《齒輪齒條式轉向器設計和計算》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《齒輪齒條式轉向器設計和計算（15頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、5.2轉向器的結構型式選擇及其設計計算 根據所采用的轉向傳動副的不同，轉向器的結構型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。 對轉向其結構形式的選擇，主要是根據汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉向器。球面蝸桿滾輪式轉向器曾廣泛用在輕型和中型汽車上，例如：當前軸軸荷不大于2.5t且無動力轉向和不大于4t帶動力轉向的汽車均可選用這種結構型式。循環(huán)球式轉向器則是當前廣泛使用的一種結構，高級轎車和輕型

2、及以上的客車、貨車均多采用。轎車、客車多行駛于好路面上，可以選用正效率高、可逆程度大些的轉向器。礦山、工地用汽車和越野汽車，經常在壞路或在無路地帶行駛，推薦選用極限可逆式轉向器，但當系統(tǒng)中裝有液力式動力轉向或在轉向橫拉桿上裝有減振器時，則可采用正、逆效率均高的轉向器，因為路面的沖擊可由液體或減振器吸收，轉向盤不會產生“打手”現象。 關于轉向器角傳動比對使用條件的適應性問題，也是選擇轉向器時應考慮的一個方面。對于前軸負荷不大的或裝有動力轉向的汽車來說，轉向的輕便性不成問題，而主要應考慮汽車高速直線行駛的穩(wěn)定性和減小轉向盤的總圈數以提高汽車的轉向靈敏性。因為高速行駛時，很小的前輪轉角也會導致產生

3、較大的橫向加速度使輪胎發(fā)生側滑。這時應選用轉向盤處于中間位置時角傳動比較大而左、右兩端角傳動比較小的轉向器。對于前軸負荷較大且未裝動力轉向的汽車來說，為了避免“轉向沉重”，則應選擇具有兩端的角傳動比較大、中間較小的角傳動比變化特性的轉向器。（轉向盤轉角增量與相應的轉向搖臂轉角增量之比iω1稱為轉向器角傳動比。） 二、兩側轉向輪偏轉角之間的理想關系式 汽車轉向行駛時，為了避免車輪相對地面滑動而產生附加阻力，減輕輪胎磨損，要求轉向系統(tǒng)能保證所有車輪均作純滾動，即所有車輪軸線的延長線都要相交于一點。 cotα=cotβ+B/L 其中α、β分別是內外側轉向輪的偏轉角，B是兩側主銷軸線與地面相交

4、點之間的距離；L是汽車軸距。 如果是多軸汽車轉向，轉向輪轉角間的關系與雙軸汽車基本相同。 三、轉向系統(tǒng)傳動比 　　1．轉向器角傳動比 　　轉向盤轉角增量與相應的轉向搖臂轉角增量之比iω1稱為轉向器角傳動比。 　　2．轉向傳動機構角傳動比 　　轉向搖臂轉角增量與轉向盤一側轉向節(jié)的相應轉角增量之比iω2稱為轉向傳動機構角傳動比。 　　3．轉向系統(tǒng)角傳動比 　　轉向盤轉角增量與同側轉向節(jié)相應轉角增量之比iω為轉向系統(tǒng)角傳動比。 iω=iω1iω2 　　4．轉向系統(tǒng)的力傳動比 　　兩個轉向輪受到的轉向阻力與駕駛員作用在轉向盤上的手力之比ip稱為轉向系統(tǒng)的力傳動比，它與角

5、傳動比iω成正比。 四、轉向盤的自由行程 　　轉向盤在空轉階段的角行程稱為轉向盤的自由行程。轉向盤的自由行程有利于緩和路面沖擊，避免駕駛員過度緊張，但不宜過大，否則將使轉向靈敏性能下降。 下面分別介紹幾種常見的轉向器。 5.2.1循環(huán)球式轉向器 循環(huán)球式轉向器又有兩種結構型式，即常見的循環(huán)球-齒條齒扇式和另一種即循環(huán)球-曲柄銷式。它們各有兩個傳動副，前者為：螺桿、鋼球和螺母傳動副以及落幕上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動副；后者為螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的銷座與搖臂軸的錐銷或球銷傳動副。兩種結構的調整間隙方法均是利用調整螺栓移動搖臂軸來進行調整。 循環(huán)球式轉向器的傳動效率

6、高、工作平穩(wěn)、可靠，螺桿及螺母上的螺旋槽經滲碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、壽命長。齒扇與齒條嚙合間隙的調整方便易行，這種結構與液力式動力轉向液壓裝置的匹配布置也極為方便。 5.2.1.1循環(huán)球式轉向器的角傳動比 由循環(huán)球式轉向器的結構關系可知：當轉向盤轉動角時，轉向螺母及其齒條的移動量應為 （5－21） 式中t——螺桿或螺母的螺距。 這時，齒扇轉過角。設齒扇的嚙合半徑，則角所對應的嚙合圓弧長應等于s，即 （5－22） 由以上兩式可求得循環(huán)球式轉向器的角傳動比為 （5－23） 5.2.1.2螺桿－鋼球－螺母傳動副 螺桿－鋼球－螺母傳動副與通常的螺桿一螺母一傳動副的

7、區(qū)別在于前者是經過滾動的鋼球將力由螺桿傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應的螺旋槽構成鋼球的螺旋滾道。轉向時轉向盤經轉向軸轉動螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側表面(通常為上表面)需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導孔，并分別插入鋼球導管的兩端導管。鋼球導管是由鋼板沖壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導管，并經氰化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導孔的鋼球的兩個導管的中心線應與螺母螺旋滾道的中心線相切。螺桿與螺母的螺旋滾道為單頭(單螺旋線)的，且具有不變的螺距，通常螺距t約在8～ 13mm范圍內可按式(

8、5—23)初選，螺旋線導程角約為6～ 11。轉向盤與轉向器左置時轉向螺桿為左旋，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，但也使轉向器的尺寸增大。鋼球的數量n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，從而要降低傳動效率。經驗表明在每個環(huán)路中n以不大于60為好。 鋼球數目(不包括鋼球導管中的)可由下式確定： （5－24） 式中——鋼球中心距，（見圖5—2）； ——一個環(huán)路中的鋼球工作圈數，為了使載荷在各鋼球間分布均勻，一般W＝1.5～ 2

9、.5，當轉向器的鋼球工作圈數需大于2.5時，則應采用兩個獨立的環(huán)路； ——鋼球直徑； ——螺線導程角。 鋼球中心距是指鋼球滾動時其中心所在的圓柱表面的橫截面的圓的直徑。它是一個基本尺寸參數，將影響循環(huán)球轉向器的結構尺寸及強度。設計時可參考同類車進行初選，經強度驗算后再進行修正。顯然，在保證強度的前提下應盡量取小些。在已知螺線導程角和螺距t的情況下，亦可由下式求得： （5－25） 式中t——螺桿與螺母滾道的螺距； ——螺線導程角。 螺桿螺旋滾道的內徑，外徑，以及螺母的尺寸 ，(見圖5—2)，在確定鋼球中心距后即可由下式確定： 圖5—2 螺桿與螺母的螺旋滾

10、道截面 (a) 四點接觸的滾道截面；(b)兩點接觸的滾道截面 (b) B、D——鋼球與滾道的接觸點；——鋼球中心距；——滾道截面的圓弧半徑。 （5－26） 式中——鋼球中心距； ——螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑，（見圖5－2）； ——滾道截面圓弧中心相對于鋼球中心線的偏移距（見圖5－2）； （5－27） ——鋼球直徑； ——鋼球與滾道的接觸角，通常?。?5； ——滾道截面的深度，（見圖5－2），可取 ＝（0.30～0.35） （5－28） D應大于d，一般也可取＝＋（0.05～0.10）。 滾道截面有四點接觸式、兩

11、點接觸式（見圖5－2）和橢圓滾道截面等。四點接觸式滾道截面由四段圓弧組成，螺桿和螺母的滾道截面各為兩段圓弧。四點接觸滾道截面可獲得最小的軸向間隙，以避免軸向定位的不穩(wěn)定，受載后基本上可消除軸向位移，但滾道與鋼球間仍應有間隙以貯存磨屑、減小磨損。雖然其制造工藝較復雜，但仍得到廣泛應用。兩點接觸式滾道截面由兩段圓弧組成，其螺桿和螺母滾道均為單圓弧，形狀簡單。當螺桿受有軸向載荷時，螺桿與螺母間產生軸向相對位移使軸向定位不穩(wěn)定，增加了轉向盤的自由行程，這對裝動力轉向的轉向系特別不利，因為它降低了分配閥的靈敏度，從而影響轉向性能。橢圓滾道的螺桿部分為橢圓截面、螺母部分為圓弧截面。鋼球以三點與滾道接觸，被

12、精確地定位于滾道中心，軸向定位精確，但加工較復雜。 螺桿滾道應倒角以避免尖角劃傷鋼球。 接觸角是指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 (見圖)。增大"將使徑向力增大而軸向力減?。环粗畡t相反。通常多取45，以使徑向力與軸向力的分配均勻。 螺距t和螺旋線導程角：前者影響轉向器的角傳動比(見式(5—23))；后者影響動效率(見式(5—6)、式(5—7))。選擇時應滿足角傳動比的要求和保證有較高的正效率而反行程時不發(fā)生自鎖現象。 工作鋼球的總圈數：決定于接觸強度?？側翟龆噤撉蛞嘣龆啵瑒t可降低接觸應力、提高承載能力。一般有2.5、3和5圈的

13、，當＞2.5時則應采用兩個獨立的環(huán)路。 螺桿和螺母一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi 3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度為0.8～1.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車的轉向器，滲碳層深度可達1.05～1.45mm。淬火后表面硬度為HRC58～64。 螺桿—鋼球—螺母傳動副的高可靠性、長壽命、小的摩擦損失以及達到實際上的無隙配合(螺桿的軸向間隙不應大于0.002～0.003mm)，是通過對滾道的高精度加工，使?jié)L道表面具有高光潔度，采用標準的高精度的鋼球(可用二、三級精度的)，并對螺桿、鋼球及螺母的尺寸進行選配來達到的。 5.2.1.3齒條、齒扇傳動副

14、 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節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。由于轉向器經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生的間隙而又不致在轉彎時使兩端齒卡住，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動，如圖5－3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向兩端的齒時，齒側間隙也逐漸加大，可表達為 （5－29） 式中——徑向間隙

15、； ——嚙合角； ——齒扇的分度圓半徑； ——搖臂軸的轉角。 圖5－3 為獲得變化的齒側間隙齒扇的加工原理和計算簡圖 圖5－4 用于選擇偏心n的線圖 當，確定后，根據上式可繪制如圖5—4所示的線圖，用于選擇適當的n值，以便使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時，齒側間隙能夠適應消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。 齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側間隙的改變也可以用改變齒條各齒槽寬而不改變齒扇各輪齒齒厚的辦法來實現。一般是將齒條(一般有4個齒)兩側的齒槽寬制成比中間齒槽大0.20～0.30mm即可。 齒扇的齒厚沿齒寬方向變化，故稱為變厚齒扇。其齒形外

16、觀與普通的直齒圓錐齒輪相似。用滾刀加工變厚齒扇的切齒進給運動是滾刀相對工件作垂向進給的同時，還以一定的比例作徑向進給，兩者合成為斜向進給。這樣即可得到變厚齒扇。變厚齒扇的齒頂及齒根的輪廓面為圓錐面，其分度圓上的齒厚是成比例變化的，形成變厚齒扇，如圖5—5所示。 圖5－5變厚齒扇的截面 在該圖中若0－0截面原始齒形的變位系數＝0，則位于其兩側的截面I—I和Ⅱ一Ⅱ分別具有＞0和車＜0，即截面I—I的齒輪為正變位齒輪，而截面Ⅱ一Ⅱ的齒輪為負變位齒輪。即變厚齒扇在其整個齒寬方向上是由無窮多的原始齒形變位系數逐漸變化的圓柱齒輪所形成。因為在與0一0平行的不同截面中，其模數m不變、齒數亦同，故其分

17、度圓及基圓亦不變，即為分度圓柱和基圓柱。其不同截面位置上的漸開線齒形，均為在同一基圓柱上展開的漸開線，僅僅是其輪齒的漸開線齒形離基圓的位置不同而已，故應將其歸人圓柱齒輪范疇，而不應歸于直齒圓錐齒輪范圍，雖然它們從外觀上更相似，因為直齒圓錐齒輪輪齒的漸開線齒形的形成基準是基錐。 變厚齒扇齒形參數的計算 圖5－6變厚齒扇的齒型計算用圖 通常取齒扇寬度的中間位置作基準截面，如圖5—6所示的截面A—A。由該截面至大端(截面B－B)時，各截面處的變位系數均取正，向小端(截面C—C)時，變位系數由正變?yōu)榱?截面O—O)再變?yōu)樨撝怠ＴO截面O—O至截面A－A的距離為，則 （5－30） 式中—

18、—在截面A－A處的原始齒形變位系數； m——模數； ——切削角。 由式（5－30）可知：當齒扇的模數m及切削角選定后，各截面處的變位系數取決于該截面與基準截面的間的距離（見圖5－6）。 變厚齒扇基準截面（截面A—A）處的齒形計算可按表5－3進行，計算前應將先選定的參數也列在該表中。其中齒扇模數m是根據前橋負荷及汽車的裝載質量的不同參考表5－1選取；法向壓力角一般為20～30；切削角常見的有630和730兩種；齒頂高系數一般取0.8或1.0；整圓齒數z一般在12～18范圍內選?。积X扇寬度F一般在22～28mm范圍內選取。 表5－1各類汽車循環(huán)球轉向器的齒扇模數 表5－

19、2變厚齒扇（A－A）處的齒形參數選擇與計算 （mm） 說明：基準截面見圖5－6的截面A—A，為齒扇寬度的中間位置處的截面。 最大變位系數截面即截面B—B（見圖5－6），應對該截面的齒形作齒頂變尖的核算，如表5－3所示。 表5－3最大變位系數截面（截面B－B）齒頂變尖核算 說明：一般容許的齒頂圓弧齒厚的最小值為： （0.25～0.30）m 當m＝3～4時 （0.20～0.25）m 當m＝4～6時 （0.10～0.20）m 當m＝7～8時 表5－4給出了循環(huán)球式轉向器的一些參數，供設計時參考。 5.2.1.4循環(huán)球式轉向器零件的強度計算 為了進行強度計

20、算，首先要確定其計算載荷。式(5—13)曾給出了汽車在于而粗糙的硬路面上作原地轉向時轉向輪的轉向阻力矩，利用它可求得轉向搖臂上的力矩（見式（5—18））和在轉向盤上的切向力（見式(5－19)），它們均可作為轉向系的最大計算載荷。但對前軸符合大的重型載貨汽車，用式（5－18）或(5－19)計算出來的力，往往會超過司機在體力上的可能。這時在計算轉向器和動力轉向的動力缸以前的零件時，可取司機作用在轉向盤輪緣上的最大瞬時力，此力可取為700N。 確定計算載荷后，即可計算轉向系零件的強度。 （1）鋼球與滾道間的接觸應力 ≤ （5－31） 式中K——系數，根據A／B查表16—5求得，其中A／B用

21、下式計算： （5－32） d——螺桿外徑，見圖16—10； ——螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑，見圖5—2； ——鋼球直徑； E——材料彈性模量，MPa； N——每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力； （5－33） ——轉向盤圓周力； R——轉向盤輪緣半徑； ——螺桿螺線導程角； ——鋼球與滾道間的接觸角； ——參與工作的鋼球數； ——鋼球接觸點至螺桿中心線之距離。 表16—5 系數K與A／B的關系 mm A/B 1.00 0.90 0.80 0.70 0.60 0.50 0.40 0.30 0.2

22、0 0.15 0.10 0.05 0.02 0.01 0.007 K 0.388 0.40 0.41 0.44 0.468 0.490 0.536 0.600 0.716 0.800 0.970 1.280 1.800 2.271 3.202 當鋼球與滾道的接觸表面的硬度為HRC58～64時，許用接觸應力可取為3000～3500MPa。 為了滿足式(5—31)所表達的接觸強度的要求，鋼球的工作總圈數應達到 （5－34） 式中——一圓滾道中的鋼球數； （5－35） ——螺距； —－鋼球中心距(見圖5－2) ——螺

23、線導程角； ——鋼球直徑； ——需要的工作鋼球總數； b≥ （5－36） ——作用在齒條與齒扇的齒上的力； （5－37） ——轉向搖臂軸上的力矩，見式(5—18)； ——齒扇的嚙合半徑； ——考慮軸向力在各鋼球間不均勻分配的系數，＝0.8～0.9； N——鋼球與螺桿滾道之間的正壓力，見式(5—33)； ——鋼球與滾道間的接觸角，見圖5—2。 當由式(16—34)算得的鋼球工作總圈數＞2.5時，則應采用圈數及鋼球數相同的兩個獨立的環(huán)路，以使載荷能較均勻地分布于各鋼球并保持較高的傳動效率。但鋼球總數 (包括在鋼球導管中的)不應超過60個。否則應加大鋼球直徑并重新計算。

24、 徑向間隙(見圖5—1)不應大于0.02～0.03mm。亦可用下式計算： （5－38） 軸向間隙可用下式計算： （5－39） (1)螺桿在彎扭聯(lián)合作用下的強度計算 螺桿處于復雜的應力狀態(tài)，在其危險斷面上作用著彎矩和轉矩，其彎矩M及轉矩T分別為： （5－40） ＝ （5－41） 式中——由式(16—37)決定的力，見圖5—2； ——齒條、齒扇嚙合節(jié)點至螺桿中心的距離； ——螺桿兩支承軸承間的距離； ——嚙合角； ——鋼球中心距； ——螺線導程角； ——換算摩擦角； ——滾動摩擦系數，＝0.008～0.010； ——鋼球與滾道的接觸

25、角。 這時，螺桿的當量應力為 ≤ （5－42） 式中，，——螺桿按其內徑計算的橫截面積、彎曲截面系數和扭轉截面系數。 ——許用應力，≤ ——螺桿材料的屈服極限。 （3）轉向搖臂軸直徑的確定 轉向搖臂軸的直徑可根據轉向阻力矩及材料的扭轉強度極限由下式確定： 式中——安全系數，根據使用條件可取2.5～3.5； ——轉向阻力矩，見式（5－13）； ——扭轉強度極限。 轉向搖臂軸一般采用20CrMnTi、22CrMnMo或20CrNi 3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深為0.8～1.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車，則為1.05～1.45mm。淬火后表面硬度為HRC58—63

26、。 轉向器殼體采用球墨鑄鐵QT400—18或可鍛鑄鐵KTH350—10，KTH370—12制造。 5.2.2齒輪齒條式轉向器 齒輪齒條式轉向器的傳動副為齒輪與齒條，其結構簡單、布置方便，制造容易，但轉向傳動比較小，(一般不大于15)，且齒條沿其長度方向磨損不均勻，故僅廣泛用于微型汽車和轎車上。轉向傳動副的主動件是一斜齒圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動件——齒條相嚙合，外殼固定在車身或車架上。齒條利用兩個球接頭直接和兩根分開的左、右橫拉桿相聯(lián)。橫拉桿再經球接頭與梯形臂相接。為了轉向輕便，主動小齒輪的直徑

27、應盡量小。通常，這類轉向器的齒輪模數多在2～3mm范圍內，壓力角為20，主動小齒輪有5～8個齒，螺旋角為9～15。根據小齒輪螺旋角和齒條傾斜角的大小和方向的不同，可以構成不同的傳動方案。 圖5—7齒輪齒條式轉向器傳動副的布置方案 當左旋小齒輪與右傾齒條相嚙合且齒輪螺旋角與齒條傾斜角相等時，則軸交角=0，如圖5－7(a)所示；若＞，則，如圖5－7(b)所示；若＜，則為負值，表示在齒條軸線的另一側，如圖5－7(c)所示；當左旋小齒輪與左傾齒條或右旋小齒輪與右傾齒條相嚙合時，則不管這些角度的大小如何，其軸交角均為，如圖5－7(d)所示。應根據整車布置的需要并考慮轉向系的傳動比及效率等來選擇這些角度的大小和方向。 齒輪齒條式轉向系的角傳動比 （5－44） 式中——梯形臂長度，mm； 一—主動小齒輪的節(jié)圓半徑，mm； ——齒輪與齒條的軸交角，見圖5－7，多在0～30范圍內選擇。 齒輪齒條式轉向器的正效率可達70％～80％。 齒輪齒條式轉向器的主動小齒輪可采用低碳合金鋼如20MnCr5、20MnCr4或 15CrNi6(德國標準DIN 17210)制造并經滲碳淬火；齒條可采用中碳鋼或中碳合金鋼如45號鋼或41Cr4鋼(德國標準DIN 17200)制造并經高頻淬火，表面硬度均應在HRC 56以上。殼體常用鋁合金壓鑄。