重型车辆转向设计计算

1、第3章设计计算3.1汽车转向系主要参数的选择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 3-1所示。图3-1汽车的主要参数尺寸(1) 轴距轴距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

2、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。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。轴距L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径 有影响。当轴距短时，上述各指标减小。(2) 前轮距B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2.5

3、m限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距 Bi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。(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 载量、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。 GB1589-79对汽车外廓尺寸界限做了规定，总高不大于4m,总宽(不包括后视镜) 不大于2.5m;外开窗，后视镜等突出部分宽250mm总长：货车及越野车不大于 12m 一般大客车不大于i

4、2m铰接式大客车不大于i8m牵引车带半挂车不大于 16m汽车拖带挂车不大于20m挂车长度不大于8m根据毕业设计课题及以上的论述，本次设计初选尺寸数据如下：轴距：L=6800mm总长：L长=11800mm前轮距:B1=2280mm总宽：L宽=2400mm后轮距:B2=2270mm总高：L高=3280mm汽车质量参数的确定汽车的质量参数包括整车整备质量 m、装载质量m、质量系数n、汽车总 质量ma轴荷分配等。(1)整车整备质量m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，但没有装货和载人时的整车质量。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，尽可能减少整

5、 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。(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75%85%。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

6、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。质量系数n质量系数n是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即n = m/mo。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，n值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。(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。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

7、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33%35%。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

8、前轴负荷控制在 26%27%，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4X 2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。根据毕业设计课题及以上的论述，本次设计初选质量数据如下:汽车总质量:ma=150t整车整备质量:m=60t满载时车辆前轴负荷：28% X 150t=42t转向系的主要性能参数(1)转角及最小转弯半径最小转弯半径是指转向轮转角

9、在最大位置条件下，汽车低速行驶时前外转向轮与地面接触点的轨迹到转向中心 0点的距离。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。即首先应使转向轮转到最大转角时，汽车的最小转弯半径能达到汽车轴 距的2-2.5倍；其次，应这样选择转向系的角传动比，即由转向盘处于中间的位 置向左或右旋转至极限位置的总旋转圈数， 对轿车应不超过2圈，对货车不应超 过3圈。DO CO K汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，其内、外转向轮理想的转角关系 如图3-3所示，由下式决定：(3-1)BDcot ° cot式中：。一外转向轮转角；i 内转向轮转角；K两转向主销中心线与地面

10、交点间的距离；L 汽车轴距汽车的最小转弯半径Rmin与其内、外转向轮在最大转角i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:(3-2)minsinomax图3-2理想的内、外转向轮转角间的关系初选汽车的轴距为：L=6800mm而外转向轮偏转角的最大值转向轮转臂a=0.3m。所以计算出最小转弯半径：Rnin 10m一般取45o,取o max(2)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

11、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：P1 P2(3-3)P1逆效率计算公式：P3P2P3（3-4）式中，P为作用在转向轴上的功率；p为转向器中的磨擦功率； p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。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。在几种转向器中，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

12、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，故这种转向器的效率n +仅有54%另外两种结构的转 向器效率分别为70唏口 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%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 aotan （a。）（3-5）式中，o为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；p为摩擦角，p =arctanf ；f为磨擦因数。2）转向器的逆效率根据逆效率不同，转向器有可逆式

13、、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

14、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(3-6)tan (a。)tan a0式（3-5）和式（3-6）表明：增加导程角ao，正、逆效率均增大。受增大的影响，a。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。 通常螺线导程角选在8°10°之间。（3）转向力（4）传动比变化特性 1）转向系传动比转向系的传动比包括转向系的角传动比I 0和转向系的力传动比转向系的力传动比:Ip 2 Fw

15、/ F h(3-9)转向系的角传动比:d /dt dk /dt d k(3-10)转向系的角传动比0由转向器角传动比1和转向传动机构角传动比1组成，即I I =25(3-11)转向传动机构的角传动比：ip dp/dtd p.（一般取i -1）k dk/dtd kw d /dtd-转向器的角传动比：ip d p/dt d p(一般取 i=25)(3-12)(3-13)2）转向系力传动比与转向系角传动比的关系式:轮胎与地面之间的转向阻力 fw与作用在转向节上的转向阻力矩Mr的关系Fw(3-14)式中，a为主销偏移距（一般取0.3m），指从转向节主销轴线的延长线与支 承平面的交点至车轮中心平面与支承

16、平面交线间的距离。计算Fw=2.2X 105N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:匚2M hF hDsw(3-15)式中，M为作用在转向盘上的力矩；DSw为转向盘直径。将式（3-12 ）、式（3-13）代入ip 2Fw/Fh后得到i Mr Dswp Mha(3-16)计算得i p =46如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理,2Mr/Mh可用下式表示2Mr d-i 0Mh d k(3-17)将式（3-17）代入式（3-16）后得到2a(3-18)当a和DSw不变时，力传动比i p越大，虽然转向越轻，但i 0也越大，表 明转向不灵敏。3.2循环球式转向器设计计算循环球式转向

17、器中有两级传动副，第一级是由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽 内装有钢球构成的传动副，第二级是由螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的齿条 齿扇传动副,如下图。图3-3循环球式转向器示意图参数的选取及计算根据毕业设计要求以及机械设计手册，然后参考同类汽车的参数进行初选, 经强度验算后，再进行修正。初选数据:齿扇模数m=6.5mm整圆齿数z=13;钢球中心距D=40mm螺杆外径D1=38mrjn钢球直径d=7.144mm螺线导程角 0=7° ;螺距p=11mm工作圈数 W=2.5;图3-4螺杆-钢球-螺母传动副(1) 螺母内径D2应大于D1,(取螺杆外径D1=38mmfH球中心距D=40m) 一般要

18、求(3-19)D2 D1(5%10%)DD2 = Di+ (5%10% D=38+8%40=41 mm(2) 钢球数量n (取钢球直径d=7.144mm螺线导程角0=7°，则cos 0 1)钢球直径尺寸d取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转响 器的尺寸也随之增大。增加钢球数量n,能提高承载能力，但是钢球流动性变坏，从而使传动效率 降低。因为钢球本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部钢球数。 经验证明，每个环路中的钢球数以不超过 60粒为好。为保证尽可能多的钢球都 承载，应分组装配。每个环路中的钢球数可用下式计算n DW n=d cos a0n DWdn 402

19、.57.11444.14 粒(3-20)(3) 滚道截面半径&当螺杆和螺母各有两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，见图3-5，钢球与滚道有四点接触，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。图中滚道与钢球之间的间隙，除用来贮存润滑油之外，还能贮存磨损杂质。为了 减少摩擦，螺杆与螺母沟槽的半径 R2应大于钢球半径d/2, 一般取R2=(0.51 0.53)d。螺杆滚道应倒角，用来避免该处被啮出毛刺而划伤钢球后降低传动效率。图3-5四段圆弧滚道截面示意图&=(0.510.53 ) d=0.52 7.114=3.69 mm(3-21 )(4) 接触角钢球与螺杆滚道接触点的正

20、压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角称为接触角，如图3-5所示。 角多取45° ,以使轴向力和径向力分配均匀。(5) 工作钢球圈数W多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数W又与接触强 度有关：增加工作钢球圈数，参加工作的钢球数增多，能降低接触应力，提高承 载能力；但钢球受力不均匀。螺杆增长使刚度降低。工作钢球圈数有1.5和2.5圈两种。本设计选取工作钢球圈数 W为2.5圈。(6) 导管内径d1容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径d1 d e,式中，e为钢球直径d与导管内径之间的间隙。e不宜过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心 的距离增大，并使流动阻力增大。推荐 e

21、=0.40.8。导管壁厚取为1mm本设计选取e为0.5mm，所以导管内径为7.644mm循环球式转向器零件强度计算为了保证行驶安全，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，目前常用经验公式来计算，计算公式如下：Mr f G(3-7)3 P式中，Mr是在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力距，Nmmf为轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取 0.7 ;G为转向轴

22、负荷，计算时取 g=10N/Kg；P为轮胎气压，取0.85MP&j3计算得 Mr °.7 420000 6.9 x 107 N- mm3 0.85作用在转向盘上的手力用下式计算:Fh2LML 2 D sw i式中,为转向摇臂长；L2为转向节臂长(L2 )； Dsw为转向盘直径，根据车型不同，在380550mm勺标准系列内选取，查国家标准可取为500mm i 为转向器角传动比(取25);为转向器正效率(取85%。计算得Fh=12988N因为上述转向阻力矩是汽车在静止状态下计算的，所以是最大值。这样，根据这个转向阻力矩换算得出作用在转向盘上的手力， 并据此作为计算强度的载荷 也是

23、合理的。作为重型汽车，因为前轴负荷增大，需采用动力转向去克服转向阻 力矩，用上述方法计算得到的作用在转向盘上的手力Fh要超过人体生理可能产生的力。此时对转向器和动力缸以前的零件进行强度验算时，应取作用在转向盘上的手力为700M(1)钢球与滚道之间的接触应力(3-22)K3NE2RR；)2r)2式中，K为系数，根据 A/B值查表，A= ( 1/r ) -(1/R2 )/2,B=(1/r)+(1/R1 )/2 ;A/B=0.043,所以取 K=1.280表3-4系数K与A/B的关系mmA/B0.500.400.300.200.150.100.050.020.010.007K0.4900.5360.

24、6000.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202R2为滚道截面半径 3.69mm r为钢球半径3.557mm R1为螺杆外半径19mm E为材料弹性模量2.1105MPa N为每个钢球与螺杆滚道之间的正压力，即FhNh( 3-23)n cos 0 cos式中，o为螺杆的螺线导程角7°；为接触角45° n为参与工作的钢球数45; Fh为转向盘圆周力9630N计算得 N=570N=1754.5MPa当钢球与滚道接触表面硬度为HRC5864时，许用接触应力 可取30003500MPa由于 <,因此满足强度。(2)齿的弯曲应力齿扇齿的弯曲应力为6

25、FOC hBs2式中，F°c为作用在齿扇上的圆周力；h为齿扇的齿高，取8.8mm B为齿扇的齿宽，取45mm S为基圆齿厚，取10mm作用在齿扇上的圆周力F°cFocTwTip 'w式中ip 转向传动机构的力传动比46;转向传动机构的效率，一般取0.850.9。本设计中取为0.9 ;Tr 即转向阻力矩，Tr =6.5 X 107 N- mm齿扇节圆半径，取42.5mm代入，得F°c=36942N=433.5MPa许用弯曲应力为w 540MPa，显然w w，符合要求。3.3液压式动力转向机构的计算动力转向系统的工作原理动力转向系统是在机械式转向系统的基础上加

26、一套动力辅助装置组成的。 如下图，转向油泵6安装在发动机 上，由曲轴通过皮带驱动并向外输出液压油。 转向油罐5有进、出油管接头，通过油管分别与转向油泵和转向控制阀2联接。转向控制阀用以改变油路。机械转向器 和缸体形成左右两个工作腔，它们分别 通过油道和转向控制阀联接。当汽车直线行驶时，转向控制阀 2将转向油泵6泵出来的工作液与油罐相 通，转向油泵处于卸荷状态，动力转向器不起助力作用。当汽车需要向右转向 时，驾驶员向右转动转向盘，转向控制阀将转向油泵泵出来的工作液与R腔接通，将L腔与油罐接通，在油压的作用 下，活塞向下移动，通过传动结构使左、 右轮向右偏转，从而实现右转向。向左转向时，情况与上述

27、相反。1图3-2液压动力转向系统示意图1-转向操纵机构 2-转向控制阀3-机械转向器与转向动力缸总成 4-转向传动机构 5-转向油罐6-转向油泵R-转向动力缸左腔L-转向动力缸右腔1液压动力缸的受力分析作用在活塞上的力存在这样一个平衡条件：Foc FfFp F 0式中，Foc 由转向车轮的转向阻力矩所确定的作用于齿扇上的圆周力；Ff 活塞与缸筒间的摩擦力；Fp 由转向盘切向力所引起的作用在活塞上的轴向力；f 高压油液对活塞的推力。其中，Ff FRf Foc f tan2FhhF pds tan( o k)2 2F(Deds)p4式中，Tr 转向车轮的转向阻力矩(6.5 X 107N mm；rw

28、 齿扇的啮合半径(42.5mm);ip 转向传动机构的力传动比(46)；转向传动机构的效率(90%)；f 活塞与缸筒间的摩擦系数(取0.3)；齿扇的啮合角(15 ° )；Fh 转向盘上的切向力(200N)；rh 转向盘的半径(取250mm；ds 活塞杆直径(取22mr)i；0 转向螺杆螺旋滚道的导程角(7°)；k 换算摩擦角(5 ° )；Dc 动力缸缸径(取63mm；p 动力缸内的油液压力(6.3MPa)。计算得，F°c=36942N Ff=2970N, Fp=21384N, F =17235N分析得出，液压动力缸的受力基本满足F°cFf Fp

29、 F 0活塞行程s的计算当动力缸与转向器一体时，活塞行程s可由摇臂轴转至最大转角max时，齿扇转过的节圆弧长来求得，即s ( max/180 ) rw式中，rw=42.5mm 取 max=33.5 °，求得 s =24.8mm活塞移至有活塞杆一端的极限位置时，与缸体端面间还应有e= (0.50.6 ) Dc的间隙以利活塞杆的导向，另一端也应有 10m m的间隙以免与缸盖碰撞。动力缸缸筒壁厚t的计算动力缸壳体壁厚t，根据计算轴向平面拉应力z来确定，即De4(Dctt2)式中，p为油液压力；Dc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。s为缸体材料的屈服极限。缸体材料用球墨铸铁采用QT50005,抗拉强度为500MPa屈服点为350MPa求得t =5mm活塞杆用45钢制造，为提高可靠性和寿命，要求表面镀铬并磨光配阀的参数选择与设计计算分配阀的主要参数有