机械式转向器的设计和计算

第四节 机械式转向器的设计与计算一、转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，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，需首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。

精确地计算出这些力是困难的。

为此推荐用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R M (mm N •)p G f M R 313= (7-9)式中，f 为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取O.7；1G 为转向轴负荷(N)；p 为轮胎气压(a MP )。

作用在转向盘上的手力为+ωη=i D L M L F sw Rh 212 (7-10)式中，1L 为转向摇臂长；2L 为转向节臂长；sw D 为转向盘直径；ωi 为转向器角传动比；+η为转向器正效率。

对给定的汽车，用式(7-10)计算出来的作用力是最大值。

因此，可以用此值作为计算载荷。

然而，对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生理上的可能，在此情况下对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为700N 。

二、齿轮齿条式转向器的设计齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。

齿轮模数取值范围多在2～3mm 之间。

主动小齿轮齿数多数在5～7个齿范围变化，压力角取20º，齿轮螺旋角取值范围多为9º～1 5º。

齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。

变速比的齿条压力角，对现有结构在12º～35º范围内变化。

此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。

主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。

为减轻质量，壳体用铝合金压铸。

三、循环球式转向器设计(一)主要尺寸参数的选择1、螺杆、钢球、螺母传动副(1)钢球中心距D 、螺杆外径1D 、螺母内径2D 尺寸D 、1D 、2D 如图7-19所示。

钢球中心距是基本尺寸，螺杆外径1D 、螺母内径2D 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(表7—1)。

设计时先参考同类型汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。

螺杆外径1D 通常在20～38mm 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2D 应大于1D ，一般要求()D D D %10~%512=-。

图7—19 螺杆、钢球、螺母传动副(2)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大。

钢球直径应符合国家标准，一般常在7～9mm 范围内选用(表7-1)。

增加钢球数量n ，能提高承载能力，但使钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。

因为钢球本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部钢球数。

经验证明，每个环路中的钢球数以不超过60粒为好。

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可用下式计算d DW d DW n π≈απ=0cos式中，D 为钢球中心距；W 为一个环路中的钢球工作圈数；n 为不包括环流导管中的钢球数；0α为螺线导程角，常取0α=5º～8º，则cos 0α≈1。

(3)滚道截面 当螺杆和螺母各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，见图7-20，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，除用来贮存润滑油之外，还能贮存磨损杂质。

为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径2R 应大于钢球半径d ／2，一般取2R =(O.51～O.53)d 。

(4)接触角θ 钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角称为接触角θ，如图7-20所示。

θ角多取为45º，以使轴向力和径向力分配均匀。

(5)螺距P 和螺旋线导程角0α 转向盘转动ϕ角，对应螺母移动的距离s 为πϕ=2P s (7-11) 式中，P 为螺纹螺距。

图7—20 四段圆弧滚道截面与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s ，相应摇臂轴转过p β角，其间关系可表示如下r s p β= (7-12)式中，r 为齿扇节圆半径。

联立式(7-11)、式(7-12)得p Pr βπ=ϕ2，将ϕ对p β求导得循环球式转向器角传动比ωi 为Pr i π=ω2 (7-13) 由式(7-13)可知，螺距P 影响转向器角传动比的值。

在螺距不变的条件下，钢球直径d 越大，图7-19中的尺寸b 越小，要求b=P-d>2.5mm 。

螺距P 一般在8～llmm 内选取。

前已述及导程角0α对转向器传动效率有影响，此处不再赘述。

(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、螺杆增长而使刚度降低。

工作钢球圈数有1.5和2.5圈两种。

一个环路的工作钢球圈数的选取见表7-1。

表7—1 循环球式转向器主要参数2、齿条、齿扇传动副设计如图7-21所示，滚迨相对齿扇作斜向进给运动加工齿扇齿，得到变厚齿扇。

如图7—22所示，变厚齿扇的齿顶和齿根的轮廓面是圆锥的一部分，其分度圆上的齿厚是变化的，故称之为变厚齿扇。

图7-22中，若0-0截面的原始齿形变位系数ξ=O，且I —I剖面和Ⅱ—Ⅱ剖面分别位于0-0剖面两侧，则I—I剖面的齿轮是正变位齿轮，Ⅱ—Ⅱ剖面中的齿轮为负变位齿轮，故变厚齿扇在整个齿宽方向上，是由无数个原始齿形位移系数逐渐变化的圆柱齿轮所组成。

图7—21 用滚刀加工变厚齿扇的进给运动图7—22 变厚齿扇的截面对齿轮来说，因为在不同位置的剖面中，其模数优不变，所以它的分度圆半径厂和基半径b r 相同。

因此，变厚齿扇的分度圆和基圆均为一圆柱，它在不同剖面位置上的渐开齿形，都是在同一个基圆柱上所展出的渐开线，只是其轮齿的渐开线齿形相对基圆的位置不同而已，所以应将其归人圆柱齿轮的范畴。

变厚齿扇齿形的计算，如图7-23所示，一般将中间剖面1-1规定为基准剖面。

由1-1剖面向右时，变位系数ξ为正，向左则由正变为零(O-0剖面)，再变为负。

若0-0剖面距1-1剖面的距离为0a ，则其值为γξ=tan /0m a ，γ是切削角，常见的有6º30¹和7º30¹两种。

在切削角γ一定的条件下，各剖面的变位系数ξ取决于距基准剖面1-1的距离a 。

进行变厚齿扇齿形计算之前，必须确定的参数有：模数m ，参考表7-2选取；法向压力角0α，一般在20º～30º之间；齿顶高系数x，一般取O.8或1.O；径向间隙系数，取O.2；1整圆齿数z，在12～15。

之间选取；齿扇宽度B，一般在图7—23 变厚齿扇齿形计算简图22～38mm 。

表7-2 循环球式转向器齿扇齿模数四、循环球式转向器零件强度计算1、钢球与滚道之间的接触应力σ用下式计算钢球与滚道之间的接触应力σ()()3222223r R r R E F k -=σ式中，k 为系数，根据A ／B 值从表7—3查取，()()[]2//1/12R r A -=，()()[]2//1/11R r B +=；2R 为滚道截面半径；r为钢球半径；1R 为螺杆外半径；E 为材料弹性模量，等于25/101.2mm N ⨯；3F 为钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算θα=cos cos 023n F F式中，0α为螺杆螺线导程角；θ为接触角；n 为参与工作的钢球数；2F 为作用在螺杆上的轴向力，见图7—24。

当接触表面硬度为58～64HRC 时，许用接触应力[σ]= 25002/mm N 。

图7-24 螺杆受力简图表7-3 系数k 与A ／B 的关系2、齿的弯曲应力w σ 用下式计算齿扇齿的弯曲应力26BsFhw =σ 式中，F 为作用在齿扇上的圆周力；h 为齿扇的齿高；B 为齿扇的齿宽；s 为基圆齿厚。

许用弯曲应力为[w σ]=5402/mm N 。

螺杆和螺母用20CrMnTi 钢制造，表面渗碳。

前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在O.8～1.2mm ；前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在1.05～1.45mm 。

表面硬度为58～63HRC 。

此外，应根据材料力学提供的公式，对接触应力进行验算。

3、转向摇臂轴直径的确定 用下式计算确定摇臂轴直径d32.0τRKM d =式中，K为安全系数，根据汽车使用条件不同可取2.5～3.5；M为转向阻力矩；0 为扭转强度极限。

R摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在O.8～1.2mm。

前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1.05～1.45mm。

表面硬度为58～63HRC。