重型汽车液压助力转向系统设计毕业论文设计

2014届 分 类 号： 单位代码：10452 毕业论文（设计）重型汽车液压助力转向系统设计姓 名 学 号 年 级 2010 专 业车辆工程 系（院）汽车学院 指 2014年 4月 9日摘 要自1886年第一辆汽车问世以来，汽车逐渐走进我们的生活，随着社会的发展，人们对汽车的舒适性要求越来越高，助力转向成为车辆行驶时必不可少的一部分，它是驾驶车辆时轻便灵活，更利于提高车辆的行驶安全性。从最初的机械式转向系统演变到液压助力转向系统，助力转向系统经历了漫长的演变过程。液压助力转向系统由机械部分和液压助力装置两个部分组成，机械部分由转向传动副、转向节压力轴承、转向摇臂、转向节等，液压装置部分由油箱、转向油泵、液压助力器及管路等组成。论文就重型汽车的助力系统对液压助力转向做出了详细的设计计算。关键词：液压助力转向；机械摇臂；泄压阀；Abstract Since the first car in 1886, the car gradually come into our lives, with the development of the society, people is higher and higher requirement for vehicle comfort, power steering become an indispensable part of the vehicle, it is a vehicle lightweight flexible, more conducive to improve the driving safety of vehicles. Evolved from the initial mechanical steering system to the hydraulic power steering system, the evolution of the power steering system has experienced a long process. Hydraulic power steering system consists of mechanical parts and hydraulic booster device of two parts, mechanical parts by steering transmission vice, pitman arm, steering knuckle bearing pressure, steering knuckle, hydraulic equipment part consists of fuel tanks, hydraulic booster, steering pump and pipeline etc. Paper is heavy automobile power system of liquid目 录绪论11汽车的参数21.1 汽车质量参数21.1.1整备质量21.1.2 汽车的载客量和装载质量21.1.3汽车总质量21.1.4 质量系数31.1.5轴荷分配31.2汽车的尺寸51.2.1轴距L51.2.2 外廓尺寸51.2.3 前悬LF和后悬LR52 转向系的概述及主要性能参数62.1 转向系的概述62.1.1 转向器62.1.2 转向操纵机构72.1.3 转向传动机构72.1.4 转角及最小转弯半径82.1.5 对转向系的要求92.2 转向系主要性能参数102.2.1 转向系的效率102.2.2 转向器的正效率102.2.3 转向器的逆效率112.2.4 角传动比122.2.5 力传动比132.2.6 转向器传动副的传动间隙t132.2.7 转向盘的总转动圈数143 转向器机械部分的设计与计算143.1 转向器的结构形式选择143.2 转向系计算载荷的确定143.3循环球式转向器设计与计算153.4 循环球式转向器零件强度计算164 动力转向系的设计计算174.1 对动力转向机构的要求174.2 动力转向机构布置方案的选择174.2.1 动力转向形式与结构方案174.2.2 传能介质的选择184.2.3 液压转向加力装置的选择194.2.4 液压转向加力装置转向控制阀的选择204.3 动力缸的设计计算214.3.1 刚径尺寸Dc的计算214.3.2 活塞行程s的计算234.3.3 动力缸缸筒壁厚t的计算234.4 分配阀的参数选择与设计计算244.4.1 预开隙244.4.2 滑阀总移动量244.4.3 局部压力降254.4.4 油液流速的允许值v254.4.5 滑阀直径d254.4.6 滑阀在中间位置时的油液流速v264.4.7 分配阀的泄漏量264.5 回位弹簧的预紧力和反作用阀直径的确定264.6 油泵排量与油罐容积的确定274.7 液压动力转向的工作特性285 转向传动机构设计29参考文献.30致谢.31 绪论 1.1转向系统概述 汽车自发明以来就渐渐走进我们的生活，成为日常生活常用的交通工具，助力转向系统轻便与否直接体现了驾驶操作舒适性。最早的助力转向为机械助力转向系统，后来演变到液压助力转向系统、电子助力转向系统等。转向系统是用来改变或保持汽车行驶方向的一系列操作装置，正确操作转向盘是保证汽车安全行驶的重要标志。 1.2助力转向的发展 经过近半个世纪的发展，液压助力转向系统已经很成熟。但随着汽车科技的发展，对汽车要求不断提高，该系统存在的问题不能完全满足时代的发展的要求。电动助力转向系统能很好的提高汽车动态性能和静态性能、提高行驶中驾驶员的舒适性和安全性、减少环境污染等。 1汽车的参数1.1整备质量整备质量是满油满水和装载必要修理拆卸工具但不含人和货物的整体质量。1.2 汽车的载客量和装载质量 （1） 汽车的载客量为装载额定载客量（2） 汽车的载质量为装载额定载货量1.3汽车总质量汽车总质量是满载量。 乘用车和商用客车的总质量由整备质量、乘员以及乘员的行李质量。其中人质量按65kg计，于是 (12)式中，n人数；为行李系数。商用货车的总质量由整备质量、装载质量和人员质量三部分，即 （13）式中，座位数。1.4 质量系数质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。1.5轴荷分配汽车的轴荷分配是汽车的重要参数，它对汽车主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，汽车的结构特点及性能对轴荷分配要求非常高。根据以上的论述，本次设计初选数据如下：汽车主要参数驱动形式64外形尺寸（mm）长：9186宽：2480高：3020轴距（mm）4600+1350前轮距（mm）1958后轮距（mm）1856最小离地间隙（mm）298前悬（mm）1576后悬（mm）2900接近角（）29离去角（）22整车整备质量（kg）12000载质量（kg）20000总质量（kg）32000前轴承载质量（kg）7500后轴承载质量（kg）213000轮胎选择标准轮辋8.5断面宽（mm）315外直径（mm）1125单胎最大负荷（kg）3730双胎最大负荷（kg）3270单胎充气压力（KPa）810双胎充气压力（KPa）7402 转向系的概述及主要性能参数 2.1 转向系的概述用来改变或保持汽车行驶方向的一系列装置成为转向系。它由转向操纵机构、转向器和转向传动机构组成。2.1.1 转向器转向器是驾驶员对转向盘的操作传递给转向机构的中间机械，动力转向系统由机械转向器与动力组成。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。转向器的结构简图见图 2-3图 2-3 转向系简图（a）与非独立悬架转向轮匹配时；（b）与独立悬架转向轮匹配时；1-转向摇臂；2，4-转向纵拉杆及横拉杆；3-转向节臂；5-转向梯形臂；6-悬架7-摆杆 2.1.2 转向操纵机构如图2-1。柔性万向节能减少传到转向轴的振动。图2-1转向操纵机构1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘2.1.3 转向传动机构转向传动机构包括转向纵拉杆、转向臂、转向梯形臂、转向节臂以及转向横拉杆等。（见图2-2）图2-2 转向传动机构1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向横拉杆图 2-3 转向系简图2.1.4 转角及最小转弯半径最小转弯半径是评估汽车机动性的重要参数。高机动性的汽车应使车轮转弯最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的22.5倍范围内；其次，转向器回正后向左向右不能超过一定的圈数。为了满足上述对转向系的要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图2-4所示，由下式决定： （2-1）式中：外转向轮转角； 内转向轮转角； K两转向主销中心线与地面交点间的距离； L轴距图2-4 理想的内、外转向轮转角间的关系汽车的最小转弯半径与其内、外转向轮在最大转角与、轴距L、主销距K及转向轮的转臂a等尺寸有关。可按下式计算： (2-2)通常为3540，为了减小值，值有时可达到45操纵轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到。2.2 转向系主要性能参数2.2.1 转向系的效率功率从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号表示，；反之称为逆效率，用符号表示。 正效率计算公式： （23） 逆效率计算公式： （24）式中，为作用在转向轴上的功率；为转向器中的磨擦功率；为作用在转向摇臂轴上的功率。 2.2.2 转向器的正效率转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量都对转向器正效率有关系 （1）转向器类型、结构特点与效率 齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率在四种转向器中比较高，蜗杆指销式转向器的正效率稍低。不同的转向器结构不同。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间可选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。转向器内各 机件之间存在摩擦，所以这种轴向器的效率只有54%。另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%。 采用滚针轴承要比滑动轴承正或逆效率高约10%。 （2）转向器的结构参数与效率 不计轴承和其经地方的摩擦，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算 =82.1% （25）式中，为螺杆的螺线导程角=810，取8；， f为磨擦因数，取0.03。2.2.3 转向器的逆效率逆效率表示转向器的可逆性。转向器可分为可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。 路面上的力经轮胎传递给转向系在传递到转向盘就是可逆性。能使转向盘自动回正，既方便了驾驶员操作，也提高了驾驶安全性。不可逆式转向器是指车轮受到的力不应不到转向盘。该冲击力容易使零件损坏。同时，它不能自动回正，也不安全，所以汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于上两个之间，受到的作用只能传递一部分至转向盘不计轴承和其它地方的磨擦损失，则逆效率可用下式计算 =78.3% （26）式（25）和式（26）表明：增大时，正、逆效率均增大。因不能过大。当导程角磨擦角时，逆效率0，所以该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须比磨擦角大。通常螺线导程角选在810之间。2.2.4 角传动比 转向盘转角的增量和同侧转向节转角的相应增量的比值为转向系的角传动比。转向盘转角的增量和转向摇臂轴转角的相应增量的比值为转向器的角传动比。转向摇臂轴转角的增量与同侧转向节转角的相应增量的比值为转向传动机构的角传动比。 （27）式中 转向系的角传动比； 转向器的角传动比；转向传动机构的角传动比；转向盘转角的增量；转向摇臂轴转角的增量；同侧转向节转角的相应增量。转向传动机构排列时转向摇臂及转向节臂都垂直于转向纵拉杆，而在向两边打至极限位置是，转向摇臂与转向节臂分别与转向纵拉杆的交点相等。这时，转向传动机构的角传动比是 （28）式中 转向摇臂长转向节臂长 目前汽车转向传动机构的角传动比大多在0.851. 1范围间，取1。所以做转向系的角传动比的设计时，只研究转向器的角传动的变化规律就可以。2.2.5 力传动比（转向传动机构的力传动比）等于（转向车轮的转向阻力矩）与T（转向摇臂的力矩）之比值。其杆件所处的转向位置影响转向传动机构的结构。对于非独立悬架，当转向轮在图示虚线位置时，其转向摇臂上的力矩为 （29）转向传动机构的力传动比为 （210）2.2.6 转向器传动副的传动间隙t各种转向器中传动存在间隙，该间隙随转向盘改变，这种关系为转向器传动副传动间隙特性（图2-5）。传动副在中间部分使用的多，磨损速度较快。间隙过大时，必须修复改变其间的间隙传动副传动间隙特性应当设计成图2-5所示。图2-5 转向器传动副传动间隙特性图中1表明磨损前转向器的间隙变化特性；2表明磨损后的间隙变化特性，其中间部分出现较大间隙；3表明整改后并消除了间隙变化线。2.2.7 转向盘的总转动圈数转向盘从左（右）极限位置打到右（左）极限位置成为转向盘的总转动圈数。它与转向角及角传动比有关。3 转向器机械部分的设计与计算3.1 转向器的结构形式选择转向器的结构因转向传动副不同而不同。一般的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。介于本次设计，采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，缓冲了地面传来的冲击力，所以采用正效率高的可逆的转向器结构。所以机械转向部分用循环球齿条尺扇式转向器。3.2 转向系计算载荷的确定为了安全驾驶，各个零件必须保持足够的强度。欲知道转向系零件的强度，首先要确定各个零件上的作用力。影响因素有转向轴的负荷、地面阻力和轮胎气压等。转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等会也会影响转向轮，需要客服这些力。不能精确的计算这些力，所以选择精确的公式来计算沥青路或者混凝土路面上的原地转向阻力距（Nmm),即 （31）f 为轮胎在沥青路面或者混凝土路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7；G1为转向轴负荷（N），取75000N；p为轮胎气压（MPa）,取p=0.81Mpa。所以=5.3作用在转向盘上的手力为 （32）式中，为转向摇臂；为转向节臂，两者之比大约在0.851.10之间，近似取1；为转向盘直径，在380550mm之间，驱标准值500mm；为转向器的正效率82.1%；为转向器角传动比，所以这个值超过了人能操作的范围，这时应采用助力系统，并且计算转向器和动力转向器动力缸以前零件的载荷，应取作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为700N。3.3循环球式转向器设计与计算循环球式转向器主要参数的选择如下：齿扇模数 6.0mm； 摇臂轴直径40mm； 钢球中心距34mm； 螺杆外径33mm； 钢球直径8.000mm； 螺距11.000mm； 工作圈数2.5； 环流行数2；螺母长度78mm； 齿扇齿数5； 齿扇整圆齿数15； 齿扇压力角2730；切削角730； 齿扇宽34mm。（1）螺母内径应大于螺杆外径D1，一般要求和钢球中心距D的关系为=（5%10%）D （33）+(5%10%)D=+8%D=35.72mm（2）钢球数量当钢球数量n增加时，其承载能力随之提高；但钢球流动性变差，传动效率随之降低。因钢球半径数据上存在误差，所以不是全部钢球数都参与计算。经过长时间实验环路中60个钢球最佳。为保证每个钢球都承载力，应对钢球进行布置。每个环路中的钢球数为式中，W为每个环路中的钢球工作圈数；n为钢球数（不含导流管）；为螺线导程角，常取=58，故1图 3-1 四点接触的滚道截面B、D-钢球与滚道的接触点；-钢球中心距；-滚道截面的圆弧半径（3）滚道截面尽可能降低摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径应大于钢球半径,一般取=（0.510.53）d=（4）接触角 钢球与螺杆滚道切点正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角称为接触角。角多取为45，为保证力的均匀分配。3.4 循环球式转向器零件强度计算钢球与滚道之间的接触应力为=k （34）式中，k为系数，根据A/B值从汽车设计表7-3查出= （35）=0.154 （36）=0.0312 ,查表得k=1.615; 为滚道截面半径；r为钢球半径；为螺杆外半径；E为材料弹性模量，等于；为钢球与螺杆之间的正压力，即= （37）其中为作用在螺杆上的轴向力= （38）所以 =k=2226.1MPa当接触表面硬度为5864HRC时，许用接触应力所以符合要求。4 动力转向系的设计计算现在的带动力转向装置的汽车大都是经改装的，只是加装了一个助力器，以协助驾驶员。对于装有动力转向系统的车辆，当转向盘上的切向力时，动力转向系统随之相应，加力。本次设计取80N。4.1 对动力转向机构的要求 1)保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间的一定的比值。 2)随着转向轮阻力的改变，作用在转向盘上的力随之改变 。 3)当作用在转向盘上的切向力h F0.0250.190kN时(不是所有汽车都一样)， 动力转向器开始工作。4)转向后，转向盘应自动回正，并使汽车保持直线行驶。 5)转向盘转动后，系统内压力能灵敏快速增长到最大值。 6)动力转向失灵时，不影响机械系统操纵车轮转向。 7)密封性能好，不泄露。4.2 动力转向机构布置方案的选择4.2.1 动力转向形式与结构方案 液压式动力转向机构由动力缸、分配阀、转向器、液压泵、贮油罐和油管等组成。根据分配阀、转向器和动力缸空间位置不一样，它分为两种方式：整体式(见图41a)和分置式。分置式按分配阀所在位置不同又分为：装在动力缸上的分配阀称为联阀式，(见图 41b)；在转向器和动力缸之间的拉杆上的分配阀称为连杆式，(见图 41c)；固定在转向器上的分配阀称为半分置式，(见图 41d) 图 41 动力转向机构布置方案1分配阀 2转向器 3动力缸整体式动力转向器可拆分为转向分配阀、转向动力缸与机械转向器三部分。它根据转向分配阀安装位置的不同分为三种结构型式，即分配阀位于转向器上端、分配阀位于转向器上端且与转向轴平行，分配阀在加力缸活塞内。整体式动力转向器的优点在于结构紧凑、管路短、分配均匀，困难在于对转向器的密封要求高、结构较复杂、拆装转向器难。此外，转摇臂轴及摇臂等一些主要零件，尺寸大要同时承受由转向盘传来的载荷和转向动力缸的作用载荷，所以在设计装载质量大的重型汽车上会给转向器带来不便。本次设计的载货汽车前桥负荷7.5t小于15t，所以采用整体式动力转向器。4.2.2 传能介质的选择转向加力装置以介质不同分为气压式和液压式两种。气压转向加力装置多用于气压制动系统的货车和客车，一部分其前轴最大轴载质量为37t。因为气压制动系统的工作压力较低（一般不高于0.7MPa）装载质量特大的货车一般不采用气压转向加力装置，如果用于这种重型汽车上时，其部件尺寸将过大。其工作压力可高达10Mpa以上，因此它的部件尺寸很小。液压系统工作滞后时间短工作时无噪声，而且能减少来自坎坷路面的颠簸。因为油液工作压力高，液压式动力转向动力缸尺寸小、质量小，结构紧凑，油液具有不可压缩性，灵敏度高以及油液的阻尼作用可缓冲路面冲击等而被广泛应用在各类汽车上。所以本设计采用液压式转向加力装置。4.2.3 液压转向加力装置的选择常用的液压转向加力装置有两种：常压式和常流式。常压式的好在有蓄能器积蓄液压能，液压泵的流量不足时，甚至液压泵不运转的情况下都能为转向提供动力，使汽车能继续行驶一段距离。这一点对重型汽车来说非常关键。常流式在结构上不复杂，液压泵使用时间长，泄漏较少，消耗功率也较少。所以，现在只有少量重型汽车采用常压式转向加力装置，现在的汽车则大都使用常流式。因此本设计采用常流式转向加力装置。常流式液压转向加力装置工作原理图如图4-2所示。保持直线行驶时，转向控制阀6保持开启。转向动力缸8的活塞两边的工作腔，由于都与低压回油管路相通，压力相等。转向液压泵2输出的油液经油路流入转向控制阀，又由此流回转向油罐1。因转向控制阀控制流量输出少，故液压泵输出压力也很低，液压泵不参与工作。当转向盘转动时，通过机件转向器7使转向控制阀处于与某一转弯方向相对应的状态时，转向动力缸的相应工作腔方与回油管路隔绝，转而与液压泵输出管路相通，而动力缸的另一腔则仍与管路相同。地面转向阻力经高于液压泵输出管路阻力的转向控制阀节流阻力。于是，转向液压泵输出压力迅速升高，当到达力推动转向动力缸活塞时停止。转向盘停止转动后，转向控制阀随即回到中立位置，使动力缸停止工作。图42 常流式液压转向加力装置示意图1转向油罐 2转向液压泵3溢流阀4流量控制阀5单向阀6转向控制阀7机械转向器8转向动力缸4.2.4 液压转向加力装置转向控制阀的选择转向控制阀分为滑阀式和转阀式。现在，国产轿车基本上都采用转阀式动力转向器。而滑阀式动力转向器多用于重型载货汽车，故本设计采用滑阀式动力转向器。阀体左右移动来控制油液流量的转向控制阀，称为滑阀式转向控制阀，如图4-3所示。当阀体1处于中间位置时，其两个凸棱边与阀套环槽形成四条缝隙。中间的两个缝隙分别与动力缸两腔的油道相通，而两边的两个缝隙与回油道相通。当阀体向右移动很小的一个距离时，右凸棱将右外侧的缝隙堵住，左凸棱将中间的左缝隙堵住，则来自液压泵的高压油经通道5和中间的右缝隙流入通道4，继而进入动力缸的一个腔；而动力缸和另一个腔的低压油被活塞推出，经由通道6和左凸棱外侧的缝隙流回储油罐。 a ) b )图43 滑阀式转向控制阀的结构和工作原理a)常流式滑阀 b）常压式滑阀1阀体 2阀套 3壳体 4、6通动力缸左、右腔的通道 5通液压泵输出管路的通道4.3 动力缸的设计计算根据转向器，动力缸有两种布置方法。整体式的动力缸活塞与转向器均布置在同一个由QT400-18或KTH350-10制造的转向器壳体内,活塞与齿条制成一体。在动力缸的计算中需确定其缸径、活塞行程s、活塞杆直径d以及缸筒壁厚t。4.3.1 刚径尺寸Dc的计算动力缸的缸径尺寸Dc可由作用于活塞齿条上的力的平衡条件来确定： （41）式中 由转向车轮的转向阻力矩所确定的作用于齿扇上的圆周力； 活塞与缸筒间的摩擦力；由转向盘切向力所引起的作用在活塞上的轴向力；高压油液对活塞的推力。其中 （42） （43） （44） （45）式中 （1）转向车轮的转向阻力矩； f 为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7；G1为转向轴负荷（N），取75000N；p为轮胎气压（MPa）,取p=0.81Mpa。 所以 （2）齿扇的啮合半径； m是齿扇模数，z是齿扇全齿齿数。查表取m=6 ; z=15 所以=45(mm)(3) 转向传动机构的力传动比；取（4）转向传动机构的效率；=（0.850.9）；取=0.85（5）活塞与缸筒间的摩擦系数；取（6）齿扇的啮合角；查表取=27（7）转向盘上的切向力；= 为转向摇臂；为转向节臂；为转向盘直径；为转向器角传动比；为转向器正效率。（8）转向盘的半径；= =250mm（9）转向螺杆直径；查表取=34mm(10) 转向螺杆螺旋滚道的导程角；（11）换算摩擦角；（12）动力缸缸径；（13）动力缸内的油液压力。一般6.010.0MPa , 最高16.518.0MPa;取8MPa 。将式（41）与式（42）（43）（44）（45）联立，经过整理即可求得： （46）将以上参数带入方程（46）解得 103.6mm 。查表取标准值104mm4.3.2 活塞行程s的计算当动力缸与转向器一体时，活塞行程s可由摇臂轴转至最大转角时齿扇转过的节圆弧长来球得，即 （47）式中摇臂轴由中间位置转至极限位置时的转角;齿扇的节圆半径。 活塞移至有活塞杆一端的极限位置时，与缸体端面间还应有的间隙以利活塞杆的导向，另一端也应有10 mm的间隙以免与缸盖碰撞。4.3.3 动力缸缸筒壁厚t的计算根据缸体在横断平面内的拉伸强度条件（见式48）和在轴向平面内的拉伸强度条件（见式49）进行， （48） （49） 为缸体材料的屈服点。缸体采用球墨铸铁QT50005，抗拉强度为500MPa ,屈服点为350MPa 。n 为安全系数，通常取n=3.55 ，这里取n=5将两式联立解得： ，查表取标准值 t = 10 mm4.4 分配阀的参数选择与设计计算4.4.1 预开隙预开隙如图（4-4）所示，为滑阀处于中间位置时分配阀内各环形油路沿滑阀轴向的开启量，也是为使分配阀内某油路关闭所需的滑阀最小移动量。值过小会使油液常流时局部阻力过大；值过大则转向盘需转过一个大的角度才能使动力缸工作，转向灵敏度低。一般要求转向盘转角 5时滑阀就移动的距离。整体式动力转向系分配阀的预开隙为 （410）P为转向螺杆的螺距，取11mm ；为相应的转向盘转角。值通常约在0.150.5mm范围内，所以取值合理。图44 滑阀的总移动量e和预开隙4.4.2 滑阀总移动量 滑阀总移动量过大时，会使转向盘停止转动后滑阀回到中间位置的行程长，致使转向车轮停止偏转的时刻也相应“滞后”，从而使灵敏度降低；如值过小，则使密封长度过小导致密封不严，这就容易产生油液泄漏致使进、回油路不能完全隔断而使工作油液压力降低和流量减少。通常，当滑阀总移动量为时，转向盘允许转动的角度约为20左右。据此可参照式（411），并取 =20来计算值。 半分之式动力转向系的滑阀总移动量为 mm （411）4.4.3 局部压力降当汽车直行时，滑阀处于中间位置，油液流经滑阀后再回到邮箱。油液流经滑阀时产生的局部压力降为 （412）式中 为油液密度；为局部阻力系数；v为油液的流速。的允许值=MPa 。4.4.4 油液流速的允许值v将的允许值带入上式（412）可得油液流速的允许值为v= （413）4.4.5 滑阀直径d （414）为溢流阀限制下的油液最大排量，L/min，一般为发动机怠速时油泵排量的1.5倍。油泵采用双作用YB型叶片泵，最大压力14MPa ;排量16；最高转速3200r/min ;控制流量30L/min 。所以将油液流速的允许值v= 带入式（414），可求得d=36.341.85mm，取d=3.9cm4.4.6 滑阀在中间位置时的油液流速v （415） 484.7cm 4.85满足v=4.4.7 分配阀的泄漏量 （416）为滑阀与阀体间的径向间隙，cm ，一般=0.00050.00125 cm ，计算时取最大间隙0.00125cm 。 为油液的动力粘度。选择矿油型抗磨液压油，运动粘度79，选择9；油液密度，取900。所以所以=0.027小于溢流阀限制下最大排量的5%10%，满足要求。4.5 回位弹簧的预紧力和反作用阀直径的确定与分配阀的反作用力矩相平衡的转向盘力矩为 （417）式中z反作用阀的对数，在现有车上z=14回位弹簧预紧力；反作用阀直径；c一个回位弹簧的刚度,c=122；反作用阀的行程,6mm；转向螺杆直径，通常取其平均值，=34mm；转向螺杆螺旋滚道的导程角，=8；换算摩擦角，=0.5。回位弹簧预紧力的选择条件为：动力转向开始起作用时作用在转向盘上的切向力应达到预定值。根据不同的车型，它的取值范围为=20100N，取=80N当动力转向开始起作用时，=0及p=0，代入式（417）就可求得回位弹簧的预紧力为 （418）由式（417）可知，加在转向盘上的切向力Fh与作用于动力缸活塞上的液压p成比例关系，而p又与转向车轮的转向阻力矩有关，由此就保证了使司机有“路感”。反作用阀直径的选择是根据在动力缸的最大液压下作用于转向盘上的切向力不应超过的条件，并按式(417)来计算的.即 （419）动力缸内液压的最大值，=8MPa；转向盘半径，=250mm；所以=14.03mm，取=14mm4.6 油泵排量与油罐容积的确定转向油泵的排量应保证转向动力缸能比无动力转向时以更高的转速使汽车转向轮转向，否则动力转向反而会形成快速转向的辅加阻力。油泵排量要达到这一要求。必须满足如下的不等式: （420）Q油泵的计算排量；油泵的容积效率，计算时一般取=0.750.85，取0.8；漏泻系数，=0.050.10；动力缸缸径；动力缸活塞移动速度，其中转向盘转动的最大可能频率，计算时对轿车去=1.51.7；对货车取=0.51.2，取1.0，则动力转向系的油泵排量Q可表达为 （421）4.7 液压动力转向的工作特性汽车液压动力转向系的工作特性可用其特性曲线见图4-5表达。 图4-5 某汽车液压动力转向的工作特性曲线图1，2-分别为有和无转向加力时的转向盘力矩；3-动力缸内液压p的变化；4-动力转向工作的有效性指标E图4-5描述的是某汽车液压动力转向的工作特性曲线。曲线（2）表示无助力转向时作用在转向盘上的力矩与转向车轮的转向阻力矩成正比；而带有助力转向装置时则在a点以前助力不工作，转向盘上的切向力与成正比；在a点转向助力器开始作用；此后在转向盘上在一定范围内提高，且是为了驾驶员更有的“路感”。在b点助力转向有可能失效，这时假设持续客服转向阻力矩则要求驾驶员迅速加力于转向盘_l_的切向力 (曲线1)。相应于作用在转向盘上的切向力的变化特性，动力转向工作的有效性指标E也在变化，开始时E=1.0，然后迅速升高，最后由于加力作用受到限制而下落(曲线4)。动力缸内的液压p也是随着转向阻力矩的增大而增大(曲线3)。5 转向传动机构设计 转向传动机构是由转向摇臂至左、右转向车轮之间用来传递力及运动的转向杆、臂系统。为了是将转向器输出端的转向摇臀的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不向轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。转向器在汽车上应这样安置：首先应使转向摇臂下端与纵拉杆铰接的球头中心在转向过程中是在平行于汽车纵向平面的平面内移动(图5-1）中为了清楚地表明杆、臂间的连接关系，已将该球心所在乎面移至该图平面上)；其次，为了使转向纵拉杆与纵置钢板弹簧协调运动以避免转向车轮的摆振，如图5-2所示，转向摇臂下端的球头中心B应尽量与转向节臂与纵拉杆铰接球头中心的摆动中心重合。图5-1与非独立悬架转向轮匹配是转向系简图图5-2 转向纵拉杆与纵置钢板弹簧的运动协调分析参 考 文 献1 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，20012 李京生.中国汽车零配件大全M.北京：机械工业出版社，2000.3 王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，2007.4 石美玉.转向系统M.北京：化学工业出版社，2005.5 孙志礼.机械设计M.沈阳：东北大学出版社，2000 6 陈家瑞.汽车构造M.北京：人民交通出版社，2005.7 吴基安，吴洋.汽车电子新技术M.北京：电子工业出版社，2006.8 余志生.汽车理论M.北京，机械工业出版社，2007.9 李建秋.汽车电子教程M.北京，清华大学出版社，2006.10 孙恒.机械原理M.北京：高等教育出版社，2006.11 徐灏.机械设计手册M.北京：机械工业出版社，1992. 谢辞通过此次设计，我从中学到了很多知识，也发现了自己存在的不足，知识是无边的，学无止境。在设计过程中有疑问有迷惑。本次设计几乎运用了我们所学的全部机械课程，内容涉及到机械设计、材料力学、液压传动、机械制图等知识，以及一些生产实际方面的知识。在陈老师的悉心指导下，知识面变得宽广了许多，开拓了自己的思维，提高了动手能力，特别是与实际相关的东西，怎么满足操作人员的需要和要求，怎样一步步改进。通过设计我的专业知识更加坚实。毕业设计意味着大学四年即将结束，总结大学生活，收获许多，最重要的是丰富了我们的思维，提高了我们的见识。整个过程重复着发现问题、解决问题，提出假设、验证关系，一步一步把问题找到答案。印象最深的一次是为了计算回位弹簧那节时，真个晚上一直在计算，不知不觉已经深夜。 回味大学四年，感慨万千，想起一起玩耍的兄弟们即将分离，心里不是滋味，有欢乐，有辛酸，有汗水。最后我们一起走完大学生活，虽然个自为生，但我们始终记得我们在车辆工程的日子。 2014年 4 月 9 日