转向系统设计说明书——恒隆@
转向系统设计说明书设计原则：通过对所开发车型与已开发同类车型（或标杆车）的比较及所开发车型的前桥负荷,初步确定转向器总成的结构和相关参数。
故在选取时应遵循以下原则；1、转向器结构选型原则：1）、根据整车布置尺寸，确定转向器结构尺寸。
2）、根据使用和成本状况，确定是否使用通气螺塞。
2、转向器参数选型原则：1）、根据转向盘布置形式，确定是左置转向器或右置转向器。
2）、根据前桥负荷，选定转向器输出扭矩及输入轴花键。
3）、根据车型的最小转弯半径确定转向摇臂输出摆角能否满足使用要求。
4）、根据产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况，确定转向传动比是否采用变传动比形式。
5）、根据产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况，确定传动间隙特性。
3、转向摇臂选型原则：1）、根据标杆车进行类比。
2）、根据车型的最小转弯半径确定转向摇臂在转向器上的中间位置。
3）、根据车型总布置，确定转向摇臂的偏距和长度。
4、转向传动轴及管柱的选型原则：1）、根据标杆车进行类比。
2）、根据点火开关和组合开关确定转向传动轴及管柱的形式。
3）、根据整车需要或成本考虑确定是否采用双万向节结构，转向盘可调结构或缓冲吸能结构。
5、转向盘选型原则：1）、根据标杆车进行类比。
2）、根据总布置确定转向盘直径。
3）、根据整车需要或成本考虑，是否采用防伤转向盘。
一、转向机部分一．设计目标1.满足日本转向器样件的安装尺寸。
2.在结构上我们参考样件和恒隆公司现有的成熟产品的结构，确定为分体式结构。
3.产品性能达到或超过同类产品标准。
二．方案说明2.1扭杆与齿轮轴采用花键联结方式，其优点： a. 此结构利用花键过盈联结，省去了打销过程，简化了工艺。
b. 增大了密封空间。
2.2 齿条的支承型式齿条的一端通过常规的齿条支承座来支承，齿条支承座垫的材料选取的是含油聚甲醛，齿条的另一端通过缸端限位套总成来支承，在缸端限位套总成内含有聚甲醛材料的衬套，其主要优点是磨擦系数小，耐磨性好。
2.3齿条支承座的预紧型式在齿轮齿条式转向器中，齿条支承座的预紧型式是通过弹簧来实现的，齿条支承座在弹簧力的作用下保证齿轮与齿条之间始终是在无间隙状态下工作，即使齿轮与齿条发生磨损后，也不会产生间隙，这样不仅提高了转向系统的刚性、改善了操纵稳定性，还可以防止转向系统产生冲击和噪音。
在设计转向器时，要使调整螺塞与齿条支承座之间保持一合适的间隙（该间隙为调整螺塞与齿条支承座间的距离），该间隙可防止因加工或热处理时，齿轮齿条发生弯曲变形或转向器内进入杂质而使转向器卡死，如间隙过大还会使转向器产生噪音，现在齿轮齿条式转向器对该间隙的要求根据工艺水平不同而不同，一般为0.12-0.3mm 。
2.4.1调整螺塞与齿条支承座之间间隙的调整方法：先将锁紧螺母松开,调节调整螺塞,使调整螺塞拧到底，然后再回退30°- 60°后将锁紧螺母拧紧即可。
三．主要零件的结构及计算 1样件已知条件：齿轮：m n =1.66；Z 1=8；︒=25ρβ（右）；齿条：m n =1.66；Z 2=31；︒=5γβ（左）；t n =5.22；θ=20°齿条行程L=138=69×2；齿条外径φ25.5；中心距：a=16.25；轴交角20°线角传动比计算γβπcos Z m i n == 5.22*8/ cos5°=41.92方向盘总圈数：29.392.41138===i L n （圈）2根据公司常用的几个刀具模数，验算传动比i选择m n =1.85；Z 1=7；︒=25ρβ（右）； 计算得出γβπcos Z m i n ==40.84因为（41.92-40.84）/41.92=2.449%<5%所以取 m n =1.85；i=40.84；n=138/40.84=3.38（圈）3 根据转向器本身结构特点以及中心距要求，选取齿轮轴的变位系数。
a.对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮正变位，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶高系数取偏小值。
b.如果将齿条的齿顶告系数取同一值，最终会导致齿条的齿高变小，进而降低了重合系数。
在进一步验证国外图纸时，此理论得到验证。
参照同类产品，初步选定齿轮： 627.01=*ha , 6.0=n x ，275.01=*n c 齿条：627.02=*ha ， 313.02=*n c4齿轮与齿条的计算5检验齿顶厚：()()()故参数选择是合理的符合齿顶不变尖的条件而,74.0~4625.04.025.065.174.0~4625.04.025.065.122=->==-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡---++⋅=mn s mn tg tg Z tg x Z d s at at t at t n n a at αααααπαn 为法面压力角；αat 为齿顶端面压力角； αt 为端面压力角； x n 为法面变位系数。
6齿轮公法线长度及跨齿数的计算跨齿数：()5.02cos 21cos 1'22''+⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡----⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅=n n n n n n n tg Z tg x Z x Z k αααααπ 263.9180180'=--⋅=⋅=πααπααααnn t t nt tg tg Z inv inv Z Z 式中将Z ‘代入跨齿数K 的公式，求得：K=2.28, 根据四舍五入 取K=2 公法线长度：()n n m w w w ⋅∆+=**n n x w αsin 2*⋅=∆式中()[]n n inv Z k w απα⋅+-⋅='5.0cos *191.9=n w 由以上公式得7.结构尺寸的确定设计原则:在保证转向器安装尺寸与原件一致的条件下，力求保证转向器的形状及外观尺寸与原件一致,其内部尺寸及结构利用我们现有的成熟产品结构加以设计。
7.1壳体：为了保证转向器在整车上的安装交角及安装尺寸不变，防止壳体与车架的其它部位干涉，因此壳体的外形尺寸尽可能与原样件一致,同时考虑壳体与油缸要铆接,在壳体的右端要装密封圈,考虑到齿条的行程,参照我厂成熟技术的阀芯，油封,轴承等,综合考虑后, 确定壳体、阀体的尺寸。
7.2油缸总成:为了保证转向器的输出力,考虑到活塞,齿条的尺寸及行程以及缸端限位套等,油缸的长度,内外径,通左,右腔的油口位置就可以确定。
7.3齿轮轴与齿条:根据转向器需要的线角传动比以及现有的刀具的模数来确定齿轮轴以及齿条的齿数、模数。
根据两内球节的距离及齿条的行程来确定齿条的长度、通气孔的位置等。
7.4阀套:因为阀芯总成是参照成熟工艺，故借用 已有的阀套。
7.5输入轴:结构形式借用已有产品，花键为金杯转向器的输入轴花键。
7.6扭杆:刚度校核:由于FC-1转向器所用的阀与瑞风转向器所用的阀基本相同,转向器输出力也相近,故用类比法取扭杆直径为φ5.80 –0.05mm ,有效长度为80mm 。
则扭杆所受的扭矩计算如下:LGd Mk 5844ϕ⋅= φ为输入轴相对扭杆的转角L 为扭杆所承受扭矩的长度G 为剪切弹性模量，对于40Cr 常用80.0Gpa-85.0GPa由输入轴与阀套的装配图来测出输入轴阀口的关闭角 2.2097°取G=83.0Gpa代入上列公式得Mk=4.44N.m五、 新工艺：1、 齿轮轴与扭杆联结是在齿轮轴端采用花键，通过花键连接。
技术要求：扭杆在承受最大扭矩作用时，齿轮轴端的花键不被破坏。
（注：在极限位置或动力转向失效，完全靠机械转向时，扭杆不被扭断或齿轮轴花键不失效）。
2、考虑到扭杆装配过程是挤压过程，齿轮轴选用花键应取模数小些、齿数多些，但模数过小，抗扭强度就会下降。
附注：扭杆压入齿轮轴，压入负荷：min9.8KN;卸载负荷：min7.85KN 。
(参考小红旗资料) 3、阀芯总成在阀体壳体装配中的轴向间隙的控制。
为了控制其轴向间隙，阀芯总成应选用公司的生产的专用机床加工，并使用新购的内、外圆磨床，硬齿面滚齿机设备，从而进一步提高零件的工艺性，以充分保证产品的性能。
六、主要零件的理论计算1.圆柱销与齿轮轴间过盈量的计算：由小红旗资料查得圆柱销压入齿轮轴时的压入力最小为 1.96N ，取最大值为 2.96N ，根据机械设计手册中计算公式得到结合直径5.3φ=f d ，结合长度1.3=f l ，包容条件外径25=a d ，摩擦系数11.0=μ，弹性模量MPa E 661035.2~102⨯⨯=，包容直径比14.0255.3===a m a d d q ，泊松比31.0~3.0=γ，查表得34.1=a C ，74.01=C 。
根据公式联接件不产生塑性变形的最大结合压力)(min μπ⋅⋅⋅=f f x f l d F P ，则2min /74.522)11.01.35.3(96.1mm N KN P f =⨯⨯⨯=π 同理：2max /44.789)11.01.35.396.2mm N KN P f =⨯⨯⨯=π 包容件传递负荷所需的最小直径变化量：a a a f a E C d P e /min min ⋅⋅=，则011.0217000/34.15.374.522min =⨯⨯=a e同理：017.0217000/34.15.344.789max =⨯⨯=a e被包容件传递负荷所需的最小直径变化量：11min min /E C d P e m f l ⋅⋅=，则006.0217000/74.05.374.522min =⨯⨯=l e同理：009.0217000/74.05.344.789max =⨯⨯=l e传递负荷所需的最小有效过盈量：min min min l a e e e S +=，min min min l a e e e S +=，则017.0006.0011.0min =+=e S ，026.0009.0017.0min =+=e S因此，为了满足最小过盈量的要求圆柱销的尺寸为039.0029.05.3++φ根据实际情况将圆柱销分为两组：034.0029.05.3++φ，039.0034.05.3++φ2.圆柱销与输入轴间过盈量的计算：由公司的资料得圆柱销压入输入轴的力为6000～8000N ，根据机械设计手册中的计算公式得到结合直径5.3φ=f d ，结合长度5.14=f l ，包容条件外径10=a d ，摩擦系数11.0=μ，弹性模量MPa E 661035.2~102⨯⨯=，包容直径比35.0105.3===a m a d d q ，泊松比31.0~3.0=γ查表得579.1=a C ，979.01=C 。
根据公式联接件不产生塑性变形的最大结合压力)(min μπ⋅⋅⋅=f f x f l d F P ，则2min /1.342)11.05.145.3(6mm N KN P f =⨯⨯⨯=π 同理：2max /2.456)11.05.145.3(8mm N KN P f =⨯⨯⨯=π包容件传递负荷所需的最小直径变化量：a a a f a E C d P e /min min ⋅⋅=，则009.0206000/579.15.31.342min =⨯⨯=a e同理：012.0206000/579.15.32.456max =⨯⨯=a e被包容件传递负荷所需的最小直径变化量：11min min /E C d P e m f l ⋅⋅=，则006.0206000/979.05.31.342min =⨯⨯=l e同理：008.0206000/979.05.32.456max =⨯⨯=l e传递负荷所需的最小有效过盈量：min min min l a e e e S +=，min min min l a e e e S +=，则015.0006.0009.0min =+=e S ，020.0008.0012.0min =+=e S因此，为了满足最小过盈量的要求圆柱销的尺寸为045.0015.05.3++φ根据实际情况将圆柱销分为两组：030.0029.05.3++φ，045.0030.05.3++φ3.输入轴与节叉联接处尺寸校核节叉也为设计，因此也是采用已有工艺。
汽车设计转向系设计说明书
课程汽车设计题目电动助力转向系设计说明书学号班级指导教师日期2016年6月15日目录一. 轿车转向系设计方案的选择............................................................ - 3 -1. 轿车参数的确定 (3)2. 对转向系的要求 (4)3. 转向系结构设计 (4)1) 转向操纵机构............................................................................. - 5 -2) 转向传动机构............................................................................. - 5 -3) 机械转向器 ................................................................................ - 5 -二. 转向系统的主要性能参数 ............................................................... - 7 -1. 转向系的效率 (7)1) 转向系的正效率 ......................................................................... - 7 -2) 转向系的逆效率 ......................................................................... - 8 - 2. 转向系传动比的确定. (8)1) 转向系统传动比的组成 ............................................................... - 8 -2) 转向系统的力传动比和角传动比的关系 ........................................ - 8 -3) 传动系传动比的计算.................................................................. - 10 - 3. 转向系传动副的啮合间隙 .. (10)1) 转向器的啮合特征 ..................................................................... - 11 -2) 转向盘的自由行程 ..................................................................... - 11 - 4. 齿轮齿条式转向器的设计和计算 . (12)1) 转向轮侧偏角的计算.................................................................. - 12 -2) 转向器参数的选取 ..................................................................... - 13 -3) 选择齿轮齿条材料 ..................................................................... - 13 -4) 轴承的选择 ............................................................................... - 14 -5. 转向盘的转动的总圈数 (14)三. 电动助力转向系统设计 ................................................................. - 14 -1. 转矩传感器 (14)2. 减速机构 (15)3. 电磁离合器 (15)4. 电动机 (15)5. 车速传感器 (15)6. 电子控制单元 (16)四. 转向梯形机构的设计..................................................................... - 16 -1. 转向梯形理论特性 (16)2. 转向梯形的布置 (18)3. 转向梯形机构尺寸的初步确定 (18)4. 梯形校核 (19)一.轿车转向系设计方案的选择1.轿车参数的确定本次轿车转向系设计的整车相关参数如下：表1 整车相关参数2.对转向系的要求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；3）转向系的角传动比在15~20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3.转向系结构设计1)转向操纵机构转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。
汽车设计转向系设计说明书【创意版】.docx
课程汽车设计题目电动助力转向系设计说明书姓名学号班级指导教师日期 2016年6月15日目录一. 轿车转向系设计方案的选择................................. - 2 -1.轿车参数的确定 (2)2.对转向系的要求 (2)3.转向系结构设计 (2)1)转向操纵机构 ......................................................................................- 2 -2)转向传动机构 ......................................................................................- 3 -3)机械转向器 ..........................................................................................- 3 -二. 转向系统的主要性能参数................................... - 4 -1.转向系的效率 (4)1)转向系的正效率...................................................................................- 4 -2)转向系的逆效率...................................................................................- 5 - 2.转向系传动比的确定. (5)1)转向系统传动比的组成........................................................................- 5 -2)转向系统的力传动比和角传动比的关系..............................................- 6 -3)传动系传动比的计算 ...........................................................................- 7 - 3.转向系传动副的啮合间隙 .. (7)1)转向器的啮合特征 ...............................................................................- 7 -2)转向盘的自由行程 ...............................................................................- 8 - 4.齿轮齿条式转向器的设计和计算 (8)1)转向轮侧偏角的计算 ...........................................................................- 8 -2)转向器参数的选取 ...............................................................................- 9 -3)选择齿轮齿条材料 ............................................................................. - 10 -4)轴承的选择 ........................................................................................ - 10 -5.转向盘的转动的总圈数 (10)三. 电动助力转向系统设计.................................... - 10 -1.转矩传感器 (10)2.减速机构 (11)3.电磁离合器 (11)4.电动机 (11)5.车速传感器 (11)6.电子控制单元 (12)四. 转向梯形机构的设计...................................... - 12 -1.转向梯形理论特性 (12)2.转向梯形的布置 (13)3.转向梯形机构尺寸的初步确定 (13)4.梯形校核 (14)一. 轿车转向系设计方案的选择1.轿车参数的确定本次轿车转向系设计的整车相关参数如下：表1 整车相关参数2.对转向系的要求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；3）转向系的角传动比在15~20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3.转向系结构设计1)转向操纵机构转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。
转向系统设计计算书
4结论说明∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙7
3.4转向器的内外轮转角：
根据整车设计要求和阿克曼几何原理，可得出理想的阿克曼转角曲线，具体计算如下：
ctg -ctg = 其中K——主销距L——轴距
ctg -ctg =0.55
根据我们设计的转向系统从整车装配数模中可取转向系统需要的设计硬点并建立Adams仿真计算模型，在不考虑轮胎侧偏和所有组件都为刚性的情况下可仿真出实际的内外轮转角曲线。
代入公式Rmin=6549mm即最小转弯半径的理论为6.5m。
3.2转向系的角传动比计算
齿轮齿条式转向系的角传动比i0ω=L/rcosθ
其中L——梯形臂长度；
r——主动小齿轮的节圆半径；
θ——齿轮与齿条的轴交角；
其中L=146.8光洋：r =6.351恒隆：r =6.75θ=20°，θ=25°（优化后）
静态原地转向阻力矩是汽车使用中最大极限转向所需力矩，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经验公式计算：
=
式中 ——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，一般取0.8左右。
——转向阻力矩，单位N·mm；
——前轴负荷，单位N；
——轮胎气压，单位MPa。
根据整车参数，CC6460K/KY车满载前轴荷为1070㎏，约为10486N，轮胎气压为230KPa，梯形臂L1=147㎜，转向器梯形底角α=76°，动力受压面积S=9.18㎝2。
转向系统设计说明书
转向系统设计说明书转向系统设计说明书一、需求分析1.1系统简介本转向系统设计是为汽车制造企业设计的一款新型转向系统，包括方向盘、转向齿轮、转向杆等组件，用于汽车转向操作。
1.2系统功能本系统主要实现以下功能：（1）实现车辆转向操作；（2）提供灵敏度和舒适性，使驾驶员可以轻松驾驶；（3）确保车辆转向时的安全性。
1.3使用环境本系统主要用于汽车行驶时的转向操作，适用于各类车辆，包括小汽车、大型客车、货车、越野车等。
1.4系统需求（1）具有可靠性和耐用性；（2）转向灵敏度高，操控舒适；（3）保证转向操作安全；（4）可适应各种驾驶员的需求。
二、系统设计2.1系统架构本转向系统采用传统的齿轮传动转向系统。
主要包括方向盘、转向齿轮、转向杆等组件，在行驶过程中通过变换转向齿轮的位置，控制车轮的转向。
2.2系统组成本转向系统包括以下组件：（1）方向盘：由驾驶员操控，控制转向的方向。
（2）转向齿轮：连接车轮的转向轴，通过旋转控制车轮角度，实现左右转向操作。
（3）转向杆：将方向盘的旋转运动转换成转向齿轮的轴向运动。
（4）轴承：用于支撑转向齿轮，使其顺畅运转。
2.3系统工作原理当驾驶员通过方向盘控制转向时，方向盘传递力量到转向齿轮上，通过转向齿轮转动和转向杆的传动作用，使车轮转向。
其中，转向齿轮是通过齿轮副传动，将方向盘的旋转运动转换成轴向运动，控制车轮的转向角度。
2.4系统性能（1）灵敏度：驾驶员控制方向盘时，系统应能快速反应，确保车辆转向灵敏。
（2）舒适性：转向时不应有任何异响或抖动感，使驾驶员的操控更加舒适。
（3）可靠性：系统应具有较高的可靠性和耐久性，确保在各种路况下的转向操作安全。
三、结论本转向系统是一种新型的汽车转向系统，采用传统的齿轮传动技术，实现车辆转向操作。
系统整体性能较强，灵敏度高、舒适性好、可靠性强。
同时，本系统还具有可扩展性，在不断的设计应用和技术进步中，可为用户提供更多更好的服务。
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word文档整理分享矿用自卸车转向设计计算说明书设计：陈琼校核：审核：批准：2012.01.04目录一、转向系统相关参数 (2)二、最小转弯半径计算 (3)三、理论转角和实际转角关系 (4)四、转向阻力矩计算 (5)五、转向机的选择计算 (5)六、转向动力缸的选择计算 (8)七、转向油泵的匹配计算 (9)1、转向机理论流量计算2、动力缸理论流量计算3、油泵排量计算4、油泵的选择八、转向升缩轴升缩量计算 (13)九、动力缸行程计算 (14)十、转向系的运动校核 (17)设计原则本车转向系统的设计应使得整车具有良好的操纵稳定性，转向轻便性，并使得上述性能达到国外同类车型的先进水平，保证车辆行驶安全性。
一、转向系统相关参数表一整车参数前轮胎采用14.00-25，轮辋偏置距207.5mm，负荷下静半径为640mm，满载下前胎充气压力850kpa二、最小转弯半径：对于只用前桥转向的三轴汽车，由于中轮和后轮的轴线总是平行的，故不存在理想的转向中心。
计算转弯半径时，可以用一根与中、后轮轴线等距离的平行线作为似想的与原三轴汽车相当的双轴汽车的后轮轴线。
图一转弯半计算图最小转弯半径R=9975+（2471-2100）/2=10160.5mm 二、理论转角和实际转角关系图2 内外轮实际转角关系图图3 内外轮理论转角关系图根据图2和图3得出表二数据表二由上图可见在外轮转角在0°—27.3°范围内，实际转角关系与阿克曼转角关系较接近，与阿克曼理论值差值在2°以内，转向桥梯形臂符合设计要求。
四、转向力计算1.转向阻力矩计算转向时驾驶员作用到转向盘上的手力与转向轮在地面上回转时产生的转向阻力矩有关。
影响转向阻力矩的主要因素有转向轴的负荷、轮胎与地面之间的滑动摩擦系数和轮胎气压。
计算公式如下：Mr=f·(G13/P)1/2/3其中：Mr——在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N.m；f——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，取0.7；G1——转向轴负荷，N；P——轮胎气压，Mpa；因此：Mr=0.7×[(16000×9.8)3 /0.85]1/2 /3=15714N.m2.作用在转向盘上的手力用下式计算：Fh= Mr·Δβk/（Δф·R·η）其中： Fh——作用在转向盘上的手力，N；R——转向盘半径，mm； R=480/2=240mm；η——转向系正效率，转向系的正效率一般在0.67～0.85,此处取η=0.8；Δβk——转向节转角增量；（见图一）Δф——对应Δβk的转向盘转角增量；图4、转向节与转向摇臂的转角关系因此，在没有助力转向的情况下，原地转向所需的方向盘手力：Fh= Mr ·Δβk/ （Δф· R ·η）=15714 ×103 (27.3+33.4)/[(38.3+37.7)×23.27 × 240×0.8]=2809（N）2809已超出人体承受极限，需要加设动力转向装置。
汽车设计 转向系设计说明书
课程汽车设计题目电动助力转向系设计说明书姓名学号班级指导教师日期 2016年6月15日目录一、轿车转向系设计方案得选择............................ - 1 -1、轿车参数得确定 (1)2、对转向系得要求 (2)3、转向系结构设计 (2)1)转向操纵机构...................................... - 2 -2)转向传动机构...................................... - 3 -3)机械转向器........................................ - 3 -二、转向系统得主要性能参数.............................. - 4 -1、转向系得效率 (4)1)转向系得正效率.................................... - 4 -2)转向系得逆效率.................................... - 5 -2、转向系传动比得确定.. (5)1)转向系统传动比得组成.............................. - 5 -2)转向系统得力传动比与角传动比得关系 ................ - 5 -3)传动系传动比得计算................................ - 6 -3、转向系传动副得啮合间隙. (7)1)转向器得啮合特征.................................. - 7 -2)转向盘得自由行程.................................. - 8 -4、齿轮齿条式转向器得设计与计算. (8)1)转向轮侧偏角得计算................................ - 8 -2)转向器参数得选取.................................. - 9 -3)选择齿轮齿条材料................................. - 10 -4)轴承得选择....................................... - 10 -5、转向盘得转动得总圈数 (10)三、电动助力转向系统设计............................... - 10 -1、转矩传感器 (10)2、减速机构 (10)3、电磁离合器 (11)4、电动机 (11)5、车速传感器 (11)6、电子控制单元 (11)四、转向梯形机构得设计................................. - 12 -1、转向梯形理论特性 (12)2、转向梯形得布置 (13)3、转向梯形机构尺寸得初步确定 (13)4、梯形校核 (14)一. 轿车转向系设计方案得选择1.轿车参数得确定本次轿车转向系设计得整车相关参数如下:表1 整车相关参数2.对转向系得要求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,作用于转向盘上得转向力小于200N;3)转向系得角传动比在15~20之间,正效率在60%以上,逆效率在50%以上;4)转向灵敏;5)转向器与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得防伤装置3.转向系结构设计1)转向操纵机构转向操纵机构包括转向盘,转向轴,转向管柱。
汽车电动助力转向系统的设计说明书精选全文 (2)
可编辑修改精选全文完整版第1章绪论1.1 汽车转向系统简介汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。
它由转向操纵机构、转向器和转向传动机构组成。
转向系统作为汽车的一个重要组成部分，其性能的好坏将直接影响到汽车的转向特性、稳定性、和行驶安全性。
目前汽车转向技术主要有七大类：手动转向技术（MS）、液压助力转向技术（HPS）、电控液压助力转向技术（ECHPS）、电动助力转向技术（EPS）、四轮转向技术（4WS）、主动前轮转向技术（AFS）和线控转向技术（SBW）。
转向系统市场上以HPS、ECHPS、EPS应用为主。
电动助力转向具有节约燃料、有利于环境、可变力转向、易实现产品模块化等优点，是一项紧扣当今汽车发展主题的新技术，他是目前国内转向技术的研究热点。
1.1.1 转向系的设计要求(1) 汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。
不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。
(2) 汽车转型行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。
(3) 汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生共振，转向盘没有摆动。
(4) 转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。
(5) 保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。
(6) 操纵轻便。
(7) 转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。
(8) 转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。
(9) 在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。
(10) 进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。
1.2 EPS的特点及发展现状1.2.1 EPS与其他系统比较对于电动助力转向机构(EPS)，电动机仅在汽车转向时才工作并消耗蓄电池能量；而对于常流式液压动力转向机构，因液压泵处于长期工作状态和内泄漏等原因要消耗较多的能量。
农用车转向系统设计说明书
第一章前言§1.1 四轮农用车的发展前景中国改革开放以来，在农村实行家庭联产承包责任制的改革，使农村的经济空前的活跃。
农村的货运量和人口的流动量急剧增加，加快运输机械化成为农村经济发展的迫切需要，正是这一市场的需要使具有中国特色的运输机械-农用运输车应运而生。
它解决了农村运输的急需，填补了村际，乡际，城镇及城乡结合部运输网络的空白，活跃了农村经济，为农村富裕劳动力找了一条出路，从而使数以万计的农民走上了小康之路！四轮农用运输车的竞争对手是轻型汽车。
与汽车相比，四轮农用运输车有许多优点。
入世后农用运输车没有受到多大冲击，因为它是中国特色的产业，符合国情，在国外几乎没人搞过。
但是我们不能回避汽车与四轮农用运输车在市场的竞争，四轮农用运输车利用比较底的生产成本和微利经营的生产方式并引进先进的汽车技术，坚持“三低一高”的特色，注重产品质量，使之与在汽车行业的竞争中得以提高。
随着党和国家提出的的开发西部的政策落实，也给农用运输车厂商带来了无限商机使农用运输车的开发有广阔的前景，另一方面，我国有近13亿人口，特别是9亿以上的农村人口收入水平相对较低，需求量最大的是低档次的汽车。
由于它比较适合中国国情，预计在未来的5～15年里，农用车在我国农村仍然具有广阔的发展前景。
近年来农用车保有量增加很快，因此对柴油的需求很大。
农用车制造工艺简单，价格便宜，其中三轮车价格在4000～7000元/辆，四轮车价格在1～1.5万元/辆，购车农户一般半年左右即可收回10000元投资。
另外，农用车的养路费为每月每吨70元，是汽车的30%，使用成本为同吨位汽车的1/3到1/2。
公路快速建设也促进了农用车的发展。
旧中国，全国公路仅13×104 km，而到1997年底，已达1.226×106 km，目前全国98%的乡和80%的村都通了公路，使得农用车有用武之地。
公安车管部门1993年制定了《关于农用运输车道路交通管理的规定》，在不损害管理大局的前提下，大幅度减少农用车的各种费用，免交车辆增容费。
转向系统设计说明书
转向系统设计说明书一、引言1.1 项目背景转向系统是汽车安全驾驶的重要组成部分，用于控制车辆的转向操作。
一个稳定可靠的转向系统不仅能提高驾驶的安全性，还能提升驾驶的舒适性和操控性。
本设计说明书旨在详细介绍转向系统的设计原理、组成部分以及各功能模块的工作原理，为开发人员提供指导和参考。
1.2 文档目的本设计说明书的目的是提供一个清晰、详细的转向系统设计方案，以指导开发人员进行系统的开发和实现。
同时，本文档还可以作为后续维护和升级的参考资料，确保系统的稳定性和可靠性。
1.3 参考文档•ISO 26262：汽车功能安全性标准•车辆制造商的相关规范和标准1.4 定义和缩略词缩略词定义ABS Anti-lock Brake System（防抱死制动系统）ECU Electronic Control Unit（电子控制单元）CAN总线Controller Area Network（控制器局域网）HCU Hydraulic Control Unit（液压控制单元）HMI Human-Machine Interface（人机界面）二、总体设计2.1 系统架构转向系统主要由以下几个部分组成：1.转向传感器：用于检测驾驶员转动方向盘的角度和速度。
2.转向电机：根据转向传感器的信号，通过控制电机的转动，实现车辆的转向。
3.转向控制器：负责接收转向传感器的信号，根据算法计算转向电机的控制量。
4.供电系统：为转向电机和转向控制器提供稳定的电源。
2.2 功能模块2.2.1 转向传感器转向传感器负责检测驾驶员的转向动作，并将其转化为电信号传输给转向控制器。
其主要功能模块包括：1.转向角度检测：通过安装在方向盘旁的传感器，检测驾驶员转动方向盘的角度。
2.转向速度检测：通过检测方向盘转动的速度，判断驾驶员的转向意图。
2.2.2 转向电机转向电机是转向系统的核心部件，通过控制电机的转动实现车辆的转向。
其主要功能模块包括：1.转向力反馈控制：根据转向控制器的控制信号，调整电机的输出力以模拟驾驶员转向时的力感觉。
汽车转向系设计说明书
汽车安排课程安排证明书籍之阳早格格创做题目：重型载货汽车转背器安排姓名：席昌钱教号：200924265共组者：宽炳炎、孔祥死、余鹏、李朋超、郑大伟博业班级：09车辆工程2班指挥西席：王歉元、邹旭东安排任务书籍目录1.转背系分解 (4)2.板滞式转背器规区分解 (8)3.转背系主要本能参数 (9)4.转背器安排估计 (14)5.能源转背机构安排 (16)6.转背梯形劣化安排 (22)7.论断 (24)8.参照文件 (25)1转背系安排1.汽车转直止驶时，局部车轮应绕瞬时转背核心转化.2.把持沉巧，效用于转背盘上的转背力小于200N.3.转背系的角传动比正在23~32之间，正效用正在60%以上，顺效用正在50%以上.4.转背敏捷.5.转背器战转背传效果构中应有间隙安排机构.6.转背系应有能使驾驶员免遭大概减少伤害的防伤拆置.1.整车尺寸：11976mm*2395mm*3750mm.2.轴数/轴距 4/（1950+4550+1350）mm3.整备品量 12000kg2.转背系分解2.1对付转背系的央供[3](1) 包管汽车有较下的机动性，正在有限的场合里积内，具备赶快战小半径转直的本领，共时支配沉巧;(2) 汽车转背时，局部车轮应绕一个瞬时转背核心转化，没有该有侧滑;(3) 传给转背盘的反冲要尽大概的小;(4) 转背后，转背盘应自动回正，并应使汽车脆持正在宁静的直线止驶状态;(5) 爆收车福时，当转背盘战转背轴由于车架战车身变形所有后移时，转背系统最佳有呵护机构预防伤及乘员.2.2转背把持机构转背把持机构包罗转背盘，转背轴，转背管柱.偶尔为了安插便当，减小由于拆置位子缺面及部件相对付疏通所引起的附加载荷，普及汽车正里碰碰的仄安性以及便于拆拆，正在转背轴与转背器的输进端之间拆置转背万背节，如图2-1.采与柔性万背节可缩小传至转背轴上的振荡，然而柔性万背节如果过硬，则会效用转背系的刚刚度.采与能源转背时，还应有转背能源系统.然而对付于中级以下的轿车战前轴背荷没有超出3t的载货汽车，则普遍仅正在用板滞转背系统而无能源转背拆置.图2-1转背把持机构Fig.2-1 the control mechanism of steering1-转背万背节；2-转背传动轴；3-转背管柱；4-转背轴；5-转背盘1-steering universal shaft;2-steering propeller ;3-steering column ;4-steering axis;5-steering wheel2.3转背传效果构[4]转背传效果构包罗转背臂、转背纵推杆、转背节臂、转背梯形臂以及转背横推杆等.（睹图2-2）转背传效果构用于把转背器输出的力战疏通传给左、左转背节并使左、左转背轮按一定闭系举止偏偏转.图2-2 转背传效果构1-转背摇臂；2-转背纵推杆；3-转背节臂；4-转背梯形臂；5-转背横推杆2.4转背器[5]板滞转背器是将司机对付转背盘的转化形成转背摇臂的晃动（大概齿条沿转背车轴轴背的移动），并按一定的角转化比战力转化比举止传播的机构.板滞转背器与能源系统相分离，形成能源转背系统.下档轿车战重型载货汽车为了使转背沉巧，多采与那种能源转背系统.采与液力式能源转背时，由于液体的阻僧效用，吸支了路里上的冲打载荷，故可采与可顺程度大、正效用又下的转背器结构.为了预防汽车正在碰车时司机受到的转背盘的伤害，除了正在转背盘中间可拆置仄安气囊中，还可正在转背系中树坐防伤拆置.为了缓战去自路里的冲打、衰减转背轮的晃振战转背机构的振动，有的还拆有转背减振器.普遍二轴及三轴汽车仅用前轮转背；为了普及把持宁静性战机动性，某些新颖轿车采与齐四轮转背；多轴汽车根据对付机动性的央供，偶尔要减少转背轮的数目，本安排按安排央供采与单轴前轴转背 .2.5转角及最小转直半径汽车的机动性，常常使用最小转直半径去衡量，然而汽车的下机动性则应由二个条件包管.即最先应使左、左转背轮处于最大转角时前中轮的转直值正在汽车轴距的2~2.5倍范畴内；其次，应那样采用转背系的角传动比，即由转背盘处于中间的位子背左大概左转化至极限位子的总转化齐书籍，对付轿车应没有超出1.8圈，对付货车没有该超出3.0圈.二轴汽车正在转背时，若没有思量轮胎的侧背偏偏离，则为了谦脚上述对付转背系的第(2)条央供，其内、中转背轮观念的转角闭系如图2-3所示，由下式决断：L K BD CO DO i o =-=-θθcot cot (2-1)式中：θo—中转背轮转角；θi—内转背轮转角；K—二转背主销核心线与大天接面间的距离；L—轴距内、中转背轮转角的合理匹配是由转背梯形去包管.图2-3 观念的内、中转背轮转角间的闭系Fig 2-3Relations between ideal inside and outside steering wheel corner 汽车的最小转直半径R min与其内、中转背轮正在最大转角θmax i与θmax o、轴距L、主销距K及转背轮的转臂a等尺寸有闭.正在转背历程中除内、中转背轮的转角中，其余参数是没有变的.最小转直半径是指汽车正在转背轮处于最大转角的条件下以矮速转直时前中轮与大天交战面的轨迹形成圆周的半径.最小转直半径能达到汽车轴距的2~2.5倍，与R min=2L；把持沉巧型的央供是通过合理天采用转背系的角传动比、力传动比战传动效用去达到.对付转背后转背盘大概转背轮能自动回正的央供战对付汽车直线止驶稳动性的央供则主假如通过合理的采用主销后倾角战内倾角，与消转背器传动间隙以及采用可顺式转背器去达到.然而要使传播到转背盘上的反背冲打小，则转背器的顺效用有没有宜太下.至于对付转背系的末尾二条央供则主假如通过合理天采用结构以及结构安插去办理.转背器及其纵推杆与紧固件的称重，约为中级以及上轿车、载货汽车底盘搞重的1.0%～1.4%；小排量以及下轿车搞重的1.5%～2.0%.转背器的结构型式队汽车的自己品量效用较小.3. 板滞式转背器规区分解3.1循环球式转背器循环球式转背器有螺杆战螺母共共产死的降选槽内拆钢球形成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇形成的传动副组成，如图3-1所示.图3-1 循环球式转背器示企图Fig 3-1Circulation-ball steering循环球式转背器的便宜是：正在螺杆战螺母之间果为有不妨循环振动的钢球，将滑动摩揩转化成滑动摩揩，果而传动效用不妨达到75%～85%；正在结媾战工艺上采与步伐后，包罗普及制制细度，革新处事表面的表面细糙度战螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火战磨削加工，使之有脚够的使用寿命；转背器的传动比不妨变更；处事稳固稳当；齿条战齿扇之间的间隙安排处事简单举止，（图3-2）；符合用去搞完齐式能源转背器.图3-2 循环球式转背器的间隙安排机构Fig 3-2 The gap adjusts the organizational structureof Recirculation-ballgears循环球式转背器的主要缺面是：顺效用下，结构搀杂，制制艰易，制制细度央供下.循环球式转背器主要用于商用车上.功率p1从转背轴输进，经转背摇臂轴输出所供得的效用称为转背器的正效用，用标记η+表示， 反之称为顺效用，用标记η-表示. 正效用η+估计公式： p p p 121-=+η（4-1） 顺效用η-估计公式： p p p 323-=-η（4-2） 式中，p 1为效用正在转背轴上的功率；p 2为转背器中的磨揩功率；p 3为效用正在转背摇臂轴上的功率. 正效用下，转背沉巧；转背器应具备一定顺效用，以包管转背轮战转背盘的自动返回本领.然而为了减小传至转背盘上的路里冲打力，预防挨脚，又央供此顺效用尽大概矮.效用转背器正效用的果素有转背器的典型、结构个性、结构参数战制制品量等.效用转背器正效用的果素有转背器的典型、结构个性、结构参数战制制品量等.（1）转背器典型、结构个性与效用正在四种转背器中，齿轮齿条式、循环球式转背器的正效用比较下，而蜗杆指销式特天是牢固销战蜗杆滚轮式转背器的正效用要明隐的矮些.共一典型转背器，果结构分歧效用也纷歧样.如蜗杆滚轮式转背器的滚轮与支援轴之间的轴启不妨采用滚针轴启、圆锥滚子轴启战球轴启.采用滚针轴启时，除滚轮与滚针之间有摩揩益坏中，滚轮侧翼与垫片之间还存留滑动摩揩益坏，故那种轴背器的效用η+仅有54%.其余二种结构的转背器效用分别为70%战75%.转背摇臂轴的轴启采与滚针轴启比采与滑动轴启可使正大概顺效用普及约10%.（2）转背器的结构参数与效用如果忽略轴启战其经场合的摩揩益坏，只思量啮合副的摩揩益坏，对付于蜗杆类转背器，其效用可用下式估计)tan(tan 00ρη+=+a a =75%（4-3）式中，a 0为蜗杆（大概螺杆）的螺线导程角,a 0与8°，ρ为摩揩角，ρ=arctanf ；f 为磨揩果数.与f=0.05.根据顺效用分歧，转背器有可顺式、极限可顺式战没有成顺式之分.路里效用正在车轮上的力，通过转背系可大部分传播到转背盘，那种顺效用较下的转背器属于可顺式.它能包管转背轮战转背盘自动回正，既不妨减少驾驶员的疲倦，又不妨普及止驶仄安性.然而是，正在没有服路里上止驶时，传至转背盘上的车轮冲打力，易使驾驶员疲倦，效用仄安止驾驶.属于可顺式的转背器有齿轮齿条式战循环球式转背器.没有成顺式战极限可顺式转背器没有成顺式转背器，是指车轮受到的冲打力没有克没有及传到转背盘的转背器.该冲打力转背传效果构的整件启受，果而那些整件简单益坏.共时，它既没有克没有及包管车轮自动回正，驾驶员又缺累路里感觉，果此，新颖汽车没有采与那种转背器.极限可顺式转背器介于可顺式与没有成顺式转背器二者之间.正在车轮受到冲打力效用时，此力惟有较小一部分传至转背盘.如果忽略轴启战其余场合的磨揩益坏，只思量啮合副的磨揩益坏，则顺效用可用下式估计00tan )tan(a a ρη-=-=64%（4-4）式（4-3）战式（4-4）标明：减少导程角a 0，正、顺效用均删大.受η-删大的效用，a 0没有宜博得过大.当导程角小于大概等于磨揩角时，顺效用为背值大概者为整，此时标明该转背器是没有成顺式转背器.为此，导程角必须大于磨揩角.转背系的角传动比0ωi 由转背器角传动比ωi 战转背传效果构角传动比ωi '组成，即ωωωi i i '=0（4-5）转背器的角传动比:P r i πω2=26≈（4-6） 齿扇啮合半径75.482145.62r =⨯==mz 转背传效果构的角传动比: k p k p k p d d dt d dt d i ββββωωω==='//1≈（4-7）转背系的传动比包罗转背系的角传动比0ωi 战转背系的力传动比p i .转背系的力传动比:11750245026a 2i 0=⨯⨯==SW p D i ω（4-8）转背器角传动比不妨安排成减小、删大大概脆持没有变的.效用采用角传动比变更顺序的主要果素是转背轴背荷大小战对付汽车机动本领的央供.若转背轴背荷小大概采与能源转背的汽车，没有存留转背重重问题，应与较小的转背器角传动比，以普及汽车的机动本领.若转背轴背荷大，汽车矮速慢转直时的把持沉巧性问题超过，应采用大些的转背器角传动比.汽车以较下车速转背止驶时，央供转背轮反应敏捷·，转背器角传动比应当小些.汽车下速直线止驶时，转背盘正在中间位子的转背器角传动比没有宜过小.可则转背太过敏感，使驾驶员透彻统制转背轮的疏通有艰易.转背器角传动比变更直线应采用大概呈中间小二端大些的下凸形直线，如图4-1所示.图4-1转背器角传动比变更个性直线Fig 4-1 Change characteristic property curve ofSteering angletransmission ratio△t传动间隙是指百般转背器中传动副之间的间隙.该间隙随转背盘转角的大小分歧而改变，并把那种变更闭系称为转背器传动副传动间隙个性（图4-2）.钻研该个性的意思正在于它与直线止驶的宁静性战转背器的使用寿命有闭.传动副的传动间隙正在转背盘处于中间及其附近位子时要极小，最佳无间隙.若转背器传动副存留传动间隙，一朝转背轮受到侧背力效用，车轮将偏偏离本止驶位子，使汽车得去宁静.传动副正在中间及其附近位子果使用一再，磨益速度要比二端快.正在中间附近位子果磨益制成的间隙过大时，必须经安排与消该处间隙.为此，传动副传动间隙个性应当安排成图4-2所示的渐渐加大的形状.图4-2 转背器传动副传动间隙个性Fig 4-2 Drive gap characteristic property of steering 转背器传动副传动间隙个性图中直线1标明转背器正在磨益前的间隙变更个性；直线2标明使用并磨益后的间隙变更个性，而且正在中间位子处已出现较大间隙；直线3标明安排后并与消中间位子处间隙的转背器传动间隙变更个性.转背盘从一个极度位子转到另一个极度位子时所转过的圈数称为转背盘的总转化圈数.它与转背轮的最大转角及转背系的角传动比有闭，并效用转背的把持沉巧性战敏捷性.轿车转背盘的总转化阁数较少，普遍约正在3.6圈以内；货车普遍没有宜超出6圈.为了减少转背的沉巧性，与6圈.[8]为了包管止驶仄安，组成转背系的各整件应有脚够的强度.欲验算转背系整件的强度，需最先决定效用正在各整件上的力.效用那些力的主要果素有转背轴的背荷，大天阻力战轮胎气压等.为转化转背轮要克服的阻力，包罗转背轮绕主销转化的阻力、车轮宁静阻力、轮胎变形阻力战转背系中的内摩揩阻力等.透彻天估计那些力是艰易的，为此推荐用脚够透彻的半体味公式去估计汽车正在沥青大概者混凝土路里上的本天转背阻力距M r（N •mm),即Pf G M r 133=＝1008504 N •mm (5-1)式中，f 为轮胎战路里睹的摩揩果素，普遍与0.7；G 1为转背轴背荷24000（N ）;p=0.74为轮胎气压（MPa ） 转背系主要参数证明：转背摇臂的少度与转背传效果构有闭，普遍初选时，大货车可与300~400mm ，本安排与340mm ，转背器角传动比正在23~32内采用，本安排与26 效用正在转背盘上的脚力为ND L M L F SW h 207i 22r1==+ηω（5-2）式中， L 1为转背摇臂少；L 2为转背节臂少；D SW为转背盘直径；i ω为转背器角传动比；η+为转背器正效用.[9]摇臂轴直径/mm 42 钢球核心距D /mm 40 螺杆中径D 1/mm 38 钢球直径d /mm 螺距P /mm 处事圈数W 螺母少度L /mm 80 导管壁薄 /mm钢球直径与导管内径间隙e/mm螺线导程角0a /º 730’ 齿扇压力角0a /º2730‘ 交战角θ/º 45 环流通数2D 2应大于D 1，普遍央供D D D %)10~%5(12=- （5-3）D 2=D 1+（5%~10%）D=38+8%⨯=dDWπ≈39个（5-4）2⨯8.0=4.16 mm （5-5）[10]σ=k3222223)()(r R r R E F -=1217MP （5-6）式中，k 为系数，根据A/B 值查表，A=[（1/r ）-(1/2R )]/2,B=[(1/r)+(1/1R )]/2;2R 为滚讲截里半径，k 与1.50；r 为钢球半径；1R ⨯105MP a ；3F 为钢球与螺杆之间的正压力，即3F =oa n F θcos cos 02＝737N （5-7）式中，0a 为螺杆螺线的导程角；oθ为交战角；n 为介进处事的钢球数；F 2为效用正在螺杆上的轴背力,o SW h b D R F F 2/2/cot 20-=α=19904N当交战表面硬度为58~64HRC ；拍－时，许用交战应力[σ]=2500 MP a由于σ=1217 MP<[σ],果此谦脚强度.转背摇臂直径d 为式中，K 为仄安系数，根据汽车使用条件分歧可与2.5~3.5；M R为转背阻力矩；0τ为扭转强度极限.摇臂轴用20CrMnTi 钢制制，表面渗碳，渗碳层深度正在0.8~1.2mm.对付于前轴背荷大的汽车，渗碳层深度为1.05~1.45mm.表面硬度为58~63HRC 及采用对付能源转背机构的央供1.疏通教上应脆持转背轮转角战驾驶员转化转背盘的转角之间脆持一定的比率闭系.2.随着转背轮阻力的删大（大概减小），效用正在转背盘上的脚力必须删大（大概减小），称之为“路感”.F h≥0.025～0.190kN 时，能源转背器便应启初处事.4.转背后,转背盘应自动回正，并使汽车脆持正在宁静的直线止驶状态.5.处事敏捷，即转背盘转化后，系统内压力能很快删少到最大值.6.能源转背得灵时，仍能用板滞系统把持车轮转背.7.稀启本能好，内、中揭收少. 对付能源转背机构的采用完齐式能源转背器多用正在轿车战前桥载重正在15t 以下的货车上，本安排的货车的前桥的载重为2.4t,所以采与完齐式能源转背器.能源缸的主要尺寸有能源缸内径、活塞路程、活塞杆直径战能源缸体壁薄.能源缸爆收的推力F 为式中，L 1为转背摇臂少度；L 为转背摇臂轴到能源缸活塞之间的距离.F 1为直推杆上的力，F 1=aMr=20170N推力F 与处事油液压力p 战能源缸截里里积S 之间犹如下闭系pLS LF 11=(6-1)果为能源缸活塞二侧的处事里积分歧，应按较小一侧的处事里积去估计，即)(422d D p S -=π（6-2）式中，D 为能源缸内径；d p 为活塞杆直径，初选d p ＝0.35D ，压力p ＝8Mpa.联坐式(6-1)战式（6-2）后得到d L F ppLD 2114+=π=68 mm （6-3）所以d p=0.35D=23.8mm 与8.01=LL活塞路程是车轮转制最大转角时，由直推杆的的移动量换算到活塞杆处的移动量得到的.活塞薄度可与为B=0.3D.能源缸的最大少度s 为s D D s 13.0)6.0~5.0(10+++= =200mm(6-4)能源缸壳体壁薄t,根据估计轴背仄里推应力σz 去决定，即n Dt p szt Dσσ≤+=])(4[22（6-5）式中，p 为油液压力；D 为能源缸内径；t 为能源缸壳体壁薄；n 为仄安系数，n=3.5~5.0 与4;σs 为壳体资料的伸服面.壳体资料用球朱铸铁采与QT500－05，抗推强度为500MPa,伸服面为350MPa.t=3mm活塞杆用45刚刚制制，为普及稳当性战寿命，央供表面镀铬并磨光.１．能源转背器的效用效能用效能指标'=F Fhhs 去评介能源转背器的效用效能.现有能源转背器的效能指标s=1~15.２．路感驾驶员的路感去自于转化转背盘时，所要克服的液压阻力.液压阻力等于反效用阀里积与处事液压压强的乘积.正在最大处事压力时，轿车：换算以转背盘上的力减少约30~50N.３．转背敏捷度转背敏捷度不妨用转背盘路程与滑阀路程的比值i 去评介δϕ2Dswi = (6-14)比值i 越小，则能源转背效用的敏捷度越下.. ４．能源转背器的静个性能源转背器的静个性是指输进转矩与输出转矩之间的变更闭系直线，是用去评介能源转背器的主要个性指标.果输出转矩等于油压压力乘以能源缸处事里积战效用力臂，对付于已决定的结构，后二项是常量，所以不妨用输进转矩M φ与输出油压p 之间的变更闭系直线去表示能源转背的静个性，如图6-1示.常将静个性直线区分为四个区段.正在输进转矩没有大的时间，相称于图中A 段；汽车本天转背大概调头时，输进转矩加进最大区段（图中C 段）；B 区段属常常使用赶快转背止驶区段；D 区段直线便标明是一个较宽的仄滑过度区间.央供能源转背器背左转战背左转的静个性直线应付于称.对付称性不妨评介滑阀的加工战拆置品量.央供对付称性大于.转背梯形机构用去包管汽车转直止驶时所有车轮能绕一个瞬时转背核心，正在分歧的圆周上搞无滑动的杂滑动.安排转背梯形的主要任务之一是决定转背梯型的最佳参数战举止强度估计.转背梯形有完齐式战断启式二种.普遍转背梯形机构安插正在前轴之后，然而当收效果位子很矮大概前轴启动时，也有位于前轴之前的.二轴汽车转背时，若忽略轮胎侧偏偏效用，二转背前轴的延少线应接于后轴延少线.设0θ，i θ分别是中内转背车轮转角，k 为二主销核心线延少线到大天接面之间的距离，则梯形机构应包管内中转背车轮的转角犹如下闭系：cotLK cog i =-θθ0，若自变角为0θ则果变角i θ的憧憬值为：)(cot ot )(010L K c f i -==-θθθ，现有转背梯形机构仅能谦脚上式央供.如下图所示，正在图上做辅帮真线，利用余弦定理可推得转背梯形所画出的本量果变角'i θ为：)cos(21]2cos )cos(cos 2[arccos)cos(21)()sin(arcsin 020020')(θγγθγγθγθγγθ+-+-+--+-++-=mK m K m Km K M K i 其中 m —梯形臂少 γ—梯形底角图7-1 汽车瞬时转背图应使安排的转背梯形所画出的本量果变角'i θ尽大概靠近表里上的憧憬值i θ.其偏偏好最常使用的中间位子附近小转角范畴应尽大概小，以减小下速止驶时轮胎的磨益.而正在没偶尔常使用且车速较缓的最大转角时可符合搁宽央供，果此正在加进加权果子)(00θω形成评介劣略的目标函数f(x)为:f （x ）=max1''00010()()()[]100()i i i i ii i θθθθθωθθθθ=-⨯%∑将上式代得： f(x)=－0[2cos cos()cos 2]1100cot(cot )i i Karc Lγγγθθ-+--⨯%-其中 x —安排变量 x=][21X X =⎥⎦⎤⎢⎣⎡m γmax 0θ—中转背轮最大转角，由上图可得： max 0θ=a R L-min arcsin=︒30其中 min R —汽车最小转直半径为15.7m ，a —主销偏偏移距为50mm ，轴距L=7850mmK=2020mm 梯形臂少度m=0.14K=283mm思量到普遍使用功况下转角小于︒20，且︒10以内的小转角使用的越收一再，果此与：当修坐拘束条件时应试虑到：安排变量m 及γ过小时，会使横推杆上的转背力过大；当m 过大时，将使梯形安插艰易，故对付m 的上、下限及对付γ的下限应树坐拘束条件.果γ越大，梯形越靠近矩形．f(x)值便越大，而劣化历程是供f(x)的极小值，故可没有必对付γ的上限加以节制.综上所述，各安排变量的与值范畴形成的拘束条件为：m-0min ≥m 0max ≥-m m 0min ≥-γγ梯形臂少度m 安排常常与正在min m ＝0.11K ，max m ＝0.15K,与m=0.14K=283mm.梯形底角min γ＝︒70,︒=40minδ别的，由板滞本理得知，四连杆机构的传动角δ没有宜过小，常常与︒=≥40min δδ.如上图所示，转背梯形机构正在汽车背左转直至极限位子时达到最小值，故只思量左转直时min δδ≥即可.利用该图所做的辅帮真线及余弦定理，可推出最小传动角拘束条件为2cos )cos (cos )cos(cos 2cos min max 0min ≥--++-K mγγδθγγδ ，式中，min δ为最小传动角.由上述数教模型可知，转背梯形机构的劣化安排问题是一个小型的拘束非线性筹备问题，可用复合形法去供解.根据上述思路，可用C 谈话编程举止劣化安排（本步调睹附录）.劣化的截止如下：转背梯形底角 γ=︒788. 结 论通过本次汽车安排试验课程使尔对付汽车安排有越收深刻明白，没有然而锻炼了自己动脚安排的本领，而且培植了革新观念.正在那里要非常感动教授战书籍院提供的那次机会,那也是咱们迈背社会，进止工做处事前一个必很多的历程.9. 参照文件[1] 刘惟疑.汽车安排.北京：浑华大教出版社,2000[2] 王视予.汽车安排(第三版). 北京：板滞工业出版社,2000 [3] 陈家瑞.汽车构制(下册). 北京：板滞工业出版社,2005[4] 余志死.汽车表里(第三版) 北京：板滞工业出版社,2000(第二版). 北京：板滞工业出版社,1996[6] 吴宗泽.板滞安排真用脚册. 北京：化教工业出版社,1999[7] 刘鸿文.资料力教. 北京：下等培养出版社,1991[8] 祖业收.工程制图.重庆：重庆大教出版社,2001[9] 浙江接通书籍院.汽车构制教教图册.群众接通出版社,1986[10] 缓灏.板滞安排脚册（3、4卷）北京：板滞工业出版社,1991[13] 阎荫棠.几许量细度安排与检测.北京：板滞工业出版社,1996。