第七章轉(zhuǎn)向系設計§9-1概述一、轉(zhuǎn)向系設計要求轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構動力轉(zhuǎn)向、防傷裝置、轉(zhuǎn)向系減振器轉(zhuǎn)向系組成1.保證汽車有較高的機動性（具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力，Rmin=（2~2.5）L）2.汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應有側滑3.汽車轉(zhuǎn)向行駛后，駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向輪能自動返回到直線行駛位置并穩(wěn)定行駛4.轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小返回5.汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動6.轉(zhuǎn)向機構和懸架導向裝置共同工作時，車輪產(chǎn)生的擺動應最小7.轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構8.在車禍中，當轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉(zhuǎn)向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置9.進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪運動方向一致10.操縱輕便手力（N）轉(zhuǎn)角轎車原地轉(zhuǎn)向≯150~2003~4圈貨車原地轉(zhuǎn)向≯5003~4圈（輕貨）走8字≯60（va=20km/h）4~6圈（貨車）返回§9-2

機械式轉(zhuǎn)向器方案分析機械轉(zhuǎn)向器型式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器返回類型優(yōu)點缺點應用齒輪齒條式結構簡單，緊湊，質(zhì)量比較小，體積小，傳動效率高（90%），可自動消除齒間間隙，剛度大，噪聲小，無轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，轉(zhuǎn)向角較大，制造成本低逆效率高（60～70%），“打手”嚴重微型、普通級中級和中高級轎車；部分裝載質(zhì)量不大，前輪采用獨立懸架的貨車和客車循環(huán)球式傳動效率高（75～85%），耐磨性好，壽命長，傳動比可變化，工作平穩(wěn)可靠，易實現(xiàn)齒條齒扇的間隙調(diào)整，適合用來做整體式動力轉(zhuǎn)向器逆效率高，機構復雜，制造困難，制造精度要求高貨車和客車一、機械轉(zhuǎn)向器方案確定結構特點分析返回結構特點分析類型優(yōu)點缺點應用蝸桿滾輪式結構簡單，制造容易，強度高，工作可靠，磨損小，壽命長，逆效率低正效率低，嚙合間隙調(diào)整困難，傳動比不能變化曾廣泛應用蝸桿指銷式按銷子能否自轉(zhuǎn)分固定銷式結構簡單，制造容易磨損快，效率低較少旋轉(zhuǎn)銷式效率高，磨損高結構復雜按銷子數(shù)量分單銷式結構簡單，尺寸和質(zhì)量較小磨損快，搖臂軸轉(zhuǎn)角小雙銷式磨損較慢，搖臂軸轉(zhuǎn)角較大結構復雜，尺寸和質(zhì)量大，精度要求高，傳動比變化特性和傳動間隙特性的變化受到限制傳動比可不變或變化，易實現(xiàn)蝸桿指銷的間隙調(diào)整二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器分析1.動力輸入輸出形式：（a）中間輸入,兩端輸出因轉(zhuǎn)向拉桿長度受到限制，易與懸架系統(tǒng)導向機構產(chǎn)生運動干涉；（b）側面輸入,兩端輸出（c）側面輸入,中間輸出因轉(zhuǎn)向拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺動減小，利用減小轉(zhuǎn)向系與懸架系的運動干涉；但轉(zhuǎn)向器殼體上開有讓拉桿移動的軸向長槽，故強度較低（c）側面輸入,一端輸出用于平頭微型貨車2.齒形分析3.齒條斷面分析：齒形特點應用直齒運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性低，噪聲大，齒輪齒條軸線夾角僅為直角已淘汰斜齒運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性低，噪聲小，齒輪齒條軸線夾角易滿足總布置要求廣泛圓形斷面形斷面Y特點圓形工藝簡單V形耗材少，質(zhì)量小，齒條無軸線轉(zhuǎn)動Y形齒面寬，強度好形斷面V4.布置形式分析（a）轉(zhuǎn)向器位于前軸后方,后置梯形（c）轉(zhuǎn)向器位于前軸前方,后置梯形（b）轉(zhuǎn)向器位于前軸后方,前置梯形（d）轉(zhuǎn)向器位于前軸前方,前置梯形

轉(zhuǎn)向系防傷機構形式V=48km/h，正面碰撞中，管柱后移量≯127mm臺架實驗中，模型軀干以6.70m/s撞方向盤，作用力≯11123N要求：吸收能量方式（參見GB11557-1998）塑性變形彈性變形摩擦吸能元件方向盤轉(zhuǎn)向軸管柱三、防傷安全機構方案分析§9-3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)一、轉(zhuǎn)向系的效率1.轉(zhuǎn)向器的正效率h+與逆效率h－h(huán)+h－定義式其中：①P1——作用在轉(zhuǎn)向盤上的功率；②P2——轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；③P3——作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。影響因素①轉(zhuǎn)向器類型，②結構特點，③結構參數(shù)，④制造質(zhì)量推薦值0.67～0.820.58～0.63返回2.轉(zhuǎn)向器按逆效率值分類h－值特點應用可逆式轉(zhuǎn)向器較高①保證汽車轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪自動回正，以降低疲勞、提高安全性；②易將車輪受到的大部分沖擊力傳給轉(zhuǎn)向盤而產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象在良好路面上行駛的車輛極限可逆式轉(zhuǎn)向器較低（性能介于可逆與不可逆式轉(zhuǎn)向器之間）在壞路面上行駛的車輛不可逆式轉(zhuǎn)向器很低①轉(zhuǎn)向傳動機構承受沖擊力易損壞②駕駛員無“路感”，且車輪不能自動回正已淘汰返回3.蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器的效率h+h－計算式其中：①a0——蝸桿或螺桿的螺線導程角；

②r——當量摩擦角，③fs——摩擦系數(shù)討論

要求①a0min≥r②a0可適當取大些：a0=（8°～9°）①↑a0↑h+↑h－②若(a0≤r

）(h－↓≤0)

不可逆式

可逆式返回二、轉(zhuǎn)向系的傳動比及其變化特性1.轉(zhuǎn)向系傳動比i的組成Dj—轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量式中：Dbp—擺臂軸轉(zhuǎn)角的增量2Fw—輪胎接地中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力Fh—作用在方向盤上的手力Dbk—(同側)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的增量返回2.ip

與iw

的關系Mr為作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向力矩Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩設：則：若忽略摩擦損失，討論：1）a愈小，則ip愈大，轉(zhuǎn)向愈輕便2）a過小,車輪與路面摩擦力↑,→轉(zhuǎn)向阻力↑3)RSW=180~275mm，按國標系列選取a值貨:40~60mm轎:(0.4~0.6)B3.iw04.iw由定義：L1—搖臂臂長L2—轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長討論：1）↑iw

（iw0），↑ip，轉(zhuǎn)向愈輕便2）∵iw0=Dj/Dbk，可見Dbk

與iw0成反比由ip=2Fw/Fh知：Fh↓，→“輕”iw0↑,

Dbk

↓，→“遲鈍”（靈敏度↓）解決矛盾的措施：（1）采用動力轉(zhuǎn)向器（2）采用變速比轉(zhuǎn)向器，且iw0（直行）≮（15～16）

轉(zhuǎn)向系傳動比：力傳動比ip角傳動比iw0i=返回5.變速比轉(zhuǎn)向器設計原理1)齒輪齒條式變速比轉(zhuǎn)向器設計原理：根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓周節(jié)（p）必須相等的原則，使一個具有標準齒的小齒輪與一個具有變模數(shù)（mt）、變壓力角（at）的齒條相嚙合；即：齒條壓力角變化簡圖6.iw

變化規(guī)律的選擇

2)循環(huán)球齒條齒扇式變速比轉(zhuǎn)向器設計原理原理：根據(jù)iw=2πr／p

（r為齒扇的嚙合半徑，

P為螺桿螺距），用改變r的方法來實現(xiàn)變速比；即轉(zhuǎn)向搖臂軸離開中間位置后，隨轉(zhuǎn)角變化使r變化。措施：采用偏心齒輪——變速齒輪1）前軸負荷大（20~40KN），未裝動力轉(zhuǎn)向者，應以輕便為主2）前軸負荷小，裝動力轉(zhuǎn)向的汽車應以提高機動性為主返回轉(zhuǎn)向器角傳動比

iw的變化特性曲線1、2應用于無動力轉(zhuǎn)向的大客車和中型以上的貨車曲線3、4應用于轎車、輕型以下貨車及裝動力轉(zhuǎn)向器車輛返回三、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙Dt1.轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性1)定義：轉(zhuǎn)向器中傳動副的間隙△t隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角j而改變的關系。2)意義：△t影響直線行駛穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器壽命。3)要求：如圖，當轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)于中間及附近位置10O～15O時，△t=0返回2.獲取傳動間隙特性的方法（循環(huán)球齒條齒扇）方法1：把齒條的兩側齒槽設計成中間齒槽稍寬，兩側齒槽的寬度相同，而齒扇的齒具有相同的厚度方法2：把齒條齒槽設計成一樣寬，而齒扇的齒具有不同的厚度，并把中間齒設計成正常齒，從靠近中間齒的兩側到離開中間齒最遠的齒其厚依次遞減

（如圖為確定齒扇切齒軸線偏移的傳動副徑向間隙△R及傳動間隙△t的示意圖），返回四、轉(zhuǎn)向系的剛度當量剛度：Cs—整個轉(zhuǎn)向系剛度式中：Ca—不考慮轉(zhuǎn)向系剛度時輪胎的側偏剛度as—轉(zhuǎn)向輪實際轉(zhuǎn)角a0—理論換算轉(zhuǎn)角Ca’—計及轉(zhuǎn)向系剛度時輪胎的側偏剛度討論：1）Cs

很高，則Ca’

≈Ca2）Cs

很低，則Ca’

<Ca,→即轉(zhuǎn)向系剛度↓，前輪的側偏剛度↓，→不足轉(zhuǎn)向加劇，若Cs過低，轉(zhuǎn)向時運動變得遲鈍，使操縱性能惡化b—拖后距（后傾拖距+輪胎拖距）返回§9-4

機械式轉(zhuǎn)向器的設計與計算一、轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定1）轉(zhuǎn)向軸的負荷影響因素：2）路面阻力3）輪胎氣壓原地轉(zhuǎn)向阻力矩f—輪胎和路面間的滑動摩擦因素，f=0.7

式中：

G1—轉(zhuǎn)向軸負荷（N）p—輪胎氣壓（Mpa）作用在轉(zhuǎn)向盤上的力L2—轉(zhuǎn)向節(jié)臂長L1—轉(zhuǎn)向搖臂長

式中：

iw—轉(zhuǎn)向系角傳動比hC—轉(zhuǎn)向機構傳動效率返回由總布置確定轉(zhuǎn)向軸滿載負荷G1由G1選定輪胎，確定輪胎氣壓p取輪胎與路面間的滑動摩擦因素：

f=0.7原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR由表9—1選轉(zhuǎn)向器平均速比iW?。喝∞D(zhuǎn)向盤半徑RSW取轉(zhuǎn)向器正效率η+=（0.7～0.8）取轉(zhuǎn)向傳動機構效率

hC=（0.85～0.9）轉(zhuǎn)向盤上的作用力FhFh是否滿足表9—1END(yes)(NO)方法1方法2返回二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計小齒輪選擇：斜齒圓柱齒輪小齒輪參數(shù)：小齒輪材料：16MnCr5，15CrNi6G1[N]iGFh

[N]微型車＜1000015～20100～150輕型車10000～1600020～24150～200中型車16000～3000024～27300～350重型車＞3000027～30400表9—1參數(shù)選擇模數(shù)m齒數(shù)壓力角a螺旋角b2~3mm5~720°9°~15°

齒條材料：

45#

三、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設計（一）主要尺寸參數(shù)的選擇

1.確定齒扇模數(shù)mm3.03.54.04.55.06.06.5轎車排量（mL）5001000～1800………前軸負荷（N）3500～38004700～7350………貨車和大客車前軸負荷（N）3000～50004500～7500………17000～3700023000～44000最大裝載質(zhì)量（Kg）3501000………60008000返回2.鋼球中心矩D—基本參數(shù)，影響結構尺寸和強度選擇方法：參考同類型車的參數(shù)進行初選基本原則：保證強度下D應可能小3.螺桿外徑D1及螺母內(nèi)徑D21）(D2－D1)=(5%~10%)D2）D1比D小(6%~8%)，D2比D大(6%~8%)D1=20，23，25，29，34，38mm[日]4.鋼球直徑d及鋼球數(shù)量n推薦：d=5.556，6.350，7.144，8.0d影響因素：傳動機構的尺寸及承載能力參考同類型車選取，且符合國標要求：尺寸差≯128×10-5

d返回鋼球數(shù)量n影響因素：n↑,承載力↑,流動性↓,效率↓選擇n<60粒（每環(huán)路）5.

滾道截面四段圓弧滾道截面要求：R2>d/2推薦：R2=(0.51~0.53)dW—一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)n—不包括環(huán)流管中的鋼球數(shù)

式中：

a0—螺線導程角,a0=8°~9°;cos

a0≈16.接觸角qq↑,徑向力↑,軸向力↓常取q=45°返回7.螺距P和螺線導程角a0式中：r—齒扇節(jié)圓半徑8.工作鋼球圈數(shù)W1）滿足iw0要求；2）較高的h+；3)不發(fā)生自鎖推薦：W=1.5、2.5圈a0影響：h+，h-要求：b=P－d>2.5mmW↑參加工作鋼球數(shù)↑，接觸應力↓,承載力↑選a0原則：返回模數(shù)m3.03.54.04.55.06.06.5搖臂直徑dY22263032323538404245鋼球中心距D202325252830323540螺桿外徑D12023252528293438螺桿中徑D1Z1820222226273236鋼球直徑d5.5565.5566.3506.3507.1447.1448.000螺距P7.9388.7319.5259.525101011工作圈數(shù)W1.51.5，2.52.5模數(shù)m3.03.54.04.55.06.06.5環(huán)流行數(shù)H2螺母長度L41455246475856，59，6272788082齒扇齒數(shù)Ze3，55齒扇整圓齒數(shù)Z12，131313，14，15齒扇分度圓法向壓力角α0

22°30′，27°30′切削角γ6°30′6°30′，7°30′齒扇寬B2225252725283028～3230，34，383538齒頂高系數(shù)x1=（0.8～0.9）

；徑向間隙系數(shù)C*=0.2；鋼球接觸角θ=45°續(xù)：（二）齒條、齒扇傳動副計算特點：齒扇屬于變厚齒扇，變厚齒扇的齒頂和齒根的輪廓面是圓錐的一部分，頂圓根圓有錐度，分度圓d=mZ不變，分度圓齒厚度是變化的，分度圓和基圓半徑相同，基圓為一圓柱。齒數(shù)Z=12~15齒扇寬度B=22~38mm(齒頂厚≮3mm)切削角g=6°30’/7°30’齒頂高系數(shù)f=0.8/1.0法向壓力角a=20°~30°

參數(shù)：

徑向間隙系數(shù)Df

=0.2模數(shù)m返回四、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算1.轉(zhuǎn)向軸2.鋼球與滾道間的接觸應力s式中：k—系數(shù)R2—滾道截面半徑，R1—螺桿外半徑其中:A=[(1/r)－(1/R2)]/2;B=[(1/r)＋(1/R1)]/2r—鋼球半徑A/B1.00.90.80.70.60.5...0.020.010.007k0.3880.400.410.440.4680.49...1.82.2713.202F3—鋼球與螺桿之間的正壓力F2—作用螺桿上的軸向力已知：①接觸角q②鋼球中心距D③鋼球直徑d鋼球接觸點到螺桿中心距離l已知：①方向盤半徑RSW

②方向盤操縱力Fh

③工作鋼球數(shù)n④螺母導程角a0鋼球與滾道正壓力N已知：①滾道半徑R2②鋼球半徑r=d/2③螺桿外徑R1=D1/2A/Bkσ≤2500Mpa查表9—1表9—1A/B0.90.8......0.010.007k0.4000.410......2.2713.202步驟：3.齒的彎曲應力sW4.轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑式中：F—作用在齒扇上的圓周力b—齒扇的齒寬h—齒扇的齒高s—基圓齒厚[sW]=540MPa材料：螺桿和螺母：20CrMnTi表面滲碳d=0.8~1.2mm;負荷大:d=1.05~1.45mm表面硬度：58~63HRC式中：K—安全系數(shù)，取K=2.5~3.5t0—扭轉(zhuǎn)強度極限MR—轉(zhuǎn)向阻力矩材料：搖臂軸：20CrMnTi表面滲碳d=0.8~1.2mm;負荷大:d=1.05~1.45mm表面硬度：58~63HRC返回§9-5動力轉(zhuǎn)向機構一、對動力轉(zhuǎn)向機構的設計要求中級以上轎車，轉(zhuǎn)向軸軸載質(zhì)量超過2.5t的貨車動力轉(zhuǎn)向的應用1.運動量的隨動2.力的隨動、路感3.當Fh≥0.025~0.19kN時，動力轉(zhuǎn)向起作用4.轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應能自動回正，保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)5.工作靈敏6.動力轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱轉(zhuǎn)向輪7.密封性能好返回二、動力轉(zhuǎn)向機構布置方案分析

1.型式液壓式(6~10MPa)氣壓式(~1MPa)常壓式常流式分置式整體式聯(lián)閥式連桿式半分置式電動式結構緊湊，尺寸小，質(zhì)量輕，靈敏度高，無需潤滑，緩和沖擊缺點：結構復雜，加工精度、密封要求高優(yōu)點：發(fā)展方向：電子控制電動式應用廣泛應用少返回1.布置方案組成：分配閥，轉(zhuǎn)向器，動力缸，液壓泵，貯油罐，油管1—分配閥2—轉(zhuǎn)向器3—動力缸返回

3.方案比較分析

型式項目整體式分置式零件數(shù)量較少較多結構特點復雜較簡單緊湊性好一般轉(zhuǎn)向器主要零件是否承受由動力缸建立的載荷承受不承受維修性難較易管路長短短長轉(zhuǎn)向輪在側向力下的擺振情況無擺振有擺振是否易采用典型轉(zhuǎn)向器不易易密封性要求高較低應用轎車、客車和前橋負荷在15t以下的貨車轉(zhuǎn)向橋負荷在15t以上的重型汽車返回

4.分配閥的結構方案常流式滑閥結構液壓動力轉(zhuǎn)向機構1—安全閥；2—溢流閥；3—油罐；4—油泵；5—節(jié)流口；6—單向閥；7—轉(zhuǎn)向盤；8—滑閥；9—反作用閥；10—轉(zhuǎn)向分配閥；11—回位彈簧；12—轉(zhuǎn)向螺桿；13—轉(zhuǎn)向螺母；14—轉(zhuǎn)向拉桿；15—轉(zhuǎn)向搖臂；16—活塞；17—動力缸常流式轉(zhuǎn)閥結構動力轉(zhuǎn)向器1—扭桿彈簧2—閥芯3—轉(zhuǎn)閥4—閥體5—小齒輪6—軸承7、8、9—

密封圈

5.分配閥結構方案比較類型項目滑閥式轉(zhuǎn)閥式結構特點較簡單先進但復雜零件數(shù)量較多較少生產(chǎn)工藝性好一般靈敏度一般高密封件較多少應用曾廣泛應用廣泛應用返回三、動力轉(zhuǎn)向機構的計算（一）動力缸尺寸的計算推力：

1.動力缸內(nèi)徑

p—壓力，p=6~10MPa式中：dp—活塞桿直徑，dp=0.35DD—動力缸內(nèi)徑由國家標準缸徑系列推薦值最終確定D=（110、100、90、80、70mm等）2.動力缸尺寸確定活塞厚度：B=0.3D動力缸最大長度S:活塞距缸蓋間隙:e=(0.5~0.6)D壁厚t:式中：確定動力缸尺寸簡圖活塞最大行程S1:bmax—轉(zhuǎn)向搖臂總轉(zhuǎn)角h—車輪最大轉(zhuǎn)角時縱拉桿位移量L—轉(zhuǎn)向搖擺軸到動力缸活塞間的距離n—安全系數(shù)，?。?.5～5）sT

—殼體材料屈服點，[Mpa]球墨鑄鐵（QT500—05）鑄鋁合金（ZL105）sT350160~240（二）分配閥參數(shù)的選擇（滑閥）

滑閥直徑d，預開隙e1，密封長度e2,滑閥總移動量e參數(shù)：聯(lián)閥式半分置式及整體式預開隙e1滑閥總移動量e滑閥密封長度e2返回1.分配閥的泄漏量DQ計算

Dr—滑閥和閥體在半徑方向的間隙,Dr=0.0005~0.00125cm式中：m—液體動力粘度，m

=1.84×10-7Pa·Se2—密封長度（cm),e2=e-e1，e1=0.2~0.4mm（預開隙）

d—滑閥外徑[DQ]≯油泵生產(chǎn)率的(5~10)%要求：2.局部壓力降Dp(壓力損失）式中：V—中立位置時的液流速度：r—液體密度[kg/m3]x—局部阻力系數(shù)，x=3.0d—滑閥外徑[cm]Q—溢流閥限制下的最大排量[L/min]4.動力轉(zhuǎn)向器的評價指標—防止外界干涉破壞其正常工作、保證轉(zhuǎn)向盤制動回位Fhw=20~30N(轎車)且Fmin>F摩1）動力轉(zhuǎn)向器的作用效能S：①Fh

——無動力轉(zhuǎn)向器時作用在轉(zhuǎn)向盤上的力；②F’h

——有動力轉(zhuǎn)