某款车型转向系统设计计算报告.doc

XXXXX报告 编号：转向系统设计计算报告项目名称：微型乘用车设计开发项目代码： _ 编制: 日期: 校对: 日期: 审核: 日期: 批准: 日期: - 1 - 转向系统设计计算报告 目 录1.1 任务来源11.2 转向系统基本介绍11.3转向系统的结构简图12 转向系统设计的输入条件22.1 整车基本参数22.2 转向系统选用件主要参数32.3 前轮定位参数33 系统的设计计算33.1轮胎的选型33.2 静态原地转向阻力矩43.3 齿轮齿条式转向系的角传动比43.4 静态原地转向时作用于转向盘的力53.5 转向盘的总转动圈数53.6转向管柱夹角及力矩波动分析53.7 转向特性分析63.8最小转弯半径分析74 结论及分析8参 考 文 献88转向系统设计计算报告1 概述1.1 任务来源K61-001是在五菱荣光为样车的基础上开发设计的一款新车型，根据W03宽体长轴微型客车 产品技术定义表，其转向系统需满足以下要求：1、最小转弯直径11米。2、转向力150N教材推荐轿车的转向力。3、方向盘总圈数 4.2圈。1.2 转向系统基本介绍K61001转向系统沿用样车转向系统，选用齿轮齿条式机械转向器，结构简单、紧凑，重量轻，转向灵敏，制造容易，成本低，正、逆效率高，特别适于与麦弗逊式悬架配用，布置方便，工作可靠，并且满足了整车的各项指标。1.3 转向系统的结构简图3211 转向盘 2 转向管柱 3 转向器图2 转向系统的结构简图 车 轮梯形臂长梯形底角图1 转向梯形示意图2 转向系统设计的输入条件2.1 整车基本参数表1 整车基本输入参数项 目代 号单位数 值满载总质量mkg1802满载前轴荷m1kg722满载后轴荷m2kg1080前轮距L1mm1391后轮距L2mm1408轴距Lmm2700车轮与地面间摩擦系数f0.7轮胎型号175/70R14 LT前轮胎气压P1MPa0.22后轮胎气压P2MPa0.30轮胎负荷能力TLCCKg6902.2 转向系统选用件主要参数表2 转向系统选用件主要参数零部件零件参数代 号单位K61-001数 值转向节转向梯形臂长度L1mm126转向梯形底角度104方向盘方向盘半径Rmm190转向器主动小齿轮的节圆半径rmm5.5转向器齿轮齿条轴交角度8.4齿条行程L2mm140转向器的效率75% 2.3 前轮定位参数前轮定位参数K61-001五菱荣光前束0301503015车轮外倾角40304030主销后倾角2301523015主销内倾角9309303 系统的设计计算3.1轮胎的选型 竞品车轮胎：175/70R14LT，负荷指数95，承载能力690kg；前轮胎气压220kPa，后轮胎气压300kPa， 该轮胎不在GB/T 2977之中。GB/T 2978中的175/70R14轮胎增强型，负荷指数88 ，轮胎气压290kPa，承载能力560kg。设计车满载后轴荷1080kg，单胎承载540kg，选用175/70R14LT，轮胎气压选择300kPa，此时承载能力大于560kg，满足使用要求。设计车满载前轴荷为722kg，单胎承载361kg，考虑轮胎气压对操纵稳定性的影响，参考竞品车前轮胎气压确定为220kPa。根据W03宽体长轴微型客车 产品技术定义表整车最高车速120km/h，故选择轮胎速度级别为M，对应最高车速130 km/h。3.2 静态原地转向阻力矩静态原地转向阻力矩是汽车中最大极限转向所需力矩，比行驶中转向所需的力矩大2到3倍。目前采用半经验公式计算 (3-1)汽车设计 式中Mr在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，Nmm； f轮胎与地面间的滑动摩擦系数，一般取0.7； G1转向轴负荷，N； P轮胎气压，MPa。前轴：G1=7229.8=7076N,P=0.22Mpa，f=0.7, 得: Mr=2.96105 Nmm3.3 齿轮齿条式转向系的角传动比 (3-2)GB 17675-1999 汽车转向系基本要求式中： iow齿轮齿条式转向系的角传动比； L1梯形臂长度，mm； r主动小齿轮的节圆半径，mm；齿轮齿条的轴交角； L1=126； =8.4； r=5.5。 得： iow=23.13.4 静态原地转向时作用于转向盘的力 (3-3)汽车设计 式中：Mr原地转向阻力矩，Nmm； Fh作用于转向盘的力，N； iow齿轮齿条式转向系的角传动比； R方向盘半径 mm； 转向梯形底角 单位 转向器的效率，取=75%。Mr=2.96105 Nmm； iow=23.1； R=190mm； =75%； =104。得： Fh=92.7N 满足W03宽体长轴微型客车 产品技术定义表中转向力150N的要求。3.5 转向盘的总转动圈数 齿轮齿条式转向器转向盘转动圈数的公式为：(3-4) 式中：L2为齿条行程，单位：mm；L3转向盘转一周时齿条的行程，mm； L2=140mm; L3=34.2 计算结果得： n=4.13.6转向管柱夹角及力矩波动分析转向管柱与中间传动轴所成角度是153.70，中间传动轴与转向器输入轴所成角度是153.65，两者角度差为0.05。基本实现等角速传动。力矩波动接近零。3.7 转向特性分析 根据转向系统及前悬架的数模，添加合理的约束，并根据转向拉杆行程大小对转向拉杆施加直线运动，建立转向系统的CAE运动分析模型，如图所示： CAE运动分析表明，左转时内轮转角与外轮转角关系曲线如图所示内轮转角与外轮转角关系图内轮转角与外轮转角与理论最佳内外轮转角对比曲线注：红色曲线为CAE运动仿真内外轮转角关系曲线，蓝色曲线为理论内外轮转角关系曲线 通过上图可知在内轮转角20度时，分析外轮转角与理论外轮轮转角差为1.3度，通常在此处分析值与理论值相差3度以内都属于合理范围。 通过CAE运动分析，内轮极限转角为37.83，外轮极限转角为32.29。3.8最小转弯半径分析最小转弯半径计算公式为： Rmin最小转弯半径 L轴距，2700mm a主销偏移距，23mm 0max外轮最大转角，32.29 计算得：Rmin=5077mm5.1m 考虑实际转向时轮胎的变形及转向系统的刚度，实际最小转弯半径将会略大于计算值。4 结论及分析 整车最小转弯半径5.1米，满足“最小转弯直径11米”的要求； 最大内轮转角37.83度，最大外轮转角32.29度。内外轮转角变化曲线属合理范围内；转向管柱夹角差为0.05度，转向管柱力矩波动接近于零；转向盘转向总圈数为4.1圈，符合设计目标；转向手力为92.7N150N,满足设计要求，同时满足法规GB17675-1999汽车转向系基本要求中的规定。总体认为，转向系统的选型及设计方案合理，能够达到产品定义表要求和法规的各项要求。参 考 文 献1 刘惟信 . 汽车设计 清华大学出版社. 20012 王望予 . 汽车设计 机械工业出版社 . 2003 3 汽车工程手册编写组编. 汽车工程手册（设计篇）. 北京：人民交通出版社，20014 GB 17675-1999. 汽车转向系基本要求 附录一： 五菱荣光试验值性 能 参 数数 值单 位备 注转向盘最大作用力矩均值3.66Nm转向盘最大作用力均值18.79N转向盘作用功均值47.71J转向盘平均摩擦力矩均值