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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1 概述
轉向系統(tǒng)是汽車底盤的重要組成部分，轉向系統(tǒng)性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩(wěn)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、改善駕駛員的工作條件起著重要作用。隨著現代汽車技術的迅速發(fā)展，汽車轉向系統(tǒng)已從純機械式轉向系統(tǒng)、液壓助力轉向系（HPS）、電控液壓助力轉向系統(tǒng)（EHPS），發(fā)展到利用現代電子和控制技術的電動助力轉向系統(tǒng)（EPS）及線控轉向系統(tǒng)（SBW）。
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?yōu)閭鲃訖C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(tǒng)，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(tǒng)中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。
通常，對轉向系的主要要求是:
(1) 保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內，具有迅速和小半徑轉彎的能力，同時操作輕便;
(2) 汽車轉向時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，不應有側滑;
(3) 傳給轉向盤的反沖要盡可能的小;
(4) 轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài);
(5) 發(fā)生車禍時，當轉向盤和轉向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉向系統(tǒng)最好有保護機構防止傷及乘員。
1.2 汽車轉向系統(tǒng)的現狀和發(fā)展趨勢
汽車自19世紀末誕生以來，已經走過了風風雨雨的一百多年。從卡爾.本茨造出的第一輛三輪汽車以每小時18公里的速度行駛，到現在的從零至百公里加速只需要三秒鐘的超級跑車，汽車的發(fā)展直接影響著時代的進步和社會的繁榮。同時，汽車工業(yè)也造就諸如通用、福特、豐田、本田這樣一些在各國經濟中舉足輕重的著名公司。
在國家產業(yè)政策和與之配套的一系列國家經濟政策的支持和引導下，我國汽車無論在數量上，還是在質量、技術和能力等方面都已有了很大發(fā)展，但與國民經濟需求和世界先進水平相比，差距仍然很大。
直到近年來，中國整體經濟發(fā)展迅速，居民收入的持續(xù)增長以及擴大內需、拉動消費的財政政策，特別是在中國加入WTO以后，汽車關稅不斷下調，國外知名的汽車巨頭也瞄準了中國這個巨大的市場，陸續(xù)在華投資設廠，越來越多款式新穎、乘坐舒適安全的汽車隨之進入中國市場，加速了轎車進入家庭的步伐。隨著我國汽車的銷量的猛增，特別是轎車的銷量取得了大幅增長，有些產品如雅閣、波羅等還供不應求，甚至有的還出現需要“加價”才能購買的情況。由此可見，中國汽車市場火爆的局面也似乎預示著中國汽車工業(yè)迎來了真正發(fā)展的春天。
隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，轉向裝置的結構也有很大變化。汽車轉向器的結構很多，從目前使用的普遍程度來看，主要的轉向器類型有4種：有蝸桿曲柄指銷式（WP型）、蝸桿滾輪式（WR型）、循環(huán)球式（BS型）、齒輪齒條式（RP型）。這四種轉向器型式，已經被廣泛使用在汽車上。
據了解，在世界范圍內，汽車循環(huán)球式轉向器占45％左右，齒條齒輪式轉向器占40％左右，蝸桿滾輪式轉向器占10％左右，其它型式的轉向器占5％。循環(huán)球式轉向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉向器的特點是循環(huán)球式轉向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的各類型汽車，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉向器，已由60年代的62.5％發(fā)展至今已達100％(蝸桿滾輪式轉向器在公共汽車上已經被淘汰)。中、輕型商用車大都采用循環(huán)球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉向器占65％，齒輪齒條式占35％。
據資料顯示，截至到2007年，中國生產汽車轉向系統(tǒng)產品的企業(yè)有150多家，其中民營企業(yè)占70％，國營企業(yè)占14％，合資企業(yè)占10％，獨資企業(yè)占6%。轉向行業(yè)中，規(guī)模較大的企業(yè)有上海ZF、恒隆集團、一汽光洋、新鄉(xiāng)豫北和湖北三環(huán)等20多家，生產集中度約為80%。轉向器行業(yè)的企業(yè)總資產約為130億元，年生產能力超過1000萬臺（套）。2007年國內轉向器產銷量約940萬臺（套），總產值約為120億元，出口創(chuàng)匯約2.2億美元。產品結構基本合理，能覆蓋國內全系列汽車，基本滿足整車產業(yè)發(fā)展需求。
轉向器發(fā)展的趨勢是：
(1) 循環(huán)球式轉向器和齒輪齒條式轉向器，已成為當今世界汽車上主要的兩種轉向器；而蝸桿滾輪式轉向器和蝸桿肖式轉向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位；
(2) 在小客車上發(fā)展轉向器的觀點各異，美國和日本重點發(fā)展循環(huán)球式轉向器，比率都已達到或超過90％；西歐則重點發(fā)展齒輪齒條式轉向器，比率超過50％，法國已高達95％；
(3)由于齒輪齒條式轉向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車)得到突飛猛進的發(fā)展；而大型車輛以循環(huán)球式轉向器為主要結構。
1.3 課題研究的目的和意義
1、目的：
改革開放以來，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅猛。作為汽車關鍵部件之一的轉向系統(tǒng)也得到了相應的發(fā)展，基本已形成了專業(yè)化、系列化生產的局面。有資料顯示，國外有很多國家的轉向器廠，都已發(fā)展成大規(guī)模生產的專業(yè)廠，年產超過百萬臺，壟斷了轉向器的生產，并且銷售點遍布了全世界。隨著我國汽車轉向器市場的迅猛發(fā)展，與之相關的核心生產技術應用與研發(fā)必將成為業(yè)內企業(yè)關注的焦點。了解國內外汽車轉向器生產核心技術的研發(fā)動向、工藝設備、技術應用及趨勢對于企業(yè)提升產品技術規(guī)格，提高市場競爭力十分關鍵。
2、意義：
由于汽車轉向器屬于汽車系統(tǒng)中的關鍵部件，它在汽車系統(tǒng)中占有重要位置，因而它的發(fā)展同時也反映了汽車工業(yè)的發(fā)展，它的規(guī)模和質量也成為了衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標志之一。隨著汽車高速化和超低扁平胎的通用化，過去采用循環(huán)球轉向器和循環(huán)球變傳動比轉向器只能相對地解決轉向輕便性和操縱靈便性的問題，要想從跟本上解決這兩個問題只有安裝動力轉向器。因此，除了重型汽車和高檔轎車早已安裝動力轉向器外，近年來在中型貨車、豪華客車及中檔轎車上都已經開始安裝動力轉向器，隨著動力轉向器的設計水平的提高、生產規(guī)模的擴大和市場的需要，其他的一些車型也必須陸續(xù)安裝動力轉向器。雖然液壓助力型轉向器具有很多優(yōu)點，在目前的技術水準下它仍然存在某些不足之處，例如助力較小等。因此，目前液壓式動力轉向器仍然占據著很大的市場份額，其性能也在不斷地提高。對于液壓助力型動力轉向器的研究有著非常深遠的意義。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(jié)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(yōu)點又能增加助力，從而實現了汽車轉向的穩(wěn)定性和靈敏性。
本題是依據現有生產企業(yè)在生產車型的主減速器作為設計原型，在給定汽車主要尺寸參數、最低穩(wěn)定車速等條件下，要求本人獨立設計出符合要求的轉向系統(tǒng)，著重設計計算轉向器的結構參數及對其校核計算，轉向操縱機構的參數及校核。在對各種結構件進行了分析計算后，繪制出轉向系統(tǒng)裝配圖及主要零件的零件圖。
通過對轉向系統(tǒng)的分析提高了我對所學專業(yè)的認知度，掌握了一下本人畢業(yè)設計的主要工作內容。完成畢業(yè)設計有利于綜合訓練本人的專業(yè)知識，為今后的工作打下堅實的基礎。通過畢業(yè)設計，可以綜合訓練《汽車設計》、《汽車理論》、《機械設計》等專業(yè)知識，也能夠幫助自己對Pro/E等相關工程軟件的理解和掌握。通過設計和撰寫設計說明書，增強了本人對事物的分析和判斷能力，加強思維的嚴密性和科學性。
第2章 轉向系設計概述
2.1 對轉向系的要求
1.汽車轉彎行駛時，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(wěn)定性。
2.汽車轉向行駛時，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(wěn)定行駛。
3.汽車在任何行駛狀態(tài)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(xié)調使車輪產生的擺動應最小。
5.保證汽車有較高的機動性，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.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.進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。
2.2 轉向操縱機構
轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，如圖3-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。
目前，許多國內外生產的新車型在轉向操縱機構中采用了萬向傳動裝置（轉向萬向節(jié)和轉向傳動軸）。這有助于轉向盤和轉向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當改變轉向萬向傳動裝置的幾何參數，便可滿足各種變型車的總布置要求。即使在轉向盤與轉向器同軸線的情況下，其間也可采用萬向傳動裝置，以補償由于部件在車上的安裝誤差和安裝基體（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實際上的不重合。
轉向盤在駕駛室安置位置與各國交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道路左側還是右側通行有關。包括我國在內的大多數國家規(guī)定車輛右側通行，相應地應將轉向盤安置在駕駛室左側。這樣，駕駛員的左方視野較廣闊，有利于兩車安全交會。相反，在一些規(guī)定車輛靠左側通行的國家和地區(qū)使用的汽車上，轉向盤則應安置在駕駛室右側。
圖2.1轉向操縱機構
1-轉向萬向節(jié)；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤
2.3 轉向傳動機構
轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖2.2）
轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。
圖2.2 轉向傳動機構
1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節(jié)臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿
2.4 轉向梯形機構的設計
轉向梯形機構用來保證轉彎行駛時汽車的車輪均能繞同一瞬時轉向中心在不同半徑的圓周上作無滑動的純滾動。因此，在設計中首先是要確定轉向梯形機構的幾何尺寸參數，其次是進行零件的強度計算。轉向梯形機構有整體式的和分段式的兩種。整體式的用于非獨立懸架的轉向輪；分段式的用于獨立懸架的轉向輪。通常是將轉向梯形機構布置在前轉向橋之后，且高度不低于前橋橫梁或其他防撞件；當布置在前橋之后有困難時，例如當發(fā)動機位置很低或汽車前驅動時，也可以布置在前橋之前。
2.4.1 轉向梯形理論特性
以整體式轉向梯形機構為例：轉向梯形機構實際上不能完全精確地滿足公式的要求，而只能以足夠的工程精度接近該式。即轉向梯形機構使公式中的L值不再是汽車的軸距L，而是。若令，L愈接近，則該轉向梯形愈能精確地反映公式的要求，轉向亦愈順暢。
如圖2-3中的ΔOAB有
（2.1）
梯形臂長度與兩主銷中心距之比在0.11~0.15間，
m/K=0.11~0.15 取0.15 即：m=0.151290=193.5 計算結果取200mm
轉向梯形機構的幾何尺寸參數有：兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離K，轉向橫拉桿兩端球鉸接中心間的距離轉向梯形臂長m和梯形底角，根據汽車的總體布置或轉向橋的布置圖，首先可找出汽車的軸距L 及轉向主銷間距K，再按，在關系曲線圖上找出，則有
（2.2）
當K,L確定后根據y的三種取值方式可求得轉向梯形的三種尺寸方案，有了這些方案就可對一系列按大小排列的值以圖解法確定其相應的值，進而求出的值。
計算方案：
（1） 當取0.70時，則
（2） 當取0.65時，則
（3） 當取0.6時，則
第一種方案：
x=0.7 y=0.12:2
則
第二種方案：
x=0.65 y=0.11:3
第三種方案：
x=0.6 y=0.16
2.5 轉角及最小轉彎半徑
汽車的機動性，常用最小轉彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應由兩個條件保證。即首先應使左、右轉向輪處于最大轉角時前外輪的轉彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內； 其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比。
兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足上述對轉向系的第(2)條要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖2.3所示，由下式決定：
（2.3）
式中：—外轉向輪轉角；
—內轉向輪轉角；
K—兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離；
L—軸距
內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。
圖2.3 理想的內、外轉向輪轉角間的關系
第一種方案：
第二種方案：
第三種方案：
因此，取第二種方案為最終設計方案。
汽車的最小轉彎半徑Rmin與其內、外轉向輪在最大轉角與、軸距L、主銷距K 及轉向輪的轉臂a 等尺寸有關。在轉向過程中除內、外轉向輪的轉角外，其他參數是不變的。最小轉彎半徑是指汽車在轉向輪處于最大轉角的條件下以低速轉彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構成圓周的半徑。可按下式計算：
（2.4）
取7600
通常為35o～40o，為了減小值，值有時可達到45o。
操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率。
對轉向后轉向盤或轉向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內傾角，消除轉向器傳動間隙以及選用可逆式轉向器來達到。但要使傳遞到轉向盤上的反向沖擊小，則轉向器的逆效率有不宜太高。至于對轉向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結構以及結構布置來解決。
轉向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轎車干重的1.5%～2.0%。轉向器的結構型式對汽車的自身質量影響較小。
2.6 汽車轉向系方案的選擇
機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動（或齒條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。
機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。
為了避免汽車在撞車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。
多數兩軸及三軸汽車僅用前輪轉向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機動性，某些現代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數目，制止采用全輪轉向。
2.6.1 齒輪齒條式轉向器
齒輪齒條式轉向器由與轉向軸做成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其他形式的轉向器比較，齒輪齒條式轉向器最主要的優(yōu)點是：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較小；傳動效率高達90%；齒輪與齒條之間因磨損出現間隙以后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧。能自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度。還可以防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用的體積??；沒有轉向搖臂和直拉桿，所以轉向輪轉角可以增大；制造成本低。
齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：因逆效率高，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉向盤，稱之為反沖。反沖現象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。
根據輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向起有四種形式，如圖2.4所示：中間輸入，兩端輸出(a)；側面輸入，兩端輸出(b)；側面輸入，中間輸出(c)；側面輸入，一端輸出(d)。
圖2.4 齒輪齒條式轉向器有四種形式
采用側面輸入，中間輸出方案時，與齒條連的左，右拉桿延伸到接近汽車縱向對稱平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會與齒條同時向左或右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低它的強度。
采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產生運動干涉。
采用齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應而遭淘汰。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉向器應該采用推力軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。
齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省20%，故質量?。晃挥邶X下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現。
為了防止齒條旋轉，也有在轉向器殼體上設計導向槽的，槽內嵌裝導向塊，并將拉桿、導向塊與齒條固定在一起。齒條移動時導向塊在導向槽內隨之移動，齒條旋轉時導向塊可防止齒條旋轉。要求這種結構的導向塊與導向槽之間的配合要適當。配合過緊會為轉向和轉向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉，并伴有敲擊噪聲。
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(a)；轉向器位于前軸后方，前置梯形(b)；轉向器位于前軸前方，后置梯形(c)；轉向器位于前軸前方，前置梯形(d)。
圖2.5 齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置
齒輪齒條式轉向器廣泛應用于乘用車上。車載質量不大，前輪采用獨立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉向器。
2.6.2 其他轉向器
除齒輪齒條轉向器外，還有循環(huán)球式轉向器，蝸桿滾輪式轉向器，蝸桿指銷式轉向器等。
循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高,因此循環(huán)球式轉向器主要用于商用車上。
蝸桿滾輪式轉向器的主要缺點是：正效率低；工作齒面磨損以后，調整嚙合間隙比較困難；轉向器的傳動比不能變化。
固定銷蝸桿指銷式轉向器的結構簡單制造容易；但是因銷子不能自轉，銷子的工作部位基本保持不變，所以磨損快、工作效率低。旋轉銷式轉向器的效率高、磨損慢，但結構復雜。
所以我的設計選用齒輪齒條式轉向器為動力轉向裝置。
2.7 齒輪齒條式轉向器布置和結構形式的選擇
圖2.6 采用如圖所示的布置形式
圖2.7 采用如圖所示的側面輸入兩端輸出的結構形式。
2.8 數據的確定
根據以上的論述，本次設計初選數據如下：
輪距
1670mm
軸距
3800mm
滿載軸荷分配：前/后
2200/3255(kg)
總質量/kg ma
1255(kg)
輪胎
175/60R16
主銷偏移距a
50mm
輪胎壓力p/MPa
0.53
方向盤直徑SW D
400mm
最小轉彎半徑
7.6m
轉向梯形臂
200mm
主銷中心距K
1290mm
表2.2 初選數據
參考BJ121 型輕型載貨汽車底盤架構和上海通用別克賽歐汽車轉向操作機構
2.9 本章小結
本章對轉向系統(tǒng)的設計要求進行分析，確定轉向梯形的設計方案，并對最小轉彎半徑進行計算。機械轉向器的類型選用齒輪齒條式轉向器，因其具有結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較??；傳動效率高達90%等優(yōu)點。最后確定本次設計的初選數據。
第3章 轉向系主要性能參數
3.1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：
（3.1）
逆效率計算公式：
（3-2）
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。
3.1.1 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(huán)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
（3.3）
式中，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。
3.1.2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(huán)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，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
（3.4）
式（3.3）和式（3.4）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。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。
3.2 傳動比變化特性
3.2.1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。
轉向系的力傳動比: （3.5）
轉向系的角傳動比: （3.6）
轉向系的角傳動比由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比組成，即 （3.7）
轉向器的角傳動比: （3.8）
轉向系角傳動比商用車約為16~22，轎車約為12~20，此處取=20
轉向傳動機構的角傳動比: （3.9）
3.2.2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：
（3.10）
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：
（3.11）
將式（3.10）、式（3.11）代入 后得到
（3.12）
如果忽略磨擦損失，根據能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示
（3.13）
將式（3.10）代入式（3.11）后得到
（3.14）
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。
3.2.3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(guī)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3.1所示。
圖3.1轉向器角傳動比變化特性曲線
Fig 3.1 Change characteristic property curve of Steering angle transmission ratio
3.3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3.2）。
研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)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(wěn)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。
為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成圖3-2所示的逐漸加大的形狀。
圖3.2 轉向器傳動副傳動間隙特性
Fig 3.2 Drive gap characteristic property of steering
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。
3.4轉向盤的總轉動圈數
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。乘用車轉向盤的總轉動閣數較少，一般約在3.6圈以內；商用車一般不宜超過6圈。
本設計為輕型商用車，所以取4圈。
3.5本章小結
以上內容是針對轉向系的主要參數進行計算，力與角的傳動比直接影響到行駛的舒適性和安全性，影響選取角傳動比變化規(guī)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。并對轉向器傳動副傳動間隙特性進行研究，研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。
第4章 轉向器設計計算
4.1轉向系計算載荷的確定
為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。
精確地計算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力距（N?mm),即
(4.1)
＝46208.3 N?mm
式中，f為輪胎和路面見的摩擦因素，一般取0.7；為轉向軸負荷2200（N）; p為輪胎氣壓0.53（MPa）。
作用在轉向盤上的手力為
（4.2）
＝13.59 N
式中， 為轉向搖臂長；為轉向節(jié)臂長；為轉向盤直徑；為轉向器角傳動比；為轉向器正效率。
作用在轉向盤上的力矩為
Fh=Mh / R
Mh=13.59x200
＝2718 N?mm
4.2齒輪參數的選擇
齒輪齒條轉向器的齒輪多采用斜齒輪，齒輪模數在2 ~ 3mm之間，主動小齒輪齒數在5 ~ 7之間，壓力角取a = 20°，螺旋角在9 ~ 15之間。故取小齒輪 z= 6，mn =2.5，
b =10°右旋，壓力角a = 20°，精度等級8級。
主動小齒輪選用20MnCr5材料制造并經滲碳淬火，而齒條常采用45號鋼或41Cr4制造并經高頻淬火，表面硬度均應在56HRC以上。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。
4.3齒輪幾何尺寸的確定
齒頂高 ha =
齒根高 hf
齒高 h = ha+ hf =
分度圓直徑 d =mz/cosβ=
齒頂圓直徑 da =d+2ha =
齒根圓直徑 df =d-2hf =
基圓直徑
法向齒厚為
端面齒厚為
分度圓直徑與齒條運動速度的關系 d=60000v/πn10.001m/s
齒距 p=πm=3.14×2.5=7.85mm
齒輪中心到齒條基準線距離 H=d/2+xm=9.4185mm
4.4 齒根彎曲疲勞強度計算
4.4.1齒輪精度等級、材料及參數的選擇
（1） 由于轉向器齒輪轉速低，是一般的機械，故選擇8級精度。
（2） 齒輪模數值取值為m=2.5，主動齒輪齒數為z=6，壓力角取a=20°.
（3） 主動小齒輪選用20MnCr5或15CrNi6材料制造并經滲碳淬火，硬度在56-62HRC之間，取值60HRC.
（4） 齒輪螺旋角初選為β=°
4.4.2齒輪的齒根彎曲強度設計
（1）試取K=
（2）斜齒輪的轉矩 T=25 N·M
（3）取齒寬系數
（4）齒輪齒數
（5）復合齒形系數 =
（6）許用彎曲應力 =0.7=0.7920=644N/
為齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值。
試取=2.5mm
(7) 圓周速度
d=mm
b= d= 取b=12mm
(8)計算載荷系數
1） 查表得 使用系數=1
2） 根據和8級精度，查表得
3） 查表得 齒向載荷分布系數
4） 查表得 齒間載荷分布系數
5） 修正值計算模數＝，故前取2.5mm不變．
4.4.3齒面接觸疲勞強度校核
校核公式為
（1）許用接觸應力
查表得
由圖得
安全系數
（2） 查表得 彈性系數?。?
（3） 查表得 區(qū)域系數 ．
（4） 重合度系數 ?。?
（5） 螺旋角系數 ＝
MPa1650MPa
由以上計算可知齒輪滿足齒面接觸疲勞強度，即以上設計滿足設計要求。
4.5齒條幾何尺寸的確定
根據齒輪齒條的嚙合特點:
（1）齒輪的分度圓永遠與其節(jié)圓相重合,而齒條的中線只有當標準齒輪正確安裝時才與其節(jié)圓相重合.
（2）齒輪與齒條的嚙合角永遠等于壓力角.
因此,齒條模數m=2.5,壓力角
齒條斷面形狀選取圓形
選取齒數z＝28，螺旋角
端面模數
端面壓力角
法面齒距 π
端面齒距
齒頂高系數
法面頂隙系數
齒頂高
齒根高
齒高 h = ha+ hf =
法面齒厚
端面齒厚
4.6齒輪軸的設計
由于齒輪的基圓直徑，數值較小，若齒輪與軸之間采用鍵連接必將對軸和齒輪的強度大大降低，因此，將其設計為齒輪軸．由于主動小齒輪選用20MnCr5材料制造并經滲碳淬火，因此軸的材料也選用20MnCr5材料制造并經滲碳淬火．
查表得：20MnCr5材料的硬度為60HRC，抗拉強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，轉速n=10r/min
圖4.1齒輪軸的結構設計
根據公式
忽略磨損，根據能量守衡，作用在齒輪齒條上的阻力矩為328.8N·M，作用在齒輪上的軸向力為，
作用在齒輪上的切向力為
彎曲疲勞強度校核
＝Ｆ／＝/3.14MPa<525MPa
剪切疲勞強度校核
=F/=/3.14＜300MPa
抗拉強度校核
滿載時的阻力矩為
齒輪軸的最小直徑為d=８mm，在此截面上的軸向抗拉強度為
＝Ｆ／=1/3.1414=MPa<1100Mpa
本設計選擇齒輪軸直徑 D=20
4.7其它零件的選擇
1.六角螺栓的選擇
根據GB5780-2000
選取螺紋規(guī)格d=M6
圖4.2六角螺栓的選擇
2.彈簧的選擇
根據 GB1358--93
選擇代號為Y1的冷卷壓縮彈簧
總圈數 n1=12
有效圈數 n=10
材料直徑 d=5
節(jié)距 t=10
取
彈簧中徑 D=42
彈簧內徑
彈簧外徑
具體的數據如下圖
圖4.3彈簧的選擇
3墊圈的選擇
根據GB848-85,選擇相配合的螺紋規(guī)格為d=8,具體數據如下圖:
圖4.4墊圈的選取
4油封的選擇
根據JB/ZQ4606-86和軸徑選取氈圈油封,主要參數如下:
圖4.5油封的選擇
5滾動軸承的選擇
根據GB/T5801-1994
選取滾針承的型號為NKI 10/12，主要參數如右上圖
圖4.6滾動軸承的選擇
6推力軸承的選擇
根據GB/T301-1995
選取推力7、止推螺母的參數，如下圖軸承的型號為51102，主要參數如下圖
圖4.7推力軸承的選取
4.8 動力轉向機構設計
4.8.1對動力轉向機構的要求
1.運動學上應保持轉向輪轉角和駕駛員轉動轉向盤的轉角之間有一定比例關系。
2.隨著轉向輪阻力的增大（或減?。?，作用在轉向盤上的手力必須增大（或減?。?，稱之為“路感”。
3.當作用在轉向盤上的切向力≥0.025～0.190kN時，動力轉向器就開始工作。
4.轉向后,轉向盤應自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。
5.工作靈敏，即轉向盤轉動后，系統(tǒng)內壓力能很快增長到最大值。
6.動力轉向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉向。
7.密封性能好，內、外泄漏少。
4.9液壓式動力轉向機構的計算
4.9.1動力缸尺寸計算
動力缸的主要尺寸有動力缸內徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力缸體壁厚。
動力缸產生的推力F為
式中，為轉向搖臂長度；L為轉向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離。
推力F與工作油液壓力p和動力缸截面面積S之間有如下關系
(4.1)
因為動力缸活塞兩側的工作面積不同，應按較小一側的工作面積來計算，即
（4.2）
式中，D為動力缸內徑；為活塞桿直徑，初選＝0.35D，壓力p＝6.3Mpa。
聯(lián)立式(4.1)和式（4.2）后得到
（4.3）
=50 mm
所以d=22mm
活塞行程是車輪轉制最大轉角時，由直拉桿的的移動量換算到活塞桿處的移動量得到的。
活塞厚度可取為B=0.3D。動力缸的最大長度s為 ?
(4.4)
=130mm
動力缸殼體壁厚t,根據計算軸向平面拉應力來確定，即
（4.5）
式中，p為油液壓力；D為動力缸內徑；t為動力缸殼體壁厚；n為安全系數，n=3.5~5.0;為殼體材料的屈服點。殼體材料用球墨鑄鐵采用QT500－05，抗拉強度為500MPa,屈服點為350MPa。t=5mm
活塞桿用45剛制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。
4.9.2分配閥的參數選擇與設計計算
分配閥的要參數有:滑閥直徑d、預開隙密封長度、滑閥總移動量e、滑閥在中間位置時的液流速度v、局部壓力降和泄漏量等。
1.油泵排量與油罐容積的確定
轉向油泵的排量應保證轉向動力缸能比無動力轉向時以更高的轉向時汽車轉向輪轉向，否則動力轉向反而會形成快速轉向的輔加阻力。油泵排量要達到這一要求，必須滿足如下不等式：
(4.6)
式中 —油泵的計算排量；
—油泵的容積，計算時一般?。?.75～0.85；
—泄漏系數，＝0.05～0.10；
—動力缸缸徑；
—動力缸活塞移動速度；
＝
式中 —轉向盤轉動的最大可能頻率，計算時對轎車?。?.5~1.7;則動力轉向系的油泵排量Q可表達為
(4.7)
=47L/s
2.預開隙
預開隙，為滑閥處于中間位置時分配閥內各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開啟量，也是為使分配閥內某油路關閉所需的滑閥最小移動量。值過小會使油液常流時局部阻力過大；值過大則轉向盤需轉過一個大的角度才能使動力缸工作，轉向靈敏度低。一般要求轉向盤轉角時滑閥就移動的距離。
＝＝ (4.8)
＝0.2mm
式中 —相應的轉向盤轉角，（°）；
t —轉向螺桿的螺距，mm.
3.滑閥總移動量
滑閥總移動量e過大時，會使轉向盤停止轉動后滑閥回到中間位置的行程長，致使轉向車輪停止偏轉的時刻也相應“滯后”，從而使靈敏度降低；如e值過小，則使密封長度過小導致密封不嚴，這就容易產生油液泄漏致使進、回油路不能完全隔斷而使工作油液壓力降低和流量減少。通常，當滑閥總移動量為e時，轉向盤允許轉動的角度約為20°左右。
(4.9)
=0.49mm
4.局部壓力降
當汽車宜行時，滑閥處于中間位置，油液流經滑閥后再回到油箱。油液流經滑閥時產生的局部壓力降(MPa)為
（4.10）
式中 —油液密度，kg/m3 ;
—局部阻力系數，通常取＝3.0；
v—油液的流速，m/s。
的允許值為0.03～0.04MPa。
5.油液流速的允許值[v]
由于的允許值[]=0.03~0.04MPa,代入上式，則可得到油液流速的允許值
[v]＝ (4.11)
6.滑閥直徑d
(4.12)
=110mm
式中 —溢流閥限制下的油液最大排量，L/min,—般約為發(fā)動機怠速時油泵排量的1.5倍；
—預開隙，mm;
—滑閥在中間位置時的油液流速，m/s
7. 滑閥在中間位置時的油液流速v
(4.13)
=5m/s
8.分配閥的泄漏量
（4.14）
=2.26cm/s
式中 —滑閥也閥體建的徑向間隙，一般 ＝0.0005～0.00125cm;
—滑閥進、出口油液的壓力差；
d —滑閥直徑；
—密封長度；
—油液的動力粘度。
4.10轉向傳動機構設計