【文章內(nèi)容簡介】 自轉(zhuǎn)，銷子的工作部位基本保持不變，所以磨損快、工作效率低。旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器的效率高、磨損慢，但結(jié)構(gòu)復雜。 要求搖臂軸有較大的轉(zhuǎn)角時，應(yīng)該采用雙銷式結(jié)構(gòu)。雙銷式轉(zhuǎn)向器在直線行駛區(qū)域附近，兩個銷子同時工作，可降低銷子上的負荷，減少磨損。當一個銷子脫離嚙合狀態(tài)是，另一個銷子要承受全部作用力，而恰恰在此位置，作用力達到最大值，所以設(shè)計師要注意核算其強度。雙銷與單銷蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器比較，結(jié)構(gòu)復雜、尺寸和質(zhì)量大，并且對兩主銷間的位置精度、蝸桿上螺紋槽的形狀及尺寸 精度等要求高。此外，傳動比的變化特性和傳動間隙特性的變化受限制。 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器應(yīng)用較少。 轉(zhuǎn)向盤的尺寸及布置 轉(zhuǎn)向盤有輪轂、輪緣和輪輻組成。采用最大直徑的轉(zhuǎn)向盤，會使駕駛員進出駕駛室感到困難；若采用較小直徑的轉(zhuǎn)向盤，則在轉(zhuǎn)向時要求駕駛?cè)藛T施加較大的力量。轉(zhuǎn)向盤布置過高會影響人對道路和儀表盤的視野；轉(zhuǎn)向盤布置過低，則在操縱離合器、制動踏板時影響駕駛?cè)藛T腿部的動作。在選擇轉(zhuǎn)向盤直徑時，應(yīng)考慮與汽車的類型和大小相適應(yīng)。乘用車、小型客車、小型商用車的轉(zhuǎn)向盤直徑參考直徑為 400mm；中型客車、中型商用車的轉(zhuǎn) 向盤參考直徑為 450mm 或者 500mm；大型客車和大型商用車的轉(zhuǎn)向盤參考直徑為 550mm。 轉(zhuǎn)向軸的防傷安全措施 根據(jù)交通事故統(tǒng)計資料和對汽車碰撞試驗結(jié)果的分析表明：汽車在正面碰撞時，轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向器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(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向軸后移量在水平方向上不得大于 127mm；在臺架試驗中，用人體模型的軀干以 ，作用在轉(zhuǎn)向盤的水平力不得超過 11123N，見 GB115571998。為此，需要在轉(zhuǎn)向 系中設(shè)計安裝能吸收沖擊能量的機構(gòu)，或者采取能減輕駕駛員受傷程度的措施。吸收能量的方 12 法是使有關(guān)的轉(zhuǎn)向系零件在撞擊時產(chǎn)生塑性變形、彈性變形或摩擦等來實現(xiàn)。當轉(zhuǎn)向軸采用萬向節(jié)連接的結(jié)構(gòu)，可以通過合理布置保證在汽車正面碰撞時，防止轉(zhuǎn)向軸等向車身內(nèi)移動，這種結(jié)構(gòu)雖然不能吸收碰撞能量，但其結(jié)構(gòu)簡單，主要萬向節(jié)連接的兩軸之間存在夾角，正面撞車后轉(zhuǎn)向盤沒有后移便不會影響駕駛員安全。轉(zhuǎn)向軸上設(shè)置有萬向節(jié)不僅提高安全性，而且有利于使轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器在汽車上得到合理布置，提高了操縱方便性，拆裝容易。 由于齒 輪齒條式轉(zhuǎn)向器逆效率高 （ 60%～ 70%），汽車在不平路面上行駛時發(fā)生在轉(zhuǎn)向輪與路面間沖擊力的大部分能傳至轉(zhuǎn)向盤，反沖現(xiàn)象會使駕駛員緊張，并難以控制汽車行駛方向，轉(zhuǎn)向盤突然轉(zhuǎn)動又會造成 “打手 ”，同時對駕駛員造成傷害。 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器正效率低，工作齒面磨損后調(diào)整嚙合間隙比較困難，傳動比不能變化。 固定銷蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，但因銷不能自轉(zhuǎn)，指銷工作部位基本不變，所以磨損快、工作效率低。旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器的效率高、磨損小，但是結(jié)構(gòu)復雜。雙銷式的結(jié)構(gòu)較單銷式復雜，尺寸及質(zhì)量也較大，且對兩指銷間的位置精度、 蝸桿上螺紋槽的形狀及尺寸精度要求較高，角傳動比的變化特性及傳動間隙特性的變化也受到限制。 根據(jù)原始數(shù)據(jù)：滿載時前軸軸荷： 1940kg 前輪氣壓： 350kPa，輪胎和路面間滑動摩擦系數(shù)： f = ，搖臂擺角： ?? 177。 42176。 ，要求傳動比設(shè)計成 20 左右， 最大搖臂輸出力矩： 1500Nm。 綜合上述各種形式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)缺點，本設(shè)計選取循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器為設(shè)計方案。 本章主要事對轉(zhuǎn)向器的基本結(jié)構(gòu)形式的選擇， 通 過對目前各種形式轉(zhuǎn)向器設(shè)計方案進行分析 比較 ， 綜合 考慮， 采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器為設(shè)計方案。 13 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu)的參數(shù)分析與確定 轉(zhuǎn)向系的主要性能有轉(zhuǎn)向系的效率、轉(zhuǎn)向系的角傳動比與力傳動比、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙特性、轉(zhuǎn)向系的剛度以及轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。 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)向軸的負荷、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（ Nmm） pGfM R313? （ ） 式中 ： f —— 輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取 f =； 1G —— 轉(zhuǎn)向軸負荷 （ N） ； p —— 輪胎氣壓 （ MPa） 。 將 原始數(shù)據(jù) 代入公式（ ）得， RM = 753542 （ Nmm） 。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 ?? ?wSW Rh iDL MLF 2 12 （ ）式中 ：1L—— 轉(zhuǎn)向搖臂長； 2L—— 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 ，1L = 2L； SWD —— 轉(zhuǎn)向盤直徑 ，根據(jù)汽車設(shè)計設(shè)計手冊，取 Dsw= 550mm； wi —— 轉(zhuǎn)向器角傳動比 ，一般取 wi =20； ?? —— 轉(zhuǎn)向器正效率 ，一般取 ?? =。 14 根據(jù)公式（ ），代入?yún)?shù)得， Fk = 357 N。 對給定的汽車，用式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。 根據(jù)汽車的前軸負荷來選取循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器齒扇齒模數(shù) 1G = 1940? = 19012 N 表 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器齒扇齒模 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 500 1000～ 1800 1600～ 2020 2020 2020 前軸負荷 /N 3500～3800 4700～ 7350 7000～ 9000 8300～11000 10000～11000 貨車 和大 客車 前軸負荷 /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 因為是貨車 ， 所以 m = 。 轉(zhuǎn)向器的效率 功率 1P 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 ?? 表示 。 121 /)( PPP???? （ ） 反之稱為逆效率，用符號 ?? 表示 。 123 /)( PPP???? （ ） 式中 ： 2P —— 轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率； 15 3P —— 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。 轉(zhuǎn)向器的正效率 ?? 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 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 ?? 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％。 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桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺 ）（ ???? ??? 0 0tan tan （ ） 式中 ： 0? —— 蝸桿 （ 或螺桿 ） 的螺線導程角； ? —— 摩擦角， farctan?? ； f —— 摩擦因數(shù) ，取 f = 。 ? = ?? = 16 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。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 00tantan ? ??? ）（ ??? （ ） 式 （ ） 和式 （ ） 表明：增加導程角 0? ，正、逆效率均增大。受??增大的影響 。 0? 不宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在 8186?！?10186。之間。 0? = 8186。 ?? = 傳動比的變化特性 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 0?i 和轉(zhuǎn)向系的力傳動比 pi 。 從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力 2 wF 與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力 hF 17 之比，稱為力傳動比，即 Pi =2 wF / hF （ ） 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度 w? 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 k? 之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比0?i，即 kkkw dddtd dtdi ?????????? //0 （ ） 式中 ： ?d —— 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量； kd?—— 轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角 增量； td —— 時間增量。 它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比 ?i 和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比 39。wi 所組成，即 39。0 ??? iii ? 。 搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度 p? 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 k? 之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比?39。i kpkpkp ddtdi ??????? /39。 （ ） 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 wF 和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩 rM 之間有如下關(guān)系 aMF rw ? （ ） 式中 ： a —— 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 hF 可用下式表示 swhh DMF 2? （ ） 式中 ： hM —— 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩； swD —— 轉(zhuǎn)向盤直徑。 18 將式 （ ） 、式 （ ） 代入 hwF FFi /2? 后得到 aMDMi h swrp ? （ ） 分析式 （ ） 可知，當主銷偏移距 a 小時，力傳動比 Fi 應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。通常轎車的 a 值在 ～ 倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的 a 值在40～ 60mm 范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑 swD 根據(jù)車型不同在 JB4505—86 轉(zhuǎn)向盤尺寸標準中規(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， hr MM /2 可用下式表示 02 ????? iddMM khr