循环球式转向器任务参数

任务参数（1）车辆驱动形式：8×8；（2）满载轴荷：7+7+8+8t；（3）轮距：前轴：1685mm，后轴：1690mm；（4）最高车速：200km/h；（5）轮胎类型与规格：7.50-16。（6）轴距：1420+2420+1800mm。（7）最小转弯直径：22m；（8）转向桥：第一、二桥；（9）悬架形式：平衡悬架、独立悬架、双横臂。循环球式转向器转向器的效率功率P₁从转向轴输入，经转向器输出所求得的效率称为正效率，用符号表示，(P₁-P₂)/P₁；反之称为逆效率，用符号表示，(P₃P₂)/P₃。其中，P₂为转向器中的摩擦功率；P₃为作用在齿条轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动方向盘轻便，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回正，又需要一定的逆效率。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方向盘时应尽可能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。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、结果特点、结构参数和制造质量等。转向器类型循环球式的正效率比较高。转向器逆效率：根据逆效率大小的不同，转向器又分为可逆式、极限可逆式、和不可逆式三种。循环球式转向器属于可逆式转向器，其逆效率相当高，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，又提高了行驶的安全性。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。本车设计转向器为循环球式，其传动副之间用滚动摩擦代替滑动摩擦，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：式中：α₀----螺杆的螺线导程角；----摩擦角,arctanf,f----摩擦因数a0----为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角上式表明：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磨擦角时，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，导程角必须大于磨擦角。传动比变化特性转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2与作用在转向盘上的手力之比，称为力传动比，即。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，即式中为转向盘转角增量；为转向节转角增量；为时间增量。又由转向器角传动比和转向传动机构角传动比所组成，即转向盘角速度与摇臂轴角速度之比，称为转向器角传动比，即式中，为摇臂轴转角增量。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，即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和作用在转向节上的转向阻力矩之间的关系式中,为为主销偏移距，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可用下式表示：式中，为作用在转向盘上的力矩；为转向盘直径。代入后得到分析得：主销偏移距越小，力传动比越大，转向越轻便。通常乘用车的值在0.4～0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的值在40～60范围内选取。转向盘直径对轻便性有影响，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，转向盘直径在的标准系列内选取。如果忽略摩擦损失，可以用下式表示：可以得知，当和不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。故主销偏移矩a小时，力传动比应取大些才能保持转向轻便。转向器角传动比的选择转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图所示。转向器角传动比变化特性曲线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。根据总布置设计，得到转向轮的最大转角βmax和αmax；在转向系设计之初，可以根据车型和选择的转向器型式，给出大致的转向系角传动比有了上述参数，可计算转向盘总回转圈数n。式中:max――内转向轮最大转角（度）；max——外转向轮最大转角（度）；转向系计算载荷的确定转向系全部零件的强度，是根据作用在转向系零、部件上的力进行确定的。影响这个力的因素很多，如前轴负荷和路面阻力的变化等。驾驶员转向轮所需克服的阻力，主要是车轮转动阻力、车轮稳定阻力和转向系中特别是在转向器和转向节中的摩擦阻力等所组成。汽车在沥青或者混凝土路面上原地转向阻力矩：式中:f――轮胎和路面的摩擦因数,取f＝0.7;G1――转向轴负荷G1＝70000N；p――轮胎气压p＝0.85Mpa；代入得：Mṙ=4.69×10⁶N•mm循环球式转向器的计算循环球式转向器中螺杆、钢球和螺母传动副的结构图如图所示。螺杆,钢球,螺母传动副参考《汽车设计》表7-1，得：齿扇模数m=6.5mm，摇臂轴直径D=45mm，钢球中心距D₁=40mm，螺杆外径D₂=38mm,钢球直径d=8.000mm,螺距P=11.000mm,工作圈数W=2.5，环流行数b=2，螺母长度：82mm，齿扇齿数z=5，齿扇整圆齿数Z=15，齿扇压力角为27°30´，切削角γ=7°30´，齿扇宽B=38mm。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。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20~38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。本设计初选钢球中心距为40mm，螺杆外径38mm，D2-D1=7%D，所以螺母内径D2为40.8mm。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79mm范围内选用。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式中，D为钢球中心距40；W为一个环路着那个的钢球工作圈数；n为不包括环流导管中的钢球数；为螺线导程角，常取=5°~8°，选用7º，故1。本设计中钢球直径d=8，工作圈数W=2.5，带入公式可得钢球数n=39。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，如下图所示，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应大于钢球半径d/2，一般取=（0.51~0.53）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。滚道截面示意图故=（0.51~0.53）d代入0.52×8=4.16mm接触角θ接触角θ是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夹角，一般取45°，以使轴向力和径向力分配均匀。螺距P和螺旋线导程角转向盘转动角，对应螺母移动的距离s为式中，P为螺纹螺距。与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s，相应摇臂转过角，期间关系为式中，r为齿扇节圆半径。联立得，将对求导，得循环球式转向器角传动比为可知：螺距P影响转向器角传动比的值。螺距P一般在811mm内选取。本设计选取螺距P为11.000mm。在已知螺旋线导程角和螺距的情况下，钢球中心距D也可由下式求得式中—螺杆与螺母滚道的螺距；—螺线导程角。因此根据式反推出螺旋线导程角为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。本设计选取工作钢球圈数W为2.5圈。导管内径容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径,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。导管壁厚取为1mm。本设计选取e为0.4mm，所以导管内径为8.4mm。当转向盘转过5角(即2.5圈)时，齿扇节圆应转过的弧长等于对应螺母在螺杆上移动的距离S,此时，摇臂轴转过0.25角，与此同时，转向轮转至最大转角，则=0.25Π×80=63mm;则螺杆螺纹滚道的有效工作长度L’等于螺母在螺杆上移动的距离的2倍，即L’=2S=2×63mm=126mm;在此条件下，应尽量缩短滚道长度。但为安全计，在有效工作长度L’之外的两端各增加0.5-0.75圈滚道长度。因此，螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度LL=L’+2(0.5～0.75)d=126+2×(0.5～0.75)×8=134～137mm;又螺杆螺纹滚道的有效工作长度距两端面距离5.5mm，即螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度LL’+25.5=122+25.5=137mm；圆整后取L=136mm；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下图所示的逐渐增大的形状。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。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转动，如图所示，相对于摇臂轴的中心有距离为的偏心。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，齿侧间隙也逐渐加大，可表达为式中——径向间隙；——啮合角；——齿扇的分度圆半径；——摇臂轴的转角。当、确定后，根据上式可绘制如图所示的线图，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，齿侧间隙能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间隙的需要。齿条、齿扇传动副各对啮合齿齿侧间隙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。为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图用于选择偏心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，形成变厚齿扇，如图所示变厚齿扇的截面在该图中若0－0截面原始齿形的变位系数＝0，则位于其两侧的截面I—I和Ⅱ—Ⅱ分别具有＞0和＜0，即截面I—I的齿轮为正变位齿轮，而截面Ⅱ—Ⅱ的齿轮为负变位齿轮。即变厚齿扇在其整个齿宽方向上是由无穷多的原始齿形变位系数逐渐变化的圆柱齿轮所形成。因为在与0—0平行的不同截面中，其模数m不变、齿数亦同，故其分度圆及基圆亦不变，即为分度圆柱和基圆柱。其不同截面位置上的渐开线齿形，均为在同一基圆柱上展开的渐开线，仅仅是其轮齿的渐开线齿形离基圆的位置不同而已，故应将其归人圆柱齿轮范畴，而不应归于直齿圆锥齿轮范围，虽然它们从外观上更相似，因为直齿圆锥齿轮轮齿的渐开线齿形的形成基准是基锥。变厚齿扇齿形的计算，如图所示，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，则其值为式中，—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6°30′和7°30′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。齿扇剖面图法向压力角，一般在20°~30°之间，根据表选为27°30′；切削角为7°30′；齿顶高系数，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12~15之间取，取为15；齿扇宽度B，一般在2238mm，取为38mm。列出如下：变厚齿扇（A－A）处的齿形参数（mm）参数名称参数齿顶高系数1.0齿顶高6.5齿根高7.8齿全高14.3径向间隙c1.3变位系数0.14齿顶圆直径D103.68分度圆弧齿厚11.14说明：基准截面见的截面A—A，为齿扇宽度的中间位置处的截面。根据表5-3，列出变厚齿扇的齿形参数：齿顶高系数径向间隙系数齿顶高hₐ=x₁*m=1.0*6.5=6.5mm径向间隙c=m*c´=6.5*0.2=1.3mm齿根高h₁=hₐ+c=1.3+6.5=7.8mm全齿高h=hₐ+h₁=7.8+6.5=14.3mm变位系数齿顶圆直径D=(15+2*1.0+2*0.14)*6.5=103.68mm分度圆弧齿厚S=11.14mm节圆的直径为d=m*z=6.5*15=98mm节圆半径r=d/2=98/2=49mm转向器角传动比为：i=2循环球式转向器零件强度计算为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力，车轮稳定阻力。轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算这些力是困难的，为此推荐足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩（N·mm），即式中f—轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7—为转向轴负荷（N）P—为轮胎气压（MPa）本设计中，；轮胎气压为0.85MPa，转向轴负载=70000N。代入式得 ==4687209N•㎚作用在转向盘上的手力为式中—转向摇臂长—转向节臂长—转向盘直径—转向器角传动比—转向器正效率转向摇臂通常在150到300mm选用长220；转向节臂长为240；转向盘直径根据车型不同，在380550的标准系列内选取，查国家标准可取为518；角传动比为26.9；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%，这里取85%。代入式得=2∗220∗4687209240∗518∗26.9∗0.85=700N确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。用下式计算钢球与滚道之间的接触应力σ：≤螺杆受力简图式中K——系数，根据A／B查求得，其中A／B用下式计算：，—钢球半径，已知为4—螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径已知为4.16—螺杆外半径；已知为19E—材料弹性模量，MPa—每个钢球与螺杆滚道之间的正压；—转向盘圆周力R—转向盘轮缘半径；已知为259—螺杆螺线导程角；已知为6°—钢球与滚道间的接触角；已知计为45°——参与工作的钢球数；已知为39个——钢球接触点至螺杆中心线之距离。钢球接触点至螺杆中心线的距离为=D2−式中D为钢球中心距；d为钢球直径。可由下式计算得出=F∗R可得A/B=0.032，查表可得K为1.430mm可得=1.43*386.7∗(2.1∗10当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC58～64时，许用接触应力可取为3000～3500MPa。显然，≤，符合要求。当由式钢球工作总圈数2.5时，则应采用圈数及钢球数相同的两个独立的环路，以使载荷能较均匀地分布于各钢球并保持较高的传动效率。但钢球总数(包括在钢球导管中的)不应超过60个。否则应加大钢球直径并重新计算。径向间隙不应大于0.02～0.03mm。亦可用下式计算：本设计取为0.03轴向间隙可用下式计算：式中—钢球直径可得=(2∗4.16−8)∗0.03=0.0982）齿的弯曲应力齿扇齿的弯曲应力为式中F—作用在齿扇上的圆周力h—齿扇的齿高，已知为14.3mmB—齿扇的齿宽，已知为38mmS—基圆齿厚，已知为11.14mm作用在齿扇上的圆周力F式中—转向传动机构的力传动比，取为3.0—转向传动机构的效率，一般取0.85～0.9。设计中取为0.85；—即转向阻力矩，设计中=4687209N—齿扇节圆半径，设计中=49。代入式得=4687209/3∗0.8549=27102.9N再代入式得 =6∗27102.9∗14.338∗11.4∗11.4许用弯曲应力为，显然，符合要求转向摇臂轴直径的确定转向摇臂轴直径d为式中，K为安全系数，根据汽车使用条件不同可取2.5～3.5,取K=2.5；MR为转向阻力矩；τ0为扭转强度极限，查得[τ0]=1000MPa。d=40,则τ0=483.6MPa螺杆、螺母和摇臂轴都用20CrMnTi,表面渗碳表面硬度为58～63HRC。两侧转向轮偏转角之间的理想关系式对于利用第一、第二两车桥转向的四轴汽车(图23-5b),以第三、四两桥轴线之间的中间平行线为基线,分别求出两个转向桥两侧车轮偏转角的近似理想关系。显然,对上述两种汽车，都可得到下列理想的或近似理想的关系式cotcotL1、2----第一、二桥左轮转角；1、2----第一、二桥右轮转角；L1----第一桥轴线至第三、四桥轴线的距离4740；L2----第二桥轴线至第三、四桥轴线的距离3320现有的汽车转向梯形机构，对上述条件不能在整个转向范围内得到满足，只能近似地使它得到保证。实际的内外轮转角关系曲线是在阿克曼几何学和平行几何学的理论曲线之间变化。如图2：转向梯形设汽车的转向梯形有整体式和断开式两种。在采用独立前悬架的汽车上一般都采用断开式转向梯形。本次设计采用不等长双横臂独立悬架所以设计为断开式转向梯形。转向梯形机构一般布置在前轴之后,因为这样布置其会受到前轴的保护,比较安全。但是,当发动机位置很低或前轴驱动时,由于在前轴之后没有安装转向梯形的空间,把转向梯形机构置于前轴之前的。本次设计采用前轴之后的。转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。断开式转向梯形方案之一如图所示。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。基于ADAMS软件平台的二次开发及转向优化通过借用ADAMS的模拟与分析功能，优化系统可以实现：1）参数化自动建模功能；2）计算工况的自动施加功能；3）分析数据的后处理功能；4）指定参数的优化功能参数输入界面模拟界面以该优化系统为基础，我