转向系设计课件

1、转向系设计1 转向系设计2 本章主要学习：本章主要学习： （1）转向系的设计要求；转向系的设计要求； （2）机械式转向器方案分析机械式转向器方案分析 ； （3）转向系主要性能参数转向系主要性能参数 ； （4）动力转向机构动力转向机构 ； （5）转向梯形机构方案及整体式转向梯形转向梯形机构方案及整体式转向梯形 机构优化设计。机构优化设计。 转向系设计3 第一节第一节 概述概述 第二节第二节 机械式转向器方案分析机械式转向器方案分析 第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数 第四节第四节 动力转向机构动力转向机构 第五节第五节 转向梯形转向梯形 转向系设计4 第一节第一节 概概 述述 功

2、用：功用： 汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构。在汽车转向行驶汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构。在汽车转向行驶 时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。 形式和组成：形式和组成： 汽车转向机构汽车转向机构 机械转向机械转向 由转向盘、转向器和转向传动机构等组成。由转向盘、转向器和转向传动机构等组成。 动力转向动力转向 动力转向还包括动力系统。动力转向还包括动力系统。 机械转向是依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使机械转向是依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使 转向轮偏转。转向轮偏转。 动力转向是在机械

3、转向的基础上，加装动力系统，并借助此系统来减轻动力转向是在机械转向的基础上，加装动力系统，并借助此系统来减轻 驾驶员的手力。驾驶员的手力。 动力转向包括液压式动力转向和电控式动力转向。动力转向包括液压式动力转向和电控式动力转向。 液压式动力转向已在汽车上广泛应用。近年来，电控动力转向已得到较液压式动力转向已在汽车上广泛应用。近年来，电控动力转向已得到较 快发展。快发展。 汽车转向系动画演示 转向系设计5 转向系的设计要求：转向系的设计要求： 1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。 2）转向轮具有自动回正能力。）转向轮具有自动回正能力。

4、 3）在行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。）在行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。 4）转向传动机构和悬架导向装置产生的运动不协调，应使车）转向传动机构和悬架导向装置产生的运动不协调，应使车 轮产生的摆动最小。轮产生的摆动最小。 5）转向灵敏，最小转弯直径小。）转向灵敏，最小转弯直径小。 6）操纵轻便。）操纵轻便。 7）转向轮传给转向盘的反冲力要尽可能小。）转向轮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中应有间隙调整机构。）转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构。 9）转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。）转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的

5、防伤装置。 10）转向盘转动方向与汽车行驶方向的改变相一致。）转向盘转动方向与汽车行驶方向的改变相一致。 转向系设计6 自动回正能力自动回正能力决定于转向轮的决定于转向轮的定位参数定位参数和和转向器逆效率转向器逆效率的大小。合理的大小。合理 确定转向轮的定位参数，正确选择转向器的形式，可以保证汽车具有良好确定转向轮的定位参数，正确选择转向器的形式，可以保证汽车具有良好 的自动回正能力。的自动回正能力。 转向系中设置有转向系中设置有转向减振器转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能时，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。使传到转向盘上的反冲力明显降低。 为了使

6、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，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， 其最小转弯半径能达到汽车轴距的其最小转弯半径能达到汽车轴距的22.5倍。倍。 转向操纵的轻便性转向操纵的轻便性通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小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。和转向盘转动圈数多少两项指标来评价。 轿车轿车 货车货车 机械转向机械转向 50100N 250N 动力转向动力转向 2050N 120N 轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2.0圈；圈； 货车

7、则要求不超过货车则要求不超过3.0圈。圈。 转向系设计7 根据机械根据机械 式转向器式转向器 结构特点结构特点 齿轮齿条式转向器齿轮齿条式转向器 循环球式转向器循环球式转向器 蜗杆滚轮式转向器蜗杆滚轮式转向器 蜗杆指销式转向器等蜗杆指销式转向器等 转向系设计8 一、机械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析 1.齿轮齿条式齿轮齿条式 优点：优点： 结构简单、紧凑、体积小、质量轻；结构简单、紧凑、体积小、质量轻； 传动效率高达传动效率高达90%； 可自动消除齿间间隙；可自动消除齿间间隙； 没有转向摇臂和直拉杆，转向轮转角可以增大；没有转向摇臂和直拉杆，转向轮转角可以增大； 制造成本低。制造成本

8、低。 缺点：缺点：逆效率高（逆效率高（60%70%）。）。 汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，大汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，大 部分能传至转向盘。部分能传至转向盘。 自动消除间隙装置自动消除间隙装置 转向系设计9 齿轮齿条式转向器的四种形式齿轮齿条式转向器的四种形式 转向系设计10 侧面输入、中间输出方案侧面输入、中间输出方案 由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时位杆摆角减小，有利于减由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时位杆摆角减小，有利于减 少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。 两侧输出方案两侧

9、输出方案 容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。 侧面输入、一端输出侧面输入、一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头微型货车上。的齿轮齿条式转向器，常用在平头微型货车上。 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，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。运转平稳，冲击与工作噪声均下降。 齿条断面形状齿条断面形状 圆形圆形 圆形断面齿条制作工艺比较简单。圆形断面齿条制作工艺比较简单。 V形形 Y形形 V形和形和Y形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，故质量小。形断面齿条与圆形断面比较，

10、消耗的材料少，故质量小。 转向系设计11 齿轮齿条式转向器广泛应用于各种级别的轿车上。齿轮齿条式转向器广泛应用于各种级别的轿车上。 装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车上。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车上。 齿轮齿条式转向器的四种布置形式齿轮齿条式转向器的四种布置形式 根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，布置形式：根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，布置形式： * 转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，后置梯形； * 转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形； * 转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形

11、； * 转向器位于前轴前方，前置梯形。转向器位于前轴前方，前置梯形。 转向系设计12 2.循环球式循环球式 组成：组成： l螺旋槽内装有钢球的螺杆和螺母螺旋槽内装有钢球的螺杆和螺母 传动副，传动副， l螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成 的传动副。的传动副。 优点：优点： l传动效率可达到传动效率可达到75%85%； l转向器的传动比可以变化；转向器的传动比可以变化； l工作平稳可靠；工作平稳可靠； l齿条和齿扇之间的间隙调整容易；齿条和齿扇之间的间隙调整容易； l适合用来做整体式动力转向器。适合用来做整体式动力转向器。 缺点：缺点：逆效率高，结构复杂，制逆效率高，结构复

12、杂，制 造造 困难，制造精度要求高。困难，制造精度要求高。 应用：应用：主要用于货车和客车上。主要用于货车和客车上。 循环球式转向器循环球式转向器 转向系设计13 循环球式转向器的间隙调整机构循环球式转向器的间隙调整机构 转向系设计14 3.蜗杆滚轮式、蜗杆指销式蜗杆滚轮式、蜗杆指销式 蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。 优点：优点：结构简单；制造容易；强度比较高、工作可靠、寿命长；逆效率低。结构简单；制造容易；强度比较高、工作可靠、寿命长；逆效率低。 缺点：缺点：正效率低；调整啮合间隙比较困难；传动比不能变化。正效率低；调整啮合间隙比较困难；传动

13、比不能变化。 蜗杆指销式转向器有蜗杆指销式转向器有固定销式固定销式和和旋转销式旋转销式两种形式。两种形式。 根据销子数量不同，又有根据销子数量不同，又有单销单销和和双销双销之分。之分。 蜗杆指销式转向器蜗杆指销式转向器优点：优点：传动比可以做成不变的或者变化的；工作面间隙调整传动比可以做成不变的或者变化的；工作面间隙调整 容易。容易。 固定销式转向器的结构简单、制造容易。但销子的工作部位磨损快、工作效率固定销式转向器的结构简单、制造容易。但销子的工作部位磨损快、工作效率 低。低。 旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。 要求摇臂轴有较大的转角时

14、，应采用双销式结构。双销式转向器的结构复杂、要求摇臂轴有较大的转角时，应采用双销式结构。双销式转向器的结构复杂、 尺寸和质量大，并且对两主销间的位置精度、螺纹槽的形状及尺寸精度等要求高。尺寸和质量大，并且对两主销间的位置精度、螺纹槽的形状及尺寸精度等要求高。 此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。 蜗杆滚轮式和蜗杆指销式转向器应用较少。蜗杆滚轮式和蜗杆指销式转向器应用较少。 转向系设计15 有关资料分析表明：汽车正面碰撞时，转 向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。 转向盘、转向管柱等有关零件在撞击是产 生塑性变形、弹性变形或是利

15、用摩擦等来吸收 冲击能量，能防止或者减轻驾驶员受伤。 在汽车发生正面碰撞时，转向传动轴采用 了万向节连接，并且布置合理，便可防止转向 盘向驾驶室内移动，危及驾驶员安全。如图7- 6所示。 图7-7所示在轿车上应用的防伤安全机构。 转向轴分为两段，上转向轴的下端与下转向轴 上端通过两个圆头圆柱销相连。在受到一定数 值的轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，以 保证驾驶员的安全。 图7-6 防伤转向传动轴简图 图7-7 防伤转向轴简图 转向系设计16 图7-8所示为联轴套管吸收冲击能量机构，位于两万向节之间的转向 传动轴，是由套管1和轴3组成。 汽车发生正面冲撞时，轴向力达到一定值以后，塑料销钉2被剪

16、断， 套管与轴产生相对移动，存在其间的塑料能增大摩擦阻力吸收冲击能量。 此外，转向传动轴长度缩短，减小了转向盘向驾驶员一侧的移动量，起 到保护驾驶员的作用。 这种防伤机构结构简单，制造容易，只要合理选取销钉数量与直径， 便能保证它可靠地工作和吸收冲击能量。 图7-8 安全联轴套管 1套管 2塑料销钉 3轴 转向系设计17 第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数 一、转向器的效率一、转向器的效率 功率功率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正转向器正 效率效率，用符号，用符号+表示，；反之称为逆效率，用符号表示，；反之

17、称为逆效率，用符号 表示。 表示。 正效率正效率+ 计算公式：计算公式： +=（P1-P2）/P1 逆效率逆效率 计算公式： 计算公式： =（ （P3-P2）/P3 P1为作用在转向轴上的功率；为作用在转向轴上的功率； P2 转向器中的磨擦功率；转向器中的磨擦功率； P3 作用在转向摇臂轴上的功率。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

18、尽可能低。要求此逆效率尽可能低。 转向系设计18 1.转向器的正效率转向器的正效率+ 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。构参数和制造质量等。 （1）转向器类型、结构特点与效率）转向器类型、结构特点与效率 类型的影响类型的影响 l齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高 l蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器正效率明显蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器正效率明显 低些。低些。 转向系设计19 结构的影响结构的影响 蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支承轴之间的轴承可以选

19、用滚针蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支承轴之间的轴承可以选用滚针 轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。 滚针轴承滚针轴承 +=54% （滚轮两侧与垫片间存在滑动摩（滚轮两侧与垫片间存在滑动摩 擦损失）擦损失） 圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承 += 70% 球轴承球轴承 += 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 效率提高约效率提高约10%。 转向系设计20 （2）转向器的结构参数与效率）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，如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合

20、副的摩擦损失， 对于蜗杆类转向器，其效率计算式对于蜗杆类转向器，其效率计算式 0 0蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；蜗杆（或螺杆）的螺线导程角； 摩擦角，摩擦角，=arctan=arctanf f；f f 磨擦因数。磨擦因数。 转向器根据逆效率不同转向器根据逆效率不同 )tan( tan 0 0 a a 可逆式可逆式 极限可逆式极限可逆式 不可逆式不可逆式 转向系设计21 可逆式转向器可逆式转向器: 指路面作用在车轮上的力，经过转向系可大指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。部分传递到转向盘。（逆效率较高）（逆效率较高） 特点：特点： 能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾

21、驶员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。的疲劳，又可以提高行驶安全性。 但在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，但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。易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。 齿轮齿条式齿轮齿条式 循环球式循环球式 可逆式转向器可逆式转向器 转向系设计22 不可逆式和极限可逆式转向器不可逆式和极限可逆式转向器 不可逆式转向器：不可逆式转向器：指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的 转向器。转向器。 特点：特点： l冲击力由转向传动机构的零件承受，这些零件容易损坏。

22、冲击力由转向传动机构的零件承受，这些零件容易损坏。 l不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉。不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉。 现代汽车不采用这种转向器。现代汽车不采用这种转向器。 极限可逆式转向器：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。盘。 转向系设计23 如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副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的磨擦损失，则逆效率可用下式计算 l

23、增加导程角增加导程角a0，正、逆效率均增大。，正、逆效率均增大。 l 受受-增大的影响，增大的影响，a0不宜取得过大。不宜取得过大。 l 当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或者为零，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。大于磨擦角。 0 0 tan )tan( a a 转向系设计24 二、传动比的变化特性二、传动比的变化特性 1.转向系传动比转向系传动比 转向系的传动比转向系的传动比 力传动比力传动比ip: 轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力轮胎接地面中心作

24、用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向与作用在转向 盘上的手力盘上的手力Fh之比。之比。 角传动比角传动比iw0: 转向盘转动角速度转向盘转动角速度w与与同侧转向节偏转角速度同侧转向节偏转角速度k之比。之比。 转向系的角传动比转向系的角传动比i0 kkk w d d dtd dtd i / / 0 iii 0 hW p FFi/2 角传动比角传动比i0 力传动比力传动比ip 转向器角传动比转向器角传动比i 转向传动机构角传动比转向传动机构角传动比i 转向系设计25 转向器的角传动比转向器的角传动比: 转向盘转动角速度转向盘转动角速度w与摇臂轴转动角速度与摇臂轴转动角速度p之比。之比。 转向传

25、动机构的角传动比转向传动机构的角传动比: 摇臂轴转动角速度摇臂轴转动角速度p与同侧转向节偏转角速度与同侧转向节偏转角速度k之比。之比。 ppp w d d dtd dtd i / / k p k p k p d d dtd dtd i / / 转向系设计26 2.力传动比与转向系角传动比的关系力传动比与转向系角传动比的关系 转向阻力转向阻力Fw与转向阻力矩与转向阻力矩Mr的关系式：的关系式： a主销偏移距。主销偏移距。 作用在转向盘上的手力作用在转向盘上的手力Fh与作用在转向盘上的力矩与作用在转向盘上的力矩Mh的关系式：的关系式： 因因 得到得到 a M F r W sw h h D M F

26、2 hW p FFi/2 aM DM i h swr p (a) 转向系设计27 ai ip p转向轻便转向轻便 轿车轿车 a=0.4 a=0.40.60.6倍轮胎台面宽度倍轮胎台面宽度 货车货车 a=40 a=40 60mm 60mm Dsw按按JB4505-86标准选取标准选取 如果忽略磨擦损失，根据能量地恒原理，如果忽略磨擦损失，根据能量地恒原理，2Mr/Mh可用下式表示可用下式表示 将式（将式（b）代入式（）代入式（a）得）得 当当a和和Dsw不变时，力传动比不变时，力传动比i ip p 0 2 i d d M M kh r a Di i sw p 2 0 (b) 转向越轻转向越轻 i

27、w0 转向不灵敏。转向不灵敏。 转向系设计28 3.转向系的角传动比转向系的角传动比iw0 转向传动机构角传动比转向传动机构角传动比 汽车结构中，汽车结构中，L2/L1=0.851.1，可近似认为其比值为，可近似认为其比值为1，则，则 由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器 的角传动比的角传动比i 及其变化规律即可。及其变化规律即可。 120 /LLddi kp ddii/ 0 00 ()ii i 转向系设计29 4.转向器角传动比及其变化规律转向器角传动比及其变化规律 由于由于 iw0iw 所以所以轻轻和和灵灵构成一对矛盾。为解决这对

28、矛盾，可采用变速比转向器。构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。 齿轮齿条式、循环球式、蜗式指销式转向器都可以制成变速比转向器。齿轮齿条式、循环球式、蜗式指销式转向器都可以制成变速比转向器。 a Di i sw p 2 0 ipFh转向操纵轻便。转向操纵轻便。 iw k转向灵敏性降低转向灵敏性降低 kkk w d d dtd dtd i / / 0 hW p FFi/2 转向系设计30 齿轮齿条转向器变速比工作原理齿轮齿条转向器变速比工作原理 根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即 pb1=pb2 齿轮基圆齿距齿轮基圆齿距 pb1=m1cos1

29、 齿条基圆齿距齿条基圆齿距 pb2=m2cos2 当齿轮具有标准模数当齿轮具有标准模数m1和标准压力角和标准压力角 1与一个具有变与一个具有变 模数模数m2、变压力角、变压力角 2的齿条相啮合，的齿条相啮合， 并始终保持并始终保持m1cosa1=m2cosa2时，它们就可以啮合运时，它们就可以啮合运 转。转。 转向系设计31 如果齿条中部如果齿条中部（相当汽车直线行驶位置）（相当汽车直线行驶位置）齿齿 的压力角最大，向两端逐渐减小（模数也随之减的压力角最大，向两端逐渐减小（模数也随之减 小）则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘每小）则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘每 转动某同一角度时，齿条

30、行程也随之减小。因此，转动某同一角度时，齿条行程也随之减小。因此， 转转向向器的传动比是变化的。器的传动比是变化的。 根据上述原理设计的齿轮齿条式转向器齿条根据上述原理设计的齿轮齿条式转向器齿条 压力角变化示例。位于齿条中部位置处的齿有较压力角变化示例。位于齿条中部位置处的齿有较 大压力角和齿轮有较大的节圆半径，而齿条齿有大压力角和齿轮有较大的节圆半径，而齿条齿有 宽的齿根和浅斜的齿侧面；位于具条两端的齿，宽的齿根和浅斜的齿侧面；位于具条两端的齿， 齿根减薄，齿有陡斜的齿侧面。齿根减薄，齿有陡斜的齿侧面。 转向系设计32 齿条压力角变化简图齿条压力角变化简图 a）齿条中部齿齿条中部齿 b）齿条

31、两端齿齿条两端齿 齿条齿条的的m大，大， 大，大，i小小齿条齿条的的m小，小， 小，小， i大大 转向系设计33 选取角传动比变化规律时主要考虑选取角传动比变化规律时主要考虑转向轴负荷大小转向轴负荷大小和和对汽车机动能力对汽车机动能力 的要求的要求。 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 取较小的取较小的转向器角转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。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

32、动比。用大些的转向器角传动比。 汽车以较汽车以较高车速转向行驶高车速转向行驶时，转向轮转角较小，转向阻力矩小，要时，转向轮转角较小，转向阻力矩小，要 求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。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。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。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。 转

33、向系设计34 转向器角传动比变化特性曲线转向器角传动比变化特性曲线 转向系设计35 三、转向器传动副的传动间隙三、转向器传动副的传动间隙t 传动间隙传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。是指各种转向器中传动副之间的间隙。 传动间隙随转向盘转角的大小而变化的关系传动间隙随转向盘转角的大小而变化的关系 转向器传动副传动间隙特性转向器传动副传动间隙特性。 研究意义研究意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的在于它与直线行驶的稳定性和转向器的 使用寿命有关。使用寿命有关。 要求：要求： 传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位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。置时

34、要极小，最好无间隙。 转向系设计36 原因：原因： l 若转向器传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到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，使汽车失侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失 去稳定。去稳定。 l 传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速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。调整后要隙过大时，必须经调整消除该处间隙。调整后要 求转向盘能圆滑的从中间位置转到两端，而无卡求转向盘能圆滑的从中间位置转到两端，而无卡 住现象

35、。住现象。 转向系设计37 转向器传动副传动间隙特性转向器传动副传动间隙特性 曲线曲线1表明转向器表明转向器 在磨损前的间隙变化在磨损前的间隙变化 特性；特性； 曲线曲线2表明使用并表明使用并 磨损后的间隙变化特磨损后的间隙变化特 性，并且在中间位置性，并且在中间位置 处已出现较大间隙；处已出现较大间隙； 曲线曲线3表明调整后表明调整后 并消除中间位置处间并消除中间位置处间 隙的转向器传动间隙隙的转向器传动间隙 变化特性。变化特性。 转向系设计38 A C 转向系设计39 2. 如何获得传动间隙如何获得传动间隙 径向间隙径向间隙R R 传动间隙传动间隙t t d端面压力角；端面压力角； R 节

36、圆半径；节圆半径； p 为摇臂轴转角；为摇臂轴转角； R1为中心为中心O1到到b点的距离；点的距离； n 偏心距，偏心距，取取n=0.5 222 1 cossin pp RRnRn 222 1 2tan2tancossin ddpp tRRnRn 转向系设计40 转向系设计41 第四节第四节 机械式转向器的设计与计算机械式转向器的设计与计算 一、转向系计算载荷的确定一、转向系计算载荷的确定 计算汽车在沥青或者混凝土路面上的计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻原地转向阻力矩力矩M MR R（NmmNmm）的半经验公）的半经验公 式式 f f轮胎和路面间的滑动磨擦因数，一般取轮胎和路面间的滑

37、动磨擦因数，一般取f f=0.7=0.7； G G1 1 转向轴负荷（转向轴负荷（N N）；）； p p 轮胎气压（轮胎气压（MPaMPa）。）。 P Gf M R 3 1 3 转动转向轮要克服的阻力转动转向轮要克服的阻力 转向轮绕主销转动的阻力转向轮绕主销转动的阻力 车轮稳定阻力车轮稳定阻力 轮胎变形阻力轮胎变形阻力 转向系中的内磨擦阻力转向系中的内磨擦阻力 转向系设计42 作用在转向盘上的手力为作用在转向盘上的手力为 L L1 1转向摇臂长；转向摇臂长； L L2 2 转向节臂长；转向节臂长； D Dsw sw 转向盘直径；转向盘直径； i i 转向器角传动比；转向器角传动比； + + 转

38、向器正效率。转向器正效率。 对给定的汽车计算出来的的作用力是最大值。对给定的汽车计算出来的的作用力是最大值。 对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生 理上的可能，在此情况下对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计理上的可能，在此情况下对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计 算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为 700N。 iDL ML F sw R h 2 1 2 转向系设计43 二、齿轮齿条式转向器的设计二、齿轮齿条式转向器的设计 l 齿轮齿条式

39、转向器的齿轮多数齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮采用斜齿圆柱齿轮。 l 齿轮模数齿轮模数 m=23mm l 主动小齿轮齿数主动小齿轮齿数 z=57 l 压力角压力角 =20 l 齿轮螺旋角齿轮螺旋角 =9 15 l 齿条齿数齿条齿数 应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行 程应达到的值来确定。程应达到的值来确定。 l 变速比的齿条压力角，对现有结构在变速比的齿条压力角，对现有结构在12 35 范围内变化。范围内变化。 l 设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。 l 主动小齿轮选用主动小齿轮选用

40、16MnCr5或或15CrNi6材料制造，而齿条常采用材料制造，而齿条常采用 45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。 转向系设计44 三、循环球式转向器设计三、循环球式转向器设计 （一）主要尺寸参数的选择（一）主要尺寸参数的选择 1螺杆、钢球、螺母传动副螺杆、钢球、螺母传动副 （1）钢球中心距）钢球中心距D、螺杆外径、螺杆外径D1、螺母内径、螺母内径D2 钢球中心距钢球中心距D是基本尺寸，螺杆外径是基本尺寸，螺杆外径D1、螺母内径、螺母内径D2及钢球直径及钢球直径d 对确定钢球中心距对确定钢球中心距D的大小有影响，而的大小有影响，而D又对转向器结构尺寸

41、和强度有影又对转向器结构尺寸和强度有影 响。在保证足够的强度条件下，尽可能将响。在保证足够的强度条件下，尽可能将D值取小些。值取小些。 选取选取D值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距D也相应增加。也相应增加。 设计时先参考同类型汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行设计时先参考同类型汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行 修正。修正。 螺杆外径螺杆外径 D1=2030 mm D2 -D1=(5% 10%)D 转向系设计45 转向系设计46 （2）钢球直径）钢球直径d及数量及数量n 钢球直径钢球直径尺寸尺寸d取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传

42、动机构取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构 和转向器的尺寸也随之增大。钢球直径应符合国家标准。和转向器的尺寸也随之增大。钢球直径应符合国家标准。 d=79mm 钢球数量：钢球数量：增加钢球数量增加钢球数量n，能提高承载能力，但使钢球流动性变坏，能提高承载能力，但使钢球流动性变坏， 从而使传动效率降低。从而使传动效率降低。 经验证明，每个环路中的钢球数以不超过经验证明，每个环路中的钢球数以不超过60粒为好。为保证尽可能粒为好。为保证尽可能 多的钢球都承载，应分组装配。多的钢球都承载，应分组装配。 每个环路中的钢球数计算每个环路中的钢球数计算 D钢球中心距；钢球中心距；W 一个环路中的钢

43、球工作圈数；一个环路中的钢球工作圈数；n 不包括环不包括环 流导管中的钢球数；流导管中的钢球数； 。螺线导程角，取螺线导程角，取 。=58 ，则，则cos 。=1。 转向系设计47 （3 3）滚道截面）滚道截面 螺杆和螺母各由两条圆弧组螺杆和螺母各由两条圆弧组 成，形成四段圆弧滚道截面，钢成，形成四段圆弧滚道截面，钢 球与滚道有四点接触，传动时轴球与滚道有四点接触，传动时轴 向间隙最小，可满足转向盘自由向间隙最小，可满足转向盘自由 行程小的要求。滚道与钢球之间行程小的要求。滚道与钢球之间 的间隙，除用来贮存润滑油之外，的间隙，除用来贮存润滑油之外， 还能贮存磨损杂质。还能贮存磨损杂质。 为了减

44、少摩擦，螺杆和螺为了减少摩擦，螺杆和螺 母沟槽的半径母沟槽的半径 R2应大于钢球半应大于钢球半 径径d2，取，取 R2 =（051053）d。 转向系设计48 （4）接触角）接触角 钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹 角称为接触角角称为接触角。 =45 （5）螺距）螺距P和螺旋线导程角和螺旋线导程角。转向盘转动。转向盘转动角，角， 齿扇节圆转过的弧长等于齿扇节圆转过的弧长等于S，相应摇臂轴转过，相应摇臂轴转过p角，其间关系角，其间关系 r齿扇节圆半径。齿扇节圆半径。 螺距螺距 P= 811mm。 2 P S P Sr

45、 2 p r P 2 r i P 转向系设计49 转向系设计50 四、循环球式转向器零件强度计算四、循环球式转向器零件强度计算 1钢球与滚道之间的接触应力钢球与滚道之间的接触应力 k为系数，根据为系数，根据 AB值从表值从表 查取，查取， A=（1r）-（1R2） 2 B=（1r）（）（1R1）2； R2滚道截面半经；滚道截面半经； r 钢球半径；钢球半径； R1 螺杆外半径；螺杆外半径； E 材料弹性模量，等于材料弹性模量，等于 21X105Nmm； F3 钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算 2 32 3 2 2 () () F ERr k R r 转向

46、系设计51 正压力正压力 0螺杆螺线导程角；螺杆螺线导程角； 接触角；接触角； n 参与工作的钢球数；参与工作的钢球数； F。 作用在螺杆上的轴向力作用在螺杆上的轴向力 当接触表面硬度为当接触表面硬度为5864HRC时，许用接触应力时，许用接触应力=2500N mm2 2 3 0 coscos F F n 转向系设计52 2齿的弯曲应力齿的弯曲应力w 齿扇齿的弯曲应力齿扇齿的弯曲应力 F作用在齿扇上的圆周力；作用在齿扇上的圆周力； h 齿扇的齿高；齿扇的齿高； B 齿扇的齿宽；齿扇的齿宽； S 基圆齿厚。基圆齿厚。 许用弯曲应力为许用弯曲应力为w=540Nmm2。 螺杆和螺母用螺杆和螺母用20

47、CrMnTi钢制造，表面渗碳。钢制造，表面渗碳。 前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在08 12mm； 前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在105 145mm。 表面硬度为表面硬度为 5863HRC。 2 6 w Fh Bs 转向系设计53 3转向摇臂轴直径的确定转向摇臂轴直径的确定 摇臂轴直径摇臂轴直径d K 安全系数，根据汽车使用条件不同取安全系数，根据汽车使用条件不同取K=2.53.5； MR为转向阻力矩；为转向阻力矩； 。 为扭转强度极限。为扭转强度极限。 摇臂轴用摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在钢制造，表面渗碳

48、，渗碳层深度在0.81.2mm。 前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为105145mm。 表面硬度为表面硬度为5863HRC。 3 0 0.2 R KM d 转向系设计54 第四节第四节 动力转向机构动力转向机构 汽车采用动力转向机构是为了提高操纵的轻便性和行驶安全性。汽车采用动力转向机构是为了提高操纵的轻便性和行驶安全性。 中级以上轿车，采用或者可供选装动力转向器的逐渐增多。中级以上轿车，采用或者可供选装动力转向器的逐渐增多。 转向轴轴载质量超过转向轴轴载质量超过2.5t的货车可以采用动力转向，当超过的货车可以采用动力转向，当超过4t时应该采时应该采 动力转向。动力转

49、向。 一、对动力转向机构的要求一、对动力转向机构的要求 1）转向轮转角和转向盘的转角之间保持一定的比例关系。）转向轮转角和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），作用在转向盘上手力必须增大）随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上手力必须增大 （或减小）。（或减小）。 3）当作用在转向盘上的切向力）当作用在转向盘上的切向力Fh25190N时，动力转向器就应开时，动力转向器就应开 始工作。始工作。 4）转向盘应自动回正。）转向盘应自动回正。 5）工作灵敏。）工作灵敏。 6）动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。）动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮

50、转向。 7）密封性能好，内、外泄漏少。）密封性能好，内、外泄漏少。 转向系设计55 二、动力转向机构布置方案分析二、动力转向机构布置方案分析 1.动力转向机构布置方案动力转向机构布置方案 液压式动力转向机构组成：分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成。液压式动力转向机构组成：分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成。 根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置 整体式整体式 分置式分置式 分置式按分配阀所在位置不同又分为：联阀式分置式按分配阀所在位置不同又分为：联阀式 连杆式连杆式 半分置式半分置式 在分析比较动力转向机构布置方案时，要考

51、虑以下几个方面：在分析比较动力转向机构布置方案时，要考虑以下几个方面： 1 1）结构上是否紧凑；）结构上是否紧凑； 2 2）转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷；）转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷； 3 3）拆装转向器是否容易；）拆装转向器是否容易； 4 4）管路，特别是软管的管路长短；）管路，特别是软管的管路长短； 5 5）转向轮在侧向力作用下是否容易产生摆振；）转向轮在侧向力作用下是否容易产生摆振； 6 6）能不能采用典型转向器。）能不能采用典型转向器。 转向系设计56 动力转向机构布置方案动力转向机构布置方案 1分配阀分配阀 2转向器转向器 3动力缸动力缸 a：整体式

52、 b：联阀式 c：连杆式 d：半分置式 考虑的因素： 1、结构是否紧凑 2、拆装是否容易 3、管路长度是否合适 优缺点： a：紧凑，尺寸大，布置难，常用 于乘用车和货车。 分配阀 滑阀 转阀 转向系设计57 三、动力转向机构的计算三、动力转向机构的计算 1动力缸尺寸的计算动力缸尺寸的计算 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 缸壳体壁厚。缸壳体壁厚。 转向系设计58 动力缸应产生的推力动力缸应产生的推力F F 推力推力F与工作油液压力与工作油液压力p和动力缸截面面积和动力缸截面面积S之间的关系之间的关系 11 FL F

53、 L FpS 11 FL S pL 22 () 4 p SDd 2 11 4 p FL Dd pL 动力缸内径动力缸内径 转向系设计59 1、壳体材料：QT500-05和ZL105（铸造铝合金） 2、活塞杆材料：40#、45#，表面镀耐磨材料 转向系设计60 转向系设计61 动力缸的最大长度动力缸的最大长度S 活塞移到两端极限位置，还要留有一定间隙。活塞移到两端极限位置，还要留有一定间隙。 l 活塞移到左侧极限位置时，动力缸其端面到动力缸之间，活塞移到左侧极限位置时，动力缸其端面到动力缸之间， 应当留有应当留有10mm间隙。间隙。 l 活塞移到右侧极限位置时，其端面到缸盖之间应留有活塞移到右侧

54、极限位置时，其端面到缸盖之间应留有 e=（0506）D的间隙，以利于活塞导向作用。的间隙，以利于活塞导向作用。 l 活塞厚度活塞厚度 B=0.3D。 l 动力缸的最大长度动力缸的最大长度S S=10+（0.50.6）D0.3Ds1） s1为活塞最大位移量。为活塞最大位移量。 转向系设计62 动力缸壳体壁厚动力缸壳体壁厚t： p油液压力；油液压力； D 动力缸内径；动力缸内径； t 动力缸壳体壁厚；动力缸壳体壁厚；n为安全系数，为安全系数，n=55.0； T壳体材料的屈服点。壳体材料的屈服点。 2 2 4() T z D p Dttn 转向系设计63 壳体材料：壳体材料： 球墨铸铁球墨铸铁采用采

55、用 QT50005，抗拉强度为，抗拉强度为500MPa，屈服，屈服 点为点为350MPa 铸造铝合金铸造铝合金采用采用ZL105，抗拉强度为，抗拉强度为160 240MPa。 活塞杆材料：活塞杆材料：活塞杆用活塞杆用 40或或 45钢制造。钢制造。 为提高可靠性和寿命，要求其表面镀铬并磨光。为提高可靠性和寿命，要求其表面镀铬并磨光。 转向系设计64 2分配滑阀参数的选择分配滑阀参数的选择 主要参数：主要参数：滑阀直径滑阀直径d，预开隙，预开隙e1、密封长度、密封长度e2和滑阀总移动量和滑阀总移动量e等。等。 上述参数影响分配阀的泄漏量、液流速度和转向灵敏度。上述参数影响分配阀的泄漏量、液流速度

56、和转向灵敏度。 （1）分配阀的泄漏量）分配阀的泄漏量Q 要求要求 Q不大于溢流阀限制下最大排量的不大于溢流阀限制下最大排量的510。 Q分配阀泄漏量分配阀泄漏量(cm3/s）；）； r r 滑阀和阀体在半径方向的间隙（滑阀和阀体在半径方向的间隙（cm），）， r r =00005000125cm。计算时取最大间隙；。计算时取最大间隙； p 滑阀进、出口油压差（滑阀进、出口油压差（MPa）；）； d 滑阀外径（滑阀外径（cm）；）；e2为密封长度（为密封长度（cm），）， e2 = e e1； 液体动力粘度（液体动力粘度（Pas）。）。 转向系设计65 （2）局部压力降）局部压力降p 汽车直线行

57、驶时，液流流经分配阀后流回油箱。液流流经分配阀汽车直线行驶时，液流流经分配阀后流回油箱。液流流经分配阀 时，产生的局部压力降时，产生的局部压力降P （MPa） 。 v 中立位置的液流流速（中立位置的液流流速（m/S） Q 溢流阀限制下的最大排量（溢流阀限制下的最大排量（Lmin），一般约等于发动机怠速时），一般约等于发动机怠速时 油泵排量的油泵排量的15倍；倍； d 滑阀直径（滑阀直径（cm）；）； e1 预开隙预开隙 (cm）。）。 p=3 X 102 4 X 102MPa 若滑阀直径若滑阀直径d和预开隙和预开隙e1取得过小，将使中立位置的液流流速增取得过小，将使中立位置的液流流速增 大，并

58、导致大，并导致 p超过允许值。超过允许值。 32 1.38 10pv 1 37.6 Q v de 转向系设计66 3分配阀的回位弹簧分配阀的回位弹簧 l 为了防止因外界干涉破坏分配阀的正常工作和保证转向后为了防止因外界干涉破坏分配阀的正常工作和保证转向后 转向盘的自动回正作用，回位弹簧的力在保证转向轻便的转向盘的自动回正作用，回位弹簧的力在保证转向轻便的 条件下，应尽可能取大些。条件下，应尽可能取大些。 l 为克服回位弹簧上的压力，反映在转向盘上的作用力，轿为克服回位弹簧上的压力，反映在转向盘上的作用力，轿 车应比货车的小些。车应比货车的小些。 l 回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆传动

59、时的摩回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆传动时的摩 擦力，否则转向后转向轮不可能有自动回正作用。转向器擦力，否则转向后转向轮不可能有自动回正作用。转向器 的摩擦力可由试验确定。的摩擦力可由试验确定。 转向系设计67 4. 动力转向器的评价指标动力转向器的评价指标 （1）动力转向器的）动力转向器的作用效能用作用效能用效能指标来评价动力转向器效能指标来评价动力转向器 的作用效能。的作用效能。 效能指标效能指标 s=Fh/Fh 现有动力转向器的效能指标现有动力转向器的效能指标 s=1 15。 （2）路感）路感 驾驶员的路感来自于转动转向盘时，所要克服的液压阻力。驾驶员的路感来自于转动转向盘时，

60、所要克服的液压阻力。 液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。 在最大工作压力时，在最大工作压力时， 轿车：换算以转向盘上的力增加约轿车：换算以转向盘上的力增加约30 50N， 货车：增加货车：增加80 100N。 转向系设计68 （3）转向灵敏度）转向灵敏度 转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值来评价转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值来评价 比值比值i 越小，则动力转向作用的灵敏度越高。越小，则动力转向作用的灵敏度越高。 高级轿车高级轿车 i 6.7。 转向灵敏度也可以用接通动力转向时，作用到转向盘转向灵敏度也可以用接通动力转