【正文】 我在設計中所選用的轉向器是循環(huán)球 齒條齒扇式轉向器，使用液壓助力系統(tǒng)，根據(jù)已知的汽車數(shù)據(jù)來計算所需要的相關參數(shù)，并且對其進行了強度校核的分析。轉向系統(tǒng)車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 44 是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調(diào)的轉角關系。 活塞行程和壁厚 活塞 移動到某一極限位置時，端面到缸蓋之間，應當留有 De )~(? 的間隙，以利于活塞導向作用，取 mmDe ?? ，活塞厚度可取為 mmDB ?? 動力缸的最大長度： 110 sBes ???? （ 68） 式中 1s 活塞的最大位移量 ?? 1802 max1 wRs ?? 式中 max? 轉向搖臂由中間位置轉到極限位置的轉角，取 ??44max? WR 齒扇的嚙合半徑，取為 28mm 將其代入式（ 68）可得： mmRs W 43180 m a x1 ?? ??????? ?? 再將其代入式（ 67）可得： mmsBes 6143351010 1 ????????? 動力缸殼體壁厚 t，根據(jù)計算軸向平面拉應力 zG 確定 ? ?ntDtDpG z ????????? ?? 224 (69) 式中 p油液壓力，為 8MPa D動力缸直徑，為 10mm n安全系數(shù)，一般在 ～ 5 范圍內(nèi)選取，本設計取 n=4 ?? 殼體材料的屈服點，為 350MPa 將其代入式（ 69）可得 mmt ? 所以，取動力缸殼體壁厚為 2mm 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 43 第七章 結論 在本次轉向系統(tǒng)及轉向器的設計中，我了解到看似簡單的機構設計也是如此的復雜和重要。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 41 第六章 液壓式動力轉向機構的計算 167。表面滲碳。 代入式（ 516）得 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 40 Nr iTrTF W prW ??????? ? 再代入式（ 515）得 MP aBSFhw 22 ?? ????? 許用彎曲應力為 [ ] 540w MPa?? ，顯然 []ww? ?? ，符合要求。 齒的彎曲應力 w? 齒扇齒的彎曲應力 26w FhBs?? （ 515） 式中 F—— 作用在齒扇上的圓周力 h—— 齒扇的齒高，本設計為 B—— 齒扇的齒寬，本設計為 30mm S—— 基圓齒厚，本設計為 作用在齒扇上的圓周力 F wTF r?/rpwTir ?? ?? （ 516） 式中 pi? — 轉向傳動機構的力傳動比，本設計為 2 ?? — 轉向傳動機構的效率，一般取 ～ 。 徑向間隙 ? （見圖 51） 不應大于 ～ 。但鋼球總數(shù) (包括在鋼球導管中的 )不應超過 60 個。顯然， j? ≤ ][ j? ，符合要求。 n —— 參與工作的鋼球數(shù)；本設計為 25 個 l —— 鋼球接觸點至螺桿中心線之距離。 鋼球與滾道間的接觸應力 j? ? ?jccj rr rrNEK ?? ??? 3 22 )( （ 510） 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 38 式中 K—— 系數(shù)，根據(jù) A／ B 查表 16— 5 求得，其中 A／ B 用下式計算： [(1 / ) (1 / )] / 2cA r r?? ， 1[(1 / ) (1 / )] / 2B r R?? （ 511） r —— 鋼球半徑，見圖 51；本設計為 4mm cr —— 螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑，見圖 51；本設計為 1R —— 螺桿外半徑；本設計為 12mm E—— 材料彈性模量， ? MPa； N—— 每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力； ?? c ossin 0?? nl RFN h （ 512） hF —— 轉向盤圓周力；本設計為 R—— 轉向盤輪緣半徑；本設計為 200mm 0? —— 螺桿螺線導程角；本設計為 176。代入式（ 59）得 NiDL MLF wSW Rh 1 ???? ???? ?? 確定計算載荷 hF 后，即可計算轉向系零件的強度。 mm） ，即 313R GfM p? （ 58） 式中 f—— 輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取 1G —— 為轉向軸負荷（ N） P—— 為輪胎氣壓（ MPa） 本設計中，；輪胎氣壓為 ，轉向軸負載 1G =6266N。輪胎變形阻力和轉向系中的內(nèi)摩擦阻力等。欲驗算轉向系零件的強度，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向軸的車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 37 負荷，路面阻力和輪胎氣壓等。 167。?? ? ； 齒扇寬度 B=30mm。 30′；齒頂高系數(shù) 1x ，一般取 或 ，這里取 ；徑向間隙系數(shù)，取 ；整圓齒數(shù) z，在 12~15 之間取，取為 14；齒扇寬度 B，一般在 22~ 38mm，取為 30mm。之間，根據(jù)表42，選為 20176。 30′ 徑向間隙 c c m c??? 變位系數(shù) A? 齒頂圓直徑 D 1( 2 2 )AD z x m? ? ? ? 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 36 分度圓弧齒厚 0( 2 ta n )2 Asm?? ? ? ? 說明：基準截面見圖 5－ 6 的截面 A— A，為齒扇寬度的中間位置處的截面 前已述，模數(shù) m 為 ；法向壓力角 0? ，一般在 20176。 圖 5－ 6 變厚齒扇的齒型計算用圖 表 5－ 3 變厚齒扇（ A－ A）處的齒形參數(shù)選擇與計算 （ mm） 參數(shù)名稱 參數(shù)的選擇與計算 齒頂高系數(shù) 1x 或 齒頂高 ah 1ah x m?? 齒根高 fh fah c h?? 齒全高 h 常見的有 6176。 30′兩種。常見的有 6176。若 OO 剖面距 AA 剖面的距離為 0a ，則其值為 01/ tanam?? ? （ 57） 式中， 1? —— 在截面 A－ A 處的原始齒形變位系數(shù)； m—— 模數(shù)； 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 35 ? —— 切削角。 變厚齒扇齒形的計算，如圖 56 所示，一般將中間剖面 AA 規(guī)定為基準剖面。因為在與 0— 0 平行的不同截面中，其模數(shù) m 不變、齒數(shù)亦同，故其分度圓及基圓亦不變，即為分度圓柱和基圓柱。 圖 5－ 5 變厚齒扇的截面 在該圖中若 0－ 0 截面原始齒形的變位系數(shù) ? ＝ 0，則位于其兩側的截面 I— I和Ⅱ — Ⅱ分別具有 ? ＞ 0 和車 ? ＜ 0，即截面 I— I 的齒輪為正變位齒輪，而截面Ⅱ— Ⅱ的齒輪為負變位齒輪。這樣即可得到變厚齒扇。其齒形外觀與普通的直齒圓錐齒輪相似。一般是將齒條 (一般有 4 個齒 )兩側的齒槽寬制成比中間齒槽大 ～ 即可。 當 ? ， wr 確定后，根據(jù)上式可繪制如圖 5— 4 所示的線圖，用于選擇適當?shù)?n值，以便使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時，齒側間隙 s? 能夠適應消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心 1O 轉動，如圖 53 所示， 1O 相對于搖臂軸的中心 O 有距離為 n 的偏心。圖 52 中，曲線 1 表明轉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，并且中間位置已出現(xiàn)較大間隙；曲線 3 表明調(diào)整后并消除中間位置間隙的轉向器傳動間隙變化特性。調(diào)整后，要求轉向盤能圓滑地從中間位置轉到兩端，而無卡住現(xiàn)象。 轉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。該間隙隨轉向盤轉角 ? 的大小不同而改變，這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性。 167。導管壁厚取為 1mm。 e 不易過大，否則鋼球流經(jīng)導管時球心偏離導管中心的車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 32 距離增大，并使流動阻力增大。 螺旋線導程角 0? 一般在 50~ 80范圍內(nèi)選取，本設計選取 。螺距 P 一般在 8~ 13mm內(nèi)選取。 與此同時，齒扇節(jié)圓轉過的弧長等于 s，相應搖臂轉過 P? 角，期間關系為 Psr?? （ 53） 式中， r 為齒扇節(jié)圓半徑。 本設計 ? 取為 45176。螺桿滾道應倒角，用來避免該處被嚙出毛刺而劃傷鋼球后降低傳動效率 本設計取 mmdrc ?? （ 四 ）接觸角 ? 鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角稱為接觸角 ? ， ? 角多取為 45176。圖 51 中滾道與鋼球之間的間隙，除用來儲存潤滑油之外，還能儲存磨損雜質(zhì)。每個環(huán)路中的鋼球數(shù)為 0c o sD W D Wn dd????? （ 51） 式中， D 為鋼球中心距； W 為一個環(huán)路 的鋼球工作圈數(shù)； n 為不包括環(huán)流導管中的鋼球數(shù)； 0? 為螺線導程角 ，常取 ??? 8~50? ，故 0cos? ?1。經(jīng)驗表明，每個環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過 60 為好。 增加鋼球數(shù)量 n，能提高承載能力，但是鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。 （ 二 ）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，同時螺桿和螺母傳動機構和轉向器的尺寸也隨之增加。螺母內(nèi)徑 D2 應大于 D1，一般要求 D2 D1=（ 5%~ 10%） D。 30′ 齒扇寬 /mm 22 25 25 27 25 28 30 28~32 30 34 38 35 38 設計時先參考同類汽車的參數(shù)進行初選，經(jīng)強度驗算后，再進行修正。 30′ 6176。 30′ 27176。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（表 52）。螺桿外徑 D1，螺母內(nèi)徑 D2 及鋼球直徑 d 對確定鋼球中心距 D 的大小有影響，而 D 又對轉向器結構尺寸和強度有影響。 所以根據(jù)表 41，齒扇模數(shù)選 。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 28 167。兩種結構的調(diào)整間隙方法均是利用調(diào)整螺栓移動搖臂軸來進行調(diào)整。 轉向器的結構型式選擇及其設計計算 循環(huán)球式轉向器又有兩種結構型式，即常見的循環(huán)球 齒條齒扇式和另一種即循環(huán)球 曲柄銷式。側面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（ 圖 42） 。 轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。當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載荷。 轉向橫拉桿及其端部 轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的相似。球形鉸接的殼體則用鋼 35 或 40 制造。 球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如 12CrNi3A， 18MnTi，或 20CrN 制造，工作表車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 26 面經(jīng)滲碳淬火處理，滲碳層深 ～ ，表面硬度 HRC 56～ 63。在現(xiàn)代球形鉸接的結構中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。 轉向傳送機構的臂、桿與球銷 轉向傳動機構的桿件應選用剛性好、質(zhì)量小的 30 或 35 號鋼的無縫鋼管制造，其沿長度方向的外形可根據(jù)總布置的需要確定。 梯形臂長一般取 KmKm , m a xm in ?? ，本設計選取 mmKm ?? 。 根據(jù)公式（ 41）初選 ? 4L3Kcos ?? （ 41） 其中， K 取 mm1200 ； L 為軸距， mmL 2340? 。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 25 167。如果這種方法所得到的橫拉桿長度在不同轉角下都相同或十分接近，則不僅在汽車直線行駛是，而且在轉向時，車輪的跳動都不會對轉向產(chǎn)生影響。此外，還要對車輪向左轉和向右轉的幾種不同工況驚進行校核。 5）延長 PS 與 QBSKB，相交于 D 點，此 D 點便是橫拉 桿鉸接點（斷開點）的理想位置。 4）作直線 PQBS，使直線 PQAB 與 PQBS 間夾角等于直線 PKA 與 PS 間的夾角。 2)延長直線 AB 與 KAKB，交于 QAB 點，連 PQAB 直線。 S 點為轉向節(jié)臂球銷中心在懸架桿件（雙橫臂）所在平面上的投影。采用雙橫臂獨立