汽車設(shè)計_轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

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1、【精品文檔】如有侵權(quán)，請聯(lián)系網(wǎng)站刪除，僅供學(xué)習(xí)與交流 汽車設(shè)計_轉(zhuǎn)向系統(tǒng) .....精品文檔...... 第一節(jié) 概 述 轉(zhuǎn)向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。 機械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。有些汽車還裝有防傷機構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振器。采用動力轉(zhuǎn)向的汽車還裝有動力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。 對轉(zhuǎn)向系提出的要求有： 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，

2、并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 2)汽車轉(zhuǎn)向行駛后，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)汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。 4)轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運動不協(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動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。 6)操縱輕便。 7)轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。 8)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)。 9)在車禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共

3、同后移時，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10)進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向一致。 正確設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)，可以使第一項要求得到保證。轉(zhuǎn)向系中設(shè)置有轉(zhuǎn)向減振器時，能夠防止轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生自振，同時又能使傳到轉(zhuǎn)向盤上的反沖力明顯降低。為了使汽車具有良好的機動性能，必須使轉(zhuǎn)向輪有盡可能大的轉(zhuǎn)角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉(zhuǎn)彎半徑能達到汽車軸距的2～2．5倍。通常用轉(zhuǎn)向時駕駛員作用·在轉(zhuǎn)向盤上的切向力大小和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)多少兩項指標(biāo)來評價操縱輕便性。沒有裝置動力轉(zhuǎn)向的轎車，在行駛中轉(zhuǎn)向，此力應(yīng)為50—100N；有動力轉(zhuǎn)向時，此力在20—50N。當(dāng)貨車

4、從直線行駛狀態(tài)，以10km／h速度在柏油或水泥的水平路段上轉(zhuǎn)入沿半徑為12m的圓周行駛，且路面干燥，若轉(zhuǎn)向系內(nèi)沒有裝動力轉(zhuǎn)向器，上述切向力不得超過250N；有動力轉(zhuǎn)向器時，不得超過120N。轎車轉(zhuǎn)向盤從中間位置轉(zhuǎn)到每一端的圈數(shù)不得超過2．0圈，貨車則要求不超過3．0圈?！? 近年來，電動、電控動力轉(zhuǎn)向器已得到較快發(fā)展，不久的將來可以轉(zhuǎn)入商品裝車使用。電控動力轉(zhuǎn)向可以實現(xiàn)在各種行駛條件下轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的力都輕便。 第二節(jié) 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 一、轉(zhuǎn)向器的效率 功率P1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正效率，用符號 η+表示，η+=(P1—P2)／Pl；反之稱為逆效率，用

5、符號η-表示，η- =(P3—P2)／P3。式中，P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P3為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低。 1．轉(zhuǎn)向器的正效率η+ 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 在前述四種轉(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

6、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等三種結(jié)構(gòu)之一。第一種結(jié)構(gòu)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，故這種轉(zhuǎn)向器的效率ly+僅有54％。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結(jié)果分別為70％和75％。 轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比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 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算

7、 （7--1） 式中，αo為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數(shù)。 2．轉(zhuǎn)向器逆效率η- 根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、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)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。

8、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。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機構(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)向器介于上述兩者之間。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。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計算

9、 （7—2） 式(7—1)和式(7—2)表明：增加導(dǎo)程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大的影響，αo不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時，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)程角必須大于摩擦角。通常螺線導(dǎo)程角選在8°～10°之間。 二、傳動比的變化特性 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2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即 ip=2Fw／Fh 。 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度 ωw 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 ωk

10、之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即；式中，dφ 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dβk 為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比iw 和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比iw′ 所組成，即 iwo=iw iw′ 。 轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度ωK之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比iw′, 即。 式中,dβp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。 搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度ωp與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比iw′，即。 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Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩 Mr 之間有如下關(guān)系

11、 （7—3） 式中，α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交線間的距離。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh可用下式表示 （7—4） 式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑。 將式(7—3)、式(7—4)代入 ip=2Fw／Fh 后得到 （7—5） 分析式(7—5)可知，當(dāng)主銷偏移距a小時，力傳動比 ip 應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。通

12、常轎車的 a 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d值在40～60mm范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑 Dsw 根據(jù)車型不同在JB4505—86轉(zhuǎn)向盤尺寸標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的系列內(nèi)選取。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示 （7—6） 將式(7—6)代人式(7—5)后得到 （7—7） 當(dāng) α 和 Dsw 不變時，力傳動比 ip 越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但 iwo 也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。 3．轉(zhuǎn)向系的角傳動比iwo

13、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比，除用 iw′=dβp／dβk表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長L2與搖臂臂長Ll之比來表示，即 iw′=dβp／dβki≈L2／Ll ?，F(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，L2與L1的比值大約在0．85～1．1之間，可近似認(rèn)為其比值為 iwo≈iw=dφ／dβ 。由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw 及其變化規(guī)律即可。 4．轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律 式(7—7)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從 ip=2Fw／Fh式可知，當(dāng)Fw一定時，增大ip能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh，使操縱輕便。 考慮到 iwo≈iw ，由 iwo 的定

14、義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的響應(yīng)變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時間增長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構(gòu)成一對矛盾。為解決這對矛盾，可采用變速比轉(zhuǎn)向器。 齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器都可以制成變速比轉(zhuǎn)向器。下面介紹齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理。 根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即 Pbl=Pb2。其中齒輪基圓齒距Pbl=πmlcosα1，齒條基圓齒距 Pb2=πm2cosα2 。由上述兩式可知：當(dāng)齒輪具有標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m1和標(biāo)準(zhǔn)壓力角α1與一個具有變模數(shù)m2、變壓力角α2的齒

15、條相嚙合，并始終保持 m1cosoαl=m2cosoα2時，它們就可以嚙合運轉(zhuǎn)。如果齒條中部(相當(dāng)汽車直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模數(shù)也隨之減小)，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動比是變化的。圖7—14是根據(jù)上述原理設(shè)計的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器齒條壓力角變化示例。從圖中可以看到，位于齒條中部位置處的齒有較大壓力角和齒輪有較大的節(jié)圓半徑，而齒條齒有寬的齒根和淺斜的齒側(cè)面；位于齒條兩端的齒，齒根減薄，齒有陡斜的齒側(cè)面。 循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw=2πr／P (式7—13)。因結(jié)構(gòu)原因，螺距 P 不能變

16、化，但可以用改變齒扇嚙合半徑 r 的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)變速比的目的。 隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角變化，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)律的因素，主要是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小，在轉(zhuǎn)向盤全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，駕駛員不存在轉(zhuǎn)向沉重問題。裝用動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比并能減少轉(zhuǎn)向 盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)，以提高汽車的機動能力。 轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大又沒有裝動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩大致與‘車輪偏轉(zhuǎn)角度大小成正比變化，汽車低速急轉(zhuǎn)彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應(yīng)選

17、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，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角較小，轉(zhuǎn)向阻力矩也小，此時要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當(dāng)小些。因此，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7—15所示。 轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角過分敏感和使反沖效應(yīng)加大，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運動有困難。直行位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜低于15～16。 三、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙Δt 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φ的大小不同而改變，

18、并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性(圖7—16)。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 直線行駛時，轉(zhuǎn)向器傳動副若存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，就能在間隙Δt的范圍內(nèi)，允許車輪偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時(一般是10°～15°)要極小，最好無間隙。 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的穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。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

19、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7—16所示的逐漸加大的形狀。圖中曲線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，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙，曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。 2．如何獲得傳動間隙特性 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。即將中間齒設(shè)計成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側(cè)齒到離開中間齒最遠(yuǎn)的齒，其厚度依次遞減。 如圖7—17所示，齒扇工作時繞搖臂軸的軸線中心O轉(zhuǎn)動。加工齒扇時使之繞切齒軸線O1轉(zhuǎn)動。兩軸線之間的距離n稱為偏心距。

20、用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。其傳動特性可用下式計算 (7—8) 式中，αd為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；βp為搖臂軸轉(zhuǎn)角；R1為中心O1到b點的距離；n為偏心距。 偏心距n不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。圖7—18示出偏心距n不同時的傳動間隙變化特性。n越大，在同一搖臂軸轉(zhuǎn)角條件下，其傳動間隙也越大。一般偏心距n取0．5mm左右為宜。 第四節(jié) 機械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計與計算 一、轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度，需首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

21、、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。 精確地計算出這些力是困難的。為此推薦用足夠精確的半經(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Mn(N·mm) （7—9） 式中，f 為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0．7；Gl為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷(N)；p 為輪胎氣壓(MPa)。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 (7—10) 式中，Ll為轉(zhuǎn)向搖臂長；L2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直

22、徑；iw為轉(zhuǎn)向器角傳動比； η+為轉(zhuǎn)向器正效率。 對給定的汽車，用式(7—10)計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算載荷。然而，對于前軸負(fù)荷大的重型貨車，用上式計算的力往往超過駕駛員生理上的可能，在此情況下對轉(zhuǎn)向器和動力轉(zhuǎn)向器動力缸以前零件的計算載荷，應(yīng)取駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤輪緣上的最大瞬時力，此力為700N。 二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5—7個齒范圍變化，壓力角取20°，齒輪螺旋角取值范圍多為9°～15°。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應(yīng)

23、的齒條移動行程應(yīng)達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12°一35°范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計時應(yīng)驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。 主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。 三、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計 (一)主要尺寸參數(shù)的選擇 1．螺桿、鋼球、螺母傳動副 (1)鋼球中心距D、螺桿外徑D，、螺母內(nèi)徑D2 尺寸D、Dl、D2如圖7—19所示。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)尺寸和強度有影響。在保證足夠的

24、強度條件下，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7—1)。設(shè)計時先參考同類型汽車的參數(shù)進行初選，經(jīng)強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑Dl通常在20～38mm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Dl，一般要求D2—Dl= (5％～10％)D。 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構(gòu)和轉(zhuǎn)向器的尺寸也隨之增大。鋼球直徑應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)，一般常在7～9mm范圍內(nèi)選用(表7—1)。 增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力，但使鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。因為鋼球本身有誤差，所

25、以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部鋼球數(shù)。經(jīng)驗證明，每個環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過60粒為好。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)可用下式計算 式中，D為鋼球中心距；W為一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；n為不包括環(huán)流導(dǎo)管中的鋼球數(shù)；α0為螺線導(dǎo)程角，常取α0=5°～8°，則cosα0≈1。 (3)滾道截面 當(dāng)螺桿和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，見圖7—20，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。圖中滾道與鋼球之間的間隙，除用來貯存潤滑油之外，還能貯存磨損雜質(zhì)。為了減少摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑R2應(yīng)大于鋼球半徑d/2，

26、一般取R2 =(0．51～0．53)d。 (4)接觸角θ 鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角稱為接觸角θ，如圖7—20所示。θ角多取為45°，以使軸向力和徑向力分配均勻。 (5)螺距P和螺旋線導(dǎo)程角αo 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動φ角，對應(yīng)螺母移動的距離S為 （7—11） 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)搖臂軸轉(zhuǎn)過βp角，其間關(guān)系可表示如下 (7—12) 式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)

27、立式(7—11)、式(7—12)得，將φ對βp，求導(dǎo)得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳動比iw為 (7—13) 由式(7—13)可知，螺距P影響轉(zhuǎn)向器角傳動比的值。在螺距不變的條件下，鋼球直徑d越大，圖7—19中的尺寸b越小，要求b=P-d﹥2．5mm。螺距P一般在12～18mm內(nèi)選取。 前已述及導(dǎo)程角αo對轉(zhuǎn)向器傳動效率有影響，此處不再贅述。 (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又與接觸強度有關(guān)：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應(yīng)力，提高承載能力；但鋼球受力不均勻、螺桿增長而

28、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7—1。 表7—1 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／m

29、m 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 10 11 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

30、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 2．齒條、齒扇傳動副設(shè)計 如圖7—21所示，滾道相對齒扇作斜向進給運動加工齒扇齒，得到變厚齒扇。如圖7—22所示，變厚齒扇的齒頂和齒根的輪廓面是圓錐的一部分，其分度圓上的齒厚是變化的，故稱之為變厚齒扇。 圖7—22中，若0—0截面的原始齒形變位系數(shù)ζ=0，且I—I剖面和Ⅱ—Ⅱ剖面分別位于0—0剖面兩側(cè)，

31、則I—I剖面的齒輪是正變位齒輪， Ⅱ—Ⅱ剖面中的齒輪為負(fù)變位齒輪，故變厚齒扇在整個齒寬方向上，是由無數(shù)個原始齒形位移系數(shù)逐漸變化的圓柱齒輪所組成。 對齒輪來說，因為在不同位置的剖面中，其模數(shù)m不變，所以它的分度圓半徑r和基圓半徑rb相同。因此，變厚齒扇的分度圓和基圓均為一圓柱，它在不同剖面位置上的漸開線齒形，都是在同一個基圓柱上所展出的漸開線，只是其輪齒的漸開線齒形相對基圓的位置不同而已，所以應(yīng)將其歸人圓柱齒輪的范疇。 變厚齒扇齒形的計算，如圖7—23所示。一般將中間剖面1—1規(guī)定為基準(zhǔn)剖面。由1—1剖面向右時，變位系數(shù)ξ為正，向左則由正變?yōu)榱?0—0剖面)，再變?yōu)樨?fù)。若0—0剖

32、面距1—1剖面的距離為αo，則其值為αo=γ1m／tanγ，是切削角，常見的有6°30’和7°30，兩種。在切削角γ一定的條件下，各剖面的變位系數(shù)ξ取決于距基準(zhǔn)剖面1—1的距離a。 進行變厚齒扇齒形計算之前，必須確定的參數(shù)有：模數(shù)m，參考表7—2選??；法向壓力角αo，一般在20°～30°之間；齒頂高系數(shù)x1，一般取0．8或1．0；徑向間隙系數(shù)，取0．2；整圓齒數(shù)z，在12～15之間選??；齒扇寬度B，一般在22～38mm。 表7—2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器齒扇齒模數(shù) 齒扇齒模數(shù)m／mm 3．0 3．5 4．0 4．5 5．0 6．0 6．5 轎 車 排量／mL

33、 500 1000～ 1800 1600～ 2000 2000 2000 前軸負(fù)荷 ／N 3500～3800 4700～ 7350 7000～ 9000 8300～11000 10000～11000 貨車 和大 客車 前軸負(fù)荷 ／N 3000～ 5000 4500～ 7500 5500～ 18500 7000～ 19500 9000～ 24000 17000～37000 23000～ 44000 最大裝載質(zhì)量／kg 350 1000 2500 2700 3500 6000 8000

34、 四、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算 1．鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力σ 用下式計算鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力σ 式中，k為系數(shù)，根據(jù)A／B值從表7—3查取，A= [(1／r) —(1／R2)]/2， B=[(1／r) + (1／R1)]／2；R2為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；Rl為螺桿外半徑；E為材料彈性模量，等于2．1X105N／mm2；F3為鋼球與螺桿之間的正壓力，可用下式計算 式中，αo為螺桿螺線導(dǎo)程角；θ為接觸角；n為參與工作的鋼球數(shù)；F2為作用在螺桿上的軸向力，見圖7—24。 當(dāng)接觸表面硬度為58—64HRC時，許用接觸應(yīng)力 [σ]=2500N／mm

35、2。 表7—3 系數(shù)七與止／召的關(guān)系 2．齒的彎曲應(yīng)力σw 用下式計算齒扇齒的彎曲應(yīng)力 式中，F(xiàn)為作用在齒扇上的圓周力；h為齒扇的齒高；b為齒扇的齒寬；s為基圓齒厚。 許用彎曲應(yīng)力為[σw]=540N／mm2。 螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳。前軸負(fù)荷不大的汽車，滲碳層深度在0．8～1．2mm；前軸負(fù)荷大的汽車，滲碳層深度在1．05～1．45mm。表面硬度為58—63HRC。 此外，應(yīng)根據(jù)材料力學(xué)提供的公式，對接觸應(yīng)力進行驗算。 3．轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 用下式計算確定搖臂軸直徑d 式中，K為安全系數(shù)，根據(jù)汽車使用條件不同可取2.5～3．5；MR為轉(zhuǎn)向阻力矩；τ。為扭轉(zhuǎn)強度極限。 搖臂軸用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度在0．8～1．2mm。前軸負(fù)荷大的汽車，滲碳層深度為1．05～1．45mm。表面硬度為58～63HRC。