转向系统设计规范文档格式.docx
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12.00-20、轮胎气压0.74Mpa花纹
第一轴外轮转角35°
;
内轮转角44°
第二轴外轮转角29°
内轮转角34°
第一轴上节臂参数
上节臂球销坐标
上节臂有效长度
垂臂参数
垂臂长度315mm中间球销长度187m(接中间拉杆),初台角向后2°
第二轴上节臂参数
中间垂臂参数
中间垂臂长度330mm(接第二直拉杆),中间球销长度230m(接中间拉杆),中间球销长
度269.5mm(接助力油缸活塞),初台角向后6°
上述主要参数确定后,便可布置转向机支架、第一直拉杆、第二直拉杆、中间拉杆。
设计转向机支架时,第一要考虑支架的强度,第二要支架的刚度,第三要考虑支架的铸造工艺性。
转向机支架可以用有限元进行优化设计,在因为支架的强度与刚度影响到整个转向系统的性能。
支架的强度与刚度不足,会引起前轮摆振、前轮转向反映迟钝、方向盘自由间隙大。
另外,还
要考虑转向机的安装工艺性与维修方便性,使转向机的安装螺栓有拧紧空间及便于拆卸。
设计第一/第二直拉杆时,要考虑下列问题:
保证车轮右转极限位置时,直拉杆与轮胎有10mm的
间隙,直拉杆与减振器有10mm的间隙,直拉杆前后球销摆角不超过12°
,直拉杆与制动气室有10mm的间隙等;
保证车轮左转极限位置时,直拉杆不与转向机及转向机支架等另部件干涉,直拉杆前后球销摆角也不超过12°
。
还保证车轮上下跳动100mm寸,直拉杆前后球销摆角不超
过15°
当然,还要考虑直拉杆的制造工艺性,使设计的直拉杆容易制造。
最后还要对直拉杆
进行强度、稳定性校核。
设计中间拉杆时,要考虑下列问题:
保证车轮左/右转至极限位置时,中间拉杆不与周围的另部
件干涉,中间拉杆前后球销摆角不超过12°
该车型为双前桥,杆系另部件多,而且运动关系
较复杂,如果制造水平低,杆系长度公差较大的话,则会引起第一与第二桥不对中,因此,应
把中间拉杆设计成长度可调式,以弥补制造缺陷带来的不足。
当然,也考虑中间拉杆的制造工艺性,使设计的中间拉杆容易制造。
最后同样要对中间拉杆进行强度、稳定性校核。
6前轮上跳干涉量计算
布置拉杆系统时,要保证前悬架和转向拉杆的运动协调。
在采用钢板弹簧的情况下,当前
轮相对于车身上下跳动时,转向上节臂与直拉杆相连的球销中心,一方面随着前桥沿着弹
簧主片所决定的轨迹运动,同时又要随着垂臂球销中心运动。
如果这两种运动的轨迹偏差
较大,一方面在不平路面时会引起前轮摆振,一方面,在紧急制动时由于弹簧的纵向扭曲,
会引起前轮跑偏。
按TRW规定:
当车轮上跳100时,干涉量不大于7mm车轮下跳100mnH寸,
干涉量不大于15mm如果不考虑两前桥之间的相互影响,双前桥的干涉量计算与单前桥的
计算方法相同,单独计算每个前桥的干涉量便可。
计算结果如下
弹簧当量杆半径R=612mm
弹簧当量杆角度9=7.86°
第一轴:
当前轮上跳(DZ100mn或下跳(DZ100mm相应的干涉量(DX如下:
DZ
DX
100
90
80
-5.54
-4.66
-3.86
-80-0.9
-90-1.36
-100
-1.92
第二轴:
当前轮上跳(DZ100mr或下跳(DZ100mm相应的干涉量(DX如下:
2.12
2.23
2.27
-80
-7.04
-90
-8.29
-9.63
可以看出,杆系的布置满足TRW要求。
7转弯半径估算
转弯半径与第一轴的梯形机构及梯形机构与杆系的匹配有关。
要尽量使所有轮胎产生纯滚
动和最小的磨损。
因为轮胎有侧偏现象,目前,轮胎侧偏刚度等有关参数欠缺,转弯半径只能作近似估算,然后用实验验证。
第一轴梯形机构的计算
梯形臂球头坐标(-170,882.1,-110.0)
梯形臂有效长度m=175mm
梯形底角76.27°
梯形臂两球头中心距1764.2mm
通过计算机优化设计,当内轮转44°
时外轮相应转35
最小转弯半径Rmin可按下式计算:
Rmin
LiL2L30.3L3
a
Sin(Omax1a)
式中:
L1,L2,
c轴距
L3
车轮接地偏置距
Omax
外轮最大转角
1a
第一轴侧偏角,取4
代入数据:
Rmin6127.537.210828mm10.828m
sin(354)
最小转弯直径为21.66m,满足整车要求,实际转弯半径通过试验测定。
8方向盘圈数计算:
方向盘圈数与第一前桥最大转角及转向系的角传动比有关,它影响驾驶员的超纵轻便性和转
向灵敏性。
方向盘圈数小时,机动性好些,如果太小,会不符合驾驶员的驾驶习惯;
方向
盘圈数大时,转向不太灵敏。
对装动力转向的重型货车,方向盘圈数可稍小些,一般在
4.0--5.5圈之间。
通过计算机优化设计,结果为:
当第一轴左轮向右转35°
时,垂臂摆角向后39.4°
,右轮相应的转角为44°
中间垂臂摆
角向后31°
,第二轴左轮向右相应的转27.7°
,右轮相应的转角为32.4°
;
当左轮向左转44°
时,垂臂摆角向前38.4°
,右轮相应的转角为35°
;
中间垂臂摆角向前
摆32°
,第二轴左轮向左转33°
,右轮的转角为28.3°
当动力转向器角传动比为24时,方向盘转动总圈数计算如下
方向盘转动总圈数:
9动力转向系统的计算
9.1第一轴动力转向能力计算
动力转向器的缸径、最高油压、最大输出力矩与轮胎的原地转向阻力矩,拉杆系统的角传
动比有关。
动力转向器的最大输出力矩过大时,易使杆系和车身变形;
动力转向器的最大
输出力矩过小,车辆超载时,动力转向失灵。
原则是保证动力转向器的最大输出力矩稍大于作用于直拉杆作用于摇臂轴上的阻力矩。
原地转向力估算。
原地转向时,轮胎阻力矩Ms—般按V.E.GOUG推荐的经验公式计算,即
式中:
[1
轮胎与地面间的摩擦系数,取卩=0.7
G=7000x9.8/2=34300N
P轮胎充气压力,取
7.4X10
5
代入数据得:
13
0.7
343005
Ms
1723.1N.m
3
7.410
G
单边车轮负荷N
拉杆机构传动比计算。
通过计算机优化设计:
左轮右转35°
时,
节臂)传动比id为1.411,梯形机构(从上节臂到右梯形臂)传动比
转44°
时,拉杆机构传动比id=0.668,梯形机构传动比it=1.855
摇臂轴上阻力矩MP的计算。
当轮胎阻力矩为MS时,相应的作用
拉杆机构(从垂臂到上
iT为0.559;
左轮向左
在摇臂轴上的阻力矩MP:
Mp
It
如果考虑系统摩擦则
1
MP
s
tIdM
nt
梯形机构效率,取0.8
nd
拉杆机构效率,取0.8
代入数据得
11
左轮向左转时:
Mp—1.85508172315397.10.66808N.m
左轮向右转时:
Mp°
.55908172314939.9
1.41108
Nm
动力转向器的计算
如果动力转向器的缸径选择120mm螺杆直径为13.677mm在压力为13.0Mpa时,摇臂轴上
确保输出扭矩M=6149N.m显然,动力转向器输出扭矩稍大于摇臂轴上的阻力矩,动力转向器能满足超载使用要求。
9.2第二轴动力转向能力计算
双前桥中的第二桥的动力转向助力一般由随动助力缸或者随动助力转向器提供。
随动助力缸实际上就是一个动力缸,主要尺寸是动力缸内径和活塞行程。
随动助力缸油压由动力转向器提供,活塞移动行程与方向由中间拉杆控制。
随动助力缸提供的是油缸伸张输出力与油缸压缩输出力。
根据第二桥的负荷与转角选择动力缸内径与活塞伸张/压缩行程。
随动助力转向器与随动助力缸稍有不同,随动助力转向器提供的是摇臂轴的输出力矩,随动助力转向器是集转向器与动力缸于一体。
相同的是随动助力转向器的油压也由动力转向器提供,摇臂轴的摆角与方向也由中间拉杆控制。
采用随动助力缸的优点是因为随动助力缸结构简单,外形尺寸较小,因而拉杆系统布置较灵活,比较适合改装车改装用。
缺点是杆系结构稍微复杂一些。
采用随动助力转向器的优点是杆系结构简单一些。
缺点是因为随动助力转向器的外形尺寸较大,占用的空间较大,随动助力转向器一般布置在车架上平面,不太适合改装车改装用。
第二轴动力转向能力计算,与第一轴动力转向能力计算类似。
同样,随动助力缸的缸径、最高油压、最大输出力的选择,也要考虑轮胎的原地转向阻力矩,拉杆系统的角传动比。
随动助力缸的油压由动力转向器提供,最高油压与动力转向器相同。
随动助力缸输出的力过大时,也会使使杆系和车身变形;
随动助力缸输出的力过小,车辆超载时,动力转向也失灵。
原则是保证随动助力缸输出的力稍大于第二直拉杆作用于中间垂臂力。
原地转向力估算与第一轴相同,因为第二桥的轴荷与第一桥相同,因而轮胎阻力矩Ms也
为1723.1Nm.
第二轴拉杆机构传动比计算。
第二轴左轮右转28.5。
时,拉杆机
构(从垂臂到上节臂)传动比iD为1.231,梯形机构(从上节臂到右梯形臂)传动比it为
0.694。
左轮向左转34.4。
时,拉杆机构传动比iD=0.835,梯形机构传动比iT=1.495
轴上的阻力矩M32:
10
1-
左轮向右转时:
Mp2'
—1.49508172314736.3
0.83508N.m
1Nm
Mp2"
—°
69408172314901.2
1.23108
转向助力油缸作用于中间垂臂的力矩计算:
转向助力油缸工作缸径©
50;
连杆直径©
25,接油缸的中间垂臂有效长度
H1=0.2569m
在效率n=90%油压为P=13MP时,油缸伸张输出力
二462
FsP101310510409/422972.5N
D
4
油缸伸张输出力矩:
Ms=Fs*H1=22972.5x0.2569=5901.6Nm
在效率n=90%油压为P=13MPa寸,油缸压缩输出力
462
油缸压缩输出力矩:
My=Fy*H1=17230x0.2569=4426.3Nm
11
动力转向器提供给中间垂臂富余力矩的计算。
因为中间拉杆连接第一垂臂与中间垂臂,
如果动力转向器的输出力矩大于第一前桥的阻力矩时,动力转向器还有富余的力矩提供给中间垂臂。
左转向时,动力转向器作用于中间垂臂轴的力矩:
M=(6149-5527.9)x230/187=764Nm
右转向时,动力转向器作用于中间垂臂轴的力矩:
M=(6149-4951.7)x230/187=1472.6Nm
动力转向器与助力油缸作用于中间垂臂轴的力矩之和的计算。
实际上,中间垂臂的力矩
大部分由助力油缸提供,小部分由动力转向器提供。
左转向时为:
刀M=M+Ms=6665.6Nm
右转向时为:
刀M=M+My=5898.9Nm
显然刀M>
Mp2刀M>
随动助力缸满足使用要求。
9.3动力转向油泵的选取
重型汽车米用的动力转向油泵一般为叶片式,也有少量车型米用齿轮泵,如EQ4196进口发
动机匹配的动力转向油泵便是齿轮泵。
叶片泵的优点是工作压力高,流量稳定,噪声小。
齿轮泵的优点是结构简单,价格便宜,可靠性高。
但流量波动大,噪声大。
动力转向油泵的参数主要是最高压力与怠速流量、控制流量。
动力转向器最高压力是由动力
转向油泵提供的,所以最高压力应与动力转向器的相同。
动力转向油泵怠速流量的选取是
根据方向盘以最大瞬时转速转动时,动力转向器所需要的理论流量,然后再计算出所需要
的怠速流量与控制流量。
对于汽车方向盘最大瞬时转速,可以按TRW推荐的1.5圈/s计算
怠速流量计算公式为Qmin=60ntS+AQ,控制流量计算公式为Qmax=(1.5〜2)60ntS+AQ
其中为转向器的内泄漏量,n为汽车方向盘最大瞬时转速,t为螺距,S油缸实际工作面积。
当然转向油泵最主要的性能参数除了最高压力与流量外,油泵的工作特性也是非常重要的。
原则是:
低速时,希望油泵的流量大一些,保证原地转向的轻便性;
在正常车速
行使时,希望油泵的流量稳定,不随发动机转速的增加而增大,保证路感与行驶安全性,
防止方向盘发飘。
动力转向油泵的动力来源由发动机或空压机提供。
安装方式有齿轮、花键、联轴节驱动等多
种方式。
9.4动力转向油罐的选取
动力转向油罐的主要功能是:
储存油液,向油泵供油;
散热、降低油液的工作温度;
过滤
油液杂质,保证工作油液的清洁度。
动力转向油罐的主要设计参数有转向油罐容积,滤芯
的通过流量,滤芯过滤精度,安全阀装置开启压力。
转向油罐容积,一方面要满足油缸的
工作容积、管路充填容积、油罐本身的空间容积要求,一方面要考虑油液的散热性能,一
般希望系统油液温控制在80C以下。
滤芯的通过流量要满足油泵的控制流量使用要求。
过
滤精度是转向油罐一个很重要的性能指标。
过滤精度一般选择20um〜80um之间。
过滤精
度高时,过滤器压力损失大些,成本相对高些;
过滤精度低时,过滤器压力损失小些,成
本相对低些。
安全阀装置主要起应急作用:
一旦滤纸堵塞,油液压力增加到一定值时,安
全阀打开,油液不再通过滤纸过滤而直接通过安全阀向油泵供油,以保证油泵寿命和行驶
安全。
安全阀开启压力一般设定为200〜250Kpa左右。
动力转向油罐一般用支架安装在车架或龙门架等固定部位上,其出油口位置要高于油泵进
油口位置300〜500mn之间
9.5转向管路的连接。
转向管路的连接走向应简单、美观、顺畅,避免窝则。
转向管路用油管与接头来输送油液与散热。
油管有钢管、低压橡胶软管/尼龙管、高压橡胶软管/尼龙管。
如何采用要视各总成之间的位置、距离与各总成工作特点而定。
钢管的特点是在高压下不会膨胀变形,价格低于软管,多用在无相对位移部位,既可以用在高压回路上,又可用在低压回路上。
低压橡胶软管/尼龙管一般用在低压回路上,吸油回路一般用低压橡胶软管。
高压橡胶软管/尼龙管用一般用在高压回路上,多安装在活动部位,如车架与动力转向油泵之间的连接。
油管的内径与壁厚选用与工作压力和流量有关。
高压回路与低压回路的内径可以选择得小些,一般在10〜16mn之间,吸油回路内径尽量选得大些,一般在22〜28mn之间。
对于管接头得设计,主要考虑密封可靠、工作压力高,安装拆卸方便,目前有卡套与锥面式两种。