重型车辆转向设计计算资料.docx

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重型车辆转向设计计算资料

第3章设计计算

3.1汽车转向系主要参数的选择

3.1.1汽车主要尺寸的确定

汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等，如图3-1所示。

图3-1汽车的主要参数尺寸

（1）轴距

轴距L的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。

轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。

但轴距过短也会带来一系列问题，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。

因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。

当然，在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。

轻型货车、鞍式牵引车和矿用自卸车等车型要求有小的转弯半径，故其轴距比一般货的短，而经常运送大型构件、长尺寸或轻抛货物的货车和集装箱运输车，则轴距可取得长一些。

汽车总质量愈大，轴距一般也愈长。

轴距L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。

当轴距短时，上述各指标减小。

（2）前轮距B1和后轮距B2

改变汽车轮距B会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化、增大轮距则车厢内宽随之增加，并导致汽车的比功率、币转矩指标下降，机动性变坏。

受汽车总宽不得超过2.5m限制，轮距不宜过大。

但在选定的前轮距B1范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。

在确定后轮距B2时，应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度以及它们之间应留有必要的间隙。

（3）外廓尺寸

汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。

它应根据汽车的类型、用途、承载量、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。

GB1589-79对汽车外廓尺寸界限做了规定，总高不大于4m，总宽（不包括后视镜）不大于2.5m；外开窗，后视镜等突出部分宽250mm。

总长：

货车及越野车不大于12m；一般大客车不大于12m，铰接式大客车不大于18m；牵引车带半挂车不大于16m，汽车拖带挂车不大于20m，挂车长度不大于8m。

根据毕业设计课题及以上的论述，本次设计初选尺寸数据如下：

轴距:

L=6800mm总长:

L长=11800mm

前轮距:

B1=2280mm总宽:

L宽=2400mm

后轮距:

B2=2270mm总高:

L高=3280mm

3.1.2汽车质量参数的确定

汽车的质量参数包括整车整备质量m0、装载质量me、质量系数η、汽车总质量ma、轴荷分配等。

（1）整车整备质量m0

整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。

整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济型有影响。

目前，尽可能减少整车整备质量的目的是：

通过减轻整备质量增加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加，节约燃料。

减少整车整备质量的措施主要有：

新设计的车型应使其结构更合理，采用强度足够的轻质材料，如塑料、铝合金等等。

过去用金属材料制作的仪表板、油箱等大型结构件，用塑料取代后减重效果十分明显，目前得到比较广泛的应用。

今后，塑料载汽车上会进一步得到应用。

（2）汽车的载质量me

汽车的载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质量。

汽车在碎石路面上行驶时，载质量约为好路面的75％～85％。

越野汽车的载质量是指越野汽车行驶时或在土路上行驶的额定在质量。

商用货车载质量me的确定，首先应与企业商品规划符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。

原则上，货流大、运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车以利降低运输成本，提高效率；对货源变化频繁、运距短的市内运输车，宜采用中、小吨位的货车比较经济。

（3）质量系数η

质量系数η是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即η＝me／m0。

该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，η值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。

（4）汽车总质量ma

汽车总质量ma是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。

（5）轴荷分配

汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵件和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。

因此，在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。

汽车的布置型式对轴荷分配影响较大，例如对载货汽车而言，长头车满载时的前轴负荷分配多在28％上下，而平头车多在33％～35％。

对轿车而言，前置发动机前轮驱动的轿车满载时的前轴负荷最好在55％以上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动的轿车满载时的后轴负荷一般不大于52％；后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最好不超过59％，否则，会导致汽车具有过多转向特性而使操纵性变坏。

在确定轴荷分配时也要考虑到汽车的使用条件。

对于常在较差路面上行驶的载货汽车，为了保证其在泥泞路而上的通过能力，常将满载前轴负荷控制在26％～27％，以减小前轮的滚动阻力并增大后驱动轮的附着力。

对于常在潮湿路面上行驶的后驱动轮装用单胎的4×2平头货车，空载时后铀负荷应不小于41％，以免引起例滑。

在确定轴荷分配时还要充分考虑汽车的结构特点及性能要求。

例如：

重型矿用自卸汽车的轴距短、质心高，制动或下坡时质量转移会使前轴负荷过大，故在设计时可将其前轴负荷适当减小，使后轴负荷适当加大。

根据毕业设计课题及以上的论述，本次设计初选质量数据如下：

汽车总质量：

ma=150t

整车整备质量：

m0=60t

满载时车辆前轴负荷:

28%×150t=42t

3.1.3转向系的主要性能参数

（1）转角及最小转弯半径

最小转弯半径是指转向轮转角在最大位置条件下，汽车低速行驶时前外转向轮与地面接触点的轨迹到转向中心O点的距离。

汽车的机动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。

即首先应使转向轮转到最大转角时，汽车的最小转弯半径能达到汽车轴距的2-2.5倍；其次，应这样选择转向系的角传动比，即由转向盘处于中间的位置向左或右旋转至极限位置的总旋转圈数，对轿车应不超过2圈，对货车不应超过3圈。

汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，其内、外转向轮理想的转角关系如图3-3所示，由下式决定：

（3-1）

式中：

—外转向轮转角；

—内转向轮转角；

K—两转向主销中心线与地面交点间的距离；

L—汽车轴距

汽车的最小转弯半径Rmin与其内、外转向轮在最大转角与、轴距L、主销距K及转向轮的转臂a等尺寸有关。

在转向过程中除内、外转向轮的转角外，其他参数是不变的。

最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。

可按下式计算：

（3-2）

图3-2理想的内、外转向轮转角间的关系

初选汽车的轴距为:

L=6800mm，而外转向轮偏转角的最大值一般取45º,取转向轮转臂a=0.3m。

所以计算出最小转弯半径：

Rmin≈10m

（2）转向系的效率

功率从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号表示，；反之称为逆效率，用符号表示。

正效率计算公式：

（3-3）

逆效率计算公式：

（3-4）

式中，为作用在转向轴上的功率；为转向器中的磨擦功率；为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转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。

在几种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式的正效率要明显的低些。

同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。

如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。

选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种转向器的效率η+仅有54%。

另外两种结构的转向器效率分别为70%和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%。

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，其效率可用下式计算

　　　　　　　　　　　　（3-5）

式中，为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为磨擦因数。

2）转向器的逆效率

根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。

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，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。

它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。

但是，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。

属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。

不可逆式和极限可逆式转向器

不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。

该冲击力转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。

同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。

极限可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

　　（3-6）

式（3-5）和式（3-6）表明：

增加导程角，正、逆效率均增大。

受增大的影响，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。

通常螺线导程角选在8°～10°之间。

（3）转向力

（4）传动比变化特性

1）转向系传动比

转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。

转向系的力传动比：

（3-9）

转向系的角传动比：

（3-10）

转向系的角传动比由转向器角传动比和转向传动机构角传动比组成，即=25（3-11）

转向器的角传动比：

（一般取=25）　（3-12）

转向传动机构的角传动比：

（一般取=1）（3-13）

2）转向系力传动比与转向系角传动比的关系

轮胎与地面之间的转向阻力与作用在转向节上的转向阻力矩的关系式：

（3-14）

式中，α为主销偏移距（一般取0.3m），指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。

计算Fw=2.2×105N

作用在转向盘上的手力与作用在转向盘上的力矩的关系式：

（3-15）

式中，Mh为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径。

将式（3-12）、式（3-13）代入后得到

（3-16）

计算得=46

如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示

（3-17）

将式（3-17）代入式（3-16）后得到

（3-18）

当α和Dsw不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。

3.2循环球式转向器设计计算

循环球式转向器中有两级传动副，第一级是由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，第二级是由螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的齿条-齿扇传动副,如下图。

图3-3循环球式转向器示意图

3.2.1参数的选取及计算

根据毕业设计要求以及机械设计手册，然后参考同类汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。

初选数据：

齿扇模数m=6.5mm；整圆齿数z=13；钢球中心距D=40mm；螺杆外径=38mm；