转向系统计算报告

目录
1.概述 (1)
1.1任务来源 (1)
1.2转向系统基本介绍 (1)
1.3转向系统结构简图 (1)
2.转向系统相关参数 (1)
3.最小转弯半径 (2)
4.转向系传动比的计算 (3)
5.转向系载荷的确定 (3)
5.1原地转向阻力矩
M (3)
r
5.2车轮回正阻力矩Ms (3)
F (3)
5.3作用在转向盘上的力
k
6.转向管柱布置的校核 (4)
6.1转向管柱布置角度的测量 (4)
6.2转向管柱角速度及力矩波动计算 (4)
6.3转向管柱固有频率要求 (7)
7.结论 (7)
参考文献.................................................... 错误!未定义书签。

1.概述
1.1任务来源
根据6430车型设计开发协议书， 6430项目是一款全新开发的车型，需对转向系统进行设计计算。

1.2转向系统基本介绍
转向管柱为角度不可调式管柱，转向机采用结构简单、布置容易的齿轮齿条式转向机。

转向盘采用软发泡三辐式，轮辐中间有一块大盖板，打开时可拆装调整转向盘。

1.3转向系统结构简图
2.转向系统相关参数
轮胎规格为185R14LT ，层级为8。

轮辋偏置距为+45mm ，负荷下静半径为304㎜，滚动半径约317mm ，满载下前胎充气压力240KPa 。

3.最小转弯半径
汽车的最小转弯半径是汽车在转向轮处于最大转角条件下以低速转弯时前外轮中心与地面接触点的轨迹构成圆周半径，它在汽车转向角达到最大时取得。

转弯半径越小，则汽车转向所需场地就愈小，汽车的机动性就越好。

为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快磨损，要求转向系能保证在汽车转向时，所有车轮应绕瞬时转向中心作纯滚动。

此时，内转向轮偏转角β应大于外转向轮偏转角α，在车轮为绝对刚体的假设条件下，角α与β的理想关系式应是：
L ctg ctg K
+=βα
式中：
K —两侧主销轴线与地面相交点之间的距离； L —轴距。

3.1按外轮最大转角
C L
R +=
α
sin 1 =5194.9（mm ） 3.2按内轮最大转角
C KL K L R +++=2
1
222]tan 2)sin [(ββ
=5912.3（mm ）
取2
2
1min R R R +=
=5553.6mm 所以最小转弯半径约为5.6m 。

4.转向系传动比的计算
β
α+=
n
i ow 360 =21.79 式中：n —方向盘圈数. 5.转向系载荷的确定
转向系全部零件的强度，是根据作用在转向系零部件上的力矩确定的。

影响这些力矩的因素很多，如前轴负荷、轮胎尺寸和结构、前轮定位参数、车速和道路条件等。

驾驶员转动转向器所要克服的阻力，主要是由车轮转动阻力、车轮稳定阻力和转向系内摩擦阻力所组成。

在设计计算时可以认为转向阻力主要由车轮在路面上的转动阻力和车轮回正阻力所组成。

5.1原地转向阻力矩r M
汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩采用下面的半经验公式计算：
p G f M r 313
=
式中：
r M —转向阻力矩，单位N ·mm ；
f —轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般取0.7左右； 1G —满载前轴重量，单位N ；
p —轮胎气压，单位Mpa 。

取f =0.7，1G =768×9.8，p =0.24； 计算结果为：
r M =310994.1（N ·mm ）
5.2车轮回正阻力矩Ms
车轮转向时，前轴重心升高h=3.5mm ，车轮回正阻力矩即为车辆升高时克服重力所做的功：
M S =W=G 1×h =26342.4（N ·mm ）
5.3作用在转向盘上的力k F
不加动力转向时作用在转向盘上的力为：
R
i Ms
M F ow r K η+=
式中：r M —原地转向阻力矩，单位N ·mm ；
Ms —车轮回正阻力矩，单位N ·mm ； k
F —作用于转向盘的力，单位N ； ow
i —转向系的角传动比；
R —转向盘半径，单位mm ；
—转向系的正效率，一般为75%。

k F = 108.6（N ）
原地转向所需的力矩要比行驶中转向所需的力矩大2～3倍，所以实际行驶中转向所需的力约为36.2～54.3N 。

根据GB17675-1999 汽车转向系基本要求，第3.9条之规定，不带助力转向时转向力应小于254N 。

因此，转向盘上的瞬时力符合法规要求。

6.转向管柱布置的校核 6.1转向管柱布置角度的测量
转向轴与转向传动轴夹角为26.2°，转向传动轴与转向机输入轴夹角为26.3°。

理论上，使上述两夹角相等是理想情况。

下面计算两夹角给角速度和转向力矩带来的影响。

6.2转向管柱角速度及力矩波动计算
根据机械原理：单个十字轴万向节主、从动叉轴转角βa 、βb 间的关系为：
tan βa =tan βb ×cos α 式中：βa —主动叉轴转角；
βb —与βa 相对应的从动叉轴转角； α—两轴夹角。

上式又可以写为:
βb =arctan(tan βa /cos α)
若夹角不变，将上式两边对时间求导数，整理后得：
ωb =ωa [cos α/(1－sin 2αcos 2βa )]
式中：ωa —主动叉轴角速度； ωb —从动叉轴角速度。

由于转向管柱是采用三段式，为了方便计算，假设输入轴为轴1，中间轴为轴2，输出轴为轴3（如下图），整理上式，消去轴2的角速度得：
13ωω2
322212121
cos cos sin 1cos sin 1cos αϕαϕαα-⨯
-= 1
2
13cos cos ααϕϕtg arctg
=
式中：ω1—轴1角速度；
ω3—轴3角速度；
1α—轴1与轴2夹角； 2α—轴2与轴3夹角； 1ϕ—轴1输入角度； 3ϕ—轴3输出角度。

忽略管柱传动机构各处摩擦产生的影响，根据瞬时功率相等条件，轴3上的转矩为：
13
1
3T T ⨯=
ωω 式中：T1—轴1转矩；
T3—轴3转矩。

下图为输入轴转角1ϕ从0到2π区间，相对应的输出轴转角变化曲线、角速度变化率图：
轴1
轴2
轴3
绿色—力矩波动蓝色—角速度波动
输出转矩波动在-0.08%~0.08%之间；角速度变化率在-0.08%~0.08%之间，变化量均小于10% ，满足设计要求。

6.3转向管柱固有频率要求
为使转向管柱和其安装横梁避开发动机经过悬置系统后对车架的固有频率范围，不致引起怠速时的共振。

一般来说，对转向管柱的自由振动频率的要求是保证其在35Hz以上。

7.结论
经过计算校核，作用在转向盘上的最大力满足相关法规要求。

转向系统力矩波动和角速度变化率都在合理范围之内，说明6430车型转向系统能够满足设计要求。