汽車(chē)設(shè)計(jì)_轉(zhuǎn)向系統(tǒng).doc

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225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50100N；有動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，此力在2050N。當(dāng)貨車(chē)從直線行駛狀態(tài)，以10kmh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)250N；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)20圈，貨車(chē)則要求不超過(guò)30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(chēng)為正效率，用符號(hào)+表示，+=(P1P2)Pl；反之稱(chēng)為逆效率，用符號(hào)-表示，- =(P3P2)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)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+ 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類(lèi)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(lèi)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(xiāo)式特別是固定銷(xiāo)和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。 同一類(lèi)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(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(lèi)轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算 （7-1）式中，o為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角；為摩擦角，=arctanf；f為摩擦因數(shù)。 2轉(zhuǎn)向器逆效率-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 （72）式(71)和式(72)表明：增加導(dǎo)程角o,正、逆效率均增大。受-增大的影響，o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810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)比和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比 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(chēng)為力傳動(dòng)比，即 ip=2FwFh 。 轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)角速度 w 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 k 之比，稱(chēng)為轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比，即；式中，d 為轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角增量；dk 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w與搖臂軸轉(zhuǎn)動(dòng)角速度K之比，稱(chēng)為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比iw, 即。 式中,dp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p與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度k之比，稱(chēng)為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比iw，即。 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 （73）式中，為主銷(xiāo)偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷(xiāo)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 （74）式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑。 將式(73)、式(74)代入 ip=2FwFh 后得到 （75）分析式(75)可知，當(dāng)主銷(xiāo)偏移距a小時(shí)，力傳動(dòng)比 ip 應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。通常轎車(chē)的 a 值在0406倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車(chē)的d值在4060mm范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑 Dsw 根據(jù)車(chē)型不同在JB450586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，2MrMh可用下式表示 （76）將式(76)代人式(75)后得到 （77）當(dāng) 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=dpdk表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長(zhǎng)L2與搖臂臂長(zhǎng)Ll之比來(lái)表示，即 iw=dpdkiL2Ll 。現(xiàn)代汽車(chē)結(jié)構(gòu)中，L2與L1的比值大約在08511之間，可近似認(rèn)為其比值為 iwoiw=dd 。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 及其變化規(guī)律即可。 4轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比及其變化規(guī)律 式(77)表明：增大角傳動(dòng)比可以增加力傳動(dòng)比。從 ip=2FwFh式可知，當(dāng)Fw一定時(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 iwoiw ，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。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(xiāo)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=mlcos1，齒條基圓齒距 Pb2=m2cos2 。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1與一個(gè)具有變模數(shù)m2、變壓力角2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosol=m2coso2時(shí)，它們就可以嚙合運(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)也隨之減小)，則主動(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714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。 循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 iw=2rP (式713)。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715所示。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1516。 三、轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙t 1轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)間隙特性傳動(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(chēng)為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性(圖716)。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t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)處于中間及其附近位置時(shí)(一般是1015)要極小，最好無(wú)間隙。 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)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(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716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717所示，齒扇工作時(shí)繞搖臂軸的軸線中心O轉(zhuǎn)動(dòng)。加工齒扇時(shí)使之繞切齒軸線O1轉(zhuǎn)動(dòng)。兩軸線之間的距離n稱(chēng)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 (78)式中，d為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；p為搖臂軸轉(zhuǎn)角；R1為中心O1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718示出偏心距n不同時(shí)的傳動(dòng)間隙變化特性。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05mm左右為宜。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(xiāo)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轉(zhuǎn)向阻力矩Mn(Nmm) （79）式中，f 為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取07；Gl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 (710)式中，Ll為轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)；L2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)；Dsw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(710)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)輪緣上的最大瞬時(shí)力，此力為700N。 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23mm之間。主動(dòng)小齒輪齒數(shù)多數(shù)在57個(gè)齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為915。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)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、Dl、D2如圖719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(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71)。設(shè)計(jì)時(shí)先參考同類(lèi)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Dl通常在2038mm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Dl，一般要求D2Dl= (510)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(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79mm范圍內(nèi)選用(表71)。 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)殇撉虮旧碛姓`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 式中，D為鋼球中心距；W為一個(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)；0為螺線導(dǎo)程角，常取0=58，則cos01。(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720，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R2應(yīng)大于鋼球半徑d/2，一般取R2 =(051053)d。 (4)接觸角 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(chēng)為接觸角，如圖720所示。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o 轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)角，對(duì)應(yīng)螺母移動(dòng)的距離S為 （711）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)p角，其間關(guān)系可表示如下 (712)式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立式(711)、式(712)得，將對(duì)p，求導(dǎo)得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比iw為 (713)由式(713)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719中的尺寸b越小，要求b=P-d25mm。螺距P一般在1218mm內(nèi)選取。 前已述及導(dǎo)程角o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15和25圈兩種。一個(gè)環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見(jiàn)表71。表71 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)齒扇模數(shù)mm 30 35 40 45 50 60 65搖臂軸直徑mm22263032 3235 3840 4245 鋼球中心距mm20 23252528 30323540 螺桿外徑mm20 23252528293438 鋼球直徑mm5556 5556635063507144 71448000 螺距mm793887319525 952510 1011工作圈數(shù)15 152525 環(huán)流行數(shù) 2螺母長(zhǎng)度mm414552464758 56596272788082 齒扇齒數(shù) 355齒扇整圓齒數(shù)121313 131415齒扇壓力角 22302730 切削角630 630730齒扇寬 mm222525272528302832 30343835 382齒條、齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì) 如圖721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722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(chēng)之為變厚齒扇。 圖722中，若00截面的原始齒形變位系數(shù)=0，且II剖面和剖面分別位于00剖面兩側(cè)，則II剖面的齒輪是正變位齒輪， 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。對(duì)齒輪來(lái)說(shuō)，因?yàn)樵诓煌恢玫钠拭嬷?，其模?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(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。 變厚齒扇齒形的計(jì)算，如圖723所示。一般將中間剖面11規(guī)定為基準(zhǔn)剖面。由11剖面向右時(shí)，變位系數(shù)為正，向左則由正變?yōu)榱?00剖面)，再變?yōu)樨?fù)。若00剖面距11剖面的距離為o，則其值為o=1mtan，是切削角，常見(jiàn)的有630和730，兩種。在切削角一定的條件下，各剖面的變位系數(shù)取決于距基準(zhǔn)剖面11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72選取；法向壓力角o，一般在2030之間；齒頂高系