车辆工程毕业设计论文-东风越野平板运输车转向机构设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-东风越野平板运输车转向机构设计(编辑修改稿)内容摘要：

自转，销子的工作部位基本保持不变，所以磨损快、工作效率低。 旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。 要求摇臂轴有较大的转角时，应该采用双销式结构。 双销式转向器在直线行驶区域附近，两个销子同时工作，可降低销子上的负荷，减少磨损。 当一个销子脱离啮合状态是，另一个销子要承受全部作用力，而恰恰在此位置，作用力达到最大值，所以设计师要注意核算其强度。 双销与单销蜗杆指销式转向器比较，结构复杂、尺寸和质量大，并且对两主销间的位置精度、蜗杆上螺纹槽的形状及尺寸 精度等要求高。 此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。 蜗杆指销式转向器应用较少。 转向盘的尺寸及布置 转向盘有轮毂、轮缘和轮辐组成。 采用最大直径的转向盘，会使驾驶员进出驾驶室感到困难；若采用较小直径的转向盘，则在转向时要求驾驶人员施加较大的力量。 转向盘布置过高会影响人对道路和仪表盘的视野；转向盘布置过低，则在操纵离合器、制动踏板时影响驾驶人员腿部的动作。 在选择转向盘直径时，应考虑与汽车的类型和大小相适应。 乘用车、小型客车、小型商用车的转向盘直径参考直径为 400mm；中型客车、中型商用车的转 向盘参考直径为 450mm 或者 500mm；大型客车和大型商用车的转向盘参考直径为 550mm。 转向轴的防伤安全措施 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：汽车在正面碰撞时，转向盘、转向管柱和转向器是使驾驶员受伤的主要元件。 因此，要求汽车在以 48km/h的速度、正面同其他物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴后移量在水平方向上不得大于 127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以 ，作用在转向盘的水平力不得超过 11123N，见 GB115571998。 为此，需要在转向 系中设计安装能吸收冲击能量的机构，或者采取能减轻驾驶员受伤程度的措施。 吸收能量的方 12 法是使有关的转向系零件在撞击时产生塑性变形、弹性变形或摩擦等来实现。 当转向轴采用万向节连接的结构，可以通过合理布置保证在汽车正面碰撞时，防止转向轴等向车身内移动，这种结构虽然不能吸收碰撞能量，但其结构简单，主要万向节连接的两轴之间存在夹角，正面撞车后转向盘没有后移便不会影响驾驶员安全。 转向轴上设置有万向节不仅提高安全性，而且有利于使转向盘和转向器在汽车上得到合理布置，提高了操纵方便性，拆装容易。 由于齿 轮齿条式转向器逆效率高 （ 60%～ 70%），汽车在不平路面上行驶时发生在转向轮与路面间冲击力的大部分能传至转向盘，反冲现象会使驾驶员紧张，并难以控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成 “打手 ”，同时对驾驶员造成伤害。 蜗杆滚轮式转向器正效率低，工作齿面磨损后调整啮合间隙比较困难，传动比不能变化。 固定销蜗杆指销式转向器结构简单，制造容易，但因销不能自转，指销工作部位基本不变，所以磨损快、工作效率低。 旋转销式转向器的效率高、磨损小，但是结构复杂。 双销式的结构较单销式复杂，尺寸及质量也较大，且对两指销间的位置精度、 蜗杆上螺纹槽的形状及尺寸精度要求较高，角传动比的变化特性及传动间隙特性的变化也受到限制。 根据原始数据：满载时前轴轴荷： 1940kg 前轮气压： 350kPa，轮胎和路面间滑动摩擦系数： f = ，摇臂摆角：  177。 42176。 ，要求传动比设计成 20 左右， 最大摇臂输出力矩： 1500Nm。 综合上述各种形式转向器的优缺点，本设计选取循环球式转向器为设计方案。 本章主要事对转向器的基本结构形式的选择， 通 过对目前各种形式转向器设计方案进行分析 比较 ， 综合 考虑， 采用循环球式转向器为设计方案。 13 第 3 章 转向机构的参数分析与确定 转向系的主要性能有转向系的效率、转向系的角传动比与力传动比、转向器传动副的传动间隙特性、转向系的刚度以及转向盘的总转动圈数。 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 Mn（ Nmm） pGfM R313 （ ） 式中 ： f —— 轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取 f =； 1G —— 转向轴负荷 （ N） ； p —— 轮胎气压 （ MPa）。 将 原始数据 代入公式（ ）得， RM = 753542 （ Nmm）。 作用在转向盘上的手力为  wSW Rh iDL MLF 2 12 （ ）式中 ：1L—— 转向摇臂长； 2L—— 转向节臂长 ，1L = 2L； SWD —— 转向盘直径 ，根据汽车设计设计手册，取 Dsw= 550mm； wi —— 转向器角传动比 ，一般取 wi =20；  —— 转向器正效率 ，一般取  =。 14 根据公式（ ），代入参数得， Fk = 357 N。 对给定的汽车，用式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。 根据汽车的前轴负荷来选取循环球式转向器齿扇齿模数 1G = 1940 = 19012 N 表 循环球式转向器齿扇齿模 齿扇齿模数m/mm 3． 0 3． 5 4． 0 4． 5 5． 0 6． 0 6． 5 轿 车 排量 /mL 500 1000～ 1800 1600～ 2020 2020 2020 前轴负荷 /N 3500～3800 4700～ 7350 7000～ 9000 8300～11000 10000～11000 货车 和大 客车 前轴负荷 /N 3000～ 5000 4500～ 7500 5500～ 18500 7000～ 19500 9000～ 24000 17000～37000 23000～ 44000 最大装载质量 /kg 350 1000 2500 2700 3500 6000 8000 因为是货车 ， 所以 m =。 转向器的效率 功率 1P 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。 121 /)( PPP （ ） 反之称为逆效率，用符号  表示。 123 /)( PPP （ ） 式中 ： 2P —— 转向器中的摩擦功率； 15 3P —— 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，防止打手又要求此逆效率尽可能低。 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。 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。 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％。 转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其它地方的杆类转向器，其效率可用下式计算摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺 ）（   0 0tan tan （ ） 式中 ： 0 —— 蜗杆 （ 或螺杆 ） 的螺线导程角；  —— 摩擦角， farctan ； f —— 摩擦因数 ，取 f =。  =  = 16 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，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 00tantan   ）（  （ ） 式 （ ） 和式 （ ） 表明：增加导程角 0 ，正、逆效率均增大。 受增大的影响。 0 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。 为此，导程角必须大于摩擦角。 通常螺线导程角选在 8186。 ～ 10186。 之间。 0 = 8186。  = 传动比的变化特性 转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比 0i 和转向系的力传动比 pi。 从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力 2 wF 与作用在转向盘上的手力 hF 17 之比，称为力传动比，即 Pi =2 wF / hF （ ） 转向盘转动角速度 w 与同侧转向节偏转角速度 k 之比，称为转向系角传动比0i，即 kkkw dddtd dtdi  //0 （ ） 式中 ： d —— 为转向盘转角增量； kd—— 转向节转角 增量； td —— 时间增量。 它又由转向器角传动比 i 和转向传动机构角传动比 39。 wi 所组成，即 39。 0  iii 。 摇臂轴转动角速度 p 与同侧转向节偏转角速度 k 之比，称为转向传动机构的角传动比39。 i kpkpkp ddtdi  /39。 （ ） 传动比与转向系角传 动比的关系 轮胎与地面之间的转向阻力 wF 和作用在转向节上的转向阻力矩 rM 之间有如下关系 aMF rw  （ ） 式中 ： a —— 主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。 作用在转向盘上的手力 hF 可用下式表示 swhh DMF 2 （ ） 式中 ： hM —— 作用在转向盘上的力矩； swD —— 转向盘直径。 18 将式 （ ） 、式 （ ） 代入 hwF FFi /2 后得到 aMDMi h swrp  （ ） 分析式 （ ） 可知，当主销偏移距 a 小时，力传动比 Fi 应取大些才能保证转向轻便。 通常轿车的 a 值在 ～ 倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的 a 值在40～ 60mm 范围内选取。 转向盘直径 swD 根据车型不同在 JB4505—86 转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。 如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理， hr MM /2 可用下式表示 02  iddMM khr。