乘用車轉向液壓助力系統(tǒng)設計及分析【包含CAD圖紙】

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工作中期檢查表 系 機械設計制造及其自動化 專業(yè) 機械制造 班級 姓 名 學 號 指導教師 指導教師職稱 題目名稱 乘用車轉向液壓助力系統(tǒng)設計及分析 題目來源 科研 企業(yè) E 其它 課題名稱 題目性質 E 工程設計 E 理論研究 科學實驗 軟件開發(fā) 綜合應用 其它 資料情況 1、選題是否有變化 有 E 否 2、設計任務書 E 有 否 3、文獻綜述是否完成 E 完成 未完成 4、外文翻譯 完成 E 未完成 由 學 生 填 寫 目前研究設計到何階段、進度狀況： 1. 完成了轉向系統(tǒng)方案的分析及確定 2. 轉向器，分配閥的分析及確定 3. 完成了轉向小齒輪的設計 4. 完成了液壓缸設計 5. 完成了儲油罐工程圖 由 老 師 填 寫 工作進度預測（按照任務書中時間計劃） 提前完成 按計劃完成 拖后完成 無法完成 工作態(tài)度（學生對畢業(yè)論文的認真程度、紀律及出勤情況）： 認真 較認真 一般 不認真 質量評價（學生前期已完成的工作的質量情況） 優(yōu) 良 中 差 存在的問題與建議： 指導教師（簽名）： 年 月 日 建議檢查結果： 通過 限期整改 緩答辯 系意見： 簽名： 年 月 日 注：1、該表由指導教師和學生填寫。 2、此表作為附件裝入畢業(yè)設計（論文）資料袋存檔。 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論 文 題 目： 乘用車轉向液壓助力系統(tǒng)設計及分析 學號：2007964307 姓名：高龍 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 指 導 教 師： 朱石沙 教授 系主任： 周友行 教授 一、主要內容及基本要求： 1.認識汽車轉向系統(tǒng)的組成、功能；設計轉向動力缸；設計轉向小齒輪；認識轉閥的工作原理；認識汽車轉向油管結構原理；設計一款用于1.5排量汽車的液壓助力轉向系統(tǒng)。 2. 液壓缸，轉閥儲油罐和轉閥設計圖紙各一份 2.外文翻譯一篇，不少于2000單詞， 3.設計說明書一份。 二、重點研究的問題 轉向小齒輪，轉向液壓缸的設計分析 三、進度安排 序號 各階段完成的內容 完成時間 1 相關資料與文獻查閱 3月1 日——3月24日 2 機械結構設計，即小齒輪設計 3月24日——4月10日 3 液壓系統(tǒng)的功能原理設計 4月10日——4月25日 4 液壓系統(tǒng)閥體確定和液壓缸設計 4月26日——5月15日 5 儲油罐設計 5月15日——5月25日 6 設計說明書整理 5月26日——5月30日 四、應收集的資料及主要參考文獻 1． 姜繼海：液壓傳動（第四版），哈爾濱工業(yè)大學出版社，2006年； 2． 劉鴻文：材料力學（第4版），高等教育出版社，2003年； 3． 濮良貴：機械設計（第八版），高等教育出版社，2006年； 4． 周良德：現代工程圖學， 湖南科學技術出版社，2000年； 5． 張利平、鄧鐘明：液壓系統(tǒng)氣壓系統(tǒng)設計手冊，機械工業(yè)出 6．吳宗澤，羅圣國：機械設計課程設計守則（第3版），高等教育出版社，2006年 7．周恩濤，徐學新：液壓系統(tǒng)設計原器件選型守則，機械工業(yè)出版社2007年 8．臧克江：液壓缸，化學工業(yè)出版社，2009年 9．趙月靜，寧辰校：液壓實用回路360例，化學工業(yè)出版社，2008年 10.成大先：機械設計手冊，第四版第四卷，化學工業(yè)出版社，2002年 11.黃迷梅：液壓氣動密封與泄漏防治，機械工業(yè)出版社，2003年 論文 題 目： 專 業(yè)： 學 號： 姓 名： 指導教師： 完成日期： 題 目： 乘用車轉向液壓助力系統(tǒng)設計及分析 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 姓 名： 指導教師： 完成日期： 2011年5月30日 開題報告 題 目 乘用車轉向液壓助力系統(tǒng)設計及分析 姓 名 學號 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班級 二班 指導教師 職稱 教授 填寫時間 2011年3 月 20 日 2011年3月  說 明 1．根據《畢業(yè)設計(論文)工作管理規(guī)定》，學生必須撰寫《畢業(yè)設計（論文）開題報告》，由指導教師簽署意見，系主任批準后實施。 2．開題報告是畢業(yè)設計（論文）答辯委員會對學生答辯資格審查的依據材料之一。學生應當在畢業(yè)設計（論文）工作前期內完成，開題報告不合格者不得參加答辯。 3．畢業(yè)設計(論文)開題報告各項內容要實事求是，逐條認真填寫。其中的文字表達要明確、嚴謹，語言通順，外來語要同時用原文和中文表達。第一次出現縮寫詞，須注出全稱。 4．本報告中，由學生本人撰寫的對課題和研究工作的分析及描述，應不少于2000字。 5．開題報告檢查原則上在第2～4周完成，各系完成畢業(yè)設計開題檢查后，應寫一份開題情況總結報告。 6. 填寫說明： (1) 課題性質：可填寫A．工程設計；B．論文；C. 工程技術研究；E.其它。 (2) 課題來源：可填寫A．自然科學基金與部、省、市級以上科研課題；B．企、事業(yè)單位委托課題；C．校級基金課題；D．自擬課題。 (3) 除自擬課題外，其它課題必須要填寫課題的名稱。 (4) 參考文獻不能少于10篇。 (5) 填寫內容的字體大小為小四，表格所留空不夠可增頁。 開題報告 學生姓名 學 號 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師 職 稱 所在系 工程系 課題來源 導師擬定 課題性質 工程設計 課題名稱 乘用車轉向液壓助力系統(tǒng)的設計及分析 一、選題的依據、課題的意義及國內外基本研究情況 課題的依據及意義 ： 汽車助力轉向系統(tǒng)是汽車的關鍵部件，汽車的安全性和舒適性由其直接體現，其性能的優(yōu)良直接影響人們的一起評價的好壞，隨著人們對汽車的中和要求越來越高以及國內技術的欠缺，建立想干產業(yè)基地，加大研發(fā)投入意識亟待解決的問題。 （1）通過學習乘用車轉向液壓系統(tǒng)設計，了解撐握一般液壓系統(tǒng)的設計方法，設計思路，液壓系統(tǒng)中的計算，液壓元件的結構。培養(yǎng)正確分析、解決問題的能力。 （2）綜合運用液壓傳動課程以及相關的課程知識和生產實踐去對此次液壓系統(tǒng)設計的問題進行分析和解決。同時，進一步加深鞏固已學知識。 （3）通過計算和繪圖，學會和運用標準，規(guī)范和手冊，培養(yǎng)初步設計液壓系統(tǒng)的技能。 （4）進一步了解液壓件的制造工藝，學習掌握計算機的操作，CAD繪圖以及各種機械設計及制造的綜合知識。 國內外基本研究情況： 液壓助力轉向系統(tǒng)是在齒輪齒條機械轉向系統(tǒng)基礎上開發(fā)的，20世紀50年代末沙基諾發(fā)明了轉發(fā)式液壓動力轉向，及控制中的閥芯以旋轉的形式來控制油路，對比之前的滑閥已有很大改進，于是大量運用各種車輛上。伴隨著工業(yè)經濟的發(fā)展，人們對汽車轉向系統(tǒng)安全性，舒適性提出了更高的要求，現在大多采用電控液壓助力轉向系統(tǒng)，但主體功能部分仍為液壓系統(tǒng)，1988年日本鈴木公司開始應用，之后，國際各大汽車零部件公司都以此此立項為研發(fā)重點，都取得了技術突破得以大量生產，已經遙遙領先國內相關研究。 二、研究內容、預計達到的目標、關鍵理論和技術、技術指標、完成課題的方案和主要措施 二、研究內容、預計達到的目標、關鍵理論和技術、技術指標、完成課題的方案和主要措施 （一）研究的主要內容 本課題研究基于轉閥式齒輪齒條液壓動力轉向系統(tǒng)，對其進行閥體及動力缸的設計分析，對整個系統(tǒng)進行結構分析設計。 1， 對系統(tǒng)油路進行結構分析，做有效的改進。 2， 對閥體進行設計分析。 3， 對小齒輪進行設計 4， 根據系統(tǒng)相關條件對動力缸進行設計。 5， 儲油罐設計 （二）課題的研究目標 作出相關重要部件工程圖包括動力缸，閥體，油缸，小齒輪 （三）關鍵理論技術，指標 1．汽車最大轉向力矩在原地轉向時，助力系統(tǒng)必須滿足此時的轉向輕便型要求，原地轉向阻力力矩Tw= μ/3 √(G^3/P), G=M/N(其中u為摩擦因數，一般取u=0.7；軸向載荷G；輪胎標準氣壓P=0.8Mpa;汽車總質量M；軸數N)。但是這是經驗公式，為安全起見，取安全系數S=1.52，則轉向力矩T’=Tw*S. 2.有推薦值轉向盤操縱力不大于Fh=30~50N,但在10N以下就很輕便，故方向盤上轉力矩Th=Fh*Dh/2(Dh為轉向盤直徑)。故最大助力轉矩Tmax=T’-Th 3．可得齒條上的最大作用力F=Tmax/rg(rg為小齒輪半徑)。 4．根據液壓泵的壓力標準系列，初步選定需要的的最高工作壓力Pmax，計算出助力缸活塞實際作用面積S=F/Pmax, S=π/4 (D^2-d^2 )(其中D為助力缸內徑，d為活塞桿直徑)。原后根據現有的系列標準進一步確定。 5．對于油泵，一般要求當油泵輸出量最大時，滿足方向盤不低于1r/s，小汽車最大取1.5，國內普遍用1.25r/s計算。 活塞速度V=2n*1.25 d_1/2(d1為小齒輪直徑) 6．轉向器所需流量一般有動力缸活塞有效作用面積和最大轉向速度決定，近似為動力缸容積隨時間變化的函數加上動力裝置及轉向器內的泄流量Q2(一般為0.9L/min) 當然也可以由容積效率求取。 理論流量等于活塞速度 乘以有效作用面積Q0=V*60*S *〖10〗^(-6) ，則泵實際流量Q1=1.52Q0+Q2. 7．需要的液壓功率P_y=QI*Pmax 輸入扭矩T1=(Pmax*q)/(2n*η_m ) (η_m泵與電機之間的機械效率，一般取0.91) 8，查閱相關文獻：①方向盤作用力不大于30~50N。液壓油密度0.9g/ mm^3 ②主要參數：滿載前軸負荷870kg.，轉盤直徑0.38m,最高壓力11.0MPa,齒條最大負荷6500N，排量1.5cm^3/r. （四）完成課題方案及措施嚴格按照時間分配執(zhí)行 三、主要特色及工作進度 主要特色：以工程機械設計為藍本液壓缸采用雙作用雙桿式，提高穩(wěn)定性與可靠性。 進度：（1）設計準備及前期工作 （開題報告） 3月1 日——3月24日 查閱相關文獻：①方向盤作用力不大于30~50N。液壓油密度0.9g/ mm3 ②主要參數：滿載前軸負荷870kg.，轉盤直徑0.38m,最高壓力11.0MPa,齒條最大負荷6500N，排量1.5cm3/r,前輪型號205/60R15. （2）機械結構設計，即小齒輪設計并完成工程圖 3月24日——4月10日 （3）液壓系統(tǒng)的功能原理設計 4月10日——4月25日 壓力系統(tǒng)詳細的結構對比分析工作壓力的確定，電動機功率確定。 （4）液壓系統(tǒng)閥體確定和液壓缸設計 4月26日——5月15日 1。分配閥閥體選型確定 分配閥考慮兩種方案，一種是閥與閥體以旋轉運動來控制油路的為轉閥式，另一種是閥與閥體以軸向移動方式控制油路的為滑閥。 對滑閥，轉閥進行詳細的的結構，功能分析，繪制所選工程圖（轉閥） 2．液壓缸參數確定（中期檢查） ①了解用途和動作要求，了解工作條件，確定最大行程，運動速度或時間，安裝空間所要求的外形尺寸。 ②對液壓缸受力分析確定結構形式（雙作用雙桿結構） ③根據工作負載重力，摩擦力和慣性力確定確定行程各階段上 負載變化規(guī)律的參數。 ④由負載和工作壓力確定活塞直徑和活塞桿直徑及缸筒內外徑校核各部分工作材料許用應力 ⑤選擇缸蓋結構形式并計算厚度強度 ⑥審定全部設計資料，進行補充 ⑦選擇密封結構，設計緩沖排氣和防塵裝置 ⑧繪制工程圖 （5）儲油罐設計 5月15日——5月25日 （6）整理編寫設計計算說明書 5月26日——5月30日 （7）答辯與資料歸檔 6月 1日——6月10日 四、主要參考文獻（按作者、文章名、刊物名、刊期及頁碼列出） 1． 姜繼海：液壓傳動（第四版），哈爾濱工業(yè)大學出版社，2006年； 2． 劉鴻文：材料力學（第4版），高等教育出版社，2003年； 3． 濮良貴：機械設計（第八版），高等教育出版社，2006年； 4． 周良德：現代工程圖學， 湖南科學技術出版社，2000年； 5． 張利平、鄧鐘明：液壓系統(tǒng)氣壓系統(tǒng)設計手冊，機械工業(yè)出 6．吳宗澤，羅圣國：機械設計課程設計守則（第3版），高等教育出版社，2006年； 7．周恩濤，徐學新：液壓系統(tǒng)設計原器件選型守則，機械工業(yè)出版社2007年； 8．臧克江：液壓缸，化學工業(yè)出版社，2009年； 9．趙月靜，寧辰校：液壓實用回路360例，化學工業(yè)出版社，2008年； 10.成大先：機械設計手冊，第四版第四卷，化學工業(yè)出版社，2002年； 11.黃迷梅：液壓氣動密封與泄漏防治，機械工業(yè)出版社，2003年。 指導教師 意 見 指導教師簽名： 年 月 日 系意見 系主任簽名： 年 月 日 院意見 教學院長簽名： 年 月 日 目錄 摘要 1 Abstract 2 第一章 汽車動力轉向系的類型和發(fā)展 3 1.1國內外汽車轉向器的概述 3 1.2轉向系統(tǒng)的類型及發(fā)展 4 第二章 液壓助力轉向系統(tǒng)方案分析 8 2.1常用轉向液壓系統(tǒng)工作原理 8 2.2系統(tǒng)設計工作原理 8 第三章 轉向器 11 3.1轉向器方案分析 11 3.2轉向小齒輪的設計 11 第四章 分配閥 14 4.1分配閥方案分析 14 4.2轉閥工作原理 14 4.3 工程圖見附圖3 16 第五章 液壓缸的設計和計算 17 5.1 缸筒的內徑D的計算 17 5.2 活塞桿的直徑d 18 5.3 液壓缸工作行程的確定 19 5.4 活塞的設計 19 5.5 導向套的設計 19 5.6 端蓋的設計 19 5.7 缸筒壁厚的計算 19 5.8 液壓缸油口直徑計算 20 5.9 工程圖見附圖4 20 第六章 儲油罐的結構設計 21 6.1轉向油管結構原理： 21 6.2工程圖見附圖5 21 第七章 其液壓部件設計 22 7.1 液壓泵的設計 22 7.2電動機的選擇 22 7.3管道尺寸確定 22 參考文獻 24 附錄：外文文獻及翻譯 25  摘要 汽車動力轉向系統(tǒng)是汽車駕駛的一個重要部件。汽車的安全性和舒適性均由其直接體現，其性能的優(yōu)良直接影響人們對汽車好壞的評價，人們對汽車的操控性和舒適性及安全性的要求越來越高。液壓動力轉向系統(tǒng)在吃方面顯示出了極大的優(yōu)越性。 為了降低駕駛員的勞動強度，提高轉向的靈活性和平穩(wěn)性，增加系統(tǒng)安全性，現代轎車多采用轉閥式齒輪齒條液壓動力轉向系統(tǒng)。本文就此類轉向系統(tǒng)進行了設計并做了必要的分析，主要做了以下工作： 論文首先介紹了汽車助力系統(tǒng)國內外基本狀況，類型及其發(fā)展，提出了此次設計要求所用的轉向系統(tǒng)的選擇并進行了分析。緊接著對液壓系統(tǒng)方案進行了分析，對比通用轉向液壓系統(tǒng)方案，改進得出自己的轉向液壓系統(tǒng)結構，對其做出了詳盡的分析。以此為基礎分別對轉向器進行方案分析和詳細設計，對轉閥進行結構設計，液壓動力缸進行詳細設計，儲油罐進行結構設計，液壓油管，油泵和電機進行參數計算和選型。各結構模塊化獨立設計，相互配套。 關鍵詞：乘用車，液壓助力轉向系統(tǒng)，液壓缸，轉閥，齒輪齒條轉向器，儲油罐  Abstract Automobile power steering system is an important component driving. Vehicle safety and comfort are the direct manifestation of the excellent performance of the car directly affect people's evaluation of good or bad, people handling and vehicle comfort and safety have become increasingly demanding. Hydraulic power steering system shown in eating great advantage. In order to reduce the driver's labor intensity and improve the flexibility and smooth steering, and increase system security, modern cars use more rack and pinion rotary valve-type hydraulic power steering system. In this paper, such a steering system was designed and made the necessary analysis, mainly to do the following work: Paper first introduces the basic situation of domestic and foreign automotive power systems, types and their development, the design put forward by the choice of steering system used and analyzed. Then the hydraulic system analysis program, compared to general-purpose hydraulic steering system program to improve the steering hydraulic system to draw its own structure, its made a detailed analysis. Respectively as the basis for program analysis and detailed steering design, structural design of the rotary valve, hydraulic power cylinder for the detailed design, structural design of storage tanks, hydraulic tubing, pump and motor parameter calculation and selection. The modular structure of independent design, support each other. Key words: passenger cars, hydraulic power steering system, hydraulic cylinder, rotary valve, rack and pinion steering, oil tank  第一章 汽車動力轉向系的類型和發(fā)展 1.1國內外汽車轉向器的概述 國外對轉向器的生產己實現了汽車工業(yè)代表著一個國家制造業(yè)的發(fā)展水平， 世界經濟大國的經濟發(fā)展無一不與汽車工業(yè)有著極為密切的關系川.當代世界上 的最新技術與發(fā)展，首先在汽車上或汽車工業(yè)中得到推廣應用.汽車的轉向系統(tǒng)是一套專門用來改變和恢復汽車行駛方向的專門機構，是汽車穩(wěn)定，安全行駛的基本保證，駕駛者通過它來感知和操縱汽車。如何設計汽車的轉向系統(tǒng)，使汽車能按駕駛員的意志而進行轉向行駛，如何運用最新的測試手段和方法好轉向系統(tǒng)的性能分析和評價，始終是各汽車廠家和科研機構的重要課題. 傳統(tǒng)的汽車轉向系統(tǒng)是機械轉向系統(tǒng)，它以駕駛員的體力作為轉向能源，由 轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部分組成。在20世紀SO年代，在將 二戰(zhàn)期間的裝甲車和重型貨車上的基于機械轉向系統(tǒng)變化的動力轉向器改進使 用在重型汽車和高級小客車上，并很快研制出重量輕、結構緊湊、自行潤滑的動 力轉向器.據了解在全世界范圍內，生產出來的汽車，循環(huán)球式轉向器占45% 左右，有繼續(xù)發(fā)展之勢;齒條齒輪式轉向器占40%左右;蝸桿滾輪式轉向器占10% 左右;其它型式的轉向器占5%.可見循環(huán)球式轉向器在穩(wěn)步發(fā)展，齒條齒輪式在 小客車上也有很大發(fā)展. 動力轉向器一般由機械轉向系統(tǒng)上再加上一套轉向加力裝置，從而減輕駕駛 員操縱汽車轉向手力.提供輔助力的有液壓和電動機兩種形式，即使在同一類車 上，也有同時使用液壓式和電動式的。傳統(tǒng)的轉向器也由于與新的加力裝置結合 在一起而進化為動力轉向器。汽車轉向器的研發(fā)也多在安全性，機動性，節(jié)能性 以及新的控制方式等方面展開.現代小型汽車多數采用了液壓動力轉向器，它除 具有操作輕便、轉向靈敏、安全可靠等性能以外，對小型汽車還具有噪聲低、污 染小、運行平穩(wěn)等優(yōu)點. 現今液壓動力轉向器(HPS)是以內燃機作為動力的汽車動力轉向器的主流。 而隨著高級轎車在性能上對轉向器提出了更高的要求，助力可調，路感可調、環(huán) 保、耗能低、維護方便，國外80年代開始研發(fā)出電動式動力轉向器(EPS )，并 在越來越多的轎車和輕型車輛上成功使用.電動式動力轉向器優(yōu)于普通的動力轉向器，在助力可調方面具體表現為在不同車速下可通過轉向器的電子控制單元自動調節(jié)轉向盤的操作力.在低速行駛或車輛就位時，駕駛員只需用較小的操作力就能靈活進行轉向;而在高速行駛時，則自動控制，使操作力逐漸增大，實現了穩(wěn)定操縱。在能耗上，裝有電動轉向系統(tǒng)的車輛和裝有液壓助力轉向系統(tǒng)的車輛對比實驗表明，在不轉向情況下、裝有電動轉向系統(tǒng)的車輛燃油消耗降低2.5%;在使用轉向情況下，燃油消耗降低了 5.5%。雖然這種轉向器具有很多優(yōu)點，在目前的技術水準下仍然存在某些不足之處，例如助力較小等等;因此，目前液壓式動力轉向器仍然占據著很大的市場份額，其性能也在不斷地提高。還有一種新型的動力轉向器一電液式動力轉向器，結合電動式和液壓式動力轉向器兩者的優(yōu)點，這種動力轉向器具有良好的性能，但是由于其結構復雜，目前在普通車輛上仍然應用較少.當然電動動力轉向器是未來的發(fā)展趨勢。隨著電技術和控制理論的發(fā)展，一些研究人員做出大膽假設，將轉向盤與轉向車輪通過控制信號連接，就可以利用轉向系統(tǒng)的變增益特性補償整車轉向特性的變化，從而降低駕駛員的操縱負擔，改善人一車閉環(huán)系統(tǒng)性能.這種全新的轉向控制系統(tǒng)就是線控轉向系統(tǒng)。 我國的轉向器生產，除早期投產的解放牌汽車用蝸桿滾輪式轉向器，東風汽 車用蝸桿銷式轉向器之外，其它大部分車型都采用循環(huán)球式結構，并都具有一定 的生產經驗.目前解放、東風也都在積極發(fā)展循環(huán)球式轉向器，并已在第二代換 型車上普遍采用了循環(huán)球式轉向器。而中日合作的一氣光洋也大量生產轎車上使 用的齒輪齒條式的動力轉向器.國內的電動式的轉向器還多處于研發(fā)階段。 從發(fā)展趨勢上看，國外整體式轉向器發(fā)展較快，而整體式轉向器中轉閥結構 是目前發(fā)展的方向.由于動力轉向器還是新的結構，各國的生產廠家都正在組織 力量，大力開展試驗研究工作，提高使用性能、減小總成體積、降低生產成本、 保證產品質量穩(wěn)定，以便逐步推廣和普及.本論文將以轉閥式齒輪齒條液壓動力轉向器為研究對象。 專業(yè)化生產，同時以專業(yè)廠為主、大力進行試驗和研究，大大提高了產品的 產量和質量.其中日本的NSK公司的循環(huán)球式轉向器就以成本低、質量好、產 量大，逐步占領日本市場，并向全世界銷售它的產品。德國的ZF公司也作為一 個大型轉向器專業(yè)廠著稱于世，其年產量為200多萬臺。還有一些比較大的轉向 器生產廠，如美國的德爾福公司;英國BURM-AN公司都是比較有名的專業(yè)廠家，都有很大的產量和銷售面。專業(yè)化生產已成為一種趨勢，只有走這條道路，才能使產品質量高、產量大、成本低，在市場上有競爭力. 1.2轉向系統(tǒng)的類型及發(fā)展 1.2.1機械轉向系 機械轉向系以駕駛員的體力作為轉向能源，其中所有傳力件都是機械的。機械轉向系由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部分組成。 1-轉向盤；2-轉向器；3轉向萬向節(jié)；4-轉向傳動軸；5-轉向器；6-轉向搖臂；7-轉向直拉桿；8-轉向節(jié)臂；9左轉向節(jié)；10,12-梯形臂；11-轉向橫拉桿；13-右轉向節(jié) 圖1-1機械轉向系示意圖 圖1-1所示為機械轉向系哦組成和布置示意圖。當汽車轉向時，駕駛員對轉向盤1施加一個轉向力矩。該力矩通過轉向軸2、轉向萬向節(jié)3和轉向傳動軸4輸入轉向器5。經轉向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉向搖臂6，再經過轉向直拉桿7傳給固定于左轉向節(jié)9上的轉向節(jié)臂8，使左轉向節(jié)和它所支承的左轉向輪偏轉。為使右轉向節(jié)13及其支承的右轉向輪隨之偏轉相應角度，還設置7轉向梯形。轉向梯形由固定在左、右轉向節(jié)上的梯形臂10、12和兩端與梯形臂作球鉸鏈連接的轉向橫拉桿n組成。 從轉向盤到轉向傳動軸這一系列部件和零件，均屬于轉向操縱機構。由轉向搖臂至轉向梯形這一系列部件和零件（不含轉向節(jié)），均屬于轉向傳動機構。 目前，許多國內外生產的新車型在轉向操縱機構中采用了萬向傳動裝置（轉向萬向節(jié)和轉向傳動軸）。這有助于轉向盤和轉向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當改變轉向萬向傳動裝置的幾何參數，便可滿足各種變型車的總布置要求。幾時在轉向盤與轉向器同軸線的情況下，其間也可采用萬向傳動裝置，以補償由于部件在車上的安裝誤差和安裝集體（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實際上的不重合。 轉向盤在駕駛室安放的位置與各國交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道左側還是右側通行有關。包括我國在內的大多數國家規(guī)定車輛右側通行，相應地應將轉向盤安置在駕駛室左側。這樣，駕駛員的左方視野較廣闊，有利于兩車安全交會。相反，在一些規(guī)定車輛靠左側通行的國家和地區(qū)使用的汽車上，轉向盤則應安置在駕駛室右側。 1.2.2動力轉向系 動力轉向系是兼用駕駛員體力和發(fā)動機動力為轉向能源的轉向系。在正常情況下，汽車轉向所需的能量，只有一小部分由駕駛員提供，而大部分是由發(fā)動機通過動力轉向裝置提供的。但在動力轉向裝置失效時，一般還應當能由駕駛員獨立承擔汽車轉向任務。因此，動力轉向系是在機械轉向系的基礎上加設一套動力轉向裝置而形成的。 對最大總質量在12t以上的大型汽車而言，一旦動力轉向裝置失效，駕駛員通過機械傳動系加于轉向節(jié)的力遠不足以使轉向輪偏轉而實現轉向。故這種汽車的動力轉向裝置應當特別可靠。 圖1-2動力轉向系示意圖 圖1-2為一種液壓動力轉向系的組成和液壓動力轉向裝置的管路布置示意圖。其中屬于動力轉向裝置的部件是：轉向油罐、轉向油泵、轉向控制閥和轉向動力缸。當駕駛員逆時針轉動轉向盤（左轉向）時，轉向搖臂帶動轉向直拉桿前移。直拉桿的拉力作用于轉向節(jié)臂，并依次傳到梯形臂和轉向橫拉桿，使之右移。與此同時，轉向直拉桿還帶動轉向控制閥中的滑閥，是轉向動力缸的右腔接通液面壓力為零的轉向油罐。轉向油泵的高壓油進入轉向動力缸的左腔，于是轉向動力缸的活塞上受到向右的液壓作用力便經推拉桿施加在轉向橫拉桿上，也使之右移。這樣，駕駛員施于轉向盤上很小的轉向力矩，便可克服地面作用于轉向輪上的轉向阻力矩。 液壓動力轉向系 汽車轉向一直存在著“輕”與“靈”的矛盾。盡管，人們采用了變速比轉向器等手段，但始終不能從根本上解決這一矛盾。在20世紀50年代初出現了液壓動力轉向技術，比較好的緩解了“輕”與“靈”的矛盾，符合人們對轉向輕便性更高的要求，在保證其他性能的條件下，能大大降低轉向盤上的手里，特別是原地轉向時轉向盤上的手力。于是又了液壓動力與電動助力兩類轉向系，這里研究液壓動力轉向系。 液壓動力轉向首先是在大型車輛上得到發(fā)展的，隨著當時汽車裝載質量的增加，在轉向過程中所需克服的前輪轉向阻力矩也隨之增加，從而要求加大作用在轉向盤上的轉向力，使駕駛員感到“轉向沉重”。當前軸負荷增加到某一數值后，靠人力轉動轉向輪就很吃力。為使駕駛員操縱輕便和提高車輛的機動性，最有效的方法就是在汽車轉向系中加裝轉向助力裝置，借助于汽車發(fā)動機的動力驅動油泵、空氣壓縮機和發(fā)電機等，以液力、氣力或電力增大駕駛員操縱前輪轉向的例句。使駕駛員可以輕便靈活地操縱汽車轉向，減輕了勞動強度，提高了行駛安全性。液壓動力轉向系統(tǒng)除了傳統(tǒng)的機械轉向器以外，尚需增加控制閥、動力缸、油泵、油罐和管路等。轎車對動力轉向的要求與重型車輛不完全相同。比如大型車輛對動力轉向系統(tǒng)的要求較低，轎車則對噪聲要求很高，轎車還要求裝用的轉向器系統(tǒng)結構要更簡單、尺寸更小、成本更低等。但是重型車輛動力轉向技術的發(fā)展無疑為轎車動力轉向技術奠定了基礎。 開始階段液壓動力轉向的控制閥采用滑閥式，即控制閥中的閥芯以軸向移動來控制油路?；y式控制閥結構簡單，生產工藝性好，操縱方便，宜于布置，使用性能較好。但是滑閥靈敏度不夠高，后來逐漸被轉閥代替。 20世紀50年代末沙基諾發(fā)明了轉閥式液壓動力轉向，即控制閥中的閥芯以旋轉運動來控制油路。與滑閥相比，轉閥的靈敏度高、密封件少、結構比較先進。雖然由于轉向閥利用扭桿彈簧來使閥回位，結構較復雜，特別是對扭桿的材質和熱處理工藝要求較高。但是其性能相對于滑閥有很大改進，達到令人滿意的程度，并且在齒輪齒條式轉向器中布置轉閥比較容易，目前在轎車及大部分重型汽車上的液壓動力轉向采用的均是轉閥式控制閥。 在大型汽車上裝備液壓動力轉向系統(tǒng)有如下優(yōu)點： （1）減少駕駛員的疲勞強度。動力轉向可以減小作用在轉向 盤上的力，提高轉向輕便性。 （2）提高轉向靈敏度?？梢员容^自由地根據操縱穩(wěn)定性要求選擇轉向器傳動比，不會受到轉向力的制約。允許轉向車輪承受更大的負荷，不會引起轉向沉重問題。 （3）衰減道路沖擊，提高行駛安全性。液壓系統(tǒng)的阻尼作用可以衰減道路不平度對轉向盤的沖擊；另一方面，當汽車高速行駛時，如果發(fā)生爆胎，將導致汽車轉向盤難以把握，應用動力轉向可以使駕駛員較容易把握轉向盤。 同時液壓動力轉向系統(tǒng)也有不足： (1)選定參數完成設計之后，助力特性就確定了，不能進行調節(jié)與控制。因此協(xié)調輕便型與路感的關系困難。低速轉向力小時，高速行駛時轉向力往往過輕、“路感差”，甚至感覺汽車發(fā)“飄”，從而影響操縱穩(wěn)定性；而按高速性能要求設計轉向系統(tǒng)時，低速時轉向力往往過大。 (2)即使在不轉向時，油泵也一直運轉，增加了能量消耗。 (3)存在滲油與維護問題，提高了保修成本，泄漏的液壓油會對環(huán)境造成污染。 (4)低溫工作性能較差。 隨著人們對汽車經濟型、環(huán)保、安全性的日益重視以及大型汽車技術的發(fā)展，人們開始對液壓動力轉向存在的不足進行改進，開發(fā)出一些新型液壓動力轉向技術。這種技術上的改進主要圍繞（1）、（2）點的不足。對第（1）點不足的主要改進措施是將車速引入動力轉向系統(tǒng)，得到車速感應型助力特性，發(fā)展了兩種車速感應型液壓動力轉向系統(tǒng)。一種是機械式，通過與調速器及變速器相連的泵來控制油壓閥，現在已經很少采用；另一種是電子控制式，通過傳感器由EUC控制閥操作，現在用得比較多。對第（2）點不足，主要通過開發(fā)節(jié)能泵、提高系統(tǒng)的效率以及電控液壓動力轉向系統(tǒng)來加以改進。 第二章 液壓助力轉向系統(tǒng)方案分析 2.1常用轉向液壓系統(tǒng)工作原理 汽車直線行駛時，方向盤保持不動，轉向器分配閥5處于中位常開，液壓泵卸載，液壓油直接回儲油罐。轉向時，駕駛員轉動方向盤，分配閥工作，壓力油子液壓泵出來，經液壓控制集成元件，經轉向分配閥5，進入轉向缸6，由液壓缸推動轉向輪轉向（如圖2-1） 1、3．過濾器 2．液壓泵 4．液壓控制集成元件 5．轉向器分配閥 6．轉向缸 7．單向閥 8．油箱 圖2-1：常用轉向液壓系統(tǒng)工作原理 2.2系統(tǒng)設計工作原理 該系統(tǒng)在原通用轉向液壓系統(tǒng)基礎上合理加設液控背壓閥，帶單向閥的節(jié)流閥，開式減壓閥，中位為“H”型的液控三位四通換向閥。當分配閥工作時，背壓閥控制支路系統(tǒng)產生背壓，操作液控換向閥，式液壓缸工作。帶單向閥的節(jié)流閥控制液控背壓閥進出控制口流量。開始減壓閥使系統(tǒng)壓力隨轉向橋負荷上升當高于低壓轉向器額定工作壓力時，使支路壓力保持恒定，保證轉向器壓力不超過工作壓力。三位四通換向閥起轉向分配閥的作用，控制方向與轉向器分配閥一致。 （1） 汽車直線行駛時，轉向器分配法在中位，轉向液壓系統(tǒng)無負載。此時，液體經過開式減壓閥5直接進入轉向分配閥8后全部回油箱1，原因是：一是轉向器分配閥8的中位為“H”型，四個接口相連通，系統(tǒng)無建壓；二是開始減壓閥在系統(tǒng)無壓狀態(tài)無減壓作用，支路無節(jié)流。液控背壓閥7，液控換向閥8和液壓缸處于非工作狀態(tài)。 （2） 汽車左轉向時。方向盤左轉，轉向器分配閥8工作位置移到“平行”位置，壓力油接通到液控換向閥9“平行”位置方向控制控制口，支路成封閉回路，迅速建壓到液控換向閥9的閥芯開啟壓力，推動閥芯，使液控換向閥9的工作位置移到“平行”位置。支路繼續(xù)升壓至液控背壓閥7開啟壓力，壓力油經液控背壓閥7，經過液控換向閥9進入液壓缸10。同時，壓力油經過單向節(jié)流閥6進入液控背壓閥7有桿腔，在保證液控換向閥9的閥芯徹底移到換向位置前提下，緩緩推動錐閥芯至最大開度，消除液壓油經過液控背壓閥7時的壓力損失，并防止系統(tǒng)在高壓狀態(tài)下發(fā)熱升溫。執(zhí)行系統(tǒng)壓力隨轉向橋的負載升壓，當壓力超過減壓閥設定值時，減壓閥開始工作，保證轉向分配閥壓力恒定，不超載，大大提高了專項其可靠性。 （3） 汽車右轉向時。方向盤右轉動，轉向器分配閥8工作位置移到“交叉”位置，壓力油接通到液控換向閥9“交叉”位置方向控制控制口，支路成封閉回路，迅速建壓到液控換向閥9的閥芯開啟壓力，推動閥芯，使液控換向閥9的工作位置移到“交叉”位置。其他元件液體工作特性與左轉完全相同。左右轉向轉換過程的關鍵特性：汽車在左右轉向轉換過程中轉向器分配閥9閥芯回到中位位置后，又移到任意一邊的瞬間，液控單向閥3閥芯在回位彈簧和單向節(jié)流閥6的作用下迅速釋放油液并關閉，使支路建壓，迅速控制液控換向閥工作。 1.儲油罐 2.液壓泵 3.單向閥 4.儲能器 5。液控減壓閥 6.單向節(jié)流閥 7.液控背壓閥 8.轉閥 9.液控換向閥 10.液壓缸 2-2系統(tǒng)設計工作原理 第三章 轉向器 3.1轉向器方案分析 根據轉向器說用傳動副的不同，轉向器有多種。常見的有循環(huán)球式球面蝸桿渦輪式，蝸桿曲柄銷式和齒輪齒條式，決定了其效率特性及對角傳動比變化特性的要求。選用哪種效率的轉向器應由汽車用途決定。經常行駛在好的路面上的轎車和市內用客車，可以采用正效率較高的，可逆程度大的轉向器。 循環(huán)球式轉向器以鋼球的滾動摩擦代替轉向螺桿和螺母間的滑動摩擦，操作輕便，傳動效率高，結構較為復雜，一般用于高檔轎車和大型工程車輛。 蝸桿曲柄銷式轉向器角傳動比的變化特性和嚙合間隙特性變化受限制，不適合工作條件。 齒輪齒條式轉向器的結構簡單，制造容易，成本低，正，逆效率都高，在大傳動比和裝有減震裝置的前提下能很好的滿足工作要求。 終上所述，本次設計選用齒輪齒條式轉向器。 3.2轉向小齒輪的設計 已知：齒輪齒數8，齒條齒數20，長度200mm. 1， 選擇材料，熱處理方式及許用應力計算 （1）選擇材料及熱處理方式 小齒輪 材料：16Mn Cr5 熱處理方式：滲碳淬火。齒面硬度56—62HRC 齒條 材料：45號鋼 熱處理方式：表面淬火。齒面硬度56HHRC （2）確定許用應力 接觸疲勞強度σH=σHlimZNSHmin 彎曲疲勞強度σF=σFlimYSTYNSFmin a． 確定SHmin和SFmin σHlim1=1500MPa σHlim1=1300MPa σFlim1=425MPa σFlim2=375MPa b.計算應力循環(huán)次數N，確定壽命系數ZN和YN N=60ant=60*1*15*10*8*300=2.16*107 ZN=1.32 YN=1 c.計算許用應力 取SHmin=1，SFmin=1.4 σH1=σHlim1ZNSHmin=1980MPa σH2=σHlim2ZNSHmin=1716MPa 取應力修正系數YST=2 σF1=σFlim1YSTYNSFmin=607.14MPa σF2=σFlim2YSTYNSFmin=535.7MPa 1. 初選齒輪的基本參數和主要尺寸 （1） 選擇齒輪類型 由工作條件，選用斜齒圓柱齒輪和齒條傳動方案 （2） 選擇齒輪傳動精度等級 取精度等級為7級。 （3） 初選參數 安全系數Kt =1.4，螺旋角 β=14°，齒寬系數 ?d=0.8，齒數z=8, 重合度系數Yε=0.7， 螺旋角影響系數Yβ=0.89 當量齒數ZV=Z/cos3β=8.76 齒形系數 YFS=5.6 (4)初步計算模數mnt 轉矩T1=Fh*L梯=35*160=5600N.mm 閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強度設計 mnt=32KtT1cos2βYεYβYFS ?dzσF 代入數據得1.140 (5)計算載荷系數 K=KAKVKFαKFβ=1.25*1.1*1.2*1.2=1.98 (6)修正法向模量 mn= mnt3K Kt=1.28mm 圓整為標準值取mn=2.5mm 2. 確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸 （1） 分度圓直徑 d=mnZ/cos β=20.49mm （2） 齒頂圓直徑 da=d+2ha=d+2mn(han*+xn)=25.49mm （3） 齒根圓直徑 df=d-2hf=d-2mn(han*+cn-*xn)=14.24mm （4） 齒輪齒寬 b=?d*d=16.392,圓整為17mm。 則齒輪齒寬B=b+10=27mm （5） 校核齒面接觸疲勞強度 σH=ZHZEZεZβ2KT1bd2*μ+iμ 查得 區(qū)域系數ZH=2.45, 材料的彈性影響系數 ZE=189.8MPa, Zε=0.8 ， Zβ=cosβ=0.985 計算得σH=941.55MPa<σH2 ， 故齒面接觸疲勞強度滿足要求。  第四章 分配閥 4.1分配閥方案分析 查閱相關文獻知道分配閥有兩種結構方案：分配閥中的閥與閥體以軸向移動方式來控制油路的稱為滑閥式，一旋轉運動方式來控制油路的稱為轉閥式。 滑閥式分配閥結構簡單，生產工藝性好，易于布置，適用性好，曾經廣泛使用。 轉閥式與滑閥式比較，靈敏度更高，密封件少而且結構先進，這滿足了現在汽車的高速度與高安全性的要求。故本次設計采用轉閥式。 4.2轉閥工作原理 回轉式轉向控制閥安裝在轉向器的上端，如下圖所示，控制閥的主要機件與齒輪輸出軸11同軸，輸入軸2的上端通過花鍵與轉向中間軸的下“十”字軸萬向節(jié)軸相連?？刂崎y的進油口8通過管路與轉向油泵的出油口相連，出油口9通過管路與儲油罐相同。轉向控制閥主要由閥體，轉閥，輸入軸組件，調整螺塞組建，軸承，密封件組成。 在圖中，控制閥閥體滑裝在殼體上部的孔中，在其外圓柱面上有3道較寬深的環(huán)槽和4道較淺窄的環(huán)槽。寬深的環(huán)槽是環(huán)形油槽，其底部均開有均勻的4個油孔，中間環(huán)形油槽與進油口8連通，其底部的4個油孔較大，是進油通道。兩側V—環(huán)形油槽的底部也有均布的4個直徑較小的油孔，是出油通道，左側V—環(huán)形油槽通過殼體內設的油道16與動力缸左腔室相通，右側V—環(huán)形油槽通過殼體內設的油道16與動力缸右腔室相通，淺窄的環(huán)槽是用于安裝密封圈組件的，4個密封圈組建18分別裝載4個環(huán)槽中，從而將3個寬深的環(huán)形油槽分隔開來。閥體的內表面制有8條與兩端不慣通的縱向切槽，如圖，從而形成分別相間分布的8道縱槽和8道槽肩，它們與轉向外表面相應縱槽和槽肩配合形成油液流通的間隙通道。在閥體的下部20裝有鎖銷15，它與斜齒輪輸出軸11相卡，20和11不能相互轉動 轉閥（與輸出軸一體）2的外圓柱與閥體20的內孔滑動配合，間隙很小，配合精度很高，與閥體形成組件，不可單獨更換，它的外圓柱面上開有與閥體內孔表面上對應的8條布貫通的縱槽，并形成8道槽肩（如圖）。轉閥2上端與扭桿1之間裝有定位銷3，保證扭桿3與輸出軸2（轉閥）同步轉動。轉閥2與扭桿之間有很大的間隙，用以流通回油的軸油。 輸入軸2，扭桿1和鎖定銷3組成輸入軸組件，輸入軸2為空心管形軸件，其上端外表面制有三角細花鍵，與轉向中間軸下端的“十”字軸萬向節(jié)相連。扭桿1具有較好的扭轉彈性，扭桿穿過輸出軸2中心孔，并用鎖定銷3與輸入軸固定，扭桿上部與輸入軸間有密封圈4密封，扭桿1的下端通過三角細花鍵與銅套12固連。銅套與斜齒輪輸出軸過盈配合。扭桿1，銅套13，斜齒輪輸出軸10，鎖定銷15，閥體20聯(lián)成一體，可實現同步轉動。 鎖緊裝置10擰在轉向器殼體底部的螺紋底座孔中，輸入軸組件的上部通過深溝球軸承19支撐在殼體中心內孔，輸出軸組件通過深溝球軸承14支承在殼體中心孔內，從而使輸入，輸出軸組件實現了徑向定位，輸出軸11與鎖緊裝置10之間有密封圈組件112，輸入軸2與殼體9之間有密封圈組件5，以防泄露。 當汽車直線行駛時，駕駛員未轉動方向盤，此時轉閥+處于如圖2—3所示的中間位置。；來自轉向油泵出油口的高壓油從轉向器的進油口進入到閥體和轉閥之間。由于轉閥處于中間位置，所以油液就分別通過閥體和轉閥縱槽，槽肩形成的間隙流入閥體內表面兩側的縱槽中，然后通過其槽底的油孔進入閥體外圓柱面的下油環(huán)槽（圖中即左槽）和上油環(huán)槽（左槽）。下油環(huán)槽的油液通過殼體中的油道16與液控換向閥左控制口相連，工作后使液壓油轉向動力缸左腔室相通，上有環(huán)槽的油液通過殼體中的油道17與液控換向閥右控制端相連通，工作后使液壓油與轉向動力缸右腔室相通，這樣液控換向閥左右控制端口壓力相等，不工作，液壓缸也不工作。此時，齒條一活塞既沒有受到斜齒輪輸出軸11所產生的軸向移動力，所以齒條—活塞也處于中間位置，轉向助力器不起作用。流入到閥體內表面縱槽中的油液又經過閥體，轉閥槽肩之間形成的間隙，流入轉閥縱槽底面油孔中，再流入轉閥2與扭桿1之間的空隙，最后經轉閥上部通孔流入殼體上的油口9，流回轉向油泵儲油罐，從而形成常流式的油液循環(huán)。 圖：2-3轉閥結構及閥芯剖面圖 1.扭桿 2轉閥 3鎖定銷 4密封圈 5密封圈組件 6.密封圈 7.出油口 8.進油口 9.殼體 10.鎖緊裝置 11.斜齒輪輸出軸 12.密封組件 13.銅套 14深溝球軸承 15.卡鍵 16.通左液壓缸 17.通右液壓桿 18.密封圈 19.深溝球軸承 20.閥體 此時，轉發(fā)處于中間位置，儲油罐，轉向油泵，流量轉閥等組成供能裝置，輸出的油液流入轉閥進油口進入閥腔。由于轉閥處于中間位置，所有的液壓油流過轉閥，經回油管流回儲油罐。由于這時幾乎不能產生油壓，動力缸活塞兩端壓力相等，故沒有轉向助力產生，轉向動力缸不工作。 汽車左轉向時。開始轉動轉向盤，在這種情況下，起初轉動方向盤的力矩不足以克服轉向阻力使斜齒輪輸出軸轉動，這樣閥體20也不轉動，作用在輸出軸2上的轉向力矩使扭桿產生扭轉變形，從而轉閥相對閥體逆時針轉過一定角度。此時，輸入軸在扭桿的作用下有向左轉動的趨勢，扭桿底部和輸出軸，閥體，鎖定銷15相連有同步轉動的趨勢。于是，轉閥幾乎關閉了通向液控換向閥右控制端口的壓力油通道，開大了通向液控換向閥左控制端口的通道，這樣就使得壓力油經閥體，中間環(huán)槽，油孔，轉閥縱槽，進入閥體左糟，然后經過油孔進入油道16聯(lián)通到液控換向閥左端，液控換向閥左邊的壓力上升，閥芯向右移動；與此同時，由于轉閥相對閥體的逆時針轉動，打開了液控換向閥右端與轉閥回油孔之間的通道，這樣液控換向閥右端的油液經油道17，閥體右槽，油孔，轉閥縱槽，油孔回到扭桿與轉閥之間的間隙，經油孔，通道9流回儲油罐，與此同時液控換向閥回油口與液壓缸右腔相連通，液壓缸右腔的壓力下降。液壓缸活塞桿右移，齒條右移，轉向助力效果明顯。 當駕駛員停止轉動后，在慣性力的作用下斜齒輪不可能立馬停止轉動，閥閥體將相對閥芯逆時針轉動，使其相對位置又回到中位狀態(tài)，液壓缸左右腔壓力恢復平衡，轉向動作停止。 汽車右轉向時。轉閥的工作與左轉相似，只是由于轉向方向相反，閥體與轉閥的相對位置及油液流通方向與左轉彎時相反， 轉向軸連同閥芯被順時針轉動時，因為齒條受到來自路面?zhèn)鱽淼霓D向阻力，轉向動力缸活塞和轉向齒條暫時都不能運動，所以轉向齒輪暫時也不能隨轉向軸轉動。這樣，由轉向軸傳到轉向齒輪的轉矩只能使扭桿產生少量的變形，使轉向軸相對轉向齒輪轉過不大的角度，從而轉閥控制換向閥使動力缸左 腔成為高壓的進油腔，左側則成為低壓的回油腔。作用在動力缸活塞上的向左的液壓作用力幫助轉向齒輪迫使轉向齒條開始左移，轉向齒輪開始向右偏轉。同時轉向齒輪本身也開始與轉向軸同時轉動。只要轉向盤繼續(xù)轉動，扭桿的變形便一直保持不變，轉發(fā)所處的右轉向位置也不變。一旦轉盤停止轉動，轉向動力缸還將暫時繼續(xù)工作，導致轉向輪繼續(xù)轉動，使扭桿的扭轉變形減小，直到扭桿恢復到自由狀態(tài)，轉閥恢復到中間位置，轉向動力缸停止工作為止。此時，轉向盤停在末一位置上面不動，則車輪轉角也就保持一定。若轉向盤繼續(xù)轉動，則轉向動力缸繼續(xù)工作。轉向盤轉動時，根據轉閥扭桿的扭轉量提供相應的油壓輔助力。 當液壓阻力系統(tǒng)失去作用時，動力轉向器將變成機械轉向器。此時傳動轉向盤，帶動轉向軸，轉向中間軸，扭桿，扭桿通過和轉向齒輪的銷聯(lián)接，帶動轉向的齒條移動，從而保證汽車轉向。 4.3 工程圖見附圖3 第五章 液壓缸的設計和計算 查閱文獻得： ①方向盤作用力不大于30~50N。液壓油密度0.9g/ mm3 ②主要參數：滿載前軸負荷870kg.， 轉盤直徑0.38m, 最高壓力11.0MPa, 齒條最大負荷6500N， 排量1.5cm3/r. 轉向器線角傳動比53 梯形臂長度160mm 最大流量6.0L/min ③．汽車最大轉向力矩在原地轉向時，助力系統(tǒng)必須滿足此時的轉向輕便型要求，原地轉向阻力力矩 Tw= μ3G3P, 而 G=MN(其中u為摩擦因數，一般取u=0.7；軸向載荷G；輪胎標準氣壓P=0.8Mpa;汽車總質量M；軸數N)。 但是這是經驗公式，為安全起見，取安全系數S=1.5~2.0，則轉向力矩，此時轉向所需轉矩 Th=Twi*S （其中i為線角傳動比） ④有推薦值轉向盤操縱力不大于Fh=30~50N,但在10N以下就很輕便，故方向盤上轉力矩 Th0=Fh*Dh2 (Dh為轉向盤直徑) ⑤故最大助力轉矩 Tmax=Th-Th0(忽略其他阻力) 5.1 缸筒的內徑D的計算 經過計算得：最大助力轉矩Tmax=5805.88N*m，液壓缸推力36279.15N 根據載荷力的大小和選定的系統(tǒng)壓力來計算液壓缸內徑D計算公式為： 式中 D---液壓缸內徑（m） F---液壓缸推力（KN） P---選定的工作壓力（MPa） 根據求出的已知數據代人上式得: D=0.064834m 根據表3—1標準圓整取得: D=80mm 5.2 活塞桿的直徑d 5.2.1活塞桿直徑計算 根據速度比的要求來計算活塞桿的直徑d 式中 d---活塞桿直徑（m） D---液壓缸直徑（m） ---速度比 液壓缸的往復運動速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25和1.15等幾種。根據下表選取速度比。 和P的關系 工作壓力p/MPa ≦10 12.5～20 ≧20 速度比 1.33 1.46；2 2 由于工作壓力p=11MPa，故選取速度比=1.46。 按公式代入數據，求得 d=44.905mm 根據表3—2標準圓整d=45mm 5.2.2活塞桿校核 在齒條部位是活塞桿的相對脆弱點，由以上計算數據可得全齒高為11.25mm,齒寬17mm，有幾何關系得出此時的活塞桿截面積為1.213*10-3m2 截面受到的應力σ=FA=36279.151.213*10-3=29.91MPa<σ 所以所選符合設計要求。 5.3 液壓缸工作行程的確定 前內輪轉角38.83度，前外輪轉角31.67度。于是由幾何關系可得行程 S=125..69mm，查表3-8取S=125mm 5.4 活塞的設計 厚度 B=（0.6—1.0）D，即取50mm 5.5 導向套的設計 最小導向長度的確定： H>L20 +D2 式中，L為最大工作行程cm,D為缸筒內徑cm. 導向套滑動面長度： A=（0.6~1.0）D 計算確定：H=50mm，A=50mm 5.6 端蓋的設計 端蓋的形式多種多樣，這里采用常用的法蘭式結構 令A=Pσ，則 在此處鍵入公式。 h=ADdH-dmDe-d-2db 式中 D——缸筒內徑 dH——螺釘孔圓周直徑 dm——作用力圓周直徑 db ——螺釘孔直徑 d——活塞桿孔直徑 De——端蓋外徑 P——工作壓力 σ——材料許用應力 計算的端蓋厚度h=10mm 5.7 缸筒壁厚的計算 缸筒材料：45號鋼 抗拉強度 σb=610Mpa 安全系數查為 n=8 許用應力 σ=σbn 按薄壁計算壁厚 t=pD2σ 式中 : p為壓力，D為液壓缸缸徑 計算的: t=5.7705mm，取t=8mmm 5.8 液壓缸油口直徑計算 液壓缸油口直徑應根據活塞最高運動速度v和油口最高液流速度而定 式中 ---液壓缸油口直徑（m） D---液壓缸內徑（m） v---液壓缸最大輸出速度（m/min） ---油口液流速度（m/s） 已知： D=0.080,V/Vo=1.46； 按公式代入數據，求得 =12.567mm，按標準圓整為=14mm ； 5.9 工程圖見附圖4 第六章 儲油罐的結構設計 查閱相關文獻知:額定流量16L/min 油罐有效容量1.5L 過濾精度20μm 閥芯安全開啟壓力0.1~0.18MPa 工作溫度-40~100C 基本尺寸a*b*c為140mm*109mm*104mm 濾芯外徑78mm 濾芯內徑48mm 濾芯高度79mm 中心螺栓直徑12mm 中心接頭直徑22mm 彈簧中徑25mm 簧絲直徑2mm 彈簧節(jié)距7mm 彈簧自由高度38mm 6.1轉向油管結構原理： 濾芯的上端通過彈簧座內的密封圈密封，下端通過固定在進油接頭上的組合密封圈密封，油液從轉向器回油管流入油罐進油接頭，經徑向的四個孔，穿過濾紙噴在網板上部，油液速度減慢，混合在液體中的小雜質沉入油罐底部，同時少量的氣體分離出來，經過D2，D3孔排出到大氣，有效的防止油液乳化。當濾芯阻塞，通過濾芯的壓力降大于1.1MPa時，濾芯克服彈簧的預壓力向上移動，濾芯下端離開組合密封墊，此時進油接頭的壓力油沖刷粘附在濾芯內壁上的雜質，混合了雜質的油液通過濾芯下蓋內孔與進油接頭形成四個扇區(qū)通道噴向網板，油液中顆粒較大的鐵屑，沙粒等被保存在網板上，其余雜質通過小孔和網板周圍的空隙沉淀在出油接頭高位進油口形成的7毫米深的雜質沉淀空間。出油接頭的進油口徑收縮并從濾芯切線方向稀有，有效防止出油接頭進油口形成漩渦吸入油罐底部鐵屑，沙子等雜質。 6.2工程圖見附圖5  第七章 其液壓部件設計 7.1 液壓泵的設計 1，確定液壓泵的最大工作壓力Pp： Pp=A(Pmax+?p) 式中：A為儲備系數數，在本系統(tǒng)中取1.2；?p為從液壓泵出口到液壓缸入口之間總的管路損失，由于管路簡單，流速不大，故取?p為0.3MPa. 根據公式計算，Pp=13.56MPa 2，已知最大流量為6.0L/min，于是由以上數據選擇液壓泵型號為CB-FA外嚙合齒輪泵。 7.2電動機的選擇 1，液壓泵的驅動功率Pb=Ppqvpηp 式中：qvp為液壓泵流量；ηp為液壓泵總效率，取ηp=0。85 2,電機功率Pd: Pd=KPbη 式中：Pb為額定工況下軸的功率；η是泵傳動裝置效率，一般泵是采用直聯(lián)傳動的η取1.0；K為原動機功率裕量系數，取K=2.0。 計算得電機功率Pd為191.43W。 7.3管道尺寸確定 常用的液壓管件有鋼管和橡膠管。 1， 油管內徑計算： d=4qvπv 式中：qv為通過管道內的流量，v為管內允許流速，液壓泵吸油管道取V=1;液壓系統(tǒng)壓油管道取V=6;液壓系統(tǒng)回油管道取V=2. 2， 管道壁厚的計算： δ=Pd2σ 式中：P為最高工作壓力；d為管道內徑；σ為材料許用應力。 而在實際的情況下，通常按與其連接的元件的進出油口直徑來選取，油管直徑可以大于或等于管口直徑。 a, 吸油管和回油管的壓力較低或為零，選用一般膠管即可，為了保證回油通暢，減小回油阻力同時考慮到回油量比較大，可將管徑取大一些，回油管通徑為15，管頭連接螺紋M22*2.0 b, 壓油管接頭由液壓缸油口直徑得為10mm，螺紋連接M14*1.5。  參考文獻 1． 姜繼海：液壓傳動（第四版），哈爾濱工業(yè)大學出版社，2006年； 2． 劉鴻文：材料力學（第4版），高等教育出版社，2003年； 3． 濮良貴：機械設計（第八版），高等教育出版社，2006年； 4． 周良德：現代工程圖學， 湖南科學技術出版社，2000年； 5． 張利平，鄧鐘明：液壓系統(tǒng)氣壓系統(tǒng)設計手冊，機械工業(yè)出 6．吳宗澤，羅圣國：機械設計課程設計守則（第3版），高等教育出版社，2006年； 7．周恩濤，徐學新：液壓系統(tǒng)設計原器件選型守則，機械工業(yè)出版社2007年； 8．臧克江：液壓缸，化學工業(yè)出版社，2009年； 9．趙月靜，寧辰校：液壓實用回路360例，化學工業(yè)出版社，2008年； 10.成大先：機械設計手冊，第四版第四卷，化學工業(yè)出版社，2002年； 11.黃迷梅：液壓氣動密封與泄漏防治，機械工業(yè)出版社，2003年。  附錄：外文文獻及翻譯 Discrete-time fuzzy sliding mode control for a vehicle suspension system featuring an electrorheological fluid damper Abstract This paper presents real-time control characteristics of an electrorheological (ER) suspension system via a fuzzy sliding mode control algorithm which is formulated in a discrete-time manner by considering the sampling rate of an electronic control unit for a vehicle system. A quarter-vehicle system consisting of sprung mass, spring, tire and a cylindrical ER damper (shock absorber) is constructed for the real-time control. After deriving the governing equation of motion of the proposed system, a discrete-time control model with system uncertainties is formulated. A stable sliding surface is then designed and followed by the formulation of the discrete-time sliding mode controller which consists of a discontinuous part and an equivalent part. In the controller formulation, the fuzzy control algorithm is also adopted to enhance system robustness to the mass variation and reaching time to the sliding surface. The controller is then experimentally realized for the manufactured quarter-vehicle ER suspension system. Control performances such as vertical acceleration are evaluated under various road conditions and presented in both time and frequency domains. (Some figures in this article are in colour only in the electronic version) 1. Introduction Recently, research work on vibration suppression of a vehicle system using semi-active suspension has been significantly increased. Though the passive suspension system featuring conventional oil damper provides design simplicity and cost effectiveness, performance limitations are inevitable due to the uncontrollable damping force. On the other hand, the active suspension system can provide high control performance in a wide frequency range. However, the active suspension requires high power consumption and many sensors and actuators, such as servo-valves. Consequently, one way to resolve these problems is to adopt the semi-active suspension system. The semi-active suspension system off