长安之星转向系课件

1.1长安之星2009款1.3L-SC6378D3-JL474QG2.1转向系统简介2.2机械转向系2.2.1转向操纵机构2.2.2转向器2.2.3转向传动机构2.3转向系主要性能参数2.3.1转向器的效率2.3.2传动比的变化特性2.4主要尺寸参数的选择2.5转向器输出力矩的确定2.6轴的设计计算及校核

2.6.1转向摇臂轴（即齿形齿扇轴）的设计计算

材料的选择结构设计

轴的设计计算2.6.2螺杆轴设计计算及主要零件的校核

材料选择结构设计轴的设计计算钢球与滚道之间的接触应力校核2.7.1螺杆、钢球、螺母传动副设计2.7.2齿条、齿扇传动副设计2.8转向器的计算和校核2.8.1循环球式转向器零件的强度计算2.8.2转向摇臂轴直径的确定3三维模型及二维工程图3.1三维模型零件图3.2二维工程图长安之星面包车主要参数汽车透视图汽车转向机构机械转向系由转向操纵机构、转向器和转向传动机转向系统构三大部分组成

图2-1是一种机械式转向系统。驾驶员对转向盘1施加的转向力矩通过转向轴2输入转向器8。从转向盘到转向传动轴这一系列零件即属于转向操纵机构。作为减速传动装置的转向器中有1、2级减速传动副（图中所示转向系统中的转向器为单级减速传动副）。经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆6，再传给固定于转向节3上的转向节臂5，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而改变了汽车的行驶方向。这里，转向横拉杆和转向节臂属于转向传动机构。2.1转向系统简介

转向系统是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，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震器。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。2.2机械转向系

机械转向系以驾驶员的体力作为转向能源，其中所有的传力件都是机械的。机械转向系由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成。2.2.2转向器

转向器(也常称为转向机)是完成由旋转运动到直线运动(或近似直线运动)的一组齿轮机构，同时也是转向系中的减速传动装置（循环球式）

循环球式转向器的特点是效率高，操纵轻便，有一条平滑的操纵力特性曲线。布置方便。特别适合大、中型车辆和动力转向系统配合使用；易于传递驾驶员操纵信号；逆效率高、回位好，与液压助力装置的动作配合得好。可以实现变速比的特性，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小、且经常使用，要求转向灵敏，因此希望中间位置附近速比小，以提高灵敏性。大角度转向位置转向阻力大，但使用次数少，因此希望大角度位置速比大一些，以减小转向力。由于循环球式转向器可实现变速比，应用正日益广泛。2.2.3转向传动机构

转向传动机构的功用是将转向器输出的力和运动传到转向桥两侧的转向节，使两侧转向轮偏转，且使二转向轮偏转角按一定关系变化，以保证汽车转向时车轮与地面的相对滑动尽可能小。2.3转向系主要性能参数

2.3.1转向器的效率功率从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称之为正效率，用符号表示，；反之则称为逆效率，用符号表示，。式中为转向器中的摩擦功率；为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，车轮于路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。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、结构特点与效率滚针轴承和球轴承等三种结构之一。第一种结构除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种转向器的效率仅有54%，另外两种结构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。同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴的转向器效率，根据试验结果分别为70%和75%。转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。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，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，则逆效率可用下式计算式（2-1）和（2-2）表明：增加导程角，正、逆效率均增大。受增大的影响，不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向系角传动比，即。

式中为转向盘转角增量；为转向节转角增量；为时间增量。它又由转向器角传动比和转向传动机构角传动比所组成，即。

转向盘角速度与摇臂轴角速度之比，称为转向器角传动比，即、(2)力传动比与转向系角传动比的关系（略）(3)转向系的角传动比：转向传动机构角传动比，除用表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长与摇臂长之比来表示，即。现代汽车结构中，与的比值大约在0.85～1.1之间，可近似认为其比值为1，则。由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比及其变化规律即可。(4)转向器角传动比及其变化规律式（2-7）表明：增大角传动比可以增加力传动比。从可知，当一定时，增大能减少作用在方向盘上的手力，使操纵轻便。考虑到，由的定义可知：对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的影响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。循环球齿条齿扇式转向器的角传动比，因结构原因，螺距不能变化，但可用改变齿扇啮合半径的方法，使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的目的。2.4主要尺寸参数的选择表

2-1循环球转向器的主要参数表2-3各类汽车循环球转向器的齿扇齿模数表2-4循环球式转向器的部分参数根据所选择的齿扇模数，根据表（2-1）和表（2-4）选取对应的参数为：钢球直径：5.556mm螺距：8.731mm工作圈数：1.5螺杆外径：23mm环流行数：2螺母长度：45mm齿扇齿数：4齿扇压力角：2230′切削角：630′齿扇宽：25mm2.5转向器输出力矩的确定

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行驶时转向器的输出力矩。G1=mg=141410=14140NM=G1L／4=14140×135／4=477225N.mm式中，G1为汽车前轴负荷，单位是N；M为汽车转向器的输出力矩，单位是N.mm；m为汽车的前轴负荷，单位是Kg；g为重力加速度，计算时取g=10N/Kg；L为汽车转向摇臂中心距（转向摇臂大端锥形三角花键轴颈中心与转向摇臂小端的球头销中心之间的距离），单位是mm。2.6轴的设计计算及校核

2.6.1转向摇臂轴（即齿形齿扇轴）的设计计算

2.6.1.1材料的选择摇臂轴用20CrMnTi钢制造，由于前轴负荷不大，螺纹、三角花键和卡簧槽部表面不渗碳，其余表面渗碳层深度在0.8～1.2mm。表面硬度为58～63HRC。结构设计

轴结构如图6-1所示轴伸出壳体的部分制成锥形渐开线花键，并使用螺母紧固，这样可以保证转向摇臂能紧紧压靠到轴上，使之联结紧固、无间隙、工作可靠，花键的加工工艺与齿轮相同；由于齿扇和齿条在工作时存在摩擦力，工作一段时间后会产生间隙，为使此间隙的调整工作容易进行，故将齿扇设计成变厚齿扇。6-1轴的设计计算

（1）渐开线花键的设计计算花键连接常根据被连接件的特点、尺寸、使用要求和工作条件，确定其类型、尺寸，然后进行必要的强度校核计算。本轴的渐开线花键可选择45°花键，模数为m=0.8,齿数为Z=36，压力角为45°。渐开线花键几何尺寸的计算分度圆直径D=mZ=0.836=28.8mm;基圆直径Db=mZcos45°=0.836×1.414=20.36mm;周节P=m=3.140.8=2.5mm;内花键大径Dei=m(Z+1.2)=0.8(36+1.2)=29.76mm;外花键大径Dee=m(Z+0.8)=0.8(36+0.8)=29.44mm;外花键小径Die=m(Z-1.2)=0.8(36-1.2)=27.84mm；渐开线花键的校核计算渐开线花键连接强度可按挤压、弯曲和剪切来计算。实践证明，挤压强度常是主要的。其计算过程如下：

渐开线花键的平均直径mm;

渐开线花键齿的工作高度=m=0.8mm；

（2）变厚齿形齿扇的计算变厚齿形齿扇的计算，如图6-2所示，一般将中间剖面A-A定义为基准平面。进行变厚齿扇计算之前，必须确定的参数有：变厚齿扇的模数m，参考表4－1选取；法向压力角，一般在20°～30°之间；齿顶高系数X1，一般取0.8或1.0；径向间隙系数，取0.2；正圆齿数，在12～15之间选取；齿扇宽度，一般在22mm～28mm。首先根据汽车的前轴负荷G1=14140N，查表,选取齿扇的模数m=5mm。然后，由变厚齿扇的模数m=5mm,查4-1表选择确定转向器的相关尺寸。变厚齿扇的几何尺寸，计算结果如下：变厚齿扇的模数m=5mm;变厚齿扇的法向压力角=30°；整圆齿数为13；齿扇齿数为z=5；变位系数X1=0.082；分度圆直径d=mz=513=65mm;分度圆齿厚S=/2=3.145/2=7.85mm;齿顶高ha=X1m=0.85=4mm;齿根高hf=(X1+c)=(0.8+0.25)5=5.25mm;齿顶圆直径da=d+2ha=65+24=73mm;齿扇的结构设计由于齿扇的齿顶圆直径da=73mm<500mm，因此可采用锻造毛坯；又齿扇的齿根圆直径df=d-2hf=65-25.25=54.75mm，而齿扇的轴径为32mm,二者相差不大，故可制成一体的齿轮轴，轴的材料必须与齿扇齿轮相同。5）齿扇齿的应力校核

齿扇齿的受力情况如图6-3所示。2.6.2螺杆轴设计计算及主要零件的校核

6.2.1材料选择

螺杆轴用20CrMnTi钢制造，热处理钢球滚道处渗碳层深度在0.8～1.2mm，表面淬火HRC58～63。20轴径硬度HRC40，渐开线花键处不渗碳。结构设计

轴的结构如图所示轴的结构设计考虑轴向固定，内侧采用轴肩，又考虑角接触球轴承的标准，故左右轴径均取d=20mm；左端轴径长度为14mm，比轴承宽度小4mm，以便将轴承可靠地固定在转向螺杆轴上；为使汽车转向螺杆轴中心与转向万节的中心能保持高度一致，二者的连接采用渐开线花键连接，花键的加工工艺与齿轮相同；为减少螺杆和螺母之间的摩擦，提高传动效率，在螺杆和螺母的滚道之间放置适量的钢球；为防止钢球沿滚道滚出，在螺母上设有钢球返回装置，使钢球通过此装置自动返回入口处，从而形成循环回路。[5]轴的设计计算

（1）首先由变厚齿扇齿模数m=5.0mm，查表4-1确定转向螺杆轴的相关参数，相关参数如下：钢球中心距D=32mm;螺杆外径D1=29mm;钢球直径d=7.144mm;螺距P=10mm;工作圈数2.5；环流行数2；螺母长度L=56mm;齿扇齿数Z=5;齿扇整圆齿数Z’=13；齿扇压力角=27º30´；齿扇宽26mm；（2）其他参数的设计计算的螺旋滚道为单头(单螺旋线)的，且具有不变的螺距。转向盘与转向器左置时转向螺杆为左旋，右置时为右旋。钢球直径约为6～9mm。一般应参考同类型汽车的转向器选取钢球直径，并应使之符合国家标准。钢球直径尺寸差应不超过。显然，大直径的钢球其承载能力亦大，但也使转向器的尺寸增大。钢球的数量也影响承载能力，增多钢球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而需要降低传动效率。经验表明在每个环路中以不大于60为好。2.4.2齿条、齿扇传动副设计齿扇通常有5个齿，它与摇臂轴为一体。齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的，这样即可通过轴向移动摇臂轴来调节齿扇与齿条的啮合间隙。由于转向器经常处于中间位置工作，因此齿扇与齿条的中间齿磨损最厉害。为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使两端齿卡住，则应增大两端齿啮合时的齿侧间隙。这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇各齿具有不同的齿厚来达到。即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的。为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺中心转动，如图2-8所示，相对于摇臂轴的中心有距离为的偏心。这样加工的齿扇在齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙也逐渐加大，可表达为3三维模型及二维工程