【文章內(nèi)容簡介】 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，對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算 （3—1）式中，αo為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數(shù)。167。 轉(zhuǎn)向器的逆效率η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(jī)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(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算 （3—2）式(3—1)和式(3—2)表明：增加導(dǎo)程角αo,正、逆效率均增大。受η增大的影響，αo不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負(fù)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(dǎo)程角必須大于摩擦角。通常螺線導(dǎo)程角選在8176。～10176。之間。167。 傳動比的變化特性167。 轉(zhuǎn)向系傳動比 轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即 ip=2Fw／Fh 。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度 ωw 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 ωk 之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即；式中，dφ 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dβk 為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比iw 和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比iw′ 所組成，即 iwo=iw iw′ 。轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度ωK之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比iw′, 即。式中,dβp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)動角速度ωp與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比iw′，即。167。 力傳動比與轉(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 （3—3）式中，α為主銷偏移距，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Fh可用下式表示 （3—4）式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑。 將式(3—3)、式(3—4)代入 ip=2Fw／Fh 后得到 （3—5）分析式(3—5)可知，當(dāng)主銷偏移距a小時，力傳動比 ip 應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。通常轎車的 a 值在0．4～0．6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的d值在40～60mm范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑 Dsw 根據(jù)車型不同在JB4505—86轉(zhuǎn)向盤尺寸標(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，2Mr／Mh可用下式表示 （3—6）將式(3—6)代人式(3—5)后得到 （3—7）當(dāng) α 和 Dsw 不變時，力傳動比 ip 越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但 iwo 也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。167。 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比，除用 iw′=dβp／dβk表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長L2與搖臂臂長Ll之比來表示，即 iw′=dβp／dβki≈L2／Ll ?，F(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，L2與L1的比值大約在0．85～1．1之間，可近似認(rèn)為其比值為 iwo≈iw=dφ／dβ 。由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw 及其變化規(guī)律即可。167。式(3—7)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從 ip=2Fw／Fh式可知，當(dāng)Fw一定時，增大ip能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh，使操縱輕便?？紤]到 iwo≈iw ，由 iwo 的定義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的響應(yīng)變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時間增長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構(gòu)成一對矛盾。為解決這對矛盾，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=πmlcosα1，齒條基圓齒距 Pb2=πm2cosα2 。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α1與一個具有變模數(shù)m變壓力角α2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosoαl=m2cosoα2時，它們就可以嚙合運(yùn)轉(zhuǎn)。如果齒條中部(相當(dāng)汽車直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模數(shù)也隨之減小)，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動比是變化的。圖31是根據(jù)上述原理設(shè)計的齒輪齒條式轉(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。圖31 齒條壓力角變化簡圖a）齒條中部齒b）齒條兩端齒167。 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙Δt167。傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副(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)向盤轉(zhuǎn)角φ的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性(圖32)。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)。圖32 轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性直線行駛時，轉(zhuǎn)向器傳動副若存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，就能在間隙Δt的范圍內(nèi)，允許車輪偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時(一般是10176?！?5176。)要極小，最好無間隙。轉(zhuǎn)向器傳動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法確保直線行駛的穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。調(diào)整后，要求轉(zhuǎn)向盤能圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，而無卡住現(xiàn)象。為此，傳動副的傳動間隙特性，應(yīng)當(dāng)設(shè)計成在離開中間位置以后呈圖7—16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)向器傳動間隙變化特性。167。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性，可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲取必要的傳動間隙。即將中間齒設(shè)計成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側(cè)齒到離開中間齒最遠(yuǎn)的齒，其厚度依次遞減。如圖3—3所示，齒扇工作時繞搖臂軸的軸線中心O轉(zhuǎn)動。加工齒扇時使之繞切齒軸線O1轉(zhuǎn)動。兩軸線之間的距離n稱為偏心距。用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。其傳動特性可用下式計算 (7—8)式中，αd為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；βp為搖臂軸轉(zhuǎn)角；R1為中心O1到b點的距離；n為偏心距。圖33 確定齒扇齒切齒軸線偏移傳動 圖34 偏心距n不同時傳副徑向間隙△R及傳動間隙△t的示意圖 動間隙△t的變化偏心距n不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。圖3—4示出偏心距n不同時的傳動間隙變化特性。n越大，在同一搖臂軸轉(zhuǎn)角條件下，其傳動間隙也越大。一般偏心距n取0．5mm左右為宜。167。 轉(zhuǎn)向系傳動比的確定考慮到賽車的特殊性，賽車運(yùn)動由于速度較高方向盤轉(zhuǎn)角不可能太大，所以我們初選方向盤轉(zhuǎn)角為60度，綜合轉(zhuǎn)彎半徑要求，我們初定輪胎轉(zhuǎn)角位40度。由此傳動比驗算方向盤的力較大，通過與湖大的交涉，我們參考他的設(shè)計，把方向盤轉(zhuǎn)角改成100度。~，即近似為1。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。第四章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算167。 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(qiáng)度。欲驗算轉(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MR(Nmm)。167。 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算表41 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算設(shè)計計算和說明計算結(jié)果式中 f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)；——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，單位為N；P——輪胎氣壓，單位為。f=1=p==167。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh表42 轉(zhuǎn)向盤手力Fh的計算設(shè)計計算和說明計算結(jié)果 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長, 單位為mm；——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為Nmm——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長, 單位為mm；——為轉(zhuǎn)向盤直徑,單位為mm；Iw——轉(zhuǎn)向器角傳動比；η+——轉(zhuǎn)向器正效率。因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。==320mmiw==90%=對給定的汽車，用上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。167。表43 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的計算設(shè)計計算和說明計算結(jié)果=。取=10mm167。表44 主動齒輪軸的計算設(shè)計計算和說明計算結(jié)果=140MPa取=10mm167。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計167。 齒條的設(shè)計齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂，并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當(dāng)?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運(yùn)動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向(圖41）。圖41 齒條表45 齒條的尺寸設(shè)計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)()1總長7302直徑253齒數(shù)314法向模數(shù)167。 齒輪的設(shè)計齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。斜齒的彎曲增加了一對嚙合齒輪參與嚙合的齒數(shù)。相對直齒而言，斜齒的運(yùn)轉(zhuǎn)趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動力。表46 齒輪軸的尺寸設(shè)計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)(mm)1總長1252齒寬303齒數(shù)64法向模數(shù)5螺旋角10176。6螺旋方向左旋167。 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部的設(shè)計轉(zhuǎn)向橫拉桿與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當(dāng)這些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預(yù)載荷。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進(jìn)入球銷及齒條中。轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。側(cè)面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見圖42）。圖42 轉(zhuǎn)向橫拉桿外接頭1 橫拉桿 2鎖緊螺母3外接頭殼體 4球頭銷 5六角開槽螺母6球碗 7端蓋 8梯形臂 9開口銷表47 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設(shè)計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)()1橫拉桿總長1922橫拉桿直徑153螺紋長度604外接頭總長1205球頭銷總長626球頭銷螺紋公稱直徑M1017外接頭螺紋公稱直徑M128內(nèi)接頭總長9內(nèi)接頭螺紋公稱直徑M16167。一個齒條導(dǎo)向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導(dǎo)向座和與殼體螺紋連接的調(diào)節(jié)螺塞之間連有一個彈簧。此調(diào)節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導(dǎo)向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預(yù)緊力，此預(yù)緊力會影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見圖43）。圖43 齒條間隙調(diào)整裝置注：轉(zhuǎn)向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉(zhuǎn)向盤的運(yùn)動。表48 齒條調(diào)整裝置的尺寸設(shè)計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)(mm)1導(dǎo)向座高度202彈簧總?cè)?shù)3彈簧節(jié)距4彈簧外徑205彈簧工作高度6螺塞螺紋公稱直徑M3627螺塞高度208鎖止螺塞高度59轉(zhuǎn)向器殼體總長/高180/96167。當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30176。，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動大約60176。若傳動比是1:1，轉(zhuǎn)向