转向系统设计计算报告

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1、 -可修编:-DPJS-009 转向系统设计计算报告 工程名称：A 级三厢轿车设计开发 工程代号：日期：校对：日期：日期：日期：2011 年 03 月.目 录 1.系统概述 1 1.1 系统设计说明 1 1.2 系统构造及组成 1 1.3 系统设计原理及规 2 2.输入条件 2 2.1 标杆车根本参数 2 2.2LF7133 确定的整车参数 3 3.系统计算及验证 4 3.1 方向盘转动圈数 4 3.2 齿轮齿条式转向系的角传动比 4 3.3 车轮实际最大转角 4 3.4 静态原地转向阻力矩 4 3.5 静态原地转向时作用于转向盘的力 5 3.6 最小转弯半径的校核 5 4.总结 6 参考文献

2、 7 -可修编 1.系统概述 1.1 系统设计说明 LF7133 是在标杆车的根底上开发设计的一款全新车型，其转向系统是在标杆车转向系统为依托的前提下，根据总布置设计任务书而开发设计的。根据工程要求，需要对转向系统各参数进展计算与较核，以确保转向系统的正常使用，使系统中各零部件之间参数匹配合理，并且确保其满足国家相关法律法规的要求。1.2 系统构造及组成 LF7133 转向系统是在标杆车的根底上，根据驾驶室和发动机舱的布置，对转向管柱、方向盘和转向器等作相应调整与优化设计。为提高汽车行驶的平安性，转向系必须转向轻便、灵活，以减轻司机的疲劳。LF7133 电动助力转向系统中转向器采用齿轮齿条式转

3、向器、电动助力转向管柱的构造方式。该构造紧凑，布置方便，降低油耗，工作可靠，维修方便，并且满足了整车的各项指标。1).转向系统的构造简图 图 1 转向系统构造简图 1、转向器 2、电动助力转向管柱 3、转向盘 2).转向系统的转向梯形示意简图 由于 LF7133 转向系构造与布置情况参照标杆车设计，所以 LF7133 与标杆车转向梯形示意图一致，如下列图 2 所示。1 2 3.图 2 转向梯形简图 1.3 系统设计原理及规 对于液压动力转向系的设计，在保证系统拥有正常助力功用的情况下，还应满足如下的技术要求：1).根据 GB17675-1999 汽车转向系根本要求的规定，同样要求在不带助力转向

4、时转向力应小于 254N。2).对于乘用车来说，还要求转向盘转动在总圈数一般不超过 4 圈。3).在转向系最大转角时，要求其最小转弯直径满足整车总布置参数。2.输入条件 2.1 标杆车根本参数 对于标杆车其参数采集可分为为直接测量参数和间接计算参数，对于标杆车具体的参数如下：1).直接测量参数 表 1 标杆车根本参数 项 目 代 号 单位 数 值 标杆车满载前轴轴荷 M Kg 742.0 轮胎气压 P MPa 0.22 转向梯形臂长度 L1 mm 126.2 转向器齿轮齿条轴交角 度 20 方向盘转一周时转向器齿条的行程 L2 mm 49.5 方向盘半径 R mm 185 转向器小齿轮节圆半径

5、 r mm 计算值 转向横拉杆 转向梯形臂 转向梯底角 车轮 齿轮齿条转向器.转向梯形底角空载 a 度 88.95 空载左轮最大外转角 Li/LAa 度 40.4/35.8 空载右轮最大外转角 Ri/RAa 度 41.7/35 空载标杆车理论最大转角 标i 度 42.8 空载标杆车理论最大外转角 标Aa 度 36.0 方向盘圈数 n 圈 计算值 齿条行程 S mm 152 2).标杆车转向系统主要计算参数 转向器小齿轮节圆半径：4.820cos14.325.49cos2cos222LrrLmm 转向器小齿轮旋转圈数：07.35.491521SSn圈 标杆车角传动比：通过标杆车逆向数据其最大转角

6、标i=42.8。则由于转向拉杆连接球头、转向器齿轮齿条啮合间隙以及万向传动轴、方向盘连接等转向系连接构造中存在转向行程损失可以直接进展估算。其转向系统转向行程损失：2.2 LF7133 整车参数 根据对标杆车数据的综合分析，结合 LF7133 整车的实际情况，对 LF7133 车型转向系统参数设计取值如下表所示：表 2LF7133 根本参数 项 目 代 号 单位 数 值 LF7133 满载前轴荷 M kg 788.0 轮胎气压 P MPa 0.22 转向梯形臂长度 L1 mm 126.2 转向器齿轮齿条轴交角 度 20 方向盘转一周时转向器齿条的行程 L2 mm 49.5 方向盘半径 R mm

7、 190.转向器的效率 -75%转向梯形底角满载 a 度 89.23 齿条行程 S mm 152 转向器小齿轮节圆半径 r mm 8.4 前轮理论最大转角满载 i 度 42.0 前轮理论最大外转角满载 Aa 度 35.5 3.系统计算及验证 3.1 方向盘转动圈数 n=3.065 圈 3.2 齿轮齿条式转向系的角传动比 转向系理论角传动比可用三维数模模拟的最大转角直接求出，当转向齿条行程152mm时，通过三维运动分析可以得出前轮最大转角外分别为：i=42.0，Aa=35.5。则理论角传动比i：实际上，转向系在转向拉杆连接球头、转向器齿轮齿条啮合间隙以及万向传动轴、方向盘连接等转向系连接构造中存

8、在转向行程损失。由于 LF7133 转向系统基于标杆车进展设计，这里以标杆车计算所得转向行程损失wo=95.9%进展计算。则转向系实际传动比 3.3 车轮实际最大转角 转向系实际传动比以及方向盘圈数的情况下，则其最大转角为：最大外转角：%9.950.36KAaAa=34.5 3.4 静态原地转向阻力矩 静态原地转向阻力矩是汽车中最大极限转向所需力矩，比行驶中转向所需的力矩大 2 到 3 倍。目前采用半经历公式计算 pGfMr31322.04.772237.03=3.38105Nmm 式中：Mr：在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，Nmm；.f：轮胎与地面间的滑动摩擦系数，一般取 0.7；G1

9、：转向轴负荷，788.009.8=7722.4 N；P：轮胎气压，0.22Mpa；3.5 静态原地转向时作用于转向盘的力 式中：Mr：原地转向阻力矩，Nmm，Mr=3.38105Nmm；Fh：作用于转向盘的力；iwo：齿轮齿条式转向系的角传动比，iow=13.70；R ：方向盘半径 mm，R=190mm；：转向梯形底角 (),=89.23；：转向器的效率，取=75%。即:23.89sin190%7570.131038.3sin5RiMFworh=173.1N 不带助力转向，汽车以 10km/h 行驶时，作用在方向盘的手力不应超过 245N，Fh245N，所以此设计满足法规要求。3.6 最小转弯

10、半径的校核 设定设计数据姿态处于空载情况下，通过上述模拟其外轮理论最大转角分别为：42.8/36.0，且左右转角相等，计算时采用该值为计算根底。为计算最小转弯半径，根据对数模空载姿态下的测量，转向轮绕主销偏移距sr=0.004809m，轴距L=2.55m。计算采取文献 3 推荐的一种计算方法校核最小转弯直径。为保证车辆行驶转向的准确性，确保各车轮不发生侧滑，转向时通过 4 个车轮中心的车轮平面垂直线都相交于一点转向中心 M。如果后轮不转向，则 2 个前轮平面的垂线必须与后轮中心连线的延长线相交于 M 点如图 2 所示，从而使得在车身外侧的前轮上出现不同的转向角i和Aa。根据相对较大的侧车轮转向

11、角i可以推算出外侧车轮的理论值，即所谓的阿克曼角。图 2 转向原理图 由文献 3 所载的经历公式可以计算出最小转弯直径：.FsAasrlD)sin(29.4 m 式中：Aa：外侧车轮推算理论转角值 Aa=arc(cotAa)=arc1.649=31.25；cotAa：外侧车轮推算理论转角余切值 ljiAa/cotcot=1.649；i：侧车轮理论最大转角值，i=42.8；j：为在地面测得的主销延长线与地面交点的距离 j=bv-2rs=1.4494；rs：主销偏移距，rs=0.004809 m；bv：为前轮距，bv=1.459m；l ：汽车轴距，l=2.550m；：经历因子，=0.1 m/；F：

12、转向误差，75.4.251336.0FAaa；由以上计算结果可以看出，其值与标杆车试验测量值(9.64m)相当接近，并且小于最小转弯直径值。故此，LF7133 转向系统各参数取值符合总布置对最小转弯直径的设计目标值 9.64m 的要求。4.总结 根据此报告的设计计算，此转向系统满足法规的要求，符合整车的设计需要，到达预期的目的。但是其中很多数据为经历值，尚待装车做进一步优化。其计算结果参数见表 3 所示。表 3 计算结果参数 转向轴负荷，N 7722.4 方向盘切向力，N 173.1 轮胎与地面间的滑动摩擦系数 0.7 轮胎气压，MPa 0.22 齿轮齿条式转向系的角传动比 13.70.5.参考文献 1).惟信著.汽车设计.清华大学,2001 2).王望予.汽车设计.机械工业,2003 3).汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册:设计篇.人民交通,2001 4).GB 17675-1999：汽车转向系根本要求.中国标准，2001 5).GB 7258-2004：机动车运行平安技术条件.中国标准，2005 方向盘半径，mm 190 主动小齿轮的节圆半径，mm 8.4 转向器的效率 75%最小转弯直径，m 9.4