1. 总体设计
已知设计参数如下：
装载质量 汽车型号 质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。由于给定的货车总质量为3000kg，则设计采用两轴方案。 1.1.2 驱动形式：4*2后轮双胎 汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。因是货车，故采用4*2后轮双胎驱动方式。 1 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 1.1.3 布置形式：平头式发动机前置后驱动，发动机置于前轴之上，驾驶室之正下方 发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等操纵机构复杂。发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面好近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响，货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故已不再采用。发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变型而来的，所以采用已经极少了。它的主要缺点是离合器、变速器等操纵机构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。综上所述本方案采用平头式发动机前置后驱动的布置形式。 1.2 汽车主要参数： 1.2.1外形尺寸(mm>：5900*1800*2000 外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，货 2 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 车、整体式客车总长不应超过12m。汽车宽不超过2.5m，汽车高不超过4m等。根据唐骏 T3载货汽车的技术参数，可以设计外廓尺寸为<5900*1800*2000） 1.2.2 货箱尺寸(mm>：4000*1800*1200 车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。根据唐骏 T3载货汽车的技术参数，车厢内部尺寸为<4000*1800*1000）。 1.2.3轴荷分配： (整车整备质量的确定 汽车的整车整备质量是指车上带有全部装备，包括随车工具和轮胎，加满油和水，但没有载货和载人时的整车质量，用 表示。 货车总质量是指汽车整车整备质量、汽车装载质量和驾驶室乘员<含驾驶室）质量三者之和，用65kg。按乘员人数为3人。得出 =1305kg> = + 表示。驾驶室乘员质量以每人+3*65= +1500+195=3000 汽车的轴荷分配：汽车的轴荷分配可根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照参考文献[1]并参考唐骏 T3载货汽车的技术参数选取。 由汽车设计课本表1-6得如下： 整备质量(kg> 空载前轴(kg> 空载后轴(kg>1305 652.5(50%> 652.5(50%） 总质量 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 载货车的主要性能、装载面积和轴荷分配等各个方面要求下选取。各类载货汽车的轴距选用范围有汽车设计书如表1-2所示。 表1-2载货汽车的轴距和轮距 总质量 主要取决于车架 后部宽度、后悬架宽度和轮胎宽度，同时还要考虑车轮和车架之间的间隙。 1. 轴距(mm>：3300 2. 前/后轮距(mm>：1400/1350 3.根据{一般载货汽车的前悬不宜过长，但要有足够的纵向布置空间，以便布置发动机、水箱、转向器等部件。后悬也不宜过长，一般为1200～2200mm}确定： 前悬/后悬(mm>：1000/1600 4.根据课本p20 表1-4确定：质量系数：1.1 5. 货车车头长(mm>：1400<平头型货车一般在1400-1500mm之间。本次课设平头货车车头长度为1400mm。） 轴距、轮距、前悬、后悬的参数参照《汽车设计》教材，并参考了唐骏 T3载货汽车选取的。 4 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 1.2.4 货车动力性参数的确定 (1> 最高车速 的确定 载货汽车的最高车速主要是根据汽车的用途以及使用条件和发动机功率大小来确定,给定的(2> 最大爬坡度 的确定 =125km/h。 由于载货汽车在各地路面上行驶，要求有足够的爬坡能力。一般 在30%左右。 （3）加速时间{参照课本p22 ] 15s （4）汽车比功率，比转矩 1.2.5 货车燃油经济性参数的确定 燃油经济性参数 载货汽车的燃油经济性常用单位燃油消耗量来评价。单位燃油消耗量是汽车每一吨总质量行使100km所消耗的燃油量。载货汽车的单位燃油消耗量如汽车设计书表1-9所示。 表1-9 货车单位质量百公里燃油消耗量 总质量(t> 汽油机 ﹤4 3．00-4．00 百公里燃油消耗量取2.5L<100t.Km） 1.2.6最小转变直径 柴油机 2．00-2.80 5 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径，称为汽车最小转弯直径转变直径见汽车设计书表1-10。 车型 大总质量/t 商用货车 1.8﹤≤6.0 最小转弯直径Dmin=15m 1.2.7货车通过性参数的确定 载货汽车的通过性参数主要有接近角、离去角、最小离地间隙和纵向通过半径等。 6 / 31 .种类汽车的最小 最 /m 10.0-19.0 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 其值主要根据汽车的用途和使用条件选取，可参考汽车设计书表1-11。 表1-11载货汽车的通过性参数 汽车类型 最小离地间隙 接近角<度） 离去角<度） 25-45 纵向通过半径 2.3-6.0m 4x2货车 180-300mm 40-60 通过性几何参数hmin=200、 r1=50、=40 ρ1=5.0 1.2.8 货车制动性参数的确定 汽车制动性常用制动距离和制动减速度作为设计评价参数。行车制动在产生最大制动作用时踏板力不得大于700N，行车制动效能的要求如汽车设计书表1-12所示。 表1-12 载货汽车制动效能要求 总质量 7 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 比功率Pb是汽车装发动机的标定最大功率Pemax与汽车最大总质量Ma之比。即Pb=Pemax/Ma。有已知Pb=25 Tb=Temax/Ma。它能反应汽车的牵引能力。由Tb=44(N·m·t-1>，所以Temax=MaxTb，即Temax=3x44=132(N·m） 根据下式估算发动机的最大功率： 式中的A为正投影面积，根据外形尺寸计算得到，货车CD取0.6~1.0。 根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式<汽油机或者柴油机）和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有：玉柴、朝柴、解放、东风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，可上网查询相关产品的型号及参数 A为正投影面积1800*2000 mm = 3600000mm2 =3.6 m2 CD取0.6 ηT 为传动系效率，根据参考文献[1]，对驱动桥单级主减速器的4×2汽车可取90%，故ηT取90%fr为滚动阻力系数，根据参考文献[1]，对货车取0.012g为重力加速度，取9.8m/s2ma为汽车总质量，3000kgvamax为最高车速，125km/h由以上参数可计算得： 8 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 Pemax =75KW 式中的A为正投影面积，可以参考已有的同类车型的尺寸计算得到，货车CD取0.6~1.0。根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式<汽油机或者柴油机）和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有：玉柴、朝柴、解放、东风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，可上网查询相关产品的型号及参数。 因此选取发动机功率为75kW。 由汽车设计书P29知最大功率小的货车用高速柴油机， 发动机的基本参数： 表1-1 大柴 发动机型号 对应转速的范围：总质量 值常取在3200-4000r/min。 转速 燃油种类 柴油 CA4DC2-10E4 最大功率(kW>76 3200 最大扭矩(N.m> 245发动机最大转矩及其相应转速的选择 确定后，则发动机最大 当发动机最大功率转矩 和相应转速 = = 和相应的转速 可随之确定，其值由下式计算： <3-2） 9 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 式中： —转矩适应系数，一般1.1-1.3，在这里取1.1； —最大功率时的转矩，N*m ____最大功率，kw ______最大功率时转速，r/min ____最大转矩，N*m 而=/ =1.4-2.0，在这里取为2.0，则有： /2.0=3200/2.0=1600r/min =1.1x9550x75/3200=246N*m 满足所选发动机的最大转矩及相应转速要求。 1.4汽车轮胎的选择 轮胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥<轴）与地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮，可实现对汽车运动方向的控制。 轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是很重要的工作。 1、 型号：700R16 2、 技术指标：层数6，轮辋型号：5.50F，允许内压770kpa,最大负荷1180kg,断面宽度200mm，外直径770mm 3、数量：6 1.5确定传动系最小传动比，即主减速器传动比 10 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据参考文献[9]机最大功率时的车速 略小于最高车速： 即主减速器传动比 应等于最高车速或 ： (最高档为直接档> 为发动机额定功率时的转速； 为最 式中：为滚动半径； 高车速<应根据选定发动机后的参数重新估算）， 为变速器的最高挡传动比，若最高挡为直接挡，则=1。 由已选轮胎得：自由直径为：d=770mm 由=Fd/2π得：滚动半径=373.78mm， 得F=3.05 其中：子午线轮胎：F=3.05；斜交轮胎：F=2.99。故本设计轮胎为斜交轮胎。 由上述可知，根据公式可得： =3200 rpm； =125km/h =3.607。故 取3.61。 1.6确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。 确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：①最大爬坡度；②附着力；③汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，当已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为： 或 11 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 即 一般货车的最大爬坡度为30％，即 =4.17 ° 根据参考文献3，表1-2 滚动阻力系数f的数值 取一般的沥青或混凝土路面f=0.015 由已知数据和计算数据得，最大总质量G=3000kg；=373.78mm；Ttqmax=245N•m。 =3.61 根据附着条件校核最大传动比： 式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变速器的I挡传动比。 所以： 根据已知数据和计算数据得：rr=373.78mm。 =3000*65%*9.8=19110N。φ=0.8。 (α=1.1~1.3,取1.2>； 可得： =7.2 =3.61。ηT=0.9 又因为轻型商用车=5.0~8.0； 故取： =5.8 1转向系设计 1.1基本要求 1.汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。 2.操纵轻便，作用于转向盘上的转向力小于200N。 12 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 3.转向系的角传动比在23~32之间，正效率在60%以上，逆效率在50%以上。 4.转向灵敏。 5.转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构。 6.转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 1.2基本参数 1.整车尺寸： 5900mm*1800mm*2000mm。 2.轴数/轴距 2/3300mm 3.整备质量 1305kg 4.轮胎气压 0.77MPa 2.转向系分析2.1对转向系的要求[3] (1> 保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时操作轻便。 (2> 汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑。 (3> 传给转向盘的反冲要尽可能的小。 (4> 转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态。 (5> 发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员. 2.2转向操纵机构 13 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过3t的载货汽车，则多数仅在用机械转向系统而无动力转向装置。 图2-1转向操纵机构 1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘 2.3转向传动机构[4] 转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。<见图2-2） 转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。 14 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 图2-2 转向传动机构 1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向 横拉杆 2.4转向器[5] 机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动<或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。 机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。 为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，还可在转向系中设置防伤装置。为了缓和来自路面的冲击、衰减转向轮的摆振和转向机构的震动，有的还装有转向减振器。 多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要 15 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 求，有时要增加转向轮的数目，本设计按设计要求采用单轴前轴转向 。 2.5转角及最小转弯半径 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。即首先应使左、右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的2~2.5倍范围内；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全书，对轿车应不超过1.8圈，对货车不应超过3.0圈。 两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足上述对转向系的第(2>条要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图2-3所示，由下式决定： (2-1> 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—轴距 内、外转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证。 图2-3 理想的内、外转向轮转角间的关系 16 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 汽车的最小转弯半径 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。最小转弯半径能达到汽车轴距的2~2.5倍，取 =2L； 操纵轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到。 对转向后转向盘或转向轮能自动回正的要求和对汽车直线行驶稳动性的要求则主要是通过合理的选择主销后倾角和内倾角，消除转向器传动间隙以及选用可逆式转向器来达到。但要使传递到转向盘上的反向冲击小，则转向器的逆效率有不宜太高。至于对转向系的最后两条要求则主要是通过合理地选择结构以及结构布置来解决。 转向器及其纵拉杆与紧固件的称重，约为中级以及上轿车、载货汽车底盘干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轿车干重的1.5%～2.0%。转向器的结构型式队汽车的自身质量影响较小。 3. 机械式转向器方案分析 3.1循环球式转向器 循环球式转向器有螺杆和螺母共同形成的落选槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图3-1所示。 17 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 图3-1 循环球式转向器示意图 循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可以达到75%～85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行，<图3-2）；适合用来做整体式动力转向器。 图3-2 循环球式转向器的间隙调整机构 18 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。循环球式转向器主要用于商用车上。 4.转向系的主要性能参数 4.1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，用符号正效率 计算公式： 表示。 <4-1） 逆效率计算公式： <4-2） 式中，率； 为作用在转向轴上的功率； 为转向器中的磨擦功 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。 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。 4.1.1转向器的正效率 19 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 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。 <1）转向器类型、结构特点与效率 在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器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，故这种轴向器的效率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%。 <2）转向器的结构参数与效率 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 =75% <4-3） 式中，a0为蜗杆<或螺杆）的螺线导程角,a0取 7°，ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为磨擦因数。取f=0.05. 4.1.2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。 20 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 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 =64% <4-4） 式<4-3）和式<4-4）表明：增加导程角大。受 增大的影响， ，正、逆效率均增 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。 4.2传动比变化特性 21 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 4.2.1转向系传动比 转向系的角传动比传动比组成， 即 <4-5） 转向器的角传动比: 齿扇啮合半径转向传动机构的角传动比: 转向系的传动比包括转向系的角传动比。 转向系的力传动比:4.2.3转向器角传动比的选择 转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。 若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。 汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏 ·，转 <4-8） <4-6） mm 螺距P=9.525mm <4-7） 和转向系的力传动比 由转向器角传动比和转向传动机构角 向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。 22 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的 下凹形曲线，如图4-1所示。 图4-1转向器角传动比变化特性曲线 4.3转向器传动副的传动间隙△t 传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性<图4-2）。 研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。若转向器传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。 传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙过大时，必须经调整消除该处间隙。 为此，传动副传动间隙特性应当设计成图4-2所示的逐渐加大的形状。 23 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 图4-2 转向器传动副传动间隙特性 转向器传动副传动间隙特性图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。 4.4转向盘的总转动圈数 转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。轿车转向盘的总转动阁数较少，一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超过6圈。为了增加转向的轻便性，取6圈。 5.转向器设计计算 5.1转向系计算载荷的确定[8] 为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷，地面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。 24 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 精确地计算这些力是困难的，为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力距即 ＝277558N•mm (5-1> 式中，f为轮胎和路面见的摩擦因素，一般取0.7；负荷10290 为转向轴 说明：转向摇臂的长度与转向传动机构的布置及传动比等因素有关，一般在初选时对小型汽车可取100～150mm；中型汽车可取150～200mm；大型汽车可取300～400mm。 作用在转向盘上的手力为 <5-2） 式中， 为转向摇臂长；为转向节臂长；为转向器角传动比；为转向器正效率。 5.2转向器设计 5.2.1参数的选取[9] 摇臂轴直径/mm 钢球中心距D/mm 25 / 31 为转向盘直径； 30 25 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 螺杆外径 /mm 25 6.350 9.525 1.5 46 1.0 0.5 钢球直径d /mm 螺距P /mm 工作圈数W 螺母长度L /mm 导管壁厚 /mm 钢球直径与导管内 径间隙e/mm 螺线导程角/º 齿扇压力角/º 接触角/º 环流行数 5.2.2计算参数 1.螺母内径 应大于 ，一般要求 7 2230‘ 45 2 <5-3） = +<5%~10%）D=25+8%25=27mm ≈19个<5-4） 2. 钢球数量n= 3. 滚道截面半径R=<0.51~0.53）d=0.526.35=3.30 mm <5-5） 5.3循环球式转向器零件强度计算[10] 5.3.1钢球与滚道之间的接触应力 26 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 =k <5-6） 式中，k为系数，根据A/B值查表，A=[<1/r）-(1/B=[(1/r>+(1/>]/2。 >]/2, =2020MP 为滚道截面半径，k取1.63；r为钢球半 径；为螺杆外径；E为材料弹性模量，等于2.110MP；为钢球与螺杆之间的正压力，即<5-7） 式中，为螺杆螺线的导程角；为接触角；n为参与工作的钢球数； 为作用在螺杆上的轴向力, = ＝1213N =16176.7N 当接触表面硬度为58~64HRC；拍－时，许用接触应力[]=2500 MP 由于=2020 MP <[],因此满足强度。 5.3.2齿的弯曲应力 用下式计算齿扇齿的弯曲应力==426.41MPa 式中：F为作用在齿扇上的圆周力；h为齿扇的齿高；b为齿扇的齿宽；s为基圆齿厚 许用应力为[ ]=540N/ h=10.125mm b=30mm s=7.065mm <[ ]合理 27 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 5.3.3转向摇臂直径的确定 转向摇臂直径d为 式中，K为安全系数，根据汽车使用条件不同可取2.5~3.5；转向阻力矩；为扭转强度极限。 为 摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在0.8~1.2mm。对于前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1.05~1.45mm。表面硬度为58~63HRC 6.转向梯形的优化设计 转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最佳参数和进行强度计算。转向梯形有整体式和断开式两种。一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。 两轴汽车转向时，若忽略轮胎侧偏影响，两转向前轴的延长线应交于后轴延长线。设，分别是外内转向车轮转角，k为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离，则梯形机构应保证内外转向车轮的转角有如下关系： cot ，若自变角为则因变角的期望值为： 28 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 ，现有转向梯形机构仅能满足上式 要求。如下图所示，在图上作辅助虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所绘出的实际因变角为： 其中 m—梯形臂长 —梯形底角 图7-1 汽车瞬时转向图 应使设计的转向梯形所绘出的实际因变角尽可能接近理论上的期望值。其偏差最常使用的中间位置附近小转角范围应尽可能小，以减小高速行驶时轮胎的磨损。而在不经常使用且车速较慢的最大转角时可适当放宽要求，因此在加入加权因子略的目标函数f(x>为: f 构成评价优 29 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 － 其中 x—设计变量 x== —外转向轮最大转角， 由上图可得： =其中 = —汽车最小转弯半径为7.5m， a—主销偏移距为50mm，轴距L=3300mm K=1380mm梯形臂长度m=0.145K=200mm 考虑到多数使用工况下转角小于的更加频繁，因此取： 当 ，且以内的小转角使用 30 / 31 个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途 建立约束条件时应考虑到：设计变量m及 过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形．f(x>值就越大，而优化过程是求f(x>的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为： m- 梯形臂长度m设计时常取在m=0.145K=200mm. 梯形底角 ＝ , ＝0.11K，＝0.15K,取 此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取 。如上图所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极 即可。利用该图所 限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时 作的辅助虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为 ，式中， 角。 为最小传动 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。 31 / 31 因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容