汽车转向系设计

《汽车转向系设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车转向系设计（7页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。

1、第五章 汽车转向系设计 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。 机械转向系依靠驾驶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。 有 些汽车还装有防伤机构和转向减振器。 采用动力转向的汽车还装有动力系统， 并借助此系统 来减轻驾驶员的手力。 对转向系提出的要求有： 1)汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，这项要求会加速轮胎磨损，并降 低汽车的行驶稳定性。任何车轮不应有侧滑。不满足 2)汽车转向行驶后， 在驾驶员松开转向盘的条件下， 转向轮能自动返回到直线行驶位置， 并稳定行驶。 3)汽车在任何行驶状态下，转向

2、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共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最 小。 5)保证汽车有较高的机动性 6)操纵轻便。具有迅速和小转弯行驶能力。 7)转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。 8)转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 9)在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾 驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 10)进行运动校核，保证转向盘与转向轮转动方向一致。 正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。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

3、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，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小 转弯半径能达到汽车轴距的 22.5 倍。通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小 和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。 没有装置动力转向的轿车， 在行驶中转 向， 此力应为 50100N； 有动力转向时， 此力在 2050N。 当货车从直线行驶状态， 以 10km h 速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为 12m 的圆周行驶， 且路面干燥， 若转向系 内没有装动力转向器，上述切向力不得超过 250N；有动力转向器时，不得超过 120N。轿车 转向盘

4、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。 近年来，电动、电控动力转向器已得到较快发展，不久的将来可以转入商品装车使用。 电控动力转向可以实现在各种行驶条件下转动转向盘的力都轻便。 5.1 转向系主要性能参数及对汽车操纵稳定性的影响 转向系的主要性能有转向系的效率、 转向系的角传动比与力传动比、 转向器传动副的传 动间隙特性、转向系的刚度以及转向盘的总转动圈数。 5.1.1 转向系的效率 转向系的效率0由转向器的效率和转向操纵及传动机构的效率决定，即 0= 转向器的效率又有正效率+和之分。转向摇臂轴输出的功率（）与转向21PP 轴输入功率之比，称为转向器的正

5、效率： 1P121 PPP =+ 式中转向器的摩擦功率。 2P反之，即转向轴输出的功率（23PP ）与转向摇臂轴输入的功率之比，称为转向器的逆效率： 3P323 PPP = 正效率越大，转动转向轮时转向器的摩擦损失就愈小，转向操纵就愈容易。转向器的 类型、结构特点、结构参数和制造质量等是影响转向器正效率的主要因素。循环球式转向器的传动副为滚动摩擦，摩擦损失小，其正效率+可达 85；螺杆指销式和螺杆滚轮式转向器的传动副存在较大滑动摩擦，效率较低。对于蜗杆和螺杆类转向器，如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则其正效率+为 )tan(tan00 +=+（56） 式中0蜗杆或螺杆的螺

6、线倒程角； 摩擦角，farctan=； f摩擦系数。 逆效率表示转向器的可逆性。根据逆效率值的大小，转向器又可分为可逆式、极限可逆 式与不可逆式三种。 可逆式转向器的逆效率较高， 这种转向器可将路面作用在转向轮上的大部分力传递到转 向盘上，使司机的路感好。在汽车转向后也能保证转向轮与方向盘的自动回正，使转向轮行 驶稳定。但在坏路面上，当转向轮上作用有侧向力时，转向轮受到的冲击大部分会传给转向 盘，容易产生“打手”现象，同时转向轮容易产生摆振。因此，可逆式转向器宜用在良好路 面上形式的车辆。循环球式和齿轮齿条式转向器均属于这一类。 不可逆式转向器不会将转向轮受到的冲击力传到转向盘上。由于它既使司

7、机没有路感， 又不能保证转向轮的自动回正，现代汽车已经不再采用。 极限可逆式转向器介于上述两者之间。其逆效率较低，适用于在坏路面上行驶的车辆。 当转向轮受到冲击力时，其中只有较小的一部分传给转向盘。 如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦， 则蜗杆和螺杆类转向器的 逆效率为 00 tan)tan( =（57） 式中0及见式（56）下的说明。 由式 （56） 、 （57） 可见： 增大倒程角0不仅能提高正效率， 也会提高逆效率， 故0不宜取得过大。 当0时， 逆效率0， 这时转向器为不可逆式。 因此应使min0，通常螺线的倒程角取为 810。 通常， 由转向盘至转向轮的效率即转向系

8、的正效率+0的平均值为 0.670.82； 当向上述相反方向传递力时逆效率0的平均值为 0.580.63。转向操纵及传动机构的效率用于评价在这些机构中的摩擦损失，其中转向轮转向主销等的摩擦损失约为转向系总损失的 4050，而拉杆球销的摩擦损失约为转向系总损失的 1015。 5.1.2 转向系的角传动比与力传动比 5.1.2.1 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。转向盘转角的增量wi0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。转向摇臂轴转角的增量wi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。它们之间的关系为 wi = 0

9、wwwiii （58） =wi （59） = wi （510） 式中转向系的角传动比； wi0wi转向器的角传动比； wi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。 转向传动机构的布置， 通常取其在中间位置时使转向摇臂及转向节臂均垂直于其转向纵 拉杆， 而在向右和向左转到底的位置时， 应使转向摇臂与转向节臂分别与转向纵拉杆的交角相等。这时，转向传动机构的角传动比亦可取为 13 lliw= （511） 式中转向摇臂长； 1l3l转向节臂长。 现代汽车转向传动机构的角传动比多在 0.851.1 之间，即近似为 1。故研究转向系的 角传动比时，为

10、简化起见往往只研究转向器的角传动比及其变化规律即可。 5.1.2.2 力传动比 转向传动机构的力传动比等于转向车轮的转向阻力矩与转向摇臂的力矩 T 之比值。与转向传动机构的结构布置型式及其杆件所处的转向位置有关。对于图所示的非独立悬架汽车的转向传动机构来说， 当转向轮由转向传动机构带动而转向且后者处于图示虚线 位置时，其转向摇臂上的力矩为 pirT pi31315 . 05 . 0RL rrmm llTllTT+= 转向传动机构的力传动比为 132LRRr pmmm ll TTi+= （512） 式中，转向传动机构处于图所示的虚线位置时的有关计算用尺寸。 1l3l Lm Rm在最恶劣的转向条件

11、下，例如在干而粗糙的转向轮支承面上作原地转向，转向车轮的转向阻力矩由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩、轮胎与地面接触部分的滑动摩擦力矩以及转向车轮的稳定力矩或自动回正力矩所形成的阻力矩组成。即 rT1T2T3T321TTTTr+= （513） 且 faGT11= （514） xGT12= （515） )cos(cos)sin(sin212113 +=aGT （516） 式中转向轴的载荷； 1Ga滚动阻力的力臂，或主销偏移距。即由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的交线的距离。 通常货车的值为 4060mm； 轿车取 0.40.6a倍的胎面宽度。 f车轮的滚动阻力

12、系数，计算时可取0.015； f主销内倾角； 主销后倾角； 1、内、外转向轮的平均转角； 2附着系数，计算时可取85. 0=0.9； x滑动摩擦力矩的力臂： 2T225 . 0jrrx= （517） r，车轮的自由半径和静半径，计算时可近似地取0.96jrjrr。 在实际计算中常取转向传动机构的力传动比计算转向摇臂轴上的力矩T pi=pr iTT （518） 式中转向传动机构的效率，一般取 0.850.9。则转向时在转向盘上的切向力可由下式求得 +=hphriTF （519） 式中转向器的力传动比； pihr转向盘的半径，根据车型不同可在 180275mm 范围内按国家标准系列选取； +转向器

13、的正效率。 由以上两式可见：当转向阻力矩一定时，增大力传动比，就能减小作用在转向盘上的切向力，使操纵轻便。 rT pipihF这里还应指出： 当汽车在行驶过程中转向时， 上述转向轮与地面间的滑动摩擦阻力矩比汽车在原地转向时的要小许多倍，且与车速有关。 2T5.1.2.3 转向器角传动比的变化规律 转向器的角传动比是一个重要参数，它影响着汽车的许多性能。由于增大角传动比可以增大力传动比， 因此转向器的角传动比不仅对转向灵敏性和稳定性有直接影响， 而且也wi影响着汽车的操纵轻便性。由式（58）并考虑到1，可以看出：转向轮的转角与转向器的角传动比成反比。增大会使在同一转向盘转角下的转向轮转角变小，使

14、转向操纵时间变长，汽车转向灵敏性降低。因此转向“轻便性”和“灵敏性”是产品设计中遇到的一 对矛盾。采用可变角传动比的转向器可协调对“轻便性”和“灵敏性”的要求。而转向器角 传动比的变化规律又因转向器的结构型式和参数的不同而异。 图给出了几种典型的转向器角传动比变化规律。 由该图可见： 转向器的角传动比随转向盘转角 wiwiwiwi的变化特性有不变 （曲线 3）和可变之分。后者又有多种变化规律。其中曲线一为转向盘在中间位置时，较小，向左、右转动时则逐渐增大；曲线 4 则与之相反。曲线 2 为蜗杆双销式转向器的角传动比特 性曲线，是周期重复的。曲线 5 则为蜗杆单销式转向器的角传动比特性曲线，这时

15、转向器蜗 杆在中间位置的螺距较小，而至两端则逐渐增大。 wi图 51 转向器角传动比的变化特性曲线 wi应根据车型和使用条件的不同来合理选择及其变化特性。对高速车辆来说，转向盘处于中间位置时的转向器角传动比不宜过小，否则会在高速直线行驶时对转向盘的转角过分敏感。转向盘处于中间位置即汽车直行时的转向器角传动比不宜小于 1516。 wiwi对于轿车和轻型以下的货车，因前轴负荷不大，在转向盘的全转角范围内不存在转向 沉重问题，而具有动力转向的车辆，其转向阻力矩由动力装置克服，故在上述两种情况下均 有可能选择较小的角传动比和减少转向盘转动的总圈数， 以提高汽车的转向灵敏性。 其角传动比宜采用转向盘处于中间位置时具有较大值而在左、右两端具有较小的变化特性，如图的曲线 4 及 5 所示。 wi对于没有装动力转向的大客车和中型及以上的载货汽车，因转向轴负荷大，而转向传动机构的力传动比在转向过程中是变化的，使急转弯时的操纵轻便性问题显得十分突出，故转向器角传动比的理想特性应当是中间小两断大的曲线，如图曲线 1 所示。 pi现代汽车转向器的角传动比也常采用不变的数值： 轿车取1422； 货车取20wiwi25。汽车的转向车