轻型货车转向系统设计及建模(7)

沈阳航空航天大学北方科技学院毕业设计

5.1.3转向器计算载荷的确定

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。

精确地计算这些力是困难的，为此推荐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MR（N·mm），即

fG13MR?3p （5.8）

式中f——轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7 G1——为转向轴负荷（N） P——为轮胎气压（MPa）

本设计中，轮胎气压为0.49MPa，转向轴负载G1?14760N。代入式（5.8）得

fMR?3作用在转向盘上的手力为

G130.7(1.476?104)3??597734.44N?mm p30.49Fh?2L1MRL2DSWiw?? （5.9）

式中L1——转向摇臂长

L2——转向节臂长

DWS——转向盘直径

iw——转向器角传动比 ——转向器正效率

?? 本设计中，转向摇臂长为200mm；转向节臂长为200mm；转向盘直径根据车型不同，在380~550mm的标准系列内选取，查国家标准可取为400mm；角传动比为17；循环球式转向器的传动副为滚动摩擦，摩擦损失小，其正效率可达85%，这里取85%。代入式（5.9）得

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Fh?2L1MR2?200?597734.44??186.50N

L2DSWiw??200?500?17?0.85确定计算载荷Fh后，即可计算转向系零件的强度。

5.1.4循环球式转向器零件强度计算

1）钢球与滚道间的接触应力?j

3 ??KNE2(rc-r2)?[?j] （5.10） rcr式中K——系数，根据A／B查表5.4求得，其中A／B用下式计算：

A?[(1/r)?(1/rc)]/2 ，B?[(1/r)?(1/R1)]/2 （5.11）

r——钢球半径，见图5.1；本设计为3.175mm rc——螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图5.1；本设计为3.336mm ——螺杆外半径；本设计为12.5mm

5R1E——材料弹性模量，2.1?10MPa； N——每个钢球与螺杆滚道之间的正压力；

N?FhFhRnl?sin?0cos? （5.12）

——转向盘圆周力；本设计为186.5N

R——转向盘轮缘半径；本设计为200mm

?0——螺杆螺线导程角；本设计为6.92°

?——钢球与滚道间的接触角；本设计为45°

n——参与工作的钢球数；本设计为18个

l——钢球接触点至螺杆中心线之距离。本设计为9.325mm 由公式（5.12）可得

N?FhR186.5?200??2608.41N

nl?sin?0cos?18?9.325?sin6.92?cos45?由公式（5.11）可得A/B=0.046，查表5.4可得K为1.280mm.

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由公式（5.10）可得

3?j?Krc?r23.786?3.572NE2()?1.2801134.16?(2.1?105)()?2994.5MPa

rc?r3.786?3.5723 表5.4 系数K与A／B的关系 mm

A/B K A/B K 1.00 0.388 0.20 0.90 0.40 0.15 0.80 0.41 0.10 0.970 0.70 0.44 0.05 1.280 0.60 0.50 0.40 0.536 0.007 3.202 0.30 0.600 一一 一一 0.468 0.490 0.02 0.01 0.716 0.800 1.800 2.271

当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC58～64时，许用接触应力2500MPa。显然，

[?]可取为

?j?[?j]，符合要求。

当由式钢球工作总圈数W??1.5时，则应采用圈数及钢球数相同的两个独立的环路，以使载荷能较均匀地分布于各钢球并保持较高的传动效率。但钢球总数 (包括在钢球导管中的)不应超过60个。否则应加大钢球直径并重新计算。 径向间隙?（见图5.1）不应大于0.02～0.03mm。亦可用下式计算：

??D1?(2db?d1) （5.13）

本设计取为0.02mm 轴向间隙可用下式计算：

C0?(2rc?d)?式中 d——钢球直径 由式（5.14）可得

（5.14）

C0?(2rc?d)??(2?3.786?7.144)?0.02?0.09mm

2）齿的弯曲应力?w 齿扇齿的弯曲应力为

?w?6FhBs2 （5.15）

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式中 F——作用在齿扇上的圆周力

h——齿扇的齿高，本设计为8.8mm B——齿扇的齿宽，本设计为25mm S——基圆齿厚，本设计为6.3mm 作用在齿扇上的圆周力F

F?式中

TTr/ip'??'? （5.16） rwrwip?—转向传动机构的力传动比，本设计为2

? ?—转向传动机构的效率，一般取0.85～0.9。本设计中取为0.9；

T r—即转向阻力矩，本设计中Tr?597734.44N?mm；

rw—齿扇节圆半径，本设计中

rw=26mm。

代入式（5.16）得

TTr/ip'??'597734.44/2?0.9F????10345.4N

rwrw26再代入式（5.15）得

6Fh6?10345.4?8.8??529MPa 22Bs26?6.3[?]?540MPa，显然?w?[?w]，符合要求。

许用弯曲应力为w?w? 螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造。表面渗碳。对于前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在0.8~1.2mm。

5.2整体式转向梯形结构

在忽略侧偏角影响的条件下，两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上，如图5.7所示。

设θi、θo分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。

若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系

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cot?o?cot?i?KL （5.17）

若自变角为θo，则因变角θi的期望值为

?i?f(?o)?arccot(cot?0?K/L) （5.18）

图5.7 理想的内外轮转角关系简图

现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图5.7所示的后置梯形机构为例，

'?i利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角为

?i'???arcsinsin(???o)K?K????1?2cos(???o)m?m?2K?2cos??cos(???o)?cos2???arccosmK?K????1?2cos(???o)m?m?（5.19）

2式中 m——梯形臂长

?——梯形底角

'??i 所设计的转向梯形给出的实际因变角，应尽可能接近理论上的期望值i。其

偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子?0(?0i)，构成评价设计优劣的目标函数f(x)为

??i'(?oi)??i(?oi)?f(x)???(?oi)???100%?i(?oi)?oi?1?? （5.20）

?omax 将式（5.18）、式（5.19）代人式（5.20）得

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