實例-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計計算報告

./WORD格式可編輯編號：轉(zhuǎn)向系統(tǒng)計算報告項目名稱：編制:日期:校對:日期:審核:日期:批準:日期:目錄1.概述11.1任務來源11.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)基本介紹11.3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結構簡圖12.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關參數(shù)13.最小轉(zhuǎn)彎半徑24.轉(zhuǎn)向系傳動比的計算35.轉(zhuǎn)向系載荷的確定35.1原地轉(zhuǎn)向阻力矩35.2車輪回正阻力矩35.3作用在轉(zhuǎn)向盤上的力36.轉(zhuǎn)向管柱布置的校核46.1轉(zhuǎn)向管柱布置角度的測量46.2轉(zhuǎn)向管柱角速度及力矩波動計算46.3轉(zhuǎn)向管柱固有頻率要求67.結論7參考文獻7.WORD格式可編輯1.概述1.1任務來源根據(jù)007車型設計開發(fā)協(xié)議書,007項目是一款全新開發(fā)的車型,需對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行設計計算。1.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)基本介紹轉(zhuǎn)向管柱為角度不可調(diào)式管柱,轉(zhuǎn)向機采用結構簡單、布置容易的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向機。轉(zhuǎn)向盤采用軟發(fā)泡三輻式,輪輻中間有一塊大蓋板,打開時可拆裝調(diào)整轉(zhuǎn)向盤。1.3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結構簡圖2.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關參數(shù)表1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關參數(shù)整車參數(shù)軸距L〔mm3050主銷距K〔mm1423滿載前軸荷〔kg768方向盤外徑〔mm380方向盤總圈數(shù)l4.6內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角β〔deg40°外輪最大轉(zhuǎn)角α〔deg36°主銷偏置距C〔mm6四輪定位參數(shù)主銷內(nèi)傾角〔deg11°7′±45′主銷后傾角〔deg3°30′±30′車輪外傾角〔deg56′±30′前輪前束〔mm0～5輪胎規(guī)格為185R14LT,層級為8。輪輞偏置距為+45mm,負荷下靜半徑為304㎜,滾動半徑約317mm,滿載下前胎充氣壓力240KPa。3.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)彎時前外輪中心與地面接觸點的軌跡構成圓周半徑,它在汽車轉(zhuǎn)向角達到最大時取得。轉(zhuǎn)彎半徑越小,則汽車轉(zhuǎn)向所需場地就愈小,汽車的機動性就越好。為了避免在汽車轉(zhuǎn)向時產(chǎn)生的路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎過快磨損,要求轉(zhuǎn)向系能保證在汽車轉(zhuǎn)向時,所有車輪應繞瞬時轉(zhuǎn)向中心作純滾動。此時,內(nèi)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角應大于外轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角,在車輪為絕對剛體的假設條件下,角與的理想關系式應是：式中：—兩側主銷軸線與地面相交點之間的距離；—軸距。3.1按外輪最大轉(zhuǎn)角=5194.9〔mm3.2按內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角=5912.3〔mm取=5553.6mm所以最小轉(zhuǎn)彎半徑約為5.6m。4.轉(zhuǎn)向系傳動比的計算=21.79式中：—方向盤圈數(shù).5.轉(zhuǎn)向系載荷的確定轉(zhuǎn)向系全部零件的強度,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,如前軸負荷、輪胎尺寸和結構、前輪定位參數(shù)、車速和道路條件等。駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向器所要克服的阻力,主要是由車輪轉(zhuǎn)動阻力、車輪穩(wěn)定阻力和轉(zhuǎn)向系內(nèi)摩擦阻力所組成。在設計計算時可以認為轉(zhuǎn)向阻力主要由車輪在路面上的轉(zhuǎn)動阻力和車輪回正阻力所組成。5.1原地轉(zhuǎn)向阻力矩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)驗公式計算：式中：—轉(zhuǎn)向阻力矩,單位N·mm；—輪胎和路面間的滑動摩擦系數(shù),一般取0.7左右；—滿載前軸重量,單位N；—輪胎氣壓,單位Mpa。取=0.7,=768×9.8,=0.24；計算結果為：=310994.1〔N·mm5.2車輪回正阻力矩車輪轉(zhuǎn)向時,前軸重心升高h=3.5mm,車輪回正阻力矩即為車輛升高時克服重力所做的功：MS=W=G1×h=26342.4〔N·mm5.3作用在轉(zhuǎn)向盤上的力不加動力轉(zhuǎn)向時作用在轉(zhuǎn)向盤上的力為：式中：—原地轉(zhuǎn)向阻力矩,單位N·mm；—車輪回正阻力矩,單位N·mm；—作用于轉(zhuǎn)向盤的力,單位N；—轉(zhuǎn)向系的角傳動比；—轉(zhuǎn)向盤半徑,單位mm；—轉(zhuǎn)向系的正效率,一般為75%。=108.6〔N原地轉(zhuǎn)向所需的力矩要比行駛中轉(zhuǎn)向所需的力矩大2～3倍,所以實際行駛中轉(zhuǎn)向所需的力約為36.2～54.3N。根據(jù)GB17675-1999汽車轉(zhuǎn)向系基本要求,第3.9條之規(guī)定,不帶助力轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向力應小于254N。因此,轉(zhuǎn)向盤上的瞬時力符合法規(guī)要求。6.轉(zhuǎn)向管柱布置的校核6.1轉(zhuǎn)向管柱布置角度的測量轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向傳動軸夾角為26.2°,轉(zhuǎn)向傳動軸與轉(zhuǎn)向機輸入軸夾角為26.3°。理論上,使上述兩夾角相等是理想情況。下面計算兩夾角給角速度和轉(zhuǎn)向力矩帶來的影響。6.2轉(zhuǎn)向管柱角速度及力矩波動計算根據(jù)機械原理：單個十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉(zhuǎn)角βa、βb間的關系為：tanβa=tanβb×cosα式中：βa—主動叉軸轉(zhuǎn)角；βb—與βa相對應的從動叉軸轉(zhuǎn)角；α—兩軸夾角。上式又可以寫為:βb=arctan<tanβa/cosα>若夾角不變,將上式兩邊對時間求導數(shù),整理后得：ωb=ωa[cosα/<1－sin2αcos2βa>]式中：ωa—主動叉軸角速度；ωb—從動叉軸角速度。由于轉(zhuǎn)向管柱是采用三段式,為了方便計算,假設輸入軸為軸1,中間軸為軸2,輸出軸為軸3〔如下圖,整理上式,消去軸2的角速度得：軸軸1軸2軸3式中：ω1—軸1角速度；ω3—軸3角速度；—軸1與軸2夾角；—軸2與軸3夾角；—軸1輸入角度；—軸3輸出角度。忽略管柱傳動機構各處摩擦產(chǎn)生的影響,根據(jù)瞬時功率相等條件,軸3上的轉(zhuǎn)矩為：式中：T1—軸1轉(zhuǎn)矩；T3—軸3轉(zhuǎn)矩。下圖為輸入軸轉(zhuǎn)角從0到2π區(qū)間,相對應的輸出軸轉(zhuǎn)角變化曲線、角速度變化率圖：綠色—力矩波動藍色—角速度波動輸出轉(zhuǎn)矩波動在-0.08%~0.08%之間；角速度變化率在-0.08%~0.08%之間,變化量均小于10%,滿足設計要求。6.3轉(zhuǎn)向管柱固有頻率要求為使轉(zhuǎn)向管柱和其安裝橫梁避開發(fā)動機經(jīng)過懸置系統(tǒng)后對車架的