轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置與設(shè)計(jì)

1、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置與設(shè)計(jì)本規(guī)范為TG0數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)指導(dǎo)，該系列設(shè)計(jì)規(guī)范用于指導(dǎo)結(jié)構(gòu)布置與尺寸的正向設(shè)計(jì)，尤其是在沒(méi)有標(biāo)桿車的狀Dmis百度文庫(kù)態(tài)下的正向開發(fā)?；诒疽?guī)范完成結(jié)構(gòu)TG0數(shù)據(jù)的設(shè)計(jì)，本規(guī)范是數(shù)據(jù)TG0的設(shè)計(jì)指導(dǎo) . 鍵入文字 1/ 19目錄1.適用范圍 -022.規(guī)范性引用文件 -023.術(shù)語(yǔ)和定義 -024.設(shè)計(jì)開發(fā)流程及注意事項(xiàng) -025.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)基本要求及硬點(diǎn)設(shè)計(jì) -035.1整體式轉(zhuǎn)向梯形 -045.2斷開式轉(zhuǎn)向梯形 -055.3設(shè)計(jì)要求 -055.4設(shè)計(jì)理論知識(shí) -056.結(jié)構(gòu)形式 -097.防傷安全機(jī)構(gòu)分析與計(jì)算 -128.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)校核邊界條件與校核 -148.1 校核計(jì)算

2、-158.1.1最小轉(zhuǎn)彎半徑 -158.1.2轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比的計(jì)算 -168.1.3原地轉(zhuǎn)向阻力矩 -168.1.4車輪回正阻力矩 -178.1.5作用在轉(zhuǎn)向盤上的力 -178.2 轉(zhuǎn)向管柱布置的校核 -178.2.1轉(zhuǎn)向管柱布置角度的測(cè)量 -178.2.2轉(zhuǎn)向管柱角速度及力矩波動(dòng)計(jì)算 -178.3 轉(zhuǎn)向管柱固有頻率要求 -19百度文庫(kù)dmis12/ 191. 適用范圍適用于 M1類車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和校核。2. 規(guī)范性引用文件GB 197普通螺紋公差配合QC/T 648-2000汽車轉(zhuǎn)向拉桿總成性能要求及試驗(yàn)方法QC/T 304-1999汽車轉(zhuǎn)向拉桿接頭總成臺(tái)架試驗(yàn)方法QC/T 650-200

3、0汽車轉(zhuǎn)向拉桿球頭銷總成性能要求及試驗(yàn)方法QC/T 522-1999汽車轉(zhuǎn)向拉桿總成技術(shù)條件QC/T 29097汽車轉(zhuǎn)向器總成技術(shù)條件QC/T 29096汽車轉(zhuǎn)向器總成臺(tái)架試驗(yàn)方法GB 17675汽車轉(zhuǎn)向系基本要求QC/T 647汽車轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)總成性能要求及試驗(yàn)方法QC/T 649汽車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸總成性能要求及試驗(yàn)方法GB 11557-1998防止汽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)對(duì)駕駛員傷害的規(guī)定QC/T 484-1999汽車油漆涂層3. 術(shù)語(yǔ)和定義3.1 硬點(diǎn)：確定車身、底盤與零部件相互關(guān)系的基準(zhǔn)點(diǎn)、線、面及控制結(jié)構(gòu)的統(tǒng)稱。3.2轉(zhuǎn)向系：用來(lái)改變或保持汽車行駛方向的機(jī)構(gòu)；3.3機(jī)械轉(zhuǎn)向系：完全靠駕駛員的手力操縱的

4、轉(zhuǎn)向系；3.4 機(jī)械轉(zhuǎn)向器： 把轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)， 變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動(dòng)， 并按一定傳動(dòng)比放大扭矩的機(jī)構(gòu)。3.5轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比：轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比。3.6轉(zhuǎn)向盤的自由行程：轉(zhuǎn)向輪在直線行駛位置時(shí)轉(zhuǎn)向盤的空轉(zhuǎn)角度。3.7 最小轉(zhuǎn)彎半徑：汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角條件下以低速轉(zhuǎn)彎時(shí)前外輪中心與地面接觸點(diǎn)的軌跡構(gòu)成圓周半徑，它在汽車轉(zhuǎn)向角達(dá)到最大時(shí)取得。3.8動(dòng)力轉(zhuǎn)向系：借助動(dòng)力來(lái)操縱的轉(zhuǎn)向系。3.9轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)：駕駛員操縱轉(zhuǎn)向器工作的機(jī)構(gòu)。3.10 機(jī)械轉(zhuǎn)向器：把方向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動(dòng)，并按一定的傳動(dòng)比放大留居的機(jī)構(gòu)。3.11 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器：具有齒輪、齒條傳動(dòng)副的

5、轉(zhuǎn)向器。3.12 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器：借助動(dòng)力來(lái)減輕駕駛員手力的裝置。3.13 整體式梯形結(jié)構(gòu)：轉(zhuǎn)向橫拉桿是整體的梯形機(jī)構(gòu)。3.14 分段式梯形機(jī)構(gòu)：轉(zhuǎn)向橫拉桿是分段的梯形機(jī)構(gòu)。3.15 轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比： 方向盤轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比。3.16 轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)效率：轉(zhuǎn)向器輸出功率與輸入功率之比4. 設(shè)計(jì)開發(fā)流程及注意事項(xiàng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常規(guī)開發(fā)流程如下：百度文庫(kù)dmis23/ 19整車技術(shù)條件或設(shè)計(jì)任務(wù)書轉(zhuǎn)向系統(tǒng)基本參數(shù)匹配設(shè)轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向管柱上下軸選型技術(shù)要求數(shù)模與圖紙相關(guān)部件之間的間隙校核等供應(yīng)商提交性能試驗(yàn)報(bào)告（最好是第三方）不可接受整車可靠性路試可接受匹配設(shè)計(jì)完成否OTS樣件試裝評(píng)審?fù)?/p>

6、過(guò)5. 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)基本要求及硬點(diǎn)設(shè)計(jì)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，全部車輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。否則會(huì)加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。汽車轉(zhuǎn)向行駛后，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒(méi)有擺動(dòng)。轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時(shí)， 由于運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動(dòng)應(yīng)最小。保證汽車有較高的機(jī)動(dòng)性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。操縱輕便。百度文庫(kù)dmis34/ 19轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)。在車禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)

7、向盤由于車架或車身變形而共同后移時(shí)，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核，保證轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。正確設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)，可以使第一項(xiàng)要求得到保證。轉(zhuǎn)向系中設(shè)置有轉(zhuǎn)向減振器時(shí)，能夠防止轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生自振， 同時(shí)又能使傳到轉(zhuǎn)向盤上的反沖力明顯降低。為了使汽車具有良好的機(jī)動(dòng)性能， 必須使轉(zhuǎn)向輪有盡可能大的轉(zhuǎn)角， 并要達(dá)到按前外輪車輪軌跡計(jì)算，其最小轉(zhuǎn)彎半徑能達(dá)到汽車軸距的22.5 倍。通常用轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力大小和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)多少兩項(xiàng)指標(biāo)來(lái)評(píng)價(jià)操縱輕便性。 沒(méi)有裝置動(dòng)力轉(zhuǎn)向的轎車， 在行駛中轉(zhuǎn)向， 此力應(yīng)為50100N；有動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，此力在 20 50N。

8、當(dāng)貨車從直線行駛狀態(tài)，以 10km/h 速度在柏油或水泥的水平路段上轉(zhuǎn)入沿半徑為 12m的圓周行駛，且路面干燥，若轉(zhuǎn)向系內(nèi)沒(méi)有裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向器，上述切向力不得超過(guò) 250N；有動(dòng)力轉(zhuǎn)向器時(shí)，不得超過(guò) 120N。電控動(dòng)力轉(zhuǎn)向可以實(shí)現(xiàn)在各種行駛條件下轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤的力都輕便。轎車轉(zhuǎn)向盤從中間位置轉(zhuǎn)到每一端的圈數(shù)不得超過(guò) 2 圈，貨車則要求不超過(guò) 3 圈。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置主要是轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的確定，其結(jié)構(gòu)分為整體式和斷開式兩種5.1整體式轉(zhuǎn)向梯形整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿 1，轉(zhuǎn)向梯形臂 2 和汽車前軸 3 組成，如下圖所示。整體式轉(zhuǎn)向梯形1轉(zhuǎn)向橫拉桿2轉(zhuǎn)向梯形臂3前軸其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。 這種方案的優(yōu)

9、點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單， 調(diào)整前束容易， 制造成本低；主要缺點(diǎn)是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動(dòng)時(shí)，會(huì)影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。當(dāng)汽車前懸架采用非獨(dú)立懸架時(shí)， 應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。 整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或前軸前 ( 稱為前置梯形 ) 。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)位置低或前輪驅(qū)動(dòng)汽車，常采用前置梯形。 前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)方向延伸， 因而會(huì)與車輪或制動(dòng)底板發(fā)生干涉， 所以在布置上有困難。 為了保護(hù)橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應(yīng)盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。5.2斷開式轉(zhuǎn)向梯形轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿做成斷開的，稱之為斷開式轉(zhuǎn)向梯形。 斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案之百度文庫(kù)dmis45/ 19一如下圖所示。斷開式轉(zhuǎn)

10、向梯形的主要優(yōu)點(diǎn)是它與前輪采用獨(dú)立懸架相配合， 能夠保證一側(cè)車輪上、下跳動(dòng)時(shí)，不會(huì)影響另一側(cè)車輪；與整體式轉(zhuǎn)向梯形比較，由于桿系、球頭增多，所以結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本高，并且調(diào)整前束比較困難。斷開式轉(zhuǎn)向梯形橫拉桿上斷開點(diǎn)的位置與獨(dú)立懸架形式有關(guān)。采用雙橫臂獨(dú)立懸架，5.3設(shè)計(jì)要求5.3.1 正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)， 做到汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)， 保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運(yùn)動(dòng)的車輪，作無(wú)滑動(dòng)的純滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)。5.3.2滿足最小轉(zhuǎn)彎直徑的要求，轉(zhuǎn)向輪應(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角。5.4設(shè)計(jì)理論知識(shí)5.4.1整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)在忽略側(cè)偏角影響的條件下，兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長(zhǎng)線交在后軸延長(zhǎng)線上，如下圖所

11、示：理想的內(nèi)、外車輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡(jiǎn)圖：百度文庫(kù)dmis56/ 19設(shè) i 、o 分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角， L 為汽車軸距， K 為兩主銷中心線延長(zhǎng)線到地面交點(diǎn)之間的距離。若要保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛， 則梯形機(jī)構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)、 外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系 ：cot ocot iKL若自變角為o ，則因變角 i 的期望值為：if ( o )arc cot(cot 0K / L)現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所給出的實(shí)際因變角i 為isin(K2 coscos(o )cos2arcsino )2arccos m2K12 K cos(o )K1 2 K cos(

12、o )mmmm（51）上式中， m為梯形臂長(zhǎng)；為梯形底角。所設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形給出的實(shí)際因變角i ，應(yīng)盡可能接近理論上的期望值i 。其偏差在 最常使用的中間位置附近小角范圍內(nèi)應(yīng)盡量小， 以減少高速行駛時(shí)輪胎的磨損；而在不經(jīng)常使用且車速較低的最大轉(zhuǎn)角時(shí)，可適當(dāng)放寬要求。因此，再引入加權(quán)因子0 (o ) ，構(gòu)成評(píng)價(jià)設(shè)計(jì)優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù)f ( x) 為o max( oi )i ( oi )f (x)( oi )i( oi )oi 1i100 （5 2）得：arcsinsin(oi )2K12 K cos(oi )mmarc cot cot oiKLo maxf ( x)( oi )Kcos(oi )cos

13、2oi12 cosarccos m22 K cos(K1oi )mmKarc cot cot oiL100百度文庫(kù)dmis67/ 19x1xm ； o max 為外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，有：式中， x 為設(shè)計(jì)變量，x2Lo maxarcsinD mina2 （ 5 3）式中， D min 為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑； a 為主銷偏移距。考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角 o 小于 20，且 10以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取1.50( o )1.0100.520o 10 o 20oo max（7 4）建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到： 設(shè)計(jì)變量 m及過(guò)小時(shí)，會(huì)使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過(guò)大；當(dāng) m過(guò)大時(shí)，將使梯形布置困難，故對(duì)m的

14、上、下限及對(duì)的下限應(yīng)設(shè)置約束條件。因越大，梯形越接近矩形，f ( x) 值就越大，而優(yōu)化過(guò)程是求 f (x) 的極小值，故可不必對(duì) 的上限加以限制。綜上所述，各設(shè)計(jì)變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為mmmin0（55） ；mmaxm0（56） ；min0（57）梯形臂長(zhǎng)度 m設(shè)計(jì)時(shí)常取在 mmin0.11K ， mmax 0.15K 。梯形底角了min70 。此外，由機(jī)械原理得知， 四連桿機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)角不宜過(guò)小，通常取 min 40。轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時(shí)達(dá)到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)彎時(shí)min 即可。利用余弦定理，可推出最小傳動(dòng)角約束條件為cos min2 coscos(o max )2

15、m(cosmincos ) cosK 0 （58）式中，min 為最小傳動(dòng)角。o max arcsinLD minamin 為設(shè)計(jì)變量 m及的函數(shù)。由式 (5 已知2，可知，5) 、式 (5 6) 、式 (5 7) 和式 (5 8) 四項(xiàng)約束條件所形成的可行域，如圖 5 X所示的幾種情況。圖5Xb 適用于要求min 較大，而min 可小些的車型；圖 5百度文庫(kù) dmis78/ 19Xc 適用于要求min 較大，而min 小些的車型；圖5Xa 適用介于圖 5 Xb、c 之間要求的車型。圖 5 X 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的可行域由上述數(shù)學(xué)模型可知， 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問(wèn)題， 是一個(gè)小型的約束非線

16、性規(guī)劃問(wèn)題，可用復(fù)合形法來(lái)求解。5.4.2斷開式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)對(duì)于前輪采用獨(dú)立懸架的汽車，為了使一個(gè)轉(zhuǎn)向輪上下跳動(dòng)時(shí)不會(huì)影響另一個(gè)車輪跳動(dòng)， 轉(zhuǎn)向梯形中的橫拉桿應(yīng)該做成斷開式的。 如下圖所示， 一般由中間部分和兩個(gè)側(cè)向擺動(dòng)臂所組成，或橫拉按有兩個(gè)擺動(dòng)部分組成。圖 5-K 雙橫臂獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向梯形橫拉桿斷開點(diǎn)斷開式題型中橫拉桿斷開點(diǎn)的位置， 與獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)形式有關(guān)。 以雙橫臂獨(dú)立懸架為例，說(shuō)明與之相適應(yīng)的轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)的位置選擇。 獨(dú)立懸架的上橫臂百度文庫(kù)dmis89/ 19和下橫臂導(dǎo)向桿都是水萍布置，若轉(zhuǎn)向輪在垂直方向相對(duì)汽車車身一定距離 h，則上橫臂端部 b 點(diǎn)，下橫臂端部 d 點(diǎn)和橫拉桿的

17、端部 f 點(diǎn)在水平方向移動(dòng)的距離近似為5-11同時(shí)，為避免輪胎產(chǎn)生橫向滑移，要求輪胎與店面你的接地點(diǎn)不動(dòng)，可用如下方式滿足： 即當(dāng)車輪遇車禍森在垂直方向產(chǎn)生相對(duì)移動(dòng)h 后，位于接地點(diǎn)以上的個(gè)點(diǎn)的橫向位移與其所在的位置高度成比例關(guān)系，如圖5-K 所示， b、d、f三點(diǎn)與其高度成比例的橫向位移分別是5-12因?yàn)?-13所以5-14由上式可以看出， 為了使輪胎在上下跳動(dòng)時(shí)候橫向滑移盡可能小， 在雙橫臂獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)中， 其懸架上、 下橫臂的支點(diǎn)和轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷開點(diǎn)， 應(yīng)布置在以接地點(diǎn) O為原點(diǎn)，滿足雙曲線的 a、 c、 e 點(diǎn)上。6. 結(jié)構(gòu)形式機(jī)械式轉(zhuǎn)向器應(yīng)用比較多， 根據(jù)它們的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)不同， 可分為

18、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器、 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器和蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器等。下面介紹常用的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。a、齒輪齒條式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器由與轉(zhuǎn)向軸做成一體的轉(zhuǎn)向齒輪和常與轉(zhuǎn)向橫拉桿做成一體的齒條組成。 與其它形式轉(zhuǎn)向器比較， 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器最主要的優(yōu)點(diǎn)是： 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量比較?。粋鲃?dòng)效率高達(dá)90；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動(dòng)小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧， 可自動(dòng)消除齒間間隙， 這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度， 還可以防止工作時(shí)產(chǎn)生沖擊和噪聲； 轉(zhuǎn)向器占用的體積?。?沒(méi)有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，所以轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角

19、可以增大；制造成本低。百度文庫(kù)dmis910/19自動(dòng)消除間隙裝置齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要缺點(diǎn)是逆效率高 (60 70 ) ，汽車在不平路面上行駛時(shí)，發(fā)生在轉(zhuǎn)向輪與路面之間的沖擊力， 大部分能傳至轉(zhuǎn)向盤， 稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會(huì)使駕駛員精神緊張， 并難以準(zhǔn)確控制汽車行駛方向， 轉(zhuǎn)向盤突然轉(zhuǎn)動(dòng)又會(huì)造成打手，對(duì)駕駛員造成傷害。根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點(diǎn)不同， 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式： 中間輸入，兩端輸出 ( 下圖 a) ；側(cè)面輸入，兩端輸出 ( 下圖 b) ；側(cè)面輸入，中間輸出 ( 下圖 c) ；側(cè)面輸入，一端輸出 ( 下圖 d) 。其中兩端輸出 ( 上圖 b) 和側(cè)面輸入，中間輸出 ( 上圖

20、c) 的結(jié)構(gòu)形式比較常用。如果齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應(yīng)而遭淘汰。 采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，重合度增加，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設(shè)計(jì)的要求。根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對(duì)前軸位置的不同， 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器在汽車上有四種布置形式： 轉(zhuǎn)向器位于前軸后方， 后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形，見下圖 ad：百度文庫(kù)dmis101

21、1/19齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種布置形式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器廣泛應(yīng)用于微型、 普通級(jí)、中級(jí)和中高級(jí)轎車上， 甚至在高級(jí)轎車上也有采用的。 裝載量不大、前輪采用獨(dú)立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。b、循環(huán)球式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝有鋼球構(gòu)成的傳動(dòng)副， 以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動(dòng)副組成，如下圖所示。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)是：在螺桿和螺母之間因?yàn)橛锌梢匝h(huán)流動(dòng)的鋼球，將滑動(dòng)摩擦變?yōu)闈L動(dòng)摩擦，因而傳動(dòng)效率可達(dá)到 75 85；在結(jié)構(gòu)和工藝上采取措施，包括提高制造精度， 改善工作表面的表面粗糙度和螺桿、 螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工， 使之有足夠的硬度

22、和耐磨損性能， 可保證有足夠的使用壽命；轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)比可以變化； 工作平穩(wěn)可靠； 齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整工作容易進(jìn)行；適合用來(lái)做整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。百度文庫(kù)dmis1112/19循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點(diǎn)是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要用于貨車和客車上。7. 防傷安全機(jī)構(gòu)分析與計(jì)算根據(jù)交通事故統(tǒng)計(jì)資料和對(duì)汽車碰撞試驗(yàn)結(jié)果的分析表明： 汽車正面碰撞時(shí)，轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向管柱是使駕駛員受傷的主要元件。因此，要求汽車在以 48km/h 的速度正面同其它物體碰撞的試驗(yàn)中， 轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向軸在水平方向的后移量不得大于 127mm；在臺(tái)架試驗(yàn)中，用人

23、體模型的軀干以 6.7m/s 的速度碰撞轉(zhuǎn)向盤時(shí)，作用在轉(zhuǎn)向盤上的水平力不得超過(guò) 11123N，見 GBll557 1998。為此，需要在轉(zhuǎn)向系中設(shè)計(jì)并安裝能防止或者減輕駕駛員受傷的機(jī)構(gòu)。 如在轉(zhuǎn)向系中， 使有關(guān)零件在撞擊時(shí)產(chǎn)生塑性變形、 彈性變形或是利用摩擦等來(lái)吸收沖擊能量。 當(dāng)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸中采用有萬(wàn)向節(jié)連接的結(jié)構(gòu)時(shí)， 只要布置合理， 即可在汽車正面碰撞時(shí)防止轉(zhuǎn)向軸等向乘客艙或駕駛室內(nèi)移動(dòng)。 這種結(jié)構(gòu)雖然不能吸收碰撞能量， 但其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，只要萬(wàn)向節(jié)連接的兩軸之間存在夾角， 正面撞車后轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸和轉(zhuǎn)向盤就處在圖中雙點(diǎn)劃線的位置，轉(zhuǎn)向盤沒(méi)有后移便不會(huì)危及駕駛員安全。防傷轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸簡(jiǎn)圖百度文庫(kù)dmi

24、s1213/19下圖所示在轎車上應(yīng)用的防傷安全機(jī)構(gòu)， 其結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單， 制造容易。轉(zhuǎn)向軸分為兩段，上轉(zhuǎn)向軸的下端經(jīng)彎曲成形后， 其軸線與主軸軸線之間偏移一段距離， 其端面與焊有兩個(gè)圓頭圓柱銷的緊固板焊接， 兩圓柱銷的中心線對(duì)稱于上轉(zhuǎn)向軸的主軸線。下轉(zhuǎn)向軸呈 T 字形，其上端與一個(gè)壓鑄件相連，壓鑄件上鑄有兩孔，孔內(nèi)壓人橡膠套與塑料襯套后再與上轉(zhuǎn)向軸呈倒鉤狀連接， 構(gòu)成安全轉(zhuǎn)向軸。 該軸在使用過(guò)程中除傳遞轉(zhuǎn)矩外， 在受到一定數(shù)值的軸向力時(shí)， 上、下轉(zhuǎn)向軸能自動(dòng)脫開，如下圖 b 所示，以確保駕駛員安全。防傷轉(zhuǎn)向軸簡(jiǎn)圖-安全聯(lián)軸套管1、套管2 、塑料銷釘3 、軸上圖所示為聯(lián)軸套管吸收沖擊能量機(jī)構(gòu)。位于兩

25、萬(wàn)向節(jié)之間的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸，是由套管 1 和軸 3 組成。套管經(jīng)過(guò)擠壓處理后形成的內(nèi)孔形狀與兩側(cè)經(jīng)銑削加工后所形成的軸斷面形狀與尺寸完全一致。 裝配后從兩側(cè)的孔中注入塑料， 形成塑料銷釘 2 將套管與軸連接為一體。 汽車與其它物體正面沖撞時(shí)， 作用在套管與軸之間的軸向力使塑料銷釘受到剪切作用， 達(dá)到一定值以后剪斷銷釘， 然后套管與軸相對(duì)移動(dòng)， 存在其間的塑料能增大摩擦阻力吸收沖擊能量。 此外，套管與軸相互壓縮，長(zhǎng)度縮短， 可以減少轉(zhuǎn)向盤向駕駛員一側(cè)的移動(dòng)量， 起到保護(hù)駕駛員的作用。這種防傷機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造容易，只要合理地選取鉚釘數(shù)量與直徑，便能保證它可靠地工作和吸收沖擊能量。 撞車后因套管與軸仍

26、處在連接狀態(tài)， 所以汽車仍有可能轉(zhuǎn)向行駛到不妨礙交通的地方。百度文庫(kù)dmis1314/19吸能轉(zhuǎn)向管柱1、上轉(zhuǎn)向管柱2 、下轉(zhuǎn)向管柱3 、套管上圖所示的上、下兩段轉(zhuǎn)向管柱 1 和 2 壓入兩端各有兩排凹坑的套管 3 里。轉(zhuǎn)向軸分為上、下兩段，用花鍵連接 ( 圖上未畫出 ) ，因而同上述幾種形式比較，這種機(jī)構(gòu)雖然工作可靠， 但結(jié)構(gòu)復(fù)雜， 而且制造精度也相對(duì)要求高些。 汽車發(fā)生撞車事故時(shí)， 依靠管柱與套管的擠壓來(lái)吸收沖擊能量。 因此，為了滿足所要求的壓緊力，設(shè)計(jì)時(shí)需要計(jì)算套管間的過(guò)盈量nFfWn )(4 Ehh式中： n互相平衡的徑向力數(shù)或套管上的凹坑數(shù)；Ff 計(jì)算斷面套管間接觸點(diǎn)處的法向力；W、

27、 n外、內(nèi)套管系數(shù)；h套管壁厚；E彈性模量。其中：4（2）（Rwh)2W3 14（2）（Rnh)2n3 1式中：泊松比；Rw、 Rn外、內(nèi)套管平均半徑。撞車時(shí)，作用在轉(zhuǎn)向管柱上的軸向力Fz 受套管間壓力限制，因而FZF f f式中： f 套管加工表面之間沒(méi)有潤(rùn)滑時(shí)的摩擦因數(shù)。8. 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)校核邊界條件與校核百度文庫(kù)dmis1415/19項(xiàng) 目單位數(shù) 值軸距 Lmm2700主銷距 Kmm1341滿載前軸荷kg740方向盤外徑mm380方向盤總?cè)?shù)4.1內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角 38.6 外輪最大轉(zhuǎn)角34主銷偏置距 Cmm22.5輪胎規(guī)格175/70 R14LT靜力半徑mm283充氣壓力KPa3008.1校核

28、計(jì)算8.1.1 最小轉(zhuǎn)彎半徑汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑是汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角條件下以低速轉(zhuǎn)彎時(shí)前外輪中心與地面接觸點(diǎn)的軌跡構(gòu)成圓周半徑，它在汽車轉(zhuǎn)向角達(dá)到最大時(shí)取得。轉(zhuǎn)彎半徑越小， 則汽車轉(zhuǎn)向所需場(chǎng)地就愈小， 汽車的機(jī)動(dòng)性就越好。 為了避免在汽車轉(zhuǎn)向時(shí)產(chǎn)生的路面對(duì)汽車行駛的附加阻力和輪胎過(guò)快磨損， 要求轉(zhuǎn)向系能保證在汽車轉(zhuǎn)向時(shí)， 所有車輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心作純滾動(dòng)。 此時(shí)，內(nèi)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角應(yīng)大于外轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角，在車輪為絕對(duì)剛體的假設(shè)條件下，角與的理想關(guān)系式應(yīng)是：ctgctgKL式中： K 兩側(cè)主銷軸線與地面相交點(diǎn)之間的距離；L 軸距。百度文庫(kù)dmis1516/19a. 按外輪最大轉(zhuǎn)角LCR1sin=4

29、850.9 （mm）b. 按內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角(L)21R2K22KL2Csintan=5463（mm）R1R2取Rmin=5156.95mm ，約為 5.2m。2轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比的計(jì)算360ni ow=20.33式中： n 方向盤圈數(shù) .8.1.2 轉(zhuǎn)向系載荷的確定轉(zhuǎn)向系全部零件的強(qiáng)度， 是根據(jù)作用在轉(zhuǎn)向系零部件上的力矩確定的。影響這些力矩的因素很多，如前軸負(fù)荷、輪胎尺寸和結(jié)構(gòu)、前輪定位參數(shù)、車速和道路條件等。駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向器所要克服的阻力，主要是由車輪轉(zhuǎn)動(dòng)阻力、 車輪穩(wěn)定阻力和轉(zhuǎn)向系中轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)的內(nèi)摩擦阻力所組成。通過(guò)將轉(zhuǎn)向系中的滑動(dòng)摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動(dòng)摩擦， 可使轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)中的內(nèi)摩擦阻力減少到較

30、小的程度。 因此，在設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)可以認(rèn)為轉(zhuǎn)向阻力主要由車輪在路面上的轉(zhuǎn)動(dòng)阻力和車輪回正阻力所組成。8.1.3原地轉(zhuǎn)向阻力矩 M r汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩采用下面的半經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：fG13M r3p式中：M r 轉(zhuǎn)向阻力矩，單位Nmm；f 輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，一般取 0.7 左右；G1 滿載前軸重量，單位N；p 輪胎氣壓，單位 Mpa。取 f =0.7 ， G1 =7409.8 ， p =0.3 ；計(jì)算結(jié)果為：M r = 263089.1 （Nmm）百度文庫(kù)dmis1617/198.1.4 車輪回正阻力矩 Ms車輪轉(zhuǎn)向時(shí)，前軸重心升高 h=1.8mm，車輪回正阻力矩即為車輛升高時(shí)克服重力所做的功：MS=W=G1 h =13053.6（Nmm）8.1.5 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力Fk不加動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)作用在轉(zhuǎn)向盤上的力為：M rMsFKRi ow式中： M r 原地轉(zhuǎn)向阻力矩，單位Nmm；Ms 車輪回正阻力矩，單位 Nmm；Fk 作用于轉(zhuǎn)向盤的力，單位N；i ow 轉(zhuǎn)向系