機械方案設計書課程方案設計書--轉向系

1、1. 總體設計已知設計參數(shù)如下:裝載質量(kg)汽車型號最大總質量(kg)最大車速(Km/h據(jù)已知數(shù)據(jù)，查有關書籍得以下初步總體設計方案:1.1軸數(shù)、驅動形式、布置形式軸數(shù)：兩軸汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選軸的因素主要有汽車的總 質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結構等。根據(jù)國家道路交通法規(guī)、設計規(guī) 范及汽車的用途可知，包括乘用車以及汽車總質量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結勾簡單、制造成本低廉的兩軸方案。由于給定的貨車總質量為3000kg，則設計采用兩軸方案。驅動形式：4*2后

2、輪雙胎汽車的用途、總質量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅動形式的主要因素。增加驅動輪數(shù)能夠提高汽車的通過育功，驅動輪數(shù)越多，汽車的結構越復雜，整備質量和 制 造成本 也隨之 提高，同時 也使汽 車的總體布置工作變得困難。因是貨車，故采用4*2后輪雙胎驅動方式。布置形式：平頭式發(fā)動機前置后驅動，發(fā)動機置于前軸之上，駕駛室之正下方發(fā)動機前置后橋驅動的貨車的主要優(yōu)點是：可以采用直列、V型臥式發(fā)機發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障容易；發(fā)動機的接近性良好， 維修方便；離合器、變速器等操縱機構的結構簡單，容易布置；貨箱地板高度低。主要缺點是：如果采用 平頭式駕駛室，而且將發(fā)動機布置在前軸之上，處于駕駛員、副駕駛員座位

3、之間時，駕駛室內部擁擠，隔 絕發(fā)動機工作噪聲氣味熱量和振動的工作困難,離合器變速器等操縱機勾復雜。發(fā)動機中置后橋驅動的貨車，可以采用水平 對置式發(fā)動機布置在貨箱下方，因發(fā)動機通過性不，需特殊設計,故維修不便離合器變速器等操縱機構結勾復雜因發(fā)動機住距地面子近，容易被車輪帶起的泥土弄臟；受發(fā)動機位置影響，貨箱地板高度高。因為這種布置形式的缺點多并且難以服,故已不再采用。發(fā)動機后置后橋驅動的貨車是在發(fā)動機后置后橋驅動的乘用車的底盤基礎上變型而來 的，所以采用已經極少了。它的主要缺點是離合器、變速器等操縱機構復雜；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障和維修發(fā)動 機都困難以及發(fā)動機容易被泥土弄臟；后橋容易超載等。綜上所述本方

4、案采用平頭式發(fā)動機前置后驅動的布置形式。1.2汽車主要參數(shù)：1.2.1 外形尺寸(mm): 5900*1800*2000外廓尺寸的確定需考慮法規(guī)、汽車的用途、裝載質量及涵洞和橋梁等道路尺寸條件。GB 1589-1989規(guī)定了汽車外廓尺寸限界，貨車、整體式客車總長不 應超過12m;汽車寬不超過2.5m，汽車高不超過4m等。根據(jù)唐駿T3載貨汽車的 技術參數(shù)，可以設計外廓尺寸為(5900*1800*2000)1.2.2 貨箱尺寸(mm): 4000*1800*1200車廂尺寸要考慮汽車的用途參考同類車型選取，但必須保證運送散裝煤和袋裝糧 食時能裝足額定的裝載質量。根據(jù)唐駿 T3載貨汽車的技術參數(shù)，車

5、廂內部尺寸 為(4000*1800*1000 )。123軸荷分配：(整車整備質量的確定汽車的整車整備質量是指車上帶有全部裝備，包括隨車工具和輪胎，加滿油和水，但沒有載貨和載人時的整車質量，用m。表示。貨車總質量是指汽車整車整備質量、汽車裝載質量和駕駛室乘員(含駕駛 室)質量三者之和，用 ma表示。駕駛室乘員質量以每人65kg。按乘員人數(shù)為3 人。ma=m0+me+3*65= m°+1500+195=3000 得出 m0=1305kg)汽車的軸荷分配：汽車的軸荷分配可根據(jù)汽車的驅動形式、發(fā)動機位置、汽車結 構特點、車頭形式及總質量等參照參考文獻1并參考唐駿T3載貨汽車的技術 參數(shù)選取。

6、由汽車設計課本表1-6得如下：整備質量(kg)1305總質量(kg)3000空載前軸(kg)652.5(50%)滿載前軸(kg)1050( 35%空載后軸(kg)652.5( 50%滿載后軸(kg)1950( 65%載貨車的主要性能、裝載面積和軸荷分配等各個方面要求下選取。各類載貨汽車的軸距選用范圍有汽車設計書如表 1-2所示表1-2載貨汽車的軸距和輪距總質量(T)軸距(mm輪距(mn)2300-36001300-1650貨車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，B1主要取決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪的最大轉角和輪胎寬度，同時還要考慮轉向拉桿、轉向輪和車架之間的運動間隙等因素。B 2主要取決

7、于車架后部寬度、后懸架寬度和輪胎寬度，同時還要考慮車輪和車架之間的間隙。1. 軸距(mm)： 33002. 前/后輪距(mm): 1400/13503. 根據(jù)一般載貨汽車的前懸不宜過長，但要有足夠的縱向布置空間，以便布置發(fā)動機、水箱、轉向器等部件。后懸也不宜過長，一般為12002200mm確定：前懸 / 后懸(mm): 1000/16004. 根據(jù)課本p20表1-4確定：質量系數(shù)：1.15. 貨車車頭長(mm): 1400 (平頭型貨車一般在1400-1500mm之間。本次課設平頭貨車 車頭長度為1400mm )軸距、輪距、前懸、后懸的參數(shù)參照汽車設計教材，并參考了唐駿T3載貨汽車選取的。貨車

8、動力性參數(shù)的確定(1)最高車速V amax的確定載貨汽車的最高車速主要是根據(jù)汽車的用途以及使用條件和發(fā)動機功率 大小來確定,給定的V=125km/h。最大爬坡度i max的確定由于載貨汽車在各地路面上行駛，要求有足夠的爬坡能力。一般i max在30% 左右。(3) 加速時間參照課本p22 15s(4) 汽車比功率，比轉矩貨車燃油經濟性參數(shù)的確定燃油經濟性參數(shù)載貨汽車的燃油經濟性常用單位燃油消耗量來評價。單位燃油消耗量是汽車 每一噸總質量行使100km所消耗的燃油量。載貨汽車的單位燃油消耗量如汽車設 計書表1-9所示。表1-9貨車單位質量百公里燃油消耗量總質量汽油機柴油機< 43 . 00

9、-4 . 002 . 00-2.80百公里燃油消耗量取 2.5L (100t.Km )最小轉變直徑轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉彎直徑Dmin .種類汽車的最小轉變直徑見汽車設計書表1-10車型最大總質量ma/tDmin /m商用貨車1.8< ma = 6.0最小轉彎直徑 Dmi n=15m貨車通過性參數(shù)的確定載貨汽車的通過性參數(shù)主要有接近角、離去角、最小離地間隙和縱向通過半徑等。 其值主要根據(jù)汽車的用途和使用條件選取，可參考汽車設計書表1-11。表1-11載貨汽車的通過性參數(shù)汽車類型最小離地間隙接近角（度）離去角（度）縱向通過半徑

10、4x2 貨車180-300mm40-6025-45通過性幾何參數(shù) hmin=200、M=50、r2=40 p 1=5.0貨車制動性參數(shù)的確定汽車制動性常用制動距離和制動減速度作為設計評價參數(shù)。行車制動在產生 最大制動作用時踏板力不得大于 700N,行車制動效能的要求如汽車設計書表 1-12所示。表1-12 載貨汽車制動效能要求總質量（t）初速30km/h制動距離（nr）2初速30km/h制動減速度（m/s ）< 4.5t<7>5.41.3發(fā)動機功率、轉速、扭矩的確定1.3.1 發(fā)動機型式的選擇目前汽車發(fā)動機主要采用往復式內燃機，分為汽油機和柴油機兩大類。當 前在我國的汽車上主

11、要是汽油機，由于柴油機燃油經濟性好、工作可靠、排氣 污染少，在汽車上應用日益增多。輕中型汽車可采用汽油機和柴油機，參考同類車型，本車選取柴油發(fā)動機。比功率Pb是汽車裝發(fā)動機的標定最大功率 Pemax與汽車最大總質量Ma之比。即 Pb=Pemax/Ma 有已知 Pb=25 （KW t-1 ） 得 Pemax=MaxP所以Pemax=3x25=75KW比轉矩Tb是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩 Temax與汽車總質量Ma之比，Tb=Temax/Ma它能反應汽車的牽引能力。由Tb=44(N m-t-1)，所以Temax=MaxT, 即 Temax=3x44=132(N m)根據(jù)下式估算發(fā)動機的最大功率：1

12、 /叫 gfrCD A 3 P(a - vD v3 )emax T( 3600 amax 76140 amax式中的A為正投影面積，根據(jù)外形尺寸計算得到，貨車CD取0.61.0 。根據(jù)估算出來的最大功率從國內主要汽車發(fā)動機生產廠家的產品中選定發(fā)動機型式(汽油機或者柴油機)和型號，國內汽車發(fā)動機生產廠家主要有：玉柴、朝柴、解放、東風、長安、柳州動力、云內動力、北京內燃機等，可上網查詢相關 產品的型號及參數(shù)A 為正投影面積 1800*2000 mm = 3600000mm2 =3.6 m2CD取0.6 n T為傳動系效率，根據(jù)參考文獻1，對驅動橋單級主減速器的4 x 2汽車可取90%故n T取90

13、% fr為滾動阻力系數(shù)，根據(jù)參考文獻1，對貨 車取0.012 g 為重力加速度，取 9.8m/s m a為汽車總質量，3000kg v amax為 最高車速，125km/h由以上參數(shù)可計算得：Pemax =75KW式中的A為正投影面積，可以參考已有的同類車型的尺寸計算得到，貨車CD取0.61.0。根據(jù)估算出來的最大功率從國內主要汽車發(fā)動機生產廠家的產品中選定發(fā)動機型式(汽油機或者柴油機)和型號，國內汽車發(fā)動機生產廠家主要有：玉柴、朝柴、解放、東風、長安、柳州動力、云內動力、北京內燃機等，可 上網查詢相關產品的型號及參數(shù)。因此選取發(fā)動機功率為75kW由汽車設計書P29知最大功率Pemax對應轉速

14、口卩的范圍：總質量小的貨車用高速柴油機，np值常取在3200-4000r/min。發(fā)動機的基本參數(shù)：表1-1發(fā)動機型號大CA4DC：柴2-10E4轉速r/ min燃油種類柴油最大功率(kW)763200最大扭矩(N.m)245當發(fā)動機最大功率p和相應的轉速emaxnp確定后，則發(fā)動機最大轉矩Temax和相應轉速nT可隨之確定，其值由下式計算:Temax-TP=9550Pemaxnp(3-2)式中：:轉矩適應系數(shù)，一般，在這里取1.1 ；T P 最大功率時的轉矩，N*mPemax最大功率，kwnp最大功率時轉速，r/minT emax最大轉矩，N*m而np/nt，在這里取為2.0，則有:nT =

15、 n p/2.0=3200/2.0=1600r/minT emax =1.1x9550x75/3200=246N*m滿足所選發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速要求。1.4汽車輪胎的選擇輪胎及車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋（軸）與地面之間傳力， 駕駛人員經操縱轉向輪，可實現(xiàn)對汽車運動方向的控制。輪胎及車輪對汽車的許多重要性能，包括動力性、經濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性及行駛安全性和汽車的承載能力都有影響，因此，選擇輪胎是很重要的工作。1、型號：700R162、 技術指標：層數(shù)6,輪輞型號：5.50F，允許內壓770kpa,最大負荷1180kg, 斷面寬度200mm外直徑770mm3、數(shù)量：6

16、1.5確定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比在選定最小的傳動比時，要考慮到最高擋行駛時有足夠的動力性能。 根據(jù)參考文獻9機最大功率時的車速u p應等于最高車速或略小于最高車速:UpUa max即主減速器傳動比i0:0.377 幾 npmaxb _:（最咼檔為直接檔）U a max 丨 g式中：rr為滾動半徑；npmax為發(fā)動機額定功率時的轉速；Uamax為最高車速（應 根據(jù)選定發(fā)動機后的參數(shù)重新估算），ig為變速器的最高擋傳動比，若最高擋為 直接擋，則ig=1o由已選輪胎得：自由直徑為：d=770mm由 rr =Fd/2 n 得：滾動半徑 r=373.78mm 得 F=3.05其中：子午線輪胎

17、：F=3.05;斜交輪胎：F=2.99。故本設計輪胎為斜交輪胎。 由上述可知，npmax =3200 r pm Uamax =125km/h0.377 x rr 匯 npmax.根據(jù)公式可得：Io=3.607。故i0取3.61 oUamax "g1.6確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。確定傳動系最大傳動比時，要考慮三方面：最大爬坡度；附著力；汽 車的最低穩(wěn)定車速。就普通貨車而言，當i°已知時，確定傳動系最大傳動比也就 是確定變速器I擋傳動比。汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，汽車的最 大驅動力應為：Ft max二 FfFimaxr=Gf COS maxG

18、sin :maxig1=4.17G f tOS： max Sin : max Trq max0 匕 T般貨車的最大爬坡度為30%, 即:- max 16.7 °根據(jù)參考文獻3,表1-2滾動阻力系數(shù)f的數(shù)值 取一般的瀝青或混凝土路面 f=0.015由已知數(shù)據(jù)和計算數(shù)據(jù)得，最大總質量 G=3000kg； r=373.78mm Ttqma=245N?m;i0 =3.61根據(jù)附著條件校核最大傳動比：T i i i三 G2m21 e maxig 10 Trr式中：G2為后軸軸荷；rr為滾動半徑；igi為變速器的I擋傳動比。所以:igiG2 rrTremaxi。Tremax=9549:*：a n

19、p1根據(jù)已知數(shù)據(jù)和計算數(shù)據(jù)得：G2=3000*65%*9.8=19110N; © =0.8; r=373.78mm;(a =1.11.3取 1.2)； i0 =3.61; n t=0.9可得：G2W *rr ig1-=7.2Tire max i 0 T又因為輕型商用車 心=5.08.0 ；故?。篿g1=5.81轉向系設計1.1基本要求1. 汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉。2. 操縱輕便，作用于轉向盤上的轉向力小于 200M3. 轉向系的角傳動比在2332之間，正效率在60%以上，逆效率在50%上4. 轉向靈敏。5. 轉向器和轉向傳動機構中應有間隙調整機構。1.2基本參數(shù)

20、1. 整車尺寸：2. 軸數(shù)/軸距3. 整備質量4. 輪胎氣壓6. 轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。5900mm*1800mm*2000mm 。2/3300mm1305kg0.77MPa2. 轉向系分析2.1對轉向系的要求3(1) 保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內，具有迅速和小半徑轉 彎的能力，同時操作輕便；(2) 汽車轉向時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，不應有側滑；(3) 傳給轉向盤的反沖要盡可能的?。?4) 轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)；(5) 發(fā)生車禍時，當轉向盤和轉向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉向系統(tǒng)最好有保護機構防止傷

21、及乘員2.2轉向操縱機構轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。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，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(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)僅在用機械轉向系統(tǒng)而無動力轉向裝置。圖2-1轉向操縱機構1-轉向萬向節(jié)；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤2.3轉向傳動機構4轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)

22、臂、轉向梯形臂以及轉向橫 拉桿等。(見圖2-2)轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。圖2-2轉向傳動機構1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節(jié)臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿2.4轉向器5機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動(或齒條沿轉向車軸軸向的移動)，并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽 車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。采用液力式動力轉向時，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 轉向器結構。為了

23、避免汽車在撞車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝 安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉 向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機動性，某些現(xiàn) 代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據(jù)對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數(shù) 目，本設計按設計要求采用單軸前軸轉向 。2.5轉角及最小轉彎半徑汽車的機動性，常用最小轉彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應由兩個條 件保證。即首先應使左、右轉向輪處于最大轉角時前外輪的轉彎值在汽車軸距的 22.5倍范圍內；其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比，即由轉向盤處于中間

24、的 位置向左或右旋轉至極限位置的總旋轉全書，對轎車應不超過1.8圈，對貨車不應超過3.0圈。兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足上述對轉向系的 第(2)條要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖 2-3所示，由下式決定：cotvDO COo5 廣 BD(2-1)式中：V o 外轉向輪轉角；71 i 內轉向輪轉角;K 兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離；L 軸距內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。圖2-3理想的內、外轉向輪轉角間的關系汽車的最小轉彎半徑Rmin與其內、外轉向輪在最大轉角71 imax與二omax、軸距L、 主銷距K及轉向輪的轉臂a等尺寸有關。在轉向過程中除

25、內、外轉向輪的轉角外， 其他參數(shù)是不變的。最小轉彎半徑是指汽車在轉向輪處于最大轉角的條件下以低 速轉彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構成圓周的半徑。最小轉彎半徑能達到汽車軸距的22.5倍，取Rmin =2L；操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。對轉向后轉向盤或轉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傾角，消除轉向器傳動間隙以及選用可逆式轉向器來達到。但要使傳遞到轉向盤上的反向沖擊小， 則轉向器的逆效率 有不宜太高。至于對轉向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結構以及結 構布置來解決。轉向器及其縱拉桿與緊固件

26、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%。轉向器的結構型式隊 汽車的自身質量影響較小。3. 機械式轉向器方案分析3.1循環(huán)球式轉向器循環(huán)球式轉向器有螺桿和螺母共同形成的落選槽內裝鋼球構成的傳動副, 及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成，如圖3-1所示。圖3-1循環(huán)球式轉向器示意圖循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球,將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可以達到75%- 85%在結構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 的螺旋槽經淬火和磨削加工，使之有足夠

27、的使用壽命；轉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整工作容易進行，（圖3-2）;適合用來 做整體式動力轉向器圖3-2循環(huán)球式轉向器的間隙調整機構循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度 要求高。循環(huán)球式轉向器主要用于商用車上。4. 轉向系的主要性能參數(shù)4.1轉向系的效率功率Pl從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號反之稱為逆效率，用符號表示。正效率計算公式:P1P2+ _-(4-1)Pi逆效率計算公式:(4-2) P3 P2P3式中，P1為作用在轉向軸上的功率;為轉向器中的磨擦功率;P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。

28、正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉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。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。選用滾

29、針軸承時， 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， 故這種軸向器的效率n +僅有54%另外兩種結構的轉向器效率分別為 70°% 75% 轉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）轉向器的結構參數(shù)與效率如果忽略軸承和其經地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算tana° =75%（ 4-3）tan （a0 + P）式中，a。為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角,ao取7°, p為摩擦角，p =arctanf ；f為磨擦因數(shù)。取f=0.05.轉向器的逆效率 -根據(jù)逆效率不同，轉向

30、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。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，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。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。不可逆式和極限可逆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可逆式與不

31、可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到沖擊 力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。如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tan（ao 1%（4-4）tana0式（4-3）和式（4-4）表明：增加導程角ao，正、逆效率均增大。受一增大的影響，ao不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角4.2傳動比變化特性421轉向系傳動比轉向系的角傳動比i.o由轉向器角傳動比L.和轉向傳動機構角傳動比i .組成,即i 0 二 i i.(4-5)轉向器的角傳動比：2二 r 17i 17P(4-6

32、)齒扇嚙合半徑mz 4 13 r26 mm螺距 P=9.525mm2 2p -k轉向傳動機構的角傳動比：i.,d : p / dt d p d：k/dt d：k(4-7)轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比i°和轉向系的力傳動比ip。轉向系的力傳動比：i L°DSW =17 425 =72.25（ 4-8）2a2漢50轉向器角傳動比的選擇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)律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車， 不存在轉向沉重問題，應取較小的 轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉向軸負

33、荷大，汽車低速急轉彎時 的操縱輕便性問題突出，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，要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否則轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。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4-1所示圖4-1轉向器角傳動比變化特性曲線4.3轉向器傳動副的傳動間隙 t傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。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)定性和轉向器的使用壽命

34、有關。 傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，車輪將偏離原行駛 位置，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，必須經調整消除該處間隙。為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成圖 4-2所示的逐漸加大的形狀。圖4-2轉向器傳動副傳動間隙特性轉向器傳動副傳動間隙特性 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。4.4轉向

35、盤的總轉動圈數(shù)轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數(shù)稱為轉向盤的 總轉動圈數(shù)。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動閣數(shù)較少，一般約在3.6圈以內；貨車一般不宜超過6圈。為了增加轉向的輕便性，取 6圈。5.轉向器設計計算5.1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，地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摩擦阻力等。精確地

36、計算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經驗公式來計算汽車 在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力距 Mr(N?mm),即=277558N?mm式中，f為輪胎和路面見的摩擦因素，一般取0.7;(5-1)G1為轉向軸負荷10290(N) ;p=0.77為輪胎氣壓(MPa)轉向系主要參數(shù)2LML2 DSW102N(5-2)轉向搖臂長200mm轉向盤直徑 425mm轉向節(jié)臂長200mm轉向器角傳動比17轉向系系統(tǒng)效率 75%說明： 轉向搖臂的長度與轉向傳動機構的布置及傳動比等因素有關，一般在初選時對小型汽車可取100150mm中型汽車可取150200mm大型汽車可取300400mm作用在轉向盤上的手

37、力為式中，L1為轉向搖臂長；L2為轉向節(jié)臂長；DSW為轉向盤直徑；j.，為轉向器角傳動比；為轉向器正效率5.2轉向器設計參數(shù)的選取9搖臂軸直徑/mm3025鋼球中心距D/mm螺桿外徑D1/mm25鋼球直徑d /mm6.35°螺距P /mm9.525工作圈數(shù)W1.5螺母長度L /mm46導管壁厚/mm1.°鋼球直徑與導管內徑間隙 e/mm°.5螺線導程角9°/o7齒扇壓力角a°/o22 3° '接觸角二/045環(huán)流行數(shù)2522計算參數(shù)1.螺母內徑D2應大于Di，一般要求(5-3)(5-4)(5-5)(5-6)D2 Di=(5%1

38、0%)D2.鋼球數(shù)量n=dcos。dD2= D1+(5%10%) D=25+8% 25=27mm 衛(wèi)19個3.滾道截面半徑 R2= (0.510.53) d=0.52 6.35=3.30 mm5.3循環(huán)球式轉向器零件強度計算10鋼球與滾道之間的接觸應力匚二(R2 ；r) =2020MPV( R2)2式中，k 為系數(shù)，根據(jù) A/B 值查表，A= (1/r) -(1/只2)/2, B=(1/r)+(1/尺)/2; R2為滾道截面半徑，k取1.63; r為鋼球半徑；R為螺桿外徑；E為材料彈性模量,等于2.1 105MPa ; F3為鋼球與螺桿之間的正壓力，即F3=F2=oan cos a0 cos

39、r o1213N(5-7)式中，ao為螺桿螺線的導程角；-為接觸角；n為參與工作的鋼球數(shù)；F2為作用 在螺桿上的軸向力，F(xiàn)2=16176.7NFh Rsw cot ： oD / 2 - b / 2。當接觸表面硬度為5864HRC;拍時，許用接觸應力二=2500 MPa 由于二=2020 MP 二,因此滿足強度。532齒的彎曲應力 j用下式計算齒扇齒的彎曲應力 j =2 =426.41MPabs式中：F為作用在齒扇上的圓周力；h為齒扇的齒高；b為齒扇的齒寬；s為基圓 齒厚許用應力為二w=540N/mm2h=10.125mm b=30mm s=7.065mm-w<L"w合理轉向搖臂直徑的確定i轉向搖臂直徑d為d = 3【KMr乏20”0.2%式中，K為安全系數(shù)，根據(jù)汽車使用條件不同可取2.53.5; Mr為轉向阻力矩；0為扭轉強度極限。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.轉向梯形的優(yōu)化設計轉向梯形機構用來保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉向梯形的主要任務之一是確定轉向梯型 的最佳參數(shù)和進行強度計算。轉向梯形有整體式和斷開式兩種。一般轉向梯形機 構布置在前軸之后，但當發(fā)動機位置很低