汽車(chē)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

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1、第一節(jié) 概 述 轉(zhuǎn)向系是用來(lái)保持或者改變汽車(chē)行駛方向的機(jī)構(gòu)， 在汽車(chē)轉(zhuǎn)向行駛時(shí)， 保證各轉(zhuǎn)向輪之 間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。 機(jī)械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)， 經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。 有 些汽車(chē)還裝有防傷機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振器。 采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車(chē)還裝有動(dòng)力系統(tǒng)， 并借助此系統(tǒng) 來(lái)減輕駕駛員的手力。 對(duì)轉(zhuǎn)向系提出的要求有： 1) 汽車(chē)轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)， 全部車(chē)輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)， 任何車(chē)輪不應(yīng)有側(cè)滑。 不滿足這 項(xiàng)要求會(huì)加速輪胎磨損，并降低汽車(chē)的行駛穩(wěn)定性。 2) 汽車(chē)轉(zhuǎn)向行駛后， 在駕駛員松開(kāi)轉(zhuǎn)向盤(pán)的條件下， 轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)返回到直線行駛位置， 并穩(wěn)定行駛。 3) 汽車(chē)在任何

2、行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤(pán)沒(méi)有擺動(dòng)。 4) 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時(shí)，由于運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)使車(chē)輪產(chǎn)生的擺動(dòng)應(yīng)最 小。 5) 保證汽車(chē)有較高的機(jī)動(dòng)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(pán)的反沖力要盡可能小。 8) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)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)。 9) 在車(chē)禍中， 當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤(pán)由于車(chē)架或車(chē)身變形而共同后移時(shí)， 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(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核，保證轉(zhuǎn)向盤(pán)與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。 正確設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)，可以使第一項(xiàng)要求得到保證。轉(zhuǎn)向系中設(shè)置有轉(zhuǎn)向

3、減振器時(shí)， 能夠防止轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生自振， 同時(shí)又能使傳到轉(zhuǎn)向盤(pán)上的反沖力明顯降低。 為了使汽車(chē)具有良 好的機(jī)動(dòng)性能， 必須使轉(zhuǎn)向輪有盡可能大的轉(zhuǎn)角， 并要達(dá)到按前外輪車(chē)輪軌跡計(jì)算， 其最小 轉(zhuǎn)彎半徑能達(dá)到汽車(chē)軸距的 2?2. 5倍。通常用轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員作用?在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力大 小和轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)多少兩項(xiàng)指標(biāo)來(lái)評(píng)價(jià)操縱輕便性。 沒(méi)有裝置動(dòng)力轉(zhuǎn)向的轎車(chē)， 在行駛中 轉(zhuǎn)向，此力應(yīng)為50—100N;有動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，此力在20— 50N。當(dāng)貨車(chē)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(méi)有裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向器， 上述切向力不得超過(guò)250

4、N;有動(dòng)力轉(zhuǎn)向器時(shí)，不得超過(guò)120N。轎車(chē)轉(zhuǎn)向 盤(pán)從中間位置轉(zhuǎn)到每一端的圈數(shù)不得超過(guò) 2. 0圈，貨車(chē)則要求不超過(guò) 3. 0圈。? 近年來(lái)，電動(dòng)、電控動(dòng)力轉(zhuǎn)向器已得到較快發(fā)展，不久的將來(lái)可以轉(zhuǎn)入商品裝車(chē)使用。 電控動(dòng)力轉(zhuǎn)向可以實(shí)現(xiàn)在各種行駛條件下轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)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Pl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(hào) n表示，n=(Pi—P2) / P ;反之稱為逆效率，用符號(hào) n表示，n =(P 3— Pa) / 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(shí)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)

5、輕便，要求正效率高。為了保證汽車(chē)轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)能自動(dòng)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(shí)駕駛員的疲勞， 車(chē)輪與路面之間的作用 力傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)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n 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(diǎn)、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(diǎn)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

6、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(dòng)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(yàn)結(jié)果分別為 70%和75%。 轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承的形式對(duì)效率也有影響，用滾針軸承比用滑動(dòng)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(duì)于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算 tan 0 tan( 0 ) 式中，ao為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角; (7--1) P為摩擦角，p=rctan

7、f ; f為摩擦因數(shù)。 2 .轉(zhuǎn)向器逆效率n 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(chē)輪上的力， 經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤(pán)， 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(pán)自動(dòng)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(shí)，車(chē)輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)， 造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長(zhǎng)時(shí)間在不平路面上行駛， 易使駕駛員疲勞, 影響安全駕駛。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。 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車(chē)輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)向器。 該沖擊力

8、由轉(zhuǎn)向傳 動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件承受， 因而這些零件容易損壞。 同時(shí)，它既不能保證車(chē)輪自動(dòng)回正， 駕駛員又 缺乏路面感覺(jué)；因此，現(xiàn)代汽車(chē)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(chē)輪受到?jīng)_擊力作用時(shí)， 此力只有較小一部分 傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)。它的逆效率較低， 在不平路面上行駛時(shí)，駕駛員并不十分緊張，同時(shí)轉(zhuǎn)向傳動(dòng) 機(jī)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(jì) 算 (7—2) tan( ° ) tan ° 式(7 — 1)和式(7 — 2)表明：增加導(dǎo)程角 ao,正、逆效率均增大。受 n增大的影響，

9、不 宜取得過(guò)大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時(shí), 逆效率為負(fù)值或者為零， 此時(shí)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(dòng)比的變化特性 1 .轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 iwo和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比 ip 從輪胎接地面中心作用在兩個(gè)轉(zhuǎn)向輪上的合力 2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力 Fh之比，稱 為力傳動(dòng)比，即ip=2Fw / Fh。 轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)角速度 3w與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 必之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比iwo,即; i wo d dt k d k dt +式中，d"為轉(zhuǎn)向盤(pán)

10、轉(zhuǎn)角增量; d侏為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時(shí) 間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比 iw和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng)比 iw '所組成，即 iwo=iw iw '。 轉(zhuǎn)向盤(pán)角速度曲與搖臂軸轉(zhuǎn)動(dòng)角速度WK之比， 稱為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比iw '，即 w d dt d p d p dt d p ° 式中,d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。 搖臂軸轉(zhuǎn)動(dòng)角速度 3P與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 4之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比 iw '，即 iw' p d p dt d k k d k dt d k 2 .力傳動(dòng)比與轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比的關(guān)系 輪胎與地面之間

11、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 (7— 3) 式中，a為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長(zhǎng)線與支承平面的交點(diǎn)至車(chē)輪中心平面與 支承平面交線間的距離。 作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力 Fh可用下式表示 Fh 2Mh Dsw (7—4) 式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的力矩； Dsw^轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑。 將式(7 — 3)、式(7 — 4)代入ip=2Fw / Fh后得到 (7—5) 應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。 Mr Dsw j P Mha 分析式(7 — 5)可知，當(dāng)主銷偏移距 a小時(shí)，力傳動(dòng)比ip 通常轎車(chē)的a值在0. 4?0. 6倍輪

12、胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取， 而貨車(chē)的d值在40?60mm 范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑 Dsw根據(jù)車(chē)型不同在JB4505— 86轉(zhuǎn)向盤(pán)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 2Mr Mh d i i wo d k (7—6) 將式(7 — 6)代人式(7 — 5)后得到 D sw 2a (7—7) 當(dāng)a和Dsw不變時(shí)，力傳動(dòng)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(dòng)比iwo 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng)比，除用 iw '=d“/d B表示以外，還可以近

13、似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長(zhǎng) L2與搖臂臂長(zhǎng)L之比來(lái)表示，即iw =d 3p/ d 3 k立2/ L。現(xiàn)代汽車(chē)結(jié)構(gòu)中，L?與J的比值大 約在0. 85?1. 1之間，可近似認(rèn)為其比值為 iwo ^iw=d $/d 3。由此可見(jiàn)，研究轉(zhuǎn)向系的 傳動(dòng)比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 iw和其變化規(guī)律即可。 4 ?轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比和其變化規(guī)律 式(7 — 7)表明：增大角傳動(dòng)比可以增加力傳動(dòng)比。 從ip=2Fw / Fh式可知，當(dāng)Fw—定時(shí), 增大ip能減小作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力 Fh,使操縱輕便。 考慮到iwo智，由iwo的定義可知：對(duì)于一定的轉(zhuǎn)向盤(pán)角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比成反比。

14、 角傳動(dòng)比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對(duì)轉(zhuǎn)向盤(pán)角速度的響應(yīng)變得遲 鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時(shí)間增長(zhǎng)，汽車(chē)轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構(gòu)成一對(duì)矛盾。為解 決這對(duì)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Pbi=Pb2。其中齒輪基圓齒距 Fbi = nmcos ai, 齒條基圓齒距 Pb2=jrncos a。由上述兩式可知：當(dāng)齒輪具有標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m和標(biāo)準(zhǔn)壓力角ai與一 個(gè)具有變模數(shù)m；、變壓力角a的齒條相嚙合，并始終保持 mlcoso a=mcoso a時(shí)，它們就可

15、以 嚙合運(yùn)轉(zhuǎn)。如果齒條中部（相當(dāng)汽車(chē)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?。瑒t主動(dòng)齒輪嚙合半徑也減小，致使轉(zhuǎn)向盤(pán)每轉(zhuǎn)動(dòng)某同一角度時(shí)，齒條行程也 隨之減小。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)比是變化的。圖 7—14是根據(jù)上述原理設(shè)計(jì)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。 7 14 rtSftIE力甫坐化輸圖 G閔帝中都世 1｝古糸爲(wèi)端桁 循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 iw=2 n / P （式7 —

16、13）。因結(jié)構(gòu)原因，螺距 P不 能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑 r的方法，達(dá)到使循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器實(shí)現(xiàn)變速 比的目的。 隨轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角變化， 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比可以設(shè)計(jì)成減小、 增大或保持不變的。 影響選取角 傳動(dòng)比變化規(guī)律的因素，主要是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對(duì)汽車(chē)機(jī)動(dòng)能力的要求。 若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小， 在轉(zhuǎn)向盤(pán)全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)， 駕駛員不存在轉(zhuǎn)向沉重問(wèn)題。 裝用動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車(chē)， 因轉(zhuǎn)向阻力矩 由動(dòng)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(dòng)比并能減少轉(zhuǎn)向 盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)的總?cè)?shù)，以提高汽車(chē)的機(jī)動(dòng)能力。 轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大又沒(méi)有裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車(chē)， 因轉(zhuǎn)向阻力矩大致與’車(chē)輪偏轉(zhuǎn)角度大小成正 比

17、變化，汽車(chē)低速急轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)的操縱輕便性問(wèn)題突出，故應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比。 汽車(chē)以較高車(chē)速轉(zhuǎn)向行駛時(shí)， 轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角較小，轉(zhuǎn)向阻力矩也小，此時(shí)要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏， 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比應(yīng)當(dāng)小些。 因此，轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)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。 廠 圖 j 門(mén) 轉(zhuǎn)向踣対樓功比坐化輅性曲圾 轉(zhuǎn)向盤(pán)在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比不宜過(guò)小。 過(guò)小則在汽車(chē)高速直線行駛時(shí)， 對(duì)轉(zhuǎn)向 盤(pán)轉(zhuǎn)角過(guò)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(yùn)動(dòng)有困難。 直行位置的轉(zhuǎn) 向器角傳動(dòng)比不宜低于15?16。 三、轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙 At 1 ?轉(zhuǎn)向器

18、傳動(dòng)間隙特性 ^7-16 轉(zhuǎn)向硏苦甜U傳功團(tuán)頤持性 傳動(dòng)間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動(dòng)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(pán)轉(zhuǎn)角 $的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)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(shí)，轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副若存在傳動(dòng)間隙， 一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用， 就能在間隙 At的范圍內(nèi)，允許車(chē)輪偏離原行駛位置，使汽車(chē)失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳 動(dòng)副的傳動(dòng)間隙在轉(zhuǎn)向盤(pán)處于中間和其附近位置時(shí) （一般是10°?15° ）要極小，最好無(wú)間 隙。 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副在中間和其附近

19、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(wú)法確保直線行駛的穩(wěn)定性時(shí)，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。調(diào)整后， 要求轉(zhuǎn)向盤(pán)能圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，而無(wú)卡住現(xiàn)象。為此，傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙特性， 應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成在離開(kāi)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(dòng)間隙變化特性。 2 .如何獲得傳動(dòng)間隙特性 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒條齒扇傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙特性， 可通過(guò)將齒扇齒做成不同厚度來(lái)獲 取必要的傳動(dòng)間

20、隙。即將中間齒設(shè)計(jì)成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側(cè)齒到離開(kāi)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(shí)繞搖臂軸的軸線中心 C轉(zhuǎn)動(dòng)。加工齒扇時(shí)使之繞切齒軸線 Q 轉(zhuǎn)動(dòng)。兩軸線之間的距離 n稱為偏心距。用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。其傳 動(dòng)特性可用下式計(jì)算 /~2 2 2 2 t 2 ta n d R n cos p n cos p Ri n (7 — 8) 式中，a為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；B p為搖臂軸轉(zhuǎn)角；Ri為中心Q到b點(diǎn)的距離；n 為偏心距。 偏心距n不同，傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙特性也不同。圖 7 —18示出偏心距n不同時(shí)的傳動(dòng)間隙 變化特

21、性。n越大，在同一搖臂軸轉(zhuǎn)角條件下，其傳動(dòng)間隙也越大。一般偏心距 n取0. 5mm 左右為宜。 圈7 備心距甘不同時(shí)饕或間障也當(dāng)?shù)耐瘍?yōu) 第四節(jié) 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 一、轉(zhuǎn)向系計(jì)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(qiáng)度。欲驗(yàn)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)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、 路面阻力和輪胎 氣壓等。為轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)的阻力、 車(chē)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(jì)算出這些力是困難的。為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算汽車(chē)在瀝青或 者混凝土路面上的原地

22、轉(zhuǎn)向阻力矩 Mn(N?mm) 式中，f為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取 0. 7; GI為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷(N) ; p為輪胎氣 壓(MPa)。 作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力為 2JMR L2 DSWiw 式中，Li為轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)；L2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng); (7 —10) Dsv為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑；iw為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比; 為轉(zhuǎn)向器正效率。 對(duì)給定的汽車(chē)，用式(7 —10)計(jì)算出來(lái)的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計(jì)算 載荷。然而，對(duì)于前軸負(fù)荷大的重型貨車(chē)，用上式計(jì)算的力往往超過(guò)駕駛員生理上的可能， 在此情況下對(duì)轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器動(dòng)力缸以前零件的計(jì)算載荷， 應(yīng)取駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)輪 緣

23、上的最大瞬時(shí)力，此力為 700No 二、 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) 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?3mr之間。 主動(dòng)小齒輪齒數(shù)多數(shù)在 5— 7個(gè)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(dá)到最大偏轉(zhuǎn)角時(shí)，相應(yīng)的齒條移動(dòng)行程應(yīng)達(dá)到的值來(lái)確定。 變速比的齒條壓力角， 對(duì)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12 ° 一 35°范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)驗(yàn)算齒輪的抗 彎強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。 主動(dòng)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(jì) (一)

24、主要尺寸參數(shù)的選擇 1 ?螺桿、鋼球、螺母?jìng)鲃?dòng)副 (1) 鋼球中心距D螺桿外徑D,、螺母內(nèi)徑D2尺寸D D、D2如圖7—19所示。鋼球中心 距是基本尺寸，螺桿外徑D、螺母內(nèi)徑D2和鋼球直徑d對(duì)確定鋼球中心距 D的大小有影響，而D 又對(duì)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直取小些。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(jì)時(shí)先參考同類型 汽車(chē)的參數(shù)進(jìn)行初選， 經(jīng)強(qiáng)度驗(yàn)算后，再進(jìn)行修正。螺桿外徑D通常在20?38mr范圍內(nèi)變化， 設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷的不同來(lái)選定。螺母內(nèi)徑 D2應(yīng)大于D，—般要求D2— D= (5

25、%? 10% )D。 國(guó)了他姐擇、鋼球、常毋傳動(dòng)閒 2)鋼球直徑d和數(shù)量n鋼球直徑尺寸d取得大，能提高承載能力，同時(shí)螺桿和螺母?jìng)鲃?dòng) 機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向器的尺寸也隨之增大。 鋼球直徑應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)， 一般常在7?9mr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(dòng)性變壞， 從而使傳動(dòng)效率降低。因?yàn)殇? 球本身有誤差，所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(yàn)證明，每個(gè)環(huán)路中的 鋼球數(shù)以不超過(guò)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(gè)環(huán)路中的鋼球 數(shù)可用下式計(jì)算 DW DW n d cos 0 d 式中，D為鋼球中心距；W為

26、一個(gè)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)；a為螺線導(dǎo)程角，常取 a=5°?8°,貝y cos a^l。 (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(shí)， 見(jiàn)圖7—20, 鋼球與滾道有四點(diǎn)接觸， 傳動(dòng)時(shí)軸向間隙最小， 可滿足轉(zhuǎn)向盤(pán)自由行程小的要求。 圖中滾道 與鋼球之間的間隙， 除用來(lái)貯存潤(rùn)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 艮應(yīng)大于鋼球半徑d/2，一般取R2 =(0 . 51?0. 53)d。 (4) 接觸角0鋼球與螺桿滾道接觸點(diǎn)的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角稱為 接觸角0如圖7—20所示。0角多取

27、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a 轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)樣角對(duì)應(yīng)螺母移動(dòng)的距離 S為 (7 —11) 式中，P為螺紋螺距。 與此同時(shí)，齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過(guò)的弧長(zhǎng)等于 s，相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過(guò)B p角，其間關(guān)系可表示如下 (7—12) s pr 式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立式(7 —11)、式(7 —12)得 2 rr P p，將0對(duì)B p,求導(dǎo)得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳 動(dòng)比iw為 2 rr Iw — (7 —13) 由式(7 —13)可知，螺距P影響轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)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

28、 > 2. 5mm螺距 i般在12?18mr內(nèi)選取。 前已述和導(dǎo)程角oo對(duì)轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)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(gè)環(huán)路，而每個(gè)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(zhǎng)而使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有 1 . 5和 2. 5圈兩種。一個(gè) 環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見(jiàn)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 22

29、26 30 32 32 38 42 搖臂軸直徑/ mm 35 40 45 20 23 25 28 30 35 40 鋼球中心距/ mm 25 32 20 23 25 28 29 34 38 螺桿外徑/ mm 25 5. 556 5 . 556 6. 350 7. 144 7 . 144 鋼球直徑/ mm 6. 350 8 . 000 7. 938 8. 731 9. 525 9 . 525 10 螺距/ mm

30、 10 11 工作圈數(shù) 1. 5 1 . 5 2 . 5 2 . 5 環(huán)流行數(shù) 2 41 45 46 58 56 72 80 螺母長(zhǎng)度/ mm 52 47 59 78 82 62 3 5 齒扇齒數(shù) 5 12 13 13 齒扇整圓齒數(shù) 13 14 15 22 ° 30' 齒扇壓力角

31、27° 30' 6 ° 30' 6 ° 30' 切削角 7° 30' 22 25 25 30 28 ?32 30 35 齒扇寬 /mm 25 27 28 34 38 38 2.齒條、齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì) 如圖7— 21所示，滾道相對(duì)齒扇作斜向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)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o—o截面的原始齒形變位系數(shù) z =，且

32、I —I剖面和n — n剖面分別位于 0— o剖面兩側(cè)，則I — I剖面的齒輪是正變位齒輪， n — n剖面中的齒輪為負(fù)變位齒輪， 故 變厚齒扇在整個(gè)齒寬方向上，是由無(wú)數(shù)個(gè)原始齒形位移系數(shù)逐漸變化的圓柱齒輪所組成。 灤刀 S 7-21用濾刀加H變厚掛皋的進(jìn)務(wù)運(yùn)色 K 7 22 變軍齒肅的福聞 對(duì)齒輪來(lái)說(shuō)，因?yàn)樵诓煌恢玫钠拭嬷校?其模數(shù)m不變，所以它的分度圓半徑r和基圓半 徑壯相同。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(kāi)線齒形， 都是在同一個(gè)基圓柱上所展出的漸開(kāi)線，只是其輪齒的漸開(kāi)線齒形相對(duì)基圓的位置不同而 已，所以應(yīng)將其歸人圓柱齒輪的范疇。

33、 E07 孌舊帖扇宙懈tt算簡(jiǎn)圖 變厚齒扇齒形的計(jì)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(shí)，變位系數(shù) 為正，向左則由正變?yōu)榱悖? — 0剖面），再變?yōu)樨?fù)。若0— 0剖面距1 — 1 剖面的距離為《o,則其值為《o=Ym/tan 丫，是切削角，常見(jiàn)的有6° 30'和7° 30,兩種。在 切削角 廠定的條件下，各剖面的變位系數(shù) 懐決于距基準(zhǔn)剖面1 — 1的距離a。 進(jìn)行變厚齒扇齒形計(jì)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05, —般在20°?30°之間；齒頂高系數(shù)X1, —般取0. 8或1. 0;徑向間隙系數(shù)，

34、取0. 2; 整圓齒數(shù) 乙在12?15之間選?。积X扇寬度 B, —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 排量/ mL 1000 ? 1600 ? 轎 500 1800 2 前軸負(fù)荷 3500 ? 4700 ? 7000 ? 8300 ? 10000? 車(chē) / N 3800 7350 9000 11000 11000 貨車(chē) 前軸負(fù)荷 3000 ? 4500 ?

35、 5500 ? 7000 ? 9000 ? 17000? 23000? 和大 / N 5000 7500 18500 19500 24000 37000 44000 客車(chē) 最大裝載質(zhì) 35 000 量/ kg 四、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計(jì)算 1 ?鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力 (T 用下式計(jì)算鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力 (T I 2 2 HER r) k3 2 V Rr) 式中，k為系數(shù)，根據(jù)A/Bf直從表7— 3查取，A= [(1 /r) — (1 /R2)]/2 , B=[(1 /r) +

36、(1 /R)] /2;艮為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；R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(jì)算 式中，00為螺桿螺線導(dǎo)程角；9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(jiàn)圖7—24。 當(dāng)接觸表面硬度為58—64HR(時(shí)，許用接觸應(yīng)力 [c=2500N/ m^ 表7—3系數(shù)七與止/召的關(guān)系 7 -24 2.齒的彎曲應(yīng)力ow 用下式計(jì)算齒扇齒的彎曲應(yīng)力 6Fh w 2 bs 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)

37、力為[ow]=540N/mrK 螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳。前軸負(fù)荷不大的汽車(chē)，滲碳層深度在 0. 8? 1. 2mm前軸負(fù)荷大的汽車(chē)，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(duì)接觸應(yīng)力進(jìn)行驗(yàn)算。 3 .轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 用下式計(jì)算確定搖臂軸直徑 d 式中，K為安全系數(shù)，根據(jù)汽車(chē)使用條件不同可取 2.5?3. 5; MR為轉(zhuǎn)向阻力矩；t為 扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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(chē), 滲碳層深度為1 . 05?1 . 45mm表面硬度為58?63HRC