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转向螺母的精确三维造型设计 循环球式转向器是汽车转向系中最重要的部件，它的作用是增大转向盘传到转向传动机构的力和改变力的传递方向。它由两级传动副构成：第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。在第一级传动副中，螺杆螺母的螺纹并不直接接触，其间装有多个钢球，实现滚动摩擦，可使正效率可达到90%。因此循环球式转向器是目前国内外机械式和液压动力式汽车转向器应用最广泛的结构型式之一。 转向螺母是循环球式转向器中核心件之一，工作时与钢球接触，发生滚动摩擦，并有由于路面不平传到螺母的冲击。由此转向螺母的钢球滚道轮廓形状是设计的关键，如果滚道与钢球的接触点不正确，将导致转向器卡死，造成翻车事故。 文中使用SolidWorks软件建立某车型汽车循环球式转向器的组件转向螺母的精确三维模型，以便为后续的有限元分析、工作过程仿真和建立虚拟样机提供真实精确的三维仿真模型。 1 转向螺母的滚道设计原理 转向螺杆和螺母上都加工出断面轮廓为两段不同心圆弧组成的近似半圆的螺旋槽，它们的螺旋滚道槽法截面轮廓见图1。 采用双圆弧滚道型面可以保证钢球滚珠和滚道面的“三点接触”，通过第三接触点C的法向反力Nc来和摩擦力fA、fB相平衡，使滚珠在几乎无滑移的情况下即可达到力的平衡，大大减轻其自锁效应。自锁效应是指在两个摩擦力fA、fB组成力偶的作用下，滚珠向螺母或螺杆滚道侧的滑动现象。如果滚珠滑动过大，将导致滚珠和接触滚道发生塑性变形，使整个螺旋副传动卡死，造成转向器不能转向，引发交通事故。采用双圆弧滚道型面的滚珠螺旋副能减小自锁效应的关键是严格控制三者的配合间隙，过大的间隙将使得滚珠必须滑移一个较大的间隙值后才能与滚道的第三点接触，甚至不出现第三点接触。 图1中螺旋滚道槽法截面轮廓主要几何尺寸见表1。接触角为滚珠与滚道型面接触点的公法线与通过滚珠中心的螺杆和螺母直径线之间，在过接触点的轴平面上的夹角。当前国内外汽车转向器采用=45，有利于提高转向器的传动效率、承载能力和滚动流畅性。双圆弧滚道型面由于接触角在转向器工作过程中能基本保持不变，因而传动效率、承载能力和周向刚度均较稳定，特别是螺旋槽底部不与滚珠接触，可容纳一定的润滑油和脏物，使磨损减小，并对滚动流畅性大有好处。滚道半径R与滚珠半径r=db/2比值的大小，对滚珠螺旋传动承载能力有很大影响，比值过大，摩擦损失增加；比值过小，则承载能力降低。一般取R=（0.520.55）db。 因此滚道的精确实体建模是汽车转向器转向灵敏的关键。 2 转向螺母的三维实体建模 用SolidWorks建立转向螺杆零件的实体模型，在建模过程中将零件结构尺寸中原始参数的名称改成有一定意义的易区分和识别的名称，以便为后续多种车型的汽车转向器转向螺杆的参数化设计所用。 2.1转向螺母三维基体的生成 在前视基准面上插入实体拉伸形成长方体，切除拉伸法生成螺纹外径孔D，长方体倒角特征（四个圆角，一个6.5的斜齿条面），倒角便于转向螺母的毛胚采用精锻模设计。生成的三维基体见图2。 2.2 转向螺母螺旋滚道的生成 采用SolidWorks软件的切除扫描法生成螺旋滚道。 2.2.1 建立螺旋滚道的切除扫描路径 新建平行于右端距离为10mm的基准面（图3中的方框），在其上面新建草图，画公称直径为d0的圆，然后由菜单插入/曲线/螺旋线（窝状线），输入滚道的导程L和高度。生成的螺旋滚道的切除扫描路径见图3。2.2.2 绘制螺旋滚道的法截面轮廓 垂直于上面生成的公称直径为d0的三维螺旋线和它的起点建立基准面（图4中的方框），在其上依据表1中提供的滚道几何尺寸画出双圆弧滚道草图，见图4。 2.2.3 生成滚道 由菜单插入/切除/扫描，以图3中螺旋为切除扫描路径，图4中滚道的法截面为扫描轮廓，生成转向螺母的滚道，见图5。 2.3 转向螺母导管孔的生成 目前国内外汽车循环球转向器的转向螺母的导管为两个，每个导管环路中的钢球应以不超过64粒为宜，使每列滚珠运动链较短，运行阻力较小。从运动学和动力学观点来看，都要求导管的出入口与转向螺母的螺旋工作滚道的连接应光滑过渡，以保证滚珠进入导管时其速度不变和加速度无突变。同时要求滚珠中心的运动速度及加速度变化尽量缓慢，无冲击，以减少不必要的动力损失。因此螺母上四个导管孔中心线在空间上与图1中钢球的中心线相交，并且要求转向螺母在工作圈数内的导程误差小于四孔位置度误差，才可保证钻两个导管的安装四孔位置度。如果在钻孔时，四孔中心线在空间上偏离钢球中心线0.2mm时，将会增加滚珠的转动阻力，从而影响转向器转向的灵敏性。 选择转向螺母的顶面为基准面，建立四导管孔的草图，见图6，采用切除拉伸特征生成导管安装孔，见图7。四导管孔口锪圆角以便导管插入。采用钻孔向导的螺纹孔可以很方便地生成带装饰螺纹效果的三个导管压紧螺钉孔。生成的导管安装四孔和压紧螺钉孔见图7。 2.4 转向螺母齿条的生成 在螺母基体的前面建立变齿厚齿条草图，见图8，切除拉伸向外拔模6.5生成变齿厚斜齿条，见图9。图10为完成的转向螺母添加锻制红铜材质和光照效果的三维精确实体模型。 3 结论 详细介绍了某车型汽车循环球转向器螺母的设计原理和它在SolidWorks中精确三维实体建模过程。该建模过程对各种车型的机械式或液压动力式循环球转向器的转向螺母、滚珠丝杆螺母等螺旋副传动零件的三维造型设计具有一定的参考价值。 （1）新产品的研发速度极大提高。只需建立一次模型，对用于不同车型的汽车循环球转向器转向螺母，通过修改设计树中的数据，可快捷准确地完成设计，并快速获得相应的工程图。 （2）可以利用集成的有限元分析软件进行螺母应力应变分析，装配仿真等。 （3）利用该模型可以方便地完成后续的各种处理，如数控加工的模拟和加工代码的自动生成。5.3 动力转向系统设计、性能计算 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性， 在有些汽车上装设了动力转向机构。 中级以上轿车， 由于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。 5.3.1 对动力转向机构的要求 1)运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。 2)随着转向轮阻力的增大(或减小)， 作用在转向盘上的手力必须增大(或减小)， 称 之为 “路感” 。 3)当作用在转向盘上的切向力0.0250.190kN 时(因汽车形式不同而异)， 动力转向器就应开始工作。 hF 4)转向后，转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。 5)工作灵敏，即转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。 6)动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。 7)密封性能好，内、外泄漏少。 5.3.2 动力转向机构布置方案分析 液压式动力转向因为油液工作压力高，动力缸尺寸小、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吸收路面冲击等优点而被广泛应用。 1.动力转向机构布置方案 由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成液压式动力转向机构。根据 分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，它分为整体式(见图 58a)和分置式两类。后者按分配阀所在位置不同又分为：分配阀装在动力缸上的称为联阀式，(见图 58b)；分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为连杆式，(见图 58c)；分配阀装在转向器上的称为半分置式，(见图 58d)。 图 58 动力转向机构布置方案图 1分配阀 2转向器 3动力缸 在分析比较上述几种不同动力转向机构布置方案时， 常从结构上是否紧凑； 转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷；拆装转向器是否容易；管路，特别是软管的管路长短； 转向轮在侧向力作用下是否容易引起转向轮摆振； 能不能采用典型转向器等方面来做比较。例如整体式动力转向器，由于分配阀、转向器、动力缸三者装在一起，因而结构紧凑，管路也短。 在转向轮受到侧向力作用时或者发动机的振动不会影响分配阀的振动， 因而不能引起转向轮摆振。它的缺点是转向摇臂轴、摇臂等转向器主要零件，都要承受由动力缸所建立起来的载荷，因此必须加大它们的尺寸和质量，这对布置它们带来不利的影响。同时还不能采用典型转向器，拆装转向器时要比分置式的困难。除此之外，由于对转向器的密封性能要求高，这对转向器的设计，特别是重型汽车的转向器设计带来困难。整体式动力转向器多用于轿车和中型货车。 2.分配阀的结构方案 分配阀有两种结构方案：分配阀中的阀与阀体以轴向移动方式来控制油路的称为滑阀式，以旋转运动来控制油路的称为转阀式。 滑阀式分配阀结构简单， 生产工艺性较好， 易于布置， 使用性能较好， 曾得到广泛应用。 转阀式与滑阀式比较，灵敏度高，密封件少，结构较为先进。由于转阀式是利用扭杆弹簧使转阀回位，所以结构复杂。转阀式分配阀在国内、外均得到广泛应用。 5.3.3 动力转向机构的计算 1.动力缸尺寸的计算 动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸壳体壁厚。 图 59 动力缸的布置 动力缸的布置若如图 59 所示，则在计算前，应先行确定作用在直拉杆上的力。此力应用转向阻力矩换算。 1F 动力缸应产生的推力 F 用下式计算 LLFF11= （545） 式中，为转向摇臂长度；L 为转向摇臂轴到动力缸活塞之间的距离。推力 F 与工作油液压力 p 和动力缸截面面积 S 之间有如下关系 1L pSF =所以 pLLFS11= （546） 因为动力缸活塞两侧的工作面积不同，应按较小一侧的工作面积来计算，即 )(422pdDS= （547） 式中，D 为动力缸内径；为活塞杆直径，一般初选时可取pdDdp35. 0=。 联立式(546)和式(547)后得到 2114pdpLLFD+= （548） 式中，压力 p 一般在 610MPa，最高可取 16.518.0Mpa。 活塞行程是车轮转至最大转角时，由直拉杆的移动量换算到活塞杆处的移动量得到的。 图 510 确定动力缸长度尺寸简图 如图 510 所示，活塞移到两端极限位置，还要留有一定间隙。活塞移到左侧极限位置时，其端面到动力缸之间，应当留有 10mm 间隙。活塞移到右侧极限位置时，其端面到缸盖之间应留有 e=(0.50.6)D 的间隙，以利于活塞导向作用。 活塞厚度可取为 B0.3D。动力缸的最大长度 s 用下式计算确定 13 . 0)6 . 05 . 0(10sDDs+= （549） 式中，为活塞最大位移量。 1s 动力缸壳体壁厚 t，根据计算轴向平面拉应力z来确定 +=)(422tDtDpznT （550） 式中，p 为油液压力；D 为动力缸内径；t 为动力缸壳体壁厚；n 为安全系数，取 n=3.55.0；T为壳体材料的屈服点。 壳体材料有球墨铸铁和铸造铝合金两种。球墨铸铁采用 QT50005，抗拉强度为500MPa，屈服点为 350MPa。铸造铝合金多采用 ZLl05，抗拉强度为 160240MPa。 活塞杆用 40 或 45 钢制造。为提高可靠性和寿命，要求其表面镀铬并磨光。 2.分配滑阀参数的选择 分配滑阀的主要参数有：滑阀直径 d，预开隙、密封长度和滑阀总移动量 e 等，见图 511。上述参数影响分配阀的泄漏量、液流速度和转向灵敏度。设计时可根据下列关系式来确定上述参数。 1e2e 图 511 预开隙 1e (1)分配阀的泄漏量要求不大于溢流阀限制下最大排量的 510。按下式计算 QQQ 2312 edprQ= （551） 式中，为分配阀泄漏量(s)；Q3cmr为滑阀和阀体在半径方向的间隙(cm)，一般r在0.00050.00125cm， 计算时取最大间隙：p为滑阀进、 出口油压差， 又称局部压力降(MPa)；d 为滑阀外径(cm)；为密封长度(cm)，2e12eee=；为液体动力粘度(Pas)。 (2)局部压力降p 汽车直线行驶时， 液流流经分配阀后流回油箱。 液流流经分配阀时，产生的局部压力降p用下式计算 （552） 231038. 1vp=式中，为局部压力降(MPa)；u 为中立位置的液流流速(ms)，用下式计算 p 16 .37deQv = （553） 式中，Q 为溢流阀限制下的最大排量(Lmin)，一般约等于发动机怠速时油泵排量的 10.5倍；d 为滑阀直径(cm)；为预开隙(cm)。 1e 的允许值为MPa。 p22104103 分析式(552)、式(553)可知：若滑阀直径 d 和预开隙取得过小，将使中立位置的液流流速增大，并导致超过允许值。 1ep 3.分配阀的回位弹簧 为了防止因外界干涉破坏分配阀的正常工作和保证转向后转向盘的自动回正作用， 回位弹簧的力在保证转向轻便的条件下，应尽可能取大些。为克服回位弹簧上的压力，反映在转向盘上的作用力，轿车应比货车的小些。 回位弹簧预压缩力的最小值， 应大于转向器逆传动时的摩擦力， 否则转向后转向轮不可能有自动回正作用。转向器的摩擦力可由试验确定。 4.动力转向器的评价指标 (1)动力转向器的作用效能 用效能指标来评价动力转向器的作用效能。式中，和为没有动力转向器和有动力转向器时， 转动转向轮所必须作用在转向盘上的力。现有动力转向器的效能指标 s=115。 /hhFFs =hFhF (2)路感 驾驶员转动转向盘，除要克服转向器的摩擦力和回位弹簧阻力外，还要克服反映路感的液压阻力。 液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。 在最大工作压力时，轿车：换算到转向盘上的力增加约 3050N，货车：增加 80100N。 (3)转向灵敏度 转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值 i 来评价 2swDi= （554） 式中，为转向盘直径；swD为转向盘转角；为滑阀行程。 由式(554)可见，当和swD的数值不变时，转向盘转角仅仅取决于比值 i，所以这完全可以表达转向灵敏度。比值 i 越小，则动力转向作用的灵敏度越高。高级轿车的 i 值在6.7 以下。 转向灵敏度也可以用接通动力转向时， 作用到转向盘的手力和转角来评价， 要求此力在2050N，转角在 1015范围。 (4)动力转向器的静特性 动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化关系曲线， 是用来评价动力转向器的主要特性指标。 因输出转矩等于油压压力乘以动力缸工作面积和作用力臂，对于已确定的结构，后两项是常量，所以可以用输入转矩与输出油压户之间的变化关系曲线来表示动力转向的静特性，如图 512 所示。 M 图 512 静特性曲线分段示意图 常将静特性曲线划分为四个区段。在输入转矩不大的时候，相当于图中 A 段，是直线行驶位置附近小角度转向区，曲线呈低平形状，油压变化不大；汽车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段(图中 C 段)， 要求助力转向效果应当最大， 故油压曲线呈陡而直状上升；B 区段属常用快速转向行驶区段，要求助力作用要明显，油压曲线的斜率变化应较大，曲线由较为平缓变陡。除此之外，上述三个区段之间的油压曲线过渡要求平滑，D 区段曲线就表明是一个较宽的平滑过渡区间。 要求动力转向器向右转和向左转的静特性曲线应对称。 对称性可以评价滑阀的加工和装配质量。要求对称性大于 0.85。 文章编号: 100628224(2002)03230203汽车转向梯形机构最佳方案的设计Opti mum program design for Automobile SteeringTrapezoidalM echan ism北方车辆厂孙成玉言梦林N OR IN CO.N orth V ehicleW orksSUN Cheng yuYA N M eng lin摘要多年来汽车转向梯形机构的设计多采用作图进行设计,这种方法设计较麻烦,且转向偏差数值不准确。本文介绍了一种最佳的方案设计方法,设计出的转向梯形机构转向偏差数值准确,设计出的车辆转向灵活。AbstractV ehicle steering trapezoildal mechanism s have been designed for many years, by means of dia2gram method which raises much troubles in design, the steering deviation value gained in this method wasnot accurate. The new optimum program design method for automobile steering trapezoidalmechanism wasintroduced in this paper. The steering deviation value of the steering trapezoidalmechanism thus designed isaccurate an small .the vehicle can steer more nimbly and have prolonged tires service life.关键词:转向梯形机构最佳方案设计Key words: Steering trapezoidalmechanismOptimum programDesign中图分类号:U 463. 218+. 7文献标识码:B1最佳方案的说明最佳方案是指用计算机设计出的方案与汽车转向理论要求的数值相差越小,实际的转向曲线与转向理论要求靠得越近,几乎可以达到重合的地步。用任何其他方法(在精度一定时)设计出的方案与理论数值相比之差值都不会小于此方案,所以用该方法设计出的方法是最佳方案。2几种转向梯形机构的设计计算公式这几种转向梯形机构的设计计算公式可用于汽车转向梯形机构的最佳设计。2. 1整体式转向梯形机构计算公式S= arctga3sin (-)S- a3cos(0-)+arccosa+ 23S3cos0- 23a3cos20- S3cos(0-)a2+ S2- 23a3S3cos(0-)-0见图1。2. 2断开对称式转向梯形机构计算公式S= arctgb3sin1d- b3cos1+arccosa2+ b2- c2+ d2- 23b3d3a3cos123a3b2+ d2- 23b3d3cos1-01= arccos 1-s22d2- arcsink023b-arctga3sin (0-)d- acos(0-)-arccosa2+ b2- c2+ d2- 23a3d3cos(0-)23ba2+ b2- c2+ d2- 23a3d3cos(0-)c=b2-(K0?2)2- d3sin3- a3sin (0-3) 2+ s?2- a3cos(0-3- k0?2) 2见图2。2. 3断开非对称式转向梯形机构计算公式向左转弯:S左= arctgc3sin (-1)d- c3cos(-1)+arccosa2+ c2+ d2- b2- 23c3d3cos(-1)2ac2+ d2- 23c3d3cos(-1)-0= arccosh2+ d2- S223h3d-01= arctgg3sin (0-)h- g3cos(0-)+arccose2+ h2+ g2- f2- 23h3g3cos(0-)23eg2+ h2- 2g3h3cos(0-)03传动技术D rive System Technique3?2002 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.图1Fig. 1图2Fig. 2向右转弯:S右= arctge3sin (-2)h- e3cos(-2)+arccose2+ h2+ g2- f2- 23e3h3cos(-2)23gh2+ e2- 23h3e3cos(-2)-02= arctga3sin (0-)d- a3cos(0-)+arccosa2+ c2+ d2- b2- 23a3d3cos(0-)23aa2+ d2- 23a3d3cos(0-)见图3。2. 4分段式转向梯形机构计算公式图3Fig. 3S= arccosa2+ b2+ d2- c2- 23b3d3cos(-1)23ab2+ d2- 23b3d3cos(-1)-arccosd- b3cos(-1)b2+ d2- 23b3d3cos(-1)-0d= L2k+12S2q0= arctg23LkS+ q1,133?2002传动技术D rive System Technique 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.= 23arctg23LkS+ 2q2c=(Lk+ a3sinq1+ b3sinq2)2+ (1?2- S- a3cosq1- b3cosq2)21= arccosa2+ b2+ d2- c2- 23a3d3cos(q0-)23ba2+ d2- 23a2d3cos(q0-)-arccosd- a3cos(q0-)a2+ d2- 23a3d3cos(q0-)见图4。图4Fig. 42. 5转向理论关系计算公式L= arctg1kL+1tg2. 6转向偏差计算公式=s-L2. 7公式中符号的意义K两主销中心线延长交地面的距离S两转向球头销中心与主销中心线垂直相交的距离K0主动转臂两球头销中心的距离与 任意位置专线梯形的底角0与 0中间位置转向梯形的底角 内轮转角 外轮转角L理论外轮转角S实际外轮转角转向偏差3最佳方案的设计最佳方案的设计用两步完成,第一步:用计算机采用优选法确定最优区间。第二步:用计算机采用公式法在最优区间内确定最佳方案。如果只用公式法,计算太繁琐,时间化费太长,有的复杂问题要花几十个小时,才能出结果,所以要用优选法确定最优区间。如果只采用优选法,在变量多时有漏点的缺点。优选法的结果并不是峰值、 顶点。为了进一步提高转向的精度,我们研究总结出汽车转向机构最佳方案的设计。3. 1确定最优区间确定最优区间是利用转向实际特征线的斜率与转向理论特征线的斜率相趋向相接近的方法来确定最优区间。(见图2)转向理论特征线是一条直线其斜率为: K(理)=23L?K,转向实际特征线是一条曲线,其参数方程如下:有几何关系得tg= y? (1?2)3S- x tg= y? (1?2)3S+ x 整理得:x=S3(tg- tg)23(tg+ tg), y=S3(tg3tg)tg+ tg根据最小二乘法将这两条实际特征曲线化成一条近似的直线,其斜率如下:K(实)=x3iyix2ii= 1至n使实际特征线的斜率与理论特征线的斜率相差最小,即:k= K(实)- K(理)在偏差 k给定一个计算精度,即可利用计算机进行优化,求出转向梯形机构各杠杆的尺寸和相应的底角的数值系列,从中选出最优杆件尺寸和底角区间。3. 2确定最佳方案按转向偏差计算公式 =s-L,相应的转向梯形机构外轮实际转角计算公式及理论外轮转角计算公式,杆件按最优区间的数据,其精度(即步长)杆件长度取0. 1mm ,其底角按最优化区间的角度数,其精度(即步长)取0. 1,计算出相应数据的转向偏差,其偏差取最大值进行比较,选出其中最小的一种,此状况下的杆件长度和底角是最好的,也即是最佳的。4优点(1)按最佳方案设计出的转向梯形机构可使汽车在转向时达到几乎纯滚动,减少轮胎磨损,提高了使用寿命,转向灵活性提高了,杆件受力小,增加了安全性,使操纵省力并提高了操纵稳定性。(2)利用此公式可进行新车的设计改装车的选型计算及现有车型的改进提高。下接第25页23传动技术D rive System Technique3?2002 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.向传动)工况,也要能反映地面驱动(反向传动)工况。2.能直观表达各档位下,各构件的转速进行转速分析。3.能够用来进行摩擦结合元件和自由轮位置布置分析,特别是对自由轮的设计和作用分析,杠杆法具有明显的优越性。4.可用来进行传动方案可能性的分析。5.杠杆法还可用于动态分析(见参考文献2)。参 考 文 献1Beniord H L , L eising. M B The L ever A nalogy, A N ewTool in T ransm ission A nalysis . SA E 8101022刘钊,赵世琴,黄宗益,用杠杆模拟法建立行星变速器动力学模型汽车工程2000 22(4)上接第29页洗油过滤器,同时应注意监视油温、 油色和油的粘度。出现油温上升,油色加深的现象常常就是摩擦片有早期磨损的迹象。油的粘度是油的动力传递特性的重要保证。粘度下降,会使液粘调速离合器带负荷能力下降。M C系列液粘调速器用油的粘度要求在40C时保持在45- 55cst的水平。必要时,可以进行油样分析。三、 注意油压参数的变化。在负荷基本不变的情况下,油粘度的下降,必然会造成控制油压上升,加重磨损的发生;在摩擦片本身有磨损的情况下,要传递不变的扭矩(负荷),必须要提高控制油压才能做到。可以说,在运行过程中,监视控制油压是判定液粘调速离合器状态是否正常的一个重要判据。以M C400A液粘调速离合器为例(正常换油的前提下),在满负荷下,初始工作时,控制油压为0. 5M Pa左右,工作5年后,控制油压达到0. 9M Pa,接近了溢流阀设定的最高工作压力1. 0M Pa,可以判定摩擦片有较明显的磨损,应进行检查更换。冷却油压保持一定的压力,既可以提高摩擦表面的油膜保持能力,有可以及时将摩擦材料磨损颗粒及时带走,防止磨损情况的进一步恶化。5结论液粘调速离合器作为新型动力传动装置,结构紧凑、 控制先进、 应用可靠。它因具备一些调速型液力偶合器无法比拟的特性,使得它成为应用于风机、水泵等行业的有广泛应用前景的换代产品。液粘调速离合器的 控制阀和离合器组件中的摩擦片状态正常是保证其使用性能的核心。为此,必须要合理设定控制系统参数,特别要注意保证油品状态的正常,通过监视冷却油压和控制油压的数据,定性判断设备的运行状态。参 考 文 献1神钢造机株式会社,SH IKO O I L FL EX VAR I ABL ESPEED CLU TCH 说明书上接第32页(3)用此解析法比作图法设计出的转向梯形机构数字准确、 精度高。如我们对德国生产的N 922机场用车进行验算优选并进行最佳方案的确定,其结果如下:原设计的转向偏差为1. 307优化设计转向偏差为0. 7426最佳设计转向偏差为0. 4055(4)利用这组公式可确定转向极限角。(5)利用这组公式可确定最小转弯半径的极限值。(6)本方法适用所有轮式车辆的转向梯形机构的设计。上接第46页图7使用BG469电刷后的换向器表面Fig. 7Change directon surface of BG469 carbonbrush after useBG469系列品牌的电刷,符合了我们生产现状所使用的直流电动机的要求。该电刷一经使用其表面光洁而密实,是适用于低负荷下运行的好电刷,满足了换向器的使用条件,换向器接触表面也有了显著变化,寿命明显提高。选择好低负荷状态下运行的直图8使用SA 40电刷后的换向器表面Fig. 8Change director surface of SA 40 carbonbrush after use流电动机电刷,确实给我们带来了不少收益,直流电动机的换向器表面光洁,有了氧化膜的形成,不仅延长了电机使用寿命,而且也大大地减少直流电动机维修工作。523?2002传动技术D rive System Technique 1995-2006 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.第五章 汽车转向系设计 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，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。任何车轮不应有侧滑。不满足 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 6)操纵轻便。具有迅速和小转弯行驶能力。 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，保证转向盘与转向轮转动方向一致。 正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。转向系中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振， 同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。 为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小转弯半径能达到汽车轴距的 22.5 倍。通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。 没有装置动力转向的轿车， 在行驶中转向， 此力应为 50100N； 有动力转向时， 此力在 2050N。 当货车从直线行驶状态， 以 10kmh 速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为 12m 的圆周行驶， 且路面干燥， 若转向系内没有装动力转向器，上述切向力不得超过 250N；有动力转向器时，不得超过 120N。轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过 2.0 圈，货车则要求不超过 3.0 圈。 近年来，电动、电控动力转向器已得到较快发展，不久的将来可以转入商品装车使用。电控动力转向可以实现在各种行驶条件下转动转向盘的力都轻便。 5.1 转向系主要性能参数及对汽车操纵稳定性的影响 转向系的主要性能有转向系的效率、 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。 5.1.1 转向系的效率 转向系的效率0由转向器的效率和转向操纵及传动机构的效率决定，即 0= 转向器的效率又有正效率+和之分。转向摇臂轴输出的功率（）与转向21PP 轴输入功率之比，称为转向器的正效率： 1P121PPP =+ 式中转向器的摩擦功率。 2P反之，即转向轴输出的功率（23PP ）与转向摇臂轴输入的功率之比，称为转向器的逆效率： 3P323PPP = 正效率越大，转动转向轮时转向器的摩擦损失就愈小，转向操纵就愈容易。转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等是影响转向器正效率的主要因素。循环球式转向器的传动副为滚动摩擦，摩擦损失小，其正效率+可达 85；螺杆指销式和螺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摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则其正效率+为 )tan(tan00+=+ （56） 式中0蜗杆或螺杆的螺线倒程角； 摩擦角，farctan=； f摩擦系数。 逆效率表示转向器的可逆性。根据逆效率值的大小，转向器又可分为可逆式、极限可逆式与不可逆式三种。 可逆式转向器的逆效率较高， 这种转向器可将路面作用在转向轮上的大部分力传递到转向盘上，使司机的路感好。在汽车转向后也能保证转向轮与方向盘的自动回正，使转向轮行驶稳定。但在坏路面上，当转向轮上作用有侧向力时，转向轮受到的冲击大部分会传给转向盘，容易产生“打手”现象，同时转向轮容易产生摆振。因此，可逆式转向器宜用在良好路面上形式的车辆。循环球式和齿轮齿条式转向器均属于这一类。 不可逆式转向器不会将转向轮受到的冲击力传到转向盘上。由于它既使司机没有路感，又不能保证转向轮的自动回正，现代汽车已经不再采用。 极限可逆式转向器介于上述两者之间。其逆效率较低，适用于在坏路面上行驶的车辆。当转向轮受到冲击力时，其中只有较小的一部分传给转向盘。 如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦， 则蜗杆和螺杆类转向器的逆效率为 00tan)tan(= （57） 式中0及见式（56）下的说明。 由式 （56） 、 （57） 可见： 增大倒程角0不仅能提高正效率， 也会提高逆效率， 故0不宜取得过大。 当0时， 逆效率0， 这时转向器为不可逆式。 因此应使min0，通常螺线的倒程角取为 810。 通常， 由转向盘至转向轮的效率即转向系的正效率+0的平均值为 0.670.82； 当向上述相反方向传递力时逆效率0的平均值为 0.580.63。转向操纵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4050，而拉杆球销的摩擦损失约为转向系总损失的 1015。 5.1.2 转向系的角传动比与力传动比 角传动比 转向盘转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向系的角传动比。转向盘转角的增量wi0与转向摇臂轴转角的相应增量之比，称为转向器的角传动比。转向摇臂轴转角的增量wi与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向传动机构的角传动比。它们之间的关系为 wi=0wwwiii （58） =wi （59） =wi （510） 式中转向系的角传动比； wi0wi转向器的角传动比； wi转向传动机构的角传动比； 转向盘转角的增量； 转向摇臂轴转角的增量； 同侧转向节转角的相应增量。 转向传动机构的布置， 通常取其在中间位置时使转向摇臂及转向节臂均垂直于其转向纵拉杆， 而在向右和向左转到底的位置时， 应使转向摇臂与转向节臂分别与转向纵拉杆的交角相等。这时，转向传动机构的角传动比亦可取为 13lliw= （511） 式中转向摇臂长； 1l3l转向节臂长。 现代汽车转向传动机构的角传动比多在 0.851.1 之间，即近似为 1。故研究转向系的角传动比时，为简化起见往往只研究转向器的角传动比及其变化规律即可。 力传动比 转向传动机构的力传动比等于转向车轮的转向阻力矩与转向摇臂的力矩 T 之比值。与转向传动机构的结构布置型式及其杆件所处的转向位置有关。对于图所示的非独立悬架汽车的转向传动机构来说， 当转向轮由转向传动机构带动而转向且后者处于图示虚线位置时，其转向摇臂上的力矩为 pirTpi31315 . 05 . 0RLrrmmllTllTT+= 转向传动机构的力传动比为 132LRRrpmmmllTTi+= （512） 式中，转向传动机构处于图所示的虚线位置时的有关计算用尺寸。 1l3lLmRm在最恶劣的转向条件下，例如在干而粗糙的转向轮支承面上作原地转向，转向车轮的转向阻力矩由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩、轮胎与地面接触部分的滑动摩擦力矩以及转向车轮的稳定力矩或自动回正力矩所形成的阻力矩组成。即 rT1T2T3T321TTTTr+= （513） 且 faGT11= （514） xGT12= （515） )cos(cos)sin(sin212113+=aGT （516） 式中转向轴的载荷； 1G a滚动阻力的力臂，或主销偏移距。即由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。 通常货车的值为 4060mm； 轿车取 0.40.6a倍的胎面宽度。 f车轮的滚动阻力系数，计算时可取0.015； f主销内倾角； 主销后倾角； 1、内、外转向轮的平均转角； 2附着系数，计算时可取85. 0=0.9； x滑动摩擦力矩的力臂： 2T225 . 0jrrx= （517） r，车轮的自由半径和静半径，计算时可近似地取0.96jrjrr。 在实际计算中常取转向传动机构的力传动比计算转向摇臂轴上的力矩T pi=priTT （518） 式中转向传动机构的效率，一般取 0.850.9。则转向时在转向盘上的切向力可由下式求得 +=hphriTF （519） 式中转向器的力传动比； pihr转向盘的半径，根据车型不同可在 180275mm 范围内按国家标准系列选取； +转向器的正效率。 由以上两式可见：当转向阻力矩一定时，增大力传动比，就能减小作用在转向盘上的切向力，使操纵轻便。 rTpipihF这里还应指出： 当汽车在行驶过程中转向时， 上述转向轮与地面间的滑动摩擦阻力矩比汽车在原地转向时的要小许多倍，且与车速有关。 2T 转向器角传动比的变化规律 转向器的角传动比是一个重要参数，它影响着汽车的许多性能。由于增大角传动比可以增大力传动比， 因此转向器的角传动比不仅对转向灵敏性和稳定性有直接影响， 而且也wi影响着汽车的操纵轻便性。由式（58）