汽車設計轉向系統(tǒng)

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1、第一節(jié) 概 述 轉向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構， 在汽車轉向行駛時， 保證各轉向輪之 間有協(xié)調的轉角關系。 機械轉向系依靠駕駛員的手力轉動轉向盤， 經(jīng)轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。 有 些汽車還裝有防傷機構和轉向減振器。 采用動力轉向的汽車還裝有動力系統(tǒng)， 并借助此系統(tǒng) 來減輕駕駛員的手力。 對轉向系提出的要求有： 1) 汽車轉彎行駛時， 全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉， 任何車輪不應有側滑。 不滿足這 項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 2) 汽車轉向行駛后， 在駕駛員松開轉向盤的條件下， 轉向輪能自動返回到直線行駛位置， 并穩(wěn)定行駛。 3) 汽車在任何

2、行駛狀態(tài)下，轉向輪不得產(chǎn)生自振，轉向盤沒有擺動。 4) 轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產(chǎn)生的擺動應最 小。 5) 保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。 6) 操縱輕便。 7) 轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 8) 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調整機構。 9) 在車禍中， 當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時， 轉向系應有能使駕 駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10) 進行運動校核，保證轉向盤與轉向輪轉動方向一致。 正確設計轉向梯形機構，可以使第一項要求得到保證。轉向系中設置有轉向

3、減振器時， 能夠防止轉向輪產(chǎn)生自振， 同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。 為了使汽車具有良 好的機動性能， 必須使轉向輪有盡可能大的轉角， 并要達到按前外輪車輪軌跡計算， 其最小 轉彎半徑能達到汽車軸距的 2?2. 5倍。通常用轉向時駕駛員作用?在轉向盤上的切向力大 小和轉向盤轉動圈數(shù)多少兩項指標來評價操縱輕便性。 沒有裝置動力轉向的轎車， 在行駛中 轉向，此力應為50—100N;有動力轉向時，此力在20— 50N。當貨車從直線行駛狀態(tài)， 以10km / h速度在柏油或水泥的水平路段上轉入沿半徑為 12m的圓周行駛，且路面干燥，若轉向系內 沒有裝動力轉向器， 上述切向力不得超過250

4、N;有動力轉向器時，不得超過120N。轎車轉向 盤從中間位置轉到每一端的圈數(shù)不得超過 2. 0圈，貨車則要求不超過 3. 0圈。? 近年來，電動、電控動力轉向器已得到較快發(fā)展，不久的將來可以轉入商品裝車使用。 電控動力轉向可以實現(xiàn)在各種行駛條件下轉動轉向盤的力都輕便。 第二節(jié)轉向系主要性能參數(shù) 一、轉向器的效率 功率Pl從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 n表示，n=(Pi—P2) / P ;反之稱為逆效率，用符號 n表示，n =(P 3— Pa) / P3。式中，P2為 轉向器中的摩擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤

5、輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動返回到直線行駛位置， 又 需要有一定的逆效率。 為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞， 車輪與路面之間的作用 力傳至轉向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低。 1.轉向器的正效率n 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。 (1) 轉向器類型、結構特點與效率 在前述四種轉向器中， 齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器 的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間 的軸承可以選

6、用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結構之一。 第一種結構除滾輪與滾 針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉向器的效率 ly+ 僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率，根據(jù)試驗結果分別為 70%和75%。 轉向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆效率提高 約 10 %。 (2) 轉向器的結構參數(shù)與效率 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失， 只考慮嚙合副的摩 擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉向器，其效率可用下式計算 tan 0 tan( 0 ) 式中，ao為蝸桿(或螺桿)的螺線導程角; (7--1) P為摩擦角，p=rctan

7、f ; f為摩擦因數(shù)。 2 .轉向器逆效率n 根據(jù)逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力， 經(jīng)過轉向系可大部分傳遞到轉向盤， 這種逆效率較高的轉向器 屬于可逆式。它能保證轉向后， 轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞， 又提 高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉向盤， 造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛， 易使駕駛員疲勞, 影響安全駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。 該沖擊力

8、由轉向傳 動機構的零件承受， 因而這些零件容易損壞。 同時，它既不能保證車輪自動回正， 駕駛員又 缺乏路面感覺；因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉向器。 極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。 在車輪受到?jīng)_擊力作用時， 此力只有較小一部分 傳至轉向盤。它的逆效率較低， 在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉向傳動 機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計 算 (7—2) tan( ° ) tan ° 式(7 — 1)和式(7 — 2)表明：增加導程角 ao,正、逆效率均增大。受 n增大的影響，

9、不 宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時, 逆效率為負值或者為零， 此時表明該轉向器是 不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。 通常螺線導程角選在 8°?10°之間。 二、傳動比的變化特性 1 .轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比 iwo和轉向系的力傳動比 ip 從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力 2Fw與作用在轉向盤上的手力 Fh之比，稱 為力傳動比，即ip=2Fw / Fh。 轉向盤轉動角速度 3w與同側轉向節(jié)偏轉角速度 必之比，稱為轉向系角傳動比iwo,即; i wo d dt k d k dt +式中，d"為轉向盤

10、轉角增量; d侏為轉向節(jié)轉角增量；dt為時 間增量。它又由轉向器角傳動比 iw和轉向傳動機構角傳動比 iw '所組成，即 iwo=iw iw '。 轉向盤角速度曲與搖臂軸轉動角速度WK之比， 稱為轉向器角傳動比iw '，即 w d dt d p d p dt d p ° 式中,d中為搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。 搖臂軸轉動角速度 3P與同側轉向節(jié)偏轉角速度 4之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比 iw '，即 iw' p d p dt d k k d k dt d k 2 .力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間

11、的轉向阻力 Fw和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩 Mr之間有如下關系 (7— 3) 式中，a為主銷偏移距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與 支承平面交線間的距離。 作用在轉向盤上的手力 Fh可用下式表示 Fh 2Mh Dsw (7—4) 式中，Mh為作用在轉向盤上的力矩； Dsw^轉向盤直徑。 將式(7 — 3)、式(7 — 4)代入ip=2Fw / Fh后得到 (7—5) 應取大些才能保證轉向輕便。 Mr Dsw j P Mha 分析式(7 — 5)可知，當主銷偏移距 a小時，力傳動比ip 通常轎車的a值在0. 4?0. 6倍輪

12、胎的胎面寬度尺寸范圍內選取， 而貨車的d值在40?60mm 范圍內選取。轉向盤直徑 Dsw根據(jù)車型不同在JB4505— 86轉向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內 選取。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理， 2Mr/ Mh可用下式表示 2Mr Mh d i i wo d k (7—6) 將式(7 — 6)代人式(7 — 5)后得到 D sw 2a (7—7) 當a和Dsw不變時，力傳動比ip越大，雖然轉向越輕，但 iwo也越大，表明轉向 不靈敏。 3 .轉向系的角傳動比iwo 轉向傳動機構角傳動比，除用 iw '=d“/d B表示以外，還可以近

13、似地用轉向節(jié)臂臂長 L2與搖臂臂長L之比來表示，即iw =d 3p/ d 3 k立2/ L?，F(xiàn)代汽車結構中，L?與J的比值大 約在0. 85?1. 1之間，可近似認為其比值為 iwo ^iw=d $/d 3。由此可見，研究轉向系的 傳動比特性，只需研究轉向器的角傳動比 iw和其變化規(guī)律即可。 4 ?轉向器角傳動比和其變化規(guī)律 式(7 — 7)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。 從ip=2Fw / Fh式可知，當Fw—定時, 增大ip能減小作用在轉向盤上的手力 Fh,使操縱輕便。 考慮到iwo智，由iwo的定義可知：對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與 轉向器角傳動比成反比。

14、 角傳動比增加后，轉向輪偏轉角速度對轉向盤角速度的響應變得遲 鈍，使轉向操縱時間增長，汽車轉向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構成一對矛盾。為解 決這對矛盾，可采用變速比轉向器。 齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉向器都可以制成變速比轉向器。 下面介紹齒輪齒 條式轉向器變速比工作原理。 根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即Pbi=Pb2。其中齒輪基圓齒距 Fbi = nmcos ai, 齒條基圓齒距 Pb2=jrncos a。由上述兩式可知：當齒輪具有標準模數(shù) m和標準壓力角ai與一 個具有變模數(shù)m；、變壓力角a的齒條相嚙合，并始終保持 mlcoso a=mcoso a時，它們就可

15、以 嚙合運轉。如果齒條中部（相當汽車直線行駛位置）齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小 （模數(shù) 也隨之減?。瑒t主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉向盤每轉動某同一角度時，齒條行程也 隨之減小。因此，轉向器的傳動比是變化的。圖 7—14是根據(jù)上述原理設計的齒輪齒條式轉 向器齒條壓力角變化示例。 從圖中可以看到，位于齒條中部位置處的齒有較大壓力角和齒輪 有較大的節(jié)圓半徑，而齒條齒有寬的齒根和淺斜的齒側面；位于齒條兩端的齒，齒根減薄， 齒有陡斜的齒側面。 7 14 rtSftIE力甫坐化輸圖 G閔帝中都世 1｝古糸爲端桁 循環(huán)球齒條齒扇式轉向器的角傳動比 iw=2 n / P （式7 —

16、13）。因結構原因，螺距 P不 能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑 r的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉向器實現(xiàn)變速 比的目的。 隨轉向盤轉角變化， 轉向器角傳動比可以設計成減小、 增大或保持不變的。 影響選取角 傳動比變化規(guī)律的因素，主要是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。 若轉向軸負荷小， 在轉向盤全轉角范圍內， 駕駛員不存在轉向沉重問題。 裝用動力轉向的汽車， 因轉向阻力矩 由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應取較小的轉向器角傳動比并能減少轉向 盤轉動的總圈數(shù)，以提高汽車的機動能力。 轉向軸負荷大又沒有裝動力轉向的汽車， 因轉向阻力矩大致與’車輪偏轉角度大小成正 比

17、變化，汽車低速急轉彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應選用大些的轉向器角傳動比。 汽車以較高車速轉向行駛時， 轉向輪轉角較小，轉向阻力矩也小，此時要求轉向輪反應靈敏， 轉向器角傳動比應當小些。 因此，轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的 下凹形曲線，如圖7—15所示。 廠 圖 j 門 轉向踣対樓功比坐化輅性曲圾 轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。 過小則在汽車高速直線行駛時， 對轉向 盤轉角過分敏感和使反沖效應加大， 使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。 直行位置的轉 向器角傳動比不宜低于15?16。 三、轉向器傳動副的傳動間隙 At 1 ?轉向器

18、傳動間隙特性 ^7-16 轉向硏苦甜U傳功團頤持性 傳動間隙是指各種轉向器中傳動副 （如循環(huán)球式轉向器的齒扇和齒條 ）之間的間隙。該間 隙隨轉向盤轉角 $的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性 （圖7 —16）。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。 直線行駛時，轉向器傳動副若存在傳動間隙， 一旦轉向輪受到側向力作用， 就能在間隙 At的范圍內，允許車輪偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳 動副的傳動間隙在轉向盤處于中間和其附近位置時 （一般是10°?15° ）要極小，最好無間 隙。 轉向器傳動副在中間和其附近

19、位置因使用頻繁， 磨損速度要比兩端快。 在中間附近位置 因磨損造成的間隙大到無法確保直線行駛的穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調整消除該處間隙。調整后， 要求轉向盤能圓滑地從中間位置轉到兩端，而無卡住現(xiàn)象。為此，傳動副的傳動間隙特性， 應當設計成在離開中間位置以后呈圖 7—16所示的逐漸加大的形狀。圖中曲線1表明轉向器在 磨損前的間隙變化特性，曲線 2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出 現(xiàn)較大間隙，曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。 2 .如何獲得傳動間隙特性 循環(huán)球式轉向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性， 可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲 取必要的傳動間

20、隙。即將中間齒設計成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側齒到離開中間齒最遠 的齒，其厚度依次遞減。 如圖7— 17所示，齒扇工作時繞搖臂軸的軸線中心 C轉動。加工齒扇時使之繞切齒軸線 Q 轉動。兩軸線之間的距離 n稱為偏心距。用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。其傳 動特性可用下式計算 /~2 2 2 2 t 2 ta n d R n cos p n cos p Ri n (7 — 8) 式中，a為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；B p為搖臂軸轉角；Ri為中心Q到b點的距離；n 為偏心距。 偏心距n不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。圖 7 —18示出偏心距n不同時的傳動間隙 變化特

21、性。n越大，在同一搖臂軸轉角條件下，其傳動間隙也越大。一般偏心距 n取0. 5mm 左右為宜。 圈7 備心距甘不同時饕或間障也當?shù)耐瘍?yōu) 第四節(jié) 機械式轉向器的設計與計算 一、轉向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度， 需首先確定作用在各零件上的力。 影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷、 路面阻力和輪胎 氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、 車輪穩(wěn)定阻力、輪胎 變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。 精確地計算出這些力是困難的。為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或 者混凝土路面上的原地

22、轉向阻力矩 Mn(N?mm) 式中，f為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取 0. 7; GI為轉向軸負荷(N) ; p為輪胎氣 壓(MPa)。 作用在轉向盤上的手力為 2JMR L2 DSWiw 式中，Li為轉向搖臂長；L2為轉向節(jié)臂長; (7 —10) Dsv為轉向盤直徑；iw為轉向器角傳動比; 為轉向器正效率。 對給定的汽車，用式(7 —10)計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算 載荷。然而，對于前軸負荷大的重型貨車，用上式計算的力往往超過駕駛員生理上的可能， 在此情況下對轉向器和動力轉向器動力缸以前零件的計算載荷， 應取駕駛員作用在轉向盤輪 緣

23、上的最大瞬時力，此力為 700No 二、 齒輪齒條式轉向器的設計 齒輪齒條式轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在 2?3mr之間。 主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在 5— 7個齒范圍變化，壓力角取 20°,齒輪螺旋角取值范圍多為 9°? 15°。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。 變速比的齒條壓力角， 對現(xiàn)有結構在12 ° 一 35°范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗 彎強度和接觸強度。 主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質量，殼 體用鋁合金壓鑄。 三、 循環(huán)球式轉向器設計 (一)

24、主要尺寸參數(shù)的選擇 1 ?螺桿、鋼球、螺母傳動副 (1) 鋼球中心距D螺桿外徑D,、螺母內徑D2尺寸D D、D2如圖7—19所示。鋼球中心 距是基本尺寸，螺桿外徑D、螺母內徑D2和鋼球直徑d對確定鋼球中心距 D的大小有影響，而D 又對轉向器結構尺寸和強度有影響。 在保證足夠的強度條件下， 盡可能將D直取小些。選取D 值的規(guī)律是隨著扇齒模數(shù)的增大，鋼球中心距 D也相應增加(表7 — 1)。設計時先參考同類型 汽車的參數(shù)進行初選， 經(jīng)強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑D通常在20?38mr范圍內變化， 設計時應根據(jù)轉向軸負荷的不同來選定。螺母內徑 D2應大于D，—般要求D2— D= (5

25、%? 10% )D。 國了他姐擇、鋼球、常毋傳動閒 2)鋼球直徑d和數(shù)量n鋼球直徑尺寸d取得大，能提高承載能力，同時螺桿和螺母傳動 機構和轉向器的尺寸也隨之增大。 鋼球直徑應符合國家標準， 一般常在7?9mr范圍內選用(表 7— 1)。 增加鋼球數(shù)量n,能提高承載能力，但使鋼球流動性變壞， 從而使傳動效率降低。因為鋼 球本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部鋼球數(shù)。 經(jīng)驗證明，每個環(huán)路中的 鋼球數(shù)以不超過60粒為好。為保證盡可能多的鋼球都承載， 應分組裝配。每個環(huán)路中的鋼球 數(shù)可用下式計算 DW DW n d cos 0 d 式中，D為鋼球中心距；W為

26、一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)； n為不包括環(huán)流導管中的鋼球 數(shù)；a為螺線導程角，常取 a=5°?8°,貝y cos a^l。 (3) 滾道截面 當螺桿和螺母各由兩條圓弧組成， 形成四段圓弧滾道截面時， 見圖7—20, 鋼球與滾道有四點接觸， 傳動時軸向間隙最小， 可滿足轉向盤自由行程小的要求。 圖中滾道 與鋼球之間的間隙， 除用來貯存潤滑油之外， 還能貯存磨損雜質。 為了減少摩擦，螺桿和螺 母溝槽的半徑 艮應大于鋼球半徑d/2，一般取R2 =(0 . 51?0. 53)d。 (4) 接觸角0鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角稱為 接觸角0如圖7—20所示。0角多取

27、為45°,以使軸向力和徑向力分配均勻。 (5) 螺距P和螺旋線導程角a 轉向盤轉動樣角對應螺母移動的距離 S為 (7 —11) 式中，P為螺紋螺距。 與此同時，齒扇節(jié)圓轉過的弧長等于 s，相應搖臂軸轉過B p角，其間關系可表示如下 (7—12) s pr 式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立式(7 —11)、式(7 —12)得 2 rr P p，將0對B p,求導得循環(huán)球式轉向器角傳 動比iw為 2 rr Iw — (7 —13) 由式(7 —13)可知，螺距P影響轉向器角傳動比的值。在螺距不變的條件下，鋼球直徑 d 越大，圖7— 19中的尺寸b越小，要求b=P-d

28、 > 2. 5mm螺距 i般在12?18mr內選取。 前已述和導程角oo對轉向器傳動效率有影響，此處不再贅述。 (6) 工作鋼球圈數(shù) W多數(shù)情況下，轉向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù) W又 與接觸強度有關：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多， 能降低接觸應力，提高承載能 力；但鋼球受力不均勻、螺桿增長而使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有 1 . 5和 2. 5圈兩種。一個 環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見表 7 — 1。 表7 —1循環(huán)球式轉向器主要參數(shù) 齒扇模數(shù)/ mm 3 . 0 3 . 5 4 . 0 4 . 5 5 . 0 6 . 0 6 . 5 22

29、26 30 32 32 38 42 搖臂軸直徑/ mm 35 40 45 20 23 25 28 30 35 40 鋼球中心距/ mm 25 32 20 23 25 28 29 34 38 螺桿外徑/ mm 25 5. 556 5 . 556 6. 350 7. 144 7 . 144 鋼球直徑/ mm 6. 350 8 . 000 7. 938 8. 731 9. 525 9 . 525 10 螺距/ mm

30、 10 11 工作圈數(shù) 1. 5 1 . 5 2 . 5 2 . 5 環(huán)流行數(shù) 2 41 45 46 58 56 72 80 螺母長度/ mm 52 47 59 78 82 62 3 5 齒扇齒數(shù) 5 12 13 13 齒扇整圓齒數(shù) 13 14 15 22 ° 30' 齒扇壓力角

31、27° 30' 6 ° 30' 6 ° 30' 切削角 7° 30' 22 25 25 30 28 ?32 30 35 齒扇寬 /mm 25 27 28 34 38 38 2.齒條、齒扇傳動副設計 如圖7— 21所示，滾道相對齒扇作斜向進給運動加工齒扇齒， 得到變厚齒扇。如圖7— 22 所示，變厚齒扇的齒頂和齒根的輪廓面是圓錐的一部分， 其分度圓上的齒厚是變化的，故稱 之為變厚齒扇。 圖7—22中，若o—o截面的原始齒形變位系數(shù) z =，且

32、I —I剖面和n — n剖面分別位于 0— o剖面兩側，則I — I剖面的齒輪是正變位齒輪， n — n剖面中的齒輪為負變位齒輪， 故 變厚齒扇在整個齒寬方向上，是由無數(shù)個原始齒形位移系數(shù)逐漸變化的圓柱齒輪所組成。 灤刀 S 7-21用濾刀加H變厚掛皋的進務運色 K 7 22 變軍齒肅的福聞 對齒輪來說，因為在不同位置的剖面中， 其模數(shù)m不變，所以它的分度圓半徑r和基圓半 徑壯相同。因此，變厚齒扇的分度圓和基圓均為一圓柱， 它在不同剖面位置上的漸開線齒形， 都是在同一個基圓柱上所展出的漸開線，只是其輪齒的漸開線齒形相對基圓的位置不同而 已，所以應將其歸人圓柱齒輪的范疇。

33、 E07 孌舊帖扇宙懈tt算簡圖 變厚齒扇齒形的計算，如圖 7 — 23所示。一般將中間剖面1 — 1規(guī)定為基準剖面。由1 — 1 剖面向右時，變位系數(shù) 為正，向左則由正變?yōu)榱悖? — 0剖面），再變?yōu)樨?。?— 0剖面距1 — 1 剖面的距離為《o,則其值為《o=Ym/tan 丫，是切削角，常見的有6° 30'和7° 30,兩種。在 切削角 廠定的條件下，各剖面的變位系數(shù) 懐決于距基準剖面1 — 1的距離a。 進行變厚齒扇齒形計算之前，必須確定的參數(shù)有：模數(shù) m,參考表7—2選??；法向壓力 角05, —般在20°?30°之間；齒頂高系數(shù)X1, —般取0. 8或1. 0;徑向間隙系數(shù)，

34、取0. 2; 整圓齒數(shù) 乙在12?15之間選??；齒扇寬度 B, —般在22?38mm 表7—2循環(huán)球式轉向器齒扇齒模數(shù) 齒扇齒模數(shù)m/ mm 3. 0 3. 5 4. 0 4. 5 5. 0 6. 0 6. 5 排量/ mL 1000 ? 1600 ? 轎 500 1800 2 前軸負荷 3500 ? 4700 ? 7000 ? 8300 ? 10000? 車 / N 3800 7350 9000 11000 11000 貨車 前軸負荷 3000 ? 4500 ?

35、 5500 ? 7000 ? 9000 ? 17000? 23000? 和大 / N 5000 7500 18500 19500 24000 37000 44000 客車 最大裝載質 35 000 量/ kg 四、循環(huán)球式轉向器零件強度計算 1 ?鋼球與滾道之間的接觸應力 (T 用下式計算鋼球與滾道之間的接觸應力 (T I 2 2 HER r) k3 2 V Rr) 式中，k為系數(shù)，根據(jù)A/Bf直從表7— 3查取，A= [(1 /r) — (1 /R2)]/2 , B=[(1 /r) +

36、(1 /R)] /2;艮為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；R為螺桿外半徑；E為材料 彈性模量，等于2 ? 1X105N/ mm2 F3為鋼球與螺桿之間的正壓力，可用下式計算 式中，00為螺桿螺線導程角；9為接觸角；n為參與工作的鋼球數(shù)；F2為作用在螺桿上的 軸向力，見圖7—24。 當接觸表面硬度為58—64HR(時，許用接觸應力 [c=2500N/ m^ 表7—3系數(shù)七與止/召的關系 7 -24 2.齒的彎曲應力ow 用下式計算齒扇齒的彎曲應力 6Fh w 2 bs 式中，F(xiàn)為作用在齒扇上的圓周力； h為齒扇的齒高；b為齒扇的齒寬；s為基圓齒厚。 許用彎曲應

37、力為[ow]=540N/mrK 螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳。前軸負荷不大的汽車，滲碳層深度在 0. 8? 1. 2mm前軸負荷大的汽車，滲碳層深度在 1. 05?1. 45mm表面硬度為58— 63HRC 此外，應根據(jù)材料力學提供的公式，對接觸應力進行驗算。 3 .轉向搖臂軸直徑的確定 用下式計算確定搖臂軸直徑 d 式中，K為安全系數(shù)，根據(jù)汽車使用條件不同可取 2.5?3. 5; MR為轉向阻力矩；t為 扭轉強度極限。 搖臂軸用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度在0. 8?1. 2mm前軸負荷大的汽車, 滲碳層深度為1 . 05?1 . 45mm表面硬度為58?63HRC