汽車設計_轉向系統(tǒng).doc

第一節(jié) 概 述 轉向系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)調的轉角關系。 機械轉向系依靠駕駛員的手力轉動轉向盤，經(jīng)轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車還裝有防傷機構和轉向減振器。采用動力轉向的汽車還裝有動力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。 對轉向系提出的要求有： 1)汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 2)汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 3)汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪不得產(chǎn)生自振，轉向盤沒有擺動。 4)轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產(chǎn)生的擺動應最小。 5)保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。 6)操縱輕便。 7)轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 8)轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調整機構。 9)在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10)進行運動校核，保證轉向盤與轉向輪轉動方向一致。 正確設計轉向梯形機構，可以使第一項要求得到保證。轉向系中設置有轉向減振器時，能夠防止轉向輪產(chǎn)生自振，同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。為了使汽車具有良好的機動性能，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉彎半徑能達到汽車軸距的225倍。通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉向盤轉動圈數(shù)多少兩項指標來評價操縱輕便性。沒有裝置動力轉向的轎車，在行駛中轉向，此力應為50100N；有動力轉向時，此力在2050N。當貨車從直線行駛狀態(tài)，以10kmh速度在柏油或水泥的水平路段上轉入沿半徑為12m的圓周行駛，且路面干燥，若轉向系內(nèi)沒有裝動力轉向器，上述切向力不得超過250N；有動力轉向器時，不得超過120N。轎車轉向盤從中間位置轉到每一端的圈數(shù)不得超過20圈，貨車則要求不超過30圈。近年來，電動、電控動力轉向器已得到較快發(fā)展，不久的將來可以轉入商品裝車使用。電控動力轉向可以實現(xiàn)在各種行駛條件下轉動轉向盤的力都輕便。第二節(jié) 轉向系主要性能參數(shù) 一、轉向器的效率功率P1從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號+表示，+=(P1P2)Pl；反之稱為逆效率，用符號-表示，- =(P3P2)P3。式中，P2為轉向器中的摩擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉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向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低。1轉向器的正效率+ 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。 (1)轉向器類型、結構特點與效率 在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉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向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉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構之一。第一種結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉向器的效率ly+僅有54。另外兩種結構的轉向器效率，根據(jù)試驗結果分別為70和75。 轉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。 (2)轉向器的結構參數(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向器，其效率可用下式計算 （7-1）式中，o為蝸桿(或螺桿)的螺線導程角；為摩擦角，=arctanf；f為摩擦因數(shù)。 2轉向器逆效率-根據(jù)逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。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。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受，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向器。 極限可逆式轉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，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。 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 （72）式(71)和式(72)表明：增加導程角o,正、逆效率均增大。受-增大的影響，o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，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在810之間。 二、傳動比的變化特性 1轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比 從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2Fw與作用在轉向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即 ip=2FwFh 。 轉向盤轉動角速度 w 與同側轉向節(jié)偏轉角速度 k 之比，稱為轉向系角傳動比，即；式中，d 為轉向盤轉角增量；dk 為轉向節(jié)轉角增量；dt為時間增量。它又由轉向器角傳動比iw 和轉向傳動機構角傳動比iw 所組成，即 iwo=iw iw 。 轉向盤角速度w與搖臂軸轉動角速度K之比，稱為轉向器角傳動比iw, 即。 式中,dp為搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。 搖臂軸轉動角速度p與同側轉向節(jié)偏轉角速度k之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比iw，即。 2力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉向阻力Fw和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩 Mr 之間有如下關系 （73）式中，為主銷偏移距，指從轉向節(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。 作用在轉向盤上的手力Fh可用下式表示 （74）式中，Mh為作用在轉向盤上的力矩；Dsw為轉向盤直徑。 將式(73)、式(74)代入 ip=2FwFh 后得到 （75）分析式(75)可知，當主銷偏移距a小時，力傳動比 ip 應取大些才能保證轉向輕便。通常轎車的 a 值在0406倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的d值在4060mm范圍內(nèi)選取。轉向盤直徑 Dsw 根據(jù)車型不同在JB450586轉向盤尺寸標準中規(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，2MrMh可用下式表示 （76）將式(76)代人式(75)后得到 （77）當 和 Dsw 不變時，力傳動比 ip 越大，雖然轉向越輕，但 iwo 也越大，表明轉向不靈敏。 3轉向系的角傳動比iwo 轉向傳動機構角傳動比，除用 iw=dpdk表示以外，還可以近似地用轉向節(jié)臂臂長L2與搖臂臂長Ll之比來表示，即 iw=dpdkiL2Ll ?，F(xiàn)代汽車結構中，L2與L1的比值大約在08511之間，可近似認為其比值為 iwoiw=dd 。由此可見，研究轉向系的傳動比特性，只需研究轉向器的角傳動比 iw 及其變化規(guī)律即可。 4轉向器角傳動比及其變化規(guī)律 式(77)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從 ip=2FwFh式可知，當Fw一定時，增大ip能減小作用在轉向盤上的手力Fh，使操縱輕便。 考慮到 iwoiw ，由 iwo 的定義可知：對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與轉向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉向輪偏轉角速度對轉向盤角速度的響應變得遲鈍，使轉向操縱時間增長，汽車轉向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構成一對矛盾。為解決這對矛盾，可采用變速比轉向器。 齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉向器都可以制成變速比轉向器。下面介紹齒輪齒條式轉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=mlcos1，齒條基圓齒距 Pb2=m2cos2 。由上述兩式可知：當齒輪具有標準模數(shù)m1和標準壓力角1與一個具有變模數(shù)m2、變壓力角2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosol=m2coso2時，它們就可以嚙合運轉。如果齒條中部(相當汽車直線行駛位置)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，致使轉向盤每轉動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉向器的傳動比是變化的。圖714是根據(jù)上述原理設計的齒輪齒條式轉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面；位于齒條兩端的齒，齒根減薄，齒有陡斜的齒側面。 循環(huán)球齒條齒扇式轉向器的角傳動比 iw=2rP (式713)。因結構原因，螺距 P 不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑 r 的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉向器實現(xiàn)變速比的目的。 隨轉向盤轉角變化，轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的因素，主要是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小，在轉向盤全轉角范圍內(nèi)，駕駛員不存在轉向沉重問題。裝用動力轉向的汽車，因轉向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應取較小的轉向器角傳動比并能減少轉向盤轉動的總圈數(shù)，以提高汽車的機動能力。 轉向軸負荷大又沒有裝動力轉向的汽車，因轉向阻力矩大致與車輪偏轉角度大小成正比變化，汽車低速急轉彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應選用大些的轉向器角傳動比。汽車以較高車速轉向行駛時，轉向輪轉角較小，轉向阻力矩也小，此時要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。因此，轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖715所示。轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉向盤轉角過分敏感和使反沖效應加大，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。直行位置的轉向器角傳動比不宜低于1516。 三、轉向器傳動副的傳動間隙t 1轉向器傳動間隙特性傳動間隙是指各種轉向器中傳動副(如循環(huán)球式轉向器的齒扇和齒條)之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性(圖716)。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。直線行駛時，轉向器傳動副若存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，就能在間隙t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向盤處于中間及其附近位置時(一般是1015)要極小，最好無間隙。 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。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)調整消除該處間隙。調整后，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。為此，傳動副的傳動間隙特性，應當設計成在離開中間位置以后呈圖716所示的逐漸加大的形狀。圖中曲線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，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙，曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。 2如何獲得傳動間隙特性循環(huán)球式轉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。即將中間齒設計成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側齒到離開中間齒最遠的齒，其厚度依次遞減。如圖717所示，齒扇工作時繞搖臂軸的軸線中心O轉動。加工齒扇時使之繞切齒軸線O1轉動。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 (78)式中，d為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；p為搖臂軸轉角；R1為中心O1到b點的距離；n為偏心距。 偏心距n不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。圖718示出偏心距n不同時的傳動間隙變化特性。n越大，在同一搖臂軸轉角條件下，其傳動間隙也越大。一般偏心距n取05mm左右為宜。第四節(jié) 機械式轉向器的設計與計算 一、轉向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。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負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內(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向阻力矩Mn(Nmm) （79）式中，f 為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取07；Gl為轉向軸負荷(N)；p 為輪胎氣壓(MPa)。 作用在轉向盤上的手力為 (710)式中，Ll為轉向搖臂長；L2為轉向節(jié)臂長；Dsw為轉向盤直徑；iw為轉向器角傳動比； +為轉向器正效率。 對給定的汽車，用式(710)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，在此情況下對轉向器和動力轉向器動力缸以前零件的計算載荷，應取駕駛員作用在轉向盤輪緣上的最大瞬時力，此力為700N。 二、齒輪齒條式轉向器的設計 齒輪齒條式轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在23mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在57個齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為915。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在12一35范圍內(nèi)變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。 主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。 三、循環(huán)球式轉向器設計 (一)主要尺寸參數(shù)的選擇 1螺桿、鋼球、螺母傳動副 (1)鋼球中心距D、螺桿外徑D，、螺母內(nèi)徑D2 尺寸D、Dl、D2如圖719所示。鋼球中心距是基本尺寸，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。在保證足夠的強度條件下，盡可能將D值取小些。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71)。設計時先參考同類型汽車的參數(shù)進行初選，經(jīng)強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑Dl通常在2038mm范圍內(nèi)變化，設計時應根據(jù)轉向軸負荷的不同來選定。螺母內(nèi)徑D2應大于Dl，一般要求D2Dl= (510)D。2)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大。鋼球直徑應符合國家標準，一般常在79mm范圍內(nèi)選用(表71)。 增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力，但使鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。因為鋼球本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部鋼球數(shù)。經(jīng)驗證明，每個環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過60粒為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應分組裝配。每個環(huán)路中的鋼球數(shù)可用下式計算 式中，D為鋼球中心距；W為一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(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0=58，則cos01。(3)滾道截面 當螺桿和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，見圖720，鋼球與滾道有四點接觸，傳動時軸向間隙最小，可滿足轉向盤自由行程小的要求。圖中滾道與鋼球之間的間隙，除用來貯存潤滑油之外，還能貯存磨損雜質。為了減少摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑R2應大于鋼球半徑d/2，一般取R2 =(051053)d。 (4)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面軸線間的夾角稱為接觸角，如圖720所示。角多取為45，以使軸向力和徑向力分配均勻。 (5)螺距P和螺旋線導程角o 轉向盤轉動角，對應螺母移動的距離S為 （711）式中，P為螺紋螺距。 與此同時，齒扇節(jié)圓轉過的弧長等于s，相應搖臂軸轉過p角，其間關系可表示如下 (712)式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立式(711)、式(712)得，將對p，求導得循環(huán)球式轉向器角傳動比iw為 (713)由式(713)可知，螺距P影響轉向器角傳動比的值。在螺距不變的條件下，鋼球直徑d越大，圖719中的尺寸b越小，要求b=P-d25mm。螺距P一般在1218mm內(nèi)選取。 前已述及導程角o對轉向器傳動效率有影響，此處不再贅述。(6)工作鋼球圈數(shù)W 多數(shù)情況下，轉向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)W又與接觸強度有關：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應力，提高承載能力；但鋼球受力不均勻、螺桿增長而使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有15和25圈兩種。一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見表71。表71 循環(huán)球式轉向器主要參數(shù)齒扇模數(shù)mm 30 35 40 45 50 60 65搖臂軸直徑mm22263032 3235 3840 4245 鋼球中心距mm20 23252528 30323540 螺桿外徑mm20 23252528293438 鋼球直徑mm5556 5556635063507144 71448000 螺距mm793887319525 952510 1011工作圈數(shù)15 152525 環(huán)流行數(shù) 2螺母長度mm414552464758 56596272788082 齒扇齒數(shù) 355齒扇整圓齒數(shù)121313 131415齒扇壓力角 22302730 切削角630 630730齒扇寬 mm222525272528302832 30343835 382齒條、齒扇傳動副設計 如圖721所示，滾道相對齒扇作斜向進給運動加工齒扇齒，得到變厚齒扇。如圖722所示，變厚齒扇的齒頂和齒根的輪廓面是圓錐的一部分，其分度圓上的齒厚是變化的，故稱之為變厚齒扇。 圖722中，若00截面的原始齒形變位系數(shù)=0，且II剖面和剖面分別位于00剖面兩側，則II剖面的齒輪是正變位齒輪， 剖面中的齒輪為負變位齒輪，故變厚齒扇在整個齒寬方向上，是由無數(shù)個原始齒形位移系數(shù)逐漸變化的圓柱齒輪所組成。對齒輪來說，因為在不同位置的剖面中，其模數(shù)m不變，所以它的分度圓半徑r和基圓半徑rb相同。因此，變厚齒扇的分度圓和基圓均為一圓柱，它在不同剖面位置上的漸開線齒形，都是在同一個基圓柱上所展出的漸開線，只是其輪齒的漸開線齒形相對基圓的位置不同而已，所以應將其歸人圓柱齒輪的范疇。 變厚齒扇齒形的計算，如圖723所示。一般將中間剖面11規(guī)定為基準剖面。由11剖面向右時，變位系數(shù)為正，向左則由正變?yōu)榱?00剖面)，再變?yōu)樨?。?0剖面距11剖面的距離為o，則其值為o=1mtan，是切削角，常見的有630和730，兩種。在切削角一定的條件下，各剖面的變位系數(shù)取決于距基準剖面11的距離a。進行變厚齒扇齒形計算之前，必須確定的參數(shù)有：模數(shù)m，參考表72選??；法向壓力角o，一般在2030之間；齒頂高系