某款车型转向系统设计计算报告.docx
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某款车型转向系统设计计算报告
编号：
转向系统设计计算报告
项目名称：
微型乘用车设计开发
项目代码：
_________
编制:
日期:
校对:
日期:
审核:
日期:
批准:
日期:
转向系统设计计算报告
1概述
1.1任务来源
K61-001是在五菱荣光为样车的基础上开发设计的一款新车型，根据《W03宽体长轴微型客车产品技术定义表》，其转向系统需满足以下要求：
1、最小转弯直径≤11米。
2、转向力≤150N[教材推荐轿车的转向力]。
3、方向盘总圈数≤4.2圈。
1.2转向系统基本介绍
K61001转向系统沿用样车转向系统，选用齿轮齿条式机械转向器，结构简单、紧凑，重量轻，转向灵敏，制造容易，成本低，正、逆效率高，特别适于与麦弗逊式悬架配用，布置方便，工作可靠，并且满足了整车的各项指标。
1.3转向系统的结构简图
3
2
1
1转向盘2转向管柱3转向器
图2转向系统的结构简图
车轮
梯形臂长
梯形底角
图1转向梯形示意图
2转向系统设计的输入条件
2.1整车基本参数
表1整车基本输入参数
项目
代号
单位
数值
满载总质量
m
kg
1802
满载前轴荷
m1
kg
722
满载后轴荷
m2
kg
1080
前轮距
L1
mm
1391
后轮距
L2
mm
1408
轴距
L
mm
2700
车轮与地面间摩擦系数
f
0.7
轮胎型号
175/70R14LT
前轮胎气压
P1
MPa
0.22
后轮胎气压
P2
MPa
0.30
轮胎负荷能力
TLCC
Kg
690
2.2转向系统选用件主要参数
表2转向系统选用件主要参数
零部件
零件参数
代号
单位
K61-001
数值
转向节
转向梯形臂长度
L1
mm
126
转向梯形底角
度
104
方向盘
方向盘半径
R
mm
190
转向器
主动小齿轮的节圆半径
r
mm
5.5
转向器齿轮齿条轴交角
θ
度
8.4
齿条行程
L2
mm
140
转向器的效率
η
75%
2.3前轮定位参数
前轮定位参数
K61-001
五菱荣光
前束
0°30′±15
0°30′±15′
车轮外倾角
40′±30′
40′±30′
主销后倾角
2°30′±15
2°30′±15′
主销内倾角
9°±30′
9°±30′
3系统的设计计算
3.1轮胎的选型
竞品车轮胎：
175/70R14LT，负荷指数95，承载能力690kg；前轮胎气压220kPa，后轮胎气压300kPa，
该轮胎不在GB/T2977之中。
GB/T2978中的175/70R14轮胎增强型，负荷指数88，轮胎气压290kPa，承载能力560kg。
设计车满载后轴荷1080kg，单胎承载540kg，选用175/70R14LT，轮胎气压选择300kPa，此时承载能力大于560kg，满足使用要求。
设计车满载前轴荷为722kg，单胎承载361kg，考虑轮胎气压对操纵稳定性的影响，参考竞品车前轮胎气压确定为220kPa。
根据《W03宽体长轴微型客车产品技术定义表》整车最高车速≥120km/h，故选择轮胎速度级别为M，对应最高车速130km/h。
3.2静态原地转向阻力矩
静态原地转向阻力矩是汽车中最大极限转向所需力矩，比行驶中转向所需的力矩大2到3倍。
目前采用半经验公式计算
………………………………………………（3-1）
式中Mr——在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N·mm；
f——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，一般取0.7；
G1——转向轴负荷，N；
P——轮胎气压，MPa。
前轴：
G1=722×9.8=7076N,
P=0.22Mpa，
f=0.7,
得:
Mr=2.96×105N·mm
3.3齿轮齿条式转向系的角传动比
………………………………………（3-2）
式中：
iow——齿轮齿条式转向系的角传动比；
L1——梯形臂长度，mm；
r——主动小齿轮的节圆半径，mm；
θ——齿轮齿条的轴交角；
L1=126；θ=8.4°；r=5.5。
得：
iow=23.1
3.4静态原地转向时作用于转向盘的力
………………………………………（3-3）
式中：
Mr——原地转向阻力矩，N·mm；
Fh——作用于转向盘的力，N；
iow——齿轮齿条式转向系的角传动比；
R——方向盘半径mm；
α——转向梯形底角单位°
η——转向器的效率，取η=75%。
Mr=2.96×105N·mm；iow=23.1；R=190mm；η=75%；α=104。
得：
Fh=92.7N
满足《W03宽体长轴微型客车产品技术定义表》中转向力≤150N的要求。
3.5转向盘的总转动圈数
齿轮齿条式转向器转向盘转动圈数的公式为：
………………………………………（3-4）
式中：
L2——为齿条行程，单位：
mm；
L3——转向盘转一周时齿条的行程，mm；
L2=140mm;L3=34.2
计算结果得：
n=4.1
3.6转向管柱夹角及力矩波动分析
转向管柱与中间传动轴所成角度是153.70°，中间传动轴与转向器输入轴所成角度是153.65°，两者角度差为0.05°。
基本实现等角速传动。
力矩波动接近零。
3.7转向特性分析
根据转向系统及前悬架的数模，添加合理的约束，并根据转向拉杆行程大小对转向拉杆施加直线运动，建立转向系统的CAE运动分析模型，如图所示：
CAE运动分析表明，左转时内轮转角与外轮转角关系曲线如图所示
内轮转角与外轮转角关系图
内轮转角与外轮转角与理论最佳内外轮转角对比曲线
注：
红色曲线为CAE运动仿真内外轮转角关系曲线，蓝色曲线为理论内外轮转角关系曲线
通过上图可知在内轮转角20度时，分析外轮转角与理论外轮轮转角差为1.3度，通常在此处分析值与理论值相差3度以内都属于合理范围。
通过CAE运动分析，内轮极限转角为37.83°，外轮极限转角为32.29°。
3.8最小转弯半径分析
最小转弯半径计算公式为：
Rmin——最小转弯半径
L——轴距，2700mm
a——主销偏移距，23mm
θ0max——外轮最大转角，32.29°
计算得：
Rmin=5077mm≈5.1m
考虑实际转向时轮胎的变形及转向系统的刚度，实际最小转弯半径将会略大于计算值。
4结论及分析
整车最小转弯半径5.1米，满足“最小转弯直径≤11米”的要求；
最大内轮转角37.83度，最大外轮转角32.29度。
内外轮转角变化曲线属合理范围内；
转向管柱夹角差为0.05度，转向管柱力矩波动接近于零；
转向盘转向总圈数为4.1圈，符合设计目标；
转向手力为92.7N＜150N,满足设计要求，同时满足法规GB17675-1999《汽车转向系基本要求》中的规定。
总体认为，转向系统的选型及设计方案合理，能够达到产品定义表要求和法规的各项要求。
参考文献
1刘惟信.汽车设计清华大学出版社.2001
2王望予.汽车设计机械工业出版社.2003
3汽车工程手册编写组编.汽车工程手册（设计篇）.北京：
人民交通出版社，2001
4GB17675-1999.汽车转向系基本要求
附录一：
五菱荣光试验值
性能参数
数值
单位
备注
转向盘最大作用力矩均值
3.66
N·m
转向盘最大作用力均值
18.79
N
转向盘作用功均值
47.71
J
转向盘平均摩擦力矩均值
1.50
N·m
转向盘平均摩擦力均值
7.68
N
转向盘最大转角均值
456.64
º
附录二
五菱之光试验值
性能参数
数值
单位
备注
转向盘最大作用力矩均值
5.84
N·m
转向盘最大作用力均值
29.95
N
转向盘作用功均值
84.41
J
转向盘平均摩擦力矩均值
2.71
N·m
转向盘平均摩擦力均值
13.92
N
转向盘最大转角均值
445.35
º
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