畢業(yè)論文重型載貨汽車轉(zhuǎn)向器設(shè)計說明書03561

1、汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書題目：重型載貨汽車轉(zhuǎn)向器設(shè)計姓名：席昌錢學(xué)號：200924265 同組者：嚴(yán)炳炎、孔祥生、余鵬、李朋超、鄭大偉專業(yè)班級：09車輛工程2班指導(dǎo)教師：王豐元、鄒旭東設(shè)計任務(wù)書 目錄1. 轉(zhuǎn)向系分析 .42. 機械式轉(zhuǎn)向器方案分析83. 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù).94. 轉(zhuǎn)向器設(shè)計計算.145. 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計.166. 轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設(shè)計.227. 結(jié)論.248. 參考文獻251轉(zhuǎn)向系設(shè)計1.1基本要求1.汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)。2.操縱輕便，作用于轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向力小于200n。3.轉(zhuǎn)向系的角傳動比在2332之間，正效率在60%以上，逆效率在50%以上。4.轉(zhuǎn)

2、向靈敏。5.轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)中應(yīng)有間隙調(diào)整機構(gòu)。6.轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。1.2基本參數(shù)1.整車尺寸： 11976mm*2395mm*3750mm。2.軸數(shù)/軸距 4/（1950+4550+1350）mm3.整備質(zhì)量 12000kg4.輪胎氣壓 0.74mpa2.轉(zhuǎn)向系分析 2.1對轉(zhuǎn)向系的要求3(1) 保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內(nèi)，具有迅速和小半徑轉(zhuǎn)彎的能力，同時操作輕便;(2) 汽車轉(zhuǎn)向時，全部車輪應(yīng)繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，不應(yīng)有側(cè)滑;(3) 傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖要盡可能的小;(4) 轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動回正，并應(yīng)使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài);(5)

3、 發(fā)生車禍時，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最好有保護機構(gòu)防止傷及乘員.2.2轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉(zhuǎn)向系的剛度。采用動力轉(zhuǎn)向時，還應(yīng)有轉(zhuǎn)向動力系統(tǒng)。但對于中級以下的轎車和前軸負荷不超過3t的載貨汽車，則多數(shù)僅在用機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而無動力轉(zhuǎn)向裝置。圖2-1轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)fig.2-1 the control mec

4、hanism of steering1-轉(zhuǎn)向萬向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel2.3轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)4轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。（見圖2-2）轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳給左、右轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進行偏轉(zhuǎn)。圖2-2 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)1-轉(zhuǎn)向搖臂；2-轉(zhuǎn)向縱拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；4-轉(zhuǎn)向梯形臂；5-轉(zhuǎn)向

5、橫拉桿2.4轉(zhuǎn)向器5機械轉(zhuǎn)向器是將司機對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動），并按一定的角轉(zhuǎn)動比和力轉(zhuǎn)動比進行傳遞的機構(gòu)。機械轉(zhuǎn)向器與動力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉(zhuǎn)向輕便，多采用這種動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動力轉(zhuǎn)向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。為了避免汽車在撞車時司機受到的轉(zhuǎn)向盤的傷害，除了在轉(zhuǎn)向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉(zhuǎn)向系中設(shè)置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉(zhuǎn)向輪的擺振和轉(zhuǎn)向機構(gòu)的震動，有的還裝有轉(zhuǎn)向減振器。多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉(zhuǎn)向；為了提高操縱穩(wěn)定性

6、和機動性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向；多軸汽車根據(jù)對機動性的要求，有時要增加轉(zhuǎn)向輪的數(shù)目，本設(shè)計按設(shè)計要求采用單軸前軸轉(zhuǎn)向 。2.5轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑汽車的機動性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應(yīng)由兩個條件保證。即首先應(yīng)使左、右轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角時前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車軸距的22.5倍范圍內(nèi)；其次，應(yīng)這樣選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比，即由轉(zhuǎn)向盤處于中間的位置向左或右旋轉(zhuǎn)至極限位置的總旋轉(zhuǎn)全書，對轎車應(yīng)不超過1.8圈，對貨車不應(yīng)超過3.0圈。兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿足上述對轉(zhuǎn)向系的第(2)條要求，其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖2-3所示，由下式?jīng)Q定： (2-1)式中

7、：外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； 內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； k兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離； l軸距內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的合理匹配是由轉(zhuǎn)向梯形來保證。圖2-3 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系fig 2-3 relations between ideal inside and outside steering wheel corner汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角與、軸距l(xiāng)、主銷距k及轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂a等尺寸有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過程中除內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉(zhuǎn)彎半徑是指汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構(gòu)成圓周的半徑。最小轉(zhuǎn)彎半徑能達到汽車軸距的22.5倍，取=

8、2l；操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。對轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤或轉(zhuǎn)向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內(nèi)傾角，消除轉(zhuǎn)向器傳動間隙以及選用可逆式轉(zhuǎn)向器來達到。但要使傳遞到轉(zhuǎn)向盤上的反向沖擊小，則轉(zhuǎn)向器的逆效率有不宜太高。至于對轉(zhuǎn)向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結(jié)構(gòu)以及結(jié)構(gòu)布置來解決。轉(zhuǎn)向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0%1.4%；小排量以及下轎車干重的1.5%2.0%。轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式隊汽車的自身質(zhì)量影響較小。3. 機械式轉(zhuǎn)向器方案分析3.1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器

9、有螺桿和螺母共同形成的落選槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成，如圖3-1所示。圖3-1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖fig 3-1circulation-ball steering循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可以達到75%85%；在結(jié)構(gòu)和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工，使之有足夠的使用壽命；轉(zhuǎn)向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整工作容易進行，（圖3-2）；適合用來做整體式動力轉(zhuǎn)向器。圖3-2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)

10、向器的間隙調(diào)整機構(gòu)fig 3-2 the gap adjusts the organizational structure of recirculation-ball gears循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要用于商用車上。4.轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)4.1轉(zhuǎn)向系的效率功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)向器的正效率，用符號表示，反之稱為逆效率，用符號表示。 正效率計算公式： （4-1） 逆效率計算公式： （4-2） 式中， 為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。 正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)

11、向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 4.1.1轉(zhuǎn)向器的正效率 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 （1）轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率 在四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)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。選用滾針軸承時，除滾輪

12、與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率+僅有54%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。 轉(zhuǎn)向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。 （2）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率 如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算 =75% （4-3） 式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角,a0取8°，為摩擦角，=arctanf；f為磨擦因數(shù)。取f=0.05.4.1.2轉(zhuǎn)向器的逆效率根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)向器有可逆式、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

13、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)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉(zhuǎn)向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。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。 不可逆式和極限可逆式轉(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。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動機構(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)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)向器兩者之間。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。如

14、果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算 =64% （4-4）式（4-3）和式（4-4）表明：增加導(dǎo)程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角。4.2傳動比變化特性4.2.1轉(zhuǎn)向系傳動比 轉(zhuǎn)向系的角傳動比由轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比組成，即 （4-5）轉(zhuǎn)向器的角傳動比: （4-6） 齒扇嚙合半徑mm 螺距p=11.00mm 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比: （4-7） 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。轉(zhuǎn)向系的力傳動比

15、: （4-8） 4.2.3轉(zhuǎn)向器角傳動比的選擇轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。 若轉(zhuǎn)向軸負荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車，不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉(zhuǎn)向軸負荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出，應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏·，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當(dāng)小些。汽車高速直線行駛時，轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。否則轉(zhuǎn)向過分敏感，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運動有困難。轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應(yīng)選用大致呈中間小兩端大

16、些的下凹形曲線，如圖4-1所示。圖4-1轉(zhuǎn)向器角傳動比變化特性曲線fig 4-1 change characteristic property curve of steering angle transmission ratio4.3轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙t傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，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4-2）。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)。傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，

17、使汽車失去穩(wěn)定。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過大時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。為此，傳動副傳動間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計成圖4-2所示的逐漸加大的形狀。圖4-2 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性fig 4-2 drive gap characteristic property of steering轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 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。 4.4轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)轉(zhuǎn)向盤從一個極端位置轉(zhuǎn)到另一個極端

18、位置時所轉(zhuǎn)過的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動閣數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過6圈。為了增加轉(zhuǎn)向的輕便性，取6圈。5.轉(zhuǎn)向器設(shè)計計算5.1轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定8為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸的負荷，地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

19、車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力距（nmm),即 1008504 nmm (5-1) 式中，f為輪胎和路面見的摩擦因素，一般取0.7；為轉(zhuǎn)向軸負荷24000（n）;p=0.74為輪胎氣壓（mpa）轉(zhuǎn)向系主要參數(shù)轉(zhuǎn)向搖臂長 340mm轉(zhuǎn)向盤直徑 500mm轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 340mm轉(zhuǎn)向器角傳動比 26轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)效率 75%說明：轉(zhuǎn)向搖臂的長度與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)有關(guān)，一般初選時，大貨車可取300400mm，本設(shè)計取340mm，轉(zhuǎn)向器角傳動比在2332內(nèi)選取，本設(shè)計取26作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 （5-2）式中， 為轉(zhuǎn)向搖臂長；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長；為轉(zhuǎn)向盤直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動比；為轉(zhuǎn)向器正效率。5.2轉(zhuǎn)向器設(shè)

20、計5.2.1參數(shù)的選取9搖臂軸直徑/mm42鋼球中心距d/mm40螺桿外徑/mm38鋼球直徑d /mm8.000螺距p /mm11.000工作圈數(shù)w2.5螺母長度l /mm80導(dǎo)管壁厚 /mm1.0 鋼球直徑與導(dǎo)管內(nèi)徑間隙e/mm0.5螺線導(dǎo)程角/º730齒扇壓力角/º2730接觸角/º45環(huán)流行數(shù)25.2.2計算參數(shù)1.螺母內(nèi)徑應(yīng)大于，一般要求 （5-3）=+（5%10%）d=38+8%40=41.2mm 2. 鋼球數(shù)量n=39個 （5-4）3. 滾道截面半徑r=（0.510.53）d=0.528.0=4.16 mm （5-5）5.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算1

21、05.3.1鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力=k =1217 mp （5-6）待添加的隱藏文字內(nèi)容1式中，k為系數(shù)，根據(jù)a/b值查表，a=（1/r）-(1/)/2, b=(1/r)+(1/)/2; 為滾道截面半徑，k取1.50；r為鋼球半徑；為螺桿外徑；e為材料彈性模量，等于2.110mp；為鋼球與螺桿之間的正壓力，即= 737n （5-7）式中，為螺桿螺線的導(dǎo)程角；為接觸角；n為參與工作的鋼球數(shù)；為作用在螺桿上的軸向力,=19904n當(dāng)接觸表面硬度為5864hrc；拍時，許用接觸應(yīng)力=2500 mp由于=1217 mp <,因此滿足強度。5.3.2轉(zhuǎn)向搖臂直徑的確定轉(zhuǎn)向搖臂直徑d為式中，k為安

22、全系數(shù)，根據(jù)汽車使用條件不同可取2.53.5；為轉(zhuǎn)向阻力矩；為扭轉(zhuǎn)強度極限。搖臂軸用20crmnti鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度在0.81.2mm。對于前軸負荷大的汽車，滲碳層深度為1.051.45mm。表面硬度為5863hrc6.動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計6.1對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求及選取6.1.1對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求1.運動學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。2.隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大（或減?。?，作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力必須增大（或減小），稱之為“路感”。3.當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力0.0250.190kn時，動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。4.轉(zhuǎn)向后,轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動回正，并使汽車保持

23、在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。5.工作靈敏，即轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。6.動力轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。7.密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。6.1.1對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的選取 整體式動力轉(zhuǎn)向器多用在轎車和前橋載重在15t以下的貨車上，本設(shè)計的貨車的前橋的載重為2.4t,所以采用整體式動力轉(zhuǎn)向器.6.2液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算6.2.1動力缸尺寸計算動力缸的主要尺寸有動力缸內(nèi)徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力缸體壁厚。動力缸產(chǎn)生的推力f為式中，為轉(zhuǎn)向搖臂長度；l為轉(zhuǎn)向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離。為直拉桿上的力，=20170n 推力f與工作油液壓力p和動力缸截面面積s之間有如下關(guān)系

24、(6-1)因為動力缸活塞兩側(cè)的工作面積不同，應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來計算，即 （6-2）式中，d為動力缸內(nèi)徑；為活塞桿直徑，初選0.35d，壓力p8mpa。聯(lián)立式(6-1)和式（6-2）后得到=68 mm （6-3） 所以 =0.35d =23.8mm 取活塞行程是車輪轉(zhuǎn)制最大轉(zhuǎn)角時，由直拉桿的的移動量換算到活塞桿處的移動量得到的?；钊穸瓤扇閎=0.3d。動力缸的最大長度s為   =200mm (6-4) 動力缸殼體壁厚t,根據(jù)計算軸向平面拉應(yīng)力來確定，即 （6-5）式中，p為油液壓力；d為動力缸內(nèi)徑；t為動力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，n=3.55.0 取4; 為殼體材料的屈服點

25、。殼體材料用球墨鑄鐵采用qt50005，抗拉強度為500mpa,屈服點為350mpa。 t=3mm活塞桿用45剛制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。 6.3動力轉(zhuǎn)向的評價指標(biāo)動力轉(zhuǎn)向器的作用效能用效能指標(biāo)來評價動力轉(zhuǎn)向器的作用效能?，F(xiàn)有動力轉(zhuǎn)向器的效能指標(biāo)s=115。 路感 駕駛員的路感來自于轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時，所要克服的液壓阻力。液壓阻力等于反作用閥面積與工作液壓壓強的乘積。在最大工作壓力時，轎車：換算以轉(zhuǎn)向盤上的力增加約3050n。 轉(zhuǎn)向靈敏度 轉(zhuǎn)向靈敏度可以用轉(zhuǎn)向盤行程與滑閥行程的比值來評價 (6-14) 比值越小，則動力轉(zhuǎn)向作用的靈敏度越高。動力轉(zhuǎn)向器的靜特性 動力轉(zhuǎn)向器的靜特性是

26、指輸入轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)矩之間的變化關(guān)系曲線，是用來評價動力轉(zhuǎn)向器的主要特性指標(biāo)。因輸出轉(zhuǎn)矩等于油壓壓力乘以動力缸工作面積和作用力臂，對于已確定的結(jié)構(gòu)，后兩項是常量，所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩m與輸出油壓p之間的變化關(guān)系曲線來表示動力轉(zhuǎn)向的靜特性，如圖6-1示。 常將靜特性曲線劃分為四個區(qū)段。在輸入轉(zhuǎn)矩不大的時候，相當(dāng)于圖中a段；汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時，輸入轉(zhuǎn)矩進入最大區(qū)段（圖中c段）；b區(qū)段屬常用快速轉(zhuǎn)向行駛區(qū)段；d區(qū)段曲線就表明是一個較寬的平滑過渡區(qū)間。要求動力轉(zhuǎn)向器向右轉(zhuǎn)和向左轉(zhuǎn)的靜特性曲線應(yīng)對稱。對稱性可以評價滑閥的加工和裝配質(zhì)量。要求對稱性大于0.85。7.轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)用來保證汽

27、車轉(zhuǎn)彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形的主要任務(wù)之一是確定轉(zhuǎn)向梯型的最佳參數(shù)和進行強度計算。轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種。一般轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)布置在前軸之后，但當(dāng)發(fā)動機位置很低或前軸驅(qū)動時，也有位于前軸之前的。 兩軸汽車轉(zhuǎn)向時，若忽略輪胎側(cè)偏影響，兩轉(zhuǎn)向前軸的延長線應(yīng)交于后軸延長線。設(shè)，分別是外內(nèi)轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，k為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，則梯形機構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系：cot，若自變角為則因變角的期望值為：，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)僅能滿足上式要求。如下圖所示，在圖上作輔助虛線，利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所繪出的實際因變角為：其中 m梯形臂長 梯形底角圖7-1 汽車瞬時轉(zhuǎn)向圖應(yīng)使設(shè)計的轉(zhuǎn)向梯形所繪出的實際因變角盡可能接近理論上的期望值。其偏差最常使用的中間位置附近小轉(zhuǎn)角范圍應(yīng)盡可能小，以減小高速行駛時輪胎的磨損。而在不經(jīng)常使用且車速較慢的最大轉(zhuǎn)角時可適當(dāng)放寬要求，因此在加入加權(quán)因子構(gòu)成評價優(yōu)略的目標(biāo)函數(shù)f(x)為: f（x）=將上式代得：f(x)=其中 x設(shè)計變量 x= 外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角， 由上圖可得：=其中 汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑為15.7m， a主銷偏移距為50mm，軸距l(xiāng)=7850mm k=2020mm梯形臂長度m=0.14k=283mm考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角小于