S21转向系统液压助力.docx
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S21转向系统液压助力
S21车型转向系统计算说明书
北京精卫全能科技有限公司
2004年7月7日
与转向系统相关的整车参数
轴距L（mm）
2340
轮距B（mm）
1420
满载前轴荷（kg）
705
方向盘外径（mm）
370
方向盘总圈数l
3.06
内轮最大转角（deg）
38.2
外轮最大转角（deg）
33
主销偏置距C（mm）
-7.3
最小转弯半径：
1）按外轮最大转角
R1=L/sinα+C=2340/sin33°-7.3=4289mm
2）按内轮最大转角
R2=[（L/tanβ+B）2+L2]1/2+C
=[（2340/tan38.2°+1420）2+23402]1/2-7.3
=4971mm
取Rmin=（R1+R2）/2=4454mm=4.63m
转向系统布置及传动比匹配
按照总布置给定转向器位置，对转向杆系进行优化设计，得到：
转向器出口点位置：
（135.2,-323,95）
齿条行程：
118mm
转向器传动比：
38.59mm/rev
方向盘总圈数：
118/38.59=3.06圈
转向力计算
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.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
P——轮胎气压，Mpa
因此，按S21计算：
Mr=0.7（（705*9.8）3/0.25）1/2/3=267997N.mm
作用在转向盘上的手力用下式计算：
Fh=MrΔβk/（ΔфRη）
其中：
Fh——作用在转向盘上的手力，N
R——转向盘半径，mm
η——转向器正效率，转向系的正效率一般在0.67~0.85.
Δβk——转向节转角增量
Δф——对应Δβk的转向盘转角增量
因此，在没有助力转向的情况下，所需的方向盘手力：
Fh=MrΔβk/（ΔфRη）=267997×（33+38.2）/（3.06×360*185×0.75）=125N
满足GB17675-1999标准。
转向机的选择
对转向机来说只要它输出的对主销的力矩必须能克服地面的最大阻力距，故：
F=Mr/（L1*cos2θ*ηT）
Mr——原地转向最大阻力距
L1——转向横拉杆到主销的力臂长度
θ——主销内倾角
ηT——梯形机构正效率，此效率一般在0.9左右
在S21中
L1=128.127mm
F=267997/（128.127*cos2（12.8°）*0.9）=2446N
故转向机所需最小压力Pmin=F/S=（2446/0.000638）=3.8Mpa
根据以上计算结果，选用转向机参数如下：
传动比
38.59mm/rev
齿条行程S
118±1.5mm
气缸内径、有效受压面积
Φ36mm/6.38cm2
齿条直径
Φ22mm
理论输出力
3.91KN
输入力矩
4.8N.m
压力
4.9Mpa
额定流量
6L/min
可见此转向机满足要求。
转向油泵选择计算
油泵工作流量的选取是根据转向盘最大瞬时转速计算的，先计算出满足转向盘最大瞬时转速所需要的理论流量Q0，然后再计算出实际需要的流量Q1。
对于汽车转向盘的最大转速n，轿车按1.5r/s计算，其他车辆以前均按1r/s计算，计算公式如下：
Q0=60niS
其中：
S——油缸实际工作面积，mm2
i——转向机传动比，mm/rev
Q1=（1.5~2）Q0+Q2
其中：
Q1——实际需要的流量，L/min
Q2——动力转向器允许的内泄漏量（此值由厂家确定）,L/min,按1L/min计算。
因此，按S21计算：
油缸实际工作面积S=3.14*362/4-3.14*222/4=637.42mm2
转向机传动比i=38.59mm/rev
转向盘的最大转速n=1.5r/s
故理论流量Q0=60×n×i×S=60×1.5×38.59×637.42=2.2L/min
实际需要的流量Q1=2×2.2+Q2=4.4+Q2=5.4（L/min）
选用的转向泵主要参数如下：
最小流量
5L/min（在750r/min时）,实际输出流量见下图
最小压力
3.3Mpa
最大压力
60bar
转速
500-8000r/min,最高允许8250r/min
为了防止高速转向时有发飘的感觉，转向泵在发动机转速提高时应该呈下降趋势，从流量特性来看，转向泵满足要求。
转向助力分析
1．在带有助力转向的情况下，转向机的输出力F可以按下式计算：
F=（π×（D2-d2）×P×η1/4＋（HT×d`/2）×η2×cosβ2/（cosβ1+cosβ2））×η
其中：
F―――转向机输出力（N）。
D―――气缸内径（m）。
（0.036m）
d―――齿条直径（m）。
（0.022m）
P―――转向油缸工作压力（Pa）。
d`―――齿轮节圆直径（m）。
（当前为0.001225m）
β1―――齿条螺旋角（rad）（当前为4°15′14″）
β2―――齿轮齿条夹角（rad）（当前为20°）
η1―――转向机油压效率（按0.9算）
η2―――转向机机械效率（按0.9算）
η―――转向系统的传递效率（按0.9算）
HT―――方向盘转矩（N.m）
2．要获得满意的助力特性。
助力转向液压力与方向盘输入转矩的关系按图示范围进行设计。
即在方向盘小转矩输入的情况下，助力转向基本不起作用，当方向盘输入转矩达到一定值并继续加大时，对应的液压力先缓慢上升然后快速上升，当方向盘输入转矩继续上升到一定值后，液压力将不再变化（此时阀门全开）。
目标值：
推荐值
备注
低压区
不助力区域（A）
1.47～1.96N.m
超过1.96N.m将感觉滞重
压力变化（tanα）
0.2～0.27Mpa/N.m
视各种车型而定
点（C）
3.0～4.5N.m
视各种车型而定
高压区
额定转矩（D）
3.4～5.1N.m
大于5.1N.m一般认为助力效果不够轻便
目前所采用的转向机的“输入力矩－液压力”曲线是满足上述要求的。
根据公式可求得S21的转向机在4.8N.m的的输入力矩下能产生的总的转向输出力F=2982N，满足设计要求。
注：
以上为设计值，实际转向手力可能需要根据试验调整。
转向管柱的计算
S21的转向管柱为三段式结构，为保证传动平滑，必须给中间轴一定的相位角。
关于最佳相位角的计算：
βe2=（（β12-β22×cos2（2（α+ψ）））+β24×sin2（2（α+ψ）））1/2
β1―――输入轴与中间轴夹角
β2―――中间轴与输出轴夹角
α―――输入轴与中间轴所形成的平面与输出轴的夹角
ψ―――中间轴的相位角
βe―――Yoke角
在S21中：
β1=33.7°
β2=16.7°
α=5°
根据上述公式得出曲线如下：
横向为ψ（弧度）,纵向为βe2，当βe2取得最小值时的相位角为最佳相位角。
因此转向管柱中间段的相位角Ψ=3°,βe=0.2211rad（27°）
（中间段下端的十字叉相对中间段上端的十字叉顺时针转过角度Ψ，观察方向从驾驶室端至转向机）
因此，输出力矩与输入力矩之比K=1+tan（βe）×cos（θ）
其中：
θ―――输入轴转角rad。
βe―――Yoke角，27°
所以：
K=1+tan（0.2211）×cos（θ）
曲线为：
输出力矩的波动范围在0.78～1.22之间。
转向机支架强度校核
按H1Case校核：
在方向盘上加15Kg的力。
换算到转向机齿条轴向的力约为：
（15×370）/（7×1.75）/cos（20°）＝482Kg
支架中心部位最小横截面积为：
0.0002549
因此在此情况下工作可能出现的最大剪切应力力为482×9.8/0.0002549＝18.5Mpa。
而ZG230-450材料的特性为：
σs≥230Mpa
σb≥450Mpa
由此可见，支架本体是安全的。
对于此支架的安装，我们采用的是两个M10的螺栓。
按照要求的拧紧力矩，可得出
M10×1.5的8.8级螺栓的保证载荷为：
33600N
取此支架与其安装面的摩擦系数为0.3
可得到的摩擦力为：
33600×2×0.3=20160N＝2057Kg（远大于482Kg）
由此可见，螺栓联接部位也是安全的。
转向机与转向柱连接花键强度校核
S21中，转向机外花键为日本标准，内花键为与之匹配的国产内花键，其参数如下：
内花键
外花键
齿数
36
36
模数
0.4269
0.4269
压力角
45°
42.1244°
大径
ф15.875
ф15.80-0.15
中径
ф15.367
ф15.368
小径
ф14.854（MIN）
ф14.78（MAX）
跨9齿间距
10.363+0.01-0.02
量棒跨距
ф170-0.06
量棒直径
ф1.000
齿面粗糙度
3.2
渐开线花键一般是采用侧面定心，花键的主要失效形式为齿侧磨损，故一般进行花键齿工作表面抗压强度校核。
对普通静连接的渐开线花键，其齿面许用应力为100～140MPa。
S21中，花键配合长度为L＝21mm
工作齿高为h=0.473mm
平均直径为Dm=15.327mm
齿数N=36
修正系数ψ（取0.75）
按许用应力100MPa进行校核，б＝100MPa。
此花键配合可承受的力矩T为：
T=ψNhLDmб/2=206N.m
转向机的额定输入力矩为4.8N.m，在没有动力转向的情况下，原地转向所需的方向盘输入力矩为23N.m。
可见，此花键配合是安全的。
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