汽车的转向系设计毕业论文.doc

汽车的转向系设计毕业论文1概述11.1转向操纵机构的组成11.2转向传动机构21.3转向器22转向系设计方案的论证42.1汽车转向系的设计要求42.2转向器的分类及结构组成42.2.1 循环球式转向器的优缺点62.2.2 齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮与齿条62.2.3蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮组成72.2.4 蜗杆指销式转向器分固定销和旋转销式转向器72.3循环球式转向器的工作原理72.4机械式转向器的方案分析82.4.1循环球式转向器的方案分析82.5防伤安全机构方案分析93变速比循环球式转向器的设计原理及方案论证113.1变速比循环球式转向器的设计113.2变传动比转向器的方案论证124转向器的主要性能参数144.1转向器的效率144.1.1转向器的正效率144.1.2转向器逆效率154.2传动比的变化特性164.2.1转向系传动比164.2.2力传动比与转向系角传动比的关系164.2.3转向系的角传动比i174.2.4转向器角传动比及其变化规律184.3 转向器的传动间隙特性194.3.1转向器的传动间隙194.3.2设计传动间隙特性204.3.3转向盘的总转动圈数215转向器的结构形式选择及设计计算225.1转向器的结构选择225.1.1主要尺寸参数的选择225.1.2螺杆-钢球-螺母传动副的设计265.1.3齿条、齿扇传动副285.2转向器计算载荷的确定305.2.1.转向阻力距M305.2.2.方向盘的操纵力315.3循环球零件的强度设计315.3.1滚球与滚道间的正压力N315.3.2钢球与滚道的接触应力325.3.3螺杆轴承的承载能力的计算325.3.4方向盘回转圈数的计算335.3.5转向摇臂轴扭转应力的计算345.3.6转向传动机构的臂、杆与球头销的强度校核346转向梯形及转向梯形的优化376.1概述376.2断开式转向梯形的优缺点376.3整体式转向梯形的优缺点386.4方案分析396.5转向梯形的优化设计原理396.6优化设计的方法与结果426.6.1基本解析关系式426.6.2 转向梯形程序优化结果457典型零件的加工工艺分析477.1非圆齿扇的加工工艺分析478利用CATIA绘制零件图和装配图488.1运用CATIA绘制循环球式转向器实体零件图488.1.1螺杆的绘制488.2其他零件的绘制548.2.1螺母的绘制558.2.2齿扇的绘制568.2.3轴承的绘制578.2.4螺钉的绘制578.2.5螺杆外端上盖的绘制588.2.6转向器上盖的绘制588.2.7转向器侧盖的绘制598.2.8转向器壳体的绘制598.3循环球式转向器的整体装配图598.4转向梯形的绘制618.4.1转向横拉杆的绘制618.4.2转向梯形臂的绘制61总 结62参考文献63致 谢64附录 参数表65附录 转向梯形的优化设计程序66前 言自1886年诞生第一辆汽车以来，汽车工业经历了100年的发展过程。由于社会需要的不断增长和科学技术发展的推动，汽车设计日臻精巧，其运输生产率和各项性能都有很大的提高。因此，现代汽车已成为世界各国国民经济和社会生活中不可缺少的一种运输工具。汽车工业的规模和其产品的质量也成为衡量一个国家技术水平的重要标志之一。汽车的转向系在汽车的各大系统中保持着重要的地位，它不仅关系着汽车转向性能的好坏，而且也影响着乘客的舒适性。由于汽车技术的快速发展和人民生活水平的提高，人们已经逐渐的认识到了转向性能的好坏对于一辆汽车而言是多么的重要。因此，转向系的设计在其它各大系统的设计中也就显得尤为重要，将来随着汽车技术的发展，汽车的转向性能也要求的越来越高。近年来随着我国汽车工业的迅猛发展，作为汽车的重要安全件汽车转向器的生产水平有了很大的提高。驾驶员对汽车转向性能的要求也有了进一步的提高，要求转向更轻便、操纵更灵敏。要想从根本上解决这两个问题只有安装动力转向器。因此，除重型汽车和高档轿车早已安装动力转向器外，近年来在中型货车、豪华客车及中档轿车上都已开始安装动力转向器。随着动力转向器技术水平的提高、生产规模的扩大和市场的需要，其它一些车型也必将陆续安装动力转向器。VII 1概述汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓汽车转向。就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是驾驶员通过一套专设的机构，使汽车转向桥上的车轮相对于汽车纵轴线偏转一定角度。在汽车直线行驶时，转向轮往往也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，称为汽车转向系统。因此，汽车转向系统的功用是保证汽车能按驾驶员的意志而进行转向行驶。它由转向操纵机构、转向器和转向传动机构组成。1.1转向操纵机构的组成转向操纵机构包括转向盘、转向轴、转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图所示。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如过短，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。但对于中高级以下的轿车和前轴负荷不超过3吨的载货汽车，则多数采用机械转向系统而无动力转向装置。图1.1转向操纵机构1.2转向传动机构转向传动机构包括转向摇臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左右转向轮按一定关系进行偏转。图1.2转向传动机构1.3转向器 机械转向器是将驾驶员对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角传动比和力传动比进行传递的机构。 机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。高级轿车和重型载货汽车为了使转向方便，多采用这种动力转向系统。采用液压式动力转向时，由于也题的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。 为了避免汽车在撞车时驾驶员受到转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，还可在转向系中装置防伤装置。为了缓和来自路面的冲击。衰减转向轮的摆振和转向机构的振动，有的还装有转向减震器。 多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，直至采用全轮转向。 图1.3转向系简图2转向系设计方案的论证2.1汽车转向系的设计要求转向系是用来保持或改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶中保证各转向轮之间有协调的转角关系。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，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。（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，转向轮都不得产生振动，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，具有迅速和小转弯行驶能力。（6）操纵轻便。（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，保证转向轮与转向盘转动方向一致。2.2转向器的分类及结构组成转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。机械转向系由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成，其一般布置情况如图所示。需要转向时，驾驶员对转向盘1施加一个转向力矩。该力矩通过对转向轴2、转向万向节3、和转向传动轴4输入转向器5.从转向盘到转向传动轴这一系列部件和零件即属于转向轴操纵机构。作为减速传动机构装置的转向器中有1-2级减速传动副。经转向器放大后的力距和减速后的运动传到转向摇臂6，再通过转向直拉杆7传给传给固定于左转向节上的转向节臂8，使左转向节和它所支撑的左转向轮偏转。为使右转向节13及其所承受的右转向轮随之偏转相应角度，设置了由固定在左、右转向节上的梯形臂10和12，两端与梯形臂做球铰链的转向横拉杆11组成的转向梯形。 图2.1 机械转向系示意图动力转向系是兼用驾驶员体力和发动机动力为转向能源的转向系。在正常的情况下，汽车转向所需能量，只有一小部分由驾驶员提供，而大部分是有发动机通过转向加力装置提供的。但在转向加力装置失效时，一般还应当能由驾驶员独立承担汽车转向任务。因此，动力转向系是在机械转向系的基础上加设一套转向加力装置而形成的。图2.2为一种液压式动力转向系的组成和液压转向加力装置的管路布置示意图。其中属于转向加力装置的部件是：转向罐9、转向油泵10、转向控制阀11和转向动力缸12.当驾驶员逆时针转动转向盘1时，转向摇臂4推动转向直拉杆5后移。直拉杆的推力作用于转向节臂6，并依次传到梯形臂7和转向横拉杆8，使之右移。与此同时，转向直拉杆还带动转向控制阀11中的滑阀，使转向动力缸12的右腔接通转向油泵10的出油口，右腔接通液压压力为零的转向油罐。于是转向动力缸13的活塞所受向右的液压作用力便经推杆施加在横拉杆8上。这样，为了克服地面作用于转向轮上的转向阻力距，驾驶员需要加于转向盘上的转向力矩，比用机械转向系时所需的小的。 图2.2动力转向系示意图近年来，电动，电控动力转向器已经得到较快发展，但是目前还不可能运用在货车上。转向器可按传动副的结构形式分类。目前在汽车上广泛使用的有齿轮齿条式、循环球球齿条式、循环球曲柄指销式和蜗杆曲柄指销式等几种形式。2.2.1 循环球式转向器的优缺点1优点：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而传动效率可达到7585。在结构和工艺上采取措施，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命。转向器的传动比可以变化。工作平稳可靠。螺母齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行。2缺点：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。2.2.2 齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮与齿条1优点：结构简单，紧凑，传动效率高达90%。齿轮、齿条磨损出现间隙后，利用装在齿条背部靠近主动小齿轮处的压紧力可调节的弹簧，可自动消除齿间间隙提高转向系统的刚度，防止工作时产生的冲击和噪声。转向器占用体积小，没有转向摇臂和直拉杆，转向轮转角增大，成本低。2缺点：因逆效率高（60%70%），汽车在不平路面行驶时，转向轮与路面之间的冲击力大部分传至转向盘，即反冲。反冲现象使驾驶员精神紧张，难以准确控制汽车的行驶方向，转向盘突然转动时会造成打手，对驾驶员造成伤害。2.2.3蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮组成1优点：结构简单，制造容易。因滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹成面接触，所以有比较高的强度。工作可靠，磨损小，寿命长，逆效率低。2缺点：正效率低，工作齿面磨损后，调整啮合间隙比较困难。转向器的传动比不能变化。2.2.4 蜗杆指销式转向器分固定销和旋转销式转向器1优点：转向器的传动比可以做成变化的或者不可变的。指销蜗杆间工作面磨损后，间隙调整工作容易进行。固定式结构简单，容易制造。旋转式效率高，磨损慢。2.缺点：固定式因销子不能自转，其工作部位基本不变，磨损快。旋转式结构复杂，不易加工。根据要求本设计选循环球式转向器做为转向系的转向器。2.3循环球式转向器的工作原理工作原理如图2.1所示，循环球式转向器由两个传动副组成，一个是螺杆螺母传动副；一个是齿条齿扇式传动副。转向器主要由螺杆3、转向螺母4、刚球5、转向臂轴20及外壳1组成。转向杆3两端装有一对圆柱滚子轴承2，轴承外圈分别装在壳体1和上盖10的轴承孔中，壳体和上盖间装有调整垫片9，用来调整轴承的预紧力。转向螺母4与导管7形成两个循环轨道，共有48颗钢球，在转动方向盘时，由螺杆螺母传动副产生的阻力为钢球的滚动摩擦，操作就轻便的多。转向螺母上的齿条转向摇臂上的齿扇相啮合。螺杆的转动将带动螺母的轴向移动，螺母上的齿条将带动齿扇转动。由于齿扇和摇臂轴也是一体的，所以齿扇的转动，装在摇臂轴上的转向臂也随之摆动。 2.4机械式转向器的方案分析2.4.1循环球式转向器的方案分析 循环球式转向器有螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。如图2.3所示：图2.3循环球式转向器循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75%85%;在结构和工艺上采取措施，包括提高制造精度，改善工作表面粗糙和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行（图2.4）；适合用来做整体式动力转向器。图2.4循环球式转向器的间隙调整结构 循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。 循环球式转向器主要用于货车和客车上。2.5防伤安全机构方案分析 根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明：当汽车发生正面碰撞时，由于车身和车架的变形会导致转向轴和转向盘的后移，而人体在惯性力的作用下又要往外冲，在这种情况下司机的胸部和头部会碰撞到转向盘上而受伤。现代汽车除在转向盘处安装安全气囊外。还在转向操纵系统加转向盘。转向轴和转向管柱上采取放伤的被动安全措施。国外有关法则还规定：汽车以48.3km/h速度同障碍物正面碰撞时，转向轴和转向管柱上部相对于车身未变形部分的位置的最大位移量不得超过127mm;或者试验用人体模型与转向盘的接触力，在它们之间的相对速度为6.7km/h时，不应越过11123N.为此，需要在转向系中设计并安装能防止或者减轻驾驶员受伤的机构。如在转向系中，使有关零件在撞击时产生塑性变形、弹性变形或是利用摩擦等来吸收冲击能量。当转向传动轴中采用万向节连接的结构时，只要布置合理，即可在汽车正面碰撞时防止转向轴等向乘客舱或驾驶室内移动，如图2.5所示。这种结构虽然不能吸收碰撞能量，但其结构简单，只要万向节连接的两轴之间存在夹角，正面撞车后转向传动轴和转向盘就处在图中双点划线的位置，转向盘没有后移便不会危及驾驶员安全。转向轴上设置有万向节不仅能提高安全性，而且有利于使转向盘和转向器在汽车上得到合理的布置，提高了操纵方便性并且拆装容易。 图2.5防伤转向传动轴简图图2.6所示为乘用车上应用的防伤安全机构，其结构简单，制造容易。转向轴分为两断，上转向轴的下端经弯曲成形后其轴线与主轴轴线之间偏移一段距离，其端面与焊有两个圆头圆柱销的紧固板焊接，两圆柱销的中心线对称于转向轴的主轴线。下转向轴呈T字形，其上端与一个压铸件相连，压铸件上铸有两孔，孔内压入橡胶套与塑料衬套后再与上转向轴呈倒钩状连接，构成安全转向轴。该轴在使用过程中除传递转矩外，在受到一定数值的轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，如图2.6（b）所示，以确保驾驶员安全。图2.6采取了防伤安全措施转向轴转向图 3变速比循环球式转向器的设计原理及方案论证3.1变速比循环球式转向器的设计普通的循环球式转向器，当齿扇转角加大时，方向盘的阻力也增加，操纵变得沉重。为了克服这个现象，要求采用较大的转向器角传动比来减轻方向盘大转角时的转向力。从汽车高速行驶的操纵稳定性出发，要求转向器的角传动比小一点。因为汽车直线行驶时，转向器处于中间位置及微小转角的工况，如角传动比大会使路感被削弱，这是汽车高速行驶时操纵稳定性变坏的主要原因之一。为了解决这个矛盾，设计了变速比循环球式转向器。变速比循环球式转向器的速比 =R （3.1）t螺杆螺距 R齿扇节圆半径要想得到速比的变化，只要变化R。非圆齿轮式螺母齿条滚动节线1与非圆齿扇滚动节曲线2相啮合。当曲线4沿螺杆轴连续均匀转动，则曲线2绕其转动中心O进行转动。曲线2在摇臂轴4范围内进行快速匀速转动，在（420）做匀减速转动，在20之后慢速匀速转动。从曲线2看出，其工作半径成折线变化，因而转向器速比也成折线由小到大变化。在给定螺杆螺距t，齿扇模数m和，最大速比i和最小速比i之后，首先求出在大工作半径R和最小工作半径，计算出任意工作半径r随摇臂轴转角的函数关系式R=R（），在根据R=R（）推出齿条位移X和齿扇转角的关系式X=X（）。选择适当的齿条齿形作为工具，使刀具在位移X和齿扇毛坯的转角按着X=X（）的运动规律做成齿扇并保证齿扇满足强度要求。这种转向器的速比增加幅度在15%19%，并需要专门的辅助机构在梳齿机上加工。该转向器适用于轻型以下的各类汽车上。常见的循环球-齿条齿扇式转向器的角传动比为i= （3.2） 即其角传动比i与齿扇的捏合半径r成正比，与螺杆后螺母的螺距t成反比。而螺距t因结构原因不可以变化，故只有使齿扇啮合半径r成为可变的才能得到可变的角传动比i。即应使转向摇臂轴离开中间位置以后，能随其转角的变化而使齿扇与齿条啮合的工作半径也发生相应的改变，以得到可变的角传动比。而这种啮合半径能随摇臂轴转角的变化而变化的齿扇称为变速齿扇。变速齿扇是变速齿轮的一部分。 偏心轮为变速齿轮的一种。其啮合半径在其最大值r与最小值r之间变化。可根据预先选定的转向器角传动比的最大值i和最小值i算出r和r。本车预先选定转向器角传动比最大值i为24，最小值i为22。r= it/2=2410/23.14=38.216 r= it/2=2210/23.14=35.032 偏心轮的滚动节圆半径可用下式求出 =mm （3.3）式中为 转向摇臂轴总转角的一半，=3602.5/24=38=1/2=193.2变传动比转向器的方案论证转向器传动比有转向系的角传动比i和转向系的力传动比i组成，而转向系的角传动比i又由转向器的角传动比i和转向机构的角传动比所组成。转向系传动机构的角传动比可以近似的用转向节臂长l与摇臂长l之比来表示，即： = ，l和l的比值大约在0.851.1之间，可粗略的认为其比值为1。在现代汽车结构中，i。故研究转向系的传动特性，只需研究转向器的角传动比及其变化的规律即可。增加转向传动机构的传动比，可以减少转向力，在汽车慢行行驶及停车时是有利的，但这样会降低操纵灵活性，对于高速行驶不利，为了解决这一矛盾，目前装置辅助动力转向机构的车辆，一般使用固定的传动比形式的转向器，而一般机械手动转向汽车通常使用能够改变传动比的转向器。 4转向器的主要性能参数4.1转向器的效率功率p从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号表示，=（p-p）p；反之称为逆效率，用符号表示，=（p-p）p。式中，p为转向器中的摩擦功率；p为作用在转向摇臂轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求正效率高。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手又要求此逆效率尽可能低。4.1.1转向器的正效率 影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。1.转向器类型、结构特点与效率 在前述四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。 同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆柱滚子轴承和球轴承等三种结构之一。第一种结构除滚轮与滚针之问有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种转向器的效率仅有54。另外两种结构的转向器效率，根据试验结果分别为70和75。 转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约l0。2.转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算 = =tan9/tan(9+0.869)=0.9103 （4.1）式中，为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角；为摩擦角, =arctanf=arctan0.015=0.869，；f为摩擦因数 f=0.015。4.1.2转向器逆效率 根据逆效率大小小同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。 不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力由转向传动机构的零件承受，困而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。 极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低，在水平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算 = =tan(9-0.869)/tan9 （4.2）以上两式表明：增加导程角，正、逆效率均增大。受增大的影响，不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于摩擦角。通常螺线导程角选在810之间。通常，由转向盘至转向轮的效率即转向系的正效率的平均值为0.670.82；当向上述相反方向传递力时逆效率的平均值为0.580.63。转向操纵机构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%.4.2传动比的变化特性4.2.1转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比i和转向系的力传动比i。从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2F。与作用在转向盘上的手力F之比，称为力传动比，即i=2FF。转向盘角速度。与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向系角传动比i，即i= （4.3）式中d为转向盘转角增量；d为转向节转角增量；dt为时间增量。i又由转向器角传动比i。和转向传动机构角传动比所组成，即i= i （4.4）转向盘角速度与摇臂轴角速度之比，称为转向器角传动比i，即i= （4.5）式中，d为摇臂轴转角增量。此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。 摇臂轴角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向传动机构的角传动比。= （4.6）4.2.2力传动比与转向系角传动比的关系 轮胎与地面之间的转向阻力F和作用在转向节上的转向阻力矩M之间有如下关系 F= （4.7）式中，a为主销偏移距，指从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交线间的距离。 作用在转向盘上的手力F可用下式表示 F= （4.8） 式中，M为作用在转向盘上的力矩；D为转向盘直径。 当主销偏移距a小时，力传动比i应取大些才能保证转向轻便。通常乘用车的a值在0406倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的a值在4060mm范围内选取。转向盘直径D对轻便性有影响，选用尺寸小些的转向盘，虽然占用的空间少，但转向时需对转向盘施加以较大的力；而选用尺寸大些的转向盘又会使驾驶员进、出驾驶室入座困难。根据车型不同，转向盘直径D在380550mm的标准系列内选取。本车选取转向盘直径为400mm. 如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，2MM可用下式表示 =i （4.9） i=4 i （4.10）当a和D不变时，力传动比i越大，虽然转向越轻，但i也越大，表明转向不灵敏。4.2.3转向系的角传动比i 转向传动机构角传动比，除用=表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L与摇臂臂长L之比来表示，即LL。现代汽车结构中，L与L的比值大约在0.851.1之间，可近似认为其比值为1，则ii=由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比i及其变化规律即可。4.2.4转向器角传动比及其变化规律 转向器的角传动比i是一个重要的参数，它影响汽车的许多转向性能。由于增大角传动比可以增加力传动比，因此转向器的角传动比不仅对转向灵活性和稳定性有直接影响，而且也影响汽车的操纵轻便性。由于考虑到从1，可以看出：转向轮的转角与转向器的角传动比i成反比。i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，汽车转向灵活性降低。因此转向的“轻便型”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“轻便型” 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形式和参数的不同而异。如图4.1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i随转向盘转角的变化特性有不变和可变之分。后者又有多种变化规律。其中曲线1为转向盘在中间位置时，i较小，向左、右转动时则逐步增大；曲线4则与之相反。曲线2为蜗杆单销式转向器的角传动比特性曲线，这时转向器的蜗杆在中间位置的螺距较小，而至两端则逐渐增大。应根据车型和使用条件的不同来合理选择i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i不宜过小，否则会在高速直线行驶时对转向盘的传动过分敏感。转向盘处于中间位置即汽车直行时的转向器传动比不宜小于1516。 图4.1转向器角传动比i的变化特性曲线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i宜采用转向盘处于中间位置时具有较大值而在左、右两端具有较小值的变化特性，如图4-1的曲线4及5所示： 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端大的曲线，如图4-1所示。 现代汽车转向器的角传动比也常采用不变的数值：轿车取i=1422；货车取i=2025。汽车的转向车轴负荷较轻时，应选用较小值。4.3 转向器的传动间隙特性4.3.1转向器的传动间隙转向器的传动间隙是指转向器传动副之间的间隙。该间隙8随转向盘转角的大小不同而改变，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的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，如果转向器的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，要求当转向盘处于中间位置时转向器的传动副为无间隙啮合。这一要求应在汽车使用的全部时间内得到保证。汽车多直行行驶，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，当转动转向盘时又不致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(旷量转角约为2535)，如图4.2所示，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。图4.2 转向器的传动间隙特性4.3.2设计传动间隙特性通常循环球式转向器的齿条齿扇传动副的传动间隙特性，可用下述两种方法获得：1.正齿条法：把齿条两侧齿槽设计成比中间齿槽稍宽0.20.3mm,且使两侧齿槽的宽度相同，而齿扇的齿具有同样的厚度。2.偏心齿扇法：齿条的齿槽设计成一样宽，而齿扇的齿具有不同的厚度，并把中间位置齿设计成正常齿厚，从靠近中间齿的两侧齿到离开中间齿的最远齿，其厚度依次递减。 本设计采用修正齿条法来获得传动间隙特性。1.修正齿条： 中间的齿槽宽设计成标准的齿槽宽e： e=m/2=6.0/2=9.42mm根据汽车百科全书所述，为了保证有较好的啮合间隙，修正齿条应将两侧的齿槽设计成比中间齿槽稍宽0.20.3mm,取0.3mm,则两侧的齿槽宽为：=e+0.3=9.42+0.3=9.72mm. 中间两侧对称齿的齿宽S：、 为了使啮合在中间位置无间隙，而使其在两端间隙逐渐加大，则S设计成和相同，即S=9.72mm。 两端对称齿的齿宽 为了保证啮合间隙在两端的位置时最大，故设计成比S稍小，即=9.7mm2.非圆齿扇的齿宽、齿槽宽的设计：为使啮合间隙在中间位置最小，最好为零，则设计成齿扇齿宽和齿条的中间齿槽齿宽相同，即齿扇的齿槽宽度为9.42mm,齿条的齿槽宽度也设计成9.42mm。 循环球式转向器的齿条齿扇传动副的传动间隙特性，可通过将齿扇齿做成不同厚度来获取必要的传动间隙。即将之间齿设计成正常厚度，从靠近中间齿的两侧齿到离开中间齿最远的齿，其厚度依次递减。4.3.3转向盘的总转动圈数转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时说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转向器的结构形式选择及设计计算5.1转向器的结构选择5.1.1主要尺寸参数的选择1.螺杆、钢球、螺母传动副根据前轴负荷1.76吨，查表5.1表5.1 循环球式转向器齿扇模数齿扇齿模数mmm3.03.54.04.55.06.06.5乘用车发动机排量ml500100018001600200020002200前轴负荷N3500380047007350700090008300110001000011000商用车前轴负荷N30005000450075005500185007000195009000240017000370002300044000最大载质量kg350100025002700350060008000得齿扇模数6.0,最大载重量6000kg。根据齿扇模数，查表5.2表5.2 循环球式转向器主要参数齿扇模数mm3.03.54.04.55.06.06.5摇臂轴直径mm22263032323538404245钢球中心距mm202325252830323540螺杆外径mm2023252528293438钢球直径mm5.5565.5566.3506.35071447.1448.000螺距mm7.9388.7319.5259.52510.00010.00011.000工作圈数1.51.52.52.5环流行数2螺母长度mm41455246475856596272788082齿扇齿数355齿扇整圆齿数121313131415齿扇压力角22302730切削角630630730齿扇宽mm2225252725283028-323034383538钢球中心距=35mm,=34mm 螺母内径应该大于=(5%10%)D=(5%10%)+=(5%10%)35+34=35.7537.5mm 图5.1螺杆、钢球和螺母传动副2.钢球直径d和数量n钢球直径尺寸d取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随之增大。钢球直径应符合国家标准。增加钢球数量n，能提高承载能力。但使钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。因为钢球本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部钢球数量。经验证明，每个环路中的钢球数以不超过60粒为好。为保证尽可能多的钢球都承载，应分组装配。每个环路中的钢球数可以用下式计算n=34.34335 （5.1）式中，D为钢球中心距；W为一个环路中的钢球工作圈数；n为不包括环流导管中的钢球数；为螺线导程角，cos1。3.滚道截面当螺杆和螺母各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，钢球和滚道有四点接触，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。滚道与钢球之间的间隙，除用来贮存润滑油以外，还能贮存磨损杂质。为减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径R应大于钢球半径d/2,一般取R=（0.510.53）d=（0.510.53）8=4.084.24 取R=4.2.4.接触角 钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角称为接触角，如图所示。角多取为45，以使轴向力和径向力分配均匀。5.螺距P和螺旋导程角 转向盘转动角，对应螺母移动的距离s为 S= （5.2） 式中P为螺纹螺距。 与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于S，响应摇臂轴转过角，其间关系可表示如下 S=r （5.3） 式中r为齿扇节圆半径。 将对求导，得循环球式转向器角传动比i为 i= （5.4）螺距P影响转向器角传动比的值。在螺距不变的条件下，钢球直径d越大，b越小，要求P-b2.5mm.螺距P一般在1218mm内取。取螺距为15mm.6.工作钢球的圈数 工作钢球的圈数W由接触强度来决定。W增加，参加工作的钢球数量增多，能降低接触应力，提高承载能力。一般有2.5、3和5圈的。 由于本设计的转向器其承载能力不大，故取W=2.5即可。5.1.2螺杆-钢球-螺母传动副的设计 单圆弧滚道截面由半径R的圆弧构成，形状简单。当螺杆承受轴向载荷时，螺杆与螺母之间产生轴向相对位移S，所以轴向定位不稳定，增加了转向盘的自由行程，这对动力转向特别不利，因为它降低了分配阀的灵敏度，影响转向性能。 椭圆滚道截面的螺杆滚道是椭圆的，螺母滚道截面是圆形的，钢球在滚道中与滚道上的A、B、C三点接触，因而被精确地定位在滚道的中心，以消除轴向位移，故这种滚道截面较为先进，但加工复杂。图5.2循环球转向器的椭圆滚道截面 四端圆弧滚道截面如图5.3所示，螺杆和螺母的滚道截面各由两条圆弧组成。它基本上能够消除轴向定位不稳定的缺点，受载后基本上能消除轴向位移。因滚道与钢球之间有间隙，可用来存储碎屑，较少磨损。由于四段圆弧滚道有以上的优点且加工容易，故本设计的滚道截面采用四段圆弧滚道截面。图5.3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 滚道圆弧半径R2应大于钢球半径以减少摩擦，但不宜太大，以防止钢球与滚道间接触应力增大。 螺杆滚道应倒角，以避免滚道尖角处被啃出毛刺而划伤钢球。 螺杆和螺母一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNiA钢制造，边面渗碳，渗碳层深度为0.81.2mm,重型汽车和前轴符合大的汽车的转向器，渗碳层深度可达1.051.45mm。淬火后表面硬度为HRC5864。 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间隙配合（螺杆的轴向间隙不应大于0.0020.003mm），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2、3级精度的），并对螺杆、钢球及螺母的尺寸进行选配来达到的。5.1.3齿条、齿扇传动副1.齿条、齿扇传动副的主要几何参数的选择： a.齿扇的几何参数的选择： 齿扇模数m：m=6.0 法向压力角：a=2730 切削角（变原角）r：r=630齿顶高系数h*：h*=0.8齿根高系数h*：h*= h*+c*=0.8+0.2径向间隙系数c*：c*=0.2工作齿数：=5齿扇的宽度B：B=34mmb.齿条的几何参数的选择：齿条的模数: =m=6.0齿条的齿根高系数h*：h*= h*cosr=0.8cos6.0=0.79齿条的径向间隙系数c*：c*= c*cosr=0.2cos6.0=0.1991齿条的齿根高系数h*：h*= h*+ c*=0.79+0.1991=0.9891齿条的齿形角: =20齿条的工作齿数:取42.变位变厚齿扇中间基准部位变位系数的计算 摇臂轴齿扇是一种轴向连续线形变位的圆柱齿轮，其大端-截面是正变位齿形，小端-截面是负变位齿形，中间截面为标准齿形。因此，各截面上分度圆齿厚也是连续变化的，故称之为变厚齿扇。如图5.4所示。 图5.4 变厚齿扇的截面 根据表5-2查得，齿扇的圆周齿数：Z=14 齿扇基准剖面的分度圆直径：d=mZ=6.014=84 参照同类样车，螺母轴线到齿条中线的平面距为：C=36.75mm 偏心齿轮的滚动节圆半径=42.98mm 故螺母轴线到转向臂轴线中心距A为： A=Ccosr+d/2=36.75cos6.0+84/2=78.58mm 依据汽车工程1996年第一期文章“变速比转向器齿轮副的机理分析”中公式，求出中间基准剖面的变位系数=（A-r-Ccosr）/m=（78.58-42.98-36.75cos6.5）/6.0=0.16 （5.5）3.变厚齿扇和齿条的齿形参数的计算 a.变厚齿扇中间基准剖面的齿形参数的计算（如图5.5所示）图5.5变厚齿扇的齿形计算 顶圆半径：r=r+(+)m=42.98+