重型卡车转向系.ppt

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,汽车主要尺寸的确定,汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等，如图,3-1,所示。,图,3-1,汽车的主要参数尺寸,(1),轴距,轴距,L,的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然，在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。,轻型货车、鞍式牵引车和矿用自卸车等车型要求有小的转弯半径，故其轴距比一般货的短，而经常运送大型构件、长尺寸或轻抛货物的货车和集装箱运输车，则轴距可取得长一些。汽车总质量愈大，轴距一般也愈长。,轴距,L,对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。,(2),前轮距,B,1,和后轮距,B,2,改变汽车轮距,B,会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化、增大轮距则车厢内宽随之增加，并导致汽车的比功率、币转矩指标下降，机动性变坏。,受汽车总宽不得超过,2.5m,限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距,B,1,范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距,B,2,时，应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度以及它们之间应留有必要的间隙。,(3),外廓尺寸,汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。它应根据汽车的类型、用途、承载量、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。,GB1589-79,对汽车外廓尺寸界限做了规定，总高不大于,4m,，总宽（不包括后视镜）不大于,2.5m,；外开窗，后视镜等突出部分宽,250mm,。总长：货车及越野车不大于,12m,；一般大客车不大于,12m,，铰接式大客车不大于,18m,；牵引车带半挂车不大于,16m,，汽车拖带挂车不大于,20m,，挂车长度不大于,8m,。,根据毕业设计课题及以上的论述，本次设计初选尺寸数据如下：,轴距,:L=7950mm,总长,:L,长,=11980mm,前轮距,:B,1,=1939mm,总宽,:L,宽,=2490mm,后轮距,:B,2,=1850mm,总高,:L,高,=3950mm,3.1.2,汽车质量参数的确定,汽车的质量参数包括整车整备质量,m,0,、装载质量,m,e,、质量系数,、汽车总质量,ma,、轴荷分配等。,根据毕业设计课题及以上的论述，本次设计初选质量数据如下：,汽车总质量：,ma=28.495t,整车整备质量：,m,0,=12.3t,满载时车辆前轴负荷,:20%,28.495t=5.699t,转向系的主要性能参数,(1),转角及最小转弯半径,最小转弯半径是指转向轮转角在最大位置条件下，汽车低速行驶时前外转向轮与地面接触点的轨迹到转向中心,O,点的距离。,汽车的机动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。即首先应使转向轮转到最大转角时，汽车的最小转弯半径能达到汽车轴距的,2-2.5,倍；其次，应这样选择转向系的角传动比，即由转向盘处于中间的位置向左或右旋转至极限位置的总旋转圈数，对轿车应不超过,2,圈，对货车不应超过,3,圈。,汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，其内、外转向轮理想的转角关系如图,3-3,所示，由下式决定：,式中：,外转向轮转角；,内转向轮转角；,K,两转向主销中心线与地面交点间的距离；,L,汽车轴距,汽车的最小转弯半径,R,min,与其内、外转向轮在最大转角,与,、轴距,L,、主销距,K,及转向轮的转臂,a,等尺寸有关。在转向过程中除内、外转向轮的转角外，其他参数是不变的。最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。可按下式计算：,初选汽车的轴距为,:,L,=7950mm,，而外转向轮偏转角的最大值,一般取,45,取转向轮转臂,a=0.3m,。,所以计算出最小转弯半径：,R,min,11.5m,（,2,）转向系的效率,功率,从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号,表示，；反之称为逆效率，用符号,表示。,正效率,计算公式：,逆效率,计算公式：,式中，,为作用在转向轴上的功率；,为转向器中的磨擦功率；,为作用在转向摇臂轴上的功率。,正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。,转向器的正效率,如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算,转向器的逆效率,如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算,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磨擦角时，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，导程角必须大于磨擦角。通常螺线导程角选在,8,10,之间。,传动比变化特性,1,）转向系传动比,转向系的传动比包括转向系的角传动比,和转向系的力传动比,。,转向系的力传动比：,转向系的角传动比：,转向系的角传动比,由转向器角传动比,和转向传动机构角传动比,组成，即,转向器的角传动比：,转向传动机构的角传动比：,循环球式转向器设计计算,循环球式转向器中有两级传动副，第一级是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，第二级是由螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的齿条,-,齿扇传动副,如下图。,图,3-3,循环球式转向器示意图,参数的选取及计算,根据课程设计要求以及机械设计手册，然后参考同类汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。,初选数据：,齿扇模数,m=6.5mm,；整圆齿数,z=13,；钢球中心距,D=40mm,；螺杆外径,=38mm,；钢球直径,d=7.144mm,；螺线导程角,=7,；螺距,p=11mm,；工作圈数,W=2.5,；,图,3-4,螺杆,-,钢球,-,螺母传动副,（,1,）螺母内径,应大于,，（取螺杆外径,=38mm,钢球中心距,D=40mm,），一般要求,=+,（,5%10%,）,D=38+8%,40,=41 mm,（,2,）钢球数量,n,（取钢球直径,d=7.144mm,，螺线导程角,=7,，则,）,钢球直径尺寸,d,取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转响器的尺寸也随之增大。,增加钢球数量,n,，能提高承载能力，但是钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。因为钢球本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部钢球数。经验证明，每个环路中的钢球数以不超过,60,粒为好。为保证尽可能多的钢球都承载，应分组装配。每个环路中的钢球数可用下式计算,n,=,45,粒,（,3,）滚道截面半径,R,当螺杆和螺母各有两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时,见图,3-5,，钢球与滚道有四点接触,传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。图中滚道与钢球之间的间隙，除用来贮存润滑油之外，还能贮存磨损杂质。为了减少摩擦，螺杆与螺母沟槽的半径,R2,应大于钢球半径,d/2,一般取,R2=(0.51,0.53)d,。螺杆滚道应倒角，用来避免该处被啮出毛刺而划伤钢球后降低传动效率。,R,2,=,（,0.510.53,）,d=0.52 x7.114=3.69 mm,图,3-5,四段圆弧滚道截面示意图,4,）接触角,钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角,称为接触角,如图,3-5,所示。,角多取,45,以使轴向力和径向力分配均匀。,（,5,）工作钢球圈数,W,多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数,W,又与接触强度有关：增加工作钢球圈数，参加工作的钢球数增多，能降低接触应力，提高承载能力；但钢球受力不均匀。螺杆增长使刚度降低。工作钢球圈数有,1.5,和,2.5,圈两种。本设计选取工作钢球圈数,W,为,2.5,圈。,（,6,）导管内径,容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径,式中，,e,为钢球直径,d,与导管内径之间的间隙。,e,不宜过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心的距离增大，并使流动阻力增大。推荐,e=0.4,0.8,。导管壁厚取为,1mm,。,本设计选取,e,为,0.5mm,，所以导管内径为,7.644mm,。,循环球式转向器零件强度计算,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，地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，目前常用经验公式来计算，计算公式如下,式中，,Mr,是在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力距，,Nmm,；,f,为轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取,0.7,；,G,为转向轴负荷，计算时取,g=10N/Kg,；,P,为轮胎气压，取,0.85MPa,。,计算得,Mr,1.210,6,Nmm,作用在转向盘上的手力用下式计算：,式中，,L,1,为转向摇臂长；,L,2,为转向节臂长（,L,1,L,2,）；,D,SW,为转向盘直径，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,500mm,；,i,w,为转向器角传动比（取,25,）；,为转向器正效率（取,85%,）。,计算得,F,h,=12988N,因为上述转向阻力矩是汽车在静止状态下计算的，所以是最大值。这样，根据这个转向阻力矩换算得出作用在转向盘上的手力，并据此作为计算强度的载荷也是合理的。作为重型汽车，因为前轴负荷增大，需采用动力转向去克服转向阻力矩，用上述方法计算得到的作用在转向盘上的手力,F,h,要超过人体生理可能产生的力。此时对转向器和动力缸以前的零件进行强度验算时，应取作用在转向盘上的手力为,700N,。,1,）钢球与滚道之间的接触应力,=,式中，,K,为系数，根据,A/B,值查表，,A=,（,1/r,）,-(1/R,2,)/2,B=(1/r)+(1/R,1,)/2,；,A/B=0.043,所以取,K=1.280,表,3-4,系数,K,与,A,B,的关系,mm,A/B,0.5,0.4,0.3,0.2,0.15,0.1,0.05,0.02,0.01,0.007,K,0.490,0.536,0.600,0.716,0.800,0.970,1.280,1.800,2.271,3.202,R,2,为滚道截面半径3.69mm；r为钢球半径3.557mm；R,1,为螺杆外半径19mm；E为材料弹性模量 2.1X10 MPa；N为每个钢球与螺杆滚道之间的正压力，即,式中，,为螺杆的螺线导程角,7,；,为接触角,45,；,n,为参与工作的钢球数,45,；,F,h,为转向盘圆周力,9630N,；,计算得,N=570N,；,=1754.5MPa,当钢球与滚道接触表面硬度为,HRC5864,时，许用接触应力,可取,30003500MPa,。由于,因此满足强度。,（,2,）齿的弯曲应力,齿扇齿的弯曲应力为,式中，,F,oc,为作用在齿扇上的圆周力；,h,为齿扇的齿高，取,8.8mm,；,B,为齿扇的齿宽，取,45mm,；,S,为基圆齿厚，取,10mm,。,作用在齿扇上的圆周力,F,oc,式中,转向传动机构的力传动比,46,；,转向传动机构的效率，一般取,0.85,0.9,。本设计中取为,0.9,；,即转向阻力矩，,=6.510,7,Nmm,；,齿扇节圆半径，取,42.5mm,。,代入，得,=36942N,；,=433.5MPa,许用弯曲应力为,，显然,，符合要求。,