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机械毕业设计车辆工程

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CL01-091@东风轻型货车转向系统设计,机械毕业设计车辆工程

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1 第 1 章 绪 论 1.1 转向系概述 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，理想情况下全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。否则会加速轮胎磨损，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，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。 1.2 汽车转向系统的现状及发展趋势 作为汽车的一个重要组成部分 , 汽车转向系统是决定汽车主动安全性的关键总成 ,如何设计汽车的转向特性 , 使汽车具有良好的操纵性能 , 始终是各汽车生产厂家和科研机构的重要研究课题。特别是在车辆高速化、驾驶人员非职业化、车流密集化的今天 , 针对更多不同水平的驾驶人群 , 汽车的操纵设计显得尤为重要。汽车转向系统经 历了纯机械式转向系统、液压助力转向系统、电动助力转向系统 3 个基本发展阶段。 nts 2 1.2.1 纯机械式转向系统 机械式的转向系统 , 由于采用纯粹的机械解决方案 , 为了产生足够大的转向扭矩需要使用大直径的转向盘 , 这样一来 , 占用驾驶室的空间很大 , 整个机构显得比较笨拙 , 驾驶员负担较重 , 特别是重型汽车由于转向阻力较大 ,单纯靠驾驶员的转向力很难实现转向 , 这就大大限制了其使用范围。但因结构简单、工作可靠、造价低廉 , 目前在一部分转向操纵力不大、对操控性能要求不高的微型轿车、农用车上仍有使用。 1.2.2 液压助力转向系统 1953 年通用汽车公司首次使用了液压助力转向系统 , 此后该技术迅速发展 , 使得动力转向系统在体积、功率消耗和价格等方面都取得了很大的进步。 80 年代后期 , 又出现了变减速比的液压动力转向系统。在接下来的数年内 , 动力转向系统的技术革新差不多都是基于液压转向系统 , 比较有代表性的是变流量泵液压动力转向系统 ( Variable Displacement Power Steering Pump) 和电动液压助力转向 ( Electric Hydraulic PowerSteering, 简称 EHPS) 系统。变流量泵助力转向系统在汽车处于比较高的行驶速度或者不需要转向的情况下 , 泵的流量会相应地减少 , 从而有利于减少不必要的功耗电动液压转向系统采用电动机驱动转向泵 , 由于电机的转速可调 , 可以即时关闭 , 所以也能够起到降低功耗的功效。液压助力转向系统使驾驶室变得宽敞 , 布置更方便 , 降低了转向操纵力 , 也使转向系统更为灵敏。由于该类转向系统技术成熟、能提供大的转向操纵助力 , 目前在部分乘用车、大部分商用车特别是重型车辆上广泛应用。但是液压助力转向系统在系统布置、安装、密封性、操纵灵敏度、 能量消耗、磨损与噪声等方面存在不足。 1.2.3 汽车电动助力转向系统 (EPS) EPS 在日本最先获得实际应用 , 1988 年日本铃木公司首次开发出一种全新的电子控制式电动助力转向系统 , 并装在其生产的 Cervo 车上 , 随后又配备在 Alto 上。此后 , 电动助力转向技术得到迅速发展 , 其应用范围已经从微型轿车向大型轿车和客车方向发展。日本的大发汽车公司、三菱汽车公司、本田汽车公司 , 美国的Delphi 公司 , 英国的 Lucas 公司 , 德国的 ZF 公司 , 都研制出了各自的 EPS。 EPS 的助力形式 也从低速范围助力型向全速范围助力型发展 , 并且其控制形式与功能也进一步加强。日本早期开发的 EPS 仅低速和停车时提供助力 , 高速时 EPS 将停止工作。新一代的 EPS 则不仅在低速和停车时提供助力 , 而且还能在高速时提高汽车的操纵稳定性。随着电子技术的发展 , EPS 技术日趋完善 , 并且其成本大幅度降低 , 为此其应用范围将越来越大。 nts 3 1.2.4 线控转向系统 线控转向系统 ( Steering by Wire-SBW) 是更新一代的汽车电子转向系统 , 线控转向系统与上述各类转向系统的根本区别就是取消了转 向盘和转向轮之间的机械连接。该系统具有两个电机 :路感电机和驱动电机。路感电机安装在转向柱上 , 控制器根据汽车转向工况控制路感电机产生合适的转矩 , 向驾驶员提供模拟路面信息。驱动电机安装在齿条上 , 汽车的转向阻力完全由驱动电机来克服 , 转向盘只是作为转向系统的一个转角信号输入装置。线控转向系统能够提高汽车被动安全性 , 有利于汽车设计制造 , 并能大大提高汽车的乘坐舒适性。但是由于转向盘和转向柱之间无机械连接 , 生成让驾驶员能够感知汽车实际行驶状态和路面状况的“路感”比较困难 ,而且电子器件的可靠性难以保证。所以线 控转向系统目前处于研究阶段 , 只配备在一些概念汽车上，并不能得到广泛应用。汽车转向技术的发展趋势助力转向系统经过几十年的发展 , 技术日趋完善。今后 , 电动助力转向系统将进一步成熟 , 线控转向系统将成为我们研究的努力方向。具体来说 , 转向系统主要从以下几个方面进一步发展 : （ 1） 传感器技术 性能完善的电动助力转向系统需要采集转向盘转角信号、转向盘转矩信号、转向盘转速信号、电机电压信号、电机电流信号等。目前 , 传感器的成本是制约电动助力转向系统迅速市场化的主要因素 , 因此 , 设计和开发适合电动助 力转向系统使用的性价比较高的传感器是未来技术发展的关键。 （ 2） 控制策略的研究 控制策略是影响助力转向系统性能的关键因素之一 , 也是电动助力转向系统的核心技术之一。目前 , 国内外许多学者都在探讨将先进的控制理论应用于助力转向系统的研究 , 如鲁棒控制理论、模糊控制理论、神经网络控制理论和自适应控制理论等。今后 , 控制策略研究的重点主要集中在如何抑制电机的力矩波动、如何获得较好的路感、如何抑制路面干扰和传感器的噪声等方面 , 以进一步优化和改善助力转向系统的动态性能和稳定性。 （ 3） 助力电 机的研究 助力电机是电动助力转向系统的执行元件 ,助力电机的特性直接影响到控制的难易程度和驾驶员的手感。目前 , 电动助力转向系统普遍采用成本较低的直流有刷电机。由于直流无刷电机采用电子换向 , 减少了换向时的火花 , 不需要经常维护以及具有较高的效率和功率密度等优点而受到越来越多的关注。因此 , 开发适合助力转向系统使用的低成本的直流无刷电机是今后助力电机的研究方向。 nts 4 1.3 轻型货车转向系统设计主要内容 本设计 以循环球式转向器的设计为中心，一是汽车总体构架参数对汽车转向的影响；二是机械转式向器的设计 ；三是转向传动机构的设计；四是梯形结构设计。因此本设计在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构，通过万向节带动蜗杆轴旋转，蜗杆轴与扇形齿轮啮合，通过安装在扇形轴上的转向臂向转向拉杆机构传递操作力，实现转向。 (1)汽车转向系方案的设计。 (2)汽车转向器方案的设计。 (3)汽车转向传动机构的设计。 (4)转向系的设计计算。 nts 5 第 2 章 汽车转向系方案的设计 2.1 转向系主要性能参数 转向系的主要性能参数有转向系的效率，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。 2.1.1 转向器的效率 转向系的效率 0 由转向器的效率 和转向操纵机构的效率 决定，即： 0 （ 2.1） 转向器效率 又有正效率 与逆效率 之分。功率1P由转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，反之为逆效率。 121()PPP （ 2.2） 323()PPP （ 2.3） 式中 1P 作用在转向轴上的功率； 2P 转向器中的摩擦功率； 3P 作用在转向摇臂轴上的功率。 1.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)转向器的类型、结构 特点与效率 汽车上常用的转向器形式有循环球式、蜗杆滚轮式、齿轮齿条式和蜗杆指销式等几种。齿轮齿条式。循环球式转向器的正效率比较高，其正效率 可达到 85%。同一类型的转向器，因结构不同，效率也有较大差别。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮nts 6 与支持轴之间的轴承可以有滚针轴承、锥轴承和滚珠轴承三种结构。第一种结构除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还有滑动摩擦损失，故这种转向器的效率 仅达 54%左右。根 据试验，其余两种转向器结构的效率分别为 70%和75%。 (2)转向器的结构参数与效率 蜗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抹茶损失，只考虑啮合副的摩擦损失，其效率为 00t a nt a n ( ) （ 2.4） 式中 0 蜗杆或螺杆的螺线导程角； 摩擦角， =arctan f ； f 摩擦系数。 2. 转向器逆效率 根据逆效率大小不同，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，这种转向器是可逆式的。它能保证汽车转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减少驾驶员疲劳，又提高了行 驶安全性。但是，在坏路上行驶时，车轮受到的冲击力，大部分都传给转向盘，驾驶员容易“打手”，使之精神状态紧张，如长时间在坏路上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全行驶。因此，这类转向器适用于在良好路面上行驶的车辆。齿轮齿条式和循环球式都属于可逆式转向器。 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，因而这些零件容易损坏。同时，它不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉。因此，现代汽车基本不采用这种转向器。 极限可逆式转向器介于上述两者之间。当车轮 受有冲击力作用时，此力只有较小的一部分传至转向盘。它的逆效率较低，因此在坏路上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件，所受冲击力也比不可逆式转向器要小。 如果只考虑啮合副的摩擦，忽略轴承和其他地方的摩擦损失，则逆效率可以用下式计算： nts 7 00t a n ( )t a n （ 2.5） 式（ 2.5）表明：增加导程角，逆效率也增大。因此，虽然增加导程角能提高正效率，但此时因为逆效率也增 大，故导程角不应取得过大；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，导程角的最小值必须大于摩擦角。通常螺线的导程角选在 8 10之间。 2.1.2 传动比的变化特性 1.转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比0wi和转向系的力传动比pi。 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hF之比，称为力传动比，即 2/phi F F。 转向盘角速度Ww与同侧转向节偏转角速度kw之比，称为转向系角传动比0wi，即 0 /Ww k k kw d d t di w d d t d （ 2.6） 式中， d 为转向盘转角增量；kd为转向节转角增量； dt 为时间增量。 0wi又由转向器角传动比 wi 和转向传动机构角传动比 wi所组成，即 0w w wi i i （ 2.7） 转向盘角速度Ww与摇臂轴角速度Pw之比，称为转向器角传动比wi，即 /Ww P P Pw d d t di w d d t d （ 2.8） 式中，Pd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Pw与同侧转向节偏转角速度Kw之比，称为转向传动机构的角传动比 wi，即 nts 8 /P P Pw K K Kw d d t di w d d t d （ 2.9） 2.转向系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rM有如下关系： rMF a （ 2.10） 式中 ,为 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的交线的距离。 作用在转向盘上的手力hF可用下式表示： 2 hh sMF D （ 2.11） 式中，hM为作用在转向盘上的力矩；sD为转向盘直径。 将式 （ 2.10） ， （ 2.11） 代入 2p hFi F 后得到 rsp hMDi Ma（ 2.12） 分析式 （ 2.12） 可知，主销偏移距 a 越小，力传动比pi越大，转向越轻便。通常乘用车的 a 值在 0.4 0.6 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sD对轻便性有影响，选用尺寸小写的转向盘，虽然占用的空间少，但转向 时需要对转向盘施以较大的力，而选用尺寸大些的转向盘又会使驾驶员进出驾驶室时入座困难。根据齿形不同，转向盘直径sD在 380 550mm的标准系列内选取。如果忽略摩擦损失， 2/rhMM可以用下式表示： 02 rhkM d iMd（ 2.13） 将式 （ 2.12） 代入式 （ 2.13） 后得到 nts 9 02 sp iDi a （ 2.14） 当 a 和sD不变时，力传动比pi越大，虽然转向越轻，但0i也越大，表明转向不灵敏。 3.转向系的角传动比0i转向传动机构的角 传动比，还可以近似地用转向节臂臂长2l与摇臂臂长1l之比来表示，即： 21 pkd lidl （ 2.15） 在现代汽车结构中，2l与1l的比值大约在 0.85 1.10 之间，可粗略认为其比值为1，即 i近似为 1，则： 0 pdiid （ 2.16） 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及其变化规律即可。 4.转向器角传动比及其变化规律 式 （ 2.14） 表明：增大角传动比可以增加力传动比。当转向阻力 F一定时，增大力传动比能减少作用在转向盘上的手力hF，使操纵轻便。 考虑到0ii，由0i的定义可知：对于一定的转向盘转角，转向轮转角与转向器角传动比成反比。角传动比增加后，转向轮转角对同一转向盘转角的响应变的迟钝，操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成了一队矛盾。为解决这对矛盾，可采用变传动比转向器。 齿轮齿条式、循环球齿条齿扇式、蜗杆滚轮式及蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。 对于循环齿条齿扇式转向器的角传动比 2/i r P 。因结构原因，螺距 P 不能nts 10 变化，但可以用改变齿扇啮合半径 r 的方法，达到使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的目的。 对于乘用车，推荐转向器角传动比 i在 1725 范围内选取；对于商用车， i在2332 范围内选取。 2.1.3 转向器传动副的传动间隙 传动间隙是指各种转向器中传动副（如 循环球式转向器的齿扇和齿条）之间的间隙。该间隙随转向盘转角大小的不同而改变，这种变化和转向器的使用寿命有关。 如何获得传动间隙特性将在后面转向器的设计中介绍。 2.1.4 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。桥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。 2.2 转向系的选择 汽车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。本设计采用的是机械式转向系。 2.2.1 机械转向系 机械转向系以驾驶员的体力作为转向能源，其中所有传力件都是机械的。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。 图 2.1 所示为红旗 CA7220 型轿车的机械转向系统。当汽车转向时，驾驶员对转向盘施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴和柔性联轴节输入转向器，再经左，右横拉杆 ,传给固定于两侧转向节上的左、右转向节臂，使转向节和它所支撑的转向轮绕主销轴线偏移一定角度，实现转向。 目前，许多国内外生产的新车型在转向操纵机构 中采用了万向传动装置（转向万向节和转向传动轴）。如图 2.2，这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可以满足各种变型车的总布置要求。即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可以采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体（驾驶室、车架）的变形所造成nts 11 的二者轴线实际上的不重合。 图 2.1 红旗 CA7220型轿车的机械转向系统 图 2.2 汽车转向系示意图 转向盘在驾驶室内的安置位置与各国交通法 规规定车辆靠道路左侧还是右侧通行有关。包括我国在内的大多数国家规定车辆右侧通行，相应地应将转向盘安置在驾驶室左侧。这样，驾驶员左方的视野较广阔，有利于两车安全交会。相反，在一些规定车辆靠左侧通行的国家和地区使用的汽车上，转向盘则应安置在驾驶室右侧。 nts 12 2.2.2 动力转向系 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，在有些汽车上装设了动力转向机构。 发动机排量在 2.5L 以上的乘用车，由与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。 动力转向系统是兼用驾驶员体力和发动机（或电动机）的动力作为转向能源的转向系统。动力转向系统是在机械转向系统的基础上加设一套转向加力装置而形成的。 在正常情况下，汽车转向所需能量，只有一小部分由驾驶员提供，而大部分是由发动机通过动力转向装置提供的。但在动力转向装置失效时，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动力转向装置而形成的。 对最大总质量在 50 吨以上的重型汽车而言，一旦动力 转向装置失效，驾 驶员通过机械传动系加于万向节的力远不足以使转向轮偏转而实现转向。故这种汽车的动力转向装置应当特别稳定可靠。 1.液压式动力转向机构 液压式动力转向由于油压工作压力高，动力缸尺寸，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以吸收路面冲击等优点二被广泛应用。 图 2.3 为一汽轿车公司生产的 Mazda6 型轿车的液压助力转向系统。其中属于动力转向装置的部件是：转向油罐、转向油泵、转向控制阀和转向动力缸。当驾驶员逆时针转动转向盘时，转向摇臂带动转向直拉杆 前移，直拉杆的力作用于转向节臂，并依次传到梯形臂和转向横拉杆，使之右移。与此同时，转向直拉杆还带动转向控制阀中的滑阀，使转向动力缸的右腔接通液面压力为零的转向油罐。油泵的高压油进入转向动力缸的左腔，于是转向动力缸的活塞上受到向右的液压作用力便经推杆施加在横拉杆上，也使之右移。这样驾驶员施于转向盘上很小的转向力矩，便能克服地面作用于转向轮上的转向阻力矩。 2.车速感应型动力转向机构 随着转向轴负荷的增加，为转动转向轮驾驶员作用在转向盘上的力增加得也越多。这不仅容易造成驾驶员疲劳，而且疲劳驾驶也 极易引发交通事故。为了满足在nts 13 任何行驶工况下转向行驶都能保证良好的操纵轻便性和操纵稳定性，就必须采用车速传感型动力转向机构。 图 2.3 Mazda6型轿车动力转向系统示意图 目前已有的车速感应型动力转向机构，有电控液压动力转向机构和电动助力转向机构两种。 2.3 本章小结 本章主要对转向系统的方案进行设计。包括通过转向器的效率公式确定导程角，通过传动比的变化特性确定传动比及转向盘的总转动圈数和机械转向系的确定，为下面的设计过程做铺垫。 nts 14 第 3 章 汽 车转向器方案的设计 3.1 机械式转向器的选择 根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构形式有多种。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。 对转向器结构型式的选择，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。 本设计选用的是循环球 齿条齿扇式转向器。 3.1.1 齿轮齿条式转向器 齿轮齿条式转向器（图 3.1）由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做 成一体的齿条组成。与其他形式的转向器比较，齿轮齿条式式转向器最主要的优点是：结构简单，紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较少；传动效率高达 90%；转向器占用的体积小，没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。 齿轮齿条式式转向器最主要的缺点是：因逆效率高（ 60% 70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能转至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转 向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。 3.1.2 循环球式转向器 循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图 3.2。 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，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到 75% 85%；在结构和工艺上采取措施后，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；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行；适合用来做整体式动力转向器。 nts 15 图 3.1 齿轮齿条式转向器示意图 图 3.2 循环球式转向器示意图 循环球式转向器的缺点是：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商用车上。 3.1.3 蜗杆滚轮式转向器 蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。其主要优点是：结构简单；制造容易；因为滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹呈面接触，所以有较高的强度 ，工作可靠，磨损小，寿命长；逆效率低。 蜗杆滚轮式转向器主要缺点是：正效率低；工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比较困难；转向器的传动比不能改变。 这种转向器曾在汽车上广泛使用过。 nts 16 3.1.4 蜗杆指销式转向器 蜗杆指销式转向器的销子若不能自转，称为固定销式蜗杆指销式转向器；销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身轴线转动的，称为旋转销式转向器。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。 蜗杆指销式转向器的优点是 :转向器的传动比可以做成不变的或者变化的；指销和蜗杆之间的工作面磨损后，调整间隙 工作容易。 固定销蜗杆指销式转向器的结构简单，制造容易；但是因销子不能自转，销子的工作部位基本保持不变，所以磨损快，工作效率低。旋转销式转向器的效率高，磨损慢，但结构复杂。 蜗杆指销式转向器应有较少。 3.2 本章小结 本章主要对转向器进行选择，通过对齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器的对比，选择了循环球式齿条齿扇转向器，为下面的设计做准备。 nts 17 第 4 章 汽车转向传动机构的设计 4.1 转向传动机构的选择 从转向器到转向轮 之间的所有传动杆件总称为转向传动机构。 转向传动机构的功用是将转向器输出的力和运动传到转向桥两侧的转向节，使转向轮偏转，并使两转向轮偏转角按一定关系变化，以保证汽车转向时车轮与地面的相对滑动尽可能小。 4.1.1 与非独立悬架配用的转向传动机构 1 转向传动机构的组成 转向传动机构由转向摇臂、转向直拉杆、转向节臂和转向梯形等零部件共同组成，其中转向梯形由梯形臂、转向横拉杆和前梁共同构成 ，如图 4.1。 图 4.1 与非独立悬架配用的转向传动机构示意图 2 转向摇臂 循环球式转向器和蜗杆曲柄指销式转向器通过转向摇臂与转向直拉杆相连。转向摇臂的大端用锥形三角细花键与转向器中摇臂轴的外端连接，小端通过球头销与转向直拉杆作空间铰链连接 ，如图 4.2。 3 转向直拉杆 转向直拉杆是转向摇臂与转向节臂之间的传动杆件，具有传力和缓冲作用。在转向轮偏转且因悬架弹性变形而相对于车架跳动时，转向直拉杆与转向摇臂及转向节臂的相对运动都是空间运动，为了不发生运动干涉，三者之间的连接件都是球形铰链 ，如图 4.3。 nts 18 图 4.2 转向摇臂示意图 图 4.3 转向直拉杆示意图 4 转向横拉杆 转向横拉杆是转向梯形机构的底边，由横拉杆体和旋装在两端的横拉杆接头组成。其特点是长度可调，通过调整横拉杆的长度，可以调整前轮前束 ，如图 4.4。 4.1.2 与独立悬架配用的转向传动机构 当转向轮采用独立悬架时，为了满足转向轮独立运动的需要，转向桥是断开式的，转向传动机构中的转向梯形也必须断开。与独立悬架配用的多数是齿轮齿条式转向器，转向器布置在车身上，转向横拉杆通过球头销与齿条及转向节臂相连。 nts 19 图 4.4 解放 CA1091型汽车转向横拉杆 1.转向摇臂 2.转向直拉杆 3.左转向横拉杆 4.右转向横拉杆 5.左梯形臂 6.右梯形臂 7.摇杆 8.悬架左摆臂 9.悬架右摆臂 10.齿轮齿条式转向器 图 4.5 断开式转向传动机构示意图 nts 20 4.2 转向梯形的选择 转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有关。无论采用哪一种方案，都必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行 驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。本设计中由于采用的是非独立式悬架，应当选用与之配用的整体式转向梯形。 4.2.1 整体式转向梯形 整体式转向梯形是由转向横拉杆 1、转向梯形臂 2 和汽车前轴 3 组成，如下图所示。 1.转向横拉杆 2.转向梯形臂 3.前轴 图 4.6 整体式转向梯形 其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧 转向轮。 当汽车前悬架采用非独立式悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或者前轴前（称为前置梯形）。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底版发生干涉，所以在布置上有困难。为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。 nts 21 4.2.2 断开式转向梯形 转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一 侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮。与整体式转向梯形比较，由于其杆系、球头增多，所以结构复杂；制造成本高；并且调整前束比较困难。 横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。采用 双横臂独立悬架，常用图解法 (基于三心定理 )确定断 开点的位置。其求法如下 ： 1)延长 BKB 与 AKA ，交于立柱 AB 的瞬心 P 点， 由 P 点作直线 PS。 S 点为转向节臂球销中心在悬架杆 件 (双横臂 )所在平面上的投影。当悬架摇臂的轴线斜 置时，应以垂直于摇臂 轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。 2)延长直线 AB 与 BAKK ，交于 ABQ 点，连 ABPQ 直线。 3)连接 S 和 B 点，延长直线 SB。 4)作直线 BSPQ ，使直线 ABPQ 与 BSPQ 间夹角等于直线 APK 与 PS 间的夹角。当S 点 低于 A 点时， BSPQ 线应低于 ABPQ 线。 5)延长 PS 与 BBSKQ ，相交于 D 点，此 D 点便是横拉杆铰接点 (断开点 )的理想的位 置。 图 4.7 断开式转向梯形 以上是在前轮没有转向的情况下，确定断开点 D 位置的方法。此外，还要对车轮向左转和向右 转的几种不同的工况进行校核。图解方法同上，但 S 点的位置变了；当车轮转向时，可认为 S 点沿 垂直于主销中心线 AB 的平面上画弧 (不计主销后 倾角 )。如果用这 种方法所得到的横拉杆长度在不 同转角下都相同或十分接近，则不仅在汽nts 22 车直线行驶时，而且在转向时，车轮的跳动都不会对转向产生影响。双横臂互相平行的悬架能满足此要求，见图 4.8a 和 c。 图 4.8 断开点的确定 4.3 本章小结 本章对转向传动机构进行设计，由于本设计选用的是非独立式悬架，因此选用与非独立悬架配用的转向传动机构，转向梯形也选用与之配用的整体式转向梯形，为下一章的整体式转向梯形结构优化设计做准备。 nts 23 第 5 章 转向系的设计计算 本设计主要参照东风 EQ1061T502 轻型 货车，其基本参数为：两轴式 4 2 驱动平头货车，最高车速 115km/h,装载质量 3t，最小转弯直径不大于 14m，最大爬坡度不小于 0.3。 5.1 转向器的结构型式选择及其设计计算 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螺母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。 本设计选用的循环球 -齿条齿扇式转向器。 5.1.1 螺杆 钢球 螺母传动副的设计 表 5.1 各类汽车循环球转向器的齿扇模数 齿扇模数 /m mm 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 6.0 6.5 乘用车 排量 /mL 550 1000 1600 2000 2000 一一 一一 前桥负荷/kN 3.5 3.8 4.7 7.35 7.0 9.0 8.3 11.0 10.0 11.0 一一 一一 商用车 前桥负荷/kN 3.0 5.0 4.5 7.5 5.5 18.5 7.0 19.5 9.0 24 17.0 37.0 23.0 44.0 最大装载质量 /kg 350 1000 2500 2700 4000 6000 8000 由设计要求可知最大装载质量为 3000kg，由前面的整 体设计知满载时：前轴负荷为 2.2t，即 22000N，所以根据表 6.1，齿扇模数选 5.0mm。 （ 1） 钢球中心距 D、螺杆外径 D1和螺母内径 D2 钢球中心距是基本尺寸。螺杆外径 D1，螺母内径 D2 及钢球直径 d 对确定钢球中 nts 24 表 5.2 循环球式转向器主要参数 齿扇模数/mm 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 6.0 6.5 摇臂轴直径 /mm 22 26 30 32 32/35 38/40 42/45 钢球中心距 /mm 20 23/25 25 28 60/32 35 40 螺杆外径/mm 20 23/25 25 28 29 34 38 钢球直径/mm 5.556 5.556 6.350 6.350 7.144 7.144/8.000 螺距 /mm 7.938 8.731 9.525 9.525 10.000 10.000 11.000 工作圈数 1.5 1.2/2.5 2.5 环流行数 2 螺母长度/mm 41 45/52 46/47 58 56/59/ 62 72/78 80/82 齿扇齿数 3/5 5 齿扇整圆齿数 12/13 13 13/14/15 齿扇压力角 22 30 /27 30 切削角 6 30 6 30 7 30 齿扇宽 /mm 22/25 25/27 25/28 30 2832 30/34/38 35/38 nts 25 心距 D 的大小有影响，而 D 又对转向器结构尺寸和强度有影响。在保证足够的强度条件下，尽可能将 D 值取小些。选取 D 值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距 D也相应增加（表 5.2）。 设计时先参考同类汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。螺杆外径 D1 通常在 2038 范围内变化，设计时应根据转向轴负荷的不同来选定。螺母内径 D2 应大于 D1，一般 要求 D2 - D1=（ 5% 10%） D。 根据表 5.2，本设计初选钢球中心距为 32mm，螺杆外径 29mm， D2-D1=8%D，所以螺母内径 D2为 32mm。 （ 2） 钢球直径 d 及数量 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加。钢球直径应符合国家标准一般常在 7 9mm 范围内选用（表5.2）。 增加钢球数量 n，能提高承载能力，但是钢球流 动性变坏，从而使传动效率降低。因为钢球直径本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部的钢球数。经验表明，每个环路中的钢球数以不超过 60 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为 0c o sD W D Wn dd（ 5.1） 式中， D 为钢球中心距； W 为一个环路中那个的钢球工作圈数； n 为不包括环流导管中的钢球数； 0 为螺线导程角，常取 0 =5 8，故 0cos 1。 本设计中钢球直径 d=7.144，工作圈数 W=2.5，由公式（ 5.1）可得钢球数 n 为36。 （ 3） 滚道截面 当螺杆和螺母的滚道截面各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，如图5.1 所示，钢球与滚道有四点接触，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。图 5.1 中滚道与钢球之间的间隙，除用来储存润滑油之外，还 能储存磨损杂质。为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径 cr 应大于钢球半径 d/2，一般取 cr =（ 0.510.53） d。螺杆滚道应倒角，用来避免该处被啮出毛刺而划伤钢球后降低传动效率。 本设计取 cr =0.53d=3.786mm。 nts 26 图 5.1 滚道截面示意图 （ 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 ， 角多取为 45，以使轴向力和径向力分配均匀。 本设计 取为 45 （ 5） 螺距 P和螺旋线导程角 0 转向盘转动 角，对应螺母移动的距离 s 为 /2sP （ 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，相应摇臂转过 P 角，期间关系为 Psr （ 5.3） 式中， r 为齿扇节圆半径。 联立式（ 5.2）、（ 5.3）得 2/PrP ，将 对 P 求导，得循环球式转向器角传动比 wi 为 2/wi r P （ 5.4） nts 27 由式（ 5.4）可知，螺距 P 影响转向器角传动比的值。螺距 P 一般在 8 11mm内选取。 本设计选取螺距 P 为 10mm。 在已知螺旋线导程角 0 和螺距 t 的情况下，钢球中心距 D 也可由下式求得： 0tanPD （ 5.5） 式中 P 螺杆与螺母滚道的螺距； 0 螺线导程角。 因此根据式（ 5.5）反推出螺旋线导程角 0 为 6 根据式（ 5.4）得节圆半径 mmpir w 33.302/ （ 6） 工作钢球圈数 W 多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数 W 又与接触强度有关：增加工作钢球圈数，参加工作的钢球数增多，能降低接触应力，提高承载能力；但钢球受力不均匀。螺杆增长使刚度降低。工作钢球圈数有 1.5 和 2.5 圈两种。一个环路的工作钢球圈数的选取见表 5.2 本设计选取工作钢球圈数 W 为 2.5 圈。 （ 7） 导管内径 1d 容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径 1d d e,式中， e 为钢球直径 d 与导管内径之间的间隙。 e 不易过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心的距离增大，并使流动阻力增大。推荐 0 .4 0 .8e m m 。导管壁厚取为 1mm。 本设计选取 e 为 0.5mm，所以导管内径为 7.644mm。 5.1.2 齿条、齿扇传动副的设计 首先分析转向器的传动间隙，既齿扇和齿条之间的间隙。该间隙随转向盘转角 的大小不同而改变，这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性。研究该特性的意义在于，他与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 转向器传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙大到无法确保直线行驶稳定性时，必须经调整消除该处nts 28 的间隙。调整后，要求转向盘能圆滑地从中间位置转到两端，而无卡住现象。为此，传动副的传动间隙特性，应当设计成在离开中间位置以后呈图 5.2 所示的逐渐增大的形状。图 5.2 中，曲线 1 表明转向器在磨损前的 间隙变化特性；曲线 2 表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且中间位置已出现较大间隙；曲线 3 表明调整后并消除中间位置间隙的转向器传动间隙变化特性。 图 5.2 转向器传动副传动间隙特性 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 1O 转动，如图 5.3 所示， 1O 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 s 也逐渐加大， s 可表达为 c osc ost a n2t a n2 2222 nrnnrrs ww （ 5.6） 式中 r 径向间隙； 啮合角； wr 齿扇的分度圆半径； 摇臂轴的转角。 当 ， wr 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 s 能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间隙的需要。 nts 29 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。 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 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nts 30 厚齿扇，如图 5.5 所示。 图 5.5 变厚齿扇的截面 变厚齿扇齿形的计算，如图 5.6 所示，一般将中间剖面 A-A 规定为基准剖面。由 A-A 剖面向右时，变为系数 为正，向左则变为系数为零（ O-O 剖面），再变为负。若 O-O 剖面距 A-A 剖面的距离为 0a ，则其值为 01/ ta nam （ 5.7） 式中， 1 在截面 A A 处的原始齿形变位系数； m 模数； 切削角。 为切削角。常见的有 630和 730两种。在切削角 一定得条件下，各剖面的变为系数 取决于距离基准剖面 A-A 的距离 a 。 前已述，模数 m 为 5.0mm；法向压力角 0 ，一般在 2030之间，根据表 5.2，选为 2730；切削角 为 630；齿顶高系数 1x ，一般取 0.8 或 1.0，这里取 1.0；径向间隙系数，取 0.2；整圆齿数 z，在 1215 之间取，取为 13；齿扇宽度 B，一般在22 38mm，取为 30mm。列出 如下： nts 31 图 5.6 变厚齿扇的齿型计算用图 整圆齿数 13z ； 模数 mmm 0.5 ; 法向压力角 o5.270 切削角 6 30 齿扇宽度 mmB 30 根据表 5.3，列出变厚齿扇的齿形参数： 齿顶高系数 1 1.