汽车前轮转向机构课程设计

机械原理课程设计说明书题目：汽车前轮转向机构学院：车辆工程学院

姓名：

班级：

学号：

指导老师：

目录

1、背景...................................................................................................... .1

2、题目：汽车前轮转向机构 (3)

2.1设计题目 (3)

2.1.1转向机构简介 (3)

2.1.2 转向梯形 (4)

2.1.3计算机构自由度 (5)

2.1.4机构设计 (6)

2.1.5 数据设计..............................................................。. (8)

2.2设计要求 (8)

3、设计内容 (9)

3.1 求转角 (9)

3.2 解析法设计机构 (9)

3.3 解析法检验 (11)

4. 设计结构分析 (12)

4.1 四种类型梯形结构的选择 (12)

5、转向梯形机构优化 (14)

5.1 计算机构自由度 (15)

5.2 运动分析 (15)

5.3机构设计方法 (16)

6、课程设计总结 (17)

1、背景

在汽车行业迅速发展的今天，汽车前轮定位参数的确定仍然是困扰汽车企业设计的难题，。汽车前轮定位参数是汽车的重要性能参数，前轮定位参数的设计是否合理，将直接影响到车辆的很多重要性能，从而影响到整车的优劣。例如注销后倾角和内倾角将直接影响到车辆的回正性、直线行驶稳定性和高速制动时方向稳定性、转向轻便性；前轮的外倾角和前束值的合理匹配将直接影响到前轮的策划和异常磨耗，同时也间接地影响车辆的动力性和燃油的经济性。后倾角和前束值设计的是否合理还将影响这届影响到前轮的摆振，导致车辆操纵稳定性变坏，增加了有关零件载荷，从而降低行驶安全性和可靠性，摆振严重时会影响到车辆的行驶平顺性和安全性。因此，如果前轮定位参数不合理，就会大大降低汽车使用性能，但由于前轮定位参数的确定必须考虑多种因素的影响，而且前轮定位各参数对汽车使用性能的影响不是完全独立的，这给前轮定位参数的确定增加了困难。

汽车的转向传递机构的主要作用就是使用汽车在转向时期内、外轮具有正确的转角关系，它对汽车轮胎的磨损、转向半径和转向力都有重要的影响。汽车在转向时，由于主销后倾角、主销内倾角的存在，导致转向系统的运动并不是在一个平面内，这增加了转向的难度。而一般货车和拖拉机的转向机构是使用整体式的专项梯形机构进行传递。传统的整体式转向机构分析采用近似的平面运动分析方法，而实际上转向梯形的运动并不是在一个平面内。这样就必然存在着误差。

改革开放以来，中国的汽车工业有着飞速的发展，据中国汽车工业协会统计，截止2006年10月底，轿车累计销售超过300万辆，达到304万辆，同比增长40%，2006年11月的北京车展，自主品牌：奇瑞、吉利、比亚迪、哈飞等自主品牌纷纷亮相，在国际汽车盛宴中崭露头角，无论从参展规模还是产品所展示的品质和技术含量上，都不得不让人折服，但和国外有着近百年发展历史的国外汽车工业相比，我们的自主品牌汽车在行车性能和舒适体验方面仍有差距。

汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车转向系也随着汽车工业的发展经历了长时间的演变。

随着私家车的越来越普遍，各式各样的高中低档轿车进入了人们的生活中。快节奏高效率的生活加上人们对高速体验的不断追求，也要求着车速的不断提高。由于汽车保有量的增加和社会汽车化而造成交通错综复杂，是转向盘的操作频率增大，这要求减轻驾驶疲劳。

所以，无论是为满足快速增长的轿车市场还是为给驾车者更舒适更安全的驾车体验，都需要一种高性能、低成本的大众化的轿车转向机构。

本课题以现在国产轿车最常采用的齿轮齿条液压动力转向器为核心综合设计轿车前轮转向机构。

2、题目：汽车前轮转向机构

2.1设计题目

2.1.1转向机构简介

1、功用：

1）将转向器输出的力传给转向轮，且使二转向轮偏转角按一定的关系变化，以实现汽车顺利转向；

2）转向传动机构除传力外，还要承受冲击和振动。设有减振缓冲装置，并能自动消除磨损后的间隙。为避免发生运动干涉，采用球铰链连接。

2、转向传动机构的一般组成：

1）主要由转向直拉杆、转向节臂、向横拉杆、左右梯形臂等机件构成。前轴的两端和转向节由主销铰接在一起，转向节上连有左右梯形臂，两臂铰接在转向横拉杆上；

2）当—个转向节转动时，另一个转向节也随着变位，使汽车实现转向；

3）两个车轮转动的角度不同，因为前轴、转向横拉杆、左右梯形臂及所形成的四边形不是矩形而是梯形。

汽车转向系（1-转向盘；2-转向轴；3-转向万向节；4-转向传动轴；5-转向器；6-转向摇臂；7-转向直拉杆；8-转向节臂；9、13-转向节；10、12-转向梯形臂；11-转向直拉杆）

2.1.2转向梯形

车辆转向梯形根据车辆悬架所采用的方案分为整体转向梯形和断开式转向梯形两种。

与非独立悬架配用的转向传动机构主要包括转向摇臂2、转向直拉杆3、转向节臂4和转向梯形。

（1）整体式转向梯形：

在前桥仅为转向桥的情况下，由转向横拉杆6和左、右梯

形臂5组成的转向梯形一般布置在前桥之后，如上图（a ）所示。当转向轮处于与汽车直线行驶相应的中立位置时，梯形臂5与横拉杆6在与道路平行的平面(水平面)内的交角＞90。

在发动机位置较低或转向桥兼充驱动桥的情况下，为避免运动干涉，往往将转向梯形布置在前桥之前，此时上述交角＜90，如上图（b ）所示。

若转向摇臂不是在汽车纵向平面内前后摆动，而是在汽车的横向左右摆动，则可将转向直拉杆3横置，并借球头销直接带动转向横拉杆6，从而推使两侧梯形臂转动，如上图（c ）所示。

（2）断开式转向梯形

2.1.3计算机构自由度：

机构简图如图所示。转向直拉杆是用以带

动CE 运动的构件，在分析自由度时不应把转

向直拉杆和转动副E 计入，所以本设计机构的

自由度为 :

F=3n-2P l -P h =3×3-2×4=1

2.1.4机构设计

汽车的前轮转向，是通过等腰梯形结构ABCD驱使前轮转到来实现的。其中，两前轮分别与两摇杆AB、CD 相连，如附图所示，当汽车沿直线行驶时（转弯半斤R=∞），左右两轮轴线与机架AD成一条直线：当汽车转弯时，要求左右两轮（或摇杆AB和CD）转过不同的角度。理论上希望前轮两轴延长线的交点P始终能落在后轮轴的延长线上，这样，整个车身就能绕P点转动，使四个轮子都能与地面形成纯滚动，以减少轮胎的磨损，因此，根据不

同的转弯半径R （汽车转向行驶时，个车轮运行轨迹中最外侧车轮滚出的圆轴半径），要求左右两轮轴线(AB 、CD)分别转过不同的角度α和β，其关系如下：

如图所示为汽车右拐时 tan L R d B α=-- t a n L R d β=-

所以α和β的函数关系为 L B =-αβcot cot

同理，当汽车右拐时，由于对称性，有B

ctg ctg L αβ-=，故

转向机构ABCD 的设计应尽量满足以上转角要求。

2.1.5设计数据

设计数据见下表。要求汽车沿直线行驶时，铰链四杆机构左右对称，以保证左右转弯时具有相同的特征。该转向机构为等腰梯形双摇杆机构，设计此铰链四杆机构。

参数轴距轮距最小转弯半径销轴到车轮中心的

距离符号L B R d

单位mm

型号途乐GRX 2900 1605 6100 400 途乐GL 2900 1555 6100 400 尼桑公爵2800 1500 5500 500

2.2设计要求

1）根据转弯半径R min和R max＝∞（直线行驶），求出理论上要求的转角α和β的对应值。要求最少2组对应值。

2）按给定两联架杆对应位移，且尽可能满足直线行驶时机架左右对称的附加要求，用图解法设计铰链四杆机构ABCD。

3）机构初始位置一般通过经验或实验来决定，一般可在下列数值范围内选取α0 =960~1030,，β0=770~840。建议α0取1020，β0取780 。

4）用图解法检验机构在常用转角范围20

α≤0时的最小转动角Y min

3、设计内容

3.1 求转角

根据转弯半径R min 和R max ＝∞（直线行驶），求出理论上要求的转角α和β的对应值。要求最少2组对应值。 R=R min 时，

2900tan 0.509()(6100400)L R d α===-- 26.966α=0 2900tan 0.70()(61004001555)L R d B β===---- β=34.9780 R=10000mm 时， tan '()2900(10000400)0.302L R d α=-=-= '16.808α=0

tan '()2900(100004001555)0.360L R d B β=--=--= '19.823β=0 由公式已知， 时随着R 的增大而单调递减的.

R(M)

α β 10

16.808 19.823 20

8.416 9.130 30

5.596 5.904 40

4.188 4.359 50

3.346 3.454 60

2.786 2.860 70

2.386 2.440 80

2.086 2.218 90

1.854 1.887 100 1.668 1.694

3.2 解析法设计机构

用解析法设计铰链四杆机构ABCD ，满足以下条件：①最小转弯半径R min 所对应的α和β满足P 点落在后轴延长线上的要求;②其他各组α和β尽可能是能使P 点落在后轴延长线

上；③尽可能满足直线行驶时机构左右对称的附加要求。

根据上图列唯一矢量方程： L AB +L BC +L CD +L AD =0 化简到X 和Y 轴：

L cos()(2cos )cos cos()0B L B L α??θ?β?++-?-+-=

sin()(2cos )sin sin -=0L B L L α??θαβ?++--（）

对于一个梯形机构，AD 杆长已知，再给定AB 杆长及出位置AB 与AD 夹角该机构就确定了。

为满足条件①，令β=34.9780，α=26.9660.令0.1,0.5L ∈（），代

入位移方程式中，得出一组L 和对应的φ和θ。

为满足条件②，令α=100，将上面求得的L 和φ值代入位移方程中，得出各机构L 及φ对应β的实际值。 为找出最佳机构，利用公式L

B =-αβcot cot 得出β的理论值。找出实际值中，与β理论值最接近的一个。所对应的L 及φ即为最佳机构。

最后计算出选出的机构当α在0到最大值之间时所对应的β的理论值和实际值。

L β理论值β实际值差值Δβ

0.1 21.475 20.868 0.606

0.15 21.475 20.854 0.621

0.20 21.475 20.841 0.633

0.25 21.475 20.831 0.644

0.30 21.475 20.813 0.661

0.35 21.475 20.798 0.676

0.40 21.475 20.782 0.693

0.45 21.475 20.762 0.703

0.50 21.475 20.742 0.733

由表格数据可知，最佳机构L=0.1，所对应的φ为68.84°

选定该机构后，为检验其实际的可行性，让杆AB转过角度，

画出的该机构运动时所对应的数据为：

α0 2.99 5.98 8.98 11.97 14.96 17.95 20.94 23.94 26.93 β理论值0 3.08 6.34 9.79 13.45 17.32 21.41 25.71 30.22 34.91 β实际值0 3.06 6.25 9.6 13.12 16.84 20.8 25.06 29.72 34.95 比较β的理论值和实际值可知，改机构的误差较大，故该梯

形机构不是最理想的机构。

3.3 解析法检验

用解析法检验者两种机构在常用转角范围时的最小传动

角。机构在任意位置图示如下：

如上图，传动角=--

γ?βθ，令0,26.966

α∈（0）。把L与φ为所选所对应的值代入位移方程。计算出各转角对应的γ值。其中最小的即为最小传动角Y min。

——数据位：

经计算，我们发现，γ随着α的变化时单调的，其αγ

α0 3 6 9 12 15 18 20 23.94 26.93 γ68.64 65.74 62.72 59.4 56.02 52.3 48.83 44.78 40.35 35.39 因此当α取最大值时，机构的传动角γ最小，为35.39°。由机械原理易知，四连杆机构的最小传动角不宜过小，一般取，而该机构的最小传动角为35.39°，小于40°。因此该机构并不理想.

4.设计结构分析

4.1 四种类型梯形结构的选择：

汽车转向梯形结构如下图所示共有4种可能的类型

（a）

（b）

（c) (d)

机构可行的必要条件是当机构转动时，前轮两轴延长线的交点P能落在后轮轴的延长线上。由于本次研究车辆右转的情况，即左边连架杆的转角α小于右边连架杆的转角β。

其中(a)机构为本次课程研究的机构，由前面的计算结果可以知道，(a)机构的β是始终大于α的，故a机构是可行的。同理，对于(d)机构，当它右转时，机构的β是始终大于α的，故（d)机构也是可行的。

而对于(b)、(c)机构，经分析，当这两种机构右转时，α大于β，所以这两种机构是不可行的。

综上所述：四种可能的机构中，(a)、(d)两种机构是可行的；

(b)、(c)是不可行的。

结构（a）（d）是平面四杆机构结构简单，虽然设计制造比较方便，但其性能有着较大的局限性，上面我们已研究过，误差较大，无法保证前轮两轴延长线的交点P能落在后轴上，所以不是最理想机构。

5、转向梯形机构优化

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形的最佳参数和

进行强度计算。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。转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系，无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。

由机械原理易知，平面四杆机构结构简单，虽然设计制造比较方便，但其性能有着较大的局限性。如上面的设计过程，尽管在无数种机构中找到了最佳机构，但运动起来误差依然较大，无法保证前轮两轴延长线的交点P能落在后轴上。因此，我考虑设计六杆转向机构。

5.1 计算机构自由度：

n=5; P 1=7; P h =0

F=3n-2P l -P h =3×5-2×7=1

自由度为1，运动确定

5.2 运动分析

列出位移方程：

L1cos()2cos 132cos 21cos()L L L L B ?α??θβ?++?++?+?-=

1sin()2sin 1L L h θα??+=?+

1sin()2sin 2L L h θβ??-=?+

5.3机构设计方法

为了满足该机构在最小转弯半径 R min 所对应的α和β满足P 点落在后轴延长线上的要求；并且其他各组α和β尽可能是能使P 点落在后轴延长线上。

经过分析，我们取L 2=0.3m ，L 3=1.13m 。令L 1∈（0.1，0.5）代入位移方程中，解得一组l 对应的θ。

再令α=100，将上面求得的L 及θ值代入位移方程中，得出各种机构L 及θ对应的实际值。

为找出最佳机构，利用公式L

B =-αβcot cot 得出的理论值。找出实际值中，与β理论值最接近的一个。所对应的L 及φ即为最佳机构。

6、课程设计总结

通过这次课程设计让我深刻理解到理论与实际相结合的重要性，只有理论知识是远远不够的，只有通过实践才能使自己学到的知识发挥作用。从实践中得出结论，才能真正使自己懂得了理论。在设计过程中遇到的问题也是很多，但是在设计过程中也发现了自己的许多不足之处，除了对理论知识的掌握不够深刻以外，动手能力也有些欠缺。希望以后能有更多的机会来提高自己的能力。