汽车前轮转向机构课件设计

韶关学院物电学院汽车系机械原理课程设计说明书

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目录

1、引言 (1)

2、题目：汽车前轮转向机构 (2)

2.1设计题目 (2)

2.1.1机构简介 (2)

2.1.2 设计数据 (3)

2.2设计要求 (4)

3、设计内容 (4)

3.1 求转角 (4)

3.2 解析法设计机构 (5)

3.3 解析法检验 (7)

4. 设计结构分析 (8)

4.1 四种类型梯形结构的选择 (8)

5、转向梯形机构优化 (9)

5.1 计算机构自由度 (10)

5.2 运动分析 (11)

5.3 (11)

6、课程设计总结 (12)

6.1 设计心得 (12)

6.2 设计工作分工表 (13)

6.3 参考文献 (13)

1、引言

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机构简介

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。

2.1.2 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20α≤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，故改梯

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，我考虑利用上图所示的六杆机构设计转向机构。

5.1 计算机构自由度：

n=5; P1=6; P h=0

F=?-?=自由度为1，运动确定

35261

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

如第二题，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

6.1 设计心得

我认为我们的工作是一个团队的工作，团队需要个人，个人也离不开团队，必须发扬团结协作的精神。某个人的离群都可能导致导致整项工作的失败。课程设计中只有一个人知道原理是远远不够的，必须让每个人都知道，否则一个人的错误，就有可能导致整个工作失败。团结协作是我们成功的一项非常重要的保证。而这次也正好锻炼我们这一点，这也是非常宝贵的。在以后的学习，设计中我们要谨记团结的重要性，总计这次经验，相信下次的课程设计能做的更好。

6.2 设计工作分工表

魏伟强CAD画图

蔡桂青说明书整理

蔡文军计算

连昌城机构设计

谢炜亮机构设计

6.3 参考文献

[1] 陆凤仪. 机械原理课程设计. 北京：机械工业出版社，2002.6

[2] 王淑仁. 机械原理课程设计. 北京：科学出版社，2006

[3] 孙江洪. Pro/ENGNEER Wildfire 3.0 典型事例、专业精讲. 北京：电子工业出版社

[4] 谢进，万朝燕，杜立杰. 机械原理（第二版）. 北京：高等教育出版社

[5] 冯晋祥等. 汽车构造. 北京：人民交通出版社