畢業(yè)設計（論文）-Jz100型整體式液壓動力轉向器設計（全套圖紙）

《畢業(yè)設計（論文）-Jz100型整體式液壓動力轉向器設計（全套圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）-Jz100型整體式液壓動力轉向器設計（全套圖紙）（76頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 摘 要 本論文基于整體式液壓動力轉向器設計，以循環(huán)球式轉向器設計為主線，綜合了液壓動力的分析，對Jz100型貨車的轉向器進行設計。轉向系作為現(xiàn)代車輛的重要系統(tǒng)之一，其主要作用是保證車輛按駕駛員設想的軌跡運動。轉向器作為轉向系最為重要的組成部分，其性能的好壞不僅直接影響轉向靈敏度，而且對車輛的安全性也有重要影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車轉向器也在不斷的得到改進，過去采用循環(huán)球轉向器和循環(huán)球變比轉向器只能相對的解決轉向輕便性和操縱靈敏性問題, 要想從根本上解決這兩個問題只有安裝動力轉向器。因此, 除重型汽車和高檔轎車早已安裝動力轉向器外, 近年來在中

2、型貨車、豪華客車及中檔轎車上都已開始安裝動力轉向器。隨著動力轉向器技術水平的提高、生產(chǎn)規(guī)模的擴大和市場的需要, 其它一些車型也必將陸續(xù)安裝動力轉向器。 首先，簡要介紹了汽車行業(yè)現(xiàn)在的情況和未來的發(fā)展趨勢。 其次，對轉向器進行了結構分析，確定了轉向器設計的整體方案。根據(jù)汽車轉向器設計手冊和相關經(jīng)驗公式進行了必要的計算。 最后，完成了轉向器的整體結構設計。 關鍵詞：整體式液壓動力轉向器；液體壓力；結構分析。 全套圖紙加153893706 I Abstract In this paper, based on the ove

3、rall hydraulic power steering device design, the main line of the recirculating ball type steering device, the analysis of the hydraulic power, the design of the steering gear of the Jz100 type truck. Steering system as one of the important systems of modern vehicles, its main role is to ensure that

4、 the vehicle according to the trajectory of the driver's track. As the most important part of the steering system, the performance of the steering system not only has a direct impact on the sensitivity, but also has an important influence on the safety of the vehicle. With the development of automob

5、ile industry, automobile steering gear is continuously improved, past the recirculating ball steering devices and recirculating ball ratio steering gear can only be relative solve steering portability and sensitivity control problem, want to fundamentally solve the two problems only with the install

6、ation of power steering gear. Therefore, in addition to heavy vehicles and luxury cars have been installed power steering gear, in recent years in the medium truck, luxury cars and mid-range cars have begun to install power steering gear. With the improvement of power steering technology, production

7、 scale and the market's need, some other models will also be installed power steering gear. Firstly, the present situation and future development trend of the automobile industry are introduced briefly. Secondly, the structure of the steering gear is analyzed, and the overall scheme of the design o

8、f the steering gear is determined. According to the automobile steering gear design manual and relevant empirical formula for the calculation of the necessary. Finally, the overall structure of the steering gear is designed. Key phrase:Integral hydraulic power steering gear; fluid pressure; stru

9、ctural analysis. 1 目錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 課題研究的背景和意義 1 1.2 汽車轉向器的發(fā)展 2 1.3 我國汽車發(fā)展與國外的差距 3 1.4 我國汽車液壓轉向器工業(yè)的發(fā)展前景 4 1.5 畢業(yè)設計的要求及設計內(nèi)容 4 1.5.1 設計要求 4 1.5.2 設計的主要內(nèi)容 4 第2章 轉器主要參數(shù)、原理和方案的選定 6 2.1 轉向器的主要性能參數(shù) 6 2.1.1轉向器的效率 6 2.1.2轉向系的角傳動比與力傳動比 8 2.1.3轉向系的傳動間隙特性 12 2.1.4轉向系的

10、剛度 13 2.1.5轉向盤的總轉動圈數(shù) 14 2.1.6轉向盤自由行程 15 2.2 整體式液壓動力轉向器工作原理 15 2.2.1轉閥式液壓動力轉向器工作原理 16 2.2.2方向盤處于某一轉角時 17 2.2.3助力裝置的隨動作用 17 2.2.4轉向后方向盤回位的工作狀況 17 2.2.5保證直線行駛穩(wěn)定的情況 17 2.2.6液壓助力裝置失效時的工作情況 17 2.3 方案的選擇 18 2.3.1轉向器的設計分類 18 2.3.2液壓動力轉向機構布置方案 20 2.3.3轉向分配閥的選擇 22 2.4 轉向器方案分析 22 2.5 防傷安全機構方案分析

11、23 2.6 本章小結 25 第3章 主要結構的設計和校核 26 3.1 轉向系計算載荷的確定 26 3.2 螺桿、鋼球和螺母傳動副 28 3.2.1鋼球中心距、螺桿外徑和螺母內(nèi)徑 28 3.2.2鋼球直徑和數(shù)量 28 3.2.3滾道截面 29 3.2.4接觸角 29 3.2.5螺距和螺線導程角 30 3.2.6工作鋼球圈數(shù) 30 3.2.7導管內(nèi)徑 30 3.3 齒條齒扇傳動副的設計 32 3.4 零件強度校核 36 3.4.1 鋼球與滾道之間的接觸應力 36 3.4.2 齒的彎曲應力 38 3.4.3 轉向搖臂軸直徑的確定 38 3.5 扭桿的設計

12、 41 3.6 動力缸的計算 43 3.6.1 動力缸徑的計算 43 3.6.2 螺母行程的計算 44 3.6.3 動力缸缸筒壁厚的計算 44 3.7 本章小結 47 第4章 閥口結構的優(yōu)化 48 4.1 簡單閥口的轉閥 48 4.2 短切口轉閥 50 4.3 本章小結 52 第5章 液壓回路的設計 53 5.1 轉向油泵的選擇 53 5.2 轉向油罐 54 5.3 本章小結 55 總結 56 致謝 58 參考文獻 59 第1章 緒論 1.1 課題研究背景和意義 伴隨著人們生活水平的不斷提高，汽車在人們的日常生活中正變得越來越必不可缺少。20

13、14年，我國汽車產(chǎn)銷量雙雙實現(xiàn)世界第一，汽車保有量將近1.54億輛。轉向系作為現(xiàn)代車輛的重要系統(tǒng)之一，其主要作用是保證車輛按駕駛員設想的軌跡運動。轉向器作為轉向系最為重要的組成部分，其性能的好壞不僅直接影響轉向靈敏度，而且對車輛的安全性也有重要影響。而伴隨著我國農(nóng)村購買能力的提高以及對安全高效運輸工具的需求，低速貨車在最近幾年發(fā)展尤為迅速。但是，由于低速貨車是從早期的四輪農(nóng)用車發(fā)展而來，設計理念及制造工藝相對比較粗糙，車輛的整體性能相對不完善，加之駕駛員的駕駛水平參差不齊，以及低速貨車長期處于重載、惡劣路況等相對復雜的駕駛操縱環(huán)境下,使得車輛的操作穩(wěn)定性顯得尤為重要。轉向系統(tǒng)作為直接控制汽車的

14、行動方向的系統(tǒng)，其性能的惡劣直接影響汽車的操縱穩(wěn)定性。汽車的操作穩(wěn)定性包含兩方面的內(nèi)容：操作性和穩(wěn)定性。汽車操穩(wěn)性主要影響汽車行駛安全性和操作復雜程度，隨著汽車行駛速度的不斷提高，為了保證行駛的安全性，汽車操作穩(wěn)定性得到越來越多的關注，已經(jīng)成為汽車性能優(yōu)劣的重要標志之一。針對分析汽車轉向系統(tǒng)對低速貨車操作穩(wěn)定性的影響就成為了眾研究單位和汽車廠商一致追求的目標。汽車轉向器作為轉向系統(tǒng)中能夠精確傳遞駕駛員意志的關鍵部件，其性能好壞會直接影響整個轉向系統(tǒng)的執(zhí)行能力。可以說，一個合格的轉向器是汽車擁有良好轉向性能的前提。 目前，動力轉向系統(tǒng)主要有液壓助力轉向系統(tǒng)、電動助力轉向系統(tǒng)、電液助力轉向系統(tǒng)和

15、線性控制轉向系統(tǒng)等。由于各自性能和特點的不同，各類動力轉向系統(tǒng)的發(fā)展情形和使用范圍都不盡相同，而液壓助力轉向系統(tǒng)由于具備輸出力大、轉向平穩(wěn)、安全性能高等優(yōu)點，已經(jīng)成為中大型噸位貨車的最佳選擇。整體式動力轉向作為目前市場上最為主要的助力轉向器，它將機械轉向器，轉向動力缸和轉向控制閥整合到一起，大大減小轉向系統(tǒng)所占的空間，方便轉向系統(tǒng)在汽車上的布置。機械轉向器和缸體形成左右兩個工作腔，它們分別通過油道和轉向控制閥相連。整體式液壓轉向器通過控制油壓的大小實現(xiàn)汽車的轉動。液壓系統(tǒng)工作時無噪音，工作滯后時間短，而且能吸收來自不平路面的沖擊。因此，液壓動力轉向器已在各類各級汽車上獲得廣泛應用。因此，本課題

16、以Jz100型商用貨車為基礎，將循環(huán)球式轉向器為研究對象，闡述整體式液壓動力轉向器的設計過程。 1.2 汽車轉向器的發(fā)展 據(jù)了解，在世界范圍內(nèi)，汽車循環(huán)球式轉向器占45％左右，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％。循環(huán)球式轉向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉向器的特點是循環(huán)球式轉向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的各類型汽車，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉向器，已由60年代的62．5％，發(fā)展到現(xiàn)今的100％了(蝸桿滾輪式轉向器在公共汽車上已經(jīng)被淘汰)。大、小型貨車大都采用循

17、環(huán)球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉向器占65％，齒條齒輪式占35％。 在國外，循環(huán)球式轉向器實現(xiàn)了專業(yè)化生產(chǎn)，同時以專業(yè)廠為主、大力進行試驗和研究，大大提高了產(chǎn)品的產(chǎn)量和質(zhì)量。在日本“精工”(NSK)公司的循環(huán)球式轉向器就以成本低、質(zhì)量好、產(chǎn)量大，逐步占領日本市場，并向全世界銷售它的產(chǎn)品。德國ZF公司也作為一個大型轉向器專業(yè)廠著稱于世。它從1948年開始生產(chǎn)ZF型轉向器，年產(chǎn)各種轉向器200多萬臺。還有一些比較大的轉向器生產(chǎn)廠，如美國德爾福公司SAGINAW分部；英國AN公司是比較有名的專業(yè)廠家，有很大的產(chǎn)量和銷售面。專業(yè)化生產(chǎn)已成為一種趨勢，只有走這條道路，才

18、能使產(chǎn)品質(zhì)量高、產(chǎn)量大、成本低，在市場上有競爭力。 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。由于動力轉向系統(tǒng)還是新的結構，各國的生產(chǎn)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(chǎn)成本、保證產(chǎn)品質(zhì)量穩(wěn)定，以便逐步推廣和普及。 隨著科學技術的發(fā)展，國際經(jīng)濟形勢的變化對汽車乃至汽車轉向器的生產(chǎn)都有很大影響。特別是西方國家實行石油禁運以來，世界經(jīng)濟形勢受沖擊很大。隨著能源危機的發(fā)展，汽車工業(yè)首當其沖，其發(fā)展方向有很大變化。從汽車設計、制造到各總成部件的生產(chǎn)都隨著能源危機的發(fā)生而變化，表現(xiàn)在能源消耗、材料消耗、操縱輕便等各

19、個方面。我國加入WTO，給汽車工業(yè)帶來新的機遇，也帶來挑戰(zhàn)，國產(chǎn)汽車及零部件將會得到進一步發(fā)展。 我國的轉向器生產(chǎn)，除早期投產(chǎn)的解放牌汽車用蝸桿滾輪式轉向器，東風汽車用蝸桿肖式轉向器之外，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(chǎn)經(jīng)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。由此看出，我國的轉向器也在向大量生產(chǎn)循環(huán)球式轉向器發(fā)展。 隨著我國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，汽車轉向器的生產(chǎn)水平也有了很大提高。在汽車轉向器生產(chǎn)行業(yè)里，70年代推廣了循環(huán)球轉向器，80年代開發(fā)它推廣了循環(huán)球變傳動比轉向器。對提高我國汽車轉向輕便性水平起了很大的推

20、動作用。到了90年代，駕駛員對汽車轉向性能的要求有了進一步的提高，要求轉向更輕便、操縱更靈敏。過去采用循環(huán)球轉向器和循環(huán)球變比轉向器只能相對的解決轉向輕便性和操縱靈敏性問題，要想從根本上解決這兩個問題只有安裝動力轉向器。因此，除重型汽車各高檔轎車早已安裝動力轉向器外，近年來在中型貨車、豪華客車及中檔轎車上都已開始安裝動力轉向器。隨著動力轉向器技術水平的提高、生產(chǎn)規(guī)模的擴大和市場的需要，其它一些車型也必將陸續(xù)安裝動力轉向器。 目前國內(nèi)這些車型和國外同類汽車的發(fā)展趨勢一樣，都采用了整體式動力轉向器。除轎車全部采用了齒輪齒條整體式動力轉向器外，其它車型大都采用循環(huán)球整體式動力轉向器。在這些轉向器中

21、，其控制閥也由過去廣泛采用的滑閥式結構幾乎全部改為轉閥式結構。 1.3 我國汽車發(fā)展與國外差距 工業(yè)發(fā)展水平的不斷提高，工業(yè)產(chǎn)品更新速度加快，對汽車性能的要求越來越高，盡管改革開放以來，汽車工業(yè)有了較大發(fā)展，但無論是數(shù)量還是質(zhì)量仍滿足不了國內(nèi)市場的需要。造成產(chǎn)需矛盾突出的原因，一是專業(yè)化、標準化程度低，我國國內(nèi)的汽車生產(chǎn)商的專業(yè)化水平相對國外來說較落后，各種國內(nèi)汽車品牌的汽車都有各自的標準，標準化程度低，使對汽車零部件的生產(chǎn)造成一定的困難。二是設計和工藝技術落后，如汽車的主要部件，發(fā)動機、ECU、傳感器等都需要從國外進口回來，而在國內(nèi)只需要負責汽車的組裝，自主生產(chǎn)的能力相對國外來說較落后

22、。加之生產(chǎn)效率不高、周期長。 1.4 我國汽車液壓轉向器工業(yè)的發(fā)展前景 據(jù)中國產(chǎn)業(yè)調(diào)研網(wǎng)發(fā)布的2015年中國汽車轉向器市場現(xiàn)狀調(diào)查與未來發(fā)展趨勢趨勢報告顯示，我國生產(chǎn)的汽車以配套安裝液壓助力循環(huán)球轉向器及液壓助力齒輪齒條轉向器為主。目前國內(nèi)市場上有140 余家轉向系統(tǒng)零部件生產(chǎn)廠商，專業(yè)生產(chǎn)轉向器的廠商有30 余家，年產(chǎn)量達20 萬臺以上的廠商有10 余家。目前我國轉向器行業(yè)企業(yè)生產(chǎn)的產(chǎn)品種類齊全，已形成一定規(guī)模并達到較高水平，并向經(jīng)濟規(guī)模型、科技創(chuàng)新型方向邁進。根據(jù)汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計，2014年末，我國汽車轉向行業(yè)產(chǎn)能約為3600 萬臺（套），總銷售額約350 億元。 1.5 畢業(yè)設

23、計的要求及設計內(nèi)容 1.5.1 設計要求 （1）設計整體式液壓轉向器總裝圖，零號圖一張； （2）完成轉向器其余零部件的設計。2或3號圖若干張； （3）撰寫畢業(yè)論文：10000～12000字。 1.5.2 設計的主要內(nèi)容 本論文主要是對Jz100型整體式液壓動力轉向器結構和設計進行了研究 3 和探討，所做的工作主要有以下幾個方面： （1）介紹了轉向器在當前社會上發(fā)展狀況，以這些情況為主要思路，設計出轉向器的結構形式； （2）根據(jù)整體式轉向器的結構形式，選出整體式轉向器的零部件形式，然后根據(jù)整體式轉向器的工藝性能要求設計出整體式轉向器的所有構件； （3）對整體式轉向

24、器進行分析、調(diào)整。以得到符合實際生產(chǎn)要求的整體式轉向器。 5 第2章 轉向器主要參數(shù)、原理和方案的選定 2.1 轉向系的主要性能參數(shù) 轉向器的主要性能參數(shù)有轉向器的效率、轉向器的角傳動比與力傳動比、轉向器傳動副的傳動間隙特性、轉向器的剛度以及轉向盤的總轉動圈數(shù)。 2.1.1轉向器的效率 轉向器的輸出功率與輸入功率之比，稱為轉向器的傳動效率。轉向器的效率又有正效率與逆效率之分。轉向搖臂軸輸出的功率()與轉向軸輸入功率之比，稱為轉向器的正效率：

25、 (2-1) 式中——轉向器的摩擦功率。 反之，即轉向軸輸出的功率()與轉向搖臂軸輸入的功率之比，稱為轉向器的逆效率： (2-2) 為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉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、轉向器的正效率 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質(zhì)量等。 （1）轉向器類型、結構特點與正效率

26、在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。 11 同一類型轉向器，因結構不同其正效率也不一樣。另外兩種結構的轉向器正效率，根據(jù)試驗結果分別為70％和75％。 轉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逆效率提高約10％。 (2) 轉向器的結構參數(shù)與正效率 如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則其正效率為: （2-3） 式中 ——蝸桿或螺桿的螺線導程角； ——摩擦角，；

27、——摩擦系數(shù)。 2、 轉向器逆效率 根據(jù)逆效率的大小，轉向器可分為可逆式、極限可逆式與不可逆式三種。 可逆式轉向器的逆效率較高，這種轉向器可將路面作用在轉向輪上的大部分力傳遞到轉向盤上，使司機的路感好。在汽車轉向后也能保證轉向輪與轉向盤的自動回正，使轉向輪行駛穩(wěn)定。但在壞路面上，當轉向輪上作用有側向力時，轉向輪受到的沖擊大部分會傳給轉向盤，容易產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象，同時轉向輪容易產(chǎn)生擺振。因此，可逆式轉向器宜用于良好路面上行駛的車輛。循環(huán)球式和齒輪齒條式轉向器均屬于這一類。 不可逆式轉向器不會將轉向輪受到的沖擊力傳到轉向盤上。由于它既使司機沒有路感，又不能保證轉向輪的自動回正，現(xiàn)代汽車已不

28、采用。 極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。其逆效率較低，適用于在壞路面上行駛的汽車。當轉向輪受到?jīng)_擊力時，其中只有較小的一部分傳給轉向盤。 如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則蝸桿和 7 螺桿類轉向器的逆效率為： （2-4） 式中及見式（2-3）下的說明。 式（2-4）、式（2-5）可見：增大導程角不僅能提高正效率，也會提高逆效率，故不宜取得過大。當≤時，逆效率≤0，這時轉向器為不可逆式。因此應使≥，通常螺線的導程角取為8°～10°。 2.1.2轉向系的角傳動比與力傳動比 （1）角傳動比 轉向盤轉角的增量

29、與同側轉向節(jié)轉角的相應增量之比，稱為轉向系的角傳動比。轉向盤轉角的增量與相應的轉向搖臂軸轉角增量之比，稱為轉向器的角傳動比。轉向搖臂軸轉角的增量與轉向盤所在一側的轉向節(jié)相應的轉角增量之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比。它們之間的關系為： （2-5） （2-6） （2-7） 式中：——轉向系的角傳動比; ——轉向器的角傳動比； ——轉向傳動機構的角傳動比； ——轉向盤轉角的增量； ——轉向搖臂

30、軸轉角的增量； ——同側轉向節(jié)轉角的相應增量。 9 轉向傳動機構的布置，通常取其在中間位置時使轉向搖臂及轉向節(jié)臂均垂直于其轉向縱拉桿，而在向左和向右轉到底的位置時，應使轉向搖臂與轉向節(jié)臂分別與轉向縱拉桿的交角相等。這時，轉向傳動機構的角傳動比亦可取為： （2-8） 式中 ——轉向搖臂長； ——轉向節(jié)臂長。 現(xiàn)代汽車轉向傳動機構的角傳動比多在0.85～1.1，即近似為1。故研究轉向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。 （2） 力傳動比 轉向傳動機構的力傳

31、動比等于轉向車輪的轉向阻力矩與轉向搖臂的力矩之比值。與轉向傳動機構的結構布置型式及其桿件所處的轉向位置有關。 在最惡劣的轉向條件下，例如在干而粗糙的轉向輪支承面上做原地轉向，轉向車輪的轉向阻力距由轉向車輪相對于主銷軸線的滾動阻力距、輪胎與地面接觸部分的滑動摩擦力矩以及轉向車輪的穩(wěn)定力矩或自動回正力矩所形成的阻力距組成。即: (2-9) （2-10） (2-11) (2-12) 式中 ——轉向軸的載荷； ——滾動阻力的力臂，

32、或主銷偏移距。即由轉向節(jié)主銷軸線的延長 11 線與支撐面的交點至車輪中心平面與支承平面的交線的距離。通常貨車的值為40～60mm；轎車取0.4～0.6倍的臺面寬度； ——車輪的滾動阻力系數(shù)，計算時可取； ——主銷內(nèi)傾角； ——主銷后傾角； 、——內(nèi)、外轉向輪的平均轉角； ——附著系數(shù)，計算時??； ——滑動摩擦力矩的力臂： （2-13） 、——車輪的自由半徑和靜半徑，計算時可近似地取 在實際計算中常取轉向傳動機構的力傳動比計算轉向搖臂軸上的力矩,

33、即： （2-14） 式中 ——轉向傳動機構的效率，一般取 則轉向器在轉向盤上的切向力，可由下式求得： （2-15） 式中 ——轉向器的力傳動比； ——轉向盤的半徑，根據(jù)車型不同可在范圍內(nèi)按國家標準系列選?。? ——轉向器的正效率。 由（2-14）和（2-15）兩式可見：當轉向輪的轉向阻力距一定時，增大轉向傳動機構的力傳動比就能減小作用在轉向盤上的切向力，使操縱輕便。 13 這里還應指出：當汽車在行駛過程中轉向時，上述轉向輪與地面間的滑動摩擦阻力距比

34、汽車在原地轉向時的要小許多倍，且與車速有關。 （3） 轉向器角傳動比的變化規(guī)律 轉向器的角傳動比是一個重要參數(shù)，它影響著汽車的許多轉向性能。由于增大角傳動比可以增大力傳動比，因此轉向器的角傳動比不僅對轉向靈敏度和穩(wěn)定性有直接影響，而且也影響著汽車的操縱輕便性。由式（2-5）可以看出：轉向輪轉角與轉向器的角傳動比成反比。增大會使同一轉向盤轉角下的轉向輪轉角變小，使轉向操縱時間變長，汽車轉向靈敏性降低。因此轉向“輕便性”與“靈敏性”是產(chǎn)品設計中遇到的一對矛盾。采用可變角傳動比的轉向器可協(xié)調(diào)對“輕便性”和“靈敏性”的要求。而轉向器角傳動比的變化規(guī)律又因轉向器的結構型式和參數(shù)的不同而異。圖2-1給

35、出了幾種典型的轉向器角傳動比變化規(guī)律。由該圖可見：轉向器的角傳動隨轉向盤轉角的變化特性有不變（曲線3）和可變之分。后者又有多種變化規(guī)律。其中曲線1為轉向盤在中間位置時，較小，向左、右轉動時則逐步增大；曲線4則與之相反。曲線2為蝸桿雙銷式轉向器的角傳動比特性曲線，是周期重復的。曲線5則為蝸桿單銷式轉向器的角傳動比特性曲線，這時轉向器蝸桿在中間位置的螺距較小，而至兩端則逐漸增大。 應根據(jù)車型和使用條件的不同來合理選擇及其變化特性。對于高速車輛來說轉向盤處于中間位置時的轉向器角傳動比不宜過小，否則會在高速直線行駛時對轉向盤的轉角過分敏感。轉向盤處于中間位置即汽車直行時的轉向器角傳動比不宜小于15～

36、16。 15 圖2-1 轉向器角傳動比的變化特性曲線 對于轎車和輕型以下的貨車，因前軸負荷不大，在轉向盤的全轉角范圍內(nèi)不存在轉向沉重問題，而具有動力轉向的車輛，其轉向阻力距由動力裝置克服，故在上述兩種情況下均有可能選擇較小的角傳動比和減少轉向盤轉動的總圈數(shù)，以提高汽車的轉向的靈敏性。其角傳動比宜采用轉向盤處于中間位置時具有較大值而在左、右兩端具有較小值的變化特性，如圖2-1曲線4及5所示。 對于沒有裝動力轉向的大客車和中型及以上的載貨汽車，因轉向軸負荷大，而轉向傳動機構的力傳動比在轉向過程中是變化的，使急轉彎時的操縱輕便性問題顯得十分突出，故轉向器角傳動的理想特性

37、應當是中間小兩端大的曲線，如圖2-1的曲線1所示。 現(xiàn)代汽車轉向器的角傳動比也常采用不變的數(shù)值：轎車取=14～22；貨車取=20～25。汽車的轉向車軸負荷較輕時，應選用較小值。 2.1.3轉向器的傳動間隙特性 轉向器的傳動間隙是指轉向器傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的改變而改變。通常將這種變化關系稱為轉向器的傳動間隙特性。研究該傳動間隙特性的意義在于它對汽車直線行駛時的穩(wěn)定性和轉向器的壽命都有直接影響。 當轉向盤處于中間位置即汽車做直線行駛時，如果轉向器有傳動間隙則 11 將使轉向輪在該間隙范圍內(nèi)偏離直線行駛位置而失去穩(wěn)定性。為防止這種情況發(fā)生，要求當轉向盤處于中間位

38、置時轉向器的傳動副為無隙嚙合。這一要求應在汽車使用的全部時間內(nèi)得到保證。 汽車多直行行駛，因此轉向器傳動副在中間部位的磨損量大于其兩端。為了保證轉向器傳動副磨損最大的中間部位能通過調(diào)整來消除因磨損而形成的間隙，調(diào)整后當轉動轉向盤時又不致于使轉向器傳動副在其他嚙合部位卡住。為此應使傳動間隙從中間部位到兩端逐漸增大，并在端部達到其最大值（礦量轉角約為25°～35°），如圖2-2所示，以利于對間隙的調(diào)整及提高轉向器的使用壽命。不同結構的轉向器其傳動間隙特性亦不同。 圖2-2 轉向器的傳動間隙特性 1—轉向器的徑向礦量；2—轉向器的軸向礦量 2.1.4轉向系的剛度 轉向系的各零、部件尤其

39、是一些桿件均具有一定的彈性，這就使得轉向輪的實際轉角要比司機轉動轉向盤并按轉向系角傳動比換算至轉向輪的轉角要小，這樣就會有不足轉向的趨勢。轉向系剛度對輪胎的側偏剛度影響也很大。如果令為不考慮轉向系剛度時的輪胎側偏剛度，而為考慮轉向系剛度時的輪胎側偏剛度（稱為等價剛度），則有以下關系： 17 （2-16） 式中 ——整個轉向系的剛度； ——拖后距（后傾拖距與輪胎拖距之和），見圖2-3。 圖2-3 考慮轉向剛度時的輪胎等價側偏剛度 ——前輪側偏角； ——前輪速度； ——側偏后的前輪速度； ——前輪的側向反作用力 由上式可見：當值很大時，，即

40、前輪的側偏剛度近似為考慮轉向系剛度時的輪胎側偏剛度；當值很小時，前輪的側偏剛度接近0。后者表明：轉向系剛度不足會使前輪的側偏剛度減小，并導致汽車不足轉向傾向的加劇，這是汽車的轉向靈敏性變差的原因。 2.1.5轉向盤的總轉動圈數(shù) 轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數(shù)稱為轉向盤的總轉動圈數(shù)。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動圈數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過6圈。 19 2.1.6轉向盤自由行程 轉向盤在空轉階段中的角行程，稱為轉向盤自由行程。轉向盤自由行程對于緩和路面沖擊及避免使駕駛員過度

41、緊張是有利的，但不宜過大，以免過分影響靈敏性。一般說來，轉向盤從相應于汽車直線行駛的中間位置向任一方向的自由行程最好不超過10°～15°。當零件磨損嚴重到十轉向盤自由行程超過25°～35°時，必須進行調(diào)整。 造成轉向盤自由行程過大的原因，主要有如下幾個方面： (1)轉向器蝸桿與滾輪(或齒扇、指銷等)間隙過大； (2)轉向傳動裝置松動； (3)轉向傳動裝置的球鉸鏈間隙過大(松動)； (4)前輪軸承或轉向節(jié)主銷與襯套配合不緊等。 2.2 整體式液壓動力轉向器工作原理 動力轉向系統(tǒng)是在機械式轉向系統(tǒng)的基礎上加一套動力輔助裝置組成的。如下圖，轉向油泵6安裝在發(fā)動機上，由曲軸通過皮帶驅(qū)動并

42、向外輸出液壓油。轉向油罐5有進、出油管接頭，通過油管分別與轉向油泵和轉向控制閥2聯(lián)接。轉向控制閥用以改變油路。機械轉向器和缸體形成左右兩個工作腔，它們分別通過油道和轉向控制閥聯(lián)接。 當汽車直線行駛時，轉向控制閥2將轉向油泵6泵出來的工作液與油罐相通，轉向油泵處于卸荷狀態(tài)，動力轉向器不起助力作用。當汽車需要向右轉向時，駕駛員向右轉動轉向盤，轉向控制閥將轉向油泵出來的工作液與R腔接通，將L腔與油罐接通，在油壓的作用下，活塞向下移動，通過傳動結構使左、右輪向右偏轉，從而實現(xiàn)右轉向。向左轉向時，情況與上述相反。 19 圖2-4 液

43、壓動力轉向系統(tǒng)示意圖 l.轉向操縱機構2.轉向控制閥3.機械轉向器與轉向動力缸總成4.轉向傳動結構 5.轉向油罐6.轉向油泵R.轉向動力缸右腔L.轉向動力缸左腔 2.2.1 轉閥式液壓助力轉向器工作原理 汽車直線行駛時，閥芯與閥套的位置關系如圖中所示。自泵來的液壓油經(jīng)閥芯與閥套間的間隙，流向動力缸兩端，動力缸兩端油壓相等。駕駛員轉動方向盤時，閥芯與閥套的相對位置發(fā)生改變，使得大部分或全部來自泵的液壓油流入動力缸某一端，而另一端與回油管路接通，動力缸促進汽車左傳或右轉。 圖2-5液壓動力原理示意圖 21 2.2.2方向盤處于某

44、一轉向角度時 當方向盤停在某一位置不再繼續(xù)轉動時, 此時閥體隨螺桿在油液和扭桿彈力的作用下沿方向盤旋轉方向扭轉一個角度, 使之與轉閥相對角位移量減小, 動力缸左、右腔油壓差減小, 但仍有助力作用。助力扭矩與車輪的回正力矩相平衡, 使車輪維持在某一轉向位置。 2.2.3助力裝置的隨動作用 在轉向過程中，若方向盤轉動加快，彈性扭桿的扭轉速度也加快，閥體和轉閥相對錯開的角位移量也迅速增大，動力缸左、右腔油壓差也相應加大，前輪偏轉速度加快?？梢姺较虮P轉動，前輪隨之偏轉； 方向盤轉動快，前輪偏轉快；方向盤停轉, 前輪就停止偏轉, 即處于平衡狀態(tài)。這就是助力裝置的隨動作用。 2.2.4轉向后方向盤

45、回位的工作情況 當汽車轉向后回位時，如果駕駛員放松方向盤，扭轉的彈性扭桿回位，轉閥回到中間位置，失去助力作用，此時轉向輪在回正力矩作用下自動回位；若需要液壓助力時，駕駛員可回轉方向盤, 使助力器幫助轉向輪回正。 2.2.5保證直線行駛穩(wěn)定的情況 前輪直線行駛偶遇外界阻力發(fā)生偏轉時，阻力矩通過轉向傳動機構、轉向螺桿、螺桿與閥體的圓柱銷作用在閥體上，使之與轉閥產(chǎn)生相對角位移, 這樣通向動力缸左、右腔油壓不相等，產(chǎn)生助力作用, 通過循環(huán)球式傳動副以及轉向傳動機構使前輪迅速向正。假設前輪突然遇到外界阻力向左偏轉，阻力矩通過傳動機構使閥體逆時針轉動，閥體與轉閥有相對角位移量，動力缸的左腔油壓升高而

46、右腔油壓降低，產(chǎn)生助力作用，又通過傳動機構使左偏的前輪迅速回正，保證了汽車直線行駛的穩(wěn)定性。 2.2.6液壓助力裝置失效時的工作情況 一旦液壓助力裝置失效，該動力轉向器即變成機械轉向器。當汽車轉向 17 時，閥芯下端有凸塊，轉過一定角度后, 通過螺桿上端轉閥限位結構，帶動螺桿旋轉, 以保證汽車轉向。不過方向盤的空行程加大，轉向時有沉重感。 2.3 方案的選擇 整體式動力轉向器主要由三部分構成：1）機械式轉向器；2）動力缸；3）轉向分配閥。 2.3.1轉向器設計的分類 轉向器按結構形式可分為多種類型。歷史上曾出現(xiàn)過許多種形式的轉向器，目前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、

47、循環(huán)球-齒條齒扇式、循環(huán)球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式，而蝸桿滾輪式則更少見。如果按照助力形式，又可以分為機械式（無助力），和動力式（有助力）兩種，其中動力轉向器又可以分為氣壓動力式、液壓動力式、電動助力式、電液助力式等種類。 1、 齒輪齒條式轉向器 它是一種最常見的轉向器。其基本結構是一對相互嚙合的小齒輪和齒條，由與轉向軸做成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。轉向軸帶動小齒輪旋轉時，齒條便做直線運動。有時，靠齒條來直接帶動橫拉桿，就可使轉向輪轉向。所以，這是一種最簡單的轉向器。在汽車上得到廣泛應用。與其它形式轉向器比較，齒輪齒條式

48、轉向器最主要的優(yōu)點是：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質(zhì)量比較?。粋鲃有矢哌_90％；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧，可自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉向器占用的體積小；沒有轉向搖臂和直拉桿，所以轉向輪轉角可以增大；制造成本低。 23 齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：因逆效率高(60％～70％)，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間的沖擊力，大部分能傳至轉向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉向盤突然轉動又

49、會造成打手，對駕駛員造成傷害。 2、 蝸桿曲柄銷式轉向器 它是以蝸桿為主動件，曲柄銷為從動件的轉向器。蝸桿具有梯形螺紋，手指狀的錐形指銷用軸承支承在曲柄上，曲柄與轉向搖臂軸制成一體。轉向時，通過轉向盤轉動蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉，一邊繞轉向搖臂軸做圓弧運動，從而帶動曲柄和轉向垂臂擺動，再通過轉向傳動機構使轉向輪偏轉。這種轉向器通常用于轉向力較大的載貨汽車上。 3、 循環(huán)球式轉向器 　循環(huán)球式：這種轉向裝置是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進行減速，使轉向盤的旋轉運動變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉運動變?yōu)橹本€運動，螺母再與扇形齒輪嚙合

50、，直線運動再次變?yōu)樾D運動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動，改變車輪的方向。 這是一種古典的機構，現(xiàn)代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉向裝置所應用。它的原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉過程中產(chǎn)生的相對移動，而在螺紋與螺紋之間夾入了鋼球以減小阻力，所有鋼球在一個首尾相連的封閉的螺旋曲線內(nèi)滾動，循環(huán)球式故而得名。 循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到75％～85％；在結構和工藝上采取措施，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

51、能，可保 19 證有足夠的使用壽命；轉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)整工作容易進行；適合用來做整體式動力轉向器。 循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。 綜上，整體式動力轉向的機械部分選用循環(huán)球式轉向器。 2.3.2液壓動力轉向機構布置方案 液壓式動力轉向機構是由分配閥、轉向器、動力缸、液壓泵、儲油罐和油管等組成。根據(jù)分配閥、轉向器和動力缸三者相互位置的不同，液壓式動力機構可分為整體式、半整體式、轉向加力器。機械轉向器和轉向動力缸設計成一體，并與轉向控制閥組裝在一起，這種三合一的部件稱為整體式動力轉向器（如圖2-6

52、）；結構緊湊、管路較短、易于布置；但拆裝困難；主要零件（如：轉向臂軸、轉向臂球頭銷、縱拉桿等）都承受由加力油缸建立起來的載荷，所以必須加大其尺寸；對轉向器的密封性能要求高。另一種方案是只將轉向控制閥同機械轉向器組合成一個部件，該部件稱為半整體式動力轉向器（如圖2-7），轉向動力缸則做成獨立部件。第三種方案是將機械轉向器作為獨立部件，而將轉向控制閥和轉向動力缸組合成一個部件，稱為轉向加力器（如圖2-8）。 圖2-6 整體式動力轉向器 25 圖2-7 半整體式動力轉向器 圖2-8 轉向加力器 本次設計著重介紹循環(huán)球結構的整體轉閥式動力轉向器（ZJ100型整體式液壓動力

53、轉向器）。 21 2.3.3轉向分配閥的選擇 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，以旋轉運動來控制油路的稱為轉閥式。 滑閥式分配閥結構簡單，生產(chǎn)工藝性較好，易于布置，使用性能較好，曾得到廣泛應用。轉閥式與滑閥式比較，靈敏度高、密封件少而且結構較為先進。由于轉閥是利用扭桿彈簧使轉閥回位，所以結構復雜。轉閥式分配閥在國內(nèi)、外均得到廣泛應用。 因此，擇轉閥式分配閥作為整體式動力轉向器的分配閥。 2.4 轉向器方案分析 轉閥式動力轉向器屬整體式動力轉向器的一種, 是整體式動力轉向器的最新結構, 代表著整體式動力轉向器的發(fā)展方向。這種動

54、力轉向器的結構主要由機械部分和液壓部分組成。其機械部分與循環(huán)球機械轉向器基本一樣, 由殼體、循環(huán)球螺桿螺母部分、齒條齒扇部分、側蓋及調(diào)整螺栓等組成。其液壓部分由控制閥、油缸及活塞等主要件組成。 在這種動力轉向器中, 殼體是承受高壓的, 最大工作壓力已達15MPa, 殼體上部又作為油缸的缸筒。在控制閥部分, 閥體又作為轉向器上蓋用, 轉向軸同時又作為轉閥的閥芯, 二者之間是閥套。轉向軸與螺桿由扭桿連接。螺母和齒條是一體的, 同時又起活塞的作用。齒扇與齒扇軸仍為一體, 同時又作為動力轉向器輸出力矩傳力件, 所以比一般機械轉向器齒扇軸直徑加大。這類動力轉向器中主要件的結構類似, 但不同動力轉向器在

55、結構上又各有特點。 27 圖2-9整體式動力轉向器示意圖 1-扭桿 2-閥芯 3-上蓋 4-上蓋防松螺母 5-閥體 6-密封環(huán) 7-轉向螺桿 8-外殼 9-轉向螺母10-閥套 11-隔套 12-螺桿軸承外圈 13-鎖環(huán) 14-螺桿軸承 15-防塵蓋 A-進油口 B-出油口C-進油道 D-回油道 整體式動力轉向器結構簡圖（圖2-9），助力方式為扭桿轉閥式。動力轉向部分與循環(huán)球式機械轉向器做成一體，扭桿1隨轉向盤和轉向傳動軸一起旋轉，由扭桿的彈性控制轉閥和轉向助力油的流向，起動力

56、轉向作用。 2.5 防傷安全機構方案分析 根據(jù)交通事故統(tǒng)計資料和對汽車碰撞試驗結果的分析表明：汽車正面碰撞時，轉向盤、轉向管柱是使駕駛員受傷的主要元件。因此，要求汽車在以48km/h的速度、正面同其他物體碰撞的試驗中，轉向管柱和轉向軸在水平方 29 向的后移量不得大于127mm；在臺架試驗中，用人體模型的軀干以6.7m/s的速度碰撞轉向盤時，作用在轉向盤上的水平力不得超過11123N。為此，需要在轉向系中設計并安裝能防止或者減輕駕駛員受傷的機構。如在轉向系中，使有關零件在撞擊時產(chǎn)生塑性變形、彈性變形或是利用摩擦等來吸收沖擊能量。當轉向傳動軸中采用萬向節(jié)連接的結構時，只要布置合理，即

57、可在汽車正面碰撞時防止轉向軸等向乘客艙或駕駛室內(nèi)移動，如圖2-10。這種結構雖然不能吸收碰撞能量，但其結構簡單，只要萬向節(jié)連接的兩軸之間存在夾角，正面撞車后轉向傳動軸和轉向盤處在圖中雙點劃線的位置，轉向盤沒有后移便不會危及駕駛員安全。轉向軸上設置有萬向節(jié)不僅能提高安全性，而且有利于使轉向盤和轉向器在汽車上得到合理布置，提高了操縱方便性并且拆裝容易。 圖2-11所示為乘用車上應用的防傷安全機構，其結構最簡單，制造容易。轉向軸分為兩段，上轉向軸的下端經(jīng)彎曲成形后，其軸線與主軸線之間偏移一段距離，其端面與焊有兩個圓頭圓柱銷的緊固板焊接，兩圓柱銷的中心線對稱于上轉向軸的主軸線。下轉向軸呈T字形，其上

58、端與一個壓鑄件上鑄有兩孔，孔內(nèi)壓人橡膠套與塑料襯套后再與上轉向軸呈倒鉤狀連接，構成安全轉向軸。該軸在使用過程中國除傳遞轉矩外，在受到一定數(shù)值的軸向力時，上下轉向軸能自動脫開，如圖2-11b所示，以確保駕駛員安全。 圖2-10防傷轉向傳動軸簡圖 圖2-11防傷轉向軸簡圖 19 位于兩萬向節(jié)之間的轉向傳動軸，是由套管和軸組成。套管經(jīng)過擠壓處理后形成與兩側經(jīng)銑削加工后所形成的軸斷面形狀與尺寸完全一致。裝配后從兩側的孔中注入塑料，形成塑料銷釘將套管與軸連接為一體。汽車與其他物體正面碰撞時，作用在套管與軸之間的軸向力使塑料銷釘受到剪切作用，達到一定值以

59、后剪斷銷釘，然后套管與軸相對移動，存在其間的塑料能增大摩擦阻力吸收沖擊能量。此外，套管與軸相互壓縮，長度縮短，可以減少轉向盤向駕駛員一側的移動量，起到保護駕駛員的作用。這種防傷機構的結構簡單，制造容易，只要合理地選取鉚釘數(shù)量與直徑，便能保證它可靠地工作和吸收沖擊能量。撞擊后因套管與軸仍處于連接狀態(tài)，所以汽車仍有可能轉向行駛到不妨礙交通的路邊。 2.6 本章小結 本章主要介紹了轉向器評價的幾個重要參數(shù)，對整體式液壓轉向器的工作原理進行了全面的介紹，并根據(jù)設計任務書給出的數(shù)據(jù)，選定了循環(huán)球機械轉向器，轉閥式控制裝置作為本次設計的轉向器方案。 3

60、1 第3章 主要結構的設計和校核 3.1 轉向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因數(shù)有轉向軸的負荷，路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內(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向阻力距（），即 （3-1） 式中，—為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7; —為轉向

61、軸負荷（）; —為輪胎氣壓(). 作用在轉向盤上的手力為: （3-2） 式中，—轉向搖臂長； —轉向節(jié)臂長； —轉向盤直徑； —轉向器角傳動比； —轉向器正效率. 轉向系載荷的具體計算見表3-1。 表3-1 轉向系載荷的計算 33 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 已知：滿載時轉向軸軸荷分配=4800kg, 輪胎氣壓=0.67 轉向軸負荷 =g=4800×9.8=47000N =47000N 輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù) 一般取0.7 轉向

62、阻力距 =N﹒mm 轉向盤直徑 根據(jù)GB/T 5911-1986《轉向盤尺寸》， 選取=500mm =500mm 初選轉向器 角轉動比 參考同類轉向器，選取 25 球摩擦系數(shù) 查《機械設計》，表4-1知：球摩擦與液體動力潤滑相近。液體動力潤滑：0.01~0.001 取 當量摩擦角 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 33 初選螺桿 導程角 通常導程角取，選取 轉向器正效率 轉向機構的 角傳動比 通常轉向機構的角傳動比在0.85～1.1之間，選取 作用在轉向盤的 切向力 3.2 螺桿、鋼球

63、和螺母傳動副 3.2.1鋼球中心距D、螺桿外徑D1和螺母內(nèi)徑D2 尺寸D、、如圖3-1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又對轉向器結構尺寸和強度有影響。在保證足夠的強度條件下，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也相應增加。螺桿外徑通常在20～38mm范圍內(nèi)變化，設計時應根據(jù)轉向軸負荷的不同來選定。螺母內(nèi)徑應大于一般要求（5﹪～10﹪）D。 圖3-1 螺桿、鋼球和螺母傳動副 3.2.2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和轉向器的尺寸也

64、隨之增大。鋼球直徑應符合國家標準，一般長在7～9mm范 35 圍內(nèi)選用。 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個為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應分組裝配。每個環(huán)路中的鋼球數(shù)為： (3-3) 式中， —鋼球中心距； —個環(huán)路中的鋼球工作數(shù)； —不包括環(huán)流導管中的鋼球數(shù)； —螺線導程角，常取=5°～8°，故≈1。 3.2.3滾道截面 當螺桿和螺母各

65、有兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時,見圖3-2，鋼球與滾道有四點接觸,傳動時軸向間隙最小，可滿足轉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，螺桿與螺母溝槽的半徑應大于鋼球半徑，一般取=(0.51～0.53)d。 圖3-2 四段圓弧滾道截面 3.2.4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,如圖3-2所示。角多取45°,以使軸向力和徑向力分配均勻。 29 3.2.5螺距P和螺線導程角 轉向盤轉動角,對應螺母移動的距為：

66、 （3-4） 式中，–螺紋螺距。 與此同時,齒扇節(jié)圓轉過的弧長等于s,相應搖臂轉過角,其間關系可表示如下: （3-5） 式中，r-齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立式（3-4）、式（3-5）得： （3-6） 將對求導得循環(huán)球式轉向器角傳動比為： （3-7） 由式（3-7）可知,螺距影響轉向器傳動比的值。在螺距不變的條件下,鋼球直徑越大,圖3.1中的尺寸越小,要求。螺距一般在12～18mm內(nèi)選取。 3.2.6工作鋼球圈數(shù)W 多數(shù)情況下，轉向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)又與接觸強度有關：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應力，提高承載能力；但鋼球受力不均勻、螺桿增長而使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有1.5和2.5圈兩種。 3.2.7導管內(nèi)徑 容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導管,式中，為鋼球直徑 37 與導管內(nèi)徑之間的間隙。不易過大，否則鋼球流經(jīng)導管時球心偏離導管中心線的距