电动汽车转向制动系统设计.ppt

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1、6 电动汽车转向制动系统设计6.1 转向系设计概述 转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。对转向系提出的要求有：对转向系提出的要求有：1)汽汽车车转转弯弯行行驶驶时时，全全部部车车轮轮应应绕绕瞬瞬时时转转向向中中心心旋旋转转，任任何何车车轮轮不不应应有有侧侧滑滑。不不满满足足这这项项要要求求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳

2、定性。2)汽汽车车转转向向行行驶驶后后，在在驾驾驶驶员员松松开开转转向向盘盘的的条条件件下下，转转向向轮轮能能自自动动返返回回到到直直线线行行驶驶位位置置，并并稳稳定行驶。定行驶。3)汽汽车车在在任任何何行行驶驶状状态态下下，转转向向轮轮不不得得产产生生自自振，转向盘没有摆动。振，转向盘没有摆动。4)转转向向传传动动机机构构和和悬悬架架导导向向装装置置共共同同工工作作时时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。5)保保证证汽汽车车有有较较高高的的机机动动性性，具具有有迅迅速速和和小小转转弯行驶能力。弯行驶能力。6)操纵轻便。操纵轻便。7)转转向向轮轮碰碰撞

3、撞到到障障碍碍物物以以后后，传传给给转转向向盘盘的的反反冲力要尽可能小。冲力要尽可能小。8)转转向向器器和和转转向向传传动动机机构构的的球球头头处处，有有消消除除因因磨损而产生间隙的调整机构。磨损而产生间隙的调整机构。9)在在车车祸祸中中，当当转转向向轴轴和和转转向向盘盘由由于于车车架架或或车车身变形而共同后移时，转向系应有能使身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。10)进进行行运运动动校校核核，保保证证转转向向盘盘与与转转向向轮轮转转动动方向一致。方向一致。正正确确设设计计转转向向梯梯形形机机构构，可可以以使使第第一一项项要要求求得

4、到保证。得到保证。转转向向系系中中设设置置有有转转向向减减振振器器时时，能能够够防防止止转转向向轮轮产产生生自自振振，同同时时又又能能使使传传到到转转向向盘盘上上的的反反冲冲力力明明显降低。显降低。为为了了使使车车辆辆具具有有良良好好的的机机动动性性能能，必必须须使使转转向向轮轮有有尽尽可可能能大大的的转转角角，并并要要达达到到按按前前外外轮轮车车轮轮轨轨迹迹计计算算，其其最最小小转转弯弯半半径径能能达达到到汽汽车车轴轴距距的的225倍。倍。通通常常用用转转向向时时驾驾驶驶员员作作用用在在转转向向盘盘上上的的切切向向力力大大小小和和转转向向盘盘转转动动圈圈数数多多少少两两项项指指标标来来评评价

5、价操操纵纵轻轻便性。便性。没没有有装装置置动动力力转转向向的的轿轿车车，在在行行驶驶中中转转向向，此此力应为力应为50100N；有动力转向时，此力在有动力转向时，此力在20-50N。轿轿车车转转向向盘盘从从中中间间位位置置转转到到每每一一端端的的圈圈数数不不得得超过圈，货车则要求不超过超过圈，货车则要求不超过30圈。圈。电电动动、电电控控动动力力转转向向器器已已得得到到较较快快发发展展，电电控控动动力力转转向向可可以以实实现现在在各各种种行行驶驶条条件件下下转转动动转转向向盘盘的的力都轻便。力都轻便。机械式转向器结构类型机械式转向器结构类型机机械械式式转转向向器器应应用用比比较较多多，根根据据

6、结结构构特特点点不不同同，可可分分为为齿齿轮轮齿齿条条式式转转向向器器、循循环环球球式式转转向向器器、蜗蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器等。杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器等。1齿轮齿条式齿轮齿条式 齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上，甚至在高级轿车上也有采用中级和中高级轿车上，甚至在高级轿车上也有采用的。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车的。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。有些也用齿轮齿条式转向器。齿齿轮轮齿齿条条式式转转向向器器由由与与转转向向轴轴做做成成一一体体的的转转向向齿轮和常与

7、转向横拉杆做成一体的齿条组成。齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。主主要要的的优优点点是是：结结构构简简单单、紧紧凑凑；壳壳体体采采用用铝铝合合金金或或镁镁合合金金压压铸铸而而成成，转转向向器器的的质质量量比比较较小小；传传动动效效率率高高达达90；齿齿轮轮与与齿齿条条之之间间因因磨磨损损出出现现间间隙隙后后，利利用用图图61装装在在齿齿条条背背部部的的弹弹簧簧，可可自自动动消消除除齿齿间间间间隙隙，不不仅仅可可以以提提高高转转向向系系统统的的刚刚度度，还还可可以以防防止止工工作作时时产产生生冲冲击击和和噪噪声声；转转向向器器占占用用的的体体积积小小；没没有有转转向向摇摇臂臂和和直直拉拉杆

8、杆，所所以以转转向向轮轮转转角角可可以增大；制造成本低。以增大；制造成本低。图图61自动消除间隙装置自动消除间隙装置 主要缺点是：因逆效率高主要缺点是：因逆效率高(60一一70)，汽，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，大部分能传至转向盘，称之为反冲。反的冲击力，大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，对驾驶行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，对驾驶员造成伤害。员造成伤害。根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿

9、条式根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出转向器有四种形式：中间输入，两端输出(图图6 6-2a)；侧面输入，两端输出；侧面输入，两端输出(图图662b)；侧面输入，；侧面输入，中间输出中间输出(图图662c)；侧面输入，一端输出；侧面输入，一端输出(图图662d)。图图6 6-2齿轮齿条式转向器的四种形式齿轮齿条式转向器的四种形式齿条断面形状有圆形齿条断面形状有圆形(图图63)、V形形(图图64)和和Y形形(图图65)三种。圆形断面齿条制作工艺比较三种。圆形断面齿条制作工艺比较简单。简单。V形和形和Y形断面齿条与圆形断面比较，稍耗形断面齿条与圆形断面比

10、较，稍耗的材料少，约节省的材料少，约节省20，故质量小；位于齿下面，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；转动；Y形断面齿条的齿宽可以做得宽些，因而强形断面齿条的齿宽可以做得宽些，因而强度得到增加；在齿条与托座之间通常装有用减摩材度得到增加；在齿条与托座之间通常装有用减摩材料料(如聚四氟乙烯如聚四氟乙烯)做的垫片做的垫片(图图64)可可减少滑动减少滑动摩擦。摩擦。图图663圆形断面齿条圆形断面齿条图图6-4V形断面齿条形断面齿条 图图6-5Y形断面齿条形断面齿条 根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位根据齿轮齿条式转

11、向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形，见图置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形，见图66ad。图图66齿轮齿条式转向器的四种布置形式齿轮齿条式转向器的四种布置形式2循环球式循环球式循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇槽内装有

12、钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图667所示。所示。图图67 67 循环球式转向器循环球式转向器 优优点点是是：在在螺螺杆杆和和螺螺母母之之间间因因为为有有可可以以循循环环流流动动的的钢钢球球，将将滑滑动动摩摩擦擦变变为为滚滚动动摩摩擦擦，因因而而传传动动效效率率可可达达到到75一一85；在在结结构构和和工工艺艺上上采采取取措措施施，包包括括提提高高制制造造精精度度，改改善善工工作作表表面面的的表表面面粗粗糙糙度度和和螺螺杆杆、螺螺母母上上的的螺螺旋旋槽槽经经淬淬火火和和磨磨削削加加工工，使使之之有有足足够够的的硬硬度度和和耐耐

13、磨磨损损性性能能，可可保保证证有有足足够够的的使使用用寿寿命命；转转向向器器的的传传动动比比可可以以变变化化；工工作作平平稳稳可可靠靠；齿齿条条和和齿齿扇扇之之间间的的间间隙隙调调整整工工作作容容易易进进行行(图图6-8)；适合用来做整体式动力转向器。适合用来做整体式动力转向器。主主要要缺缺点点是是：逆逆效效率率高高，结结构构复复杂杂，制制造造困困难难，制造精度要求高。，制造精度要求高。循环球式转向器主要用于货车和客车上。循环球式转向器主要用于货车和客车上。图图6-8循环球式转向器的间隙调整机构循环球式转向器的间隙调整机构3蜗杆滚轮式蜗杆滚轮式蜗蜗杆杆滚滚轮轮式式转转向向器器由由蜗蜗杆杆和和滚

14、滚轮轮啮啮合合而而构构成成。其其主主要要优优点点是是：结结构构简简单单；制制造造容容易易；因因为为滚滚轮轮的的齿齿面面和和蜗蜗杆杆上上的的螺螺纹纹呈呈面面接接触触，所所以以有有比比较较高高的的强强度，工作可靠，摩损小，寿命长；逆效率低。度，工作可靠，摩损小，寿命长；逆效率低。主主要要缺缺点点是是：正正效效率率低低；工工作作齿齿面面摩摩损损以以后后，调整啮合间隙比较困难；转向器的传动比不能变化。调整啮合间隙比较困难；转向器的传动比不能变化。这种转向器曾在汽车上广泛使用过。这种转向器曾在汽车上广泛使用过。4蜗杆指销式蜗杆指销式蜗蜗杆杆指指销销式式转转向向器器的的销销子子若若不不能能自自转转，称称为

15、为固固定定销销式式蜗蜗杆杆指指销销式式转转向向器器；销销子子除除随随同同摇摇臂臂轴轴转转动动外外，还还能能绕绕自自身身轴轴线线转转动动的的，称称之之为为旋旋转转销销式式转转向向器。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。器。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。优优点点是是：转转向向器器的的传传动动比比可可以以做做成成不不变变的的或或者者变变化化的的；指指销销和和蜗蜗杆杆之之间间的的工工作作面面摩摩损损后后，调调整整间间隙工作容易进行。隙工作容易进行。磨损快、工作效率低，结构复杂。磨损快、工作效率低，结构复杂。蜗杆指销式转向器应用较少。蜗杆指销式转向器应用较少。防伤安全机构防伤安全机构根据交通事

16、故统计资料和对汽车碰撞试验结果根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘，转向管柱的分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘，转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。是使驾驶员受伤的主要元件。因此，要求汽车在以因此，要求汽车在以48kmh的速度正面同的速度正面同其它物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴在水平其它物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴在水平方向的后移量不得大于方向的后移量不得大于127mm；在台架试验中在台架试验中,用人体模型的躯干以用人体模型的躯干以67ms的速度碰撞转向盘的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123

17、N，见见GB11557-1998。为为此此，需需要要在在转转向向系系中中设设计计并并安安装装能能防防止止或或者者减轻驾驶员受伤的机构。减轻驾驶员受伤的机构。当当转转向向传传动动轴轴中中采采用用有有万万向向节节连连接接的的结结构构时时（图图669所所示示），这这种种结结构构虽虽不不能能吸吸收收碰碰撞撞能能量量，但但其其结结构构简简单单，只只要要万万向向节节连连接接的的两两轴轴之之间间存存在在夹夹角角，正正面面撞撞车车后后转转向向传传动动轴轴和和转转向向盘盘就就处处在在图图中中双双点点划划线线的的位位置置，转转向向盘盘没没有有后后移移便便不不会会危危及及驾驾驶驶员员安全。安全。图图6-9防伤转向传

18、动轴简图防伤转向传动轴简图图图610所示在轿车上应用的防伤安全机构，所示在轿车上应用的防伤安全机构，其结构最简单，制造容易。转向轴分为两段，上转其结构最简单，制造容易。转向轴分为两段，上转向轴的下端经弯曲成形后，其轴线与主轴轴线之间向轴的下端经弯曲成形后，其轴线与主轴轴线之间偏移一段距离，其端面与焊有两个圆头圆柱销的紧偏移一段距离，其端面与焊有两个圆头圆柱销的紧固板焊接，两圆柱销的中心线对称于上转向轴的主固板焊接，两圆柱销的中心线对称于上转向轴的主轴线。该轴在使用过程中除传递转矩外，在受到一轴线。该轴在使用过程中除传递转矩外，在受到一定数值的轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，以定数值的轴向力时

19、，上、下转向轴能自动脱开，以确保驾驶员安全。确保驾驶员安全。图图6-10防伤转向轴简图防伤转向轴简图图图611所示为联轴套管吸收冲击能量机构。位于两所示为联轴套管吸收冲击能量机构。位于两万向节之间的转向传动轴，是由套管万向节之间的转向传动轴，是由套管1和轴和轴3组成，装配组成，装配后从两侧的孔中注入塑料，形成塑料销钉后从两侧的孔中注入塑料，形成塑料销钉2将套管与轴连将套管与轴连接为一体。车辆与其它物体正面冲撞时，作用在套管与轴接为一体。车辆与其它物体正面冲撞时，作用在套管与轴之间的轴向力使塑料销钉受到剪切作用，达到一定值以后之间的轴向力使塑料销钉受到剪切作用，达到一定值以后剪断销钉，然后套管与

20、轴相对移动，存在其间的塑料能增剪断销钉，然后套管与轴相对移动，存在其间的塑料能增大摩擦阻力吸收冲击能量。此外，套管与轴相互压缩，长大摩擦阻力吸收冲击能量。此外，套管与轴相互压缩，长度缩短，可以减少转向盘向驾驶员一侧的移动量，起到保度缩短，可以减少转向盘向驾驶员一侧的移动量，起到保护驾驶员的作用。这种防伤机构结构简单，制造容易，只护驾驶员的作用。这种防伤机构结构简单，制造容易，只要合理地选取铆钉数量与直径，便能保证它可靠地工作和要合理地选取铆钉数量与直径，便能保证它可靠地工作和吸收冲击能量。撞车后因套管与轴仍处在连接状态，所以吸收冲击能量。撞车后因套管与轴仍处在连接状态，所以车辆仍有可能转向行驶

21、到不妨碍交通的地方。车辆仍有可能转向行驶到不妨碍交通的地方。图图611安全联轴套管安全联轴套管 1-套管套管2-塑料销钉塑料销钉3-轴轴 弹弹性性联联轴轴器器式式防防伤伤机机构构图图612。车车辆辆一一旦旦出出现现严严重重的的碰碰撞撞事事故故，弹弹性性垫垫片片不不仅仅有有轴轴向向变变形形，而而且且能能撕撕裂裂直直至至斯斯开开，同同时时吸吸收收了了冲冲击击能能量量，并并允允许许上上、下下转转向向轴轴相相对对移移动动。这这种种防防伤伤机机构构的的结结构构简简单单，容容易易制制造造，成成本本低低。但但弹弹性性垫垫片片的的存存在在会会降降低低扭扭转转刚刚度度，对对此此必必须须采采取取结结构构措措施施予

22、予以以消消除除。这这种种结构工作的可靠性由弹性垫片的强度来决定。结构工作的可靠性由弹性垫片的强度来决定。图图6-12弹性联轴器弹性联轴器a)弹性联轴器弹性联轴器b)弹性弹性垫片垫片1-上转向轴上转向轴2-凸缘凸缘3-联接螺蝇栓联接螺蝇栓4-弹性弹性垫片垫片5-下转向轴下转向轴图图613示示出出的的上上、下下两两段段转转向向管管柱柱1和和2压压入入两两端端各各有有两两排排凹凹坑坑的的套套管管3里里。转转向向轴轴分分为为上上、下下两两段段，用用花花键键连连接接(图图上上未未画画出出)，因因而而同同上上述述几几种种形形式式比比较较，这这种种机机构构虽虽然然工工作作可可靠靠，但但结结构构复复杂杂，而且

23、制造精度也相对要求高些。而且制造精度也相对要求高些。图图613吸能转向管柱吸能转向管柱简图简图1-上转向管柱上转向管柱2-下转向下转向管柱管柱3-套管套管 6.3 转向系的主要性能参数 一、转向器的效率 功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号 表示，反之称为逆效率，用符号 表示，。式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求正效率高。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手

24、又要求此逆效率尽可能低。1转向器的正效率 影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。(1)转向器类型、结构特点与效率 在前述四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。(2)转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算 (6-1)式中，0为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角；为摩擦角，=arctan f；f为摩擦因数。2转向器逆效率-根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。路面作用在车轮上的力，

25、经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮

26、受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。如如果果忽忽略略轴轴承承和和其其它它地地方方的的摩摩擦擦损损失失，只只考考虑虑啮啮合合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算(6-2)式式(61)和和式式(62)表表明明：增增加加导导程程角角0，正正、逆逆效效率率均均增增大大。受受-增增大大的的影影响响，0不不宜宜取取得得过过大大。当当导导程程角角小小于于或或等等于于摩摩擦擦角角时时，逆逆效效率率为为负负值值或或者者为为零零，此此时时表表明明该该转转向

27、向器器是是不不可可逆逆式式转转向向器器。为为此此，导导程程角角必必须须大大于于摩摩擦擦角角。通通常常螺螺线线导导程程角角选选在在810之间。之间。二、传动比的变化特性二、传动比的变化特性1转转向向系系传传动动比比 转转向向系系的的传传动动比比包包括括转转向向系系的角传动比的角传动比i0和转向系的力传动比和转向系的力传动比ip。从从轮轮胎胎接接地地面面中中心心作作用用在在两两个个转转向向轮轮上上的的合合力力2Fw与与作作用用在在转转向向盘盘上上的的手手力力Fh之之比比，称称为为力力传传动动比，即比，即ip=2Fw/Fh。转转向向盘盘转转动动角角速速度度w与与同同侧侧转转向向节节偏偏转转角角速速度

28、度k之比，称为转向系角传动比之比，称为转向系角传动比i0，即即式式中中，d为为转转向向盘盘转转角角增增量量；dk为为转转向向节节转转角角增量；增量；dt为时间增量。为时间增量。它它又又由由转转向向器器角角传传动动比比i和和转转向向传传动动机机构构角角传传动动比比i所组成，即所组成，即i0=ii。转转向向盘盘转转动动角角速速度度w与与摇摇臂臂轴轴转转动动角角速速度度p之之比，称为转向器角传动比比，称为转向器角传动比i,即即式式中中，dp为为摇摇臂臂轴轴转转角角增增量量。此此定定义义适适用用于于除除齿齿轮齿条式之外的转向器。轮齿条式之外的转向器。摇摇臂臂轴轴转转动动角角速速度度p 与与同同侧侧转转

29、向向节节偏偏转转角角速速度度k之比，称为转向传动机构的角传动比之比，称为转向传动机构的角传动比i，即即2力传动比与转向系角传动比的关系力传动比与转向系角传动比的关系轮轮胎胎与与地地面面之之间间的的转转向向阻阻力力Fw和和作作用用在在转转向向节节上的转向阻力矩上的转向阻力矩Mr之间有如下关系之间有如下关系Fw=Mr/a(63)式式中中,a为为主主销销偏偏移移距距，指指从从转转向向节节主主销销轴轴线线的的延延长长线线与与支支承承平平面面的的交交点点至至车车轮轮中中心心平平面面与与支支承承平平面面交交线间的距离。线间的距离。作用在转向盘上的手力作用在转向盘上的手力Fh可用下式表示可用下式表示Fh=2

30、Mh/Dsw(64)式式中中，Mh为为作作用用在在转转向向盘盘上上的的力力矩矩；Dsw为为转转向向盘盘直径。直径。将式将式(63)、式、式(64)代入代入ip=2FwFh得得ip=MrDsw/(Mha)(65)分分析析式式(65)可可知知，当当主主销销偏偏移移距距a小小时时，力力传传动比动比ip应取大些才能保证转向轻便。应取大些才能保证转向轻便。通通常常轿轿车车的的a值值在在0406倍倍轮轮胎胎的的胎胎面面宽宽度度尺尺寸寸范范围围内内选选取取，而而货货车车的的a值值在在4060mm范范围围内内选选取取。转转向向盘盘直直径径Dsw根根据据车车型型不不同同在在JB450586转向盘尺寸标准中规定的

31、系列内选取。转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。如如果果忽忽略略摩摩擦擦损损失失，根根据据能能量量守守恒恒原原理理，2MrMh可用下式表示可用下式表示(66)将式将式(66)代入式代入式(65)后得到后得到(67)当当a和和Dsw不不变变时时，力力传传动动比比ip越越大大，虽虽然然转转向向越轻，但越轻，但i0也越大，表明转向不灵敏。也越大，表明转向不灵敏。3转向系的角传动比转向系的角传动比i0转转向向传传动动机机构构角角传传动动比比，i 还还可可以以近近似似地地用用转转向节臂臂长向节臂臂长L2与摇臂臂长与摇臂臂长L1之比来表示，之比来表示，即即i0L2L1。现现代代汽汽车车结结构构中中，L2与与

32、L1的的比比值值大大约约在在08511之之间间，可可近近似似认认为为其其比比值值为为1，则则i0i=d/d。由由此此可可见见，研研究究转转向向系系的的传传动动比比特特性性，只只需需研研究究转转向向器器的的角角传传动动比比i及及其其变化规律即可。变化规律即可。4转向器角传动比及其变化规律转向器角传动比及其变化规律式式(67)表表明明：增增大大角角传传动动比比可可以以增增加加力力传传动动比比。从从ip=2FwFh式式可可知知，当当Fw一一定定时时，增增大大ip能减小作用在转向盘上的手力能减小作用在转向盘上的手力Fh，使操纵轻便。，使操纵轻便。考考虑虑到到i0i，由由i0的的定定义义可可知知：对对于

33、于一一定定的的转转向向盘盘角角速速度度，转转向向轮轮偏偏转转角角速速度度与与转转向向器器角角传传动动比比成成反反比比。角角传传动动比比增增加加后后，转转向向轮轮偏偏转转角角速速度度对对转转向向盘盘角角速速度度的的响响应应变变得得迟迟钝钝，使使转转向向操操纵纵时时间间增增长长，汽汽车车转转向向灵灵敏敏性性降降低低，所所以以“轻轻”和和“灵灵”构构成成一一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。三，转向器传动副的传动间隙三，转向器传动副的传动间隙t1转向器传动间隙特性转向器传动间隙特性传传动动间间隙隙是是指指各各种种转转向向器器中中传传动动副副(如如

34、循循环环球球式式转转向向器器的的齿齿扇扇和和齿齿条条)之之间间的的间间隙隙。该该间间隙隙随随转转向向盘盘转转角角的的大大小小不不同同而而改改变变，并并把把这这种种变变化化关关系系称称为为转转向向器器传传动动副副传传动动间间隙隙特特性性(图图614)。研研究究该该特特性性的的意意义义在在于于它它与与直直线线行行驶驶的的稳稳定定性性和和转转向向器器的使用寿命有关。的使用寿命有关。图图6-146-14转向器转向器传动副传动间隙特性传动副传动间隙特性 图图中中曲曲线线1表表明明转转向向器器在在磨磨损损前前的的间间隙隙变变化化特特性性，曲曲线线2表表明明使使用用并并磨磨损损后后的的间间隙隙变变化化特特性

35、性，并并且且在在中中间间位位置置处处已已出出现现较较大大间间隙隙，曲曲线线3表表明明调调整整后后并并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。直直线线行行驶驶时时，转转向向器器传传动动副副若若存存在在传传动动间间隙隙，一一旦旦转转向向轮轮受受到到侧侧向向力力作作用用，就就能能在在间间隙隙t的的范范围围内内，允允许许车车轮轮偏偏离离原原行行驶驶位位置置，使使汽汽车车失失去去稳稳定定。为为防防止止出出现现这这种种情情况况，要要求求传传动动副副的的传传动动间间隙隙在在转转向向盘盘处处于于中中间间及及其其附附近近位位置置时时(一一般般是是1015)要极小，

36、最好无间隙。要极小，最好无间隙。转转向向器器传传动动副副在在中中间间及及其其附附近近位位置置因因使使用用频频繁繁，磨磨损损速速度度要要比比两两端端快快。在在中中间间附附近近位位置置因因磨磨损损造造成成的的间间隙隙大大到到无无法法确确保保直直线线行行驶驶的的稳稳定定性性时时，必必须须经经调调整整消消除除该该处处间间隙隙。调调整整后后，要要求求转转向向盘盘能能圆圆滑滑地地从从中中间间位位置置转转到到两两端端，而而无无卡卡住住现现象象。传传动动副副的的传传动动间间隙隙特特性性，应应当当设设计计成成在在离离开开中中间间位位置置以以后后呈呈图图614所示的逐渐加大的形状。所示的逐渐加大的形状。2.如何获

37、得传动间隙特性如何获得传动间隙特性循循环环球球式式转转向向器器的的齿齿条条齿齿扇扇传传动动副副的的传传动动间间隙隙特特性性，可可通通过过将将齿齿扇扇齿齿做做成成不不同同厚厚度度来来获获取取必必要要的的传传动动间间隙隙。即即将将中中间间齿齿设设计计成成正正常常齿齿厚厚，从从靠靠近近中中间间齿齿的的两两侧侧齿齿到到离离开开中中间间齿齿最最远远的的齿齿，其其厚厚度度依依次次递减。递减。如如图图6-15所所示示，齿齿扇扇工工作作时时绕绕摇摇臂臂轴轴的的轴轴线线中中心心O转转动动。加加工工齿齿扇扇时时使使之之绕绕切切齿齿轴轴线线O1转转动动。两两轴轴线线之之间间的的距距离离n称称为为偏偏心心距距。用用这

38、这种种方方法法切切齿齿，可可获获得得厚厚度度不不同同的的齿齿扇扇齿齿。其其传传动动特特性性可可用用下下式式计计算算(68)式式中中，d为为端端面面压压力力角角；R为为节节圆圆半半径径；p为为摇摇臂臂轴转角；轴转角；R1为中心为中心O1到到b点的距离；点的距离；n为偏心距。为偏心距。图图6-15确定齿扇齿切齿确定齿扇齿切齿轴线偏移的传动副径向间隙轴线偏移的传动副径向间隙R及传动间隙及传动间隙t的示意图的示意图第四节第四节机械式转向器的设计与计算机械式转向器的设计与计算(转向系传动机构设计)一、转向系计算载荷的确定一、转向系计算载荷的确定为为了了保保证证行行驶驶安安全全，组组成成转转向向系系的的各

39、各零零件件应应有有足够的强度。足够的强度。首先确定作用在各零件上的力。首先确定作用在各零件上的力。主主要要因因素素有有转转向向轴轴的的负负荷荷、路路面面阻阻力力和和轮轮胎胎气气压压等等。为为转转动动转转向向轮轮要要克克服服的的阻阻力力，包包括括转转向向轮轮绕绕主主销销转转动动的的阻阻力力、车车轮轮稳稳定定阻阻力力、轮轮胎胎变变形形阻阻力力和和转向系中的内摩擦阻力等。转向系中的内摩擦阻力等。精精确确地地计计算算出出这这些些力力是是困困难难的的。为为此此推推荐荐用用足足够够精精确确的的半半经经验验公公式式来来计计算算汽汽车车在在沥沥青青或或者者混混凝凝土土路面上的原地转向阻力矩路面上的原地转向阻力

40、矩MR(Nmm)(69)式式中中，f为为轮轮胎胎和和路路面面间间的的滑滑动动摩摩擦擦因因数数，一一般般取取07；G1为转向轴负荷为转向轴负荷(N)；p为轮胎气压为轮胎气压(MPa)。作用在转向盘上的手力为作用在转向盘上的手力为(610)式式中中，L1为为转转向向摇摇臂臂长长；L2为为转转向向节节臂臂长长；Dsw为为转转向向盘盘直直径径；i为为转转向向器器角角传传动动比比；+为为转转向向器器正效率。正效率。对对给给定定的的汽汽车车，用用式式(610)计计算算出出来来的的作作用用力力是是最最大大值值。因因此此，可可以以用用此此值值作作为为计计算算载载荷荷。然然而而，对对于于前前轴轴负负荷荷大大的的

41、重重型型货货车车，用用上上式式计计算算的的力力往往往往超超过过驾驾驶驶员员生生理理上上的的可可能能，在在此此情情况况下下对对转转向向器器和和动动力力转转向向器器动动力力缸缸以以前前零零件件的的计计算算载载荷荷，应应取取驾驾驶驶员员作作用用在在转转向向盘盘轮轮缘缘上上的的最最大大瞬瞬时时力力，此此力力为为700N。二、齿轮齿条式转向器的设计二、齿轮齿条式转向器的设计齿齿轮轮齿齿条条式式转转向向器器的的齿齿轮轮多多数数采采用用斜斜齿齿圆圆柱柱齿齿轮轮。齿齿轮轮模模数数取取值值范范围围多多在在23mm之之间间。主主动动小小齿齿轮轮齿齿数数多多数数在在57个个齿齿范范围围变变化化，压压力力角角取取20

42、，齿齿轮轮螺螺旋旋角角取取值值范范围围多多为为915。齿齿条条齿齿数数应应根根据据转转向向轮轮达达到到最最大大偏偏转转角角时时，相相应应的的齿齿条条移移动动行行程程应应达达到到的的值值来来确确定定。变变速速比比的的齿齿条条压压力力角角，对对现现有有结结构构在在1235范范围围内内变变化化。此此外外，设设计计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。主动小齿轮选用主动小齿轮选用16MnCr5或或15CrNi6材料制材料制造，而齿条常采用造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。用铝合金压铸。三、循环球式转向器设计三、循环球式转向器

43、设计(一一)主要尺寸参数的选择主要尺寸参数的选择1螺杆、钢球、螺母传动副螺杆、钢球、螺母传动副(1)钢钢球球中中心心距距D、螺螺杆杆外外径径D1、螺螺母母内内径径D2、钢钢球球直直径径d，图图616所所示示。D1通通常常在在2038mm范范围围内内变变化化，设设计计时时应应根根据据转转向向轴轴负负荷荷的的不不同同来来选选定定。D2应应大大于于D1，一一般般要要求求D2-D1=(510)D。图图616螺杆、钢球、螺杆、钢球、螺母传动副螺母传动副(2)钢钢球球直直径径d及及数数量量n钢钢球球直直径径尺尺寸寸d取取得得大大，能能提提高高承承载载能能力力，同同时时螺螺杆杆和和螺螺母母传传动动机机构构和

44、和转转向向器器的的尺尺寸寸也也随随之之增增大大。钢钢球球直直径径应应符符合合国国家家标标准准，一般常在一般常在7-9mm范围内选用。范围内选用。增增加加钢钢球球数数量量n，能能提提高高承承载载能能力力，但但使使钢钢球球流流动动性性变变坏坏，从从而而使使传传动动效效率率降降低低。经经验验证证明明，每每个个环环路路中中的的钢钢球球数数以以不不超超过过60粒粒为为好好。为为保保证证尽尽可能多的钢球都承载，应分组装配。可能多的钢球都承载，应分组装配。(3)滚滚道道截截面面当当螺螺杆杆和和螺螺母母各各由由两两条条圆圆弧弧组组成成，形形成成四四段段圆圆弧弧滚滚道道截截面面时时，见见图图617，钢钢球球与与

45、滚滚道道有有四四点点接接触触，传传动动时时轴轴向向间间隙隙最最小小，可可满满足足转转向向盘盘自自由由行行程程小小的的要要求求。图图中中滚滚道道与与钢钢球球之之间间的的间间隙隙，除除用用来来贮贮存存润润滑滑油油之之外外，还还能能贮贮存存磨磨损损杂杂质质。为为了了减减少少摩摩擦擦，螺螺杆杆和和螺螺母母沟沟槽槽的的半半径径R2应应大大于于钢钢球球半径半径d2一般取一般取R2=(051053)d。图图6-17 四段圆弧滚道截面四段圆弧滚道截面(4)接接触触角角钢钢球球与与螺螺杆杆滚滚道道接接触触点点的的正正压压力力方方向向与与螺螺杆杆滚滚道道法法面面轴轴线线间间的的夹夹角角称称为为接接触触角角，如如图

46、图617所所示示。角角多多取取为为45，以以使使轴轴向向力力和和径径向向力分配均匀。力分配均匀。(5)螺螺距距P和和螺螺旋旋线线导导程程角角0转转向向盘盘转转动动角角，对对应螺母移动的距离应螺母移动的距离s为为s=P/(2)(611)式中，式中，P为螺纹螺距。为螺纹螺距。与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s，相应摇臂，相应摇臂轴转过轴转过p角，其间关系可表示如下角，其间关系可表示如下s=pr (6-12)r (6-12)式中，式中，r r为齿扇节圆半径。为齿扇节圆半径。(6)工工作作钢钢球球圈圈数数W 多多数数情情况况下下，转转向向器器用用两两个个环环路路，而而每

47、每个个环环路路的的W又又与与接接触触强强度度有有关关：增增加加W，参参加加工工作作的的钢钢球球增增多多，能能降降低低接接触触应应力力，提提高高承承载载能能力力；但但钢钢球球受受力力不不均均匀匀、螺螺杆杆增增长长而而使使刚刚度度降降低低。工作钢球圈数有工作钢球圈数有15和圈两种。和圈两种。2齿条、齿扇传动副设计齿条、齿扇传动副设计 如如图图618所所示示，变变厚厚齿齿扇扇的的齿齿顶顶和和齿齿根根的的轮轮廓廓面面是是圆圆锥锥的的一一部部分分，其其分分度度圆圆上上的的齿齿厚厚是是变变化化的的，故称之为变厚齿扇故称之为变厚齿扇.图图6-18变厚齿扇齿形变厚齿扇齿形计算简图计算简图四、循环球式转向器零件

48、强度计算四、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，钢球与滚道之间的接触应力，用下式计算钢球与滚道之间的接触应力用下式计算钢球与滚道之间的接触应力式式中中，k为为系系数数，根根据据AB值值从从表表61查查取取，A=(1r)-(1R2)/2，B=(1r)+(1R1)/2；R2为为滚滚道道截截面面半半径径；r为为钢钢球球半半径径；R1为为螺螺杆杆外外半半径径；E为为材材料料弹弹性性模模量量，等等于于21x105Nmm2；F3为钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算为钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算式式中中，0为为螺螺杆杆螺螺线线导导程程角角；为为接接触触角角；n为为参参与与工工作作

49、的的钢钢球球数数；F2为为作作用用在在螺螺杆杆上上的的轴轴向向力力，见见图图619。当接触表面硬度为当接触表面硬度为5864HRC时，时，许用接触应力许用接触应力=2500Nmm2。图图6-19 6-19 螺杆受力简图螺杆受力简图 表表6-1系数系数k与与AB的关系的关系AB1.00.90.80.70.60.50.40.3K0.3880.4000.4100.4400.4680.4900.5360.600AB0.20.150.10.050.020.010.007K0.7160.8000.9701.2801.8002.2713.2022齿的弯曲应力齿的弯曲应力用下式计算齿扇齿的弯曲应力用下式计算齿

50、扇齿的弯曲应力式式中中，F为为作作用用在在齿齿扇扇上上的的圆圆周周力力；h为为齿齿扇扇的的齿齿高：高：B为齿扇的齿宽：为齿扇的齿宽：s为基圆齿厚。为基圆齿厚。许用弯曲应力为许用弯曲应力为w=540Nmm2。螺螺杆杆和和螺螺母母用用20CrMnTi钢钢制制造造，表表面面渗渗碳碳。前前轴轴负负荷荷不不大大的的汽汽车车，渗渗碳碳层层深深度度在在；前前轴轴负负荷荷大大的汽车，渗碳层深度在。表面硬度为的汽车，渗碳层深度在。表面硬度为5863HRC。应根据材料力学提供的公式，对接触应力进行验算。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转向摇臂轴直径的确定用下式计算确定摇臂轴直径