張雪文

(益陽職業(yè)技術(shù)學(xué)院，湖南 益陽 413049)

0 引言

轉(zhuǎn)向系是汽車行駛的主要部件，作用在轉(zhuǎn)向系零部件上力是綜合的，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向器本身內(nèi)部摩擦阻力等。因此，為確保行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件均應(yīng)保證足夠的強(qiáng)度。

1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)

乘用車齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器如圖1所示，轉(zhuǎn)向齒輪軸11通過軸承12和13安裝在轉(zhuǎn)向器殼體5中，其上端通過花鍵與萬向節(jié)叉10和轉(zhuǎn)向軸連接。與轉(zhuǎn)向齒輪嚙合的齒條4水平布置，兩端通過球頭座3與轉(zhuǎn)向橫拉桿1相連。彈簧7通過壓塊9將齒條壓靠在齒輪上，保證無間隙嚙合。彈簧的預(yù)緊力可用調(diào)整螺塞6調(diào)整。當(dāng)轉(zhuǎn)動方向盤時，轉(zhuǎn)向器齒輪軸11轉(zhuǎn)動，與之相嚙合的齒條4沿軸向移動，從而使左右橫拉桿帶動轉(zhuǎn)向節(jié)左右轉(zhuǎn)動，車輪偏轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向。

圖1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)

2 轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)特點

為減小轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量，乘用車齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器殼體一般采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后，在齒條背部壓緊力作用下能自動消除齒間間隙；因為沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)相對簡單、緊湊，制造成本低。同時，轉(zhuǎn)向器占用的空間小，可以增大轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角。缺點是可逆性較高，來自不平路面沖擊力的大部分均能傳至轉(zhuǎn)向盤，造成“反沖”。反沖現(xiàn)象導(dǎo)致長時間行駛時駕駛員容易感覺疲勞。

3 轉(zhuǎn)向系主要參數(shù)的確定

主要是對轉(zhuǎn)向系各部件如輪齒、動力缸、分配閥等元件等進(jìn)行參數(shù)選擇和設(shè)計計算。

3.1 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定

考慮到各種路面的復(fù)雜因素，精確計算出這些力是困難的。一般推薦用比較精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青路面或混凝土路面的原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR

(1)

式中：f為輪胎和路面的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷(N)；P為輪胎的氣壓。作用在方向盤上的操作力為

(2)

式中，L1為轉(zhuǎn)向搖臂長，L2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長，DSW為轉(zhuǎn)向盤直徑，iω為轉(zhuǎn)向角傳動比，η+為轉(zhuǎn)向器正效率。

再根據(jù)轉(zhuǎn)向橫拉桿與車輪之間的垂直距離算得

式中：F為作用在轉(zhuǎn)向橫拉桿上的理論推力。

3.2 動力缸的設(shè)計計算

計算時需要確定缸直徑、活塞行程、活塞桿直徑以及缸筒壁厚。動力缸活塞與轉(zhuǎn)向器均布置在同一個由QT400-18制造的轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi)，活塞與齒條制成一體。動力缸殼體采用ZL105鑄造而成，缸內(nèi)表面粗糙度R為0.32～0.63，表面硬度為HB241～285。活塞采用45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼。缸筒與活塞采用橡膠圈密封。

3.2.1 缸徑D 的計算

由式(2)可知，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要求動力缸所提供的動力為2900N，動力缸的缸徑尺寸DC可由作用在活塞上的力的平衡計算，得

(3)

式中：P為供油壓力(MPa)，設(shè)計時取P=13 MPa；d為活塞桿直徑(mm)；F為液壓缸理論推力(N)。根據(jù)《液壓設(shè)計手冊》中推薦的活塞桿直徑系列初選d為25 mm，則

3.2.2 活塞的設(shè)計計算

活塞的寬度一般為活塞外徑的0.6～1.0倍，在厚度滿足的條件下，可以放窄一點，初取b=7 mm?；钊耐鈴脚浜弦话悴捎肏7/f9的配合公差帶，外徑和內(nèi)徑的同軸度公差不大于0.02，端面與軸線的垂直公差度不大于0.04 mm/100 mm，外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差的一半，材料用45號鋼。

3.2.3 活塞行程計算

s=2e1+s1+b

(4)

式中：e1為導(dǎo)向游隙，(0.5～0.6)D；S1為活塞桿行程，其值可根據(jù)同類汽車的活塞桿行程，初取s1=130 mm。

3.2.4 動力缸殼體壁厚t的設(shè)計計算

根據(jù)缸體在橫斷平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件和在軸向平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件，計算出缸的壁厚，取結(jié)果較大值。

(5)

式中：p為缸內(nèi)壓力(Pa)，取Pmax=13 MPa；DC為動力缸直徑(mm)；t為動力缸殼體厚度(mm)；n為安全系數(shù)，n=3.5～5.0；σs為殼體的屈服極限。殼體采用鑄造鋁合金ZL105，抗拉強(qiáng)度為500 MPa，屈服點為160～230 MPa。

取t=10 mm。

3.2.5 活塞桿的設(shè)計

本齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計將活塞桿和齒條作為一體，取活塞桿的直徑為Ф25 mm，活塞桿的長度為585 mm。活塞桿在導(dǎo)向套中移動，一般采用H8/H7的配合，圓度和圓柱度的公差不大于直徑公差的一半。為了提高活塞桿的耐磨性和防銹性，活塞桿的表面進(jìn)行鍍鉻處理，鍍層厚0.03～0.05 mm，并進(jìn)行表面拋光處理。校核活塞桿，在計算DC時，取活塞桿的直徑為d=25 mm，活塞桿、活塞的材料均用45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼，σs=340 MPa。

(6)

式中：σp為許用應(yīng)力(MPa) ；σs為屈服應(yīng)力(MPa)；n為安全系數(shù)，n=3.5～5?；钊麠U的強(qiáng)度計算

由此可知，活塞桿的強(qiáng)度可以達(dá)到強(qiáng)度要求。

3.3 油泵排量與油罐容積的確定

(7)

式中：Q為油泵的計算排量；ds為扭桿彈簧直徑；ηv為油泵的容積效率，計算時一般取0.75～0.85，根據(jù)同類汽車設(shè)計參數(shù)取0.8；Δ為漏泄系數(shù)，Δ為0.05～0.10，取Δ=0.10；n為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的最大可能頻率，乘用車取(1.5～1.75)s1。

3.4 油泵的選擇

動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可采用齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和滾子油泵。由于葉片泵在同排量情況下尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，容易布置，自吸能力較好，噪聲低、壓力和流量脈動小。缺點是抗污染能力比齒輪泵差，轉(zhuǎn)速范圍受到一定的限制，在此選用葉片泵。由《液壓元件手冊》及工作情況選擇葉片泵型號為YB-D25，其主要參數(shù)為排量25 ml/r，額定壓力10 MPa，額定轉(zhuǎn)速1000 r/min，驅(qū)動功率4.5 kW，外形尺寸227 mm ×200 mm×150 mm。

3.5 轉(zhuǎn)向油罐的選擇

轉(zhuǎn)向油罐的功能主要為儲存油液，向油泵及系統(tǒng)供油；散熱、降低油液的工作溫度；濾清油液雜質(zhì)，保證工作油液清潔度。轉(zhuǎn)向油罐一般是單獨安裝，也有直接安裝在轉(zhuǎn)向油泵上。油箱形狀可根據(jù)安裝位置而定，一般做成圓筒形，油箱的高度近似等于其內(nèi)徑。油箱內(nèi)應(yīng)裝濾網(wǎng)，濾網(wǎng)可以用銅絲布。為了減小油泵的吸油阻力，濾網(wǎng)要裝在回油口上，不能裝在出油口上。油箱的油平面應(yīng)比油泵的入口高。油箱應(yīng)裝在便于散熱的位置，以保證油溫低于70℃。油箱必須有足夠大的容積，盡可能滿足散熱要求，否則高壓油管中容易產(chǎn)生氣泡，從而影響動力轉(zhuǎn)向的效果。

4 轉(zhuǎn)向器設(shè)計計算

對具體零件的設(shè)計計算，其中齒輪的設(shè)計是依據(jù)參數(shù)的確定，通過對齒面接觸應(yīng)力、齒根彎曲應(yīng)力的計算來校核其強(qiáng)度，從而確定具體尺寸。同時也要對活塞桿以及轉(zhuǎn)閥中的扭桿進(jìn)行強(qiáng)度校核。

4.1 選擇主要設(shè)計參數(shù)

取m=2 mm，z=8，α=20°，β=12，han=1，c*=2

4.2 計算齒輪、齒條相關(guān)參數(shù)

d=mnz/cosβ=16.4(mm)

da=d+2hanm=16.4+2×2×1=20.4(mm)

df=16.4-5=11.4(mm)

hf=(hα*+c*)m=1.25×2=2.5(mm)

全齒高h(yuǎn)=ha+hf=4.5(mm)

齒距ρ=πm=3.14×2=6.28=2e=2s

4.3 輪齒受力分析

齒輪傳動一般加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算齒輪受力可不予考慮。在斜齒輪的傳動中，作用于齒面上的法向載荷Fn仍垂直于齒面，作用于主動輪上的Fn位于法面內(nèi)，與節(jié)圓柱的切面傾斜一法向嚙合角，F(xiàn)n可沿齒輪的周向、徑向及軸向分成3個垂直的分力，分別為

(8)

式中：β為節(jié)圓螺旋角刀，β=12°；αn為法向壓力角，αn=20°；αt為端面壓力角。

4.4 齒輪齒根彎曲應(yīng)力校核

(9)

式中：K為計算載荷系數(shù)，是考慮齒輪嚙合時外部領(lǐng)接裝置引起的附加動載荷影響的系數(shù)。K=KA·KV·Kα·Kβ。KA=1.0；KV為動載荷系數(shù)，因為齒輪傳動制造和裝配中誤差不可避免，且齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數(shù)，KV=1.1；Kα為齒間載荷分配系數(shù)，Kα=1.0；Kβ為齒間載荷分配系數(shù)，Kβ=1.4。K=1.0×1.1×1.0×1.4=1.54。

Yfa為斜齒輪的齒形系數(shù)，按ZV=Z/cos3β，查取Yfa=2.72；Ysa為斜齒輪的應(yīng)力校正系數(shù)，為1.57；Yβ為螺旋角影響系數(shù)，為0.7；εa為端面重合度，為1.211；b為齒寬，b=40mm。

選擇齒輪材料，小齒輪用16MnCr5，大齒輪用45號鋼，根據(jù)手冊查得：[σF]=303 MPa，由此可知，σF<[σF]滿足設(shè)計要求。

4.5 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核

(11)

式中：ZH為節(jié)點嚙合區(qū)域系數(shù)，取ZH=2.4；ZE為彈性影響系數(shù)，取ZE=188；σH為齒面接觸允許硬度，[σH]=650～700 MPa。

4.6 齒輪軸的設(shè)計與校核

齒輪軸選用20MnCr5材料制造并經(jīng)滲碳淬火處理，查機(jī)械設(shè)計手冊，其特征參數(shù)為：20MnCr5材料的硬度為60HRC，抗拉強(qiáng)度極限[σb]=1100 MPa，屈服極限[σs]=850 MPa，彎曲疲勞極限[σ-1]=525 MPa，剪切疲勞極限[τ-1]=300 MPa，轉(zhuǎn)速n=10 r/min。

根據(jù)公式

作用在齒輪齒條上的阻力矩為Mr=430.7 Nm，作用在齒輪上的軸向力為

作用在齒輪上的切向力為

滿足設(shè)計要求。

5 結(jié)語

在乘用車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計中，先確定轉(zhuǎn)向器類型和設(shè)計參數(shù)，再根據(jù)設(shè)計手冊，進(jìn)行主要零件設(shè)計與校核。本文通過齒輪齒條各部件的精確設(shè)計與計算，以滿足汽車轉(zhuǎn)向器強(qiáng)度要求，從而實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向的行駛安全性。