3吨柴油动力货车（转向系统和前悬架设计）

3吨柴油动力货车（转向系统和前悬架设计）,柴油,动力,货车,转向,系统,悬架,设计 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 第一章 前 言 货车作为以运输货物为主要目的而设计和装备的汽车，开始从单一运送货物这一功能向代表物流准时化的物流服务的运输工具这一方向发展，已成为一种社会化的服务工具。目前我国正在大力发展汽车产业，有针对性地进行汽车零部件的设计，是进行汽车设计的有效切入点。 汽车悬架和转向系统是汽车的重要组成部分，对汽车行驶的安全性、控制的可靠性和乘员的舒适性起着重要的作用。上个世纪末，汽车悬架和转向系统发展很快，新的结构和先进控制方法的采用，特别是引入了电子控制技术之后，使悬架和转向系统发生了深刻的变化。 动力转向系统的应用日益广泛，不仅在重型汽车上必须装备，在高级轿车上应用的也较多，在中型汽车上的应用也逐渐推广。主要是从减轻驾驶员疲劳，提高操纵轻便性和稳定性出发。虽然带来成本较高和结构复杂等问题，但由于优点明显，还是得到很快的发展。 现代汽车的悬架都有减振器。当轿车在不平坦的道路上行驶，车身会发生振动，减振器能迅速衰减车身的振动，利用本身的油液流动的阻力来消耗振动的能量。 为了提高轿车的舒适性，现代汽车悬架的垂直刚度值设计得较低，用通俗话来讲就是很"软"，这样虽然乘坐舒适了，但轿车在转弯时，由于离心力的作用会产生较大的车身倾斜角，直接影响到操纵的稳定性。为了改善这一状态，许多轿车的前后悬架增添横向稳定杆，当车身倾斜时，两侧悬架变形不等，横向稳定杆就会起到类似杠杆作用，使左右两边的弹簧变形接近一致，以减少车身的倾斜和振动，提高轿车行驶的稳定性。 悬架和传动系统在汽车设计中占有重要的地位，这两部分设计的好坏，直接影响汽车的操纵性、动力性及舒适性。本次设计过程中，，参考同类车型，根据车辆本身设计的特点，按照设计原则，从实用性、经济性的角度考虑。所以设计出悬架、转向总成。在合理选择各项参数、材料，优化设计出整体结构尺寸紧凑，使成本合算，与总体布置相匹配，具有广泛的通用性。 第二章 转向系设计 §2.1 转向系概述 §2.1.1 转向系的设计要求 汽车转向系的功用：汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构。在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。 机械转向系依靠驾驶员的手力转动方向盘，经转向系和传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。 转向系的设计要求有： 1、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。 3、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，应使车轮产生的摆动最小。 5、转向灵敏，最小转弯直径小。 6、操纵轻便。 7、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。 9、转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 10、转向盘转动方向与汽车行驶方向的改变相一致 正确设计转向梯形机构，可以保证汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。 转向轮的自动回正能力决定于转向轮的定位参数和转向器逆效率的大小。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的自动回正能力。 转向系中设置有转向减振器时，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。 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2~2.5倍。 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和转向盘转动圈数多少两项指标来评价。 轿车 货车 机械转向 50~100N 250N 动力转向 20~50N 120N 轿车转向盘从中间位置转到第一端的圈数不得超过2.0圈，货车则要求不超过3.0圈。 §2.1.2 转向系统概论 汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向。即所谓汽车转向。就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车转向桥（一般是前桥）上的车轮（转向轮）相对于汽车纵轴线偏转一定角度。在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，即称为汽车转向系统。因此，汽车转向系统的功用是保证汽车能按照驾驶员的意志而进行转向行驶。 汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。 一、机械转向系统 机械转向系统一驾驶员的体力作为转向能源，其中所有传力件都是机械的。机械转向系统由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成。 当汽车转向时，驾驶员对转向盘1施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴2、转向万向节3和转向传动轴4输入转向器5。经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向摇臂6，再经过转向直拉杆7传给固定于左转向节9上的转向节臂8，使左转向节和它所支撑的左转向轮偏转。为使右转向节13及其支撑的右转向轮随之偏转相应的角度，还设置了转向梯形。转向梯形有固定在左、右转向节上的梯形臂10、12和两端与梯形臂做球铰连接的转向横拉杆11组成。 图2-2机械转向系的组成和布置示意图 1.转向盘 2.转向轴 3.转向万向节 4.转向传动轴 5.转向器 6.转向摇臂7.转向直拉杆 8.转向节臂 9.左转向节10、12.梯形臂 11.转向横拉杆13.右转向节 图2-2与图2-1不同的是它是与齿轮齿条式转向系配合的转向系。当汽车转向时，驾驶员对转向盘施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴、转向轴万向节和转向传动轴输入转向器，转向轴的转动经转向器后变为齿条的左右移动。转向横拉杆一端与齿条相连，另一端通过球铰和固定在转向节上的转向节臂连接。齿条左右移动，带动连接在其上的横拉杆左右运动，通过转向节臂拉动转向节使转向轮转动。 从转向盘到转向传动轴这一系列部件和零件均属于转向操纵机构。转向梯形到转向节臂这一系列部件和零件，均属于转向传动机构。 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，便可满足各种车型的总布置要求。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。转向盘在驾驶室安放的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，相应的应将转向盘安置在驾驶室左侧。这样，驾驶员在左方视野较宽阔，有利于两车安全交会。相反，在一些规定车辆右行的国家，转向盘则安置在驾驶室右侧。 图2-2机械式转向系 1. 转向盘 2.转向柱管 3.转向轴 4.柔性联轴器 5.悬架总成 6.转向器 7.支架8.转向减振器 9.右横拉杆 10.托架 11.左横拉杆 12.球铰链13.转向节臂 14转向节 二、动力转向系 动力转向系是兼用驾驶员和发动机动力为转向能源的转向系。在正常情况下，汽车所需要的能量，只有小部分由驾驶员提供，而大部分是由发动机通过转向加力装置提供的。但在转向加力装置失效时，一般还应当能由驾驶员独立承担转向任务。因此，动力转向系是在机械转向系的基础上加设一套转向加力装置而形成的。 图2-3为一种液压动力转向系的组成和液压转向加力装置的管路布置示意图，其中属于转向加力装置的部件是：转向油罐、转向液压泵，转向控制 图2-3液压动力转向系的组成和液压转向加力装置 1. 方向盘 2.转向轴 3.转向中间轴 4.转向油管 5.转向油泵 6.转向油罐 7.转向节8.转向横拉杆 9.转向摇臂 10.整体式转向器 11.转向直拉杆 12.转向动力缸 阀和转向动力缸。当驾驶员逆时针转动转向盘时，转向摇臂带动转向直拉杆前移。直拉杆的拉力作用于转向节臂，并依次传到梯形臂和转向横拉杆使之右移。与此同时，转向直拉杆还带动转向控制阀中的滑阀，使转向动力缸的右腔接通液面压力为零的转向油罐。转向液压泵的高压油进入转向动力缸的左腔，于是转向动力缸的活塞上受到向右的液压作用力便经推杆施加在转向横拉杆上，也使之右移。这样，驾驶员施于转向盘上很小的力矩，便可克服地面作用于转向轮上的转向阻力矩。随着最近汽车发动机马力的增大和扁平轮胎的普遍使用，使车重和转向力矩都加大了，因此动力转向机构越来越普及。动力转向系统已成为一些轿车的标准配置，全世界约有一半的轿车采用动力转向。值得注意的是，转向助力不应是不变的，因为在高速行驶时，轮胎的横向阻力小，转向盘变得轻飘，很难捕捉路面的感觉，也容易造成转向过于易控制。所以在高速时要适当减低动力，但这种变化必须平顺过度，灵敏而使汽车易于控制。 1、液压式动力转向装置 液压式动力转向装置重量轻，结构紧凑，利于改善转向操作感觉，但液体流量的增加会加重泵的负荷，需要保持怠速旋转的机构。 2、电动式动力转向装置 电动式动力转向装置 是最新的转向装置，由于它节能，故受到人们的重视。它是利用蓄电池转动电动机产生推力。由于不直接使用发动机的动力，所以大大降低了发动机的功率损失，且不需要液压管路，便于安装。尤其有利于中置发动机后轮驱动的汽车。但目前电动式动力转向装置所得动力还比不上液压式，所以只限用于前轮轴轻的中置发动机后轮驱动的汽车上。 3、电动液压式动力转向装置 即由电机驱动转向助力泵并由计算机控制的方式，它集液压式和电动式的优点于一体。因为是计算机控制，所以转向助力泵不必经常工作，节省了发动机的功率。这种方式结构紧凑，便于安装布置，但液压产生的动力不能太大，所以适用小排量汽车。 三、四轮转向系 四轮转向系（4WS）是把后轮与前轮一起转向，是一种提高车辆反应性和稳定性的关键技术。把后轮与前轮同相位转向，可以减少车辆转向时的旋转运动（横摆），改善高速行使的稳定性。把后轮与前轮逆相位转向，能够改善车辆中低速的操纵性，提高快速转向性。目前，安装在大量生产车辆上的四轮转向控制系统，可以分为以下4类： 1、横向加速度-车速感应性 2、前轮转角-车速感应性 3、前轮转角感应性 4、前轮转角比例车速感 §2.2 转向系设计 §2.2.1 转向性能与阿克曼几何学 一、给定的转向系总体结构参数： 轴距L=3650mm； 轮距B=1385mm； 最小转弯半径Rmin=5.5m。 二、转向轴的内、外轮转角 无论选择哪一种转向梯形方案，必须在正确选择转向梯形参数的同时，做到汽车转弯行驶时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动。同时转向轮在最大转角情况下，获得最小转弯半径能满足总体布置要求。因此，汽车的内、外轮有不同的转角（如图2-4）。 三、阿克曼几何学 两轴汽车在低速转弯行驶时 ，可忽略离心力的影响，假设轮胎是刚性的，忽略轮胎侧偏影响的时候，此时若各车轮绕同一瞬时转向中心转弯行驶，则两转向前轮轴线的延长线，交在后轴的延长线上，这几何关系叫做阿克曼几何学。 汽车用前轮转向时，为了满足上述条件，必须符合下述关系式 （2—1） 式中：——转向轮外轮转角； ——转向轮内轮转角； K——两主销轴线与地面交点之间距离即为主销节距）； L——汽车轴距。 图2-4内外轮转角关系图 图2-5内外转向轮的转向特性曲线 汽车转向时若能满足上述条件，则车轮作纯滚动运动。现有汽车转向梯形机构，对上述条件不能在整个转向范围得到满足，只是近似的使它得到保证。 当内、外轮转角差别不大时，即=的条件下，转向梯形为平行四边形，称之为平行几何学。阿克曼几何学和平行几何学的内、外轮转角关系理论曲线在图2-5上位于阿克曼几何学和平行几何学的理论曲线之间变化。 四、最小转弯半径 最小转弯半径是指转向轮转角在最大位置条件下，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O点之间的距离。 汽车最小转弯半径与汽车内轮最大转角、轴距L、转向轮绕主销转动半径r（即主销偏移距）、两主销延长线到地面交点的距离K有关。在转向过程中，L、r、K保持不变，只有是变化的，所以内轮应有足够大的转角，以保证获得给定的最小转弯半径。计算最小转弯半径的公式如下： （2—2） 因为梯形机构不能保证内、外轮转角和与理论值一致，故实际的最小转弯半径与上述结果不完全符合。在给定最小转弯半径条件下，可以用下式计算出转向内轮应达到的最大转角： (2—3) 由给定的最小转弯半径，设定：=5.5m 对于货车来说，R取40-60。选取主销偏移距： r=50mm 则主销节距： K=B-2r=1385-250=1285mm 由公式（2—2）可得： ； = =40.04° = =50.03° §2.2.2 转向系方案分析及确定 根据机械式转向器结构特点可分为： 齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆指销式转向器等。 图2-6自动消除间隙装置 一、齿轮齿条式 齿轮齿条式转向器的主要优点是：结构简单、紧凑、体积小、质量轻；传动效率高达90%；可自动消除齿间间隙(图2-6示)；没有转向摇臂和直拉杆，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：逆效率高（60%~70%）。因此，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。 根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输也（图2-7a）；侧面输入，两端输出（图2-7b）；侧面输入，中间输出（图2-7c）；侧面输入，一端输出（图2-7d） 图2-7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，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。而采用两侧输出方案时，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，运转平稳，冲击与工作噪声均下降。 齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条制作工艺比较简单。V形和Y形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，故质量小。 根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，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，前置梯形，见图2-8。 齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车也用齿轮齿条式转向器。 图2-8齿轮齿条式转向器的四种布置形式 二、循环球式 循环球式转向器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，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图2-9所示。 循环球式转向器的优点是：传动效率可达到75%~85%；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整容易；适合用来做整体式动力转向器。 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。 图2-9循环球式转向器 三、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。主要优点是：结构简单；制造容易；强度比较高、工作可靠、寿命长；逆效率低。主要缺点是：正效率低；调整啮合间隙比较困难；传动比不能变化。 蜗杆指销式转向器有固定销式和旋转销式两种形式。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。 蜗杆指销式转向器的优点是：传动比可以做成不变的或者变化的；工作面间隙调整容易。 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、工作效率低。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，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。此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。 综合考虑，根据本次设计要求及转向器的性能参数等原因。决定采用齿轮齿条式转向器。 §2.2.3 转向系主要性能参数的确定 转向系主要性能参数有转向系效率、转向系角传动比与力传动比、转向系传动副的传动间隙特性，转向系的刚度以及转向盘的总转动圈数。 一、转向器的效率 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η+表示，；反之称为逆效率，用符号η－表示。 正效率η+计算公式： η+=（P1-P2）/P1 （2—4） 逆效率η-计算公式： η－=（P3-P2）/P3 （2—5） 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。 1、转向器的正效率η+ 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η+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： 式中：a0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角； ρ=arctanf；f为磨擦因数。 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。 对于齿轮齿条式转向器，其正效率高达75%～90%。 通常，由转向盘至转向轮的效率及转向系的正效率的平均值0.670.82。 齿轮齿条式转向器的逆效率也特别高（60%～70%），容易造成方向盘“打手”现象，使驾驶员高度紧张。所以有的转向器上装了转向减振器。 2、转向系的角传动比与力传动比 （1）角传动比 转向盘的转角增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向系的角传动比，转向盘转角增量与转向摇臂轴转角相应的增量之比，称为转向器的角传动比。转向摇臂轴的转角增量与同侧转向节的转角相应增量之比，称为转向传动机构的角传动比，它们之间的关系为： （2—6） （2—7） （2—8） 式中： ——转向系的角传动比； ——转向器的角传动比； ——转向传动机构的角传动比； ——转向盘的转角增量； ——转向摇臂轴的转角增量； ——同侧转向节转角增量。 初选择，转向系的角传动比=23。 （2）力传动比 转向传动机构的力传动比等于转向轮的转向阻力矩与转向摇臂的力矩T的比值。与转向传动机构的布置形式及其杆件所处的转向位置有关。 （2—9） 转向系的力传动比等于地面作用在轮胎上的阻力与作用在方向盘上的阻力之比。 （2—10） 作用在方向盘上的手力可以用下式表示： （2—11） 式中：——作用在方向盘上的力矩； ——方向盘的直径。 轮胎给地面的阻力可以用下式表示： （2—12） 综合上述三式可得： （2—13） 在前面已经确定了： r=50mm 方向盘直径根据车型不同JB4505-86转向盘尺寸标准中选取： =380mm 如果忽略摩擦损失，则： （2—14） 在前面已经初选了： =23 所以可得转向系力传动比： ==87.4 3、转向系传动间隙 转向系的传动间隙主要取决于转向器的间隙特性，转向器的传动间隙随转向转角的改变而改变。它因经常工作而很容易磨损，产生的间隙会使转向轮偏转，破坏汽车行驶稳定性，并使转向盘的自由行程增大。要求转向盘的最大自由行程从中间位置向左右两端各不得超过15°。因此要求上述出现的间隙能够自动消除，对于齿轮齿条式转向器，由于其齿条背部有压紧弹簧，所以出现间隙后，可以实现自动消除。 4、方向盘的总转动圈数 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。它与转向轮最大转角和转向系的角传动比有关，并影响操纵轻便性和灵敏性。轿车和微型车的总转动圈数较少，一般约为3.6圈以内，货车在6.0圈。 粗略校验转向盘总转动圈数： = =5.7 在所要求的范围内。 §2.2.4 转向系的载荷验算 一、载荷验算 为了行驶安全，组成转向系的各零件必须有足够的强度。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、路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力矩、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。 精确的计算出这些力是很困难的。为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或混凝土路面上的阻力矩Tr（N/mm）。 (2—15) 式中 f——轮胎和地面间的滑动摩擦因数，一般取0.7； G1——转向轴荷（N）； P——轮胎气压（MPa）。 由总体设计给定轮胎参数为： G1=23226N P=0.41Mpa 代入数据可得： Tr==1289871.62N 作用在方向盘上的手力为： (2—16) ==787.10N 给定的汽车，用上述公式计算出来的是最大值，该力是在静止状态下计算出来的，对于装动力转向器的汽车，要求原地转向时此力应超过250N。所以本次设计加装动力装置。 §2.2.5 转向传动机构及优化设计 一、转向操纵机构 转向操纵机构由转向盘、转向轴、转向柱管等组成。如2-10所示。 图2-10转向盘 图2-11转向盘 1.轮缘 2.轮辐3.轮毂 转向盘由轮缘1、轮辐2和轮毂3组成。轮辐一般为三根辐条或四根辐条，也有用两根辐条的。转向盘轮毂孔具有细牙内花键，借此与转向轴相连。转向盘内部是由成形的金属骨架构成。骨架外面一般包有柔软的合成橡胶或树脂，也有包皮革的，这样可有良好的手感，而且还可以防止手心出汗时握转向盘打滑。在汽车发生碰撞时，从安全性考虑，不仅要求转向盘应具有柔软的外表皮，可起缓冲作用，而且还要求转向盘在撞车时，其骨架能产生变形，以吸收冲击能量，减轻驾驶员受伤程度。现在的大多数轿车上都装有车速控制开关和撞车时保护驾驶员的安全气囊装置。 转向轴是连接转向盘和转向器的传动件，并传递它们之间的转矩。转向柱管安装在车身上，支撑着转向盘。转向轴从转向柱管中穿过，支撑在柱管内的轴承和衬套上。 图2-12与非独立悬架配用的转向传动机构 在汽车发生严重的交通事故中，方向盘往往成为直接“杀手”。一旦汽车前端被碰撞，发动机舱等后移，方向盘也随之后移，方向盘与驾驶座椅之间的空间突然缩小，驾驶员夹在中间而受到伤害。为了尽量减少这种伤害发生，汽车设计者从方向盘的长度和角度变化入手，使得汽车转向系统除了能保证转向性能外，还能使驾驶员在汽车发生碰撞时受到的伤害减低到最小。与此相关的就是汽车吸能方向管柱技术的出现。 图2-12所示为桑塔纳轿车转向轴的吸能装置示意图。转向轴分为上、下两段，中间用柔性联轴器连接。联轴器的上、下凸缘盘靠两个销子与销孔扣合在一起。销子通过衬套与销孔配合。当发生猛烈撞车时，将引起车身、车架严重变形，导致转向轴，转向盘等部件后移。与此同时，在惯性作用下驾驶员人体向前冲，致使转向轴上的上，下凸缘盘的销子与销孔脱开，从而缓和了冲击，吸收了冲击能量。有效地减轻了驾驶员受伤的程度。 吸能转向管柱的变形支架是通过金属的变形来吸收碰撞能量的。变形支架与下转向管柱相连。它使用拉脱安全锁，里面的塑性材料受到大夫在冲击被剪切断开会使下转向管柱和转向轴从支架中脱出沿轴向移动，另上转向管柱和转向轴下移。图2-13吸能装置示意图。变形条与变形支架相似，它也是靠金属的变形来吸收碰撞能量的。与变形支架不同，它占用的空间较小。一般变形条一端与车身相连，另一端固定在转向管柱上。碰撞时冲击力达到一定值的时候。转向管柱产生位移。变形条发生变形，从而达到吸能效果。 图2-14所示为网络状转向柱管系能装置示意图，网络状转向柱管的网格部分被压缩而产生塑性变形，吸收冲击能量，以减轻对人体的伤害。 图2-13 图2-14 二、转向传动机构 1、非独立悬架配用的转向传动机构 与非独立悬架配用的转向传动机构（图2-15）主要包括转向摇臂2、转向直拉杆3、转向节臂4和转向梯形。在前桥仅为转向桥的情况下，由转向横拉杆6和左、右梯形臂5组成的转向梯形一般布置在前桥之后，如图2-15a所示。 图2-15与非独立悬架配用的转向传动机构 1.转向器2.转向摇臂3.转向直拉杆4.转向节臂5.梯形臂6.转向横拉杆 当转向轮处于与汽车直线行驶相应的中立位置时，梯形臂5与横拉杆6在与道路与平行的平面（水平面）内的夹角>90°。在发动机位置较低或转向桥兼充驱动桥的情况下，为避免运动干涉，往往将转向梯形布置在前桥之前，此时上述交角<90°，如图1-16所示。若转向摇臂不是在汽车总线平面内前后摆动，而是在与道路平行的平面内左右摇动，则可以将转向直拉杆3横置，并借球头销直接带动转向横拉杆6，从而推使两侧梯形臂转动。 2、独立悬架配用的转向传动机构 a 图2-16 转向梯形 1. 转向摇臂 2.转向直拉杆 3.左转向横拉杆 4.右转向横拉杆 5.梯形臂 6.右梯形臂 7.摇杆 8.悬架左摆臂 9.悬架右摆臂 10.齿轮齿条式转向器 当转向轮独立悬挂时，每个转向轮都需要相对于车架作独立运动，因而转向桥必须是断开式的。与此相应，转向传动机构中的转向梯形也必须是断开式的，分成两段或三段（图2-16），并且由于在平行于路面的平面中摆动的转向摇臂直接带动或通过转向直拉杆带动。转向直拉杆的作用是将转向摇臂传来的力和运动传给转向梯形臂（或转向节臂）。它所受的力既有拉力、也有压力，因此直拉杆都是采用优质特种钢材制造的，以保证工作可靠。直拉杆的典型结构如图2-17。在转向轮偏转或因悬架弹性变形而相对于车架跳动时，转向直拉杆与转向摇臂及转向节臂的相对运动都是空间运动，为了不发生运动干涉，上述三者间的连接都采用球销。 §2.2.6 转向横拉杆设计与校核 一、横拉杆结构设计与材料选取 转向横拉杆是转向梯形的底边。一般由横拉杆体和旋装在两端的横拉杆接头组成。横拉杆接头通过球头销与左右转向节臂连接。两接头通过螺纹与横拉杆连接，接头螺纹与横拉杆体连接，接头螺纹部分有切口，具有弹性。横拉杆体旋装到接头上后，用螺栓通过冲压制成的卡箍将横拉杆夹紧。横拉杆两端的螺纹一端左旋，一端右旋。因此，在旋松卡箍上的螺栓后，转动横拉杆体，即可改变横拉杆的长度，从而可调整转向轮前束。 根据整车的设计要求，转向横拉杆应有较小的质量和足够的强度。拉杆的形状要符合布置的要求。通过与总布置讨论并参考已有的结构后，决定采 图2-17转向直拉杆 用40钢无锋钢管制造的横拉杆且钢管不需做弯曲变形,通过查阅机械设计手册，决定外径采用20mm，臂厚为2mm的冷扎无缝钢管。为了检验横拉杆的刚度是否满足设计要求，所以需要对其校核。 二、横拉杆刚度校核 根据横拉杆的工作原理和受拉，压应力的特点，决定按照材料力学中有关压杆稳定性计算公式进行验算。首先对其受力分析。 由n=Pcr/P可以对横拉杆进行稳定性校核。式中，n为工作安全系数，Pcr为横拉杆的临界压力，P为横拉杆实际承受的最大压力，已在转向机构；力分析中得出。Pcr=,式中,E为材料的弹性模量,横拉杆采用40号钢制造,查手册得E=206Gpa.I为横拉杆的惯性矩, I=，D为钢管的外径,查手册取 D=20mm;d为钢管的内径,查相关手册取d=16mm.代入计算得.将相关数植代入n=Pcr/P中得,n≈31.58.查阅相关资料得知规定的安全系数nst=1.5～2.5,即n>nst.所以,横拉杆满足稳定要求。 三、球头销的设计与校核 1、球头销主要参数的选择与确定 球头销是联接转向横拉杆和转向节臂的重要零件.它既可以绕自身垂直于水平面的轴线转动,以保证转向横拉杆和转向节臂在水平面的相对转动,也可以绕平行于水平面的轴线动, 以保证转向横拉杆和转向节臂由于车轮的上下跳动而引起的垂直平面的相对转动.球头 销的外形尺寸是成比例的,所以在选定球头直径后可安比例确定其他尺寸。 参照《汽车设计》中球头销球头直径的推荐数据,由3吨货车的前轴负荷选得球头销球头直径为30mm,下端螺纹连接处的公称直径按比例选定为M16。表 表2-1球头销各参数 球头直径/mm 转向轮负荷/N 球头直径/mm 转向轮负荷/N 20 到6000 35 24000-34000 22 6000-9000 40 34000-49000 25 9000-12500 45 49000-70000 27 12500-16000 50 70000-100000 30 16000-24000 2、球头销接触强度的校核 根据它的工作环境可知,球头销的球面部分因为经常转动摩擦而磨损,所以应对其接触强度校核。应用下式验算接触应力 F为作用在球头上的力;A在通过球心垂直于F力方向的平面内,球面承载部分的投影面积。许用接触应力为≤25～30N/mm2通过力分析可知,球头销球头同时承受来自转向横拉杆和转向节臂的力,所以F即使上述二力的合力。通过计算的F≈1153.9N 。球面承载部分的投影面积A=,由球头销具体结果可知d≈30mm,则A=706.5mm2。将上述数据代入接触应力验算公式可得满足设计要求。 §2.2.7 转向节的设计 转向节是连接车轮和悬架的重要零件。通过查阅相关资料,获知转向节有多种形式。若转向轮兼作驱动轮则转向节，若转向轮只作转向作用,则其转向节多设计为牛角的形式。根据本次设计是后轮驱动的形式,所以前轮只作转向作用,所以采取类似的形式结构。设计转向节时,需要确定的还有与轮辋的配合的轴段的轴径。轴径的确定需要在紧急制动时,侧滑时及越过不平的路面三种情况对转向节进行受力分析。 图2-18 转向节,主销及转向节衬套的计算用图 一，在制动工况下 Ⅲ-Ⅲ剖面处的轴径仅受垂向弯矩Mv和水平方向的弯矩Mh而不受弯矩，因制动力矩不经转向节的轮轴传递而直接由制动底板传给在转向节上的安装平面。这时的Mv, Mh及Ⅲ-Ⅲ剖面处的合成弯矩应力σw（MPa）为： Mv=(z1-)x Mh= 式中：-转向节的轮轴根部轴径为40mm =50mm, [σw]=550Mpa Mv=()=510972Nmm P==9754.9N Mh=P=9754.950=487745Nmm则σw==110MPa<550MPa 符合要求 二、 在侧滑工况下 在侧滑时左、右转向节在危险断面Ⅲ-Ⅲ处的弯矩是不等的，可分别按下式求得： ML==-1021750 MR==1331630 左右转向节都符合要求。 §2.2.8 转向器及液压助力装置的设计 图2-19螺杆螺母结构 一、循环球式转向器各参数如下表所示： 表2-2转向器各参数 齿扇模数/mm 5 环流行数 2 摇臂轴直径/mm 35 螺母长度/mm 56 钢球中心距/mm 32 齿扇齿数 5 螺杆外径/mm 29 齿扇整圆齿数 13 钢球直径/mm 7.144 齿扇压力角 螺距/mm 10 切削角 工作圈数 2.5 齿扇宽/mm 30 二、钢球直径d及数量n 每个环路中的钢球数n=（） （2-17） n≈DW/d=3.14×32×2.5/7.144＝35.1个 取n＝36 三、滚道截面：当螺杆和螺母各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截（如下图所示），此时螺杆和螺母沟槽的半径 =（0.51-0.53）d （2-18） 取=0.52d=0.52×7.144＝3.71mm B=P-d=10-7.144=2.85>2.5mm( 合格) 图2-20 滚道结构形式 导管内径d=d+e=7.144+0.5=7.644mm 导管壁厚取为1mm。 四、接触角=45，以使轴向力和径向力分配均匀。 五、齿条齿扇传动副设计 设计参数参照是下表，一般将1-1中间剖面规定为基准剖面， 1-1剖面向右时，变位系数为正，向右时由正变零，再变为负。此时计算0-0剖面： 表2-3齿扇参数表（0-0截面） 分度圆直径 D=mz=5×14 70mm 齿顶高 =m 5mm 齿根高 =( 6.25mm 全齿h 11.25mm 齿顶圆直径 80.14mm 齿根圆直径 57.5mm 图2-21 齿扇剖面图 齿扇轮在从轴线自左向右看是又窄又低的形状，变位系数逐渐增大，设0-0面与中间面1-1面的间距=5mm， 1―1截面: 由公式：=5 =36.6-（1.0+0.25-0.132）×5＝31.01mm =36.6+（1.0+0.25+0.132）5=43.51mm 2―2截面： =(19+5)mm =36.6-（1.0+0.25-0.633） =36.6+（1.0+0.633）5=44.76mm 3—3截面： =(-19+5)mm =36.6-（1.0+0.25+0.369） =36.6+（1.0-0.369）5=39.75mm 分度圆处的齿厚： 大端齿厚 =（3.14+0.633×）×5/2=8.67mm 小端齿厚 =（3.14-0.369×）×5/2=7.36mm 齿条在与齿扇配合时，因齿扇为变厚齿扇，则满足啮合间隙特性，齿条变厚方向应与齿扇相反，齿条的齿扇与齿扇的齿槽宽相等。二者啮合为等移距变为齿轮啮合传动。 六、循环球式转向器零件强度的计算 为了进行强度计算，首先要确定其计算载荷，可利用汽车在干燥硬路面上作原地转向时转向轮的转向阻力矩，利用它可求的转向摇臂上的力矩和在转向盘上的切向力。他们均可作为转向系的最大载荷。 钢球与滚道间的接触应力σ σ=k （2-19） σ=1.280 =2148.2Mpa< [σ]=2500MPa 式中系数k由下式确定 ＝0.050 （2-20） 查汽车设计表7-3得k=1.280 r―钢球半径 ―滚道截面半径 ―螺杆外半径 E―材料弹性模为2.1 ―钢球与螺杆间正压力，可用下式计算 =/ncoscos （2-21） =60460.02/（90×cos8×cos45）＝959.37N 式中 θ— 接触角取 —螺杆螺线导程角取 n—参与工作的钢球数90 —作用在螺杆上的轴向力 ＝787.1×190×cot8/(32/2+3.2/2)=60460.02N 由以上可知接触应力可以满足要求。 七、齿的弯曲应力： <=540Mpa式中：F—作用在齿扇上的圆周力F= M/=8599.14N，取＝150mm h—齿扇的齿高b—齿扇的齿宽 —基圆齿厚=S /r-2r（invα-invα） （基圆齿厚的计算公式见机械原理课本） 由上可知弯曲应力完全满足。 螺杆与螺母用20CrMnTi刚材料制造，表面渗碳，深度为0.8-1.2mm，表面硬度为HRC58-63。 §2.2.9液压动力转向机构的计算 1，动力缸尺寸的计算 图2-21转向器剖面图 动力缸的缸径尺寸D由作用在活塞－齿条上的力的平衡来确定：F-F＝0 F——由转向车轮的转向阻力矩决定的作用在齿扇上的圆周力； F——高压油液对活塞的推力 F＝T/r F=（D-D）P（p为液压油压力，取为15MPa） 得D＝= 活塞行程s的计算 整体式助力转向器，活塞行程s由摇臂轴转至最大转角时齿扇转过的节面弧长来求得，即 s=(+)/180=55.6mm 取s=56mm 活塞厚度取B=0.3D=18.9mm取B=19mm。 动力缸壳体壁厚t，根据计算轴向平面拉应力来确定，即＝p[]≤ 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，取n=3.5 为壳体材料的屈服点。壳体材料采用球墨铸铁QT500-05，屈服点为350MPa 取动力缸壳体壁厚t=6.2mm §2.2.10 转向梯形的优化设计 转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最佳参数和进行强度计算。转向梯形有整体式和断开式两种。一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。 两轴汽车转向时，若忽略轮胎侧偏影响，两转向前轴的延长线应交于后轴延长线。设，分别是外内转向车轮转角，k为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离，则梯形机构应保证内外转向车轮的转角有如下关系： ctg，若自变角为则因变角的期望值为： ，现有转向梯形机构仅能满足上式要求。如下图所示，在图上作辅助虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所绘出的实际因变角为： 其中 m—梯形臂长 —梯形底角 图7-1 汽车瞬时转向图 应使设计的转向梯形所绘出的实际因变角尽可能接近理论上的期望值。其偏差最常使用的中间位置附近小转角范围应尽可能小，以减小高速行驶时轮胎的磨损。而在不经常使用且车速较慢的最大转角时可适当放宽要求，因此在加入加权因子构成评价优略的目标函数f(x)为: 　 f（x）=﹪ 将上式代得：　 f(x)= －﹪ 其中 　x—设计变量 　x== —外转向轮最大转角，又上图可得：= 其中 —汽车最小转弯半径为5.5m， 　a—主销偏移距为50mm， 　K=1285mm L=3650mm = 考虑到多数使用工况下转角小于，且以内的小转角使用的更加频繁，因此取： 当 建立约束条件时应考虑到：设计变量m及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形．f(x)值就越大，而优化过程是求f(x)的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为：m- 梯形臂长度m设计时常取在＝0.11K，＝0.15K 梯形底角＝ 此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。如上图所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时即可。利用该图所作的辅助虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为 ，式中，为最小传动角。 由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题是一个小型的约束非线性规划问题，可用复合形法来求解。 转向梯形优化设计源程序如下： #include #include #define HUDU 3.1415926/180 main() { double m1; double m; double r; double g; double fx=0; double a; double n; double b; double c; double d; double e; double f; double r1; double min=100000000000; for(m=141;m<=193;m+=0.5) { for(r=69.5;r<=90;r+=0.5) { for(g=1;g<=30;g++) { a=sin(r*HUDU+g*HUDU); b=sqrt(pow(1285/m,2)+1-2*1285/m*cos(r*HUDU+g*HUDU)); c=atan(1/(1/(tan(g*HUDU))-1285/3650)); d=1285/m*(2*cos(r*HUDU)-cos(r*HUDU+g*HUDU))-cos(2*r*HUDU); e=a/b; f=d/b; n=(cos(40*HUDU)-2*cos(r*HUDU)+cos(r*HUDU+30*HUDU))/((cos(40*HUDU)-cos(r*HUDU))*cos(r*HUDU))-2*m/1285; if(fabs(e)>1||fabs(f)>1) { e=1; f=1; } if(g<=10) fx+=1.5*fabs((r-asin(e))/c-acos(f)/c-1); else {if(10fx) {if(n>=0) min=fx;m1=m;r1=r;} } } printf("\n%f\n%f\n%.1f",m1,min,r1); } 根据上述思路，可用C语言编程进行优化设计（原程序见附录）。优化的结果如下： 转向梯形臂长m=141mm 转向梯形底角 = 五、储油罐的选择： 1、储油罐容积选择：考虑系统的供油、散热、油中杂质的沉淀等，一般取油箱的容量： V=（0.15～0.2）Q1。   Q1为转向泵的最大输出流量。 2、储油罐的散热能力：一般希望转向系统的油温控制在80℃以下。如果油温超过88℃，液压油将很快变质：形成碳化物，液压油失去润滑功能，转向泵将急剧磨损，造成转向沉重；析出胶状物质，堵塞阻尼孔或卡滞控制阀，使整个动力转向系统失效。油温过高，还将使整个系统中的密封件加快老化，密封不良而造成漏油。在大流量及高压力的转向系统中，储油罐的散热已经不能保证油温在80℃以下这时须附加专门的散热系统。 3、转向系统一般采用回油过滤方式，根据系统管路工作压力、过滤精度、流通能力选择滤油器。汽车转向系统中，过滤精度一般取10～20μm，压力损失小于0.1MPa。如采用进油过滤，其铜丝网目数一般在100～180目之间。 4、液压转向泵为叶片泵时，其自吸能力较差，应注意液压油罐的正确安装位置，要求油罐出油口位置高于液压转向泵进口20mm以上，同时管路尽可能避免转弯，如不可避免时，转弯角度和转弯半径应尽可能大，避免管路的压力损失。 5、在储油罐中，建议设有压差信号发生器及安全阀。压差信号发生器是在过滤器堵塞时，把信号传递到驾驶室，提醒司机该换滤芯及更换液压油了；安全阀是在滤芯堵塞时，使油从旁路流过，从而保证行驶安全。 六、转向管路进、出油管的选择： 1、管路材料的选择：油管可以是软管、钢管或混合式。软管又分为高压钢丝编织耐油软管、高压耐油塑料软管及低压帘线编织耐油软管；钢管为高压无缝钢管，材料一般为20钢或08F钢。 对于油管和选用，无论是钢管、耐油胶管或塑料管，都必须根据系统的工作压力进行选用。建议不采用高压钢丝编制耐油软管，避免因温升膨胀而缩小管路内径，最好采用高压钢管。 2、管路内径的选择： 管路内径的选择：根据管道内的流速，确定管道内径尺寸，允许流速的推荐值为： （1）液压泵吸油管道：0.5～1.5 m/s.一般取1 m/s以下。 （2）液压系统压油管道：3～5m/s.压力高时取大值。 （3) 液压系统回油管道：1.5～2.5 m/s。 管道内径与流量、流速的关系式为： d=（4Q/πv）0.5 其中：d为管道内径；Q为通过管道的流量；v为管道内液流平均流速。管路内径经验值，可以参照以下数据： 转向泵控制流量 进油