長安之星轉(zhuǎn)向系課件

1.1長安之星2009款1.3L-SC6378D3-JL474QG2.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡介2.2機械轉(zhuǎn)向系2.2.1轉(zhuǎn)向操縱機構2.2.2轉(zhuǎn)向器2.2.3轉(zhuǎn)向傳動機構2.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)2.3.1轉(zhuǎn)向器的效率2.3.2傳動比的變化特性2.4主要尺寸參數(shù)的選擇2.5轉(zhuǎn)向器輸出力矩的確定2.6軸的設計計算及校核

2.6.1轉(zhuǎn)向搖臂軸（即齒形齒扇軸）的設計計算

材料的選擇結構設計

軸的設計計算2.6.2螺桿軸設計計算及主要零件的校核

材料選擇結構設計軸的設計計算鋼球與滾道之間的接觸應力校核2.7.1螺桿、鋼球、螺母傳動副設計2.7.2齒條、齒扇傳動副設計2.8轉(zhuǎn)向器的計算和校核2.8.1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件的強度計算2.8.2轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定3三維模型及二維工程圖3.1三維模型零件圖3.2二維工程圖長安之星面包車主要參數(shù)汽車透視圖汽車轉(zhuǎn)向機構機械轉(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向操縱機構、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)構三大部分組成

圖2-1是一種機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。駕駛員對轉(zhuǎn)向盤1施加的轉(zhuǎn)向力矩通過轉(zhuǎn)向軸2輸入轉(zhuǎn)向器8。從轉(zhuǎn)向盤到轉(zhuǎn)向傳動軸這一系列零件即屬于轉(zhuǎn)向操縱機構。作為減速傳動裝置的轉(zhuǎn)向器中有1、2級減速傳動副（圖中所示轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)向器為單級減速傳動副）。經(jīng)轉(zhuǎn)向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉(zhuǎn)向橫拉桿6，再傳給固定于轉(zhuǎn)向節(jié)3上的轉(zhuǎn)向節(jié)臂5，使轉(zhuǎn)向節(jié)和它所支承的轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，從而改變了汽車的行駛方向。這里，轉(zhuǎn)向橫拉桿和轉(zhuǎn)向節(jié)臂屬于轉(zhuǎn)向傳動機構。2.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡介

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關系。機械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。有些汽車還裝有防傷機構和轉(zhuǎn)向減震器。采用動力轉(zhuǎn)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。2.2機械轉(zhuǎn)向系

機械轉(zhuǎn)向系以駕駛員的體力作為轉(zhuǎn)向能源，其中所有的傳力件都是機械的。機械轉(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向操縱機構、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構三大部分組成。2.2.2轉(zhuǎn)向器

轉(zhuǎn)向器(也常稱為轉(zhuǎn)向機)是完成由旋轉(zhuǎn)運動到直線運動(或近似直線運動)的一組齒輪機構，同時也是轉(zhuǎn)向系中的減速傳動裝置（循環(huán)球式）

循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的特點是效率高，操縱輕便，有一條平滑的操縱力特性曲線。布置方便。特別適合大、中型車輛和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配合使用；易于傳遞駕駛員操縱信號；逆效率高、回位好，與液壓助力裝置的動作配合得好?？梢詫崿F(xiàn)變速比的特性，滿足了操縱輕便性的要求。中間位置轉(zhuǎn)向力小、且經(jīng)常使用，要求轉(zhuǎn)向靈敏，因此希望中間位置附近速比小，以提高靈敏性。大角度轉(zhuǎn)向位置轉(zhuǎn)向阻力大，但使用次數(shù)少，因此希望大角度位置速比大一些，以減小轉(zhuǎn)向力。由于循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器可實現(xiàn)變速比，應用正日益廣泛。2.2.3轉(zhuǎn)向傳動機構

轉(zhuǎn)向傳動機構的功用是將轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳到轉(zhuǎn)向橋兩側的轉(zhuǎn)向節(jié)，使兩側轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，且使二轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角按一定關系變化，以保證汽車轉(zhuǎn)向時車輪與地面的相對滑動盡可能小。2.3轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)

2.3.1轉(zhuǎn)向器的效率功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱之為正效率，用符號表示，；反之則稱為逆效率，用符號表示，。式中為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；為轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求正效率高，為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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，車輪于路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤上要盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質(zhì)量等。(1)轉(zhuǎn)向器類型、結構特點與效率滾針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(zhuǎn)向器的效率僅有54%，另外兩種結構在前述四種轉(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，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉(zhuǎn)向器，因結構不同效率也不一樣。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、圓錐滾子軸的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結果分別為70%和75%。轉(zhuǎn)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%。根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)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(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)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神緊張；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。屬于可逆式的有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(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。該沖擊力由轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)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式（2-1）和（2-2）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，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(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。轉(zhuǎn)向盤角速度與同側轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即。

式中為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；為時間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機構角傳動比所組成，即。

轉(zhuǎn)向盤角速度與搖臂軸角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比，即、(2)力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關系（略）(3)轉(zhuǎn)向系的角傳動比：轉(zhuǎn)向傳動機構角傳動比，除用表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長與搖臂長之比來表示，即。現(xiàn)代汽車結構中，與的比值大約在0.85～1.1之間，可近似認為其比值為1，則。由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。(4)轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律式（2-7）表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從可知，當一定時，增大能減少作用在方向盤上的手力，使操縱輕便?？紤]到，由的定義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的影響應變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時間增長，汽車轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器。齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器都可以制成變速比轉(zhuǎn)向器。循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動比，因結構原因，螺距不能變化，但可用改變齒扇嚙合半徑的方法，使循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)變速比的目的。2.4主要尺寸參數(shù)的選擇表

2-1循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的主要參數(shù)表2-3各類汽車循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的齒扇齒模數(shù)表2-4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的部分參數(shù)根據(jù)所選擇的齒扇模數(shù)，根據(jù)表（2-1）和表（2-4）選取對應的參數(shù)為：鋼球直徑：5.556mm螺距：8.731mm工作圈數(shù)：1.5螺桿外徑：23mm環(huán)流行數(shù)：2螺母長度：45mm齒扇齒數(shù)：4齒扇壓力角：2230′切削角：630′齒扇寬：25mm2.5轉(zhuǎn)向器輸出力矩的確定

為了保證行駛安全,組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。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、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服阻力,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行駛時轉(zhuǎn)向器的輸出力矩。G1=mg=141410=14140NM=G1L／4=14140×135／4=477225N.mm式中，G1為汽車前軸負荷，單位是N；M為汽車轉(zhuǎn)向器的輸出力矩，單位是N.mm；m為汽車的前軸負荷，單位是Kg；g為重力加速度，計算時取g=10N/Kg；L為汽車轉(zhuǎn)向搖臂中心距（轉(zhuǎn)向搖臂大端錐形三角花鍵軸頸中心與轉(zhuǎn)向搖臂小端的球頭銷中心之間的距離），單位是mm。2.6軸的設計計算及校核

2.6.1轉(zhuǎn)向搖臂軸（即齒形齒扇軸）的設計計算

2.6.1.1材料的選擇搖臂軸用20CrMnTi鋼制造，由于前軸負荷不大，螺紋、三角花鍵和卡簧槽部表面不滲碳，其余表面滲碳層深度在0.8～1.2mm。表面硬度為58～63HRC。結構設計

軸結構如圖6-1所示軸伸出殼體的部分制成錐形漸開線花鍵，并使用螺母緊固，這樣可以保證轉(zhuǎn)向搖臂能緊緊壓靠到軸上，使之聯(lián)結緊固、無間隙、工作可靠，花鍵的加工工藝與齒輪相同；由于齒扇和齒條在工作時存在摩擦力，工作一段時間后會產(chǎn)生間隙，為使此間隙的調(diào)整工作容易進行，故將齒扇設計成變厚齒扇。6-1軸的設計計算

（1）漸開線花鍵的設計計算花鍵連接常根據(jù)被連接件的特點、尺寸、使用要求和工作條件，確定其類型、尺寸，然后進行必要的強度校核計算。本軸的漸開線花鍵可選擇45°花鍵，模數(shù)為m=0.8,齒數(shù)為Z=36，壓力角為45°。漸開線花鍵幾何尺寸的計算分度圓直徑D=mZ=0.836=28.8mm;基圓直徑Db=mZcos45°=0.836×1.414=20.36mm;周節(jié)P=m=3.140.8=2.5mm;內(nèi)花鍵大徑Dei=m(Z+1.2)=0.8(36+1.2)=29.76mm;外花鍵大徑Dee=m(Z+0.8)=0.8(36+0.8)=29.44mm;外花鍵小徑Die=m(Z-1.2)=0.8(36-1.2)=27.84mm；漸開線花鍵的校核計算漸開線花鍵連接強度可按擠壓、彎曲和剪切來計算。實踐證明，擠壓強度常是主要的。其計算過程如下：

漸開線花鍵的平均直徑mm;

漸開線花鍵齒的工作高度=m=0.8mm；

（2）變厚齒形齒扇的計算變厚齒形齒扇的計算，如圖6-2所示，一般將中間剖面A-A定義為基準平面。進行變厚齒扇計算之前，必須確定的參數(shù)有：變厚齒扇的模數(shù)m，參考表4－1選??；法向壓力角，一般在20°～30°之間；齒頂高系數(shù)X1，一般取0.8或1.0；徑向間隙系數(shù)，取0.2；正圓齒數(shù)，在12～15之間選?。积X扇寬度，一般在22mm～28mm。首先根據(jù)汽車的前軸負荷G1=14140N，查表,選取齒扇的模數(shù)m=5mm。然后，由變厚齒扇的模數(shù)m=5mm,查4-1表選擇確定轉(zhuǎn)向器的相關尺寸。變厚齒扇的幾何尺寸，計算結果如下：變厚齒扇的模數(shù)m=5mm;變厚齒扇的法向壓力角=30°；整圓齒數(shù)為13；齒扇齒數(shù)為z=5；變位系數(shù)X1=0.082；分度圓直徑d=mz=513=65mm;分度圓齒厚S=/2=3.145/2=7.85mm;齒頂高ha=X1m=0.85=4mm;齒根高hf=(X1+c)=(0.8+0.25)5=5.25mm;齒頂圓直徑da=d+2ha=65+24=73mm;齒扇的結構設計由于齒扇的齒頂圓直徑da=73mm<500mm，因此可采用鍛造毛坯；又齒扇的齒根圓直徑df=d-2hf=65-25.25=54.75mm，而齒扇的軸徑為32mm,二者相差不大，故可制成一體的齒輪軸，軸的材料必須與齒扇齒輪相同。5）齒扇齒的應力校核

齒扇齒的受力情況如圖6-3所示。2.6.2螺桿軸設計計算及主要零件的校核

6.2.1材料選擇

螺桿軸用20CrMnTi鋼制造，熱處理鋼球滾道處滲碳層深度在0.8～1.2mm，表面淬火HRC58～63。20軸徑硬度HRC40，漸開線花鍵處不滲碳。結構設計

軸的結構如圖所示軸的結構設計考慮軸向固定，內(nèi)側采用軸肩，又考慮角接觸球軸承的標準，故左右軸徑均取d=20mm；左端軸徑長度為14mm，比軸承寬度小4mm，以便將軸承可靠地固定在轉(zhuǎn)向螺桿軸上；為使汽車轉(zhuǎn)向螺桿軸中心與轉(zhuǎn)向萬節(jié)的中心能保持高度一致，二者的連接采用漸開線花鍵連接，花鍵的加工工藝與齒輪相同；為減少螺桿和螺母之間的摩擦，提高傳動效率，在螺桿和螺母的滾道之間放置適量的鋼球；為防止鋼球沿滾道滾出，在螺母上設有鋼球返回裝置，使鋼球通過此裝置自動返回入口處，從而形成循環(huán)回路。[5]軸的設計計算

（1）首先由變厚齒扇齒模數(shù)m=5.0mm，查表4-1確定轉(zhuǎn)向螺桿軸的相關參數(shù)，相關參數(shù)如下：鋼球中心距D=32mm;螺桿外徑D1=29mm;鋼球直徑d=7.144mm;螺距P=10mm;工作圈數(shù)2.5；環(huán)流行數(shù)2；螺母長度L=56mm;齒扇齒數(shù)Z=5;齒扇整圓齒數(shù)Z’=13；齒扇壓力角=27o30′；齒扇寬26mm；（2）其他參數(shù)的設計計算的螺旋滾道為單頭(單螺旋線)的，且具有不變的螺距。轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器左置時轉(zhuǎn)向螺桿為左旋，右置時為右旋。鋼球直徑約為6～9mm。一般應參考同類型汽車的轉(zhuǎn)向器選取鋼球直徑，并應使之符合國家標準。鋼球直徑尺寸差應不超過。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉(zhuǎn)向器的尺寸增大。鋼球的數(shù)量也影響承載能力，增多鋼球使承載能力增大，但也使鋼球的流動性變差，從而需要降低傳動效率。經(jīng)驗表明在每個環(huán)路中以不大于60為好。2.4.2齒條、齒扇傳動副設計齒扇通常有5個齒，它與搖臂軸為一體。齒扇的齒厚沿齒長方向是變化的，這樣即可通過軸向移動搖臂軸來調(diào)節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。由于轉(zhuǎn)向器經(jīng)常處于中間位置工作，因此齒扇與齒條的中間齒磨損最厲害。為了消除中間齒磨損后產(chǎn)生的間隙而又不致在轉(zhuǎn)彎時使兩端齒卡住，則應增大兩端齒嚙合時的齒側間隙。這種必要的齒側間隙的改變可通過使齒扇各齒具有不同的齒厚來達到。即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心轉(zhuǎn)動，如圖2-8所示，相對于搖臂軸的中心有距離為的偏心。這樣加工的齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時，齒側間隙也逐漸加大，可表達為3三維模型及二維工程