汽车转向系设计

第五章 汽车转向系 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之 间有协调的转角关系。 机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有 些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统 来减轻驾驶员的手力。 对转向系提出的要求有： 1)汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，这项要求会加速轮胎磨损，并降 低汽车的行驶稳定性。任何车轮不应有侧滑。不满足 2)汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置， 并稳定行驶。 3)汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。 4)转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最 小。 5)保证汽车有较高的机动性 6)操纵轻便。具有迅速和小转弯行驶能力。 7)转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。 8)转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 9)在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾 驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 10)进行运动校核，保证转向盘与转向轮转动方向一致。 正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。转向系中设置有转向减振器时， 能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。为了使汽车具有良 好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小 转弯半径能达到汽车轴距的 2～2.5 倍。通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小 和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。没有装置动力转向的轿车，在行驶中转 向，此力应为 50～100N；有动力转向时，此力在 20～50N。当货车从直线行驶状态，以 10km ／h 速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为 12m 的圆周行驶，且路面干燥，若转向系 内没有装动力转向器，上述切向力不得超过 250N；有动力转向器时，不得超过 120N。轿车 转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过 2.0 圈，货车则要求不超过 3.0 圈。 近年来，电动、电控动力转向器已得到较快发展，不久的将来可以转入商品装车使用。 电控动力转向可以实现在各种行驶条件下转动转向盘的力都轻便。 5.1 转向系主要性能参数及对汽车操纵稳定性的影响 转向系的主要性能有转向系的效率、转向系的角传动比与力传动比、转向器传动副的传 动间隙特性、转向系的刚度以及转向盘的总转动圈数。 5.1.1 转向系的效率 转向系的效率 0η 由转向器的效率η和转向操纵及传动机构的效率 决定，即 'η ' 0 ηηη ⋅= 转向器的效率η又有正效率 +η 和 −η 之分。转向摇臂轴输出的功率（ ）与转向21 PP − 轴输入功率 之比，称为转向器的正效率： 1P 1 21 P PP −=+η 式中 ——转向器的摩擦功率。 2P 反之，即转向轴输出的功率（ 23 PP − ）与转向摇臂轴输入的功率 之比，称为转向器 的逆效率： 3P 3 23 P PP −=−η 正效率越大，转动转向轮时转向器的摩擦损失就愈小，转向操纵就愈容易。转向器的 类型、结构特点、结构参数和制造质量等是影响转向器正效率的主要因素。循环球式转向器 的传动副为滚动摩擦，摩擦损失小，其正效率 +η 可达 85％；螺杆指销式和螺杆滚轮式转向 器的传动副存在较大滑动摩擦，效率较低。对于蜗杆和螺杆类转向器，如果忽略轴承和其他 地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则其正效率 +η 为 )tan( tan 0 0 ρα αη +=+ （5－6） 式中 0α ——蜗杆或螺杆的螺线倒程角； ρ ——摩擦角， farctan=ρ ； f ——摩擦系数。 逆效率表示转向器的可逆性。根据逆效率值的大小，转向器又可分为可逆式、极限可逆 式与不可逆式三种。 可逆式转向器的逆效率较高，这种转向器可将路面作用在转向轮上的大部分力传递到转 向盘上，使司机的路感好。在汽车转向后也能保证转向轮与方向盘的自动回正，使转向轮行 驶稳定。但在坏路面上，当转向轮上作用有侧向力时，转向轮受到的冲击大部分会传给转向 盘，容易产生“打手”现象，同时转向轮容易产生摆振。因此，可逆式转向器宜用在良好路 面上形式的车辆。循环球式和齿轮齿条式转向器均属于这一类。 不可逆式转向器不会将转向轮受到的冲击力传到转向盘上。由于它既使司机没有路感， 又不能保证转向轮的自动回正，现代汽车已经不再采用。 极限可逆式转向器介于上述两者之间。其逆效率较低，适用于在坏路面上行驶的车辆。 当转向轮受到冲击力时，其中只有较小的一部分传给转向盘。 如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则蜗杆和螺杆类转向器的 逆效率为 0 0 tan )tan( α ραη −=− （5－7） 式中 0α 及 ρ 见式（5－6）下的说明。 由式（5－6）、（5－7）可见：增大倒程角 0α 不仅能提高正效率，也会提高逆效率，故 0α 不宜取得过大。当 0α ≤ ρ 时，逆效率 −η ≤0，这时转向器为不可逆式。因此应使 min0α ≥ ρ ， 通常螺线的倒程角取为 8°～10°。 通常，由转向盘至转向轮的效率即转向系的正效率 +0η 的平均值为 0.67～0.82；当向上 述相反方向传递力时逆效率 −0η 的平均值为 0.58～0.63。转向操纵及传动机构的效率 用 于评价在这些机构中的摩擦损失，其中转向轮转向主销等的摩擦损失约为转向系总损失的 40％～50％，而拉杆球销的摩擦损失约为转向系总损失的 10％～15％。 'η 5.1.2 转向系的角传动比与力传动比 5.1.2.1 角传动比 转向盘转角的增量 ϕ∆ 与同侧转向节转角的相应增量 θ∆ 之比，称为转向系的角传动比 。转向盘转角的增量wi0 ϕ∆ 与转向摇臂轴转角的相应增量 β∆ 之比，称为转向器的角传动 比 。转向摇臂轴转角的增量wi β∆ 与同侧转向节转角的相应增量 θ∆ 之比，称为转向传动机 构的角传动比 。它们之间的关系为 'wi θ ϕ θ β β ϕ ∆ ∆=∆ ∆⋅∆ ∆=⋅= '0 www iii （5－8） β ϕ ∆ ∆=wi （5－9） θ β ∆ ∆='wi （5－10） 式中 ——转向系的角传动比； wi0 wi ——转向器的角传动比； ' wi ——转向传动机构的角传动比； ϕ∆ ——转向盘转角的增量； β∆ ——转向摇臂轴转角的增量； θ∆ ——同侧转向节转角的相应增量。 转向传动机构的布置，通常取其在中间位置时使转向摇臂及转向节臂均垂直于其转向纵 拉杆，而在向右和向左转到底的位置时，应使转向摇臂与转向节臂分别与转向纵拉杆的交角 相等。这时，转向传动机构的角传动比亦可取为 1 3' l liw = （5－11） 式中 ——转向摇臂长； 1l 3l ——转向节臂长。 现代汽车转向传动机构的角传动比多在 0.85～1.1 之间，即近似为 1。故研究转向系的 角传动比时，为简化起见往往只研究转向器的角传动比及其变化规律即可。 5.1.2.2 力传动比 转向传动机构的力传动比 等于转向车轮的转向阻力矩 与转向摇臂的力矩 T 之比 值。 与转向传动机构的结构布置型式及其杆件所处的转向位置有关。对于图所示的非独 立悬架汽车的转向传动机构来说，当转向轮由转向传动机构带动而转向且后者处于图示虚线 位置时，其转向摇臂上的力矩为 ' pi rT ' pi ' ' 3 1 3 1 5.05.0 R L rr m m l lT l lTT ⋅⋅+⋅= 转向传动机构的力传动比为 '' ' 1 3' 2 LR Rr p mm m l l T Ti +⋅== （5－12） 式中 ， ， ， ——转向传动机构处于图所示的虚线位置时的有关计算用尺寸。 1l 3l 'Lm 'Rm 在最恶劣的转向条件下，例如在干而粗糙的转向轮支承面上作原地转向，转向车轮的 转向阻力矩 由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩 、轮胎与地面接触部分的滑动摩 擦力矩 以及转向车轮的稳定力矩或自动回正力矩所形成的阻力矩 组成。即 rT 1T 2T 3T 321 TTTTr ++= （5－13） 且 faGT 11 = （5－14） ϕxGT 12 = （5－15） )]cos(cos)sin(sin[ 212113 −−−− +++= ααγααβaGT （5－16） 式中 ——转向轴的载荷； 1G a——滚动阻力的力臂，或主销偏移距。即由转向节主销轴线的延长线与支承平面的交 点至车轮中心平面与支承平面的交线的距离。通常货车的 值为 40～60mm；轿车取 0.4～0.6a 倍的胎面宽度。 f ——车轮的滚动阻力系数，计算时可取 ＝0.015； f β ——主销内倾角； γ ——主销后倾角； − 1α 、 ——内、外转向轮的平均转角； − 2α ϕ ——附着系数，计算时可取 85.0=ϕ ～0.9； x——滑动摩擦力矩 的力臂： 2T 225.0 jrrx −= （5－17） r ， ——车轮的自由半径和静半径，计算时可近似地取 ＝0.96jr jr r 。 在实际计算中常取转向传动机构的力传动比 计算转向摇臂轴上的力矩T 'pi '' η⋅= p r i TT （5－18） 式中 ——转向传动机构的效率，一般取 0.85～0.9。则转向时在转向盘上的切向力可由下 式求得 'η +⋅⋅ = ηhph ri TF （5－19） 式中 ——转向器的力传动比； pi hr ——转向盘的半径，根据车型不同可在 180～275mm 范围内按国家标准系列选取； +η ——转向器的正效率。 由以上两式可见：当转向阻力矩 一定时，增大力传动比 ， 就能减小作用在转向 盘上的切向力 ，使操纵轻便。 rT ' pi pi hF 这里还应指出：当汽车在行驶过程中转向时，上述转向轮与地面间的滑动摩擦阻力矩 比汽车在原地转向时的要小许多倍，且与车速有关。 2T 5.1.2.3 转向器角传动比的变化规律 转向器的角传动比 是一个重要参数，它影响着汽车的许多性能。由于增大角传动比 可以增大力传动比，因此转向器的角传动比不仅对转向灵敏性和稳定性有直接影响，而且也 wi 影响着汽车的操纵轻便性。由式（5－8）并考虑到 ≈1，可以看出：转向轮的转角与转向 器的角传动比 成反比。 增大会使在同一转向盘转角下的转向轮转角变小，使转向操纵 时间变长，汽车转向灵敏性降低。因此转向“轻便性”和“灵敏性”是产品设计中遇到的一 对矛盾。采用可变角传动比的转向器可协调对“轻便性”和“灵敏性”的要求。而转向器角 传动比的变化规律又因转向器的结构型式和参数的不同而异。图给出了几种典型的转向器角 传动比变化规律。由该图可见：转向器的角传动比 随转向盘转角 ' wi wi wi wi ϕ 的变化特性有不变（曲 线 3）和可变之分。后者又有多种变化规律。其中曲线一为转向盘在中间位置时， 较小， 向左、右转动时则逐渐增大；曲线 4 则与之相反。曲线 2 为蜗杆双销式转向器的角传动比特 性曲线，是周期重复的。曲线 5 则为蜗杆单销式转向器的角传动比特性曲线，这时转向器蜗 杆在中间位置的螺距较小，而至两端则逐渐增大。 wi 图 5－1 转向器角传动比 的变化特性曲线 wi 应根据车型和使用条件的不同来合理选择 及其变化特性。对高速车辆来说，转向盘 处于中间位置时的转向器角传动比 不宜过小，否则会在高速直线行驶时对转向盘的转角 过分敏感。转向盘处于中间位置即汽车直行时的转向器角传动比不宜小于 15～16。 wi wi 对于轿车和轻型以下的货车，因前轴负荷不大，在转向盘的全转角范围内不存在转向 沉重问题，而具有动力转向的车辆，其转向阻力矩由动力装置克服，故在上述两种情况下均 有可能选择较小的角传动比和减少转向盘转动的总圈数，以提高汽车的转向灵敏性。其角传 动比 宜采用转向盘处于中间位置时具有较大值而在左、右两端具有较小的变化特性，如 图的曲线 4 及 5 所示。 wi 对于没有装动力转向的大客车和中型及以上的载货汽车，因转向轴负荷大，而转向传 动机构的力传动比 在转向过程中是变化的，使急转弯时的操纵轻便性问题显得十分突出， 故转向器角传动比的理想特性应当是中间小两断大的曲线，如图曲线 1 所示。 ' pi 现代汽车转向器的角传动比也常采用不变的数值：轿车取 ＝14～22；货车取 ＝20～wi wi 25。汽车的转向车轴负荷较轻时，应选用较小值。 5.1.3 转向系的传动间隙特性 转向器的传动间隙是指转向器传动副之间的间隙。该间隙δ 随转向盘转角ϕ 的改变而 改变。通常将这种变化关系称为转向器的传动间隙特性。研究该传动间隙特性地意义在于它 对汽车直线行驶时的稳定性和转向器的寿命都有直接影响。 当转向盘处于中间位置即汽车作直线行驶时，如果转向器有传动间隙则将使转向轮在该 间隙范围内偏离直线行驶位置而失去稳定性。为防止这种情况发生，要求当转向盘处于位置 时转向器的传动副为无隙啮合。这一要求应在汽车使用的全部时间内得到保证。汽车多直线 行驶，因此转向器传动副在中间部位的磨损量大于其两端。为了保证转向器传动副磨损最大 的中间部位能通过调整来消除因磨损而形成的间隙，调整后当转动转向盘时不至于使转向器 传动副在其他啮合部位卡住。为此应使传动间隙从中间部位到两端逐渐增大，并在端部达到 其最大值，以利于对间隙的调整及提高转向器的使用寿命。不同结构的转向器其传动间隙特 性亦不同。 5.1.4 转向系的刚度 转向系的各零、部件尤其是一些杆件均具有一定的弹性，这就使得转向轮的转角 sα 要 小，这样就会有不足转向的趋势。转向系刚度 对轮胎的侧偏刚度影响也很大。如果令 为不考虑转向系刚度时的轮胎侧偏刚度，而 为考虑转向系刚度时的轮胎侧偏刚度（称为 等价刚度），则有以下关系： sC αC ' αC b C C CC s ⋅+ = α α α 1 ' （5－20） 式中 ——整个转向系的刚度； sC b——拖后距（后倾拖距与轮胎拖距之和）； 由上式可见：当 值很大时， ≈ ，即前轮的侧偏刚度近似为 ，且 ＜ 。 后者表明：转向系刚度不足会使前轮的侧偏刚度减小，并导致汽车不足转向倾向的加剧，使 汽车的转向灵敏性变差。 sC ' αC αC ' αC ' αC αC 5.1.5 转向盘总回转圈数 转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。 它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。轿车 转向盘的总转动圈数较少，一般约在 3.6 圈以内；货车一般不宜超过 6 圈。 5.2 转向器的结构型式选择及其设计计算 根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、 循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。 对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定， 并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿 命、制造工艺等。中、小型轿车以及前轴负荷小于 1.2t 的客车、货车，多采用齿轮齿条式转 向器。球面蜗杆滚轮式转向器曾广泛用在轻型和中型汽车上，例如：当前轴轴荷不大于 2.5t 且无动力转向和不大于 4t 带动力转向的汽车均可选用这种结构型式。循环球式转向器则是 当前广泛使用的一种结构，高级轿车和轻型及以上的客车、货车均多采用。轿车、客车多行 驶于好路面上，可以选用正效率高、可逆程度大些的转向器。矿山、工地用汽车和越野汽车， 经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转 向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可 由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。 关于转向器角传动比对使用条件的适应性问题，也是选择转向器时应考虑的一个方面。 对于前轴负荷不大的或装有动力转向的汽车来说，转向的轻便性不成问题，而主要应考虑汽 车高速直线行驶的稳定性和减小转向盘的总圈数以提高汽车的转向灵敏性。因为高速行驶 时，很小的前轮转角也会导致产生较大的横向加速度使轮胎发生侧滑。这时应选用转向盘处 于中间位置时角传动比较大而左、右两端角传动比较小的转向器。对于前轴负荷较大且未装 动力转向的汽车来说，为了避免“转向沉重”，则应选择具有两端的角传动比较大、中间较 小的角传动比变化特性的转向器。 下面分别介绍几种常见的转向器。 5.2.1 循环球式转向器 循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球-齿条齿扇式和另一种即循环球- 曲柄销式。它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及落幕上的齿条和摇 臂轴上的齿扇传动副；后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或 球销传动副。两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。 循环球式转向器的传动效率高、工作平稳、可靠，螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬 火及磨削加工，耐磨性好、寿命长。齿扇与齿条啮合间隙的调整方便易行，这种结构与液力 式动力转向液压装置的匹配布置也极为方便。 5.2.1.1 循环球式转向器的角传动比 wi 由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动ϕ 角时，转向螺母及其齿条的移动 量应为 ts )360/(ϕ= （5－21） 式中 t——螺杆或螺母的螺距。 这时，齿扇转过 β 角。设齿扇的啮合半径 ，则wr β 角所对应的啮合圆弧长应等于 s， 即 srw =⋅πβ 2)360/( （5－22） 由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比 为 wi t r i ww ⋅== πβ ϕ 2 （5－23） 5.2.1.2 螺杆－钢球－螺母传动副 螺杆－钢球－螺母传动副与通常的螺杆一螺母一传动副的区别在于前者是经过滚动的 钢球将力由螺杆传至螺母，变滑动摩擦为滚动摩擦。螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成 钢球的螺旋滚道。转向时转向盘经转向轴转动螺杆，使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动。为 了形成螺母上的循环轨道，在螺母上与其齿条相反的一侧表面(通常为上表面)需钻孔与螺母 的螺旋滚道打通以形成一个环路滚道的两个导孔，并分别插入钢球导管的两端导管。钢球导 管是由钢板冲压成具有半圆截面的滚道，然后对接成导管，并经氰化处理使之耐磨。插入螺 母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切。螺杆与螺 母的螺旋滚道为单头(单螺旋线)的，且具有不变的螺距，通常螺距 t 约在 8～ 13mm 范围内 可按式(5—23)初选，螺旋线导程角 0α 约为 6º～ 11º。转向盘与转向器左置时转向螺杆为左 旋，右置时为右旋。钢球直径 约为 6～9mm。一般应参考同类型汽车的转向器选取钢球 直径 ，并应使之符合国家标准。钢球直径尺寸差应不超过 。显然，大直径 的钢球其承载能力亦大，但也使转向器的尺寸增大。钢球的数量 n 也影响承载能力，增多钢 球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而要降低传动效率。经验表明在每个环路 中 n 以不大于 60 为好。 bd bd bd 510128 −× 钢球数目(不包括钢球导管中的)可由下式确定： bb d Wd d Wdn 0 0 0 cos π α π ≈= （5－24） 式中 ——钢球中心距，（见图 5—2）； 0d W ——一个环路中的钢球工作圈数，为了使载荷在各钢球间分布均匀，一般 W＝1.5～ 2.5，当转向器的钢球工作圈数需大于 2.5 时，则应采用两个独立的环路； bd ——钢球直径； 0α ——螺线导程角。 钢球中心距 是指钢球滚动时其中心所在的圆柱表面的横截面的圆的直径。它是一个 基本尺寸参数，将影响循环球转向器的结构尺寸及强度。设计时可参考同类车进行初选，经 强度验算后再进行修正。显然，在保证强度的前提下应尽量取小些。在已知螺线导程角 0d 0α 和 螺距 t 的情况下， 亦可由下式求得： 0d 0 0 tanαπ td = （5－25） 式中 t——螺杆与螺母滚道的螺距； 0α ——螺线导程角。 螺杆螺旋滚道的内径 ，外径 ，以及螺母的尺寸 ， (见图 5—2)，在确定钢球 中心距 后即可由下式确定： 1d d 1D D 0d 图 5—2 螺杆与螺母的螺旋滚道截面 (a) 四点接触的滚道截面；(b)两点接触的滚道截面 (b) B、D——钢球与滚道的接触点； ——钢球中心距； ——滚道截面的圆弧半径。 0d cr ⎪⎪⎭ ⎪⎪⎬ ⎫ −= −+= += −−= hDD xrdD hdd xrdd c c 2 )(2 2 )(2 1 01 1 01 （5－26） 式中 ——钢球中心距； 0d cr ——螺杆与螺母的滚道截面的圆弧半径，（见图 5－2）； x——滚道截面圆弧中心相对于钢球中心线的偏移距（见图 5－2）； θsin 2 ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ −= bc drx （5－27） ——钢球直径； bd θ——钢球与滚道的接触角，通常取θ＝45º； h——滚道截面的深度，（见图 5－2），可取 h＝（0.30～0.35） （5－28） bd D 应大于 d，一般也可取 ＝ ＋（0.05 ～0.10） 。 D d h bd 滚道截面有四点接触式、两点接触式（见图 5－2）和椭圆滚道截面等。四点接触式滚 道截面由四段圆弧组成，螺杆和螺母的滚道截面各为两段圆弧。四点接触滚道截面可获得最 小的轴向间隙，以避免轴向定位的不稳定，受载后基本上可消除轴向位移，但滚道与钢球间 仍应有间隙以贮存磨屑、减小磨损。虽然其制造工艺较复杂，但仍得到广泛应用。两点接触 式滚道截面由两段圆弧组成，其螺杆和螺母滚道均为单圆弧，形状简单。当螺杆受有轴向载 荷时，螺杆与螺母间产生轴向相对位移使轴向定位不稳定，增加了转向盘的自由行程，这对 装动力转向的转向系特别不利，因为它降低了分配阀的灵敏度，从而影响转向性能。椭圆滚 道的螺杆部分为椭圆截面、螺母部分为圆弧截面。钢球以三点与滚道接触，被精确地定位于 滚道中心，轴向定位精确，但加工较复杂。 螺杆滚道应倒角以避免尖角划伤钢球。 接触角θ 是指钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹 (见 图)。增大"将使径向力增大而轴向力减小；反之则相反。通常θ多取 45º，以使径向力与轴 向力的分配均匀。 螺距 t 和螺旋线导程角 0α ：前者影响转向器的角传动比(见式(5—23))；后者影响动效率 (见式(5—6)、式(5—7))。选择时应满足角传动比的要求和保证有较高的正效率而反行程时不 发生自锁现象。 工作钢球的总圈数 ：决定于接触强度。总圈数增多钢球亦增多，则可降低接触应力、 提高承载能力。一般有 2.5、3 和 5 圈的，当 ＞2.5 时则应采用两个独立的环路。 ΣW ΣW 螺杆和螺母一般采用 20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi 3A 钢制造，表面渗碳，渗碳层深 度为 0.8～1.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车的转向器，渗碳层深度可达 1.05～1.45mm。 淬火后表面硬度为 HRC58～64。 螺杆—钢球—螺母传动副的高可靠性、长寿命、小的摩擦损失以及达到实际上的无隙配 合(螺杆的轴向间隙不应大于 0.002～0.003mm)，是通过对滚道的高精度加工，使滚道表面具 有高光洁度，采用标准的高精度的钢球(可用二、三级精度的)，并对螺杆、钢球及螺母的尺 寸进行选配来达到的。 5.2.1.3 齿条、齿扇传动副 齿扇通常有 5 个齿，它与摇臂轴为一体。齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的，这样即可 通过轴向移动摇臂轴来调节齿扇与齿条的啮合间隙。由于转向器经常处于中间位置工作，因 此齿扇与齿条的中间齿磨损最厉害。为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使 两端齿卡住，则应增大两端齿啮合时的齿侧间隙。这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇 各齿具有不同的齿厚来达到。即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的。为此可在齿扇 的切齿过程中使毛坯绕工艺中心 转动，如图 5－3 所示， 相对于摇臂轴的中心O有距 离为n的偏心。这样加工的齿扇在齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙 也 逐渐加大， 可表达为 1O 1O s∆ s∆ ]coscos[tan2tan2 2222 nrnnrrs ww −+±−=∆=∆ ββαα （5－29） 式中 r∆ ——径向间隙； α ——啮合角； ——齿扇的分度圆半径； wr β ——摇臂轴的转角。 图 5－3 为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图 图 5－4 用于选择偏心 n 的线图 当α ， 确定后，根据上式可绘制如图 5—4 所示的线图，用于选择适当的 n 值，以便 使齿条、齿扇传动副两端齿啮合时，齿侧间隙 wr s∆ 能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的 间隙的需要。 齿条、齿扇传动副各对啮合齿齿侧间隙 s∆ 的改变也可以用改变齿条各齿槽宽而不改变 齿扇各轮齿齿厚的办法来实现。一般是将齿条(一般有 4 个齿)两侧的齿槽宽制成比中间齿槽 大 0.20～0.30mm 即可。 齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿轮相 似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动是滚刀相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比 例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮 廓面为圆锥面，其分度圆上的齿厚是成比例变化的，形成变厚齿扇，如图 5—5 所示。 图 5－5 变厚齿扇的截面 在该图中若 0－0 截面原始齿形的变位系数ξ ＝0，则位于其两侧的截面 I—I 和Ⅱ一Ⅱ 分别具有ξ ＞0 和车ξ ＜0，即截面 I—I 的齿轮为正变位齿轮，而截面Ⅱ一Ⅱ的齿轮为负变 位齿轮。即变厚齿扇在其整个齿宽方向上是由无穷多的原始齿形变位系数逐渐变化的圆柱齿 轮所形成。因为在与 0 一 0 平行的不同截面中，其模数 m 不变、齿数亦同，故其分度圆及 基圆亦不变，即为分度圆柱和基圆柱。其不同截面位置上的渐开线齿形，均为在同一基圆柱 上展开的渐开线，仅仅是其轮齿的渐开线齿形离基圆的位置不同而已，故应将其归人圆柱齿 轮范畴，而不应归于直齿圆锥齿轮范围，虽然它们从外观上更相似，因为直齿圆锥齿轮轮齿 的渐开线齿形的形成基准是基锥。 变厚齿扇齿形参数的计算 图 5－6 变厚齿扇的齿型计算用图 通常取齿扇宽度的中间位置作基准截面，如图 5—6 所示的截面 A—A。由该截面至大 端(截面 B－B)时，各截面处的变位系数ξ 均取正，向小端(截面 C—C)时，变位系数ξ 由正 变为零(截面 O—O)再变为负值。设截面 O—O 至截面 A－A 的距离为 ，则 0a νξ tan/0 ma A= （5－30） 式中 Aξ ——在截面 A－A 处的原始齿形变位系数； m——模数； ν ——切削角。 由式（5－30）可知：当齿扇的模数 m 及切削角ν 选定后，各截面处的变位系数ξ 取决 于该截面与基准截面的间的距离a（见图 5－6）。 变厚齿扇基准截面（截面 A—A）处的齿形计算可按表 5－3 进行，计算前应将先选定 的参数也列在该表中。其中齿扇模数 m 是根据前桥负荷及汽车的装载质量的不同参考表 5 －1 选取；法向压力角 0α 一般为 20°～30°；切削角ν 常见的有 6°30¹和 7°30¹两种；齿 顶高系数 一般取 0.8 或 1.0；整圆齿数 z 一般在 12～18 范围内选取；齿扇宽度 F 一般在 22～28mm 范围内选取。 1x 表 5－1 各类汽车循环球转向器的齿扇模数 表 5－2 变厚齿扇（A－A）处的齿形参数选择与计算 （mm） 说明：基准截面见图 5－6 的截面 A—A，为齿扇宽度的中间位置处的截面。 最大变位系数截面即截面 B—B（见图 5－6），应对该截面的齿形作齿顶变尖的核算， 如表 5－3 所示。 表 5－3 最大变位系数截面（截面 B－B）齿顶变尖核算 说明：一般容许的齿顶圆弧齿厚的最小值为： （0.25～0.30）m 当 m＝3～4 时 （0.20～0.25）m 当 m＝4～6 时 （0.10～0.20）m 当 m＝7～8 时 表 5－4 给出了循环球式转向器的一些参数，供设计时参考。 5.2.1.4 循环球式转向器零件的强度计算 为了进行强度计算，首先要确定其计算载荷。式(5—13)曾给出了汽车在于而粗糙的硬 路面上作原地转向时转向轮的转向阻力矩，利用它可求得转向摇臂上的力矩（见式（5—18）） 和在转向盘上的切向力（见式(5－19)），它们均可作为转向系的最大计算载荷。但对前轴符 合大的重型载货汽车，用式（5－18）或(5－19)计算出来的力，往往会超过司机在体力上的 可能。这时在计算转向器和动力转向的动力缸以前的零件时，可取司机作用在转向盘轮缘上 的最大瞬时力，此力可取为 700N。 确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。 （1）钢球与滚道间的接触应力 jσ 3 22 )12( cb j rd NEK −=σ ≤ ][ jσ （5－31） 式中 K——系数，根据 A／B 查表 16—5 求得，其中 A／B 用下式计算： )(2/)2(/ bcbc ddrdrdBA +−= （5－32） d——螺杆外径，见图 16—10； cr ——螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图 5—2； bd ——钢球直径； E——材料弹性模量， MPa； 5101.2 × N——每个钢球与螺杆滚道之间的正压力； θα cossin 0⋅= nl RF N h （5－33） hF ——转向盘圆周力； R——转向盘轮缘半径； 0α ——螺杆螺线导程角； θ——钢球与滚道间的接触角； n——参与工作的钢球数； l——钢球接触点至螺杆中心线之距离。 表 16—5 系数 K 与 A／B 的关系 mm A/B 1.00 0.90 0.80 0.70 0.60 0.50 0.40 0.30 0.20 0.15 0.10 0.05 0.02 0.01 0.007 K 0.388 0.40 0.41 0.44 0.468 0.490 0.536 0.600 0.716 0.800 0.970 1.280 1.800 2.271 3.202 当钢球与滚道的接触表面的硬度为 HRC58～64 时，许用接触应力[ 可取为 3000～ 3500MPa。 ]jσ 为了满足式(5—31)所表达的接触强度的要求，钢球的工作总圈数应达到 b b n nW ΣΣ = （5－34） 式中 ——一圆滚道中的钢球数； bn 0 0 0 cossin α π α bbb d d d tn == （5－35） t——螺距； 0d —－钢球中心距(见图 5－2) 0α ——螺线导程角； bd ——钢球直径； Σbn ——需要的工作钢球总数； b ≥Σbn )coscos/( 0 θαλNFoc （5－36） ocF ——作用在齿条与齿扇的齿上的力； w oc r TF = （5－37） T ——转向摇臂轴上的力矩，见式(5—18)； wr ——齿扇的啮合半径； λ ——考虑轴向力在各钢球间不均匀分配的系数，λ ＝0.8～0.9； N——钢球与螺杆滚道之间的正压力，见式(5—33)； θ——钢球与滚道间的接触角，见图 5—2。 当由式(16—34)算得的钢球工作总圈数 ＞2.5 时，则应采用圈数及钢球数相同的两个 独立的环路，以使载荷能较均匀地分布于各钢球并保持较高的传动效率。但钢球总数 (包括 在钢球导管中的)不应超过 60 个。否则应加大钢球直径并重新计算。 ΣW 径向间隙 (见图 5—1)不应大于 0.02～0.03mm。亦可用下式计算： ∆ )2( 11 ddD b +−=∆ （5－38） 轴向间隙可用下式计算： ∆−= )2(0 bc drC （5－39） (1)螺杆在弯扭联合作用下的强度计算 螺杆处于复杂的应力状态，在其危险断面上作用着弯矩和转矩，其弯矩 M 及转矩 T 分 别为： 4/)tan( αlFeFM ococ +⋅= （5－40） )tan()2/( '00 koc dFT ρα += ＝ )]sin(arctantan[)2/( 00 θα boc dfdF + （5－41） 式中 ——由式(16—37)决定的力，见图 5—2； ocF e——齿条、齿扇啮合节点至螺杆中心的距离； l——螺杆两支承轴承间的距离； α ——啮合角； 0d ——钢球中心距； 0α ——螺线导程角； ' kρ ——换算摩擦角； f ——滚动摩擦系数， ＝0.008～0.010； f θ——钢球与滚道的接触角。 这时，螺杆的当量应力为 22 )/(4)]/()/[( TocB WTAFWM ++=σ ≤ ][σ （5－42） 式中 A， ， ——螺杆按其内径 计算的横截面积、弯曲截面系数和扭转截面系数。 BW TW 1d ][σ ——许用应力， ][σ ≤ 3/sσ sσ ——螺杆材料的屈服极限。 （3）转向摇臂轴直径的确定 转向摇臂轴的直径可根据转向阻力矩 及材料的扭转强度极限rT 0τ 由下式确定： 3 016 τπ rkTd = 式中 ——安全系数，根据使用条件可取 2.5～3.5； k rT ——转向阻力矩，见式（5－13）； 0τ ——扭转强度极限。 转向摇臂轴一般采用 20CrMnTi、22CrMnMo 或 20CrNi 3A 钢制造，表面渗碳，渗碳层 深为 0.8～1.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车，则为 1.05～1.45mm。淬火后表面硬度为 HRC58—63。 转向器壳体采用球墨铸铁 QT400—18 或可锻铸铁 KTH350—10，KTH370—12 制造。 5.2.2 齿轮齿条式转向器 齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮与齿条，其结构简单、布置方便，制造容易，但转向 传动比较小，(一般不大于 15)，且齿条沿其长度方向磨损不均匀，故仅广泛用于微型汽车和 轿车上。转向传动副的主动件是一斜齿圆柱小齿轮，它和装在外壳中的从动件——齿条相啮 合，外壳固定在车身或车架上。齿条利用两个球接头直接和两根分开的左、右横拉杆相联。 横拉杆再经球接头与梯形臂相接。为了转向轻便，主动小齿轮的直径应尽量小。通常，这类 转向器的齿轮模数多在 2～3mm 范围内，压力角为 20°，主动小齿轮有 5～8 个齿，螺旋角 为 9°～15°。根据小齿轮螺旋角和齿条倾斜角的大小和方向的不同，可以构成不同的传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 。 图 5—7 齿轮齿条式转向器传动副的布置方案 当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合且齿轮螺旋角 1β 与齿条倾斜角 2β 相等时，则轴交角 θ =0°，如图 5－7(a)所示；若 1β ＞ 2β ，则 21 ββθ −= ，如图 5－7(b)所示；若 1β ＜ 2β ， 则 21 ββθ −= 为负值，表示在齿条轴线的另一侧，如图 5－7(c)所示；当左旋小齿轮与左倾 齿条或右旋小齿轮与右倾齿条相啮合时，则不管这些角度的大小如何，其轴交角均为 21 ββθ += ，如图 5－7(d)所示。应根据整车布置的需要并考虑转向系的传动比及效率等来 选择这些角度的大小和方向。 齿轮齿条式转向系的角传动比 θcos0 r Li w = （5－44） 式中 L——梯形臂长度，mm； r一—主动小齿轮的节圆半径，mm； θ——齿轮与齿条的轴交角，见图 5－7，θ多在 0°～30°范围内选择。 齿轮齿条式转向器的正效率 +η 可达 70％～80％。 齿轮齿条式转向器的主动小齿轮可采用低碳合金钢如 20MnCr5、20MnCr4 或 15CrNi6(德国标准 DIN 17210)制造并经渗碳淬火；齿条可采用中碳钢或中碳合金钢如 45 号 钢或 41Cr4 钢(德国标准 DIN 17200)制造并经高频淬火，表面硬度均应在 HRC 56 以上。壳 体常用铝合金压铸。 5.3 动力转向系统设计、性能计算 为了减轻转向时驾驶员作用到转向盘上的手力和提高行驶安全性，在有些汽车上装设了 动力转向机构。 中级以上轿车，由于对其操纵轻便性的要求越来越高，采用或者可供选装动力转向器的 逐渐增多。转向轴轴载质量超过 2.5t 的货车可以采用动力转向，当超过 4t 时应该采用动力 转向。 5.3.1 对动力转向机构的要求 1)运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。 2)随着转向轮阻力的增大(或减小)，作用在转向盘上的手力必须增大(或减小)，称 之为“路 感”。 3)当作用在转向盘上的切向力 ≥0.025～0.190kN 时(因汽车形式不同而异)，动力转向 器就应开始工作。 hF 4)转向后，转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。 5)工作灵敏，即转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。 6)动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。 7)密封性能好，内、外泄漏少。 5.3.2 动力转向机构布置方案分析 液压式动力转向因为油液工作压力高，动力缸尺寸小、质量小，结构紧凑，油液具有不 可压缩性，灵敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面冲击等优点而被广泛应用。 1.动力转向机构布置方案 由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成液压式动力转向机构。根 据 分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，它分为整体式(见图 5—8a)和分置式两 类。后者按分配阀所在位置不同又分为：分配阀装在动力缸上的称为联阀式，(见图 5—8b)； 分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为连杆式，(见图 5—8c)；分配阀装在转向器上 的称为半分置式，(见图 5—8d)。 图 5—8 动力转向机构布置方案图 1－分配阀 2－转向器 3－动力缸 在分析比较上述几种不同动力转向机构布置方案时，常从结构上是否紧凑；转向器主要 零件是否承受由动力缸建立起来的载荷；拆装转向器是否容易；管路，特别是软管的管路长 短；转向轮在侧向力作用下是否容易引起转向轮摆振；能不能采用典型转向器等方面来做比 较。例如整体式动力转向器，由于分配阀、转向器、动力缸三者装在一起，因而结构紧凑， 管路也短。在转向轮受到侧向力作用时或者发动机的振动不会影响分配阀的振动，因而不能 引起转向轮摆振。它的缺点是转向摇臂轴、摇臂等转向器主要零件，都要承受由动力缸所建 立起来的载荷，因此必须加大它们的尺寸和质量，这对布置它们带来不利的影响。同时还不 能采用典型转向器，拆装转向器时要比分置式的困难。除此之外，由于对转向器的密封性能 要求高，这对转向器的设计，特别是重型汽车的转向器设计带来困难。整体式动力转向器多 用于轿车和中型货车。 2.分配阀的结构方案 分配阀有两种结构方案：分配阀中的阀与阀体以轴向移动方式来控制油路的称为滑阀 式，以旋转运动来控制油路的称为转阀式。 滑阀式分配阀结构简单，生产工艺性较好，易于布置，使用性能较好，曾得到广泛应用。 转阀式与滑阀式比较，灵敏度高，密封件少，结构较为先进。由于转阀式是利用扭杆弹簧使 转阀回位，所以结构复杂。转阀式分配阀在国内、外均得到广泛应用。 5.3.3 动力转向机构的计算 1.动力缸尺寸的计算 动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸壳体壁厚。 图 5—9 动力缸的布置 动力缸的布置若如图 5—9 所示，则在计算前，应先行确定作用在直拉杆上的力 。此 力应用转向阻力矩换算。 1F 动力缸应产生的推力 F 用下式计算 L LFF 11= （5－45） 式中， 为转向摇臂长度；L 为转向摇臂轴到动力缸活塞之间的距离。推力 F 与工作油液 压力 p 和动力缸截面面积 S 之间有如下关系 1L pSF = 所以 pL LFS 11= （5－46） 因为动力缸活塞两侧的工作面积不同，应按较小一侧的工作面积来计算，即 )( 4 22 pdDS −= π （5－47） 式中，D 为动力缸内径； 为活塞杆直径，一般初选时可取pd Dd p 35.0= 。 联立式(5－46)和式(5－47)后得到 2114 pdpL LFD += π （5－48） 式中，压力 p 一般在 6～10MPa，最高可取 16.5～18.0Mpa。 活塞行程是车轮转至最大转角时，由直拉杆的移动量换算到活塞杆处的移动量得到的。 图 5－10 确定动力缸长度尺寸简图 如图 5—10 所示，活塞移到两端极限位置，还要留有一定间隙。活塞移到左侧极限位置 时，其端面到动力缸之间，应当留有 10mm 间隙。活塞移到右侧极限位置时，其端面到缸 盖之间应留有 e=(0.5～0.6)D 的间隙，以利于活塞导向作用。 活塞厚度可取为 B＝0.3D。动力缸的最大长度 s 用下式计算确定 13.0)6.0~5.0(10 sDDs +++= （5－49） 式中， 为活塞最大位移量。 1s 动力缸壳体壁厚 t，根据计算轴向平面拉应力 zσ 来确定 ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ += )(4 2 2 tDt Dpzσ ≤ n Tσ （5－50） 式中，p 为油液压力；D 为动力缸内径；t 为动力缸壳体壁厚；n 为安全系数，取 n=3.5～5.0； Tσ 为壳体材料的屈服点。 壳体材料有球墨铸铁和铸造铝合金两种。球墨铸铁采用 QT500—05，抗拉强度为 500MPa，屈服点为 350MPa。铸造铝合金多采用 ZLl05，抗拉强度为 160～240MPa。 活塞杆用 40 或 45 钢制造。为提高可靠性和寿命，要求其表面镀铬并磨光。 2.分配滑阀参数的选择 分配滑阀的主要参数有：滑阀直径 d，预开隙 、密封长度 和滑阀总移动量 e 等， 见图 5—11。上述参数影响分配阀的泄漏量、液流速度和转向灵敏度。设计时可根据下列关 系式来确定上述参数。 1e 2e 图 5－11 预开隙 1e (1)分配阀的泄漏量 要求 不大于溢流阀限制下最大排量的 5％～10％。 按下 式计算 Q∆ Q∆ Q∆ 2 3 12 e dprQ µ π∆∆=∆ （5－51） 式中， 为分配阀泄漏量( ／s)；Q∆ 3cm r∆ 为滑阀和阀体在半径方向的间隙(cm)，一般 r∆ 在 0.0005～0.00125cm，计算时取最大间隙： p∆ 为滑阀进、出口油压差，又称局部压力降(MPa)； d 为滑阀外径(cm)； 为密封长度(cm)，2e 12 eee −= ；µ 为液体动力粘度(Pa·s)。 (2)局部压力降 p∆ 汽车直线行驶时，液流流经分配阀后流回油箱。液流流经分配阀时， 产生的局部压力降 p∆ 用下式计算 （5－52） 231038.1 vp −×=∆ 式中， 为局部压力降(MPa)；u 为中立位置的液流流速(m／s)，用下式计算 p∆ 16.37 de Qv = （5－53） 式中，Q 为溢流阀限制下的最大排量(L／min)，一般约等于发动机怠速时油泵排量的 10.5 倍；d 为滑阀直径(cm)； 为预开隙(cm)。 1e 的允许值为 MPa。 p∆ 22 104~103 −− ×× 分析式(5—52)、式(5—53)可知：若滑阀直径 d 和预开隙 取得过小，将使中立位置的 液流流速增大，并导致 超过允许值。 1e p∆ 3.分配阀的回位弹簧 为了防止因外界干涉破坏分配阀的正常工作和保证转向后转向盘的自动回正作用，回位 弹簧的力在保证转向轻便的条件下，应尽可能取大些。为克服回位弹簧上的压力，反映在转 向盘上的作用力，轿车应比货车的小些。 回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆传动时的摩擦力，否则转向后转向轮不可 能有自动回正作用。转向器的摩擦力可由试验确定。 4.动力转向器的评价指标 (1)动力转向器的作用效能 用效能指标 来评价动力转向器的作用效能。式 中， 和 为没有动力转向器和有动力转向器时，转动转向轮所必须作用在转向盘上的力。 现有动力转向器的效能指标 s=1～15。 '/ hh FFs = hF ' hF (2)路感 驾驶员转动转向盘，除要克服转向器的摩擦力和回位弹簧阻力外，还要克服 反映路感的液压阻力。液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。在最大工作压力 时，轿车：换算到转向盘上的力增加约 30～50N，货车：增加 80～100N。 (3)转向灵敏度 转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值 i 来评价 δ ϕ 2 swDi = （5－54） 式中， 为转向盘直径；swD ϕ 为转向盘转角；δ 为滑阀行程。 由式(5—54)可见，当 和swD δ 的数值不变时，转向盘转角ϕ 仅仅取决于比值 i，所以这 完全可以表达转向灵敏度。比值 i 越小，则动力转向作用的灵敏度越高。高级轿车的 i 值在 6.7 以下。 转向灵敏度也可以用接通动力转向时，作用到转向盘的手力和转角来评价，要求此力在 20～50N，转角在 10°～15°范围。 (4)动力转向器的静特性 动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化关 系曲线，是用来评价动力转向器的主要特性指标。因输出转矩等于油压压力乘以动力缸工作 面积和作用力臂，对于已确定的结构，后两项是常量，所以可以