【文章內容簡介】 。的油道與 閥芯的內孔 相接而 直接和螺桿的中心孔相接，而螺桿的中心孔與其中一個油腔是連通的；而閥套上開有 9 個槽， 3 個接油箱為出油口， 3 個為進油口，還有三個接另一個油腔。方向盤轉動時，輸入軸轉動，閥芯客服扭桿的彈性作用產(chǎn)生一個相對于閥套的小的角位移，即轉閥中只有一側油腔的油道口是全開的，另一側全閉，這樣油沿著打開的油道進入其中一側的油腔 ，使得這一側油腔的油壓不斷增大，另一側的油腔油道封閉，油壓不變 ，由于油是幾四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 12 乎不能被壓縮的，這樣兩側的油腔就會產(chǎn)生壓力差，充滿油的一側油會推動活塞往另一側移動，起到助力作用，這樣駕駛員就不需要費太大的力氣就可以輕松操縱方向盤，而且汽車的行駛也變得較為穩(wěn)定。 圖 22液壓轉向器兩油缸工作圖 液壓閥的具體工作原理如下： 當方向盤不轉動時，轉向軸停止轉動 ，扭桿的彈性恢復力和油腔的壓力差的綜合作用下促使閥芯和閥套（螺桿）回到原始的無相對角位移的初始位置（閥常開，兩側油腔油壓相等的位置） ，所有油道相通，所以油從進油口進入閥套后又經(jīng)過回油口回到油箱，不向任何一 側油腔通油。 圖 23 轉閥工作原理圖 1閥套； 2閥芯； 3扭桿 左轉向時，如圖 23左圖 所示，此時閥芯相對閥套左轉，關閉了每個閥芯的臺肩左側與閥套槽的間隙。油泵 來油經(jīng)過閥套進油口、相應閥芯臺肩右側與閥套槽之間擴大的間隙、閥芯上的孔道和閥芯內的扭桿孔全部流人殼體下腔，推動活塞起助力作用。殼體上腔的油則按相反的油路流回轉向油罐。 四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 13 右轉向時則如圖 23右圖所示，閫芯相對閥蠻右轉．關閉了每個閥芯臺肩右側與閥套槽的間隙。油泵來油經(jīng)過閥套進油 口、相 應閥芯臺肩左側與 閥 套槽之間擴大的間隙 、 閥 套上的孔道流入殼體上腔．推動活塞起助力作用。殼體下腔的油則按相反的 油 路流回轉向油罐。 本章小結 本章主要介紹了循環(huán)球式液壓助力轉向器的結構特點和工作原理。 四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 14 第三章 循環(huán)球式液壓助力 轉向器的總體設計 轉向器的設計條件 本課題總體設計條件如下表 ： 表 31 設計條件 名稱 參數(shù) 角傳動比 最大工作壓力 轉向器用油 柴油機油 15W/40CD 工作流量 (8~ )L/min 前橋負荷 ( 1G ) 2~ 理論最大輸出力矩 1785Nm 旋向 左旋 輸出擺角 045? 齒扇模數(shù) 6 使用溫度范圍 0040 ~ 110CC?? 轉向器的設計要求 此次循環(huán)球式液壓 助 力轉向器的設計主要滿足以下要求： 為駕駛者提供不同的轉向手力特性 密封性能好，內外泄漏小 強度好，壽命長 安裝方便可靠 成本低 循環(huán)球式液壓 助 力轉向器的結構選型 參數(shù)的確定 循環(huán)球式液壓助力轉向器設計的主要參數(shù)包括缸徑、工作壓力、輸出扭矩。而輸出扭矩是設計條件中已知的，理論最大輸出扭矩為 1785Nm，設計條件中要求最大工作壓力為四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 15 。 動力轉向器的輸出扭矩與其他參數(shù)的關系如下： M=P(S0S1)RF 式中： M—— 動力轉向器輸出扭矩（ N178。 M）； P—— 油泵最大工作壓力（ MPa）； S0—— 油缸的工作面積（ m2）； S1—— 螺桿外徑所占的面積 （ m2）； RF—— 扇齒分度圓半徑（ m）。 在這里，油缸的工作面積取決于油缸的 缸徑，而缸徑的取值范圍通常有 110mm、 100mm、90mm、 80mm、 70mm 等，此次設計中我們選取 100mm。 轉向器結構的確定 在確定轉向器結構之前，本人查閱了大量國內外的 轉向器的結構模型，包括美國的 TRW公司的 TAS系列轉向器、德國 ZF 公司的、以及日本 KOYO 公司的 PBS 系列等等。 以下是所參考的其中三種轉向器的圖片： 圖 31 美國 TRW公司的 TAS系列轉閥式動力轉向器 四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 16 圖 32 德國 ZF公司轉閥式動力轉向器 圖 33 國內開發(fā)的 B系列轉閥式動力轉向器 在參考了國內外這么多的轉向器后，發(fā)現(xiàn)這些轉向器的內部結構其實是大同小異的，我們在按要求設計一個轉向器時，可以參考這些結構，但是又不能完完全全抄襲這些結構，因此要設計出跟別人不一樣的轉向器就要先明確設計要求，設計意圖，因此我們提出以下思路： （ 1）殼體質量不能太大，各零部件要滿足工作條件的前提下提高剛度和強度； （ 2） 采用整體式： 轉向軸（轉向器轉矩輸入軸）和閥芯集成于一體，閥套和螺桿集成于一體，螺母和活塞集成于一體； （ 3）采用六槽式轉閥，采用貫通式螺桿和齒條活塞，采用三體式殼體； （ 4）在設計的同時要考慮裝配的輕便性和可行性，要保證不會出現(xiàn)干涉現(xiàn)象，也要考慮加工的可行性； （ 5） 在設計過程中要嚴格按照國家標準。 初步定下此次設計的轉向器的結構圖如下： 四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 17 圖 34 設計的轉向器的結構圖 轉向器的計算載荷的確定 在設計轉向器時，不能單純的設計計算，必須要考慮到能夠保證汽車行駛的安全性，因此必須保證轉向器有足夠的強度，而在計算零件強度時，需要用到汽車所受的載荷，所以必須要提前計算出汽車的載荷。由于我們采用的是循環(huán)球式轉向器，轉向器內的螺桿和螺母之間有滾珠，他們 之間的滾動摩擦代替了原先傳統(tǒng)轉向器的滑動摩擦，而滾動摩擦是很小的，因此可以近似的認為轉向器所受的載荷主要是由車輪轉向時 轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力。 由半經(jīng)驗公式得汽車在路面上的原地轉向阻力矩 Mf： PG3fM31f ?（ 1） 其中： f—— 輪胎與地面的摩擦系數(shù)，一般取 ，故 f=； Mf —— 轉向阻力矩，單位（ N178。 mm）； G1—— 轉向軸負荷，單位（ N）； P—— 輪胎氣壓，這里取 P=。 計算得： 178。 ）（3 6331f N?????? 而 最大承受載荷（設計載荷） P 約為前橋載荷的一半，那么 P=179。 G1=179。 3500179。 =17150（ N） 汽車在行駛過程中，作用在轉向器的各個零件上的載荷是經(jīng)常在變化的，只能用假定的方法對載荷進行計算 。假定載荷計算的方法分為以下三種情況： （ 1）以駕駛員作用在方向盤的最大轉向力來確定； （ 2）按照汽車在停止行駛時在原地轉向所需要的轉向力矩（和轉向阻 力矩相等）來計算； （ 3）以前橋負荷的一半來作為計算載荷。 很顯然以其他 2種方法計算的載荷都很大，而且我們這次設計的轉向器是為輕型汽車設計的，因此選用第一種假定方式計算，其他兩種都是適合重型汽車的載荷設計。故采用駕駛員作用在方向盤上的最大轉向力 FHmax=600～ 700N，取前者即 FHmax=600N 來計算載荷。 轉向系的效率 如果忽略軸承和其他零部件的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則循環(huán)球式轉向器的正效率可由下式計算： 四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 18 )tan(tan 0 0 ?? ?? ??? （ 2） 同樣，如果忽略軸承和其他零部件的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則循環(huán)球式轉向器的逆效率可由下式計算： 00tan )tan( ? ??? ??? （ 3） 其中： 0? ―― 螺桿的螺線導程角 ； ? ―― 摩擦角， ? =arctanf， f為 摩 擦因數(shù) ， f=。 轉向器的結構設計與計算 螺桿 、螺母基本參數(shù) 的設計 螺距和齒扇 分度圓半徑 的確定 由結構關系可得： （ 4） 其中： s―― 活塞移動的距離； ―― 轉向盤轉角； t―― 螺桿螺距。 又由傳動關系得到： （ 5） 其中：β ―― 齒扇轉角； ―― 齒扇 分度圓 半徑。 由式（ 4）、（ 5）得 角傳動比 （ 6） 式子中 是已知的， 而分度圓半徑 = （ 7） 其中： m―― 齒扇模數(shù)， m=6； Z―― 齒扇齒數(shù)，一般在 1218 范圍內?。ň唧w參見齒扇軸的設計這一節(jié)），故取 z=12。 所以 = 所以代入式（ 6）中得到 t=12mm， 而查了相關資料，螺距 t 在范圍 t=8～ 13mm 內選取，故 滿足要求 。 四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 19 螺桿外徑和螺母內徑的設計計算 圖 35 螺桿、鋼珠和螺母傳動副的結構 由《汽車設計》這本書可以查出，螺旋線導程角 0? 在 6176。 ～ 11176。之間選取，取 0? =6176。，則由 6tan12tan=D 0 ??? ??? t， 即 可 初步確定中心距 D=。 而查資料可知螺桿外徑 D1=20～ 38mm，而且螺桿外徑 D1 和螺母內徑 D2 以及鋼球中心距 D之間滿足關系： D2－ D1=（ 5%～ 10%） D， 所以綜合計算之后，最終定下 D=35mm， D1 =34mm，D2=36mm。 鋼球數(shù)量 n 的確定 dDWd DW ??? ?0cos=n（ 7） 其中： D―― 鋼球中心距， D=35mm； W―― 轉向器的一個環(huán)路中的 鋼球的工作圈數(shù)，為了使得鋼球之間的載荷能夠分布均勻，一般 W在 ～ 之間取值，當工作圈數(shù)大于 圈時，需要采用 2個獨立的鋼球運動環(huán)路，在這里取 W=； D―― 鋼球直徑，查資料得知 D在 6～ 9mm 之間取值，而且查相關標準，最終取國標值 D=； 0? ―― 螺桿螺旋線導程角， 0? =6176。 代入數(shù)據(jù)求得 n= 個，取整數(shù)得 n=39 個 ，即單個工作環(huán)路中鋼球個數(shù)為 39 個。 四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 20 螺桿螺母鋼球滾道截面的設計 循環(huán)球式轉 向器的滾道截面有四點接觸式、兩點接觸式和橢圓滾道截面等。在這里，為了軸向定位的穩(wěn)定，在比較了幾種截面后，我們選取四點接觸式的滾道截面。這種滾道截面由四段圓弧組成，螺桿和螺母的滾道截面各有兩段圓弧，加工較為復雜。具體如下圖所示： 圖 36 四點接觸式滾道截面 圖中θ角是鋼球與螺桿（螺母）滾道接觸點處的正壓力的方向與螺桿（螺母）滾道截面的軸線的夾角，若增大θ角，則徑向力增大軸向力減小，若減少θ角，則徑向力減小軸向力增大，所以一般取θ =45176。來使得徑向力和軸向力分配均勻。 R2是螺桿螺母的滾道截面中每段圓弧的半 徑，為了減少鋼球和螺桿、螺母之間的摩擦，R2一般要滿足 R2＞ ，一般取 R2=（ ～ ） D， 所以在這里我們取 R2=179。 D=。 導管內徑的確定 在循環(huán)球式轉向器中，螺母和螺桿之間運動的滾珠必須要形成一個運動循環(huán)的回路才能保證 轉向器能一直工作下去，這就要求螺母上有兩個對應的孔，然后通過導管來連接，使得滾珠能夠通過導管重新進入初始的軌道來完成循環(huán)運動。如下圖： 圖 37 螺母上的導管 四川大學本科生畢業(yè)設計循環(huán)球式 汽車 方向機總體設計及 三維裝配 設計 21 導管內徑 D1滿足： D1=D＋ e 其中：ｅ 為 鋼球與導管內壁 的間隙， e一般在 ～ 之間選取，初定 e=，則 D1=D＋ e=＋ =（ mm），而導管壁厚我們取 1mm。 螺桿 和螺母 材料的選取 螺桿和螺母我們選擇采用 20CrMnTi 鋼來制造，其表面都需要經(jīng)過滲碳淬火的熱處理工藝，來提高螺桿、螺母的滾道部分和軸承部分的表面硬度，滲碳深度為 ～ ，而鋼球的國標規(guī)定其表面硬度要大于 HRC60，所以螺桿和螺母的滾道和軸承部分滲碳后硬度可達 HRC56～ 64，其他部位就選擇鍍銅，心部的硬度應該要達到 HRC32～ 38。 螺桿和螺 母的螺距精度要達到177。 ，四個螺距誤差要小