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1、车辆工程系第七章 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 机械式转向器设计与计算第五节 动力转向机构第六节 转向梯形第七节 转向减振器第八节 转向系结构元件1第七章第七章 转向系设计转向系设计第一节第一节 概述概述一、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，任何车轮不应有侧滑2转向后，转向轮应能自动回正3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机构共同工作时，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，具有迅速和小转弯行驶能力6操纵轻便7逆效率低，反冲小8有消除因磨损而产生间隙的调整机构9有防伤装置
2、10保证转向盘与转向轮转动方向一致第七章第七章 转向系设计转向系设计第一节第一节 概述概述一、设计要求操纵轻便性评价指标第七章第七章 转向系设计转向系设计第一节第一节 概述概述二、组成 转向系转向器转向传动机构转向盘转向传动轴转向器直拉杆 转向梯形第七章第七章 转向系设计转向系设计第一节第一节 概述概述二、组成第七章第七章 转向系设计转向系设计第一节第一节 概述概述三、分类转向器 转 向 器机械转向器动力转向齿轮齿条式循环球式蜗杆滚轮式蜗杆指销式液压式气压式电动式滑阀式转阀式转向传动轴助力齿 条 助 力主动齿轮助力第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器
3、方案分析一、机械式转向器方案分析压紧力可以调节的弹簧主要优点是：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(图7-1所示)；没有转向摇臂和直拉杆，转向轮转角可以增大；制造成本低。主要缺点是：逆效率高（60%70%）。因此，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。主要用于前轮为独立悬架的轻型及微型轿车和货车上。第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析通过转向盘和转向轴转动转向螺杆时，转向螺母不能转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。可调轴承盖9可以调整推力球轴承
4、4、8的预紧度，最后用锁紧螺母10锁紧，防止可调轴承盖9的松动。转向螺母上的齿条是倾斜的，因此与之啮合的齿扇应当是分度圆上的齿厚沿齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。只要使转向摇臂轴1相对于齿条作轴向移动，即能调整二者的啮合间隙。调整方法是将调整螺钉14旋入，则啮合间隙减小，反之则啮合间隙增大，最后用锁紧螺母13锁紧。第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析 *壳体用铝合金第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第
5、二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析1.齿轮齿条式转向器1）齿轮齿条式转向器输入齿轮位置与输出特点第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析1.齿轮齿条式转向器1）齿轮齿条式转向器输入齿轮位置与输出特点第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析1.齿轮齿条式转向器2） 齿条断面形状齿条断面形状第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析一、机械式转向器方案分析1.齿轮齿条式转向器
6、3）齿轮齿条式转向器的布置形式(1)转向器在前轴后方,后置梯形(2)转向器在前轴后方,前置梯形(3)转向器在前轴前方,前置梯形(4)转向器在前轴前方,后置梯形第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析二、防伤安全机构方案分析防伤安全机构方案分析交通事故表明:汽车发生碰撞事故,可以是正面、侧面、追尾等碰撞事故,其中正面碰撞事故约占40%50%。正面碰撞事故中，驾驶员可能与转向盘、仪表板、转向管柱、挡风玻璃、室内后视镜、遮阳板等发生身体接触，并遭受伤害，严重时会伤及性命，因此采取有效措施保护驾驶员是十分重要的。当前采取的有效措施主要有：安全带、安全气囊
7、、转向系中的防伤安全机构。有的汽车上述三种措施同时并存（如档次比较高的轿车），有些汽车只有其中的12项（如平头客车只有安全带，货车中当前也很少装气囊）。第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析二、防伤安全机构方案分析防伤安全机构方案分析1、法规要求1）汽车以48km/h的速度正面同其它物体碰撞的实验中，转向管柱和转向轴在水平方向的后移量不得大于127mm；2）在台架试验中用人体模型的驱干以6.7m/s的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123N（GB115571998）2、防伤安全机构安全带可以有效地限制乘员前移量。安全气囊可以
8、在乘员头、胸前部与转向盘（仪表板）之间形成隔离带，缓和冲击，减缓乘员前移量和前移速度。而在驾驶员不可避免的与转向盘发生身体接触时，防伤安全机构可以减轻驾驶员受到伤害的程度。第七章第七章 转向系设计转向系设计第二节第二节 机机械式转向器方案分析械式转向器方案分析二、防伤安全机构方案分析防伤安全机构方案分析第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数一、转向器的效率1.定义+=（P1-P2）/P1-=（P3-P2）/P3P1作用在转向轴上的功率P2转向器中的磨檫功率P3作用在转向摇臂轴上的功率第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数
9、转向系主要性能参数一、转向器的效率2.正效率+影响+的主要因素：转向器类型；转向器的结构特点；螺线导程角、磨擦角等；制造与装配质量。+第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数一、转向器的效率2.正效率+转向器结构参数与+0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；为摩擦角，=tg-1f；f为摩擦因数。当滚道表面良好，表面硬度为58HRC以上时，=19分析上式可知： + 与0、有关0，则+ 070以后，+缓慢第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数一、转向器的效率3.逆效率-的种类可逆式：易打手，回正性能好不可逆式：转向
10、零件受载大，无路感，不能回正极限可逆式：回正性能、路感、转向系零件受载等均居中转向器结构参数与-分析上式可知： - 与0、有关0，则 - ，且在0=80100以后增加速度大于+增加速度。0不宜大于801000时，则得- - 说明不可逆第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性1.转向系传动比转向系传动比转向系力传动比 转 向 系 角 传 动 比 转 向 器 角 传 动 比转向传动机构角传动比第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性2.力传动比与转向系角传动比的关系第七章
11、第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性2.力传动比与转向系角传动比的关系a则ip，转向沉重，为此应减少a轿车 （0.40.6）B B轮胎胎面宽度货车 4060 D sw与a均为定值, ip仅与iw0呈正比变化第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性3.转向系角传动比a则ip，转向沉重，为此应减少a轿车 （0.40.6）B B轮胎胎面宽度货车 4060 D sw与a均为定值, ip仅与iw0呈正比变化第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主
12、要性能参数二、传动比的变化特性4.转向器角传动比及其变化规律（1）分析式可知：iw0 （iw）即由可知Fh,转向“轻便”。（2） ，dk与 iw0（iw）成反比，转向“不灵”解决“轻”与“灵”的矛盾，可以采用变速比转向器。第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性4.转向器角传动比及其变化规律齿轮齿条式转向器变速比工作原理如下：一对相互啮合齿轮的基本条件是基圆齿距相等，即：其中齿轮基圆齿距齿条基圆齿距当齿轮用标准模数m1和压力角1，而齿条用非标准的模数和压力角m2和2，并始终保持两者便可以啮合运转第七章第七章 转向系设计转向系设计第
13、三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性4.转向器角传动比及其变化规律齿轮齿条式转向器变速比工作原理如下：中间传动比小，两端大。当齿条中部2的为最大向两端逐渐减小时，则齿条中部的m2也应当大于两端处齿的m2。2大时，齿槽上宽下窄，节圆半径R1也大，转向盘转动相同的角度时，齿条行程大，传动比小。2变化范围120350第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性5.转向器角传动比变化规律的选择1）前轴负荷小或装有动力转向的汽车转向轻便性好，上述两种汽车应以解决汽车有良好的机动性为主，即应取用较小的iw以减少转向
14、盘总转动圈数。2）转向轴负荷大（2040KN）、未装动力转向的汽车，应以解决轻便性为主要矛盾。 Tr与k 成正比变化，急转弯时的轻便性问题更突出，应选中间位置处 iw小，两端位置处选用iw应大些的变化特性。第七章第七章 转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性6.iwmin的确定 i w增大以后，转向器输出的力F，相对降低了转向传动装置刚度，希望i w取小些。当iwmin过于小时，带来如下问题：1）对的变化特敏感，驾驶员难于准确控制汽车方向高速转弯行驶容易发生交通事故。2）坏路上行驶反冲效应增大经验与建议：iwmin不低于1516第七章第七章
15、转向系设计转向系设计第三节第三节 转向系主要性能参数转向系主要性能参数二、传动比的变化特性7.iwmax的确定iwmax过大带来下述问题：1）转向传动装置刚度、强度不足；2）转向器尺寸大、质量，在汽车上难于布置；3）转向盘转动圈数n。建议iwmax700N时，已超出人体生理极限，此时对转向器及动力缸以前的零件的计算载荷，取Fh=700N第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算二、齿轮齿条式转向器设计1主要参数的确定2.强度验算：抗弯强度；接触强度3.材料：齿轮16MnCr5、15CrNi6齿条45钢壳体铝合金第七章第七章 转向系设计转向系设计
16、第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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、内径D1、D2第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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、内径D1、D2D：是指螺杆两侧刚球中心间的距离，是转向器的基本尺寸。影响选取D的因素有：D1、D2和刚球直径d。如果D选取的比较大，转向器的尺寸及质量均增加，螺杆尺寸也随之增大，表明刚度大，承载能力强。要求：在保证有足够的强度、刚度条件下为
17、减小尺寸、质量应尽可能选取小一些的D，D的变化范围为2040。D应随m的变化而变化，当m时，D也应。D1、D2：（D2D1）=（510）%DD1=20、23、25、28、29、34、38第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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（2）刚球直径d及数量n影响选取d的因素（常用的标准范围：79）：第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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（2）刚球直径d及数量n
18、选取d的原则：在保证有足够的承载能力条件下，尽可能取尺寸小些的d。如果是系列产品，要求d的选取规格尽可能少，常用有三种规格已足够。第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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（2）刚球直径d及数量n影响选取n的因素第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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（2）刚球直径d及数量nn选择：原则在保证有足够的承载能力的条件下，n应取少些为宜。n的选取范围： n 6
19、0粒/环路为保证每个刚球都承载，要求对刚球进行分组（至少 分四组）装配。不包含环流导管中钢球数时，每个环路中的钢球数n用下式计算：WW一个环路中的钢球工作圈数；一个环路中的钢球工作圈数；00螺线导程角，螺线导程角，0=580=58，cos01.0cos01.0第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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(3)工作钢球圈数W环路数：1个或者2个，且多数转向器为两个独立环路。第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、循环球式转向
20、器设计（一）主要尺寸参数的选择1螺杆、钢球、螺母传动副(3)工作钢球圈数W影响工作钢球圈数W的因素第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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(3)工作钢球圈数W选取W的原则：在保证螺杆、螺母、钢球有足够的j强度条件下，将W取少些；m小时W取1.5，m大时，W取得多。W的选取范围：1.5、2.5第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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(4)滚道截面：单圆弧滚
21、道截面/四段圆弧滚道截面/椭圆滚道截面第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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(5)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。接触角影响：轴向力和径向力的分配要求：轴向力和径向力接近，以免影响扇齿齿根处强度。范围：用450的多，少数用500或57.50(BenZ)，此时径向力，轴向力。第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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
22、传动副（6）螺距P若转向盘转动d，则同时螺母移动ds距离，即与此同时齿扇转过的弧长也为ds，相应摇臂轴转过则有：与联立，得：第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、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（6）螺距P第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算三、循环球式转向器设计（一）主要尺寸参数的选择2齿条、齿扇传动副设计齿扇齿的特点齿顶圆与齿根圆均有锥度分度圆d=mz，不变是圆柱 分度圆上的齿厚是变化的 基圆也是一个圆柱第七章第七章 转向系设计转向系设计第四节
23、第四节 机械式转向器设计与计算机械式转向器设计与计算四、循环球式转向器零件强度计算3.转向摇臂轴直径d材料：20CrMnTi渗碳0.81.45mm5863HRC第七章第七章 转向系设计转向系设计第五节第五节 动力转向机构动力转向机构一、对动力转向机构的要求对动力转向机构的要求1)运动学上随动作用;2)有“路感”；3)Fh0.0250.190KN时，动力转向器应开始工作；4)转向盘应能自动回正，并保持汽车在稳定的直线行驶状态；5)工作灵敏，转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值；6)动力转向失灵时仍能用机械系统操纵转向轮转动；7)密封性能好，内外泄漏少。第七章第七章 转向系设计转向系设计第五
24、节第五节 动力转向机构动力转向机构二、动力转向机构布置方案动力转向机构布置方案1.分类第七章第七章 转向系设计转向系设计第五节第五节 动力转向机构动力转向机构二、动力转向机构布置方案动力转向机构布置方案2.布置方案第七章第七章 转向系设计转向系设计第五节第五节 动力转向机构动力转向机构三、动力转向机构的计算动力转向机构的计算4.评价指标（1）动力转向器作用效能（2）路感（3）转向灵敏度（4）动力转向器静特性第七章第七章 转向系设计转向系设计第六节第六节 转向梯形转向梯形一、设计转向梯形应满足要求1、内、外轮转角i、o关系正确，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，各车轮作无滑动的纯滚动运动。2、
25、转向轮有足够大的转角，保证给定的Dmin。3、在汽车上有足够的高度，高于前部hmin。第七章第七章 转向系设计转向系设计第六节第六节 转向梯形转向梯形二、转向梯形结构方案分析第七章第七章 转向系设计转向系设计第六节第六节 转向梯形转向梯形三、整体式转向梯形结构设计第七章第七章 转向系设计转向系设计二、整体式转向梯形机构优化设计二、整体式转向梯形机构优化设计二、整体式转向梯形机构优化设计二、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，如图7-16所示。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。若要
26、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、外转向车轮的转角有如下关系图7-16 理想的内、外车轮转角关系简图 （7-11） 若自变角为o，则因变角i的期望值为 现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。 （7-12） 第七章第七章 转向系设计转向系设计利用弦定理，图7-33所示的后置梯形机构可推得转向梯形所给出的实际因变角 为 （7-13） 式中，m为梯形臂长；为梯形底角 所设计的转向梯形给出的实际因变角 ，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），构成平价设计优
27、劣的目标函数 f（x）为 （7-14） 将式（7-12）、式（7-13）代入式（7-14）得 第七章第七章 转向系设计转向系设计（7-15） 式中，x为设计变量， ；omax为外转向车轮最大转角，由图7-16得 式中，Dmin为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。 考虑到多数使用工况下转角o小于20，且10以内的小转角使用得更加频繁，因此取 （7-16） 第七章第七章 转向系设计转向系设计建立约束条件建立约束条件建立约束条件建立约束条件 各设计变量的取值范围构成的约束条件为 m-mmin0 （7-17）mmax-m0 （7-18）-min0 （7-19） 梯形臂长度m设计时常取在mmin=0.1
28、1K，mmax=0.15K。梯形底角min=70最小传动角的约束条件为 （7-20） 式中，min为最小传动角，min=40 。 已知 ，故由式（7-20）可知，min为设计变量m及的函数。 第七章第七章 转向系设计转向系设计由式（7-17）、式（7-18）、式（7-19）和式（7-20）四项约束条件所形成的可行域，如图7-17所示的几种情况。图7-17b适用于要求min较大，而min可小些的车型；图7-17c适用于要求min较大，而min小些的车型；图7-17a适用介于图7-17b、c之间要求的车型。 图7-17 转向梯形机构优化设计的可行域 由上述数学模型可知，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，可用复合形法来求解。
