第七章转向系设计ppt课件.ppt

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1、第七章 转向系设计,第七章 转向系设计,本章主要学习：（1）转向系的设计要求；（2）机械式转向器方案分析 ；（3）转向系主要性能参数 ； （4）动力转向机构 ； （5）转向梯形机构方案及整体式转向梯形 机构优化设计。,第七章 转向系设计,第一节 概述 第二节 机械式转向器方案分析 第三节 转向系主要性能参数 第四节 动力转向机构 第五节 转向梯形,第一节 概 述功用：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。 形式和组成：汽车转向机构 机械转向 由转向盘、转向器和转向传动机构等组成。 动力转向 动力转向还包括动力系统。机械转向是依靠驾驶

2、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。动力转向是在机械转向的基础上，加装动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。动力转向包括液压式动力转向和电控式动力转向。液压式动力转向已在汽车上广泛应用。近年来，电控动力转向已得到较快发展。,汽车转向系动画演示,转向系的设计要求： 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

3、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。,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22.5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

4、转向盘转动圈数多少两项指标来评价。 轿车 货车机械转向 50100N 250N动力转向 2050N 120N轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2.0圈；货车则要求不超过3.0圈。,第二节 机械式转向器方案分析,根据机械式转向器结构特点,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,一、机械式转向器方案分析 1.齿轮齿条式 优点：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；没有转向摇臂和直拉杆，转向轮转角可以增大；制造成本低。缺点：逆效率高（60%70%）。 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。,自

5、动消除间隙装置,根据输入齿轮位置和输出特点不同，有四种形式： * 中间输入，两端输出； * 侧面输入，两端输出； * 侧面输入，中间输出； * 侧面输入，一端输出。,齿轮齿条式转向器的四种形式,侧面输入、中间输出方案 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。两侧输出方案 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 圆形 圆形断面齿条制作工艺比较简单。 V形 Y形V形和Y形

6、断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，故质量小。,齿轮齿条式转向器广泛应用于各种级别的轿车上。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车上。,齿轮齿条式转向器的四种布置形式,根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，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。,2.循环球式组成：螺旋槽内装有钢球的螺杆和螺母传动副，螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副。优点：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。 缺

7、点：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。应用：主要用于货车和客车上。,循环球式转向器,循环球式转向器的间隙调整机构,3.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。优点：结构简单；制造容易；强度比较高、工作可靠、寿命长；逆效率低。缺点：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。蜗杆指销式转向器优点：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

8、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。蜗杆滚轮式和蜗杆指销式转向器应用较少。,二、防伤安全机构方案分析计算,有关资料分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。转向盘、转向管柱等有关零件在撞击是产生塑性变形、弹性变形或是利用摩擦等来吸收冲击能量，能防止或者减轻驾驶员受伤。在汽车发生正面碰撞时，转向传动轴采用了万向节连接，并且布置合理，便可防止转向盘向驾驶室内移动，危及驾驶员安全。如图7-6所示。图7-7所示在轿车上应用的防伤安全机构

9、。转向轴分为两段，上转向轴的下端与下转向轴上端通过两个圆头圆柱销相连。在受到一定数值的轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，以保证驾驶员的安全。,图7-6 防伤转向传动轴简图,图7-7 防伤转向轴简图,联轴套管吸收冲击能量机构,图7-8所示为联轴套管吸收冲击能量机构，位于两万向节之间的转向传动轴，是由套管1和轴3组成。汽车发生正面冲撞时，轴向力达到一定值以后，塑料销钉2被剪断，套管与轴产生相对移动，存在其间的塑料能增大摩擦阻力吸收冲击能量。此外，转向传动轴长度缩短，减小了转向盘向驾驶员一侧的移动量，起到保护驾驶员的作用。这种防伤机构结构简单，制造容易，只要合理选取销钉数量与直径，便能保证它可靠地工

10、作和吸收冲击能量。,图7-8 安全联轴套管1套管 2塑料销钉 3轴,第三节 转向系主要性能参数一、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正效率，用符号+表示，；反之称为逆效率，用符号表示。 正效率+ 计算公式： +=（P1-P2）/P1 逆效率 计算公式： =（P3-P2）/P3P1为作用在转向轴上的功率；P2 转向器中的磨擦功率；P3 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+影响转向器正效率的因素有

11、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、结构特点与效率类型的影响齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器正效率明显低些。,结构的影响蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支承轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。滚针轴承 +=54% （滚轮两侧与垫片间存在滑动摩 擦损失）圆锥滚子轴承 += 70%球轴承 += 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，其效率计算式0蜗杆（或螺杆）的螺线导程

12、角； 摩擦角，=arctanf；f 磨擦因数。 转向器根据逆效率不同,可逆式极限可逆式不可逆式,可逆式转向器: 指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。（逆效率较高）特点： 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。,齿轮齿条式循环球式,可逆式转向器,不可逆式和极限可逆式转向器不可逆式转向器：指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。特点：冲击力由转向传动机构的零件承受，这些零件容易损坏。不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉。现代汽车不采用这种转向器。极限可

13、逆式转向器：介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。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。,如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算 增加导程角a0，正、逆效率均增大。受-增大的影响，a0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。,二、传动比的变化特性 1.转向系传动比 转向系的传动比 力传动比ip: 轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力Fh之比。 角传动比iw0: 转向盘转动角速度w与同侧转向节偏转角速度k之比。转向系的角传动比i

14、0,角传动比i0,力传动比ip,转向器角传动比i转向传动机构角传动比i,转向器的角传动比: 转向盘转动角速度w与摇臂轴转动角速度p之比。转向传动机构的角传动比: 摇臂轴转动角速度p与同侧转向节偏转角速度k之比。,2.力传动比与转向系角传动比的关系转向阻力Fw与转向阻力矩Mr的关系式：a主销偏移距。作用在转向盘上的手力Fh与作用在转向盘上的力矩Mh的关系式：因得到,(a),aip转向轻便 轿车 a=0.40.6倍轮胎台面宽度 货车 a=40 60mm Dsw按JB4505-86标准选取如果忽略磨擦损失，根据能量地恒原理，2Mr/Mh可用下式表示 将式（b）代入式（a）得 当a和Dsw不变时，力传

15、动比ip ,(b),转向越轻,iw0 转向不灵敏。,3.转向系的角传动比iw0转向传动机构角传动比 汽车结构中，L2/L1=0.851.1，可近似认为其比值为1，则 由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比i 及其变化规律即可。,4.转向器角传动比及其变化规律 由于 iw0iw 所以轻和灵构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。 齿轮齿条式、循环球式、蜗式指销式转向器都可以制成变速比转向器。,ipFh转向操纵轻便。,iw,k转向灵敏性降低,齿轮齿条转向器变速比工作原理根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即 pb1=pb2 齿轮基圆齿距 pb1=m1cos1 齿条基圆

16、齿距 pb2=m2cos2 当齿轮具有标准模数m1和标准压力角 1与一个具有变模数m2、变压力角 2的齿条相啮合，并始终保持m1cosa1=m2cosa2时，它们就可以啮合运转。,如果齿条中部（相当汽车直线行驶位置）齿的压力角最大，向两端逐渐减小（模数也随之减小）则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘每转动某同一角度时，齿条行程也随之减小。因此，转向器的传动比是变化的。 根据上述原理设计的齿轮齿条式转向器齿条压力角变化示例。位于齿条中部位置处的齿有较大压力角和齿轮有较大的节圆半径，而齿条齿有宽的齿根和浅斜的齿侧面；位于具条两端的齿，齿根减薄，齿有陡斜的齿侧面。,齿条压力角变化简图a）齿条中部齿

17、b）齿条两端齿,齿条的m大， 大，i小,齿条的m小， 小， i大,选取角传动比变化规律时主要考虑转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。 若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。 若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。 汽车以较高车速转向行驶时，转向轮转角较小，转向阻力矩小，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。 汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。 转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹

18、形曲线。,转向器角传动比变化特性曲线,三、转向器传动副的传动间隙t传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。传动间隙随转向盘转角的大小而变化的关系转向器传动副传动间隙特性。研究意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。要求：传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。,原因：若转向器传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙过大时，必须经调整消除该处间隙。调整后要求转向盘能圆滑的从中间位置转到两端，而无卡住现象。,转向器传动副传动间隙特

19、性,曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。,A,C,2. 如何获得传动间隙径向间隙R传动间隙t d端面压力角； R 节圆半径； p 为摇臂轴转角； R1为中心O1到b点的距离； n 偏心距，取n=0.5,第四节 机械式转向器的设计与计算 一、转向系计算载荷的确定 计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩MR（Nmm）的半经验公式f轮胎和路面间的滑动磨擦因数，一般取f=0.7；G1 转向轴负荷（N）；p 轮胎气压（MPa）。,转动转向轮要克服的阻力,转向轮绕

20、主销转动的阻力车轮稳定阻力轮胎变形阻力转向系中的内磨擦阻力,作用在转向盘上的手力为 L1转向摇臂长； L2 转向节臂长； Dsw 转向盘直径； i 转向器角传动比； + 转向器正效率。 对给定的汽车计算出来的的作用力是最大值。 对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生理上的可能，在此情况下对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为700N。,二、齿轮齿条式转向器的设计 齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。 齿轮模数 m=23mm 主动小齿轮齿数 z=57 压力角 =20 齿轮螺旋角 =9 15 齿条齿数 应根据转向轮达

21、到最大偏转角时，相应的齿条移动行 程应达到的值来确定。 变速比的齿条压力角，对现有结构在12 35 范围内变化。 设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。 主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。,三、循环球式转向器设计 （一）主要尺寸参数的选择 1螺杆、钢球、螺母传动副 （1）钢球中心距D、螺杆外径D1、螺母内径D2 钢球中心距D是基本尺寸，螺杆外径D1、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，

22、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 D1=2030 mm D2 -D1=(5% 10%)D,（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。 d=79mm 钢球数量：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。 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计算 D钢球中心距；W 一个环路中的钢球工作圈数；n 不包括环流导管中的钢球数； 。螺线导程角，取

23、 。=58 ，则cos 。=1。,（3）滚道截面 螺杆和螺母各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面，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。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 R2应大于钢球半径d2，取 R2 =（051053）d。,（4）接触角 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。 =45 （5）螺距P和螺旋线导程角。转向盘转动角， 齿扇节圆转过的弧长等于S，相应摇臂轴转过p角，其间关系 r齿扇节圆半径。 螺距 P= 811mm。,四、循环球式转向器零件强度计算

24、1钢球与滚道之间的接触应力 k为系数，根据 AB值从表 查取， A=（1r）-（1R2） 2 B=（1r）（1R1）2；R2滚道截面半经；r 钢球半径；R1 螺杆外半径；E 材料弹性模量，等于 21X105Nmm；F3 钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算,正压力0螺杆螺线导程角； 接触角；n 参与工作的钢球数；F。 作用在螺杆上的轴向力 当接触表面硬度为5864HRC时，许用接触应力=2500Nmm2,2齿的弯曲应力w齿扇齿的弯曲应力 F作用在齿扇上的圆周力； h 齿扇的齿高； B 齿扇的齿宽； S 基圆齿厚。许用弯曲应力为w=540Nmm2。 螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造，表面渗碳。

25、前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在08 12mm；前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在105 145mm。表面硬度为 5863HRC。,3转向摇臂轴直径的确定摇臂轴直径dK 安全系数，根据汽车使用条件不同取K=2.53.5；MR为转向阻力矩；。 为扭转强度极限。摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在0.81.2mm。前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为105145mm。表面硬度为5863HRC。,第四节 动力转向机构汽车采用动力转向机构是为了提高操纵的轻便性和行驶安全性。中级以上轿车，采用或者可供选装动力转向器的逐渐增多。转向轴轴载质量超过2.5t的货车可以采用动力转向，当超过4t时应该采动

26、力转向。 一、对动力转向机构的要求 1）转向轮转角和转向盘的转角之间保持一定的比例关系。2）随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上手力必须增大（或减小）。3）当作用在转向盘上的切向力Fh25190N时，动力转向器就应开始工作。4）转向盘应自动回正。 5）工作灵敏。 6）动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。7）密封性能好，内、外泄漏少。,二、动力转向机构布置方案分析 1.动力转向机构布置方案液压式动力转向机构组成：分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成。 根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置 整体式 分置式 分置式按分配阀所在位置不同又分为：联阀式 连杆式 半分置式

27、 在分析比较动力转向机构布置方案时，要考虑以下几个方面： 1）结构上是否紧凑； 2）转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷； 3）拆装转向器是否容易； 4）管路，特别是软管的管路长短； 5）转向轮在侧向力作用下是否容易产生摆振； 6）能不能采用典型转向器。,动力转向机构布置方案1分配阀 2转向器 3动力缸,a：整体式b：联阀式c：连杆式d：半分置式,考虑的因素：1、结构是否紧凑2、拆装是否容易3、管路长度是否合适,优缺点：a：紧凑，尺寸大，布置难，常用于乘用车和货车。分配阀,滑阀转阀,三、动力转向机构的计算1动力缸尺寸的计算 动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸壳体

28、壁厚。,动力缸应产生的推力F推力F与工作油液压力p和动力缸截面面积S之间的关系,动力缸内径,材料选择,1、壳体材料：QT500-05和ZL105（铸造铝合金）2、活塞杆材料：40#、45#，表面镀耐磨材料,动力缸的最大长度S 活塞移到两端极限位置，还要留有一定间隙。活塞移到左侧极限位置时，动力缸其端面到动力缸之间，应当留有10mm间隙。活塞移到右侧极限位置时，其端面到缸盖之间应留有 e=（0506）D的间隙，以利于活塞导向作用。活塞厚度 B=0.3D。动力缸的最大长度S S=10+（0.50.6）D0.3Ds1） s1为活塞最大位移量。,动力缸壳体壁厚t：p油液压力；D 动力缸内径；t 动力缸

29、壳体壁厚；n为安全系数，n=55.0；T壳体材料的屈服点。,壳体材料：球墨铸铁采用 QT50005，抗拉强度为500MPa，屈服点为350MPa铸造铝合金采用ZL105，抗拉强度为160 240MPa。活塞杆材料：活塞杆用 40或 45钢制造。 为提高可靠性和寿命，要求其表面镀铬并磨光。,2分配滑阀参数的选择 主要参数：滑阀直径d，预开隙e1、密封长度e2和滑阀总移动量e等。 上述参数影响分配阀的泄漏量、液流速度和转向灵敏度。（1）分配阀的泄漏量Q 要求 Q不大于溢流阀限制下最大排量的510。 Q分配阀泄漏量(cm3/s）；r 滑阀和阀体在半径方向的间隙（cm）， r =00005000125

30、cm。计算时取最大间隙； p 滑阀进、出口油压差（MPa）；d 滑阀外径（cm）；e2为密封长度（cm）， e2 = e e1； 液体动力粘度（Pas）。,（2）局部压力降p 汽车直线行驶时，液流流经分配阀后流回油箱。液流流经分配阀时，产生的局部压力降P （MPa） 。v 中立位置的液流流速（m/S）Q 溢流阀限制下的最大排量（Lmin），一般约等于发动机怠速时油泵排量的15倍；d 滑阀直径（cm）；e1 预开隙 (cm）。 p=3 X 102 4 X 102MPa 若滑阀直径d和预开隙e1取得过小，将使中立位置的液流流速增大，并导致 p超过允许值。,3分配阀的回位弹簧为了防止因外界干涉破坏分

31、配阀的正常工作和保证转向后转向盘的自动回正作用，回位弹簧的力在保证转向轻便的条件下，应尽可能取大些。为克服回位弹簧上的压力，反映在转向盘上的作用力，轿车应比货车的小些。回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆传动时的摩擦力，否则转向后转向轮不可能有自动回正作用。转向器的摩擦力可由试验确定。,4. 动力转向器的评价指标 （1）动力转向器的作用效能用效能指标来评价动力转向器的作用效能。 效能指标 s=Fh/Fh现有动力转向器的效能指标 s=1 15。 （2）路感 驾驶员的路感来自于转动转向盘时，所要克服的液压阻力。液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。在最大工作压力时，轿车：换算以转向盘上

32、的力增加约30 50N，货车：增加80 100N。,（3）转向灵敏度 转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值来评价 比值i 越小，则动力转向作用的灵敏度越高。高级轿车 i 6.7。 转向灵敏度也可以用接通动力转向时，作用到转向盘的手力的转角来评价。要求h=2050N，转角在10 15范围。,（4）动力转向器的静特性 动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化关系曲线，是用来评价动力转向器的主要特性指标。因输出转矩等于油压压力乘以动力缸工作面积和作用力臂，对于已确定的结构，后两项是常量，所以可以用输入转矩M与输出油压p之间的变化关系曲线来表示动力转向的静特性。 静特性曲线划分为四个区

33、段。在输入转矩不大的时候，相当于图中A段；汽车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段（C段）；B区段属常用快速转向行驶区段；D区段曲线就表明是一个较宽的平滑过渡区间。,静特性曲线分段示意图,要求动力转向器向右转和向左转的静特性曲线应对称。对称性可以评价滑阀的加工和装配质量。要求对称性大于0.85。,第五节 转 向 梯 形 转向梯形的设计要求：1）正确选择转向梯形参数，保证汽车转弯时全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶。2）满足最小转弯直径的要求，转向轮应有足够大的转角。 一、转向梯形结构方案分析 1.整体式转向梯形 整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成。优点: 结构简单，调整

34、前束容易，制造成本低；缺点: 一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。,转向梯形动画演示,整体式断开式,转向梯形,整体式转向梯形1横拉杆 2梯形臂 3前轴,2.断开式转向梯形转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。特点：1）能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮；2）由于杆系、球头增多，所以结构复杂，制造成本高，并且调整前束比较困难。横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。采用双横臂独立悬架，常用图解法（基于三心定理）确定断开点的位置。,断开式转向梯形,其求法如下：1）延长 KBB与 KAA，交于立柱 AB的瞬心 P点，由P点作直线PS。S点为转向节臂球销中心在悬架杆件

35、（双横臂）所在平面上的投影。当悬架摇臂的轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。2）延长直线AB与KAKB，交于QAB点，连PQAB直线。3）连接S和B点，延长直线SB。4）作直线PQBs，使直线PQAB与PQBs间夹角等于直线PKA与PS间的夹角。当S点低于 A点时，PQBs线应低于 PQAB线。5）延长PS与QBsKB，相交于D点，此D点便是横拉杆铰接点（断开点）的理想的位置。,二、整体式转向梯形机构优化设计在忽略侧偏角影响的条件下，两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上。设i、o分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。

36、若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角关系,若自变角为o，则因变角i的期望值为,理想的内、外车轮转角关系简图,利用弦定理，后置梯形机构可推得转向梯形所给出内侧轮实际转角,m梯形臂长； 梯形底角所设计的转向梯形给出的实际因变角i，应尽可能接近理论上的期望值i。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子0（o），构成评价设计优劣的目标函数 f（x）为,设计变量x,Dmin汽车最小转弯直径；a主销偏移距。,（7-16）,omax 外转向车轮最大转角,考虑到多数使用工况下转角o小于2

37、0，且10以内的小转角使用得更加频繁，取,建立约束条件a) 各设计变量的取值范围构成的约束条件为,m-mmin0 mmax-m0-min0 max- 0,梯形臂长度 mmin=0.11K mmax=0.15K。梯形底角 min=70 man=70,b) 最小传动角的约束条件 min,min最小传动角，min=40 。,四项约束条件所形成的可行域。图b适用于要求min较大，而min可小些的车型；图c适用于要求min较大，而min小些的车型；图a适用介于图7-17b、c之间要求的车型。,转向梯形机构优化设计的可行域,由数学模型可知，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

38、合形法来求解。,三、转向传动机构强度计算1球头销 球头销常由于球面部分磨损而损坏，为此验算接触应力jF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 j2530N/mm2 球头销用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi制造。,2转向拉杆拉杆应有较小的质量和足够的刚度。拉杆的形状应符合布置要求，有时不得不做成弯的，这就减小了纵向刚度。拉杆应用压杆稳定性计算公式进行验算。稳定性安全系数不小于1525。拉杆用20、30或40钢无缝钢管制成。,3转向摇臂 在球头销上作用的力F，对转向摇臂构成弯曲和扭转力矩的联合作用。危险断面在摇臂根部，应按第三强度理论验算其强度Ww、Wn危险断面的抗弯截面系数和抗扭转截面系数； T/naT 材料的屈服点；n 安全系数，取 n=1.72.4,back,back,