1、第3章設(shè)計計算3.1汽車轉(zhuǎn)向系主要參數(shù)的選擇汽車主要尺寸的確定汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接 近角、離去角、最小離地間隙等，如圖 3-1所示。圖3-1汽車的主要參數(shù)尺寸(1) 軸距軸距L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距 過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角 振動過大；汽車加速、制動或上坡時軸荷轉(zhuǎn)移過大而導(dǎo)致其制動性和操縱穩(wěn)定性 變壞；萬向節(jié)傳動的夾角過大等。因此，在選擇軸距時應(yīng)綜合考慮對有關(guān)方面的 影響。當(dāng)然，在滿足所設(shè)計汽車的

2、車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等 要求的前提下，將軸距設(shè)計得短一些為好。輕型貨車、鞍式牽引車和礦用自卸車等車型要求有小的轉(zhuǎn)彎半徑，故其軸距比一般貨的短，而經(jīng)常運送大型構(gòu)件、長尺寸或輕拋貨物的貨車和集裝箱運輸車， 則軸距可取得長一些。汽車總質(zhì)量愈大，軸距一般也愈長。軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑 有影響。當(dāng)軸距短時，上述各指標(biāo)減小。(2) 前輪距B和后輪距B2改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化、增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加，并導(dǎo)致汽車的比 功率、幣轉(zhuǎn)矩指標(biāo)下降，機動性變壞。受汽車總寬不得超過2.5

3、m限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距 Bi范圍 內(nèi)，應(yīng)能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間， 同時轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距B2時，應(yīng)考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度以及它們之間應(yīng)留有必要的間隙。(3) 外廓尺寸汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應(yīng)根據(jù)汽車的類型、用途、承 載量、道路條件、結(jié)構(gòu)選型與布置以及有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、法規(guī)限制等因素來確定。 GB1589-79對汽車外廓尺寸界限做了規(guī)定，總高不大于4m,總寬(不包括后視鏡) 不大于2.5m;外開窗，后視鏡等突出部分寬250mm總長：貨車及越野車不大于 12m 一般大客車不大于i

4、2m鉸接式大客車不大于i8m牽引車帶半掛車不大于 16m汽車拖帶掛車不大于20m掛車長度不大于8m根據(jù)畢業(yè)設(shè)計課題及以上的論述，本次設(shè)計初選尺寸數(shù)據(jù)如下：軸距：L=6800mm總長：L長=11800mm前輪距:B1=2280mm總寬：L寬=2400mm后輪距:B2=2270mm總高：L高=3280mm汽車質(zhì)量參數(shù)的確定汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量 m、裝載質(zhì)量m、質(zhì)量系數(shù)n、汽車總 質(zhì)量ma軸荷分配等。(1)整車整備質(zhì)量m整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備(包括隨車工具、備胎等)，加滿燃料、 水，但沒有裝貨和載人時的整車質(zhì)量。整車整備質(zhì)量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟型有影響。 目前，盡可能減少整

5、 車整備質(zhì)量的目的是：通過減輕整備質(zhì)量增加載質(zhì)量或載客量， 抵消因滿足安全 標(biāo)準(zhǔn)、排氣凈化標(biāo)準(zhǔn)和噪聲標(biāo)準(zhǔn)所帶來的整備質(zhì)量的增加， 節(jié)約燃料。減少整車 整備質(zhì)量的措施主要有：新設(shè)計的車型應(yīng)使其結(jié)構(gòu)更合理，采用強度足夠的輕質(zhì) 材料，如塑料、鋁合金等等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結(jié)構(gòu)件， 用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到比較廣泛的應(yīng)用。今后，塑料載汽車 上會進一步得到應(yīng)用。(2) 汽車的載質(zhì)量me汽車的載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時所允許的額定載質(zhì)量。汽車在碎石路面上行駛時，載質(zhì)量約為好路面的75%85%。越野汽車的載質(zhì)量是指越野汽車行駛時或在土路上行駛的額定在質(zhì)量。商用貨車載質(zhì)

6、量me的確定，首先應(yīng)與企業(yè)商品規(guī)劃符合，其次要考慮到汽車的 用途和使用條件。原則上，貨流大、運距長或礦用自卸車應(yīng)采用大噸位貨車以利 降低運輸成本，提高效率；對貨源變化頻繁、運距短的市內(nèi)運輸車，宜采用中、 小噸位的貨車比較經(jīng)濟。質(zhì)量系數(shù)n質(zhì)量系數(shù)n是指汽車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即n = m/mo。該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計水平和工藝水平，n值越大，說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進。(4) 汽車總質(zhì)量ma汽車總質(zhì)量ma是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量。軸荷分配汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動 性、操縱件和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很

7、大的影響。因此，在總體設(shè)計時應(yīng)根據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分 配。汽車的布置型式對軸荷分配影響較大， 例如對載貨汽車而言，長頭車滿載時 的前軸負荷分配多在28%上下，而平頭車多在33%35%。對轎車而言，前置 發(fā)動機前輪驅(qū)動的轎車滿載時的前軸負荷最好在55%以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發(fā)動機后輪驅(qū)動的轎車滿載時的后軸負荷一般不大于52%;后置發(fā)動機后輪驅(qū)動的轎車滿載時后軸負荷最好不超過59%，否則，會導(dǎo)致汽車具有過多轉(zhuǎn)向特性而使操縱性變壞。在確定軸荷分配時也要考慮到汽車的使用條件。對于常在較差路面上行駛的 載貨汽車，為了保證其在泥濘路而上的通過能力，常將滿載

8、前軸負荷控制在 26%27%，以減小前輪的滾動阻力并增大后驅(qū)動輪的附著力。 對于常在潮濕路面上行駛的后驅(qū)動輪裝用單胎的4X 2平頭貨車，空載時后鈾負荷應(yīng)不小于41%, 以免引起例滑。在確定軸荷分配時還要充分考慮汽車的結(jié)構(gòu)特點及性能要求。 例如：重型礦 用自卸汽車的軸距短、質(zhì)心高，制動或下坡時質(zhì)量轉(zhuǎn)移會使前軸負荷過大， 故在 設(shè)計時可將其前軸負荷適當(dāng)減小，使后軸負荷適當(dāng)加大。根據(jù)畢業(yè)設(shè)計課題及以上的論述，本次設(shè)計初選質(zhì)量數(shù)據(jù)如下:汽車總質(zhì)量:ma=150t整車整備質(zhì)量:m=60t滿載時車輛前軸負荷：28% X 150t=42t轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)(1)轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑最小轉(zhuǎn)彎半徑是指轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角

9、在最大位置條件下，汽車低速行駛時前外轉(zhuǎn)向輪與地面接觸點的軌跡到轉(zhuǎn)向中心 0點的距離。汽車的機動性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應(yīng)由兩個條 件保證。即首先應(yīng)使轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)到最大轉(zhuǎn)角時，汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑能達到汽車軸 距的2-2.5倍；其次，應(yīng)這樣選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比，即由轉(zhuǎn)向盤處于中間的位 置向左或右旋轉(zhuǎn)至極限位置的總旋轉(zhuǎn)圈數(shù)， 對轎車應(yīng)不超過2圈，對貨車不應(yīng)超 過3圈。DO CO K汽車在轉(zhuǎn)向時，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系 如圖3-3所示，由下式?jīng)Q定：(3-1)BDcot ° cot式中：。一外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角；i 內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角；K兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面

10、交點間的距離；L 汽車軸距汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角i與°、軸距L、主銷距K及轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂a等尺寸有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過程中除內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角外,其他參數(shù)是不變的。最小轉(zhuǎn)彎半徑是指汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角的條件下以低 速轉(zhuǎn)彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構(gòu)成圓周的半徑?？砂聪率接嬎?(3-2)minsinomax圖3-2理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系初選汽車的軸距為：L=6800mm而外轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角的最大值轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)臂a=0.3m。所以計算出最小轉(zhuǎn)彎半徑：Rnin 10m一般取45o,取o max(2)轉(zhuǎn)向系的效率功率P1從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)

11、向器的正效率，用符號 表示，;反之稱為逆效率，用符號 表示。正效率計算公式：P1 P2(3-3)P1逆效率計算公式：P3P2P3（3-4）式中，P為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；p為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率； p為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的 自動返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤上的路面沖擊力， 防止打手，又要求此逆 效率盡可能低。1）轉(zhuǎn)向器的正效率影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量 等。在幾種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指 銷式的正效率要明顯的低些。同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不

12、一樣。如蝸 桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外， 滾輪側(cè)翼與墊片之 間還存在滑動摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率n +僅有54%另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn) 向器效率分別為70唏口 75%轉(zhuǎn)向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失， 只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿 類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算tan aotan （a。）（3-5）式中，o為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；p為摩擦角，p =arctanf ；f為磨擦因數(shù)。2）轉(zhuǎn)向器的逆效率根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)向器有可逆式

13、、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(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較 高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正， 既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉(zhuǎn)向盤上的 車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。不可逆式和極限可逆式轉(zhuǎn)向器不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊 力轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)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(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)

14、向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊 力作用時，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失， 只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率 可用下式計算(3-6)tan (a。)tan a0式（3-5）和式（3-6）表明：增加導(dǎo)程角ao，正、逆效率均增大。受增大的影響，a。不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或 者為零，此時表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角。 通常螺線導(dǎo)程角選在8°10°之間。（3）轉(zhuǎn)向力（4）傳動比變化特性 1）轉(zhuǎn)向系傳動比轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比I 0和轉(zhuǎn)向系的力傳動比轉(zhuǎn)向系的力傳動比:Ip 2 Fw

15、/ F h(3-9)轉(zhuǎn)向系的角傳動比:d /dt dk /dt d k(3-10)轉(zhuǎn)向系的角傳動比0由轉(zhuǎn)向器角傳動比1和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比1組成，即I I =25(3-11)轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比：ip dp/dtd p.（一般取i -1）k dk/dtd kw d /dtd-轉(zhuǎn)向器的角傳動比：ip d p/dt d p(一般取 i=25)(3-12)(3-13)2）轉(zhuǎn)向系力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系式:輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力 fw與作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩Mr的關(guān)系Fw(3-14)式中，a為主銷偏移距（一般取0.3m），指從轉(zhuǎn)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

16、平面交線間的距離。計算Fw=2.2X 105N作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh與作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩 Mh的關(guān)系式:匚2M hF hDsw(3-15)式中，M為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；DSw為轉(zhuǎn)向盤直徑。將式（3-12 ）、式（3-13）代入ip 2Fw/Fh后得到i Mr Dswp Mha(3-16)計算得i p =46如果忽略磨擦損失，根據(jù)能量守恒原理,2Mr/Mh可用下式表示2Mr d-i 0Mh d k(3-17)將式（3-17）代入式（3-16）后得到2a(3-18)當(dāng)a和DSw不變時，力傳動比i p越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但i 0也越大，表 明轉(zhuǎn)向不靈敏。3.2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計計算循環(huán)球式轉(zhuǎn)向

17、器中有兩級傳動副，第一級是由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽 內(nèi)裝有鋼球構(gòu)成的傳動副，第二級是由螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的齒條 齒扇傳動副,如下圖。圖3-3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖參數(shù)的選取及計算根據(jù)畢業(yè)設(shè)計要求以及機械設(shè)計手冊，然后參考同類汽車的參數(shù)進行初選, 經(jīng)強度驗算后，再進行修正。初選數(shù)據(jù):齒扇模數(shù)m=6.5mm整圓齒數(shù)z=13;鋼球中心距D=40mm螺桿外徑D1=38mrjn鋼球直徑d=7.144mm螺線導(dǎo)程角 0=7° ;螺距p=11mm工作圈數(shù) W=2.5;圖3-4螺桿-鋼球-螺母傳動副(1) 螺母內(nèi)徑D2應(yīng)大于D1,(取螺桿外徑D1=38mmfH球中心距D=40m) 一般要

18、求(3-19)D2 D1(5%10%)DD2 = Di+ (5%10% D=38+8%40=41 mm(2) 鋼球數(shù)量n (取鋼球直徑d=7.144mm螺線導(dǎo)程角0=7°，則cos 0 1)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(gòu)和轉(zhuǎn)響 器的尺寸也隨之增大。增加鋼球數(shù)量n,能提高承載能力，但是鋼球流動性變壞，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(yīng)分組裝配。每個環(huán)路中的鋼球數(shù)可用下式計算n DW n=d cos a0n DWdn 402

19、.57.11444.14 粒(3-20)(3) 滾道截面半徑&當(dāng)螺桿和螺母各有兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，見圖3-5，鋼球與滾道有四點接觸，傳動時軸向間隙最小，可滿足轉(zhuǎn)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(zhì)。為了 減少摩擦，螺桿與螺母溝槽的半徑 R2應(yīng)大于鋼球半徑d/2, 一般取R2=(0.51 0.53)d。螺桿滾道應(yīng)倒角，用來避免該處被嚙出毛刺而劃傷鋼球后降低傳動效率。圖3-5四段圓弧滾道截面示意圖&=(0.510.53 ) d=0.52 7.114=3.69 mm(3-21 )(4) 接觸角鋼球與螺桿滾道接觸點的正

20、壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角稱為接觸角，如圖3-5所示。 角多取45° ,以使軸向力和徑向力分配均勻。(5) 工作鋼球圈數(shù)W多數(shù)情況下，轉(zhuǎn)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(guān)：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球數(shù)增多，能降低接觸應(yīng)力，提高承 載能力；但鋼球受力不均勻。螺桿增長使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有1.5和2.5圈兩種。本設(shè)計選取工作鋼球圈數(shù) W為2.5圈。(6) 導(dǎo)管內(nèi)徑d1容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導(dǎo)管內(nèi)徑d1 d e,式中，e為鋼球直徑d與導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙。e不宜過大，否則鋼球流經(jīng)導(dǎo)管時球心偏離導(dǎo)管中心 的距離增大，并使流動阻力增大。推薦 e

21、=0.40.8。導(dǎo)管壁厚取為1mm本設(shè)計選取e為0.5mm，所以導(dǎo)管內(nèi)徑為7.644mm循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強度。 欲驗算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸的 負荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷 轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。精確地計算這些力是困難的，目前常用經(jīng)驗公式來計算，計算公式如下：Mr f G(3-7)3 P式中，Mr是在瀝青或混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力距，Nmmf為輪胎和路面間的滑動摩擦因素，一般取 0.7 ;G為轉(zhuǎn)向軸

22、負荷，計算時取 g=10N/Kg；P為輪胎氣壓，取0.85MP&j3計算得 Mr °.7 420000 6.9 x 107 N- mm3 0.85作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力用下式計算:Fh2LML 2 D sw i式中,為轉(zhuǎn)向搖臂長；L2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(L2 )； Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑，根據(jù)車型不同，在380550mm勺標(biāo)準(zhǔn)系列內(nèi)選取，查國家標(biāo)準(zhǔn)可取為500mm i 為轉(zhuǎn)向器角傳動比(取25);為轉(zhuǎn)向器正效率(取85%。計算得Fh=12988N因為上述轉(zhuǎn)向阻力矩是汽車在靜止?fàn)顟B(tài)下計算的，所以是最大值。這樣，根據(jù)這個轉(zhuǎn)向阻力矩換算得出作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力， 并據(jù)此作為計算強度的載荷 也是

23、合理的。作為重型汽車，因為前軸負荷增大，需采用動力轉(zhuǎn)向去克服轉(zhuǎn)向阻 力矩，用上述方法計算得到的作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh要超過人體生理可能產(chǎn)生的力。此時對轉(zhuǎn)向器和動力缸以前的零件進行強度驗算時，應(yīng)取作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為700M(1)鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力(3-22)K3NE2RR；)2r)2式中，K為系數(shù)，根據(jù) A/B值查表，A= ( 1/r ) -(1/R2 )/2,B=(1/r)+(1/R1 )/2 ;A/B=0.043,所以取 K=1.280表3-4系數(shù)K與A/B的關(guān)系mmA/B0.500.400.300.200.150.100.050.020.010.007K0.4900.5360.

24、6000.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202R2為滾道截面半徑 3.69mm r為鋼球半徑3.557mm R1為螺桿外半徑19mm E為材料彈性模量2.1105MPa N為每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力，即FhNh( 3-23)n cos 0 cos式中，o為螺桿的螺線導(dǎo)程角7°；為接觸角45° n為參與工作的鋼球數(shù)45; Fh為轉(zhuǎn)向盤圓周力9630N計算得 N=570N=1754.5MPa當(dāng)鋼球與滾道接觸表面硬度為HRC5864時，許用接觸應(yīng)力 可取30003500MPa由于 <,因此滿足強度。(2)齒的彎曲應(yīng)力齒扇齒的彎曲應(yīng)力為6

25、FOC hBs2式中，F(xiàn)°c為作用在齒扇上的圓周力；h為齒扇的齒高，取8.8mm B為齒扇的齒寬，取45mm S為基圓齒厚，取10mm作用在齒扇上的圓周力F°cFocTwTip 'w式中ip 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比46;轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的效率，一般取0.850.9。本設(shè)計中取為0.9 ;Tr 即轉(zhuǎn)向阻力矩，Tr =6.5 X 107 N- mm齒扇節(jié)圓半徑，取42.5mm代入，得F°c=36942N=433.5MPa許用彎曲應(yīng)力為w 540MPa，顯然w w，符合要求。3.3液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上加

26、一套動力輔助裝置組成的。 如下圖，轉(zhuǎn)向油泵6安裝在發(fā)動機 上，由曲軸通過皮帶驅(qū)動并向外輸出液壓油。 轉(zhuǎn)向油罐5有進、出油管接頭，通過油管分別與轉(zhuǎn)向油泵和轉(zhuǎn)向控制閥2聯(lián)接。轉(zhuǎn)向控制閥用以改變油路。機械轉(zhuǎn)向器 和缸體形成左右兩個工作腔，它們分別 通過油道和轉(zhuǎn)向控制閥聯(lián)接。當(dāng)汽車直線行駛時，轉(zhuǎn)向控制閥 2將轉(zhuǎn)向油泵6泵出來的工作液與油罐相 通，轉(zhuǎn)向油泵處于卸荷狀態(tài)，動力轉(zhuǎn)向器不起助力作用。當(dāng)汽車需要向右轉(zhuǎn)向 時，駕駛員向右轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向控制閥將轉(zhuǎn)向油泵泵出來的工作液與R腔接通，將L腔與油罐接通，在油壓的作用 下，活塞向下移動，通過傳動結(jié)構(gòu)使左、 右輪向右偏轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)右轉(zhuǎn)向。向左轉(zhuǎn)向時，情況與上述

27、相反。1圖3-2液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖1-轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 2-轉(zhuǎn)向控制閥3-機械轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向動力缸總成 4-轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu) 5-轉(zhuǎn)向油罐6-轉(zhuǎn)向油泵R-轉(zhuǎn)向動力缸左腔L-轉(zhuǎn)向動力缸右腔1液壓動力缸的受力分析作用在活塞上的力存在這樣一個平衡條件：Foc FfFp F 0式中，F(xiàn)oc 由轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩所確定的作用于齒扇上的圓周力；Ff 活塞與缸筒間的摩擦力；Fp 由轉(zhuǎn)向盤切向力所引起的作用在活塞上的軸向力；f 高壓油液對活塞的推力。其中，F(xiàn)f FRf Foc f tan2FhhF pds tan( o k)2 2F(Deds)p4式中，Tr 轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩(6.5 X 107N mm；rw

28、 齒扇的嚙合半徑(42.5mm);ip 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比(46)；轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的效率(90%)；f 活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)(取0.3)；齒扇的嚙合角(15 ° )；Fh 轉(zhuǎn)向盤上的切向力(200N)；rh 轉(zhuǎn)向盤的半徑(取250mm；ds 活塞桿直徑(取22mr)i；0 轉(zhuǎn)向螺桿螺旋滾道的導(dǎo)程角(7°)；k 換算摩擦角(5 ° )；Dc 動力缸缸徑(取63mm；p 動力缸內(nèi)的油液壓力(6.3MPa)。計算得，F(xiàn)°c=36942N Ff=2970N, Fp=21384N, F =17235N分析得出，液壓動力缸的受力基本滿足F°cFf Fp

29、 F 0活塞行程s的計算當(dāng)動力缸與轉(zhuǎn)向器一體時，活塞行程s可由搖臂軸轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角max時，齒扇轉(zhuǎn)過的節(jié)圓弧長來求得，即s ( max/180 ) rw式中，rw=42.5mm 取 max=33.5 °，求得 s =24.8mm活塞移至有活塞桿一端的極限位置時，與缸體端面間還應(yīng)有e= (0.50.6 ) Dc的間隙以利活塞桿的導(dǎo)向，另一端也應(yīng)有 10m m的間隙以免與缸蓋碰撞。動力缸缸筒壁厚t的計算動力缸殼體壁厚t，根據(jù)計算軸向平面拉應(yīng)力z來確定，即De4(Dctt2)式中，p為油液壓力；Dc為動力缸內(nèi)徑；t為動力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，n=3.55.0。s為缸體材料的屈服極限。缸體材料用球墨鑄鐵采用QT50005,抗拉強度為500MPa屈服點為350MPa求得t =5mm活塞桿用45鋼制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計計算分配閥的主要參數(shù)有