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摘 要
本設(shè)計課題為汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計，課題以機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計及校核、整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的設(shè)計及驗算為中心。首先對汽車轉(zhuǎn)向系進(jìn)行概述，二是作設(shè)計前期數(shù)據(jù)準(zhǔn)備，三是轉(zhuǎn)向器形式的選擇以及初定各個參數(shù)，四是循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要部件進(jìn)行受力分析與數(shù)據(jù)校核，五是對整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的設(shè)計以及驗算，并根據(jù)梯形數(shù)據(jù)對轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)作尺寸設(shè)計。最后，利用軟件AUTOCAD完成轉(zhuǎn)向梯形和轉(zhuǎn)向器的設(shè)計圖紙。
轉(zhuǎn)向器在設(shè)計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉(zhuǎn)向器，在對轉(zhuǎn)向器的設(shè)計中，包括了螺桿—鋼球—螺母傳動副的設(shè)計和齒條—齒扇傳動副的設(shè)計，前者是基于參照同類汽車，確定出鋼球中心距，設(shè)計出一系列的尺寸，而后者則是根據(jù)汽車前軸的載荷來確定出齒扇模數(shù)，再由此設(shè)計出所有參數(shù)的。
轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形，本文在設(shè)計中借鑒同類汽車轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計的經(jīng)驗尺寸對轉(zhuǎn)向梯形進(jìn)行尺寸初選。運(yùn)用了優(yōu)化計算工具M(jìn)atlab進(jìn)行設(shè)計及驗算。Matlab強(qiáng)大的計算功能以及簡單的程序語法，使設(shè)計在參數(shù)變更時得到快捷而可靠的數(shù)據(jù)分析和直觀的二維曲線圖,使轉(zhuǎn)向梯形基本滿足設(shè)計要求。
關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系 轉(zhuǎn)向器 轉(zhuǎn)向梯形
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Abstract
The title of this topic is the design of steering system. Recirculating-ball steering of Mechanical steering system and integrated Steering trapezoid mechanism gear to the design as the center. Firstly make an overview of the Steering System. Secondly take a preparation of the data of the design. Thirdly, make a choice of the steering form and determine the primary parameters and design the structure of Rack and pinion steering. Fourthly, Stress analysis and data checking of Recirculating-ball the steering. Fifthly, design of Steering trapezoid mechanism, according to the trapezoidal data make an analysis and design of Steering linkage. and finally, the use of AUTOCAD software and the steering gear steering linkage to complete the design drawings.
Steering the ball of choice is the cycle of fan-type steering gear rack teeth, in the design of steering gear, including a screw - Ball - Vice-nut drive the design and rack - fan drive gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles, to determine the center distance of the ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axle load to determine the fan module out of gear, and then all of the resulting design parameters.
Steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linkage from a similar experience in the design of the size of the steering linkage to the primary size. In the design of integrated Steering trapezoid mechanism the computational tools Matlab had been used to Design and Checking of the data. The powerful computing and Intuitive charts of the Matlab can give us Accurate and quickly data. Make the steering trapezoid basic meet the design requirements
key words：steering system steering gear steering trapezium
目 錄
摘 要 I
Abstract II
1 緒論 1
1.1 純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 1
1.2 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 1
1.3 汽車電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS) 2
1.4 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 2
1.5 結(jié)束語 3
2初選參數(shù) 5
2.1 整車參數(shù) 5
2.2 底盤參數(shù) 5
2.3 發(fā)動機(jī)參數(shù) 6
3 轉(zhuǎn)向系設(shè)計概述 7
3.1 對轉(zhuǎn)向系的要求 7
3.2 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 7
3.3 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu) 8
3.4 轉(zhuǎn)向器 9
3.5 轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑 9
4 汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇 11
4.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 11
4.1.1 轉(zhuǎn)向系的效率 11
4.1.2 傳動比變化特性 12
4.1.3 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙 15
4.1.4 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 15
4.2 轉(zhuǎn)向系的選擇 15
4.3 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器的選擇 16
4.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 16
4.3.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 16
4.3.3 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器 18
4.3.4 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器 18
4.4 轉(zhuǎn)向梯形的選擇 18
5 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算 20
5.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式選擇及其設(shè)計計算 20
5.1.1 螺桿—鋼球—螺母傳動副的設(shè)計 20
5.1.2 齒條、齒扇傳動副的設(shè)計 25
5.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計算 29
5.3 轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 33
6 整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計 34
6.1 整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)模型分析 34
6.2 基于Matlab的整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計 37
6.2.1 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化概況 37
6.2.2 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)設(shè)計思路 38
6.3 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件 39
致 謝 42
參考文獻(xiàn) 43
附錄 基于Matlab的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)設(shè)計程序 44
1 緒論
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車底盤的重要組成部分，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性，它對于確保車輛的行駛安全、減少交通事故以及保護(hù)駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要作用。隨著現(xiàn)代汽車技術(shù)的迅速發(fā)展，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已從純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系（HPS），發(fā)展到利用現(xiàn)代電子和控制技術(shù)的電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EPS）及線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（SBW）。
1.1 純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
汽車的轉(zhuǎn)向運(yùn)動是由駕駛員操縱方向盤，通過轉(zhuǎn)向器和一系列的桿件傳遞到轉(zhuǎn)向輪來完成的。 由于采用純粹的機(jī)械解決方案, 為了產(chǎn)生足夠大的轉(zhuǎn)向扭矩需要使用大直徑的轉(zhuǎn)向盤, 這樣一來, 占用駕駛室的空間很大, 整個機(jī)構(gòu)顯得比較笨拙, 駕駛員負(fù)擔(dān)較重, 特別是重型汽車由于轉(zhuǎn)向阻力較大,單純靠駕駛員的轉(zhuǎn)向力很難實現(xiàn)轉(zhuǎn)向, 這就大大限制了其使用范圍。但因結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉, 目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)用車上仍有使用。
1.2 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
1953 年通用汽車公司首次使用了液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 該系統(tǒng)是建立在機(jī)械系統(tǒng)的基礎(chǔ)之上，額外增加了一個液壓系統(tǒng)。液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是由液壓和機(jī)械等兩部分組成，它是以液壓油做動力傳遞介質(zhì)，通過液壓泵產(chǎn)生動力來推動機(jī)械轉(zhuǎn)向器，從而實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般由機(jī)械轉(zhuǎn)向器、液壓泵、油管、分配閥、動力缸、溢流閥和限壓閥、油缸等部件組成。為確保系統(tǒng)安全，在液壓泵上裝有限壓閥和溢流閥。其分配閥、轉(zhuǎn)向器和動力缸置于一個整體，分配閥和主動齒輪軸裝在一起（閥芯與齒輪軸垂直布置），閥芯上有控制槽，閥芯通過轉(zhuǎn)向軸上的撥叉撥動。轉(zhuǎn)向軸用銷釘與閥中的彈性扭桿相接，該扭桿起到閥的中心定位作用。在齒條的一端裝有活塞，并位于動力缸之中，齒條左端與轉(zhuǎn)向橫拉桿相接。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動時，轉(zhuǎn)向軸（連主動齒輪軸）帶動閥芯相對滑套運(yùn)動，使油液通道發(fā)生變化，液壓油從油泵排出，經(jīng)控制閥流向動力缸的一側(cè)，推動活塞帶動齒條運(yùn)動，通過橫拉桿使車輪偏轉(zhuǎn)而轉(zhuǎn)向。
此后該技術(shù)迅速發(fā)展, 使得動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在體積、功率消耗和價格等方面都取得了很大的進(jìn)步。80 年代后期, 又出現(xiàn)了變減速比的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。在接下來的數(shù)年內(nèi), 動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的技術(shù)革新差不多都是基于液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 比較有代表性的是變流量泵液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)( Variable Displacement Power Steering Pump) 和電動液壓助力轉(zhuǎn)向( Electric Hydraulic PowerSteering, 簡稱EHPS) 系統(tǒng)。變流量泵助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在汽車處于比較高的行駛速度或者不需要轉(zhuǎn)向的情況下, 泵的流量會相應(yīng)地減少, 從而有利于減少不必要的功耗。電動液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用電動機(jī)驅(qū)動轉(zhuǎn)向泵, 由于電機(jī)的轉(zhuǎn)速可調(diào), 可以即時關(guān)閉, 所以也能夠起到降低功耗的功效。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使駕駛室變得寬敞, 布置更方便, 降低了轉(zhuǎn)向操縱力, 也使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)更為靈敏。由于該類轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)成熟、能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力, 目前在部分乘用車、大部分商用車特別是重型車輛上廣泛應(yīng)用。但是液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在系統(tǒng)布置、安裝、密封性、操縱靈敏度、能量消耗、磨損與噪聲等方面存在不足。
1.3 汽車電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS)
電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的英文縮寫叫“EPS”（Electrical Power Steering），它利用電動機(jī)產(chǎn)生的動力協(xié)助駕車者進(jìn)行轉(zhuǎn)向。汽車轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)矩傳感器檢測到轉(zhuǎn)向盤的力矩和轉(zhuǎn)動方向，將這些信號輸送到電控單元，電控單元根據(jù)轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動力矩、轉(zhuǎn)動方向和車輛速度等數(shù)據(jù)向電動機(jī)控制器發(fā)出信號指令，使電動機(jī)輸出相應(yīng)大小及方向的轉(zhuǎn)動力矩以產(chǎn)生助動力。當(dāng)不轉(zhuǎn)向時，電控單元不向電動機(jī)控制器發(fā)信號指令，電動機(jī)不工作。同時，電控單元根據(jù)車輛速度信號，通過電液轉(zhuǎn)換器確定輸給轉(zhuǎn)向盤的作用力，減
少駕駛者在高速行駛時方向盤“飄”的感覺。
由于電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)只需電力不用液壓，與機(jī)械式液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比較省略了許多元件。沒有液壓系統(tǒng)所需要的油泵、油管、壓力流量控制閥、儲油罐等，零件數(shù)目少，布置方便，重量輕。而且無“寄生損失”和液體泄漏損失。因此電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在各種行駛條件下均可節(jié)能80%左右，提高了汽車的運(yùn)行性能。因此在近年得到迅速的推廣，也是今后助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向。
1.4 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)( Steering by Wire-SBW) 是更新一代的汽車電子轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與上述各類轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的根本區(qū)別就是取消了轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向輪之間的機(jī)械連接。該系統(tǒng)具有2 個電機(jī):路感電機(jī)和驅(qū)動電機(jī)。路感電機(jī)安裝在轉(zhuǎn)向柱上, 控制器根據(jù)汽車轉(zhuǎn)向工況控制路感電機(jī)產(chǎn)生合適的轉(zhuǎn)矩, 向駕駛員提供模擬路面信息。驅(qū)動電機(jī)安裝在齒條上, 汽車的轉(zhuǎn)向阻力完全由驅(qū)動電機(jī)來克服, 轉(zhuǎn)向盤只是作為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一個轉(zhuǎn)角信號輸入裝置。線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠提高汽車被動安全性, 有利于汽車設(shè)計制造, 并能大大提高汽車的乘坐舒適性。但是由于轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向柱之間無機(jī)械連接, 生成讓駕駛員能夠感知汽車實際行駛狀態(tài)和路面狀況的“路感”比較困難; 且電子器件的可靠性難以保證。所以線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)目前處于研究階段, 只配備在一些概念汽車上。汽車轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展趨勢助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)過幾十年的發(fā)展, 技術(shù)日趨完善。今后, 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將進(jìn)一步成熟, 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將成為我們研究的努力方向。具體來說, 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要從以下幾個方面進(jìn)一步發(fā)展:
1) 傳感器技術(shù)
性能完善的電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需要采集轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角信號、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)矩信號、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)速信號、電機(jī)電壓信號、電機(jī)電流信號等。目前, 傳感器的成本是制約電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)迅速市場化的主要因素, 因此, 設(shè)計和開發(fā)適合電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使用的性價比較高的傳感器是未來技術(shù)發(fā)展的關(guān)鍵。
2) 控制策略的研究
控制策略是影響助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能的關(guān)鍵因素之一, 也是電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的核心技術(shù)之一。目前, 國內(nèi)外許多學(xué)者都在探討將先進(jìn)的控制理論應(yīng)用于助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究, 如魯棒控制理論、模糊控制理論、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制理論和自適應(yīng)控制理論等。今后, 控制策略研究的重點主要集中在如何抑制電機(jī)的力矩波動、如何獲得較好的路感、如何抑制路面干擾和傳感器的噪聲等方面, 以進(jìn)一步優(yōu)化和改善助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動態(tài)性能和穩(wěn)定性。
3) 助力電機(jī)的研究
助力電機(jī)是電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的執(zhí)行元件,助力電機(jī)的特性直接影響到控制的難易程度和駕駛員的手感。目前, 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)普遍采用成本較低的直流有刷電機(jī)。由于直流無刷電機(jī)采用電子換向, 減少了換向時的火花, 不需要經(jīng)常維護(hù)以及具有較高的效率和功率密度等優(yōu)點而受到越來越多的關(guān)注。因此, 開發(fā)適合助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使用的低成本的直流無刷電機(jī)是今后助力電機(jī)的研究方向。
1.5 結(jié)束語
純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉, 目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)用車上仍有使用;液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)成熟、能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力, 在重型車輛上廣泛應(yīng)用; EPS 以其特有的優(yōu)越性而得到青睞, 它代表著未來動力轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展方向, EPS 將作為標(biāo)準(zhǔn)配置裝備到汽車上, 未來一段時間在動力轉(zhuǎn)向領(lǐng)域占據(jù)主導(dǎo)地位; 而HBW 由于有利于提高汽車被動安全性、有利于汽車設(shè)計制造、有利于提高汽車乘坐舒適性和汽車操控穩(wěn)定性等原因, 將成為動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向。
2初選參數(shù)
本設(shè)計汽車整車參數(shù)擬采用解放輕卡CA1083（國三）加油車，現(xiàn)列出數(shù)據(jù)如下圖所示：
2.1 整車參數(shù)
輛型號
解放輕卡CA1083（國三）加油車
公告批次
2001H1
外形尺寸(mm)
7750×2250×2750
總質(zhì)量(Kg)
8495
額定載質(zhì)量(Kg)
3150
整備質(zhì)量(Kg)
5150
接近/離去角
17/14
前懸/后懸(mm)
1330/2170,1330/2020
最高車速(km/h)
95
其 它
罐體有效容積:4.7立方米,罐體外形尺寸（長×寬×高）（mm）4900×1480×900;運(yùn)輸介質(zhì)：汽油，密度：700千克/立方米。
2.2 底盤參數(shù)
底盤型號
CA1083P9K2L2E
軸數(shù)
2
軸距
4250,4250,4400
軸荷
2890/5605
鋼板彈簧片數(shù)
11/7+6
輪胎數(shù)
6
輪胎規(guī)格
7.50-16,7.50R16,8.25-16,8.25R16
前輪距
1810
后輪距
1740
2.3 發(fā)動機(jī)參數(shù)
發(fā)動機(jī)型號
BF4M2012-13E3；CA4DF3-13E3
生產(chǎn)企業(yè)
中國第一汽車集團(tuán)公司；中國第一汽車集團(tuán)公司
排量(ml)
4040；4750
功率(kw)
96；96
燃料種類
柴油
排放標(biāo)準(zhǔn)
GB3847-2005,GB17691-2005國Ⅲ
3 轉(zhuǎn)向系設(shè)計概述
3.1 對轉(zhuǎn)向系的要求
1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。
2）汽車轉(zhuǎn)向行駛時，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。
3）在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。
4）轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運(yùn)動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最小。
5）保證汽車有較高的機(jī)動性，在有限的場地面積內(nèi)，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力，同時操作輕便。
6) 轉(zhuǎn)向輪碰撞到占該物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。
7) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)。
8) 發(fā)生車禍時，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最好有保護(hù)機(jī)構(gòu)防止傷及乘員。
9) 合理設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形。轉(zhuǎn)向時內(nèi)外車輪間的轉(zhuǎn)角協(xié)調(diào)關(guān)系是通過合理設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形來保證的。
3.2 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)
轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)（參見圖3-1）由轉(zhuǎn)向盤（如圖3-2所示）、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向管柱等組成，它的作用是將駕駛員轉(zhuǎn)向盤的操縱力傳給轉(zhuǎn)向器。有時為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對運(yùn)動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬向節(jié)。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，影響轉(zhuǎn)向系的剛度。采用動力轉(zhuǎn)向時，還應(yīng)有轉(zhuǎn)向動力系統(tǒng)。但對于中級以下的轎車和前軸負(fù)荷不超過3t的載貨汽車，則多數(shù)僅在用機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而無動力轉(zhuǎn)向裝置。
1.輪圈2.輪輻3.輪轂
圖3-2 方向盤
圖3-1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)
1-轉(zhuǎn)向萬向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤
3.3 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)
轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。（見圖3-3）
轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)是將轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)動傳給轉(zhuǎn)向橋兩側(cè)的轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。
圖3-3轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)
1-轉(zhuǎn)向搖臂；2-轉(zhuǎn)向縱拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；4-轉(zhuǎn)向梯形臂；5-轉(zhuǎn)向橫拉桿
3.4 轉(zhuǎn)向器
機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動），并按一定的角轉(zhuǎn)動比和力轉(zhuǎn)動比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。目前較常用的有齒輪齒條式、循環(huán)球曲柄指銷式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球-齒條齒扇式、蝸桿滾輪式等。
3.5 轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑
汽車的機(jī)動性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來衡量，但汽車的高機(jī)動性則應(yīng)由兩個條件保證。即首先應(yīng)使左、右轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角時前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內(nèi)；其次，應(yīng)這樣選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比，即由轉(zhuǎn)向盤處于中間的位置向左或右旋轉(zhuǎn)至極限位置的總旋轉(zhuǎn)全書，對轎車應(yīng)不超過1.8圈，對貨車不應(yīng)超過3.0圈。
兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿足上述對轉(zhuǎn)向系的第(2)條要求，其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖3-4所示，由下式?jīng)Q定：
(3-1)
式中：—外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角；
—內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角；
K—兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離；
L—軸距
圖3-4 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系
汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角與、軸距L、主銷距K及轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂a等尺寸有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過程中除內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉(zhuǎn)彎半徑是指汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構(gòu)成圓周的半徑?？砂聪率接嬎悖?
(3-2)
通常為35o～40o，為了減小值，值有時可達(dá)到45o
操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達(dá)到。
4 汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇
4.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)
4.1.1 轉(zhuǎn)向系的效率
功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。
正效率計算公式：
（4-1）
逆效率計算公式：
（4-2）
式中，為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。
正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。
影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。
（1）轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率
在四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。
同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。
轉(zhuǎn)向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。
（2）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率
如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算
（4-3）
式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦因數(shù)。
根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉(zhuǎn)向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。
屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。
不可逆式和極限可逆式轉(zhuǎn)向器
不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。
極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。
如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算
（4-4）
式（4-3）和式（4-4）表明：增加導(dǎo)程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負(fù)值或者為零，此時表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角。
4.1.2 傳動比變化特性
1）轉(zhuǎn)向系傳動比
轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比。
從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力之比，稱為力傳動比，即。
轉(zhuǎn)向盤角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即
（4-5）
式中，為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；為時間增量。
又由轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比所組成，即
（4-6）
轉(zhuǎn)向盤角速度與搖臂軸角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比，即
（4-7）
式中，為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。
此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。
搖臂軸角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比，即
（4-8）
2）力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系
輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩有如下關(guān)系：
（4-9）
式中,為為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面的交線的距離。
作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力可用下式表示：
（4-10）
式中，為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；為轉(zhuǎn)向盤直徑。
將式（4-9），式（4-10）代入后得到
（4-11）
分析式（4-11）可知，主銷偏移距越小，力傳動比越大，轉(zhuǎn)向越輕便。通常乘用車的值在0.4～0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的值在40～60范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑對輕便性有影響，選用尺寸小寫的轉(zhuǎn)向盤，雖然占用的空間少，但轉(zhuǎn)向時需要對轉(zhuǎn)向盤施以較大的力，而選用尺寸大些的轉(zhuǎn)向盤又會使駕駛員進(jìn)出駕駛室時入座困難。根據(jù)齒形不同，轉(zhuǎn)向盤直徑在的標(biāo)準(zhǔn)系列內(nèi)選取。如果忽略摩擦損失，可以用下式表示：
（4-12）
將式（4-11）代入式（4-12）后得到
（4-13）
當(dāng)和不變時，力傳動比越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。
3）轉(zhuǎn)向器角傳動比的選擇
轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機(jī)動能力的要求。
若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車，不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比，以提高汽車的機(jī)動能力。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出，應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。
汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當(dāng)小些。汽車高速直線行駛時，轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。否則轉(zhuǎn)向過分敏感，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運(yùn)動有困難。
轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應(yīng)選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖4-1所示。
圖4-1轉(zhuǎn)向器角傳動比變化特性曲線
4.1.3 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙
1.轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性
傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副（如循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒扇和齒條）之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角打打小不同而改變，這種變化和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。
如何獲得傳動間隙特性將在后面轉(zhuǎn)向器的設(shè)計中介紹。
4.1.4 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)
轉(zhuǎn)向盤從一個極端位置轉(zhuǎn)到另一個極端位置時所轉(zhuǎn)過的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏性。橋車轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過6圈。
4.2 轉(zhuǎn)向系的選擇
汽車轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機(jī)械轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。本設(shè)計采用的是機(jī)械式轉(zhuǎn)向系。
機(jī)械轉(zhuǎn)向系以駕駛員的體力作為轉(zhuǎn)向能源，其中所有傳力件都是機(jī)械的。機(jī)械轉(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)三大部分組成。
目前，許多國內(nèi)外生產(chǎn)的新車型在轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)中采用了萬向傳動裝置（轉(zhuǎn)向萬向節(jié)和轉(zhuǎn)向傳動軸）。如圖4-2，這有助于轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當(dāng)改變轉(zhuǎn)向萬向傳動裝置的幾何參數(shù)，便可以滿足各種變型車的總布置要求。即使在轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器同軸線的情況下，其間也可以采用萬向傳動裝置，以補(bǔ)償由于部件在車上的安裝誤差和安裝基體（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實際上的不重合。
圖4-2 汽車轉(zhuǎn)向系示意圖
轉(zhuǎn)向盤在駕駛室內(nèi)的安置位置與各國交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道路左側(cè)還是右側(cè)通行有關(guān)。包括我國在內(nèi)的大多數(shù)國家規(guī)定車輛右側(cè)通行，相應(yīng)地應(yīng)將轉(zhuǎn)向盤安置在駕駛室左側(cè)。這樣，駕駛員左方的視野較廣闊，有利于兩車安全交會。相反，在一些規(guī)定車輛靠左側(cè)通行的國家和地區(qū)使用的汽車上，轉(zhuǎn)向盤則應(yīng)安置在駕駛室右側(cè)。
4.3 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器的選擇
根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動副的不同，轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。
對轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)型式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型，前軸負(fù)荷，使用條件等來決定，并要考慮其效率特性，角傳動比變化特性等對使用條件的適應(yīng)性以及轉(zhuǎn)向器的其他性能，壽命，制造工藝等。
本設(shè)計選用的是循環(huán)球—齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器。
4.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器
齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器由與轉(zhuǎn)向軸做成一體的轉(zhuǎn)向齒輪和常與轉(zhuǎn)向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其他形式的轉(zhuǎn)向器比較，齒輪齒條式式轉(zhuǎn)向器最主要的優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單，緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量比較少；傳動效率高達(dá)90%；轉(zhuǎn)向器占用的體積小，沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，所以轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角可以增大；制造成本低。
齒輪齒條式式轉(zhuǎn)向器最主要的缺點是：因逆效率高（60%70%），汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉(zhuǎn)向輪與路面之間沖擊力的大部分能轉(zhuǎn)至轉(zhuǎn)向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準(zhǔn)確控制汽車行駛方向，轉(zhuǎn)向盤突然轉(zhuǎn)動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。
4.3.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成，如圖4-3。
圖4-3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達(dá)到75%85%；在結(jié)構(gòu)和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿。螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；轉(zhuǎn)向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整工作容易進(jìn)行；適合用來做整體式動力轉(zhuǎn)向器。
圖4-4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要用于商用車上。
4.3.3 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器
蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器由蝸桿和滾輪嚙合而構(gòu)成。其主要優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單；制造容易；因為滾輪的齒面和蝸桿上的螺紋呈面接觸，所以有較高的強(qiáng)度，工作可靠，磨損小，壽命長；逆效率低。
蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器主要缺點是：正效率低；工作齒面磨損以后，調(diào)整嚙合間隙比較困難；轉(zhuǎn)向器的傳動比不能改變。
這種轉(zhuǎn)向器曾在汽車上廣泛使用過。
4.3.4 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器
蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的銷子若不能自轉(zhuǎn)，稱為固定銷式蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器；銷子除隨同搖臂軸轉(zhuǎn)動外，還能繞自身軸線轉(zhuǎn)動的，稱為旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器。根據(jù)銷子數(shù)量不同，又有單銷和雙銷之分。
蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點是:轉(zhuǎn)向器的傳動比可以做成不變的或者變化的；指銷和蝸桿之間的工作面磨損后，調(diào)整間隙工作容易。
固定銷蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡單，制造容易；但是因銷子不能自轉(zhuǎn)，銷子的工作部位基本保持不變，所以磨損快，工作效率低。旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器的效率高，磨損慢，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。
蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器應(yīng)有較少。
4.4 轉(zhuǎn)向梯形的選擇
轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案與懸架采用何種方案有關(guān)。無論采用哪一種方案，都必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)，做到汽車轉(zhuǎn)彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運(yùn)動的車輪，作無滑動的純滾動運(yùn)動。同時，為達(dá)到總體布置要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑值，轉(zhuǎn)向輪應(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角。本設(shè)計中由于采用的是非獨(dú)立式懸架，應(yīng)當(dāng)選用與之配用的整體式轉(zhuǎn)向梯形。
整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿1、轉(zhuǎn)向梯形臂2和汽車前軸3組成，如下圖所示。
其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動時，會影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。
當(dāng)汽車前懸架采用非獨(dú)立式懸架時，應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或者前軸前（稱為前置梯形）。對于發(fā)動機(jī)位置
圖4-5 整體式轉(zhuǎn)向梯形
1—轉(zhuǎn)向橫拉桿 2—轉(zhuǎn)向梯形臂 3—前軸
低或前輪驅(qū)動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)方向延伸，因而會與車輪或制動底版發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。為了保護(hù)橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應(yīng)盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。
5 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算
5.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式選擇及其設(shè)計計算
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器又有兩種結(jié)構(gòu)型式，即常見的循環(huán)球-齒條齒扇式和另一種即循環(huán)球-曲柄銷式。它們各有兩個傳動副，前者為：螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動副；后者為螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的銷座與搖臂軸的錐銷或球銷傳動副。兩種結(jié)構(gòu)的調(diào)整間隙方法均是利用調(diào)整螺栓移動搖臂軸來進(jìn)行調(diào)整。
5.1.1 螺桿—鋼球—螺母傳動副的設(shè)計
表5-1 各類汽車循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的齒扇模數(shù)
齒扇模數(shù)
3.0
3.5
4.0
4.5
5.0
6.0
6.5
乘用車
排量
550
1000
1800
1600
2000
2000
2000
前橋負(fù)荷
3.5
3.8
4.7
7.35
7.0
9.0
8.3
11.0
10.0
11
商用車
前橋負(fù)荷
3.0
5.0
4.5
7.5
5.5
18.5
7.0
19.5
9.0
24
17
37
23
44
最大裝載質(zhì)量
350
1000
2500
2700
4000
6000
8000
由設(shè)計要求可知最大載質(zhì)量為3150kg，前軸負(fù)荷為，即28900N，所以根據(jù)表5-1，齒扇模數(shù)選6.0mm。
（1）鋼球中心距D、螺桿外徑D1和螺母內(nèi)徑D2
鋼球中心距是基本尺寸。螺桿外徑D1，螺母內(nèi)徑D2及鋼球直徑d對確定鋼球中心距D的大小有影響，而D又對轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)尺寸和強(qiáng)度有影響。在保證足夠的強(qiáng)度條件下，盡可能將D值取小些。選取D值的規(guī)律是隨著扇齒模數(shù)的增大，鋼球中心距D也相應(yīng)增加（表5-2）。
表5－2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)
齒扇模數(shù)/mm
3.0
3.5
4.0
4.5
5.0
6.0
6.5
搖臂軸直徑/mm
22
26
30
32
32
35
38
40
42
45
鋼球中心距/mm
20
23
25
25
28
30
32
35
40
螺桿外徑/mm
20
23
25
25
28
29
34
38
鋼球直徑/mm
5.556
5.556
6.350
6.350
7.144
7.144
8.000
螺距/mm
7.938
8.731
9.525
9.525
10.000
10.000
11.000
工作圈數(shù)
1.5
1.5
2.5
2.5
環(huán)流行數(shù)
2
螺母長度/mm
41
45
52
46
47
58
56
59
62
72
78
80
82
齒扇齒數(shù)
3
5
5
齒扇整圓齒數(shù)
12
13
13
13
14
15
齒扇壓力角
22°30′
27°30′
切削角
6°30′
6°30′
7°30′
齒扇寬/mm
22
25
25
27
25
28
30
28~32
30
34
38
35
38
設(shè)計時先參考同類汽車的參數(shù)進(jìn)行初選，經(jīng)強(qiáng)度驗算后，再進(jìn)行修正。螺桿外徑D1通常在20~38范圍內(nèi)變化，設(shè)計時應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷的不同來選定。螺母內(nèi)徑D2應(yīng)大于D1，一般要求D2 - D1=（5%10%）D。
根據(jù)表5-2，本設(shè)計初選鋼球中心距為35mm，螺桿外徑34mm，D2-D1=8%D，所以螺母內(nèi)徑D2為36.8mm。
（2）鋼球直徑d及數(shù)量n
鋼球直徑尺寸d取得大，能提高承載能力，同時螺桿和螺母傳動機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向器的尺寸也隨之增加。鋼球直徑應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)一般常在79mm范圍內(nèi)選用（表5-2）。
增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力，但是鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。因為鋼球直徑本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部的鋼球數(shù)。經(jīng)驗表明，每個環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過60為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應(yīng)分組裝配。每個環(huán)路中的鋼球數(shù)為
（5-1）
式(5-1)中，D為鋼球中心距；W為一個環(huán)路著那個的鋼球工作圈數(shù)；n為不包括環(huán)流導(dǎo)管中的鋼球數(shù)；為螺線導(dǎo)程角，常取=5°~ 8°，故1。
本設(shè)計中鋼球直徑d=7.144，工作圈數(shù)W=2.5，由公式（5-1）可得鋼球數(shù)n為38
（3）滾道截面
圖5-1 滾道截面示意圖
當(dāng)螺桿和螺母的滾道截面各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，如圖5-1所示，鋼球與滾道有四點接觸，傳動時軸向間隙最小，可滿足轉(zhuǎn)向盤自由行程小的要求。圖5-1中滾道與鋼球之間的間隙，除用來儲存潤滑油之外，還能儲存磨損雜質(zhì)。為了減少摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑應(yīng)大于鋼球半徑d/2，一般取=（0.51~0.53）d。螺桿滾道應(yīng)倒角，用來避免該處被嚙出毛刺而劃傷鋼球后降低傳動效率
本設(shè)計取=0.53d=3.786mm
（4）接觸角
鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角稱為接觸角，角多取為45°，以使軸向力和徑向力分配均勻。本設(shè)計取為45°。
（5）螺距P和螺旋線導(dǎo)程角
轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角，對應(yīng)螺母移動的距離s為
（5-2）
式中，P為螺紋螺距。與此同時，齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長等于s，相應(yīng)搖臂轉(zhuǎn)過角，期間關(guān)系為
（5-3）
式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。
聯(lián)立式（5-2）、（5-3）得，將對求導(dǎo)，得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳動比為
（5-4）
由式（5-4）可知，；螺距P影響轉(zhuǎn)向器角傳動比的值。螺距P一般在811mm內(nèi)選取。
本設(shè)計選取螺距P為10.000mm。
在已知螺旋線導(dǎo)程角和螺距的情況下，鋼球中心距D也可由下式求得：
（5-5）
式中 —螺桿與螺母滾道的螺距；
—螺線導(dǎo)程角。
因此根據(jù)式（5-5）反推出螺旋線導(dǎo)程角為5°
（6）工作鋼球圈數(shù)W
多數(shù)情況下，轉(zhuǎn)向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)W又與接觸強(qiáng)度有關(guān)：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球數(shù)增多，能降低接觸應(yīng)力，提高承載能力；但鋼球受力不均勻。螺桿增長使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有1.5和2.5圈兩種。一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見表5-2
本設(shè)計選取工作鋼球圈數(shù)W為2.5圈。
（7）導(dǎo)管內(nèi)徑
容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導(dǎo)管內(nèi)徑,式中，e為鋼球直徑d與導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙。E不易過大，否則鋼球流經(jīng)導(dǎo)管時球心偏離導(dǎo)管中心的距離增大，并使流動阻力增大。推薦。導(dǎo)管壁厚取為1mm。
本設(shè)計選取e為0.5mm，所以導(dǎo)管內(nèi)徑為7.644mm。
當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)過5角(即2.5圈)時，齒扇節(jié)圓應(yīng)轉(zhuǎn)過的弧長等于對應(yīng)螺母在螺桿上移動的距離S,此時，搖臂軸轉(zhuǎn)過0.25角，與此同時，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角，則
==61mm; （5－6）
則螺桿螺紋滾道的有效工作長度L’等于螺母在螺桿上移動的距離的2倍，即L’=2S=2×61mm=122mm;
在此條件下，應(yīng)盡量縮短滾道長度。但為安全計，在有效工作長度L’之外的兩端各增加0.5-0.75圈滾道長度。
因此，螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度L
L=L’+2(0.5～0.75)d=102+2×(0.5～0.75)×7.144=129.144～132.716mm;
又螺桿螺紋滾道的有效工作長度距兩端面距離5.5mm，即螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度
L L’+25.5=122+25.5=133mm；
圓整后取L=132mm；
5.1.2 齒條、齒扇傳動副的設(shè)計
首先分析轉(zhuǎn)向器的傳動間隙，既齒扇和齒條之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性。研究該特性的意義在于，他與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。
轉(zhuǎn)向器傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙大到無法確保直線行駛穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處的間隙。調(diào)整后，要求轉(zhuǎn)向盤能圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，而無卡住現(xiàn)象。為此，傳動副的傳動間隙特性，應(yīng)當(dāng)設(shè)計成在離開中間位置以后呈圖5-2所示的逐漸增大的形狀。5-2中，曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且中間位置已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。
圖5-2轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性，可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲取必要的傳動間隙，即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心轉(zhuǎn)動，如圖4-3所示，相對于搖臂軸的中心有距離為的偏心。這樣加工的齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時，齒側(cè)間隙也逐漸加大，可表達(dá)為
（5-7）
式中 ——徑向間隙；
——嚙合角；
——齒扇的分度圓半徑；
——搖臂軸的轉(zhuǎn)角。
當(dāng)、確定后，根據(jù)上式可繪制如圖5—4所示的線圖，用于選擇適當(dāng)?shù)膎值，以便使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時，齒側(cè)間隙能夠適應(yīng)消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。
齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側(cè)間隙的改變也可以用改變齒條各齒槽寬而不改變齒扇各輪齒齒厚的辦法來實現(xiàn)。一般是將齒條(一般有4個齒)兩側(cè)的齒槽寬制成比中間齒槽大0.20～0.30mm即可。
圖5－3 為獲得變化的齒側(cè)間隙齒扇的加工原理和計算簡圖
圖5－4 用于選擇偏心n的線圖
齒扇的齒厚沿齒寬方向變化，故稱為變厚齒扇。其齒形外觀與普通的直齒圓錐齒輪相似。用滾刀加工變厚齒扇的切齒進(jìn)給運(yùn)動是滾刀相對工件作垂向進(jìn)給的同時，還以一定的比例作徑向進(jìn)給，兩者合成為斜向進(jìn)給。這樣即可得到變厚齒扇。變厚齒扇的齒頂及齒根的輪廓面為圓錐面，其分度圓上的齒厚是成比例變化的，形成變厚齒扇，如圖5—5所示
圖5－5變厚齒扇的截面
在該圖中若0－0截面原始齒形的變位系數(shù)＝0，則位于其兩側(cè)的截面I—I和Ⅱ—Ⅱ分別具有＞0和＜0，即截面I—I的齒輪為正變位齒輪，而截面Ⅱ—Ⅱ的齒輪為負(fù)變位齒輪。即變厚齒扇在其整個齒寬方向上是由無窮多的原始齒形變位系數(shù)逐漸變化的圓柱齒輪所形成。因為在與0—0平行的不同截面中，其模數(shù)m不變、齒數(shù)亦同，故其分度圓及基圓亦不變，即為分度圓柱和基圓柱。其不同截面位置上的漸開線齒形，均為在同一基圓柱上展開的漸開線，僅僅是其輪齒的漸開線齒形離基圓的位置不同而已，故應(yīng)將其歸人圓柱齒輪范疇，而不應(yīng)歸于直齒圓錐齒輪范圍，雖然它們從外觀上更相似，因為直齒圓錐齒輪輪齒的漸開線齒形的形成基準(zhǔn)是基錐。
變厚齒扇齒形的計算，如圖5-6所示，一般將中間剖面A-A規(guī)定為基準(zhǔn)剖面。由A-A剖面向右時，變?yōu)橄禂?shù)為正，向左則變?yōu)橄禂?shù)為零（O-O剖面），再變?yōu)樨?fù)。若O-O剖面距A-A剖面的距離為，則其值為
（5-8）
式中，—在截面A－A處的原始齒形變位系數(shù)；
m—模數(shù)；
—切削角。
為切削角。常見的有6°30′和7°30′兩種。在切削角一定得條件下，各剖面的變?yōu)橄禂?shù)取決于距離基準(zhǔn)剖面A-A的距離。
圖5－6齒扇剖面圖
法向壓力角，一般在20°~30°之間，根據(jù)表4-2，選為22°30′；切削角為6°30′；齒頂高系數(shù)，一般取0.8或1.0，這里取1.0；徑向間隙系數(shù)，取0.2；整圓齒數(shù)z，在12~15之間取，取為13；齒扇寬度B，一般在2238mm，取為30mm。列出如下：
表5－3變厚齒扇（A－A）處的齒形參數(shù) （mm）
參數(shù)名稱
參數(shù)
齒頂高系數(shù)
1.0
齒頂高
6.0
齒根高
7.2
齒全高
7.2
徑向間隙c
1.2
變位系數(shù)
0.14
齒頂圓直徑D
91.68
分度圓弧齒厚
9.62
說明：基準(zhǔn)截面見圖5－6的截面A—A，為齒扇寬度的中間位置處的截面。
根據(jù)表5-3，列出變厚齒扇的齒形參數(shù)：
齒頂高系數(shù)
徑向間隙系數(shù)
齒頂高
徑向間隙
齒根高
全齒高
變位系數(shù)
齒頂圓直徑
分度圓弧齒厚
節(jié)圓的直徑為mm
節(jié)圓半徑
轉(zhuǎn)向器角傳動比為：
5.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計算
為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力，車輪穩(wěn)定阻力。輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。
精確地計算這些力是困難的，為此推薦足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩（N·mm），即
（5-9）
式中 f—輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7
—為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N）
P—為輪胎氣壓（MPa）
本設(shè)計中，；輪胎氣壓為0.42MPa，轉(zhuǎn)向軸負(fù)載=28900.0N。代入式（5-9）得
作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為
（5-10）
式中 —轉(zhuǎn)向搖臂長
—轉(zhuǎn)向節(jié)臂長
—轉(zhuǎn)向盤直徑
—轉(zhuǎn)向器角傳動比
—轉(zhuǎn)向器正效率
轉(zhuǎn)向搖臂長為200；轉(zhuǎn)向節(jié)臂長為220；轉(zhuǎn)向盤直徑根據(jù)車型不同，在380550的標(biāo)準(zhǔn)系列內(nèi)選取，查國家標(biāo)準(zhǔn)可取為500；角傳動比為24.49；循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動副為滾動摩擦，摩擦損失小，其正效率可達(dá)85%，這里取85%。代入式（5-10）得
確定計算載荷后，即可計算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度。
1）鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力
≤ （5-11）
式中K——系數(shù)，根據(jù)A／B查表16—5求得，其中A／B用下式計算：
， （5-12）
—鋼球半徑，見圖5-1；取為3.572
—螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑，見圖5-1；取為3.786
—螺桿外半徑；取為17
E—材料彈性模量，MPa
—每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓；
（5-13）
—轉(zhuǎn)向盤圓周力
R