车辆工程毕业设计145四轮汽车的转向机构设计doc.docx
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第1章绪论
(2)
第2章转向系的的参数设计(4)
第2.1节转向器的效率(4)
第2.2节转向系传动比及其变化特性(6)
第2.3节转向系计算载荷的确定(7)
第3章循环球式转向器的设计(8)
第3.1节主要尺寸参数的选择(8)
第3.2节循环球式转向器零件强度计算(11)
第4章车辆转向机构设计和分析(15)
第4.1节车辆转向机构设计(15)
第4.2车辆转向机构分析(18)
第5章汽车转向系统各部分结构和作用(22)
第5.1节悬架配用的转向传动机构以及作用(22)
第5.2节助力转向器(25)
第6章汽车转向系统常见故障分析及处理方法(28)
第7章结论(30)
参考文献(31)
致谢(32)
第1章绪论
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。
转向系一般由转向操纵机构、转向器和转向机构三部分组成。
操纵机构就是所谓的方向盘,当转动方向盘时,转向轴和蜗杆随着转动,滚动与蜗杆啮合上下移动,使转向摇臂摆动,推动直拉杆前后移动。
于是转动节以转向主销为中心,带动一侧前轮偏转,达到控制车辆转向的目的。
转向器又分为传统纯机械式和助力式。
目前使用较多的是机械式转向器,不过近年来电动、电控动力转向器已得到较快发展,不久的将来可以转入商品装车使用。
电控动力转向可以实现在各种行驶条件下转动转向盘的力都轻便。
机械转向系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。
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。
对转向系提出的要求有:
(1)汽车转弯行驶时,全部车轮应绕瞬时转向中心旋转,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)汽车转向行驶后,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)在车祸中,当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时,转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。
(10)进行运动校核,保证转向盘与转向轮转动方向一致。
正确设计转向梯形机构,可以使第一项要求得到保证。
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,并要达到按前外轮车轮轨迹计算,其最小转弯半径能达到汽车轴距的2〜2.5倍。
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操纵轻便性。
没有装置动力转向的轿车,在行驶中转向,此力应为50—100N;有动力转向时,此力在20—50N。
当货车从直线行驶状态,以10km/H速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为12m的圆周行驶,且路面干燥,若转向系内没有装动力转向器,上述切向力不得超过250N;有动力转向器时,不得超过120N轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈
[1]
数不得超过2.0圈,货车则要求不超过3.0圈。
第2章转向系的的参数设计
第2.1节转向器的效率
功率Pi从转向轴输入,经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率,用符号
n+表示,n+=(Pi-P2)/P;反之称为逆效率,用符号n-表示,n-=(P3-P2)/P3,式中,巨为转向器中的摩擦功率;R为作用在转向摇臂轴上的功率。
为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便,要求正效率高。
为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置,又需要有一定的逆效率。
为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳,车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小,防止打手又要求此逆效率尽可能低。
(1)理论计算
①转向器的正效率n+
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。
转向器类型、结构特点与效率。
在前述四种转向器中,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等三种结构之一。
第一种结构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仅有54%。
另外两种结构的转向器效率,根据试验结果分别为70%和
75%。
转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响,用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。
转向器的结构参数与效率
如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失,只考虑啮合副的摩擦损失,对于蜗杆和螺杆类转向器,其效率可用下式计算
(2.1)
tan:
0
tan(:
o亠':
)
式(2.1)中,:
0为蜗杆的螺线导程角,「为摩擦角,「二arctanf,f为摩擦因数
②转向器逆效率n-
根据逆效率大小不同,转向器又有可逆式、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。
它能保证转向后,转向轮和转向盘自动回正。
这既减轻了驾驶员的疲劳,又提高了行驶安全性。
但是,在不平路面上行驶时,车轮受到的冲击力,能大部分传至转向盘,造成驾驶员“打手”,使之精神状态紧张,如果长时间在不平路面上行驶,易使驾驶员疲劳,影响安全驾驶。
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。
该冲击力由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上述两者之间。
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。
它的逆效率较低,在不平路面上行驶时,驾驶员并不十分紧张,同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。
如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失,只考虑啮合副的摩擦损失,则逆效率可用式(2.2)计算:
(2.2)
式(2.1)和式(2.2)表明:
增加导程角:
-0,正、逆效率均增大。
受n-增大的影响,〉0
不宜取得过大。
当导程角小于或等于摩擦角时,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,导程角必须大于摩擦角。
通常螺线导程角选在8
10°之间。
(2)本文设计计算
②由于本文采用循环球式转向器,设计计算如下:
摩擦系数f可取值为0.042,蜗杆的螺线导程角-取值为10
所以摩擦角]-arctanf=2.4
也就是转向器的正效率tan坦M080%
tan(a+P)tan(10®+2.4°)
转向器的逆效率二卵Ltan(10-2.4儿76%
tanatan10°
第2.2节转向系传动比及其变化特性
转向系的传动比包括转向系的角传动比iw。
和转向系的力传动比ip
(1)此轻型卡车的转向盘转动的总圈数定为6圈
(2)转向器的角传动比i.取值为25
(3)转向盘直径DSW为400mm
(4)车轮转臂a=50mm
(5)转向节臂臂长12与摇臂长l1之比Q=b值大约在0.85~1.1之间,所以可取i时
l1为1。
所以转向系的角传动比i0=i「.广i.旦:
-i.广25
l1
所以转向系的力传动比ip二iwQD^=25上00100
p2a2汶50
第2.3节转向系计算载荷的确定
其中,
f为轮胎和路面的滑动摩擦因数,取0.7;
G为转向轴负荷,本车为14216N
P为轮胎气压,取0.8MPa;
所以,
Mf哥=凹窗十2179(Nmm)3‘P3■■0.8
转向盘直径DSW为400mm;
转向器的角传动比I取值为25;
转向器的正效率=80%
所以,
以上就是本文所设计的转向系的参数设计
第3章循环球式转向器的设计
转向器有很多种,包括齿轮齿条式,循环球式,助力转向器,本问所设计的是循环球式转向器,它的传动效率比较高。
第3.1节主要尺寸参数的选择
3.1.1螺杆、钢球、螺母传动副
(1)钢球中心距D螺杆外径D,、螺母内径D2
尺寸DD、D如图3.1.1所示。
钢球中心距是基本尺寸,螺杆外径D、螺母内径D2及钢球直径d对确定钢球中心距D的大小有影响,而D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D值取小些。
选取D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。
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。
螺杆外径D通常在20〜38m范围内变化,设计时应根据转向轴负荷的不同来选定。
螺母内径D2应大于D,—般要求D2-Di=(5%〜10%)D.
图3.1螺母,钢球传动副
(2)钢球直径d及数量n
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向器的
尺寸也随之增大。
钢球直径应符合国家标准,一般常在7〜9m范围内选用。
增加钢球数量n,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。
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
式(3.1)中,D为钢球中心距;W为一个环路中的钢球工作圈数;n为不包括环流导管中的钢球数;a0为螺线导程角,常取a0=5°〜8°,则cosao-1。
(3)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面时,见图7—20,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,螺杆和螺母沟槽的半径R应大于钢球半径d/2,—般取F2=(0.51〜0.53)d。
图3.2四段圆弧滚道截面
⑷接触角9
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
9,如图7—20所示。
9角多取为45°,以使轴向力和径向力分配均匀。
(5)螺距P和螺旋线导程角:
-0
转向盘转动©角,对应螺母移动的距离S为
(3.2)
式(3.2)中,P为螺纹螺距。
与此同时,齿扇节圆转过的弧长等于s,相应摇臂轴转过I:
角,其间关系可表示如下
s二7(3.3)
式(3.3)中,r为齿扇节圆半径。
联立式(3.2)、式(3.3)得」二兰匕卡,将©对求导得循环球式转向器角传
P
动比iw为
;_2-rr
iw=(3.4)
由式(3.4)可知,螺距P影响转向器角传动比的值。
在螺距不变的条件下,钢球直径d越大,图7—19中的尺寸b越小,要求b二p-d2.5mm。
螺距P—般在12〜18mr内选取。
前已述及导程角:
-0对转向器传动效率有影响,此处不再赘述。
⑹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V又与接触强度有关:
增加工作钢球圈数,参加工作的钢球增多,能降低接触应力,提高承载能力;但钢球受力不均匀、螺杆增长而使刚度降低。
工作钢球圈数有1.5和2.5圈两种。
(7)本文设计计算
根据此设计轻卡的基本参数查设计手册计算分析得循环球式转向器主要参数如表
3.1.1:
表3.1.1循环球式转向器主要参数表
1.齿扇模数/mm
4.0
2.摇臂直径/mm
30
3.刚球中心距
/mm
25
4.螺杆外径/mm
25
5.刚球直径/mm
6.350
6.螺母内径/mm
27.5
7.螺距/mm
—9.525
8.工作圈数/
1.5
9.环流行数/
2
10.螺母长度/mm
46
11.齿扇齿数/
5
11.齿扇整圆齿数
/
13
12.齿扇压力角/
2230’
13.切削交/
6。
30’
14.齿扇宽/mm
25
14.每个环路中钢球数
19
第3.2节循环球式转向器零件强度计算
3.2.1钢球与滚道之间的接触应力(T
用下式计算钢球与滚道之间的接触应力(T
…匡(R27)2
V(R2r)2
(3.5)
也就是
式(3.5)中,k为系数
A=[(1/r)-(1/R2)]/2;
B=[(1/r)(1/R)]/2;
艮为滚道截面半径;r为钢球半径;
R为螺杆外半径;
E为材料弹性模量,等于2.1106N/mm2;
F3为钢球与螺杆之间的正压力,可用下式计算
式(3.6)中,:
0为螺杆螺线导程角;
9为接触角;
n为参与工作的钢球数;
(3.7)
F2为作用在螺杆上的轴向力,见图3.1.3
nlsinmcosv
当接触表面硬度为58—64HRC寸,许用接触应力[(7]=2500N/mm
图3.1.3螺杆受力简图
所以可以根据公式(3.5),(3.6),(3.7)计算出刚球与滚道之间的接触应力式(3.5)中,取rc为刚球直径6.350mm;取db为螺杆外径25mm;
k为系数,根据a/B^^S二竺3^^703
2rc(d+db)2汇3.302汇(25+6.350)
由[1]查表取k为1.8;
E为材料弹性模量,等于2.1105MPa
式(3.7)中,Fh为作用在转向盘上的手力111N;
Rsw为方向盘半径200mm;
:
为螺旋线导程角取60;
二为刚球与滚道间的接触角为30;
n为参与工作的刚球数
3・1425®19
6.350
l为刚球接触点至螺杆中心线之距离为10.90mm所以,
33
故C-kNE2(2-1)=1.8001027(2.1105)2(一2-1)=3384MPa
Vdbrc\6.3503.302
强度校核
由于当刚球与滚道的接触表面的硬度为HRC58~64寸,许用接触应力[□]可取为
3000~3500MPa。
取[「]=3500MPa
所以匚<[J],故刚球与滚道之间的接触应力强度满足要求。
3.2.2循环球式转向器零件强度校核
齿的弯曲应力二W
6Fh
用下式计算齿扇齿的弯曲应力
(3.8)
式(3.8)中,F为作用在齿扇上的圆周力
H为齿扇的齿高
b为齿扇的齿宽
S为基圆齿厚。
许用弯曲应力为[;「W]=540N/mm
螺杆和螺母用20CrMnT钢制造,表面渗碳。
前轴负荷不大的汽车,渗碳层深度在
0.8〜1.2mm前轴负荷大的汽车,渗碳层深度在1.05〜1.45mm表面硬度为58—63HRC此外,应根据材料力学提供的公式,对接触应力进行验算。
所以二^6Fh=611112.35=483MPa乞许用弯曲应力[二w]=540MPa
Bs25x11.37
齿的弯曲应力满足要求。
所以此循环球式转向器零件强度满足要求。
第4章车辆转向机构设计和分析
第4.1节车辆转向机构设计
车辆前轮转向机构为一个两摇杆长度相等的的双摇杆机构,见图4.1和图4.2,其中Rmin代表车辆转弯最小半径,H代表车辆轴距,L代表车辆车距(两支点间的距离),L1,L3代表摇杆的长度,L2代表连杆长度i、二代表车辆直线行驶时两摇杆的转角,
1
■-代表车辆车辆处于最小转弯半径时,与两摇杆固联的两前轮轴的摆角。
当车辆转向时,与两摇杆固联的两前轮的摆角1、不相等,两前轮轴线的延长线相交与P点。
如P点的运动轨迹能落在两后轮轴线的延长线上,则整个车身可以看作是绕P点转动,4个车轮都能在地面上做纯滚动,这样可以降低车胎因为和地面滑动而造成的损伤。
下面我们将探讨如何设计该双摇杆机构,使得车辆在转向时,两前轮轴线焦点P的运动轨迹能落在两后轮轴线的延长线上,或者尽量接近两后轮轴线的延长线。
图4.2车辆前轮转向机构极限位置
4.1.1本文车辆转机构设计
利用优化设计的方法,在给定车辆技术参数(最小转弯半径Rmin、轴距H、轮距
L)的变动范围内连续取值。
通过设计确定相应摇杆Li,L2的长度,优化的目的是确
定这样一组参数,使得两前轮轴线的延长线交点P的运动轨迹与两后轮轴线的延长线
偏离最小,设计过程如下:
从分析便利考虑,将缺点摇杆Li,L2长度转为确定摇杆L1长度和摇杆转角1,参看图4.1有:
L2二L-2JC0S[(4.1)
当车辆处于最小转弯半径时,与两摇杆固联的两前轮轴的摆角1、与车辆技术参
数的关系:
(4.2)
:
二arcsin(H/Rmin)
当车辆处于图4.1,图4.2所示位置时,摇杆转角1*1、2的数学表达式:
(L-L2)/2
「1800-1
2二1
确定B2,C2的坐标,见图4.2:
XB2二L1cos2丫B2二L1sin2
XC2二片。
"2LJ叫血2
按照四杆机构要求B2C2=BC=L:
,故有:
参看图4.2,依据连杆B2C2与摇杆C2D的斜率相等,列出方程式:
式(4.10),(4.13)是含有两个未知量和時的方程组,故当给定最小转弯半径
Rmin轴距H、轮距L时,将它们分别代入(4.2)~(4.9),并连列求解方程组(4.10)和(4.13),即可求出相应的摇杆长度L1和L2长度。
本文计算
在这篇文章,取最小转弯半径Rmin=3200mn轴距H=1500mm轮距L=1800mm将他
们分别代入(4.2)~(4.9)式,并联立求解方程组(4.10)和(4.13)可得L1和L2,但要考虑实际情况,所以在这里我们先确定L1的长度令L1=300mm所以利用以上公式
可以求出摇杆转角1=69.84°L2=843.25mm,-=27.95°,=40.17°.
第4.2车辆转向机构分析
给出一组车辆技术参数:
最小转弯半径Rmin、轴距、轮距、摇杆L1,即可得到一个转向机构。
运行该机构就可以得到两前轮轴线交点P的运动轨迹,并可以观察P点的运动轨迹和两后轮轴线的延长线接近的程度,从而比较转向机构转动性能的优劣。
下面我们定性的分析一组车辆技术参数对转向性能的影响:
(1)最小半径Rmin=3200mn轴距H=1500mm轮距L=1800mm摇杆L1的长度依次取
200mm,300mm,400mm两前轮轴线交点P运动轨迹的变化(见表4.1.1)
表4.1两前轮轴线交点P运动轨迹的变化表
£|/mm
0/(°)
7/(°)
X/mtn
Y/nun
27.95
40J72
82J66
1500.00
200
17,95
2L39
6081.34
i970.46
7.95
S,52
1557238
2175.59
27,95
40,17
2826,83
I500.00
300
17.95
21.28
6241.87
202247
7.95
8.50
16076.96
2246.08
27.05
40.17
2826.66
1500.00
400
17.95
21,17
6422.94
2081,14
7.95
8.48
16647,43
2325.77
分析表4.1.1,比较轴距H和丫坐标值,可以定性的认为摇杆L1取值越小,其P点的运动轨迹越接近后两轮轴线的延长线。
对于其它的情况,我们也可以分析一下:
(2)最小半径Rmin=3200mm轴距H=1500mm摇杆L1=200mm,轮距L取850mm,1050mm,1250mmP点的运动轨迹的变化见表4.1.2:
通过分析表4.1.2,比较轴距H和Y坐标值,可以定性的认为轮距L越小,其P点的运动轨迹就会越接近后两轮轴线的延长线。
(3)轴距H=1500mm轮距L=850mm摇杆L,=200mm最小转弯半径依次取2600mm,3200mm,2800mmW前轮交点P运动轨迹的变化见表4.1.3。
通过对表4.1.3的分析,比较轴距H和Y坐标值,可以定性的认为最小转弯半径取值越大,其P点的运动轨迹就越接近后两轮轴线的延长线。
表4.2两前轮轴线交点P运动轨迹的变化表
"(°)
Y/(°)
mjn
IVnuii
27.95
37.19
2826.66
1500.00
850
17.95
20.76
5839-84
1«92*20
7.95
8.43
14&63-07
2076,44
27,95
4OJ7
2826*66
1500.00
1050
17,95
21.39
6081-34
I970,46
7.95
8.52
15572,M
2175•的
27.95
43,57
2826.66
1刃o.m
J250
17.95
21.92
640837
2076.35
7.95
8.60
16496,09
2304.6+
表4.3两前轮轴线交点P运动轨迹的变化表
3/(
7 X/mm 17mm 35.23 49.66 2926.66 1500.00 2600 23.23 27.14 5233.04 2246.61 11.23 11.99 13089,57 2轴帰 27t95 37.19 2826.f>6 1500,00 3200 1795 2076 5839.84 1892.21 7.95 8.43 14863.07 2076.49 23.25 29.59 3491.42 1500.00 3800 13,25 14.87 7528.20 1772.60 3.25 3.33 33177,64 18S3.72 (4)最小转弯半径Rm^=3800mm轮距L=850mm摇杆J=200mm轴距H依次取 1200mm,1500mm,1800m时两前轮轴线交点P的运动轨迹的变化见表4.1.4: 通过对表4.1.4的分析,比较车辆轴距H与Y坐标值,可以定性的认为轴距H越小,其P点的运动轨迹就越接近两后轮轴线的延长线。 表4.4两前轮轴线交点P运动轨迹的变化表 H/mm p/(°) y/(°) A/m
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