037.03331rrMPGfM(4.1) rM 46208.3 Nmm 式中， f 为轮胎和路面见的摩擦因素，一般取 0.7； 1G 为转向轴负荷 2200（ N） ; p为轮胎气压 0.53（ MPa）。 作用在转向盘上的手力为 85.0202003.4 6 20 82221hwSWrhFiDLMLF （ 4.2） 13.59 N 式中， L1 为转向摇臂长； L2 为转向节臂长； DSW 为转向盘直径； i为转向器角传动比； 为转向器正效率。 作用在转向盘上的力矩为 Fh=Mh / R Mh=13.59x200 2718 Nmm 4.2 齿轮参数的选择 nts 22 齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在 2 3mm之间，主动小齿轮齿数在5 7之间，压力角取 20 ， 螺旋角在 9 15之间。故取小齿轮 z 6， mn 2.5， 10 右旋，压力角 20 ， 精度等级 8级。 主动小齿轮选用 20MnCr5 材料制造并经渗碳淬火，而齿条常采用 45 号钢或 41Cr4制造并经高频淬火，表面硬度均应在 56HRC 以上。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。 4.3 齿轮几何尺寸的确定 齿顶高 ha = mmhm nann 25.47.015.2 齿根高 hf mmchm nnann 3 7 5.17.025.015.2 齿高 h = ha+ hf = mm625.5375.125.4 分度圆直径 d =mz/cos = mm337.1512cos65.2 齿顶圆直径 da =d+2ha = mm8 3 7.235.83 3 7.15 齿根圆直径 df =d-2hf = mm587.12475.2337.15 基圆直径 mmdd b 412.1420c o s337.15c o s 法向齿厚为 5.23 6 4.07.022t a n22 nnnn ms mm593.4 端面齿厚为 5253.2367.0c os7.022t a n22 2 tttt ms mm275.5 分度圆直径与齿条运动速度的关系 d=60000v/n1 v 0.001m/s 齿距 p= m=3.142.5=7.85mm 齿轮中心到齿条基准线距离 H=d/2+xm=9.4185mm 4.4 齿根弯曲疲劳强度计算 4.4.1 齿轮精度等级、材料及参数的选择 （ 1） 由于转向器齿轮转速低，是一般的机械，故选择 8 级精度。 （ 2） 齿轮模数值取值为 m=2.5，主动齿轮齿数为 z=6，压力 角取 a=20. nts 23 （ 3） 主动小齿轮选用 20MnCr5 或 15CrNi6 材料制造并经渗碳淬火，硬度在56-62HRC 之间，取值 60HRC. （ 4） 齿轮 螺旋角初选为 =12 4.4.2 齿轮的齿根弯曲强度设计 32114.12PsFmFn zYkTm（ 1） 试取 K= 3.1 （ 2） 斜齿轮的转矩 T=25 NM （ 3） 取齿宽系数 8.0m （ 4） 齿轮齿数 61z （ 5） 复合齿形系数 sFY= 32.3 （ 6） 许用弯曲应力 FP =0.7 FE =0.7 920=644N/ 2mm FE 为齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值。 23.264468.0 32.3253.14.12 3 2 nm 试取 nm =2.5mm (7) 圆周速度 d= 337.15 mm b= m d= mm226.12337.158.0 取 b=12mm smdnv /008.0100060 10337.15100060 (8)计算载荷系数 1） 查表得 使用系数 AK =1 2） 根据 smv /01.0 和 8 级精度，查表得 4.0VK 3） 查表得 齿向载荷分布系数 15.1K4） 查表得 齿间载荷分布系数 1.1 FH KK 7 5 9.015.11.14.01 KKKKK HVA5） 修正 tK 值计算模数 nm 055.23.1759.023.2 3 ，故前取 2.5mm 不变 4.4.3 齿面接触疲劳强度校核 nts 24 校核公式为 uubdKTZZZZHEH122（ 1） 许用接触应力 H 查表得 MPaH 1650m in 由图 187 得 11 NZ 安全系数 1HS M P aS ZHNHH 16501li m1 （ 2） 查表得 弹性系数 21180 MPaZ E （ 3） 查表得 区域系数 44.2HZ （ 4） 重合度系数 Z 91.02055.111 （ 5） 螺旋角系数 Z 9 8 9.012c o sc o s 7.4 17.41612 2 5 0 0 0759.02989.091.044.2180 2H 1513 MPa H 1650MPa 由以上计算可知齿轮满足齿面接触疲劳强度，即以上设计满足设计要求。 4.5 齿条几何尺寸的确定 根据齿轮齿条的啮合特点 : （ 1）齿轮的分度圆永远与其节圆相重合 ,而齿条的中线只有当标准齿轮正确安装时才与其节圆相重合 . （ 2）齿轮与齿条的啮合角永远等于压力角 . 因此 ,齿条模数 m=2.5,压力角 20 齿条断面形状选取圆形 选取齿数 z 28，螺旋角 10 端面模数 mmmmt 5 2 5 3.210c o s/5.2c o s/ 端面压力角 367.010c o s/20t a nc o s/t a n t法面齿距 nP mmm n 85.75.214.3 端面齿距 mmmP tt 929.75253.214.3 齿顶高系数 1anh nts 25 法面顶隙系数 25.0nC 齿顶高 mmhmh nanna 25.47.013 齿根高 mmchmh nnannf 37 5.1)7.025.01(5.2)( 齿高 h = ha+ hf = mm625.5375.125.4 法面齿厚 mmmS nnnn 5 9 3.45.23 6 4.07.022t a n22 端面齿厚 mmmS tttt 275.55253.2367.0c o s7.022t a n22 2 4.6 齿轮轴的设计 由于齿轮的基圆直径 2.17bd，数值较小，若齿轮与轴之间采用键连接必将对轴和齿轮的强度大大降低，因此，将其设计为齿轮 轴由于主动小齿轮选用 20MnCr5 材料制造并经渗碳淬火，因此轴的材料也选用 20MnCr5 材料制造并经渗碳淬火 查表得： 20MnCr5 材料的硬度为 60HRC，抗拉强度极限 MPaB 1100 ，屈服极限 MPas 850 ，弯曲疲劳极限 MPa525 1 ，剪切疲劳极限 MPa3001 ，转速 n=10r/min 图 4
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