汽車轉向機構設計畢業論文

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1、目 錄 中文摘要、關鍵詞……………………………………………………………………………1 英文摘要、關鍵詞……………………………………………………………………………2 引言 ……………………………………………………………………………………………3 第1章 轎車轉向系統總述…………………………………………………………………4 1.1 轎車轉向系統概述……………………………………………………………………4 1.1.1轉向系統的結構簡介…………………………………………………………………4 1.1.2轎車轉向系統的發展概況……………………………………………………………4 1.2 轎車轉向

2、系統的要求………………………………………………………………5 第2章 轉向系的主要性能參數………………………………………………………7 2.1 轉向系的效率…………………………………………………………………………7 2.1.1轉向器的正效率…………………………………………………………………7 2.1.2 轉向器的逆效率……………………………………………………………………8 2.2 傳動比變化特性………………………………………………………………………9 2.2.1 轉向系傳動比…………………………………………………………………………9 2.2.2 力傳動比與轉向系角傳動比的關系……

3、……………………………………………9 2.2.3 轉向器角傳動比的選擇 ……………………………………………………………10 2.3 轉向器傳動副的傳動間隙 ……………………………………………………………10 2.4 轉向盤的總轉動圈數 …………………………………………………………………11 第3章 轎車轉向器設計…………………………………………………………………12 3.1 轉向器的方案分析 ……………………………………………………………………12 3.1.1 機械轉向器…………………………………………………………………………12 3.1.2 轉向控制閥………………………………

4、…………………………………………12 3.1.3 轉向系壓力流量類型選擇…………………………………………………………13 3.1.4 液壓泵的選擇………………………………………………………………………14 3.2 齒輪齒條式液壓動力轉向機構設計…………………………………………………14 3.2.1 齒輪齒條式轉向器結構分析………………………………………………………14 3.2.3 參考數據的確定……………………………………………………………………20 3.2.4 轉向輪側偏角計算…………………………………………………………………21 3.2.5 轉向器參數選取…………………………

5、…………………………………………21 3.2.6 選擇齒輪齒條材料…………………………………………………………………22 3.2.7 強度校核……………………………………………………………………………22 3.2.8 齒輪齒條的基本參數如下表所示…………………………………………………23 3.3 齒輪軸的結構設計……………………………………………………………………23 3.4 軸承的選擇……………………………………………………………………………23 3.5 轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇………………………………………………24 3.6 動力轉向機構布置方案分析………………………

6、…………………………………24 第4章 轉向傳動機構設計………………………………………………………………26 4.1 轉向傳動機構原理……………………………………………………………………26 4.2 轉向傳送機構的臂、桿與球銷………………………………………………………27 4.3 轉向橫拉桿及其端部…………………………………………………………………28 第5章 轉向梯形機構優化………………………………………………………………30 5.1 轉向梯形機構概述…………………………………………………………………30 5.2 整體式轉向梯形結構方案分析…………………………………………………

7、…30 5.3 整體式轉向梯形機構優化分析……………………………………………………31 5.4 整體式轉向梯形機構優化設計……………………………………………………34 5.4.1 優化方法介紹……………………………………………………………………34 5.4.2 優化設計計算……………………………………………………………………35 結論……………………………………………………………………………………………37 致謝……………………………………………………………………………………………38 參考文獻………………………………………………………………………………………39 轎車

8、轉向機構設計 摘要：本課題的題目是轉向系的設計。以齒輪齒條轉向器的設計為中心，一是轎車轉向系統總述；二是機械轉向器的選擇；三是齒輪和齒條的合理匹配，以滿足轉向器的正確傳動比和強度要求；四是動力轉向機構設計；五是梯形結構設計。因此本課題在考慮上述要求和因素的基礎上研究利用轉向盤的旋轉帶動傳動機構的齒輪齒條轉向軸轉向，通過萬向節帶動轉向齒輪軸旋轉，轉向齒輪軸與轉向齒條嚙合，從而促使轉向齒條直線運動，實現轉向。實現了轉向器結構簡單緊湊，軸向尺寸短，且零件數目少的優點又能增加助力，從而實現了汽車轉向的穩定性和靈敏性。在本文中主要進行了轉向器齒輪齒條的設計和對轉向齒輪軸的校核，主要方法和理論采用汽車設

9、計的經驗參數和大學所學機械設計的課程內容進行設計，其結果滿足強度要求，安全可靠。 關鍵詞：轎車 轉向系 齒輪齒條設計 轉向梯形 Cars Steering Mechanism Design Abstract：The title of this topic is the design of steering system. Rack and pinion steering gear to the design as the center, first are cars’ steering system overview; Second, Cars steering system pe

10、rformance parameters; third rack gear and a reasonable match to meet the correct steering gear ratio and strength requirements; Fourth, power steering mechanism design; Fifth, the structural design of trapezoidal. Therefore, taking into account the above issues and factors that require study, based

11、on the steering wheel rotary drive transmission shaft of the steering rack and pinion steering, through the universal joint drive shaft rotation gear shift, steering rack and steering gear shaft meshing, thereby encouraging steering rack linear motion to achieve steering. Simple structure to achieve

12、 the steering tight, short axial dimension, and the number of parts can increase the advantages of less power in order to achieve the vehicle steering stability and sensitivity. In this article a major design steering rack and pinion steering gear shaft and the check, the main methods and theoretica

13、l experience in the use of automotive design parameters and the University of mechanical design school curriculum design and the results meet the strength requirements, safe and reliable. Keywords: Car; Steerin; Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack; Steering Trapezoidal 引 言 改革開放以來，中國的汽車工

14、業有著飛速的發展，據中國汽車工業協會統計，截至2006年10月底，轎車累計銷量超過300萬輛，達到304萬輛，同比增長40%。2006年11月的北京車展，自主品牌：奇瑞、吉利、長城、中興、眾泰、比亞迪、雙環、中順、力帆、華普、長安、哈飛、華晨等自主品牌紛紛亮相，在國際汽車盛宴中嶄露頭角，無論從參展規模還是產品所展示的品質和技術含量上，都不得不令人折服，但和國外有著近百年發展歷史的國外汽車工業相比，我們的自主品牌汽車在行車性能和舒適體驗方面仍有差距。 汽車工業是國民經濟的支柱產業，代表著一個國家的綜合國力，汽車工業隨著機械和電子技術的發展而不斷前進。到今天，汽車已經不是單純機械意義上的汽車了，

15、它是機械、電子、材料等學科的綜合產物。汽車轉向系也隨著汽車工業的發展歷經了長時間的演變。 轉向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，轉向系統應準確，快速、平穩地響應駕駛員的轉向指令，轉向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態下，應保證汽車自動返回穩定的直線行使狀態。 隨著私家車的越來越普遍，各式各樣的高中低檔轎車進入了人們的生活中?？旃澴喔咝实纳罴由蟼儗Ω咚袤w驗的不斷追求，也要求著車速的不斷提高。由于汽車保有量的增加和社會活生活汽車化而造成交通錯綜復雜，使轉向盤的操作頻率增大，這要求減輕駕駛疲勞。 所以，無論是為滿足快速增長的轎車市場還是為給駕車者更舒適更安全的的駕車體驗

16、，都需要一種高性能、低成本的大眾化的轎車轉向結構。 本課題以現在國產轎車最常采用的齒輪齒條液壓動力轉向器為核心綜合設計轎車轉向機構。 第1章 轎車轉向系統總述 1.1 轎車轉向系統概述 在轉向技術方面轎車和普通汽車一樣，只是由于轎車的體型小，質量輕，在安裝空間和轉向特性方面與大車有著一定的不同，但轎車的轉向系統和通常汽車在轉向原理，轉向要求和轉向效果上都是基本相通的。 1.1.1 轉向系統的結構簡介 轉向系統是汽車底盤的重要組成部分，轉向系統性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩定性和駕駛舒適性，它對于確保車輛的行駛安全、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工

17、作條件起著重要作用。 按轉向力能源的不同，可將轉向系分為機械轉向系和動力轉向系。 機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構(方向盤)、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變為傳動機構的直線運動(嚴格講是近似直線運動)的機構，是轉向系的核心部件。 動力轉向系除具有以上三大部件外，其最主要的動力來源是轉向助力裝置。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統，因此也就離不開泵、油管、閥、活塞和儲油罐，它們分別相當于電路系統中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。 1.1.2 轎車轉向系統的發展概況 早期的轎車轉向是用舵柄或橫桿(即一種兩端

18、帶有手柄的水平桿)進行操縱，轉向比是1:1，因而汽車轉向時的操作是很吃力的。后來，帶有齒輪減速比的轉向機構很快被推廣使用，但是，這種機構的方向盤不象舵柄或橫桿要置放在汽車中線的位置，而是要置放在汽車的左邊或右邊，這樣觸發了方向盤位置的爭論。這場爭論曠日持久，導致了今天的汽車分成了兩大類方向盤裝置法：一類以美國，中國，俄羅斯等世界上大多數國家和地區采用的左置方向盤，實行右上左下的汽車行駛規則；另一類以英國及英聯邦，日本等少數國家和地區采用的右置方向盤，實行右下左上的汽車行駛規則。 幾十年來，各種汽車都使用蝸桿扇形齒輪轉向器，現在的循環球式轉向器也是這種轉向器的一種變型，轎車也經常使用。在這種轉

19、向器中，蝸桿與扇形齒輪之間嵌入了鋼珠，大大降低了摩擦力，使汽車的轉向操縱變得比較輕松。 從70年代起轎車興起了齒輪齒條轉向機構，它由方向盤、方向軸、方向節、轉動軸、轉向器、轉向傳動桿和轉向輪(前輪)等組成。方向盤操縱轉向器內的齒輪轉動，齒輪與齒條緊密嚙合，推動齒條左移動或右移動，帶動轉向輪擺動，從而改變轎車行駛的方向。 這種轉向機構與蝸桿扇形齒輪等其它類型的轉向機構比較，省略了轉向搖臂和轉向主拉桿，具有構件簡單，傳動效率高的優點。而且它的逆傳動效率也高，在車輛行駛時可以保證偏轉車輪的自動回正，駕駛者的路感性強。其實，齒輪齒條轉向機構早在一世紀前的汽車萌芽發展階段已經有了，只是那時還不完善，

20、機件加工粗糙。1905年通用汽車卡迪拉克部的工程師將齒輪齒條轉向器的設計理論化，并加工成精度很高，操縱靈活的齒輪齒條轉向器，正式應用在轎車上。 后來，汽車轉向器的型式被蝸桿一扇形齒輪型式所壟斷，但許多人仍然繼續完善齒輪一齒條轉向機構。由于近代材料科學的發展，大大提高了齒輪一齒條轉向機構的安全可靠系數，人們再次重視這種轉向機構的簡單實用性，由于它具有構件少質量輕，成本低的優點，受到汽車制造商的青睞，現在大多數的轎車轉向器都采用齒輪一齒條型?，F代轎車馬力大、速度快，為了操縱的輕便和靈敏，中高檔次的轎車轉向器都加裝了轉向動力裝置，又稱為液壓動力轉向器。它具有工作無噪聲，靈觸度高體積小，能夠吸收來自

21、不平路面的沖擊力，在現代轎車上得到十分廣泛的應用。 1.2 轎車轉向系統的要求 1、轎車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩定性。 2、轎車轉向行駛時，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩定行駛。 3、轎車在任何行駛狀態下，轉向輪都不得產生自振，轉向盤沒有擺動。 4、轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協調使車輪產生的擺動應最小。 5、保證轎車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。 6、操縱輕便。 7、轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 8

22、、轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。 9、在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10、進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 正確設計轉向梯形機構，可以使第一項要求得到保證。轉向系中設置有轉向減振器時，能夠防止轉向輪產生自振，同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。為了使轎車車具有良好的機動性能，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉彎半徑能達到轎車車軸距的2～2.5倍。通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉向盤轉動圈數多少兩項指標來評價操縱輕

23、便性。沒有裝置動力轉向的轎車，在行駛中轉向，此力應為50～100N；有動力轉向時，此力在20～50N。轎車轉向盤從中間位置轉到每一端的圈數不得超過2.0圈。 第2章 轉向系的主要性能參數 2.1 轉向系的效率 功率從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。 正效率計算公式： （2-1） 逆效率計算公式：

24、 （2-2） 式中，為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率。 正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。 影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 2.1.1 轉向器的正效率 影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 1、轉向器類型、結構特點與效率 在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式

25、轉向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%。 轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。 2、轉向器的結構參數與效率 如果忽略軸承和其經地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算

26、 （2-3） 式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦因數。 2.1.2 轉向器的逆效率 根據逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。 屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環球式轉向器。 不可逆式和極限可逆式轉向器。不可逆式轉向器，

27、是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現代汽車不采用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。 如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算 （2-4） 式（2-3）和式（2-4）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不

28、宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。 2.2 傳動比變化特性 2.2.1 轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比iP。 傳動系的力傳動比： （2-5） 轉向系的角傳動比: （2-6） 轉向系的角傳動比由轉向器角傳動比和轉向傳動

29、機構角傳動組成，即： （2-7） 轉向器的角傳動比: （2-8） 轉向傳動機構的角傳動比: （2-9） 2.2.2 力傳動比與轉向系角傳動比的關系 轉向阻力與轉向阻力矩的關系式：

30、 （2-10） 作用在轉向盤上的手力與作用在轉向盤上的力矩的關系式： （2-11） 將式（2-10）、式（2-11）代入 后得到： （2-12） 如果忽略磨擦損失，根據能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示

31、 （2-13） 將式（2-10）代入式（2-11）后得到： （2-14） 當a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏。 2.2.3 轉向器角傳動比的選擇 轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。 若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉向軸負

32、荷大，汽車低速急轉彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉向器角傳動比。 汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否則轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。 轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖2.1所示。 圖2.1 轉向器角傳動比變化特性曲線 2.3 轉向器傳動副的傳動間隙△t 傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性（圖2.2）。 研究該特性的意義在于它與直線

33、行駛的穩定性和轉向器的使用壽命有關。 傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩定。 傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經調整消除該處間隙。 圖2.2 轉向器傳動副傳動間隙特性 轉向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明轉向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現較大間隙；曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。 2.4 轉向盤的總轉動圈數

34、 轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數稱為轉向盤的總轉動圈數。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動圈數較少，一般約在3.6圈以內。 第3章 轎車轉向器設計 3.1 轉向器的方案分析 轉向器是整個轉向系統的核心部分，轉向器的設計也就是整個轉向系統的關鍵所在。 3.1.1 機械轉向器 根據所采用的轉向傳動副的不同，轉向器的結構型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等 齒輪齒條式轉向器的齒輪齒條直接嚙合，可安裝助力機構。齒輪齒條式轉向器的正逆效率都很高，屬于可逆式轉向器。其自動回正

35、能力強。齒輪齒條式轉向器結構簡單（不需要轉向搖臂和橫拉桿等）、加工方便、工作可靠、使用壽命長、用需要調整齒輪齒條的間隙。 循環球式轉向器的第一級傳動副是螺桿螺母傳動副。第二級是齒條齒扇傳動副或滑塊曲柄銷傳動副。循環球式轉向器的正效率很高（最高可達90%～95%），操作輕便，使用壽命長。但逆向效率也較高，可將地面對轉向輪的沖擊傳給轉向盤。 指銷式轉向器的傳動副以轉向蝸桿為主動件，裝在搖臂軸曲柄端的指銷為從動件。轉向蝸桿轉動時，與之嚙合的指指銷即繞轉向搖臂軸軸線沿圓弧線運動，并帶動轉向搖臂轉動。 對轉向其結構形式的選擇，主要是根據汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角

36、傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉向器。齒輪齒條式轉向器安裝助力機構方便且轉向器結構簡單，適合于轎車。故本設計選用齒輪齒條式轉向器。 3.1.2 轉向控制閥 轉向控制閥按閥體的運動方向分為，滑閥式和轉閥式兩種。閥體沿軸向移動來控制油液流量的控制閥，稱為滑閥式轉向控制閥?；y的特點是靠閥體的移動控制油液流量，需較大運動空間。而閥體沿軸轉動來控制油液流量的控制閥，稱為轉閥式控制閥。轉閥的特點是靠閥體轉動控制油液流量。體積小，加工要求精度高。 圖3.1 轉閥結構圖 轎車體積小，且

37、質量不高，對轉向力要求也不是太高，由于轎車本身是高精度產品，故本設計選用轉閥式轉向控制閥，如圖3.1。 3.1.3 轉向系壓力流量類型選擇 液壓動力轉向系按系統內部的壓力狀態分，有常壓式和常流式兩種。 常壓式液壓動力轉向系在汽車直線行駛，轉向盤保持中立位置時，轉向控制閥經常處于關閉位置。向油泵輸出的壓力油充入儲能器。當儲能器壓力增長到規定值后，油泵即自動卸荷空轉，從而儲能器壓力得以限制在該規定值以下。當轉動轉向盤時，機械轉向器, 即通過轉向搖臂等桿件使轉向控制閥轉入開啟位置。此時儲能器中的壓力油即流入轉向動力缸。動力缸輸出的液壓作用力，作用在轉向傳動機構上，以助機械轉向器輸出力之不足。轉

38、向盤一停止運動，轉向控制閥便隨之回復到關閉位置。于是，轉向加力作用終止。由此可見，無論轉向盤處于中立位置還是轉向位置，也無論轉向盤保持靜止還是運動狀態，該系統工作管路中總是保持高壓。 常流式液壓動力轉向系在汽車不轉向時，轉向控制閥, 保持開啟。轉向動力缸的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通而不起作用。轉向油泵. 輸出的油液流入轉向控制閥，又由此流回轉向油罐。因轉向控制閥的節流阻力很小，故油泵輸出壓力也很低，油泵實際上處于空轉狀態。當駕駛員轉動轉向盤，通過機械轉向器使轉向控制閥處于與某一轉彎方向相應的工作位置時，轉向動力缸的相應工作腔方與回油管路隔絕，轉而與油泵輸出管路相通，而動力缸的

39、另一腔則仍然通回油管路。地面轉向阻力經轉向傳動機構傳到轉向動力 缸的推桿和活塞上，形成比轉向控制閥節流阻力高得多的油泵輸出管路阻力。于是轉向油輸出壓力急劇升高，直到足以推動轉向動力缸活塞為止。轉向盤停止轉動后，轉向控制閥隨即回復到中立位置，使動力缸停止工作。 上述兩種液壓動力轉向系相比較，常壓式的優點在于有儲能器積蓄液壓能，可以使用流量較小的轉向油泵，而且還可以在油泵不運轉的情況下保持一定的轉向加力能力，使汽車有可能續駛一定距離。這一點對重型汽車而言尤為重要。常流式的優點則是結構簡單，油泵壽命長，漏泄較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數重型汽車采用常壓式液壓動力轉向系，而常流式液壓動力

40、轉向系則廣泛應用于各種汽車。對于轎車而言本課題選擇使用常流式液壓動力轉向系。 3.1.4 液壓泵的選擇 目前，動力轉向液壓泵大多數采用雙作用式葉片泵。 3.2 齒輪齒條式液壓動力轉向機構設計 齒輪齒條式液壓動力轉向機構是在純機械式齒輪齒條式轉向向機構的基礎上加上液動加力裝置，輔助轉向。 3.2.1 齒輪齒條式轉向器結構分析 齒輪齒條式轉向器分兩端輸出式和中間（或單端）輸出式兩種。 圖3.2 兩端輸出式齒輪齒條轉向器 1—轉向橫拉桿 2—防塵套 3—球頭座 4—轉向齒條 5—轉向器殼體 6—調整螺塞 7—壓緊彈簧 8—鎖緊螺母 9—壓塊 10—萬向節 11—轉向齒輪軸

41、12—向心球軸承 13—滾針軸承 兩端輸出的齒輪齒條式轉向器如上圖所示，作為傳動副主動件的轉向齒輪軸11通過軸承12和13安裝在轉向器殼體5中，其上端通過花鍵與萬向節叉10和轉向軸連接。與轉向齒輪嚙合的轉向齒條4水平布置，兩端通過球頭座3與轉向橫拉桿1相連。彈簧7通過壓塊9將齒條壓靠在齒輪上，保證無間隙嚙合。彈簧的預緊力可用調整螺塞6調整。當轉動轉向盤時，轉向器齒輪11轉動，使與之嚙合的齒條4沿軸向移動，從而使左右橫拉桿帶動轉向節左右轉動，使轉向車輪偏轉，從而實現汽車轉向。中間輸出的齒輪齒條式轉向器如下圖所示，其結構及工作原理與兩端輸出的齒輪齒條式轉向器基本相同，不同之處在于它在轉向齒條的中

42、部用螺栓6與左右轉向橫拉桿7相連。在單端輸出的齒輪齒條式轉向器上，齒條的一端通過內外托架與轉向橫拉桿相連。 圖3.3 中間輸出式齒輪齒條轉向器 1—萬向節叉 2—轉向齒輪軸 3—調整螺母 4—向心球軸承 5—滾針軸承 6—固定螺栓 7—轉向橫拉桿 8—轉向器殼體 9—防塵套 10—轉向齒條 11—調整螺塞 12—鎖緊螺母 13—壓緊彈簧 14—壓塊 明顯可以看出使用兩端輸出的轉向器較中間輸出的轉向器簡單，且容易實現液動助力。故本課題選用兩端輸出。 液動齒輪齒條轉向器的功能實現。齒輪齒條式液壓動力轉向機構是在純機械式齒輪齒條式轉向向機構的基礎上加上液動加力裝置，輔助轉向。加力裝置

43、主要包括液壓泵，分配閥，管路還有助力缸等，如圖3.4。 圖3.4 齒輪齒條式轉向器爆炸圖 將轉閥接口如圖3.5所示連接輸油管路 圖3.5 轉閥油路連接 液壓助力轉向器助力轉向工作原理如圖3.6所示。 圖3.6 液動齒輪齒條式轉向系統工作原理圖 1、直線行駛 轎車直線行駛時方向盤無偏轉，動力缸左右兩腔相通如圖3.7所示，系統中只有極小克服流動阻力的油液壓力，助力系統此時無助力。 圖3.7 直線行駛時油路工作狀況 2、右轉向行駛 轎車向右轉向行駛時，轉動方向盤順時針方向轉動--扭桿扭轉變形--滑閥偏轉--動力油缸左腔進入高壓油，右腔與回油管路連通

44、--轉向輪偏轉--轉向齒輪與轉向軸同向轉動，如圖3.8所示。 圖3.8 右轉向行駛時油路工作狀況 3、左轉向行駛 轎車向左轉向行駛時，轉動方向盤--扭桿扭轉變形--滑閥偏轉--動力油缸右腔進入高壓油，左腔與回油管路連通--轉向輪偏轉--轉向齒輪與轉向軸同向轉動，如圖3.9所示。 圖3.9 左轉向行駛時油路工作狀況 4、動力轉向裝置的其它特性 轉向動力缸有隨轉向盤工作或停止的隨動作用。 當液壓系統發生故障不能助力或助力降低，即發生助力失效時，駕駛員可以通過方向盤直接操作轉向，只是此時操作力增大。 3.2.3 參考數據的確定 表3.1 上海通用別克賽歐汽車轉向參數

45、 輪距 1440mm 軸距 2750mm 滿載軸荷分配：前/后 877/1643(kg) 輪胎 175/60R14 主銷偏移距a 50mm 輪胎壓力p/MPa 0.45 方向盤直徑 307mm 最小轉彎半徑 6.9m 轉向梯形臂 200mm 3.2.4 轉向輪側偏角計算 圖3.10 車輪位置簡圖 （3-1） （3-2） 3.2.5 轉向器參數選取 齒輪齒條轉向器的齒輪多采用斜齒輪，齒輪模數在之間，主動

46、小齒輪齒數在之間，壓力角取，螺旋角在之間。故取小齒輪，，右旋，壓力角，精度等級8級。 轉向節原地轉向阻力矩： （3-3） 方向盤轉動圈數： （3-4） 角傳動比： （3-5） 方向盤上的手力： （3-6） 作用在轉向盤上的操縱載荷:對轎車該力不應超過150～200N，對貨車不應超過500N。所以符合設計要求 （3-7） 力傳動比： （3-8） 取齒寬系數

47、 （3-9） 齒條寬度圓整取，則取齒輪齒寬 3.2.6 選擇齒輪齒條材料 小齒輪：齒輪通常選用國內常用、性能優良的20CrMnTi合金鋼，熱處理采用表面滲碳淬火工藝，齒面硬度為HRc58～63。而齒條選用與20CrMnTi具有較好匹配性的40Cr作為嚙合副，齒條熱處理采用高頻淬火工藝，表面硬度HRc50～56。 3.2.7 強度校核 1、校核齒輪接觸疲勞強度 選取參數，按ME級質量要求取值 ， ； ， ， 故以 計算 （3-10） 查得： ， ， ， ； ，

48、 ， ， 則， （3-11） 齒輪接觸疲勞強度合格。 2、校核齒輪彎曲疲勞強度 選取參數，按ME級質量要求取值； ； ； ； ； 故以 計算 ： （3-12） 據齒數查表有：； ； ； 。則： （3-13） 齒輪彎曲疲勞強度合格。 3.2.8 齒輪齒條的基本參數如下表所示 表3.2 齒輪齒條基本參數 名稱 符號 公式 齒輪 齒條 齒數 6 31 分度圓直徑 15.2314 — 變位系數 — 1

49、— 齒頂高 5 2.5 齒根高 0.625 3.125 齒頂圓直徑 25.2314 — 齒根圓直徑 13.9814 — 齒輪中圓直徑 20.2314 — 螺旋角 — 10° 齒寬 30 20 3.3 齒輪軸的結構設計 圖3.11 齒輪軸的結構設計 3.4 軸承的選擇 軸承1：深溝球軸承6004 (GB/T276-1994) 軸承2：滾針軸承 NA4901 (GB/T5801-1994) 3.5 轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇 轉向器的潤滑方式：人工定期潤滑 潤滑脂：石

50、墨鈣基潤滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤滑脂。 密封件： 旋轉軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992 3.6 動力轉向機構布置方案分析 液壓式動力轉向因為油液工作壓力高，動力缸尺寸小、質量小，結構緊湊，油液具有不可壓縮性，靈敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面沖擊等優點而被廣泛應用。由分配閥、轉向器、動力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成液壓式動力轉向機構。根據分配閥、轉向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式和分置式兩類。后者按分配閥所在位置不同又分為：分配閥裝在動力缸上的稱為聯閥式 (b)；分配閥裝在轉向器和動力缸之間的拉桿上稱為連桿式 (c)；分配

51、閥裝在轉向器上的稱為半分置式。 圖3.12 動力轉向機構布置方案圖 1－分配閥 2－轉向器 3－動力缸 在分析比較上述幾種不同動力轉向機構布置方案時，常從結構上是否緊湊；轉向器主要零件是否承受由動力缸建立起來的載荷；拆裝轉向器是否容易；管路，特別是軟管的管路長短；轉向輪在側向力作用下是否容易引起轉向輪擺振；能不能采用典型轉向器等方面來做比較。例如整體式動力轉向器，由于分配閥、轉向器、動力缸三者裝在一起，因而結構緊湊，管路也短。在轉向輪受到側向力作用時或者發動機的振動不會影響分配閥的振動，因而不能引起轉向輪擺振。它的缺點是轉向搖臂軸、搖臂等轉向器主要零件，都要承受由動力缸所建立起來的

52、載荷，因此必須加大它們的尺寸和質量，這對布置它們帶來不利的影響。同時還不能采用典型轉向器，拆裝轉向器時要比分置式的困難。除此之外，由于對轉向器的密封性能要求高，這對轉向器的設計，特別是重型汽車的轉向器設計帶來困難。對于轎車來說，由于空間本身限制，選用結構緊湊的整體型較為合適，且較短的管路也可以減少泄露，經濟而又環保。 第4章 轉向傳動機構設計 4.1 轉向傳動機構原理 圖4.1 轉向中心的不同軌跡圓 如上圖4.1所示：轉向傳動機構的任務是將轉向器輸出端的擺動轉變為左、右轉向車輪繞其轉向主銷的偏轉，并使它們偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不同軌跡圓上，實現車輪無滑動地滾動轉向。為了使左

53、、右轉向車輪偏轉角之間的關系能滿足這一汽車轉向運動學的要求，則要由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證。 由于一般齒輪齒條式轉向器與左右橫拉桿鉸接，而左右橫拉桿一般直接與轉向節下節臂鉸接，所以在這里我假定把左右梯形臂轉變為轉向節的一部分。 根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置形式：轉向器位于前軸后方，后置梯形；轉向器位于前軸后方，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形；轉向器位于前軸前方，前置梯形，見圖4.2。 圖4.2 梯形配置 本設計采用上圖a方案配置方法，原理結果如下圖 圖4.3 齒輪齒條轉向系的轉向原理 4

54、.2 轉向傳送機構的臂、桿與球銷 轉向傳動機構的桿件應選用剛性好、質量小的20、30或35號鋼的無縫鋼管制造，其沿長度方向的外形可根據總布置的需要確定。 轉向傳動機構的各元件間采用球形鉸接，球形鉸接的主要特點是能夠消除由于鉸接處的表而磨損而產生的間隙，也能滿足兩鉸接件間復雜的相對運動。在現代球形鉸接的結構中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。而且應采用有效結構措施保持住潤滑材料及防止灰塵污物進入。 球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A，18MnTi，或20CrN制造，工作表面經滲碳淬火處理，滲碳層深1.5～3.0mm，表面硬度HRC 56～63。允許采用中碳鋼40或45制造并經高頻淬火處

55、理，球銷的過渡圓角處則用滾壓工藝增強。球形鉸接的殼體則用鋼35或40制造。 4.3 轉向橫拉桿及其端部 轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這些球頭銷依制造廠的規范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。 轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯接。這些端部與梯形轉向桿系的相似。側面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（圖4.4）。 圖4.4 轉向橫拉桿外接頭 1—橫拉桿 2—鎖緊螺母 3—外接頭殼體 4—球頭銷 5—六角開槽螺母 6—球碗 7—端蓋 8—梯形臂 9—開口銷 表4.1 轉向橫

56、拉桿及接頭的尺寸設計參數 序號 項目 符號 尺寸參數() 1 橫拉桿總長 281 2 橫拉桿直徑 15 3 螺紋長度 60 4 外接頭總長 120 5 球頭銷總長 62 6 球頭銷螺紋公稱直徑 M10×1 7 外接頭螺紋公稱直徑 M12×1.5 8 內接頭總長 65.3 9 內接頭螺紋公稱直徑 M16×1.5 10 轉向梯形臂 m 200 圖4.5 轉向傳動設計效果簡圖 第5章 轉向梯形機構優化 5.1 轉向梯形機構概述 轉向梯形機構用來保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬

57、時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉向梯形的主要任務之一是確定轉向梯型的最佳參數和進行強度計算。一般轉向梯形機構布置在前軸之后，但當發動機位置很低或前軸驅動時，也有位于前軸之前的。轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉向梯形方案與懸架采用何種方案有聯系。無論采用哪一種方案，必須正確選擇轉向梯形參數，做到汽車轉彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角。 5.2 整體式轉向梯形結構方案分析 圖5.1 整體式轉向梯形 1—轉向橫拉桿 2—轉向梯形臂

58、3—前軸 整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿1，轉向梯形臂2和汽車前軸3組成，如圖5.1所示。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優點是結構簡單，調整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向輪。 當汽車前懸架采用非獨立懸架時，應當采用整體式轉向梯形。整體式轉向梯形的橫拉桿可位于前軸后或前軸前(稱為前置梯形)。對于發動機位置低或前輪驅動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側方向延伸，因而會與車輪或制動底板發生干涉，所以在布置上有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。 5.3 整體式轉向梯形機構優

59、化分析 汽車轉向行駛時，受彈性輪胎側偏角的影響，所有車輪不是繞位于后軸沿長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內側某一點滾動。此點位置與前輪和后輪的側偏角大小有關。因影響輪胎側偏角的因素很多，且難以精確確定，故下面是在忽略側偏角影響的條件下，分析有關兩軸汽車的轉向問題。此時，兩轉向前輪軸線的延長線應交在后軸延長線上，如圖5－2所示。設θi、θo分別為內、外轉向車輪轉角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。若要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構應保證內、外轉向車輪的轉角有如下關系：

60、 （5-1） 圖5.2 理想的內、外車輪轉角關系簡圖 若自變角為θo，則因變角θi的期望值為: （5-2） 現有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以圖所示的后置梯形機構為例，在圖上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角為 （5-3） 式中：m為梯形臂長；γ為梯形底角。 所設計的轉向梯形給出的實際因變角，應盡可能接近理論上的期望值。其偏差在最常使用的中間位置附近小角范圍內應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經常使用且車速

61、較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子，構成評價設計優劣的目標函數為 （5-4） 由以上可得： （5-5） 式中：x為設計變量，；θomax為外轉向車輪最大轉角，由圖5-2得 （5-6） 式中，Dmin為汽車最小轉彎直徑；a為主銷偏移距。 考慮到多數使用工況下轉角θo小于20°，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此?。?

62、 （5-7） 建立約束條件時應考慮到：設計變量m及γ過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對γ的下限應設置約束條件。因γ越大，梯形越接近矩形，值就越大，而優化過程是求的極小值，故可不必對γ的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為： （5-8） 梯形臂長度m設計時常取在mmin=0.11K，mmax=0.15K。梯形底角γmin=70° 此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳

63、動角δ不宜過小，通常取δ≥δmin＝40°。如圖5-2所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時δ≥δmin即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為： （5-9） 式中：δmin為最小傳動角。δmin=40°，故由式可知，δmin為設計變量m及γ的函數。 由式（5-6）、式（5-7）、式（5-8）和式（5-9）四項約束條件所形成的可行域，如圖5-3所示的幾種情況。 圖5-3b適用于要求δmin較大，而γmin可小些的車型；圖5-3c適用于要求γmin較大，而δmin小些的車型；圖5-

64、3a適用介于圖5-3b、c之間要求的車型。 圖5.3 轉向梯形機構優化設計的可行域 5.4 整體式轉向梯形機構優化設計 5.4.1 優化方法介紹 由上述數學模型可知，轉向梯形機構的優化設計問題，是一個小型的約束非線性規劃問題，可用復合形法來求解，不過，由于需要大量的復雜計算，而且優化值不能一步到達，所以很難用手工方法無法求得最優解。 現代計算機的廣泛靈活應用使轉向梯形優化計算變的很容易，一般只需輸入相應參數，再做略微調整，即能得到滿意的最優解。常用的有MATLAB程序優化、excel比較優化、計算機語言編程求解、還有一些專用優化程序。MATLAB程序優化是基于MATLAB優化

65、工具箱的“整體式轉向梯形機構”的優化設計計算程序。利用該程序，用戶可以交互式輸入結構基本參數即可獲得優化計算結果，并自動繪制出實際輸出角和輸出角期望值隨輸入角的變化曲線，以便用戶分析、比較與選擇。Excel比較較優化是利用excel強大的公式計算功能，通過表格輸入已知數據，調整后得到的數據群求得數據，再通過對這些數據反復進行比較，最終得出最優解。計算機語言編程求解是臨時用高級語言如C語言、VB等編程，求出最優解。雖然在許多資料中，都可以找到復合形法的計算程序框圖，但對于非專業從事編程的工程技術人員來說，要用C語言或其它高級程序語言對某一具體設計問題編程進行計算，是極為不易的。 本課題采用最后

66、一種簡單的優化方法，利用專門的轉向梯形機構優化軟件求解。它是一款專門用于轉向梯形機構優化的軟件，使用方便，數據直接，只需要通過文檔框輸入基本數據，然后進行比較優化。 圖5.4 程序啟動界面 5.4.2 優化設計計算 通過表3.1得優化所需數據： 軸距：L=2750mm 輪距：K=1440mm 主銷偏移距：a=50mm 轉向梯形臂：m=200mm 計算可得底邊長：L-2*a=1340mm 由以上數據可知： 底邊長：1340； 兩腰長：200； 輪距：1440； 軸距：2750。 將上面的數據輸入程序相應文本框。點擊“開始、下一步”按鈕。然后不斷點擊該按鈕會發現轉向梯形底邊與頂邊差不斷增大，內輪轉角誤差平均值也不斷變化。 由式3-11，3-12可知轉角都小于30度。所以我們只需關注30度以內的誤差值變化，當向梯形底邊與頂邊差到160和170之間時發現誤差平均值最小。再點擊“微進”，這時仔細觀察發現在轉向梯形底邊與頂邊差為163左右時誤差最小，此時我們將該值附近的都帶入評價設計優劣函數 圖5.5 運行界面 考慮到多數使用工況下轉角θo小于20°，