汽车设计讲稿第七章 转向系设计.docx
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汽车设计讲稿第七章转向系设计
第七章转向系设计
§7-1概述
1、功用：
保持或改变行驶方向
转向时，保证各转向轮间转角协调。
2、组成：
转向器（构造图）
转向传动机构
动力系统
防伤机构
转向减振器
3、设计要求
1）转弯时，全部车轮绕同一瞬心转，车轮无侧滑。
否则，增加轮胎磨损，减少行驶稳定性。
--正确设计转向梯形。
2）转向盘能自动回正，稳定行驶。
3）转向轮不自振，转向盘不摆动--设转向减振器
4）转向传动机构和悬架导向装置运动不协调产生的摆动应最小。
5）机动性高，有迅速和小转弯能力--转向轮转角大
6）操纵轻便--转盘上切向力和转盘转动圈数
7）传到转向盘的反冲力小
8）转向器和传动机构球头处，有消除间隙的调整机构
9）有防伤装置（撞车时保护驾驶员）
10）转向盘与转向轮转动方向一致
发展方向：
电动，电控
§7-2机械式转向器方案分析
一机械式转向器方案分析
机械式应用较多，可分为齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式和蜗杆指销式。
1齿轮齿条式：
（1）优缺点：
优点：
结构简单紧凑
质量小
传动效率高达90%
能自动消除齿间间隙
占用体积小
无转向摇臂和直拉杆，转向轮转角可增大
成本低
缺点：
逆效率高（60%-70%）。
转向轮与路面间冲击力大部分能传至转向盘（反冲）
（2）四种输入输出形式
A中间输入，两端输出：
（图7-2a）
B侧面输入，两端输出：
（图7-2b）
A、B中转向拉杆长度受限，易与导向机构产生运动干涉。
C侧面输入，中间输出，（图7-2c）：
与齿条固连的左右拉杆延伸到纵向对称平面附近，由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利减小与悬架的运动干涉。
但转向器壳体开轴向长槽，降低了强度。
D、侧面输入，一端输出：
（图7-2D）：
平头微型车
（3）齿：
采用斜齿，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，齿轮轴线与齿条轴线夹角易满足工作要求
（4）齿条断面：
圆形（图7-1）：
工艺简单
V形（图7-4）：
耗材省，质量小
Y形（图7-5）：
齿宽可宽些，增加强度
（5）布置形式：
转向器位于前轴后，后置梯形
…………………，前………
………………前，后………
…………………，前………
（6）应用广泛
2循环球式：
（1）优：
传动效率高，可达75-85%
使用寿命足够
转向器传动比可变
齿条和齿扇间间隙易调整
可作整体式动力转向器
缺：
逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度高
（2）应用：
货，客
3蜗杆滚轮式：
（1）优：
结构简单，制造容易，
蜗杆和滚轮面接触，强度高，工作可靠，磨损少，寿命长，
逆效率低
缺：
正效率低，
磨损后间隙调整困难，
传动比不能变化
（2）应用：
曾广泛。
4蜗杆指销式：
（1）类型和特点：
A按指销固定否：
a）固定销：
不能自转--结构简单，制造容易，磨损快，效率低。
b）旋转销：
能自转--效率高，磨损慢，结构复杂
B按销数：
a）单销：
结构简单，尺寸和质量小，精度要求低。
b）双销：
结构复杂，尺寸和质量大，精度要求高，传动比和传动间隙特性变化受限。
（2）优：
传动比可变或不变，
指销和蜗杆工作磨损后，间隙易调整
（3）应用：
较少
二、防伤安全机构方案分析与计算：
1、用万向节连接的，布置合理即可（图7-9）
2、两段转向轴（图7-10）
3、联轴套管（图7-11）
4、弹性联轴器式（图7-12）
5、吸能转向管柱（图7-13）
§7-3转向器主要性能参数：
一、转向器效率
转向器效率η概念
1正效率η+=（p1-p2）/p1，功率从转向轴输入，经转向摇臂轴输出。
逆效率η-=（p3-p2）/p3，功率从转向摇臂轴输入，经转向轴输出。
式中：
P1--作用在转向轴上的功率，P2--转向器中的摩擦功率，P3--作用在转向摇臂轴上的功率
2η对驾驶的影响
要求：
η+高，转向时驾驶员转动转向盘轻便
η-有一定植，使车轮与路面之间作用力传至转向盘尽可能小，减轻驾驶员疲劳和防止打手。
1、η+
（1）转向器类型和结构特点对η+的影响：
类循环球式指销式齿条扇齿
型齿轮齿条螺旋齿斜齿
↑蜗杆指销式（二汽）固定销旋转销（二汽）
↓蜗杆滚轮式（一汽）针轴承54%锥轴承70%滚珠轴承75%
---→η+
←→结构特点
（2）结构参数与效率：
对蜗杆和螺杆类转向器，如只考虑啮合副的摩擦损失，忽略轴承和其他地方的摩擦损失，其效率：
η+=tgα0/tg（α0+ρ）
式中：
α0--蜗杆（或螺杆）的螺旋导程角
ρ--摩擦角，ρ=tg-1f，f为摩擦系数。
若α0↑，η+↑，但又影响逆效率。
2η-
（1）按逆效率大小不同，转向器可分三类：
A、可逆式转向器：
a、定义：
路面作用车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘
b、归属：
齿轮齿条式，循环球式
c、优：
保证转向后，转向轮和转向盘自动回正，既减少驾驶员的疲劳，又可提高行驶安全性。
d、缺：
在环路行驶，车轮受到的冲击力大部分传给转向盘，驾驶员容易“打手”，使之精神紧张，影响安全
e、适用：
良好路面
B、不可逆式：
车轮受到的冲击力不能转到转向盘的转向器，而由转向传动机构零件承受，
既不能保证自动回正，又缺乏路感，已不用
C、极限可递式：
介于上述二者之间，车轮冲击只有较小部分传给方向盘，逆效率低，在坏路上行驶时，驾驶员并不紧张。
（2）算式：
η-=tg（α0-ρ）/tgα0
若α0↑，η-↑，
当α0≤ρ，η=负或0，为不可逆。
∴α0须＞ρ
α0=8--10°
二、传动比变化特性：
1、转向系传动比
（1）转向系力传动比，ip=2Fw/Fh
Fw----轮胎接地面中心作用在两转向轮合力
Fh----作用在转向盘上手力
（2）转向系角传动比：
io=Ww/Wk=（dψ/dt）/（dβk/dt）=dψ/dβk
式中：
Ww-转向盘角速度，Wk-同侧转向节偏转角速度，dψ--转向盘转角增量，dβk--转向节转角增量，dt--时间增量。
又A转向器角传动比iw=Ww/Wp=（dψ/dt）/（dβp/dt）=dψ/dβp
式中：
dβp--摇臂轴转角增量，上式适用于除齿轮齿条式之外的转向器
B转向传动机构角传动比iw′=Wp/Wk=（dβp/dt）/（dβk/dt）=dβp/dβk
∴转向角传动比又等于转向器角传动比乘转向传动机构角传动比
iwo=Ww/Wk=Ww/Wp•Wp/Wk=iw•iw′
2、力传动比ip与角传动比iw的关系
而转向阻力Fw=Mr/a（7-3）
式中：
Mr--作用在转向节上的转向阻力矩，a--主销偏移距，转向节主销轴线与地面交点至车轮中心平面与地面交点间距离
作用转向盘上手力Fh=2Mh/Dsw（7-4）
式中：
Mh—作用在转向盘上力矩
Dsw--转向盘作用直径
（7-3）（7-4）代ip=2Fw/Fh
ip=MrDsw/Mha（7-5）
Mh=MrDsw/ipa
可知，当主销偏移距a小时，力传动比ip应取大些，才能保证转向轻便
如忽略摩擦损失，（主动力做功等于约束反力做功）
MhΔψ=2MrΔβk
∴2Mr/Mh=Δψ/Δβk=iwo（7-6）
（7-6）代（7-5）
ip=iwoDsw/2a（7-7）
结论：
（1）主销偏移距a↓，力传动比ip↑（较小手力克服较大的转向阻力）转向较轻便.但a值过小时，会增加车轮和路面间的表面摩擦力，反而增大摩擦阻力。
（2）Dsw、a一定时，力传动比ip与系角传动比iwo成正比。
3、转向系角传动比iwo
传动机构传动比可近似用转向节臂臂长L2与摇臂臂长L1之比表示。
即：
iw′=dβp/dβk≈L2/L1
L2/L1约在0.85-1.1之间,为便于分析,可近似认为其比为1,dβp≈dβk≈dβ
则:
iwo=iw•iw′==dψ/dβp•dβp/dβK=dψ/dβp•L2/L1≈dψ/dβ=iw
所以,研究转向系的传动比特性,只要研究转向器的角传动比iw及其规律即可
4、转向器角传动比及其变化规律：
（1）：
“轻”:
从（7-7）：
ip∝iwo，∴↑iwo，则ip↑.
又从ip=2Fw/Fh，∴当Fw一定时，ip↑，Fh↓。
可见：
增大角传动比可增大力传动比。
可减少作用在方向盘上手力，使操作方便--“轻”
（2）“不灵”，∵转向器角传动比iw=转向系角传动比iwo
从（7-6），如dψ一定，dβ反比于iwo
↑iwo，dβk↓，即转向轮转角对同一转向盘转角的响应变得迟钝，操纵时间增长，汽车转向灵敏度降低（对高速车重要）不“灵”
为解决这对矛盾，通常采用可变传动比的转向器（简称变速比转向器）解决轻和灵的矛盾。
5、变速比转向器设计原理：
（1）以轿车上用得多的齿轮齿条式转向器为例，根据机械原理，相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等。
即：
Pb1=Pb2.
∵Pb1=Лm1cosα1
齿条Pb2=Лm2cosα2
小齿轮---标准渐开线
齿条---变模数m变压力角α2，但m2cosα2不变，使Лm2cosα2=Лm1cosα1,齿条α2在中间位置（相当于直线行驶）最大，→cosα2↓为使m2cosα2不变，相应↑m2，主动齿轮啮合半径大，转向盘每转动单位角度时，齿条行程较大--较灵（图7-14a）
齿条α2向两端逐渐减小→cosα2↑，↓m2，主动齿轮啮合半径小，转向盘每转动单位角度时，齿条行程减小--较轻（图7-14b）。
（2）循环式齿条齿扇式转向器
角传动比iw=2Лr/p（7-13）
因结构原因，螺距P不能变化，但可改变齿扇啮合半径r，实现变速比
（3）转向器角传动比iw变化规律选择：
A、未装动力转向的大客和中货
因为转向轴负荷大，转向阻力矩大致与车轮转角成正比，所以低速急转弯的操纵轻便性的问题突出--转向器角传动比应大些。
高速转向行驶时，转向轮转角较小，转向阻力矩也小，要求转向轮反应灵敏→转向器角传动比iw应小些。
所以应选如图7-15曲线。
B、中小型轿车和装动力转向器的大客和中货，要求轻便性好，以增加机动性为主，减小角传动比，减小转动盘转动总圈数。
三、转向器传动副的传动间隙Δt
1、传动间隙特性
A、传动间隙Δt：
指各种转向器中传动副（如齿扇和齿条，滚轮和蜗杆，指销和蜗杆）之间的间隙
如Δt＞0，直线行驶时，一旦转向轮受到侧向力作用，就能在Δt范围内允许车轮偏离原行驶位置，使汽车失去稳定
Δt=0，寿命短
B、传动间隙特性：
Δt～ψ关系
C、要求转向盘处于中间及其附近位置要极小，图7-16
2、如何获得传动间隙特性（与转向盘自由行程概念不同）以循环球式转向器的齿条齿扇为例
齿扇的齿厚不同（中间齿最厚，越旁边越薄）
偏心法加工：
加工中心O1---齿扇齿切齿轴线
加工中心O--摇臂轴轴线
n为偏心距，n一般取0.5mm，可得不同程度的齿扇齿。
§7-4机械式转向器的设计与计算
一、转向系计算载荷
1、转向克服阻力：
转向轮绕主销转动阻力
车轮稳定阻力（因为主销内、后倾，前轮转动使车身有抬高倾向）
转向系内摩擦阻力（较小）
2、汽车在沥青或混凝土路面原地转向阻力矩Mr：
（经验公式）
（公式）（7-9）
式中：
f---轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般取0.7
G1---转向轴负荷
p---轮胎气压
3、作用在方向盘上手力
（公式）（7-10）
式中：
L1---转向摇臂长
L2---转向节臂长
Rsw---转向盘半径
iw---转向器角传动比
η+---转向器效率
对给定的车，用上式算出的作用力是最大值，可作为计算载荷。
但对于前轴负荷大的重型汽车，用上式算出的力，往往超出驾驶员生理上的可能，因此对转向器和动力转向器的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，根据实验资料取700N。
二、齿轮齿条式转向器的设计
三、循环球式转向器的设计
与其他类型比较
（一）循环球式转向器主要尺寸参数选择
1、螺杆、钢球、螺母传动副（图7-19）
（1）钢球中心距D：
螺杆两侧钢球中心间距离。
是基本参数。
影响转向器尺寸及强度，尽可能取小。
D的规律随齿扇模数的增大而增加。
初选：
参考同类型车→强度验算→修正
（2）螺杆外径D1及螺母内径D2
之间不能有摩擦，D2-D1=（5-10）%D。
选定D便能定D1，D2
（3）钢球直径d及数量n
↑d，承载能力↑，机构尺寸↑。
D一定，d变大，螺杆变细
↑钢球数，↑承载能力，但钢球流动性变坏，传动效率↓。
（4）滚道截面
四段圆弧：
图7-20，螺杆和螺母各由两条圆弧组成。
钢球与滚道有四点接触。
基本上能消除轴向位移与轴向定位不稳定，滚道与钢球间的间隙可用以碎屑，减磨损，应用广泛。
滚道半径R2，R2/d=0.51—0.53
（5）接触角θ：
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为接触角θ，θ↑，颈向力↑，轴向力↓，一般θ=45°，以使轴向力和径向力分配均匀。
奔驰车θ=57.5°
（6）螺距P与螺旋线导程角α0：
设转向盘转动ф角，对应螺母移动的距离为S
S=фP/（2Л）（7-11）
式中：
P为螺纹螺距，与此同时，齿条移动的距离和齿扇节圆转过的弧长均等于S
相应摇臂轴转过βp角，设r为齿扇节圆半径。
S=βpr（7-12）
联立7-11，7-12得式（7-13）
可见，螺距P影响转向器传动比的值。
如P不变，d↑,（7-19图），尺寸b越小。
要求b=p-d>2.5mm.
α0取5°-8°
（7）工作钢球圈数N：
多数情况下，转向器用两个环路，W多，钢球承载小，但受力不均匀，螺杆增长而钢度降低，W有1.5，2.5圈的,单环路参数见表7-1。
2、齿条、齿扇传动付设计：
《汽车构造》图23-9，因为转向螺母上的齿条是倾斜的，所以与之啮合的齿扇应当是变厚齿扇。
使齿扇轴相对于齿条作轴向移动，就能调整二者的啮合间隙。
齿扇属于变厚齿扇，其齿形外观和普通直齿圆锥齿轮相似。
（1）形成：
滚斜向进给=垂直进给+径向进给（图7-27）
（2）特点：
A：
顶圆和根圆轮廓是圆锥一部分
B：
分度圆d=m·z不变，全齿宽各截面m,z不变，位变
如O-O截面，变位系数ф=0（分度圆共同的）
I--I截面，为正半径＼
由无数变位的圆柱齿轮组成。
II-II截面，为负半径／
（注意与锥齿轮区别：
节圆为圆锥面，全齿宽上Z位不变，但m变，端面方向不同）
C、分度圆上沿齿宽齿厚是变化的。
D、基圆是圆柱。
（3）参数：
m=3.5--6.5
压力角α0=20---30
切削角r=6°30′和7°30′两种
齿数z=12---15
宽度B=22---38mm
§7-5动力转向机构
安装目的：
减少转向手力和提高行驶安全性
中级以上轿车，采用动力转向的逐渐增多。
转向轴轴载质量>2.5t,可用动力转向
··············>4t，应用········
一、对动力转向机构的要求：
1）运动学上转向轮转角和转向盘保持一定比例。
2）有“路感”
3）转向盘上切向力Fh≥0.025---0.190KN时
动力转向器开始工作
4）能自动回正
5）工作灵敏
6）动力转向失灵后,仍能用机械转向
7）密封性好
二、液压式动力转向机构布置方案分析：
优：
油液工作压力高，动力缸尺寸质量小，结构紧凑，油液不可压缩，灵敏度高，可吸振
1动力转向机构布置方案：
（1）机构组成：
分配阀，转向器，动力缸，液压泵，贮油罐，油管
（2）根据分配阀,转向器和动力缸的相互位置不同
a）整体式:
结构紧凑，管路短，不引起转向轮摆振，但转向摇臂轴、摇臂等零件尺寸和质量加大，不能使用典型转向器，拆装困难，密封性要求高。
b）分置式:
{联阀式:
分配阀装在动力缸上（图7-25b）用较多
{连杆式:
·········转向器和动力缸的连杆上（图7-25c）
c）半分置式：
分配阀装在转向器上（图7-25c），用较多
2分配阀的结构方案：
（1）滑阀式：
阀与阀体轴向移动，结构简单，工艺性好
（2）转阀式：
利用扭杆弹簧使转阀回位，灵敏度高，密封件少，结构先进
三、液压式动力转向机构的计算：
1动力缸尺寸计算
2分配滑阀参数的选择
3分配阀的回位弹簧
4动力转向器的评价指标
（1）动力转向器的作用效能：
用指标S=Fh/Fh′来评价
式中：
Fh--没有动力转向器，转动转向轮所需手力
Fh′--有···········，···················，
一般取S=1-15
（2）路感：
转动方向盘要克服反映路感的液压阻力
最大工作压力时，轿车：
增加30-50N，货：
增加80-100N
（2）转向灵敏度i：
转向盘行程比滑阀行程
i=（Dswф）/（2δ）
式中：
Dsw-转向盘直径，ф-转向盘转角，δ-滑阀行程
可见，Dsw和δ不变时，i与ф成正比
i大，表明单位滑阀行程所转过的方向盘转角大
i小，……………………………………………小
i越小，则动力转向作用的灵敏度越高，高级轿车i<6.7
转向灵敏度也可用接通动力转向时手力和转角来评价，要求：
Fh′=20-50N,ф=10-15°范围
（3）动力转向器的静特性：
指输入转矩与输出转矩关系曲线，是主要特性指标。
对固定结构，可用输入转矩
与输出油压关系曲线表示。
图7－29
A段－直线行驶位置附近小角度转向区，低平形状，油压变化不大。
C段－原地转向或掉头时，输入转矩进入最大区段，要求助力效果最大，油压曲线陡直。
B段－常用快速转向行驶，要求助力转向要明显，油压曲线的斜率变化应较大，曲线由较为平缓变陡
D段－较宽的平滑过渡
对称性
四、电控液压动力转向机构
液压动力转向不足：
不适应汽车行驶速度多变，既要转向轻便又不能发飘
→车速感应型动力转向机构（电控液压和电动助力）
电控液压动力转向机构组成：
液压动力转向机构＋控制器＋执行元件
另加车速传感器＋控制器（或微机）
1、电控液压动力转向机构分类（根据控制方式不同）图
2、流量控制式电控液压动力转向工作原理：
根据车速的变化改变向动力转向器提供的油量，并同时改变转向手力。
1）车速低：
转向：
增加供油量改善助力
转急弯：
（检测到转向角速度大）提供最大供油量达全动力转向
2）车速高：
适当减少液压泵供油量，手感重，无发飘
3、油压反馈控制式电控液压动力转向工作原理：
车速越高，通往控制阀反作用腔的反馈压力也越高，增加开启控制阀的阻力，即转向手力增大
五、电动助力转向机构：
发展前景良好
1、组成与工作原理
1）组成：
图7－31
机械转向器与电动助力部分相结合
电动助力部分（电动机、电池、传感器和控制器（ECU）及线束），有的还有减速机构和电磁离合器
2）工作原理：
2、电动助力转向特点：
1）节能：
仅为液压的16％－20％
2）工作可靠，无漏油
3）噪声小
4）整体结构紧凑，部件少，占用空间小，质量轻，易布置。
3、布置方案（图）
转向轴助力式
齿轮助力式
齿条助力式
1、布置位置
转向盘下方
地板下方与转向器主动齿轮相连
地板下与齿条相连
2、工作条件
良好
较差
较差
3、助力转矩
小
可小些
大
4、尺寸
小
小
大
5、质量
小
小
大
6、转向轴尺寸
大
小
小
7、噪声振动
直接影响驾驶员
影响不大
小些
8、拆装维修
容易
不易
中
9、与典型转向器适用性
易
不
不
10、影响驾驶员腿部动作
会
不
不
4、电动助力转向的助力特性：
（1）转向轻便性与路感
理想的助力特性：
低速转向足够轻便，高速转向良好路感
A．路感强度E
（7－23）
式中：
dMh－作用在转向盘上力矩的增量；dF－转向器输出力的增量
B.对齿轮齿条转向器
（7－24）
式中：
dMz－齿条输出力增量当量转换到转向轴上的转矩增量，rp－转向器主动齿轮的分度圆半径
∵
（7－25）
式中：
iw－主动齿轮转动一圈时齿条的行程（mm），定义为齿轮齿条转向器的传动比
（7－24）（7—25）代（7－23）
（7－26）
设dMa为电动机作用到转向轴的力矩增量
（7－27）
令
（7－28）
可得
（7－29）
由上式知，忽略iw变化带来的影响时，若H＝0表明助力矩与转向盘上力矩成固定比例变化，这时路感强度E为常数。
C.当量路感强度
（7－30）
H＝0，转向机构没有助力作用，路感强度100％
H＝∞，转向阻力全部由动力转向克服，路感强度为0
矛盾：
由（7－27），↑助力矩Ma，可↓Mh，→转向轻便，但
↑，→路感变坏，反之，↓Ma，↑Mh，则
↓，→路感加强，转向轻便
（2）直线型助力特性图7－35，7－36
A段－无助力区
C段－助力不变区
B段－助力变化区，斜率K1陡－助力效果好，低速急转弯
斜率K2－助力效果差
（3）车速感应型助力特性：
图7－37
设计成随车速Va的变化而变化
§7-6转向梯形
1转向梯形机构功用:
保证转弯时,所有车轮都能绕一瞬时转向中心,在不同的圆周上作无滑动的纯滚动
2设计任务:
确定最佳参数
强度计算
3分类:
整体式
断开式
一、转向梯形结构方案分析
（一）整体式转向梯形:
1组成,图7-30.横拉杆、梯形臂、前轴。
2优—--结构简单，调整前束容易，制造成本低
缺----一侧转向轮上、下跳动时,会影响另一侧转向轮
3转向梯形布置:
前置:
用于发动机位置低或前驱动,梯形臂须外伸,布置困难
后置:
一般
4应用:
非独立悬架
（二）断开式转向梯形，横拉杆断开的
1优:
一侧车轮上下跳动时,不会影响另一侧车轮
缺:
结构复杂,制造成本高
2应用:
独立悬架
3横拉杆断开点求法,图7-32图解法
A、图悬架,不等长双横臂,前视图
B、图解:
a.延长ＫBB与KAA,交与主瞬心P
设S为转向节臂球销中心在双横臂所在平面上投影,连PS
b.延长直线AB与KAKB,,交于QAB点，连PQAB
c.过P点作直线PQB,使∠QABPQB=∠KAPS
d.连接SB,延长SB交PQB于PQBS
e.延长PS与QBSKB,相交于D,D点即为横拉杆断开点的理想位置
还要对车轮左右转不同工况校核
二、整体式转向梯形机构优化设计
1、理论期望值θi
两轴汽车转向时,若忽略轮胎侧偏影响,两转向前轮轴的延长线应交在后轴延长线上.
设
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