HGC1050轻型商用车转向系统设计【齿轮齿条 液压助力式】
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HGC1050轻型商用车转向系统设计【齿轮齿条
液压助力式
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黑龙江工程学院本科生毕业设计第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。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；(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。 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。若令，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 （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=0.151290=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，在关系曲线图上找出，则有 （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值以图解法确定其相应的值，进而求出的值。 计算方案：（1） 当取0.70时，则 （2） 当取0.65时，则 （3） 当取0.6时，则 第一种方案： x=0.7 y=0.12:2 则 第二种方案： x=0.65 y=0.11:3 第三种方案： x=0.6 y=0.16 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)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： （2.3）式中：外转向轮转角； 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： 第二种方案： 第三种方案： 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： （2.4） 取7600 通常为3540，为了减小值，值有时可达到45。 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。 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：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。 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 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K1290mm 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。 第3章 转向系主要性能参数3.1转向系的效率功率从转向轴输入，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： （3.1） 逆效率计算公式： （3-2） 式中， 为作用在转向轴上的功率；为转向器中的磨擦功率；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 （3.3） 式中，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 （3.4）式（3.3）和式（3.4）表明：增加导程角，正、逆效率均增大。受增大的影响，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。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和转向系的力传动比。转向系的力传动比: （3.5） 转向系的角传动比: （3.6）转向系的角传动比由转向器角传动比和转向传动机构角传动比组成，即 （3.7）转向器的角传动比: （3.8）转向系角传动比商用车约为1622，轿车约为1220，此处取=20转向传动机构的角传动比: （3.9） 3.2.2力传动比与转向系角传动比的关系 转向阻力与转向阻力矩的关系式： （3.10）作用在转向盘上的手力与作用在转向盘上的力矩的关系式： （3.11） 将式（3.10）、式（3.11）代入 后得到 （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 （3.13）将式（3.10）代入式（3.11）后得到 （3.14）当a和Dsw不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，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 ratio3.3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。 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（Nmm),即 (4.1) 46208.3 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2200（N）; p为轮胎气压0.53（MPa）。 作用在转向盘上的手力为 （4.2） 13.59 N 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。 作用在转向盘上的力矩为 Fh=Mh / R Mh=13.59x200 2718 Nmm4.2齿轮参数的选择 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a = 20，螺旋角在9 15之间。故取小齿轮 z= 6，mn =2.5，b =10右旋，压力角a = 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 = 齿根高 hf 齿高 h = ha+ hf = 分度圆直径 d =mz/cos= 齿顶圆直径 da =d+2ha = 齿根圆直径 df =d-2hf = 基圆直径 法向齿厚为 端面齿厚为 分度圆直径与齿条运动速度的关系 d=60000v/n10.001m/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=9.4185mm4.4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.（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=4.4.2齿轮的齿根弯曲强度设计 （1）试取K=（2）斜齿轮的转矩 T=25 NM （3）取齿宽系数 （4）齿轮齿数 （5）复合齿形系数 =（6）许用弯曲应力 =0.7=0.7920=644N/ 为齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值。试取=2.5mm(7) 圆周速度 d=mm b= d= 取b=12mm (8)计算载荷系数1） 查表得 使用系数=12） 根据和8级精度，查表得3） 查表得齿向载荷分布系数4） 查表得齿间载荷分布系数5） 修正值计算模数，故前取2.5mm不变4.4.3齿面接触疲劳强度校核校核公式为 （1）许用接触应力 查表得由图得安全系数 （2） 查表得弹性系数 （3） 查表得区域系数 （4） 重合度系数 （5） 螺旋角系数MPa1650MPa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 齿条断面形状选取圆形 选取齿数z28，螺旋角 端面模数 端面压力角 法面齿距 端面齿距 齿顶高系数 法面顶隙系数 齿顶高 齿根高 齿高 h = ha+ hf = 法面齿厚 端面齿厚4.6齿轮轴的设计由于齿轮的基圆直径，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，屈服极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，转速n=10r/min 图4.1齿轮轴的结构设计 根据公式 忽略磨损，根据能量守衡，作用在齿轮齿条上的阻力矩为328.8NM，作用在齿轮上的轴向力为，作用在齿轮上的切向力为弯曲疲劳强度校核/3.14MPa525MPa剪切疲劳强度校核=F/=/3.14300MPa抗拉强度校核满载时的阻力矩为齿轮轴的最小直径为d=mm，在此截面上的轴向抗拉强度为=1/3.1414=MPa1100Mpa本设计选择齿轮轴直径 D=204.7其它零件的选择1.六角螺栓的选择 根据GB5780-2000 选取螺纹规格d=M6 图4.2六角螺栓的选择2.弹簧的选择 根据 GB1358-93 选择代号为Y1的冷卷压缩弹簧 总圈数 n1=12 有效圈数 n=10 材料直径 d=5 节距 t=10 取 弹簧中径 D=42 弹簧内径 弹簧外径 具体的数据如下图 图4.3弹簧的选择 3垫圈的选择 根据GB848-85,选择相配合的螺纹规格为d=8,具体数据如下图: 图4.4垫圈的选取 4油封的选择 根据JB/ZQ4606-86和轴径选取毡圈油封,主要参数如下: 图4.5油封的选择5滚动轴承的选择 根据GB/T5801-1994选取滚针承的型号为NKI 10/12，主要参数如右上图 图4.6滚动轴承的选择 6推力轴承的选择 根据GB/T301-1995 选取推力7、止推螺母的参数，如下图轴承的型号为51102，主要参数如下图 图4.7推力轴承的选取4.8 动力转向机构设计4.8.1对动力转向机构的要求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有一定比例关系。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。4.9液压式动力转向机构的计算4.9.1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 (4.1)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 （4.2）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(4.1)和式（4.2）后得到 （4.3） =50 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 (4.4) =130mm动力缸壳体壁厚t,根据计算轴向平面拉应力来确定，即 （4.5）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。 4.9.2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： (4.6)式中 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 (4.7) =47L/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。 (4.8) 0.2mm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。 (4.9) =0.49mm4.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 （4.10）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 (4.11)6.滑阀直径d (4.12) =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; 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 (4.13) =5m/s8.分配阀的泄漏量 （4.14） =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。 4.10转向传动机构设计 转向传动机构是由转向摇臂至左、右转向车轮之间用来传递力及运动的转向杆、臂系统。其任务是将转向器输出端的转向摇臀的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不向轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，则要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计来保证。 非独立悬架汽车的转向系中，转向传动机构由转向摇臂、转向直拉杆、转向节臂、两个相同的转向梯形臂和转向横拉杆组成。后者与左、右转向梯形臂又组成转向梯形机构。转向器在汽车上应这样安置：首先应使转向摇臂下端与纵拉杆铰接的球头中心在转向过程中是在平行于汽车纵向平面的平面内移动；其次，为了使转向纵拉杆与纵置钢板弹簧协调运动以避免转向车轮的摆振。4.11转向传送机构的臂、杆与球销转向摇臂、转向节臂和梯形臂由中碳钢或中碳合金钢如35Cr，40，40Cr和40CrNi用模锻加工制成。多采用沿其长度变化尺寸的椭圆形截面以合理地利用材料和提高其强度与刚度。转向摇臂与转向摇臂轴用三角花键联接，且花键轴与花键孔具有一定的锥度以得到无隙配合，装配时花键轴与孔应按标记对中以保证转向摇臂的正确安装位置。转向摇臂的长度与转向传动机构的布置及传动比等因素有关，一般在初选时对小型汽车可取100150mm，我的设计尺寸为140mm。转向传动机构的杆件应选用刚性好、质量小的20、30或35号钢的无缝钢管制造，其沿长度方向的外形可根据总布置的需要确定。转向传动机构的各元件间采用球形铰接球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的表而磨损而产生的间隙，也能满足两铰接件间复杂的相对运动。在现代球形铰接的结构中均是用弹簧将球头与衬垫压紧。弹簧沿拉杆轴线压紧的结构制造容易，常为中、重型载货汽车所采用。但这种结构有明显的缺点，即弹簧的压紧力必须显著地大于汽车在最坏的行驶条件下作用于拉杆上的轴向力，这对于球头和衬垫的寿命也有不利的影响。弹簧沿球销轴线压紧的结构无上述缺点。在这种结构中弹簧的弹性压紧力必须显著地大于由于车轮通过不平路面而产生的作用于拉杆的最大垂向惯性力。以免在球形铰接处出现间隙。整体式转向横拉杆两端和分段式横拉杆左右边杆外端的球形铰接应作为单独组件，组装好后以其壳体上的螺纹旋到杆的端部。以使杆长可调以便用于调节前束。其他杆端的球形铰接，其外壳应与杆件制成一个整体。球头与衬垫需润滑，并应采用有效结构措施保持住润滑材料及防止灰尘污物进入。球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A，18MnTi，或20CrN制造，工作表面经渗碳淬火处理，渗碳层深1.53.0mm，表面硬度HRC 5663。允许采用中碳钢40或45制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处则用滚压工艺增强。球形铰接的壳体则用钢35或40制造。为了提高球头和衬垫工作表面的耐磨性，可采用等离子或气体等离子金属喷镀工艺；对于轿车亦可采用耐磨性好的工程塑料制造衬垫。后者在制造过程中可渗入专门的成分(例如尼龙二硫化钼)，对这类衬垫则可免去润滑。杆件设计结果：转向摇臂/mm140转向纵拉杆/mm240转向节臂/mm140转向梯形臂/mm200转向横拉杆/mm12774.12 本章小结 以上内容是对转向器各个参数的具体计算，包括零件尺寸和强度的计算以及校核，齿轮等零件的等级材料的选择，和齿条尺寸的确定。并针对动力转向部分的方案选择并进行设计计算，以及其它零件选择。 结 论 转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向
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