【正文】 80mm、 400mm、 425mm、 450mm、 500mm、 550mm。目前大多數(shù)汽車轉向軸上裝置了萬向節(jié)，使轉向盤和轉向器再汽車上布置更為合理，拆裝方便，從而提高了操縱方便性、行駛安全性和轉向機構的壽命。剛性萬 向節(jié)多是十字軸式 ,可使用單萬向節(jié) ,也可使用雙萬向節(jié) .雙萬向節(jié)要求布置適當 ,達到等角速運動 .本課題選用裝有單十字軸萬向節(jié)的轉向軸 . 轉向器 轉向器 (也常稱為轉向機 )是完成由旋轉運動到直線運動 (或近似直線運動 )的一組貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 11 齒輪機構，同時也是轉向系中的減速傳動裝置。 循環(huán)球式轉向器的特點是：效率高，操縱輕便，有一條平滑的操縱力特性曲線 。中間位置轉向力小、且經(jīng)常使用，要求轉向靈敏，因此希望中間位置附近速比小，以提高靈敏性。并且該轉向器可以被設計成具有等強度結構，這也是它應用廣泛的原因之一。 循環(huán)球式轉向器有一蝸桿。方向盤連接在類似螺栓的螺桿上，螺桿則插在金屬塊的孔內(nèi)。滾珠軸承有兩個作用：第一，減少齒輪的摩擦和磨損；第二，減少齒輪的溢出。其輔助動力也是通過向金屬塊一側注入高壓液體來提供的。轉向螺桿和螺母上都加工出斷面輪廓為兩段或三段不同心圓弧組成 的近似半圓的螺旋槽。導管內(nèi)也裝滿了鋼球。在轉向器工作時，兩列鋼球只是在各自的封閉流道內(nèi)循環(huán)，不會脫出。 后置轉向梯形機構是將轉向梯形放在前軸之后 ,簡單可靠 ,因此應用廣泛 。 分段式轉向梯形機構用于獨立懸架的汽車 ,以保證任一前輪的跳動不致牽動拉桿而涉及另一車輪的偏轉 。 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 13 圖 齒輪齒條轉向器 圖 循環(huán)球式轉向器 轉向輪側偏角計算 廣東技術師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 14 2 0 0 03 3 0 8s in ??? RL? a= o s12020 3308c o st a n ???????OBR L ?? ?? 數(shù)據(jù)的初定 : 表 主要技術參數(shù) 數(shù) 據(jù) 全長 [mm] 5990 全寬 [mm] 2240 全高 [整車裝備質(zhì)量時 ][mm] 2320 輪胎 14PR 輪胎壓力 [Mpa] 主銷偏移距 [mm] 50 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 15 方向盤直徑 [mm] 425 最小轉彎半徑 [m] 12 轉向搖臂 [mm] 200 轉向節(jié)臂 [mm] 200 兩主銷延長線至地面交點的距離 [mm] 1300 軸距 [mm] 3308 輪距 [前輪 后輪 ][mm] 1665 1525 最小轉彎半徑 [沿前外輪中心 ][mm] 12020 質(zhì)量參數(shù) 最大裝載質(zhì)量 [kg] 2020 整車裝備質(zhì)量 [kg] 2495 前橋軸荷 [整車裝備質(zhì)量時 ][kg] 2805 后橋軸荷 [整車裝備質(zhì)量時 ][kg] 4685 最大總質(zhì)量 [kg] 7490 轉向系主要性能參數(shù) 轉向器的效率 功率從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱之為正效率，用符號 ?? 表示，121 /)( PPP ???? ；反之則稱為逆效率，用符號 ?? 表示， 323 /)( PPP ???? 。 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。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸的轉向器效率，根據(jù)試驗結果分別為 70%和 75%。； f 取 ， ??? c ta n f? ； %)1 4 a n ( 8t a n)t a n (t a n 0 0 ???? ????? ?? ?? 轉向器的逆效率 根據(jù)逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。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向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神緊張；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。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向器。 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 00tan )tan( ? ??? ??? （ ） % a n )1 4 a n (t a n )t a n ( 00 ?? ??????? ? ??? 式（ ）和（ ）表明：增加導程角 0? ，正、逆效率均增大。從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力 wF2 與作用在轉向盤上的手力 hF 之比，稱為力傳動比，即 hwp FFi /2? （ ） 轉向盤角速度 w? 與同側轉向節(jié)偏轉角速度 k? 之比，稱為轉向系角傳動比 0?i ，即 kkkw dddtd dtdi ??????? ??? //0 （ ） 式中 ?d 為轉向盤轉角增量； kd? 為轉向節(jié)轉角增量； dt 為時間增量。 搖臂軸角速度 p? 與同側轉向節(jié)偏轉角速度 k? 之比，稱為轉向機構的角傳動比 ?i? ，即 LpLpkp dddtd dtdi ??????? ???? // （ ） 力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的阻力 WF 和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩 rM 之間有如下關系 aMF rW? （ ） 式中， a 為主銷偏移距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支撐平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。轉向盤直徑 SWD應根據(jù)車型不同在 GB5911— 86 轉向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內(nèi)選取?，F(xiàn)代汽車結構中， 2L 與 1L 的比值大約在 ～ 之間，可近似認為其比值為 1，則 ???? ddii /0 ?? 。 考慮到 ?? ii ?0 ，由 0?i 的定義可知：對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與轉向器角傳動比成反比。 對乘用車 ,推薦轉向器角傳動比 wi 在 1725 內(nèi)選取 。為了消除中間齒磨損后產(chǎn)生的間隙而又不致在轉彎時使兩端齒卡住，則應增大兩端齒嚙合時的齒側間隙。這樣加工的齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉向兩端的齒時，齒側間隙 s? 也逐漸加大， s? 可表達為 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 21 ]c osc os[t a n2t a n2 2222 nrnnrrs ww ???????? ???? (） 式中 r? —— 徑向間隙； ? —— 嚙合角； wr —— 齒扇的分度圓半徑； ? —— 搖臂軸的轉角。本次設計采用直齒齒輪。 根據(jù)所選擇的齒扇模數(shù)，根據(jù)表（ ）和表（ ）選取對應的參數(shù)為： 鋼球直徑： 螺距： 工作圈數(shù)： 螺桿外徑： 34mm 環(huán)流行數(shù)： 2 螺母長度： 72mm 齒扇齒數(shù)： 5 齒扇壓力角： 220 30′ 切削角： 60 30′ 齒扇寬： 34mm 表 循環(huán)球轉向器的主要參數(shù) 參數(shù) 數(shù)值 齒扇模數(shù) /mm 搖臂軸直徑 /mm 22 26 30 32 32 38 42 鋼球中心距 /mm 20 23 25 28 30 35 40 螺桿外徑 /mm 20 23 25 28 29 34 38 鋼球直徑 /mm 螺距 /mm 工作圈數(shù) 環(huán)流行數(shù) 2 螺母長度 41 45 46 58 59 72 80 52 齒扇齒數(shù) 5 5 齒扇整圓齒數(shù) 12 13 13 14 15 齒扇壓力角 22176。 30′ 7176。取 d=。 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)。? 角多取為 45176。查表（ ）得： P 取 導程角 ??80? 。工作鋼球圈數(shù)有 和 圈兩種。螺桿和螺母上的相互對應的螺旋槽構成鋼球的螺旋滾道。插入螺母螺旋滾道兩個導孔的鋼球的兩個導管的中心線應與螺母螺旋滾道的中心線相切。一般應參考同類型汽車的轉向器選取鋼球直徑 d ，并應使之符合國家標準。經(jīng)驗表明在每個環(huán)路中 n 以不大于 60為好。這時在計算轉向器的零件具體參數(shù)時，可取司機作用在轉向盤輪緣上的最大瞬時力。 轉向系力傳動比： aDii swp 20?? （ ） 0?i 為轉向系角傳動比 ?? ?? ii ； SWD 為轉向盤直徑取 425mm； a 為主銷偏移距，貨車的 a 值一般在 4060mm 范圍內(nèi)選取 ,這里取 a=50mm，所以 0 1502 4 2 ?? ??pi 作用在轉向盤上的手力為 ?? ?wswRh iDL MLF212 1/ 21 ?LL ,代入數(shù)據(jù)得 hF =. 輪胎與地面之間的轉向阻力 WF 和作用在轉向盤上的手力 有以下關系 : 2/hpW FiF ? 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 29 代入數(shù)據(jù)有 wF =12056N. 鋼球與滾道間的接觸應力 j? ? ?j3222 )12( ?? ??? RdNEKj （ ） 式中 K—— 系數(shù)，根據(jù) A／ B查表 54求得，其中 A／ B 用下式計算： ? ?? ? 2/)/1(/1 2RrA ?? ； ? ? ? ?? ? 2//1/1 1RrB ?? （ ） 1R —— 螺桿外半徑 , 1R =17mm。 汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩（ N﹒ mm）即 pGfM R 313? （ ） 式中 ,f 為輪胎和路面 間的滑動摩擦因數(shù) ,一般取 ； 1G 為前軸負荷（ N）； p 輪胎氣壓（ MPa）。式 ()曾給出了汽車在粗糙的硬路面上作原地轉向時轉向 輪的轉向阻力矩，利用它可求得轉向搖臂上的力矩和在轉向盤上的切向力，它們均可作為轉向系的最大計算載荷。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉向器的尺寸增大。轉向盤與轉向器左置時轉向螺桿為左旋，右置時為右旋。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側表面 (通常為上表面 )需鉆孔與螺母的螺旋 滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導孔，并分別插入鋼球導管的兩端導管。取 W=。聯(lián)立式（ ），式（ ）得PPr??? 2?，將 ? 對 p? 求導貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 27 得循環(huán)球式轉向器角傳動比 ?i 為 Pri ?? 2? () 又 2/r mz? 根據(jù)表 有 15?z ； 452/1562/r ???? mz mm P 已知，可求出轉向器的角傳動比 ??? ??i 由式 ()可知，螺距 P 影響轉向器角傳動比的值，在螺距不變的條件下，鋼球直徑 d越大，圖（ ）中的尺寸 b越小，要求 ??? dPb mm，符合要求。 螺距 P 和螺旋線導程角 0? 轉向盤轉動 ? 角，對應螺母移動的距離 s 為 ??2ps? () 式中， P 為螺紋螺距。在此我們?nèi)L道半徑為 ,符合相應的要求。 ,則 1cos 0 ?? ；代入數(shù)值解得 n=≈ 36。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，設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。 30′ 切削角 6176。貨車一般不宜超過 6 圈 . 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 23 3 機械式轉向器設計與計算 前軸載荷根據(jù)表（ ）取得為 2805Kg，再根據(jù)表（ ）選擇齒扇模數(shù)為 6。 齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側間隙 s? 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)。即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。齒扇的齒厚沿齒長方向是變化的，這樣即可通過軸向移動搖臂軸來調(diào)節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。為解決這對矛盾，可采用變速比轉向器。 轉向器角傳動比及其變化規(guī)律 式