转向系设计

1课程设计题目名称转向系设计课程名称汽车设计课程设计学生姓名学号系、专业机械与能源工程系车辆工程指导教师目录1设计方案选择····················21.1整车性能参数···················21.2转向器主要性能参数计算··············21.3转向系和转向器的选择···············72.循环球转向器的设计计算···············82.1螺杆－钢球－螺母传动副设计·············82.2齿条、齿扇传动副的设计··············122.3转向器的材料选择·················152.4循环球式转向器零件强度的计算···········153.转向梯形结构的分析、设计和优化··········183.1转向梯形····················183.2转向梯形的优化设计···············194动力转向机构选择·················234.1对动力转向机构的要求··············234.2动力转向机构布置方案分析·············234.3动力转向器的评价指标···············245设计总结·····················25参考资料······················2521设计方案选择1.1整车性能参数根据老师安排，本次设计所匹配的整车性能参数为：驱动形式4×2前驱轴距2471mm轮距前/后1429/1422mm整备质量1060kg空载时前轴分配负荷60%最高车速180km/h最大爬坡度35%制动距离（初速30km/h）5.6m最小转向直径11m最大功率转速74/5800kw/rpm最大转矩转速150/4000N*m/rpm手动5挡1.2转向系的主要性能参数的计算1P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表示，=（1P-2P）/1P；反之称为逆效率，用表示：=（323/)PPP[3]其中1P—从转向轴输入功率2P—转向器中的摩擦功率3P—作用在转向摇臂轴上的功率1.2.1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。1.2.3转向系正、逆效率计算本车设计转向器为循环球式，其传动副之间用滚动摩擦代替滑动摩擦，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：3式（2-1），（2-2）表明:增加导程角0，正、逆效率均增大。受增大的影响，0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，0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角，一般0=6°～11°,本车选用7.3，ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为磨擦因数取0.7。代入式2-1和2-2中，得：)tan(tan00aa=)91.13.7tan(3.7tan=79%00tan)tan(aa=3.7tan)91.13.7tan(=73.7%1.2.4转向系角传动比转向盘转角的增量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w0i。转向盘转角的增量与转向摇臂轴转角的相应增量之比，称为转向器的角传动比wi。转向摇臂轴转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向传动机构的角传动比‘i。它们之间的关系为w0i=wi‘i=(1-3)wi=(1-4)‘i=(1-5)式中w0i—转向系的角传动比；wi—转向器的角传动比；‘i—转向传动机构的角传动比；—转向盘转角的增量；—转向摇臂轴转角的增量；—同侧转向节转角的相应增量。4另外转向传动机构的角传动比‘i还可以近似地用转向节臂臂长L3与摇臂臂长L1之比来表示，即‘i==L1L3，现在汽车结构中，L3和L1的比值大约在0.85——1.1之间，可以粗略地认为其比值为1，即‘i近似为1，则：w0i=wi=由已知转向器的角传动比wi=20.8；故转向系的角传动比w0i=20.81.2.5转向系的力传动比转向系力传动比是指从轮胎接触地面中心，作用在两个转向轮上的合力F2与作用在转向盘的手力hF之比，即：hFF/2ip（1-6）转向阻力F2等于转向轮的转向力矩rT与转向节臂a之比：F2=rT/a（1-7）作用在转向盘上的手力等于转向盘的力矩hT与转向半径R之比：hF=hT/R（1-8）整理得：pi=F2/hF=rT/hT·R/a若将转向系中的损失忽略不计，rT/hT可以等于转向系的角传动比w0i，因此力传动比可以用下式表示：pi=w0i·R/a；已知R=185mm,a=50mm，代入得：pi=w0i·R/a=77.01.2.6转向盘总回转圈数n=w0i·（max0+max0）/360（1-9）已知内轮最大转角max0=39°，外轮最大转角max0=33°代入式中得：n=w0i·（max0+max0）/360=4.16一般情况下，n=3.5-4.5圈，由计算可以满足要求51.2.7转向系计算载荷的确定转向系全部零件的强度，是根据作用在转向系零部件上的力进行确定的。影响这个力的因素很多，如前轴负荷和路面阻力的变化等。驾驶员转向轮所需要克服的阻力，主要是车轮转动阻力、车轮稳定阻力和转向系中特别是在转向器和转向节中的摩擦阻力等所组成。通过将转向系中的滑动摩擦转变为滚动摩擦，可以使转向器和转向节内摩擦阻力减少到较小的程度。汽车在沥青或者混凝土路面上原地转向阻力矩：rT=pGf313（1-10）式中f—轮胎和路面的滑动摩擦系数（查表取0.7）1G—前轴负荷p—轮胎气压代入式中得：rT=NpGf0.34110*42.0964537.036331rT=341.0N.m作用在方向盘上的力为：hF=wswrwswriRiRLLTT31（1-11）式中1L—转向摇臂长3L—转向节臂长swR—方向盘半径wi—转向器的角传动比—转向器的效率代入式中得：hF=NiRiRLLwswrwswr2.11279.0*8.20*185.0341TT316汽车转向时加在转向盘上的切向力，对轿车不应大于150-200N，对中型货车不应大于360N，对重型货车不应大于450N。所以hF=112.2N,满足设计要求。1.3转向系和转向器的选择1.3.1转向器类型的选择机械式转向器主要有齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等，其中广泛应用的是齿轮齿条式和循环球式。齿轮齿条式转向器优点：1）结构简单、成本低、质量轻。2）效率高、转向轻便。3）可以自动补偿齿轮和齿条间产生的间隙，并有均匀的固有阻尼。4）刚度大，使转向系统的自由行程变小。5）占用空间小。6）使用寿命长。缺点：1）由于摩擦较小，所以冲击敏感度较高。2）当采用两端输出结构时，转向拉杆长度收到限制，容易与悬架系统导向机构产生跳动干涉。3）转向传动比随车轮转角的增加而下降。4）采用可变速比，普通工艺难实现。循环球式转向器优点：在螺杆和螺母之间有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，传动效率可达75%-85%；转向器传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条齿扇间间隙调整工作容易进行；适合做整体式动力转向器。缺点：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。通过对齿轮齿条式转向器和循环球式转向器的对比，综上最后本次设计选定7循环球式转向器。2.循环球转向器的设计计算2.1螺杆－钢球－螺母传动副设计螺杆－钢球－螺母传动副与通常的螺杆一螺母一传动副的区别在于前者是经过滚动的钢球将力由螺杆传至螺母，变滑动摩擦为滚动摩擦。螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成钢球的螺旋滚道。转向时转向盘经转向轴转动螺杆，使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动。为了形成螺母上的循环轨道，在螺母上与其齿条相反的一侧表面(通常为上表面)需钻孔与螺母的螺旋滚道打通以形成一个环路滚道的两个导孔，并分别插入钢球导管的两端导管。钢球导管是由钢板冲压成具有半圆截面的滚道，然后对接成导管，并经氰化处理使之耐磨。插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切主要参数的选择及计算：（1）螺距通常螺距t约在8～13mm范围内，初选13mm；（2）螺旋线导程角螺旋线导程角0约为6º～11º，初选7.3°；（3）钢球直径钢球直径约bd为6～9mm。参考同类型汽车的转向器选取钢球直径，并应使之符合国家标准。钢球直径尺寸差应不超过。显然，大直径的钢球其承载能力亦大，但也使转向器的尺寸增大初定7.15mm；（4）钢球中心距钢球中心距是指钢球滚动时其中心所在的圆柱表面的横截面的圆的直径。它是一个基本尺寸参数，将影响循环球转向器的结构尺寸及强度。设计时可参考同类车进行初选，经强度验算后再进行修正。显然，在保证强度的前提下应尽量取小些。在已知螺线导程角0和螺距t的情况下，亦可由下式求得：00tantd（2-1）8式中t—螺杆与螺母滚道的螺距；0—螺线导程角所以钢球中心距00tantd=32.2mm（5）钢球的数量钢球的数量n也影响承载能力，增多钢球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而要降低传动效率。经验表明在每个环路中n以不大于60为好。钢球数目(不包括钢球导管中的)可由下式确定：bbdWddWdn00cos（2-2）式中0d—钢球中心距；W—一个环路中的钢球工作圈数，为了使载荷在各钢球间分布均匀，一般W＝1.5～2.5，当转向器的钢球工作圈数需大于2.5时，则应采用两个独立的环路；选择W=1.5；bd—钢球直径；0—螺线导程角代入式中的：2115.75.1*2.32*14.3cos00bbdWddWdn（6）螺杆内径crxd22d01（2-3）螺杆外径bddd25.00（2-4）螺母大径：）（xDc01r2d（2-5）螺母小径：D=d+（0.05——0.10）0d（2-6）式中0d—钢球中心距；cr—螺杆与螺母的滚道截面的圆弧半径；9d53.0~51.0rc）（=0.52d=3.72mmx—滚道截面圆弧中心相对于钢球中心线的偏移距；sin)2(bcdrx=0.1mmbd—钢球直径；—接触角θ是指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。增大将使径向力增大而轴向力减小；反之则相反。通常θ多取45º，以使径向力与轴向力的分配均匀。代入式中得：螺杆内径crxd22d01=25mm螺杆外径bddd25.00=30.4mm螺母大径：mm4.391.03.72232.21）（D螺母小径：D=30.4+0.09*32.2=33.6mm滚道的截面形状大多采用单圆弧和双圆弧两种，本次设计采用双圆弧，双圆弧的最大优点是，在工作过程中，接触角在一定范围内保持不变，故它的承载能力、刚度、传动精度和传动效率都比较稳定[4]。面形状大多采用单圆弧和双圆弧（7）螺纹宽度b螺纹宽度b，在螺距不变的条件下，钢球直径越大，螺纹宽度b越小，由于钢球要在滚道中流动，所以钢球与滚道边缘有间隙0.025mm的距离，所以要求）（05.0d-cos*tbb02.5mmb=13*cos7.3°-7.15-0.05=5.72.5,满足要求。（8）导管内径2d汽车循环球转向器的导球机构常见的有相交式和相切式两种导管，相切式导管能使滚球基本上沿着滚道的切线方向导入导管，而相交式导管由于滚球当碰到导管挡板，导入导管时已偏离切线方向甚远，从滚道上拐了个弯才导入导管，由导球特性的导球阻力方程式可算得相交式导管比相切导管的导球阻力大。两者组装后检验其导球顺畅性在手感上也有明显不同，相切式导管优于相交式导管。但从目前国内生产的循环球转向器来看．大多数是采用相交式导管，主要原因是相切式导管管口部分几何形状复杂，设计计算和校核部较难，因而在设计时不得已10放弃具有导球阻力小、工作顺畅等优点