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重型车辆转向设计计算.doc

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重型 车辆 转向 设计 计算
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第 3 章 设计计算 3.1 汽车转向 系 主要参数 的选择 3.1.1 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B1 和后轮距B2 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 B1 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 B2 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=6800mm 总长: L 长=11800mm 前轮距: B 1 =2280mm 总宽: L 宽=2400mm 后轮距: B 2 =2270mm 总高: L 高=3280mm 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 η 、汽车总 质量 ma 、轴荷分配等。 (1) 整车整备 质量m 0整车整备质量是指车上带有全部装备(包括随车工具、备胎等),加满燃料、 水,但没有装货和载人时的整车质量。 整车整备质量对汽车的制 造成本和燃油经济型有影响。 目前, 尽可能 减少整 车整备质量的目的是: 通过减轻整备质量增加载质量或载客量, 抵消因满足安全 标准、 排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加, 节约燃料。 减少整车 整备质量的措施主要有: 新设计的车型应使其结构更合理, 采用强度足够的轻质 材料, 如塑料、 铝合金 等等。 过去用金属材料制作的仪表板、 油箱等大型结构件,用塑料取代后减重效果十分明显, 目前得到比较广泛的应用。 今后, 塑料载汽车 上会进一步得到应用。 (2) 汽车的载质量 m e 汽车的载 质量是 指在硬 质良好路 面上行 驶时所 允许的额 定载质 量。汽 车在碎 石路 面上 行驶时 ,载质 量约为好 路面的 75 %~85%。 越野汽 车的载 质量是指越 野汽车行驶时或在土路上行驶的额定在质量。 商用货车载质量 m e 的 确定,首先应与企业商品规划符合,其次要考虑到汽车的 用途和使用条件。 原则上, 货流大、 运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车以利 降低运输成本,提高效率;对货源变化频繁、运距短的市内运输车,宜采用中、 小吨位的货车比较经济。 (3) 质量系数 η 质量系数 η 是指汽车装载质量与整车整备质量的比值, 即 η =m e /m 0 。 该系 数反映了汽车的设计水平和工艺水平, η 值越大, 说明该汽车的结构和制造工艺 越先进。 (4) 汽车总质量 ma 汽车总质量 ma 是指装备齐全,并按规定装满客、货时的整车质量。 (5) 轴荷分配 汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数, 它对汽车的牵引性、 通过性、 制动 性、 操纵件和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。 因此, 在总体设计时应根据汽车的布置型式、 使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分 配。 汽车的布置型式对轴荷分配影响较大, 例如对载货汽车而言, 长头车满载时 的前轴负荷分配多在 28%上下,而平头车多在 33%~35%。对轿车而言,前置 发动机前 轮驱动 的轿车 满载时的 前轴负 荷最好 在 55%以 上, 以 保证 爬坡时有足 够的附着 力;前 置发动 机后轮驱 动的轿 车满载 时的后轴 负荷一 般不大 于 52%; 后置发动 机后轮 驱动的 轿车满载 时后轴 负荷最 好不超过 59 %, 否则 ,会导致汽 车具有过多转向特性而使操纵性变坏。 在确定轴荷分配时也要考虑到汽车的使用条件。 对于常在较差路面上行驶的 载货汽车,为了保证其在泥泞路而上的通过能力,常将满载前轴负荷控制在 26 %~27 %, 以减小前轮的滚动阻力并增大后驱动轮的附着力。 对于常在潮湿路面上行驶的后驱动轮装用单胎的4×2 平头货 车, 空载时后铀负荷应不小于41%, 以免引起例滑。 在确定轴荷分配时还要充分 考虑汽车的结构特点及性能要求。 例如: 重型矿 用自卸汽车的轴距短、 质心高, 制动或下坡时质量转移会使前轴负荷过大, 故在 设计时可将其前轴负荷适当减小,使后轴负荷适当加大。 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=150t 整车整备 质量 : m 0 =60t 满载时车辆前轴负荷: 28%×150t=42t 3.1.3 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: L K BD CO DO i o ? ? ? ? ? ? cot cot (3-1) 式中: ? o —外转向轮转角; ? i —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 ? i 与 ? o 、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: a L o R ? ? ? max min sin(3-2) 图 3-2 理想的内、外转向轮转角间的关系 初选汽车的轴距为:L=6800mm, 而外转向轮偏转角的最大值 ? max o 一般取 45o,取 转向轮转臂a=0.3m 。 所以计算出最小转弯半径:R min ≈10m (2) 转向系 的效 率 功率 p 1 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: p p p 1 2 1 ? ? ? ?(3-3) 逆效率 ? ? 计算公式: p p p 3 2 3 ? ? ? ?(3-4) 式中, p 1 为 作 用在 转向轴 上 的功 率; p 2 为 转 向器中 的 磨擦 功率 ; p 3 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。 1) 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。 在几种转向器中, 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 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。 选用滚针轴承时, 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 η+仅有 54% 。另 外两 种结构的转 向器效率分别为70% 和75%。 转 向 摇 臂 轴 的 轴 承 采 用 滚 针 轴 承 比 采 用 滑 动 轴 承 可 使 正 或 逆 效 率 提 高 约 10% 。 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 ) tan( tan 0 0 ? ? ? ? ? a a(3-5) 式中, 0 ? 为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角; ρ 为摩擦角,ρ= a rc t a nf ;f 为磨 擦因数。 2) 转向器的逆效率 ? ?根据逆效率不同,转向器有可逆式、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。 它能保证转向轮和转向盘自动回正, 既可以减轻驾驶员 的疲劳, 又可以提高行驶安全性。 但是, 在不平路面上行驶时, 传至转向盘上的 车轮冲击力,易使驾驶员疲劳,影响安全行驾驶。 属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。 不可逆式和极限可逆式转向器 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 可逆式与不可逆式转向器 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。 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 0 0 tan ) tan( a a ? ? ? ? ?(3-6) 式(3-5) 和式 (3-6) 表明: 增加导程角 a0 , 正、 逆效率均增大。 受 ? ? 增 大 的 影响 , a0 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。 (3) 转向力 (4)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 0 ? i 和转向系的力传动比 p i 。 转向系的力传动比: h W p F F i / 2 ? (3-9) 转向系的角传动 比: k k k w d d dt d dt d i ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? / / 0 (3-10) 转向系的角传动比 0 ? i 由转向器角传动比 ? i 和转向传动机构角传动比 ? i ? 组成, 即 ? ? ? i i i ? ? 0 =25 (3-11) 转向器的角传动比 : p p p w d d dt d dt d i ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? / /( 一般 取 ? i =25 ) (3-12) 转向传动机构的角传动比 : k p k p k p d d dt d dt d i ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? / /( 一般 取 ? i ? =1 ) (3-13) 2) 转向系 力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 FW 与作用在转向节上的 转向阻力矩 M r 的关系 式: a M Fw r ?(3-14) 式中, α 为主销偏移距( 一般取0.3m), 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。 计算 Fw=2.2× 10 5 N 作用在转向盘上的手力 Fh 与作用在转向盘上的力矩 Mh 的关系式: sw h h D M F 2 ?(3-15) 式中,M h 为作用在转 向盘 上的力矩;D sw 为 转向盘直径。 将式(3-12) 、式(3-13 )代入 h W p F F i / 2 ? 后得到 a M D M i h sw r p ?(3-16) 计算得 p i =46 如果忽略磨擦损失,根据能量 守恒原理,2Mr/M h 可用下式表示 0 2 ? ? ? i d d M M k h r ? ?(3-17) 将式(3-17)代入式(3-16)后得到 a D i i sw p 2 0 ? ?(3-18) 当 α 和 D sw 不变时,力传动比 p i 越大,虽然转向越轻,但 0 ? i 也越大,表 明转向不灵敏。 3.2 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 3.2.1 参 数的 选取 及 计算 根据 毕业设计要求以及机械 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 1 D =38mm; 钢球直径 d=7.144mm ;螺线导程角 0 ? =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 2 D 应大于 1 D , (取螺杆外径 1 D =38mm, 钢球中心距 D=40mm ) , 一 般要求 D D D %) 10 ~ % 5 ( 1 2 ? ? (3-19) 2 D = 1 D + (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 0 ? =7°,则 1 cos 0 ? ? ) 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= 14 . 44 7.114 5 . 2 40 π d π D W cos d π D W 0 ? ? ? ? ? a 粒 (3-20) ≈45粒 (3)滚道截面半径 R 2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 。 图 3-5 四段圆弧滚道截面 示意图 R 2 = (0.51~0.53 )d=0.52 ?7.114=3.69 mm (3-21) (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 1 d 容纳钢 球而且 钢球在 其 内部流 动的导 管内径 e d d ? ? 1 , 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。 3.2.2 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: P G f M r 3 3 ? (3-7) 式中,Mr 是在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力距,N· mm ; 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 85 . 0 420000 3 7 . 0 3 ? r M ≈6.9× 10 7 N· mm 作用在转向盘上的手力用下式计算: ? ? ? ? i D L M L F sw r h 2 1 2式中, 1 L 为转向摇臂长; 2 L 为转向节臂长 ( 1 L ≈ 2 L ) ; sw D 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 为转向器 角传动比 (取 25) ; ? ? 为转向器正效率(取 85% ) 。 计算得 h F =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 h F 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 ?? = 3 2 2 2 2 2 ) ( ) ( r R r R NE K ?(3-22) 式中, K 为系数, 根据 A/B 值查表, A=[ (1/r ) -(1/ 2 R )]/2, B=[(1/r)+(1/ 1 R )]/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 0.50 0.40 0.30 0.20 0.15 0.10 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 2 R 为滚道截面半径 3.69mm; r 为钢球半径 3.557mm; 1 R 为螺杆外半 径 19mm ; E 为材料弹性模量 2.1 ? 10 5 MPa ;N 为每个钢球与螺杆滚道之间的正压力 ,即 ? ? cos cos 0 ? ? n F N h(3-23) 式中, 0 ? 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; h F 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 HRC58~64 时,许用接触应力[ ? ] 可取 3000~3500MPa 。由于 ? <[ ? ],因此满足强度。 (2)齿的弯曲应力 ? ?齿扇齿的弯曲应力为 2 6 Bs h F OC w ? ? 式中 , OC F 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 OC F w p r w oc r i T r T F ' ' / ? ? ?式中 p i ? —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 ; r T —即转向阻力矩, r T =6.5× 10 7 N· mm ; w r —齿扇节圆半径, 取42.5mm。 代入, 得 OC F =36942N; ? ? =433.5MPa 许用弯曲应力为 [ ] 540 w MPa ?? ,显然 [] ww ? ? ? ,符合要求。 3.3 液压式动力转向机构 的计算 动 力转 向系统 的工 作原理 动 力 转 向 系 统 是 在 机 械 式 转 向 系 统 的 基 础 上 加 一 套 动 力 辅 助 装 置 组 成 的 。 如下图, 转向油泵6 安装在发动机 上, 由曲轴通过皮带驱动并向外输出液压油。 转向油罐5 有进、出油管接头,通过油管分别与转向油泵和转向控制阀 2 联接。 转向控制阀用以改变油路。机械转向器 和缸体形成左右两个工作 腔,它们分别 通过油道和转向控制阀联接。 当汽车直线行驶时,转向控制阀 2 将转向油 泵 6 泵出来的工作液 与油罐相 通 , 转 向 油 泵 处 于 卸 荷 状 态 , 动 力 转 向 器 不 起 助 力 作 用 。 当 汽 车 需 要 向 右 转 向 时,驾驶员向右转动转向盘,转向控制阀将转向油泵泵出来的工作液与 R 腔接 通, 将L 腔与油罐接通, 在油压的作用 下, 活塞向下移动, 通过传动结构使左、 右轮向右偏转,从而实现右转向。向左转向时,情况与上述相反。 图 3-2 液压动力转向系统示意图 1- 转向操纵机构 2- 转向控制阀 3- 机械转向器与转向动力缸总成 4- 转向传动机构 5- 转向油罐 6- 转 向油泵 R- 转向动力缸左腔 L- 转向动力缸右腔 1 液压 动力 缸的受 力分析 作用在活塞上的力存在这样一个平衡条件 : 0 ? ? ? ? F F F F p f oc式中 , OC F —由转向车轮的转向阻力矩所确定的作用于齿扇上的圆周力 ; f F —活塞与缸筒间的摩擦力; P F —由转向盘切向力所引起的作用在活塞上的轴向力; F —高压油液对 活塞的推力。 其中, w p r w OC r i T r T F ' ' / ? ? ?? tan ? ? ? f F f F F OC R f) tan( 2 0 k s h h P d r F F ? ? ? ? ?p d D F s C ) ( 4 2 2 ? ? ?式中 , r T — 转向车轮的转向阻力矩 (6.5× 10 7 N· mm ); w r — 齿扇的啮合半径(42.5mm); p i ? — 转向传动机构的力传动比(46); ? ? — 转向传动机构的效率(90%); f — 活塞与缸筒间的摩擦系数 (取0.3) ; ? — 齿扇的啮合角(15°); h F —转向盘上的切向力(200N); h r — 转向盘的半径 (取250mm); s d —活塞杆直径 (取22mm); 0 ? —转向螺杆螺旋滚 道的导程角(7°) ; k ? ? —换算摩擦角(5°); c D —动力缸缸径 (取63mm); p — 动力缸内的油液压力(6.3MPa)。 计算得, OC F =36942N , f F =2970N, P F =21384N, F =17235N 分析得出, 液压动力缸 的受力 基本满足 0 ? ? ? ? F F F F p f oc3.3.2 活塞行 程s 的 计算 当动力缸与转向器一体时, 活塞行程s 可由摇臂轴转至最大转角 max ? 时, 齿 扇转过的节圆弧长来求得,即 w r s ? ? ? ? ? ) 180 / ( max式中, w r =42.5mm ,取 max ? =33.5°,求得s=24.8mm 活塞移至有活塞杆一端的极限位置时, 与缸体端面间还应有e= (0.5~0.6) c D 的 间隙以利活塞杆的导向,另一端也应有10mm 的间隙以免与缸盖碰撞 。 3.3.3 动力缸 缸筒 壁厚t 的 计算 动力缸壳体壁厚t ,根据计算轴向平面拉应力 ? z 来确定,即 n t t D D p s C C z ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ) ( 4 2 2式中,p 为油液压力; c D 为动力缸内径;t 为动力缸壳体壁厚;n 为安全系 数,n=3.5 ~5.0 。 s ? 为 缸 体 材 料 的 屈 服 极 限 。 缸 体 材 料 用 球 墨 铸 铁 采 用 QT500 -05,抗拉强度为 500MPa,屈服点为350MPa 。 求得 t =5mm 活塞杆用45钢制造,为提高可靠性和寿命,要求表面镀铬并磨光。 3.3.4 配阀的 参 数 选择与 设计 计算 分配阀的 主要参数有: 滑阀直径d 、 预开隙 1 e 、 密 封长度 2 e 、 滑阀总移动量e 、滑阀在中间位置时的液流速度v 和局部压力降等。 (1)预开隙 1 e 预开隙为滑阀处于中间位置时分配阀内各环形油路沿滑阀轴向的开启量, 也 是为使分配阀内某油路关闭所需的 滑阀最小移动量。 1 e 值过小会使油液常流时局 部阻力过大; 1 e 值过大则转向盘需转过一个大的角度才能使动力缸工作, 转向灵 敏度低。一般要求转向盘转角 ? ? ? 5 ~ 2 ? 时滑阀就 1 e 移动的距离。 t t e ? ? ? ? ? 360 5 ~ 2 360 1 ?式中 ? —相应的转向盘转角, ( 取5°); t —转向螺杆的螺距, 取 11mm。 所以 1 e =0.15mm (2)滑阀总移动量e 滑阀总移动量e 过大时,会使转向盘停止转动后滑阀 回到中间位置的行程 长, 致使转向车轮停止偏转的时刻也相应 “滞后” , 从而使灵敏度降低; 如e 值过 小, 则使密封长度 1 2 e e e ? ? 过小导致密封不严, 这就容易产生油液泄漏致使进、 回油路不能完全隔断而使工作油液压力降低和 流量减少。 通常, 当滑 阀总移动量 为e 时,转向盘允许转动的角度约为20°左右。 据此可参照 t e ? ? ? 360 20 =0.61mm (3)局部压力降 p ? 当汽车 直行时, 滑阀处于中间位置, 油液流经滑阀后再回到油箱。 油液流经 滑阀 时产生的局部压力降 p ? (MPa) 为 2 4 2 10 8 . 13 2 v v p ? ? ? ? ? ?? 式中, ? —油液密度,kg/m 3; ? —局部阻力系数,通常取 ? =3.0; v —油液的流速,m/s 。 p ? 的允许值为 0.03 ~0.04MPa 。 (4)油液流速的允许值 ? ? v 由于 p ? 的允许值 ? ? p ? =0.03~0.04MPa , 代入上式, 则可得到油液流速的允许 值 ? ? ? ? s m p v / 38 . 5 ~ 66 . 4 10 8 . 13 10 4 ~ 10 3 10 8 . 13 4 2 2 4 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?(5)滑阀直径d (cm ) v e Q v e Q d 1 max 1 max 7 . 37 6 1 2 ? ? ? ?式中, max Q —溢流阀 限制下的油液最大排量,L/min,—般约为发动机怠速时油泵 排量的 1.5 倍,取40L/min ; 1 e —预开隙;0.015cm ; v —滑阀在中间位置时的油液流速,m/s 将 油 液 流 速 的 允 许 值 ? ? s m v / 38 . 5 ~ 66 . 4 ? , 代 入 上 式 中 的v , 即 可 求 出d , 再作 圆整 ,得 d =14cm (6)滑阀在中间位置时的油液流速v 1 max 1 max 7 . 37 6 1 2 de Q de Q v ? ? ? ?由前面得出的数据,可计算出 v=5m/s 参考文献 [1][2][3] 汽车 工程 手册 编辑委 员会. 汽 车工 程手 册: 设 计篇. 北京 : 人 民交 通出版 社, 2001
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