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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 0 畢業(yè)設計論文 輕型載貨汽車轉向橋設計 學 生 姓 名 楊 永 佳 專 業(yè) 汽 車 設 計 與 制 造 班 級 1093211 學 號 1109321113 指 導 教 師 宋 立 偉 車 輛 工 程 系 二 一 三 年 十 月 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 0 載重汽車轉向橋設計 摘 要 本設計為載重汽車的轉向橋 此轉向橋需要適應不同路況 不同速度下的穩(wěn)定行駛 因此對前橋的要求也越來越高 在汽車設計 制造 因此應該本著既能有足夠的承載能 力 又能實現(xiàn)耐用經濟的思想進行方案的選擇 為了降低生產成本 又在結構上滿足要 求的情況下應盡量簡單 通過設計 1 保證有足夠的強度 以保證可靠的承受車輪與車架之間的作用力 2 保證有足夠的剛度 以使車輪定位參數(shù)不變 3 保證轉向輪有正確的定位角度 以使轉向輪運動穩(wěn)定 操縱輕便并減輕輪胎的磨損 4 轉向橋的質量應盡可能小 以 減少非簧上質量 提高汽車行駛平順性 通過分析工作原理設計轉向節(jié) 前軸 主銷等零件的尺寸 使各個零部件的強度滿 足校核 并運用 caxa 等繪圖軟件繪制裝配圖和零件圖 關鍵詞 轉向橋 定位參數(shù) 轉向節(jié) 前軸 主銷 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 1 The design of the truck steering axle Abstract This design is Steering Axle for heavy trucks The design is need to adapt to different road and under different speeds so the stability of front axle higher requirements In car design manufacture and should be based on both have enough carrying capacity and can achieve durable economic thoughts options in order to reduce the production cost and meets the requirements in the structure of situations should as far as possible simple By design 1 To ensure adequate strength in order to ensure affordable and reliable force between wheel and frame By design 1 To ensure adequate strength in order to ensure affordable and reliable force between wheel and frame 2 Ensure adequate rigidity in order to change the wheel alignment parameters 3 To ensure the correct positioning of steering wheel angle to make the steering wheel movement and stability manipulating light and reduce tire wear 4 The steering axle of quality should be as small as possible to reduce the non sprung mass improve vehicle ride comfort Works by analyzing the design of steering knuckle front axle kingpin and other parts of the size so that the strength of the various components to meet the check and use other mapping software caxa assembly drawing and parts are drawing Key words steering axle positional parameters knuckle front axle kingpin 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 0 目錄 摘 要 1 1 汽車轉向橋的概況 3 1 1 汽車轉向橋目前狀況 3 1 1 1 汽車前橋的分類 3 1 1 2 前橋各參數(shù)對汽車穩(wěn)定性的作用與影響 3 1 2 從動橋的結構形式 7 1 2 1 從動橋總體結構 7 1 2 2 載重汽車從動橋 8 1 2 3 載重汽車從動橋 9 1 2 4 設計意義 9 2 轉向橋的設計結構參數(shù) 10 2 1 結構參數(shù)選擇 10 2 2 從動橋總體結構選擇 10 2 3 確定前橋具體結構型式 10 3 前軸設計 11 3 1 前軸強度計算 11 3 1 1 前軸受力分析簡圖 11 3 1 2 前軸載荷的計算 分三種工況分析 12 3 2 前軸彎矩及扭矩計算 13 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 1 3 2 1 前軸斷面分析圖 14 3 2 2 各個斷面彎扭矩計算 分三種工況分析 15 3 3 斷面系數(shù)計算 21 3 4 應力計算 23 3 5 前軸材料的許用應力 23 4 轉向節(jié)設計 23 4 1 截面系數(shù)計算 24 4 2 彎矩計算 24 4 3 應力計算 24 4 4 轉向節(jié)的材料 許用應力及強度校核 25 5 主銷設計 25 5 1 在汽車工況下計算 26 5 2 在汽車側滑下計算 27 6 轉向傳動機構設計 28 6 1 推力軸承和止推墊片計算 28 6 2 桿件設計結果 30 7 經濟技術分析 31 7 1 我國汽車車橋行業(yè)發(fā)展歷程 31 7 2 國內汽車車橋產量和市場容量分析 31 7 3 汽車車橋業(yè)發(fā)展特征及問題透視 31 7 4 車橋產品結構解析 轉向橋經濟性分析 31 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 2 7 5 提高轉向橋經濟性 32 8 結 論 33 致 謝 34 參 考 文 獻 35 附 錄 36 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 3 第 1 章汽車轉向橋的概況 1 1 汽車轉向橋目前狀況 1 1 1 汽車前橋的分類 從動橋即非驅動橋 又稱從動車橋 它通過懸架與車架 或承載式車身 相 聯(lián) 兩側安裝著從動車輪 用以在車架 或承載式車身 與車輪之間傳遞鉛垂力 縱向力和橫向力 從動橋還要承受和傳遞制動力矩 根據(jù)從動車輪能否轉向 從動橋分為轉向橋與非轉向橋 一般汽車多以前 橋為轉向橋 為提高操縱穩(wěn)定性和機動性 有些轎車采用全四輪轉向 多軸汽 車除前輪轉向外 根據(jù)對機動性的要求 有時采用兩根以上的轉向橋直至全輪 轉向 一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅動的布置形式 故其前橋為轉向從動 橋 轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅動 越野汽車均為全輪驅動 故它們的前橋 既是轉向橋又是驅動橋 稱為轉向驅動橋 從動橋按與其匹配的懸架結構的不同 也可分為非斷開式與斷開式兩種 與非獨立懸架相匹配的非斷開式從動橋是一根支承于左 右從動車輪上的剛性 整體橫梁 當又是轉向橋時 則其兩端經轉向主銷與轉向節(jié)相聯(lián) 斷開式從動 橋與獨立懸架相匹配 非斷開式轉向從動橋主要由前梁 轉向節(jié)及轉向主銷組成 轉向節(jié)利用主 銷與前梁鉸接并經一對輪轂軸承支承著車輪的輪轂 以達到車輪轉向的目的 在左轉向節(jié)的上耳處安裝著轉向節(jié)臂 后者與轉向直拉桿相連 而在轉向節(jié)的 下耳處則裝著與轉向橫拉桿相連接的轉向梯形臂 有的將轉向節(jié)臂與梯形臂連 成一體并安裝在轉向節(jié)的下耳處以簡化結構 轉向節(jié)的銷孔內壓入帶有潤滑油 槽的青銅襯套以減小磨損 為使轉向輕便 在轉向節(jié)上耳與前梁拳部之間裝有 調整墊片以調整其間隙 帶有螺紋的楔形鎖銷將主銷固定在前梁拳部的孔內 使之不能轉動 1 1 2 前橋各參數(shù)對汽車穩(wěn)定性的作用與影響 為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性 轉向輕便性及汽車轉向后使前輪具有自 動回正的性能 轉向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而內都有一定傾角 在縱 向平面內 主銷上部向后傾斜一個 角 稱為主銷后傾角 在橫向平面內 主 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 4 銷上部向內傾斜一個 角 稱為主銷內傾角 圖 1 1 主銷內傾角 Figure 1 1 Kingpin Inclination 主銷內傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉向輕便 主銷內傾使 主銷軸線與路面的交點至車輪中心平面的距離即主銷偏移距減小 從而可減小 轉向時需加在方向盤上的力 使轉向輕便 同時也可減小轉向輪傳到方向盤上 的沖擊力 主銷內傾使前輪轉向時不僅有繞主銷的轉動 而且伴隨有車輪軸及 前橫梁向上的移動 而當松開方向盤時 所儲存的上升位能使轉向輪自動回正 保證汽車作直線行駛 內傾角一般為 主銷偏移距一股為 30 40mm 輕 8 5 型客車 輕型貨車及裝有動力轉向的汽車可選擇較大的主銷內傾角及后傾角 以提高其轉向車輪的自動回正性能 但內傾角也不宜過大 即主銷偏移距不宜 過小 否則在轉向過程中車輪繞主銷偏轉時 隨著滾動將伴隨著沿路面的滑動 從而增加輪胎與路面間的摩擦阻力 使轉向變得很沉重 為了克服因左 右前 輪制動力不等而導致汽車制動時跑偏 近年來出現(xiàn)主銷偏移距為負值的汽車 主銷后傾使主銷軸線與路面的交點位于輪胎接地中心之前 該距離稱為后 傾拖距 當直線行駛的汽車的轉向輪偶然受到外力作用而稍有偏轉時 汽車就 偏離直線行駛而有所轉向 這時引起的離心力使路面對車輪作用著一阻礙其側 滑的側向反力 使車輪產生繞主銷旋轉的回正力矩 從而保證了汽車具有較好 的直線行駛穩(wěn)定性 此力矩稱穩(wěn)定力矩 穩(wěn)定力矩也不宜過大 否則在汽車轉 向時為了克服此穩(wěn)定力矩需在方向盤上施加更大的力 導致方向盤沉重 后傾 角通常在 以內 現(xiàn)代轎車采用低壓寬斷面斜交輪胎 具有較大的彈性回正力 3 矩 故主銷后傾角就可以減小到接近于零 甚至為負值 但在采用子午線輪胎 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 5 時 由于輪胎的拖距較小 則需選用較大的后傾角 舉一個生活中的例子 我 們在騎自行車拐彎的時候 會自然地將車子向所轉的方向傾斜 讓車輪與地面 有一個夾角 學過物理的人知道 這樣做是為了產生足夠的向心力 汽車也是 一樣 右側車輪在右轉彎的時候在主銷內傾角和后傾角的共同作用下會向右側 傾倒 而左側車輪雖也有主銷內傾角 卻不會向左側傾倒 因為還有主銷后傾 角 把它又拉了回來 甚至也能向右微微傾斜 不僅如此 兩側車輪的轉動還 使右側車身降低 左側車身抬高 整個車身也向右傾斜 于是產生了足夠的向 心力 圖 1 2 車輪外傾角和主銷后傾角 Figure 1 2 camber and caster angle 前輪定位除上述主銷后傾角 主銷內傾角外 還有車輪外傾角及前束 共 4 項參數(shù) 車輪外傾指轉向輪在安裝時 其輪胎中心平面不是垂直于地面 而 是向外傾斜一個角度 稱為車輪外傾角 此角約為 一般為 左 5 1 0 1 右 它可以避免汽車重載時車輪產生負外傾即內傾 同時也與拱形路而相適應 由于車輪外傾使輪胎接地點向內縮 縮小了主銷偏移距 從而使轉向輕便并改 善了制動時的方向穩(wěn)定性 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 6 圖 1 3 前束 Figure 1 3 toe 前束的作用是為了消除汽車在行駛中因車輪外傾導致的車輪前端向外張開 的不利影響 具有外傾角的車輪在滾動時猶如滾錐 因此當汽車向前行駛時 左 右兩前輪的前端會向外張開 為此在車輪安裝時 可使汽車兩前輪的中心平面 不平行 且左右輪前面輪緣間的距離 A 小于后面輪緣間的距離 B 以使車輪在 每一瞬時的滾動方向是向著正前方 前束即 B A 一般汽車約為 3 5mm 可 通過改變轉向橫拉桿的長度來調整 設定前束的名義值時 應考慮轉向梯形中 的彈性和間隙等因素 在汽車的設計 制造 裝配調整和使用中必須注意防止可能引起的轉向車 輪的擺振 它是指汽車行駛時轉向輪繞主銷不斷擺動的現(xiàn)象 它將破壞汽車的 正常行駛 轉向車輪的擺振有自激振動與受迫振動兩種類型 前者是由于輪胎 側向變形中的遲滯特性的影響 使系統(tǒng)在一個振動周期中路面作用于輪胎的力 對系統(tǒng)作正功 即外界對系統(tǒng)輸入能量 如果后者的值大于系統(tǒng)內阻尼消耗的 能量 則系統(tǒng)將作增幅振動直至能量達到動平衡狀態(tài) 這時系統(tǒng)將在某一振幅 下持續(xù)振動 形成擺振 其振動頻率大致接近系統(tǒng)的固有頻率而與車輪轉速并 不一致 且會在較寬的車速范圍內發(fā)生 通常在低速行駛時發(fā)生的擺振往往屬 于自攝振動型 當轉向車輪及轉向系統(tǒng)受到周期性擾動的激勵 例如車輪失衡 端面跳動 輪胎的幾何和機械特性不均勻以及運動學上的干涉等 在車輪轉動 下都會構成周期性的擾動 在擾動力周期性的持續(xù)作用下 便會發(fā)生受迫振動 當擾動的激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率一致時便發(fā)生共振 其特點是轉向輪擺振 頻率與車輪轉速一致 而且一般都有明顯的共振車速 共振范圍較窄 3 5km h 通常在高速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于受迫振動型 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 7 轉向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜 既有結構設計的原因和制造方面 的因素 如車輪失衡 輪胎的機械特性 系統(tǒng)的剛度與阻尼 轉向輪的定位角 以及陀螺效應的強弱等 又有裝配調整方面的影響 如前橋轉向系統(tǒng)各個環(huán)節(jié) 間的間隙 影響系統(tǒng)的剛度 和摩擦系數(shù) 影響阻尼 等 合理地選擇這些有關參 數(shù) 優(yōu)化它們之間的匹配 精心地制造和裝配調整 就能有效地控制前輪擺振 的發(fā)生 在設計中提高轉向器總成與轉向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度 提高輪胎的側向剛度 在轉向拉桿系中設置橫向減震器以增加阻尼等 都是控 制前輪擺振發(fā)生的一些有效措施 1 2 從動橋的結構形式 1 2 1 從動橋總體結構 各種車型的非斷開式轉向從動橋的結構型式基本相同 作為主要零件的前 梁是用中碳鋼或中碳合金鋼的 其兩端各有一呈拳形的加粗部分為安裝主銷的 前梁拳部 為提高其抗彎強度 其較長的中間部分采用工字形斷面并相對兩端 向下偏移一定距離 以降低發(fā)動機從而降低傳動系的安裝位置以及傳動軸萬向 節(jié)的夾角 為提高其抗扭強度 兩端與拳部相接的部分采用方形斷面 而靠近 兩端使拳部與中間部分相聯(lián)接的向下彎曲部分則采用兩種斷面逐漸過渡的形狀 中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬文承面 有的汽車的轉向從動 橋的前梁采用組合式結構 即由其采用無縫鋼管的中間部分與采用模鍛成形的 兩端拳形部分組焊而成 這種組合式前梁適于批量不太大的生產并可省去大型 緞造設備 轉向節(jié)多用中碳合金鋼模級成整體式結構 有些大型汽車的轉向節(jié) 由于其尺寸過大 也有采用組焊式結構的 即其輪軸部分是經壓配并焊接上去 的 主銷的幾種結構型式如下圖所示 其中比較常用的是 a b 兩種 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 8 a b c d 圖 1 4 主銷結構形式 FIG 1 1 the kingpin structure a 圓柱實心型 b 圓柱空心型 c 上 下端為直徑不等的圓柱 中間為錐體 的主銷 d 下部圓柱比上部細的主銷 a Cylindrical solid model b cylindrical hollow c Ranging in diameter from top to bottom side columns the middle of the cone of the main sales d lower than the upper part of thin cylindrical kingpin 轉向節(jié)推力軸承承受作用于汽車前梁上的重力 為減小摩擦使轉向輕便可 采用滾動軸承 例如推力球軸承 推力圓錐滾子軸承或圓錐波子軸承等 也有 采用青銅止推墊片的 主銷上 下軸承承受較大的徑向力 多采用滑動軸承 也有采用滾針軸承的結構 后者的效率高 轉向阻力小 且可延長使用壽命 1 2 2 載重汽車從動橋 本設計為載重汽車的轉向前橋 因此應該本著既能有足夠的承載能力 又 能實現(xiàn)耐用經濟的思想進行方案的選擇 為了降低生產成本 又在結構上滿足 要求的情況下應盡量簡單 轉向前橋有斷開式和非斷開式兩種 斷開式前橋與獨立懸架相配合 結構 比較復雜但性能比較好 多用于轎車等以載人為主的高級車輛 非斷開式又稱 整體式 它與非獨立懸架配合 與斷開式前橋相比它的結構簡單 經濟性高 強度大 安裝維修方便的優(yōu)點 這種形式在現(xiàn)在汽車上得到廣泛應用 因此本 次設計就采用了非斷開式從動橋 轉向從動橋的主要零件有前梁 轉向節(jié) 主銷 注銷上下軸承及轉向節(jié)襯 套 轉向節(jié)推力軸承 前梁采用中間部分為整體鍛件與兩端拳部組焊的形式 主銷采用結構簡單的實心的圓柱形如上圖 a 所示 另外為了保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個轉向瞬時轉向中心 在不 同的圓周上作無滑動的純滾動 本次設計有進行了轉向梯形的優(yōu)化設計 本方 案轉向梯形布置在前軸之后 進行梯形的最佳參數(shù)和強度計算 目前國內載重汽車前橋一般可以承受10噸左右的載重量 并且大部分都是 采用非斷開式轉向橋 像早期東風汽車公司生產的EQ1090E型載重貨車 它采用 的是鋼材鍛造的并且斷面為工字型的前梁 采用非斷開式結構 前梁的拳形部 分通過主銷相連轉向節(jié) 轉向節(jié)通過軸承與輪轂相連 這種方式連接穩(wěn)定 可 靠 可以完成車輪的靈活轉向 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 9 1 2 3 載重汽車從動橋 本文首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數(shù) 然后參考類似轉向橋 的結構 確定出總體設計方案 最后對前梁 主銷 主銷上下軸承 轉向橋 調整墊片 轉向節(jié)推力軸承等及輪轂等零件的尺寸進行設計 對強度進行校核 以及對主要軸承進行了壽命校核 對前橋進行力學模型的建立 將物理力學模 型轉化成數(shù)學模型 數(shù)學公式 2 主要解決的問題 對以往同類的轉向橋的資料進行總結分析 得到一些新的觀點及思路 針對載 重車轉向橋的主要功用即對車身的支持作用 靈活轉向的作用 通過設計使前 橋更可靠 更靈活 1 2 4 設計意義 采用傳統(tǒng)方法對載重汽車轉向橋進行結構尺寸設計 使轉向橋滿足如下的 設計要求 1 保證有足夠的強度 以保證可靠的承受車輪與車架之間的作用力 2 保證有足夠的剛度 以使車輪定位參數(shù)不變 3 保證轉向輪正確的定位角度 使轉向輪運動穩(wěn)定 操縱輕便并減輕輪胎磨 損 4 從動橋的質量應盡可能小 以減少非簧上質量 提高汽車行駛平順性 合理優(yōu)化前梁 轉向節(jié) 等零部件的結構 使各個部分零件能夠合理的配合 以適應復雜路況 盡可能降低整個橋身的質量 從而減輕車的重量 并且對車 輪輪轂進行配合設計 使其與轉向橋合理配合達到靈活轉向的目的 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 10 2 轉向橋的設計結構參數(shù) 2 1 結構參數(shù)選擇 轉向橋設計參數(shù)參照 CA1021 型號汽車前橋數(shù)據(jù)獲得 如表 2 1 所示 表 2 1 汽車總 質量 Ga N 前軸軸載 質量 G1 N 汽車質心至 前軸中心線 距離 L1 mm 汽車質心至 后軸中心線 距離 L2 mm 軸距 L mm 汽車質 心高度 hg mm 前鋼板 彈簧座 中心距 B mm 24250 11100 1800 1120 3025 540 720 主銷中 心距 B mm 前輪距 B1 mm 車輪滾動半 徑 rr mm 主銷內傾角 主銷后 傾角 前輪外 傾角 a 前輪前 束 1330 1460 314 6 2 1 2 4 2 2 從動橋總體結構選擇 本前橋采用非斷開式轉向從動橋 2 3 確定前橋具體結構型式 1 前軸結構形式 工字形斷面加叉形轉向節(jié)主銷固定在前軸兩端的拳部里 2 轉向節(jié)結構型式 整體鍛造式 3 主銷結構型式 圓柱實心主銷 4 轉向節(jié)止推軸承結構形式 止推滾柱軸承 5 主銷軸承結構形式 滾針軸承 6 輪轂軸承結構形式 單列向心球軸承 7 前輪定位角選擇見表 1 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 11 3 前軸設計 3 1 前軸強度計算 3 1 1 前軸受力分析簡圖 如圖 3 1 所示 圖 3 1 轉向從動橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖 Figure 3 1 Bridge in the braking and steering yaw driven condition of the force analysis diagram 1 制動工況下的彎矩圖和轉矩圖 2 側滑工況下的彎矩圖 1 braking and torque diagram of bending moment diagram 2 yaw moment map condition 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 12 3 1 2 前軸載荷的計算 分三種工況分析 一 緊急制動 汽車緊急制動時 縱向力制動力達到最大值 因質量重新分配 而使前軸 上的垂直載荷增大 對后輪接地點取矩得 取路面附著系數(shù) 0 7 制動時前軸軸載質量重新分配分配系數(shù) m1 1 34 3 1 12 Lhg1 5407 垂直反作用力 Z1l Z 1r 7437N21Gm034 橫向反作用力 X1l X 1r 5205 9N 3 2 1 二 側滑 汽車側滑時 因橫向力的作用 汽車前橋左右車輪上的垂直載荷發(fā)生轉移 1 確定側向滑移附著糸數(shù) 在側滑的臨界狀態(tài) 橫向反作用力等于離心力 F 離 并達到最大值 F 離 Ymax G1 為保證不橫向翻車 須使 V 滑 V 翻 則有 gRVG 21 所以 得到 0 822 取 0 7hB21 hgB21 1 28 2 對車輪接地點取矩 垂直反作用力 Z 8436N 1 1BgGl 46 1705 20 Z 2664N 3 3 21hl 橫向反作用力 Y1l 5905 2N 1 1BgG Y1r 1864 8N 3 4 21h 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 13 三 越過不平路面 汽國越過不平路面時 因路面不平引起垂直動載荷 至使垂直反作用力達 到最大值 取動載荷系數(shù)因為是載貨汽車所以 2 5 N 3 5 13875205 11 GZrl 載荷計算結果列表 如下表 3 2 表 3 2 單位 N Z1 7437 緊急制動 X1 5205 9 Z1l 8436 Z1r 2664 Y1l 5905 2 側滑 Y1r 1864 8 越過不平路面 Z1 13875 3 2 前軸彎矩及扭矩計算 3 2 1 前軸斷面分析圖 由于前軸為不規(guī)則工字型鋼鍛鑄形成 因此前軸的受力點是變化的 必須 取點分段進行設計與力的校核 選擇下述三個部位計算分析其斷面的彎矩 扭矩 如下圖 3 2 所示 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 14 圖 3 2 三個不同的斷面部位計算分析其斷面的彎矩 扭矩 Figure 3 2 Calculation of three different sections of the cross section area moment torque A 斷面位于鋼板彈簧座內側 屬于前軸中部最弱部位 此斷面內彎矩最大 鋼板彈簧座可視為梁的固定端 故兩鋼板彈簧之間這段梁可不考慮受扭 B 斷面處的彎矩 扭矩均較大 C 斷面位于梁端 此斷面內扭矩最大 而彎矩最小 各斷面的計算參數(shù)如下表 3 3 表 3 3 參數(shù) A B C 斷面長度 L 334 250 166 斷面高度 h 136 128 0 3 2 2 各個斷面彎扭矩計算 分三種工況分析 一 緊急制動 垂直面內彎矩 1MiZL 水平面內彎矩 3 6 Xi 上式中 Li 對應與 A B C 斷面分別帶入 La Lb Lc 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 15 鋼板彈簧外側扭矩 3 7 1riMnXh 上式中 hi 對應與 A B C 斷面分別帶入 ha hb hc 二 側滑 左側各斷面垂直面內彎矩 11ri ZY h 3 8 上式中 Li hi 帶入值與緊急制動時一致 三 越過不平路面 垂直面內彎矩 3 9 1iMZL 式中 Li 帶入與上面計算中一致 彎扭矩計算結果如下表 3 4 所示 表 3 4 單位 N 結 果 工況 A B CM 2483958 1859250 123454 2 1738770 6 1301475 864179 4 緊急制動 Mn 926650 2 968297 4 1634652 6 側滑 450482 4 470728 8 794671 2 越不平路 M4634250 3468750 2303250 3 3 斷面系數(shù)計算 A A 工字形斷面前軸 斷面簡圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 16 本汽車前軸簡化為換算斷面形狀后如圖 3 所示 圖 3 3 前軸簡化后 c 斷面計算圖 Figure 3 3 Front axle simplified calculation chart c section 如圖計算斷面系數(shù) 一 求 A 斷面 如圖 3 所示 1 垂直面內抗彎斷面系數(shù) 47117 57N mm 3 10 67376 331 HhbBWI 2 水平面內抗彎斷面系數(shù) 3 11 mNBtht 7942016673132631 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 17 二 B 斷面 換算斷面簡圖如圖 4 圖 3 4 前軸 B 斷面計算簡圖 Figure 3 4 Front axle cross section diagram calculation 1 垂直面內抗彎斷面系數(shù) B 斷面為上 下翼緣不等長的工字形斷面 計算其垂直面內抗彎斷面系 數(shù)的關系是確定出形心軸坐標 形心軸 Xc Xc 的坐標 Fiy1 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 18 3 12 hBbttHtBt 2 2 12 1 11 29 3 H2 y2 t2 27 7 H1 h h2 12 3 3 13 該斷面對形心軸的慣性矩 3 14 2 上翼面的抗彎斷面系數(shù) 3 15 3 15947 826 myJWxc 上 3 下翼面的抗彎斷面 系數(shù) 3 16 4 水平面內抗彎斷面系數(shù) 432132131726 mhbyhByJxc 8 29376yH 1 324816 07 myJxc 下 33212896 mhtbtBW 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 19 3 17 5 抗扭斷面系數(shù) 由經驗公式得 3 18 3 33323 218 74467 9 18 0 1 3 467589218 3467 104760 2 1 3 2047 6 16 mbBChHWntbBbBhHCB 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 20 三 C 斷面 C 斷面計算簡圖如圖 如圖 3 5 前軸 C 斷面計算簡圖 Figure 3 5 front axle diagram of a cross section calculation 1 垂直面內 水平面內抗彎斷面系數(shù) 3 19 2 抗扭斷面系數(shù) 3 20 各斷面尺寸參數(shù)見表 3 5 表 3 5 單位 mm A A B B C C B 76 94 B1 76 601t 13 13 322 4 7 1604536 98mHbW 333 4 4 209146 mbW 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 21 b 76 58 431 63 442t 13 13 t 13 42 h 37 40 H 66 70 52 斷面系數(shù)計算結果列表見表 3 6 表 3 6 單位 3m A A B B C CW 47117 57 59475 98 19378 7 79420 16 42816 86 16024 7n 28896 39 20910 34 3 4 應力計算 一 汽車緊急制動時 垂直面內彎曲應力 3 21 WM 水平面內彎曲應力 3 22 合成應力 3 23 合 計算扭轉應力 在矩形長邊中點上的扭轉應力 3 24 nWMmax 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 22 在矩形短邊中點上的扭轉應力 3 25 max 工字形斷面中所產生的最大應力和最大扭轉應力是作用在梁斷面上的不同 點處 對于上翼面長邊中點 其相當應力 23 合d 3 26 二 汽車側滑時 垂直面彎曲應力 WM 三 汽車越過不平路面時 垂直面彎曲應力 應力值計算結果如表 3 7 所示 表 3 7 單位 28 10mN A A B B C C 52 7 31 3 26 06 21 8 30 3 36 7max 33 5 31 8緊急制動 d 372 59 95 1 94 56 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 23 側 滑 9 6 7 9 16 7 越不平路 58 36 81 9 7 3 5 前軸材料的許用應力 一 材料 30Cr 調質硬度 HB241 281 800 937 2mNb 二 許用應力 bs 7 06 合 ss 7 0 4 轉向節(jié)設計 圖 4 1 轉向節(jié) 主銷 及轉向節(jié)襯套的受力計算用圖 Figure 4 1 knuckles kingpins and the steering knuckle bushing diagram for calculating the force 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 24 計算所需作用力 按表 1 1 取值1ZX1Y 4 1 截面系數(shù)計算 取輪轂內軸承根部處指軸為計算斷面 12 4578326 dW 4 1 4 2 彎矩計算 一 緊急制動時 4 9 18542074320121 XZCM制 2 二 側滑時 16854059861 rY制 4 3 三 超越不平路面時 2750138 CZM制 4 4 4 3 應力計算 一 緊急制動 6 3912 4578 WM制 4 5 二 側滑時 5 3612 45780 側 4 6 三 越不平路面時 61 02 4578 WM越 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 25 4 7 彎矩 應力計算結果列表見表 4 1 表 4 1 功 況 M 緊急制動 181549 99 39 66 側 滑 1685450 368 15 超越不平路 277500 60 61 4 4 轉向節(jié)的材料 許用應力及強度校核 轉向節(jié)材料選用 40Gr 許用應力 查 YB6 71 s 2 980 mNb 75 6 bS 5 主銷設計 在制動和側滑工況下 在轉向節(jié)上 下襯套的中點 即與輪軸中心線相 距分別為 c d 的兩點處 在側向平面和縱向平面內 對主銷作用有垂直其軸線 方向的力 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 26 5 1 在汽車制動工況下的計算 地面對前輪的垂向支承反力 Z1 所引起的力矩 Z1l1 由位于通過主軸線的側平 面內并在轉向節(jié)上 下襯套中點處垂直地作用于主銷的力 QMZ 所形成的力偶 QMZ c d 所平衡 故有 QMZ 7590 N 3 30 1dclZ 5 48 973 制動力矩 Prrr 由位于縱向平面內并作用于主銷的力 Qmr 所形成的力偶 Qmr c d 所平衡 故有 Qmr Prrr c d Z 1 rrr c d 7437 1 0 314 48 5 48 5 24074N 3 31 而作用于主銷的制動力 Pr 則由在轉向節(jié)上 下襯套中點出作用的主銷的力 Qru Q rl 所平衡 且有 Qru 3718 5 N 3 32 rdc 5 48 73 Qrl 3718 5 N 3 33 Pr 由轉向橋的俯視圖可知 制動時轉向橫拉桿的作用力 N 為 N 6402 N 3 34 51rl9743 力 N 位于側向平面內且與輪軸中心線的垂直距離為 l4 如將 N 的著力點移至主 銷中心線與輪軸中心線交點處 則需對主銷作用一側向力矩 Nl 力矩 Nl4 由 位于側向平面內并作用于主銷的力偶 QMN c d 所平衡 故有 QMN 6534 N 3 35 4dcNl 5 8 9602 而力 N 則在轉向節(jié)上 下襯套中點處作用于主銷的力 QNu QNl 所平衡 且有 QNu 3201 N 3 36 dc 5 48 602 QNl 3201 N 3 37 N 由圖 3 3 可知 在轉向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力 Qu 和在下襯套的中 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 27 點作用于主銷的合力 Ql 分別為 Qu 22 ruMNuMZQ 5 37184031654790 23097 52 N 3 38 Ql 22 rlMNlMZQ 22 5 371840 31654790 32750 25N 3 39 由上兩式可見 在汽車制動工況下 主銷的最大載荷發(fā)生在轉向節(jié)下襯套 的中點處 其值計算所得到的 Ql 5 2 在汽車側滑工況下的計算 僅有在側向平面內起作用的力和力矩 且作用于左 右轉向節(jié)主銷的力 QMZ 是不相等的 他們分別按下式求得 QMZL 1dcrYlZL 5 48 95031486 21281 54N 3 40 QMZR 1dcrYlZR 5 48 91864326 6721 N 3 41 式中 Z 1L Z1R 汽車左 右前輪承受的地面垂向反作用力 N l1 輪胎中心線至主銷軸線的距離 mm rr 輪胎的滾動半徑 mm Y1L Y 1R 左 右前輪承受地面的側向反力 N G1 汽車靜止于水平路面時的前橋的軸荷 N 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 28 hg 汽車質心高度 mm B1 汽車前輪輪距 mm 輪胎與路面的側向附著系數(shù) 計算時可取 1 0 取 Ql QMZL QMZR 中最大的作為主銷的計算載荷 Qj 計算主銷在前梁拳部下 端處的彎曲力 w 和剪應切力 s w 497 5 MPa 3 42 301 d hj 324 175 s 72 5 MPa 3 43 20 4Qj 2 式中 d 0 主銷直徑 mm h 轉向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離 mm 主銷的許用應力彎曲力 w 413MPa 許用剪切應力 s 66MPa 主銷采用 20Cr 20CrNi 20CrMnTi 等低碳合金鋼制造 滲碳淬火 滲碳層深 1 0 1 5mm 56 62HRC 6 1 推力軸承和止推墊片的計算 計算時首先要確定推力軸承和止推墊片的當量靜載荷 推力軸承計算 對轉向節(jié)推力軸承 文獻推薦取汽車以等速 va 40km h 沿半徑 R 50m 或 以 va 20km h 沿半徑 R 12m 的圓周行使的工況作為計算工況 如果汽車向右轉 彎則其前外輪即前左輪的地面垂向反力 Z1L 增大 汽車前橋的側滑條件為 P1 m1 Y 1L Y1R G1 1 m1g 1 820 10 1 0 8200N 3 46 Rva 2 式中 P 1 前橋所受的側向力 N m1 汽車滿載時的整車質量分配給前橋的部分 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 29 R 汽車轉彎半徑 mm va 汽車行使速度 mm s g 重力加速度 mm s 2 Y1L Y 1R 地面給左 右前輪的側向反作用力 N 1 輪胎與地面的側向附著系數(shù) G1 汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷 N 由上式可得 1 3 47 gaR v2 Z1L 3 48 2 211gaBhG 將上述計算工況的 va R 等的有關數(shù)據(jù)代入 3 44 3 45 式 并 hg B 0 5 則有 Z1L 1 25G1 2 0 625G1 可近似地認為推力軸承的軸向載荷 F 等于上述前輪的地面垂向反力 即有 Fa 0 6256G1 0 625 6150 3844 N 3 49 鑒于轉向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉角不大的及軸承滾道圈破壞帶來的 危險性 軸承的選擇按其靜承載容量 C0 進行 且取當量靜載荷 P0 為 P0 0 5 0 33 C 0 轉向節(jié)止推墊片的計算 當采用青銅止推墊片代替轉向節(jié)推力軸承時 在汽車滿載情況下 止推墊 片的靜載荷可取為 Fa 3075 N 3 50 21G650 這時止推墊片的擠壓力為 c 1 MPa 3 51 42dDa 式中 d D 止推墊片的內 外徑 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 30 通常取 c 30MPa 6 2 桿件設計結果 設計計算結果如表 6 2 所示 表 6 2 設計零件 長度 右轉向節(jié)臂 mm 128 左轉向節(jié)臂 mm 128 轉向橫拉桿 mm 922 7 經濟技術分析 7 1 我國汽車車橋行業(yè)發(fā)展歷程 我國汽車車橋行業(yè)發(fā)展迅速 經過幾十年的時間 已經形成了一定的市場規(guī)模 雖然目前我國汽車力橋行業(yè)與國外先進技術相比還有所差別 但是相信隨著社 會的不斷發(fā)展 我國汽車車橋行業(yè)將會有更大的進步 7 2 國內汽車車橋產量和市場容量分析 2003 年我國車橋產量達到800 萬只 2004 年我國車橋產量超過1000 萬只 達 到1080 萬只 2005 年我國車橋產量達到1800 萬只 市場容量達到2000 萬只 左右 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 31 7 3 汽車車橋業(yè)發(fā)展特征及問題透視 我國汽車車橋業(yè)發(fā)展迅速 市場規(guī)模也在逐漸增長 在發(fā)展的同時也存在一定 的問題 如技術 質量 外觀 功能等眾多問題 與國際產品相比 都有一定 的差距 市場競爭激烈 要想在競爭的市場當中占有一席之地 我國車橋生產 企業(yè)產品還需要進一步改善 7 4 車橋產品結構解析 轉向橋經濟性分析 行駛系分為四大主要部分 車橋 車輪 車架和懸架 車橋 也稱車軸 通 過懸架和車架 或承載式車身 相連 兩端安裝汽車車輪 其功能是傳遞車架 或 承載式車身 與車輪之間各方向作用力 車橋可以是整體式的 有如一個巨大的杠鈴 兩端通過懸架系統(tǒng)支撐著車 身 因此整體式車橋通常與非獨立懸架配合 車橋也可以是斷開式的 象兩把 雨傘插在車身兩側 再各自通過懸架系統(tǒng)支撐車身 所以斷開式車橋與獨立懸 架配用 根據(jù)驅動方式的不同 車橋也分成轉向橋 驅動橋 轉向驅動橋和支持橋 四種 其中轉向橋和支持橋都屬于從動橋 大多數(shù)汽車采用前置后驅動 FR 因此前橋作為轉向橋 后橋作為驅動橋 而前置前驅動 FF 汽車則前橋成為轉 向驅動橋 后橋充當支持橋 轉向橋的結構基本相同 由兩個轉向節(jié)和一根橫 梁組成 如果把橫梁比做身體 轉向節(jié)就是他左右搖晃的腦袋 脖子就是我們 常說的主銷 車輪就裝在轉向節(jié)上 仿佛腦袋上帶了個草帽 不過 行駛的時 候草帽轉 腦袋卻不轉 中間用軸承分隔開 腦袋只管左右晃動 汽車轉向橋是汽車主要的部件之一 它包括承載車身負荷及完成靈活轉向的目 的 本次設計主要完成以下任務 1 保證有足夠的強度 以保證可靠的承受車輪與車架之間的作用力 2 保證有足夠的剛度 以使車輪定位參數(shù)不變 3 保證轉向輪正確的定位角度 使轉向輪運動穩(wěn)定 操縱輕便并減輕輪胎磨 損 4 從動橋的質量應盡可能小 以減少非簧上質量 提高汽車行駛平順性 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 32 合理優(yōu)化前梁 轉向節(jié) 等零部件的結構 使各個部分零件能夠合理的配 合 以適應復雜路況 盡可能降低整個橋身的質量 從而減輕車的重量 并且 對車輪輪轂進行配合設計 使其與轉向橋合理配合達到靈活轉向的目的 7 5 提高轉向橋經濟性 1 優(yōu)化零件設計 對轉向節(jié) 主銷 前軸的設計要合理 進行充分的受力分析 在保證滿足載荷需求的前提下 盡量減小各個零件的尺寸 2 使用合適的材料 材料的選擇要根據(jù)受力 零件的接觸方式 及各個零件的 配合運動關系進行選擇 本著低成本 高性能的要求進行選擇 建議選擇高強 度合金鋼 如 20CrNi 等材料 本次設計根據(jù)以上兩個方法 對轉向橋的各個零件進行了合理的設計 并且選 擇了較為合適的材料 這樣就大大的提高了轉向橋的經濟性 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 33 8 結論 近年來隨著生產水平汽車水平和路面的改善 汽車行使速度的不斷提高 同時人們對客車的性能要求也越來越高 如何保證既要具有高的行使速度又要 具有良好的轉向性能以滿足用戶的要求 是亟待解決的問題 針對此現(xiàn)象 本 論文選擇汽車的主要組成部分轉向橋來進行設計并以 CA1021 輕型貨車轉向橋作 為研究對象 本設計以 汽車設計 為理論基礎 在設計中確定了轉向橋設計方案 設 計了轉向橋及其零件組成 通過計算設計出了主要零件的尺寸 強度和合理的 整體布局 設計后的轉向橋具有結構簡單 緊湊 重量輕 轉向靈敏的特點 制造容易 成本低 廣泛用于微 輕型載貨汽車 本文所設計的轉向橋對同類型的轉向橋的設計有一定的參考價值 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 34 致謝 此次畢業(yè)設計經過十幾周的努力已經結束了 在這十幾周的時間里我已經 按照預期的目的設計好了前期老師所給定的題目 已經基本完成了老師所布置 的任務 由于水平有限 缺乏實際經驗 本設計還有很多不足之處 本設計是 在指導老師的積極鼓勵和精心指導下完成的 指導老師豐富的理論知識 實踐 經驗和嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度使我在專業(yè)知識方面受益 在此要非常感謝指導老師長 時間的幫助與指導 我要感謝幫助所有汽車工程系的老師 你們豐富的理論知識 實踐經驗和 嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度使我在專業(yè)知識方面受益匪淺 你們無微不至的關懷對我論文 的完成起到了極大的幫助作用 在這里 我要特別感謝在設計中給予我大力支持的所有老師 他們淵博的 專業(yè)知識 精益求精的工作作風 嚴以律己 寬以待人的崇高風范 將一直是 我工作 學習中的榜樣 本設計過程中遇到了很多困難 老師們的辛勤指導對 本論文的完成起到了至關重要的作用 在我做畢業(yè)設計的每個階段 從開始的 查閱資料 到設計草案的確定和修改 中期檢查 后期詳細設計 裝配草圖等 整個過程中都給予了我悉心的指導 我的設計較為復雜煩瑣 但是指導教師仍 然細心地糾正圖紙中的錯誤 在本畢業(yè)設計的過程中 我向老師學習到的不僅 僅是專業(yè)知識 面對困難時的堅韌性格 更學到了如何做人 欲做事 先做 人 將在我今后的學習和工作中成為我做人的準則 成為我人生路上的寶貴財 富 能夠順利的完成畢業(yè)設計 在此對各位老師和同學以及在設計期間 曾經 對我的畢業(yè)設計給予幫助的領導 老師 同學表示最誠摯的謝意 最后 我要向在百忙之中抽時間對本文進行審閱 評議和參加本人論文答辯 的各位老師再次表示感謝 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 35 參考文獻 1 王洪欣 機械設計工程學 M 徐州 中國礦業(yè)大學出版社 2001 2 王洪欣 機械設計工程學 M 徐州 中國礦業(yè)大學出版社 2001 3 竺延年 最新車橋設計 制造 質量檢測及國內外實用手冊 M 中國知識出版社 2005 4 陳家瑞 汽車結構 M 吉林工業(yè)大學 2000 5 徐清富 國外汽車最近結構手冊 M 北京 機械工業(yè)出版社 1996 6 D J Segal Highway Vehic Object Simulation Model M Programmers Manual 1976 7 程振彪 世界載貨汽車工業(yè)最新發(fā)展動態(tài) M 汽車科技 2001 8 謝衛(wèi)國 汪紅心 貨車平順性預測與優(yōu)化 J 汽車工程 1991 3 69 79 9 神龍汽車有限公司著編 中國轎車叢書 富康 M 北京 北京理工大學出版社 1998 10 中國第一汽車集團公司著編 中國轎車叢書 紅旗 M 北京 北京理工大學出版社 1998 11 李卓森等編 中外汽車圖冊車身分冊 一 M 長春 吉林科學技術出版社 1995 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 36 附錄 汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展歷史及未來技術趨勢 屈裕豐 合肥工業(yè)大學 機械汽車工程學院 摘要 轉向系統(tǒng)是整車系統(tǒng)中必不可少的最基本的組成系統(tǒng) 駕駛者通 過方向盤來操縱和控制汽車的行進方向 從而實現(xiàn)自己的駕駛意圖 一百多年 來 汽車工業(yè)隨著機械和電子技術的發(fā)展而不斷前進 到今天 汽車已經不是 單純機械意義上的汽車了 它是機械 電子 材料等學科的綜合產物 汽車轉 向系統(tǒng)也隨著汽車工業(yè)的發(fā)展歷經了長時間的演變 本文介紹了汽車轉向系統(tǒng) 的歷史及未來的技術發(fā)展趨勢 關鍵詞 轉向系統(tǒng) 轉向器 液壓助力 傳統(tǒng)的汽車轉向系統(tǒng)是機械式的轉向系統(tǒng) 汽車的轉向由駕駛員控制方向 盤 通過轉向器等一系列機械轉向部件實現(xiàn)車輪的偏轉 從而實現(xiàn)轉向 隨著 上世紀五十年代起 液壓動力轉向系統(tǒng)在汽車上的應用 標志著轉向系統(tǒng)革命 的開始 汽車轉向動力的來源由以前的人力轉變?yōu)槿肆右簤褐?液壓助力 系統(tǒng) HPS Hydraulic Power Steering 是在機械式轉向系統(tǒng)的基礎上增加了 一個液壓系統(tǒng)而成 該液壓系統(tǒng)一般與發(fā)動機相連 當發(fā)動機啟動的時候 一 部分發(fā)動機能量提供汽車前進的動能 另外一部分則為液壓系統(tǒng)提供動力 由 于其工作可靠 技術成熟至今仍被廣泛應用 這種助力轉向系統(tǒng)主要的特點是 液壓力支持轉向運動 減小駕駛者作用在方向盤上的力 改善了汽車轉向的輕 便性和汽車運行的穩(wěn)定性行的穩(wěn)定性 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 37 但同時液壓助力系統(tǒng)也存在一些缺點 在車輛設計制造完成后 車輛轉向的助力特性不能改變 直接后果是 當助力 特性偏向于低速助力時 汽車在低速段可以得到很好的助力 但是在高速段需 要有較好路感的時候 由于助力特性不能調節(jié) 使得駕駛者沒有較好的路感 當助力特性偏向于高速助力時 在低速段得不到很好的助力效果 即使車輛不 轉向 液壓系統(tǒng)也必須在發(fā)動機的帶動下工作 其結果是 消耗發(fā)動機能量 增加油耗 存在液壓油泄漏問題 不僅對環(huán)境造成污染 而且容易使其他部件損壞 在低 溫下 液壓系統(tǒng)的工作性能比較差 近年來 隨著電子技術在汽車中的廣泛應用 轉向系統(tǒng)中也愈來愈多地采 用電子器件 轉向系統(tǒng)因此進入了電子控制時代 相應的就出現(xiàn)了電液助力轉 向系統(tǒng) 電液助力轉向可以分為兩類 電動液壓助力轉向系統(tǒng) EHPS Electro Hydraulic Power Steering 和電控液壓助力轉向 ECHPS Electronically Controlled Hydraulic Power Steering 電動液壓 助力轉向系統(tǒng)是在液壓助力系統(tǒng)基礎上發(fā)展起來的 與液壓助力系統(tǒng)不同的是 電動液壓助力系統(tǒng)中液壓系統(tǒng)的動力來源不是發(fā)動機而是電機 由電機驅動液 壓系統(tǒng) 節(jié)省了發(fā)動機能量 減少了燃油消耗 電控液壓助力轉向也是在傳統(tǒng) 液壓助力系統(tǒng)基礎上發(fā)展而來 它們的區(qū)別是 電控液壓助力轉向系統(tǒng)增加了 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 38 電子控制裝置 電子控制裝置可根據(jù)方向盤轉向速率 車速等汽車運行參數(shù) 改變液壓系統(tǒng)助力油壓的大小 從而實現(xiàn)在不同車速下 助力特性的改變 而 且電機驅動下的液壓系統(tǒng) 在沒有轉向操作時 電機可以停止轉動 從而降低 能耗 雖然電液助力轉向系統(tǒng)克服了液壓助力轉向的一些缺點 但是由于液壓 系統(tǒng)的存在 它一樣存在液壓油泄漏的問題 而且電液助力轉向系統(tǒng)引入了驅 動電機 使得系統(tǒng)更加復雜 成本增加 可靠性下降 為了規(guī)避電液助力轉向 系統(tǒng)的缺點 電動助力轉向系統(tǒng) EPS Electric Power Steering 便應時而生 它與前述各種助力轉向系統(tǒng)最大的區(qū)別在于 電動助力轉向系統(tǒng)中已經沒有液 壓系統(tǒng)了 原來由液壓系統(tǒng)產生的轉向助力由電動機來完成 電動助力式轉向 系統(tǒng)一般由轉矩傳感器 微處理器 電動機等組成 基本工作原理是 當駕駛 者轉動方向盤帶動轉向軸轉動時 安裝在轉動軸上的轉矩傳感器便將轉矩信號 轉化為電信號并傳送至微處理器 微處理器根據(jù)轉矩信號并結合車速等其他車 輛運行參數(shù) 按照事先在程序中設定的處理方法得出助力電動機助力的方向和 助力的大小 自 1988 年日本鈴木公司首次在其 Cervo 車上裝備該助力轉向系統(tǒng) 至今 電動助力轉向系統(tǒng)