转向系统设计计算报告-20110124.doc

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GA6420SE4轻型客车

转向系统设计计算报告

QY—GA6420SE4—SS2011—004

编制

校对

审核

批准

广汽吉奥汽车研究院

2011年02月

6420车型转向系统匹配计算书

6420转向系统由方向盘、转向上轴、转向下轴、转向护套、齿轮齿条式转向器、转向横拉杆及其紧固件组成，为了防止汽车正面与其他物体冲撞时转向系部件伤害驾驶员，在转向传动轴上设置有溃缩吸能机构。

转向器也是采用广泛使用的齿轮齿条式转向器。

与转向系统相关的整车参数

相关项目

参数值

数据来源

轴距L（mm）

2700

GA6420配置表

轮距K（mm）

1385

GA6420配置表

最大前轴荷（kg）

688（半载状态下）

GA6420轴荷分配测量表

方向盘外径（mm）

378.8

GA6420总布置图参数

内轮最大转角（deg）

38.267

悬架提供

外轮最大转角（deg）

31.233

悬架提供

主销距K

1355.5

数模测量

偏置距C（mm）

-18.35

数模测量

转向机传动比i

34.4

供应商提供

最小转弯半径（m）

5.2m

GA6420配置表

一）最小转弯半径计算

1.1.1按外轮最大转角

＝2700/sin31.233＝5188.69mm

1.1.2按内轮最大转角

＝5495.76mm

取＝（5188.69+5495.76）/2＝5342.27mm

最小转弯半径5.342m.。

上述计算是按照龙创提供的车轮最大转角计算结果。

转向机行程是否改变以得到更合理的最小转弯半径，需要进一步做计算和动态分析；

1.2根据DMU分析内外轮最大转角为：

内轮最大转角37.519deg外轮最大转角33.552deg

根据上述计算公式：

＝2700/sin33.552＝4866.816mm

＝5577.423mm

取＝（4866.816+5577.423）/2＝5222.12mm

1.3根据整车转角实测结果内轮最大转角34.5deg外轮最大转角38deg

根据上述计算公式：

＝2700/sin34.5＝4748.547mm

＝5524.551mm

取＝（4866.816+5577.423）/2＝5136.549mm

1.4结果对比及计算小结

龙创提供

DMU分析

整车实测

最大内/外轮转角（deg）

38.267/31.233

37.519/33.552

38/34.5

最小转弯半径（m）

5.342

5.222

5.137

1.4.1根据DMU结果及五菱荣光的实测结果，我们可以判定龙创提供的内外轮最大转角偏差过大；

1.4.2在试制试验所所测的数据，也存在一定偏差，但是与DMU仿真的结果比较靠近。

1.4.3建议按照DMU分析所得最大内外轮转角进行计算。

最小转弯半径也按照DMU分析所得进行。

1.4.46420车型最小转弯半径为：

5222.12mm，同时该结果也非常靠近整车转弯半径目标5.2m。

二）转向管柱和转向万向节的计算

2．1：

转向柱管带万向节总成传动效率的计算

影响转向管柱带万向节总成效率的因素有两个转向万向节及管柱上两个轴承共四个摩擦副

十字轴式万向节传动轴的传动效率与两轴的轴间角、十字轴支承的结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关，近似的可以按下式计算：

η＝1－dμ（2tan（β/2）+tan（β））/Rπ

以上两式中：

d——十字轴轴颈的直径，按8mm计算

R——十字轴中心至轴颈支承长度中点的距离，按16mm计算

μ——十字轴轴颈与轴承的摩擦系数，按0.15计算

上述公式计算出来的各个十字叉万向节的传动效率分别为：

（其中上万向节夹角25.961°下万向节夹角24.81°）上下万向节对应的效率为

η1＝0.983

η2＝0.984

转向管柱两个轴承处的传动效率η3＝η4＝0.98

故转向管柱带万向节总成的总的传动效率为：

＝0.983×0.984×0.98×0.98＝0.929

2.2相位角的计算

根据坐标点，建立管柱骨架图

A管柱芯轴端面中心（520.017，-324,618.762）

B上万向节叉中心点（133.318，-324,357.283）

C下万向节叉中心点（-75.618，-182.603,47.95）

D转向机输入轴上任意一点（-80.971，-178.984,22.766）

ABC三点所决定的平面与BCD三点所取决的平面夹角为78.7deg。

计算可知相位角为波动最小。

6420管柱为角度可调，其调节角度为0deg~-3deg，其设计位置在其上极限，若想获得各个调节位置相对最小的波动量，需要按照管柱调节至-1.5deg的位置来确定相位角。

操作步骤如下：

1.管柱上万向节点及管柱轴线绕管柱旋转中心往下调节1.5deg

2.以旋转1.5deg后的管柱轴线及上万向节点，重新构架管柱骨架图

3.根据重新建立的骨架图，测量ABC三点所决定的平面与BCD点所在平面的夹角。

测量结果：

75.901deg。

则相位角按照75.901deg可得最小的力矩波动。

2.3力矩波动计算

管柱轴线（直线AB）与中间轴轴线（直线BC）夹角25.961deg

中间轴轴线（直线BC）与转向机输入轴轴线（直线CD）夹角24.81deg

则等效夹角deg

则力矩波动量=1.76%

力矩波动量一般在接受范围在5%以内。

=1.76%<5%。

力矩波动量在接受范围内。

三）转向机计算

6420转向机的参数（待定）

转向机传动比i=34.4

3.1原地转向最大阻力矩的计算

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。

影响原地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.mm

f——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，取0.7

G1——转向轴负荷，N半载状态下，前轴载荷最大688×9.8N

P——轮胎气压，Mpa

因此

Mr=0.7（（688×9.8）3/0.24）1/2/3=263689N.mm

3.2半载状态下，原地转向时作用在齿条上的力

Fn=Mr/（L1×ηT）

Mr——原地转向最大阻力距

L1——齿条到主销的力臂距离

ηT——梯形机构正效率，此效率一般在0.9左右

在6420车型中

L1=126mm

因此换算到转向机出口点处的力为

Fn=263689/（126×0.9）=2325.3N，为原地转向时转向机应输出的力。

3.3原地打方向盘，作用在转向盘上最大手力F计算

根据齿条力Fn=2×F×η×R×3.14/I

F=Fn×i/（2×R×3.14×η）

其中R为方向盘半径（单位mm）

i为传动比（单位mm/rev）

η为两个十字轴及管柱两个轴承传动效率η=0.929（2.1已经对此计算过）

Fn=2325.3N（3.2计算结果）

则方向盘原地转向最大手力F=72.13N<245N

满足GB17675-1999规定。

注：

GB17675-19993．9款对转向力做如下要求：

以10km／h车速、24m转弯直径前行转弯时，不带助力时转向力应小于245N，带助力转向但助力转向失效时，其转向力应小于588N，机动动作时间正常情况下不得大于4s，带助力转向但助力失效时不得大于6s。

左右两个方向都要试验。

该方向盘手力是按照汽车在静止时原地转向的阻力距计算。

对于一般常用车辆并不要求原地转向，只要求汽车在行驶在行驶中的转向力，而GB17675-1999所规定的也是按照行驶中的汽车做了方向盘手力的规定。

原地转向所需的力矩比行驶中所需的转向力矩的2-3倍，因此按照原地转向的手力校核，是满足要求的

四）转向系统NVH的注意点

一般对于转向管柱的振动频率整车状态的要求是保证其频率在发动机怠速振动频率以上，管柱在整车状态下设计频率应该在35HZ以上。