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遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 前言 100多年前，汽車剛剛誕生后不久，其轉(zhuǎn)向操作是模仿馬車和自行車的轉(zhuǎn)向方式，用一個(gè)操縱桿或手柄來使前輪偏轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向的。由于操縱費(fèi)力且不可靠，以致時(shí)常發(fā)生車毀人亡的事故。 在20世紀(jì)初，汽車已經(jīng)是一個(gè)沉重而又高速疾馳的車輛，充氣輪胎代替了實(shí)心車輪。由于轉(zhuǎn)向柱直接于轉(zhuǎn)向節(jié)連接，所以轉(zhuǎn)動(dòng)車輪式很費(fèi)勁的。即使是一個(gè)健壯的駕駛員，要控制轉(zhuǎn)向仍然是很勞累的事情。因此，汽車常常沖出路外。于是，降低轉(zhuǎn)向操縱力的問題就變得賜教迫切了。 為了使轉(zhuǎn)向操縱輕便，工程師設(shè)計(jì)了在轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向節(jié)之間安裝齒輪減速機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器。從那時(shí)起，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)就一直被這樣沿用下來。 從1903年開始，助力輔助轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)不斷出現(xiàn)，多數(shù)是用在客車上。助力輔助轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中，有一些采用真空助力，還有一些是采用壓縮空氣助力。 1905年出版的《汽車時(shí)代》雜志談到了哥倫比亞汽車的助力轉(zhuǎn)向器。據(jù)說這總簡單的裝置在車速為29公里/小時(shí)時(shí)，仍能使汽車保持不偏離路線。 1923年，美國底特律市的亨利·馬爾斯為了減少蝸輪副和滾動(dòng)軸之間的接觸摩擦力，在兩者之間接觸處放置滾珠支撐，這就出現(xiàn)了滾珠蝸輪轉(zhuǎn)向器。這種型式的轉(zhuǎn)向器就成為現(xiàn)在大家所熟知的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，目前仍被廣泛地應(yīng)用在美國和日本制造的汽車上。 1928年，弗朗西斯·戴維斯所研制成功并首次應(yīng)用了液壓助力輔助轉(zhuǎn)向器。這種轉(zhuǎn)向器由維克斯公司制造，該公司并制定了此項(xiàng)標(biāo)準(zhǔn)，而后為汽車工業(yè)所采納。第二次世界大戰(zhàn)時(shí)期，汽車轉(zhuǎn)向雖然采用了轉(zhuǎn)向器，但對其實(shí)施操縱仍然不是一鍵輕松的事。當(dāng)汽車質(zhì)量增大、轉(zhuǎn)向費(fèi)勁時(shí)，駕駛員要求能有更好的辦法來解決，這才重新推廣了一種已經(jīng)大約有3/4個(gè)世紀(jì)歷史的助力輔助轉(zhuǎn)向器。 1954年，凱迪拉克汽車公司首先把液壓助力轉(zhuǎn)向器應(yīng)用于汽車上，助力專項(xiàng)的歷史又回到了以前的道路。 現(xiàn)在，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已成為一些轎車的標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置，全世界約有一半的轎車采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。隨著汽車電子技術(shù)的發(fā)展，目前一些轎車已經(jīng)使用電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向器，使汽車的經(jīng)濟(jì)性、動(dòng)力性和機(jī)動(dòng)性都有所提高。 1 汽車主要參數(shù)的選擇 1.1 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等，如圖1-1所示。 圖1-1 汽車的主要參數(shù)尺寸 Fig 1-1 The main parameters of vehicle size 1.1.1 軸距L 軸距L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會(huì)帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時(shí)其縱向角振動(dòng)過大；汽車加速、制動(dòng)或上坡時(shí)軸荷轉(zhuǎn)移過大而導(dǎo)致其制動(dòng)性和操縱穩(wěn)定性變壞；萬向節(jié)傳動(dòng)的夾角過大等。因此，在選擇軸距時(shí)應(yīng)綜合考慮對有關(guān)方面的影響。當(dāng)然，在滿足所設(shè)計(jì)汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設(shè)計(jì)得短一些為好。 (1)載貨汽車的軸距 在整車選型初期，可根據(jù)要求的貨廂長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距L： L＝LH+LJ+S-LR (1-1) 式中 LH—貨廂長度，可根據(jù)汽車的裝載質(zhì)量、載貨長度來確定，或參考同類型 LJ—前輪中心至駕駛室后壁的距離,在該布置方案選定后可通過對駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)和前軸的初步布置或參考同型、同類布置的汽車的這一尺寸初步確定 S—駕駛室與貨廂之間的間隙，一般取50～100mm,應(yīng)考慮發(fā)動(dòng)機(jī)維修時(shí)的需要； LR—后懸尺寸，可根據(jù)道路條件或參考同類型汽車初步確定。 軸距的最終確定應(yīng)通過總布置和相應(yīng)的計(jì)算來完成，其中包括檢查最小轉(zhuǎn)彎半徑和萬向節(jié)傳動(dòng)的夾角是否過大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車總體設(shè)計(jì)的要求等。 輕型貨車、鞍式牽引車和礦用自卸車等車型要求有小的轉(zhuǎn)彎半徑，故其軸距比一般貨的短，而經(jīng)常運(yùn)送大型構(gòu)件、長尺寸或輕拋貨物的貨車和集裝箱運(yùn)輸車，則軸距可取得長一些。汽車總質(zhì)量愈大，軸距一般也愈長。為了滿足不同用戶的需要，常同時(shí)選定幾種軸距，構(gòu)成汽車的系列產(chǎn)品，如基本型、長軸距、短軸距等汽車變型。數(shù)據(jù)，是基本型貨車軸距的選擇范圍，供設(shè)計(jì)時(shí)參考。 三軸汽車的中后軸之間的軸距，多取為輪胎直徑的1.1—1.25倍。 表1-1 各類汽車的軸距和輪距 Tablet 1-1 Each kind of automobile spread of axies and gauge 車型 類別 軸距L/mm 輪距B/mm 乘用車 發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L V<1.0 2000～2200 1100～1380 1.04.0 2900～3900 1560～1620 商用車 客車 城市客車 4500～5000 1740～2050 長途客車 5000～6500 4×2貨車 汽車總質(zhì)量 ≤1.8 1700～2900 1150～1350 1.8～6.0 2300～3600 1300～1650 6.0～14.0 3600～5500 1700～2000 >14.0 4500～5600 1840～2000 1.1.2 前輪距B1和后輪距B2 改變汽車輪距B會(huì)影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化、增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加，并導(dǎo)致汽車的比功率、幣轉(zhuǎn)矩指標(biāo)下降，機(jī)動(dòng)性變壞。 受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距B1范圍內(nèi)，應(yīng)能布置下發(fā)動(dòng)機(jī)、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時(shí)轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運(yùn)動(dòng)間隙。在確定后輪距B2時(shí)，應(yīng)考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度以及它們之間應(yīng)留有必要的間隙。 各類汽車的輪距可參考表1-1提供的數(shù)據(jù)進(jìn)行初選。 1.1.3 外廓尺寸 汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應(yīng)根據(jù)汽車的類型、用途、承載員、道路條件、結(jié)構(gòu)選型與布置以及有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、法規(guī)限制等因素來確定。在滿足使用要求的前提下，應(yīng)力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質(zhì)量，降低制造成本，提高汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和機(jī)動(dòng)性。GB 1589—79對汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。 各國對公路運(yùn)輸車輛的外廓尺寸都有法規(guī)限制，以使其適應(yīng)該國的公路、橋梁、涵洞和鐵路運(yùn)輸?shù)挠嘘P(guān)標(biāo)準(zhǔn)，保證行駛安全及交通暢通。我國對公路車輛的限制尺寸是：總高不大于4m；總寬(不包括后視鏡)不大于2.5m，左、右后視鏡等突出部分的側(cè)向尺寸總共不大于250mm；總長：載貨汽車及越野汽車不大于12m；牽引車帶半掛車不大于16m；汽車拖帶掛車不大于20m；掛車不大于8m；大客車不大于12m；鉸接式大客車不大于18m。在設(shè)計(jì)重型汽車和大客車時(shí)要特別注意這些限制。還應(yīng)注意，即使同一種車型在不同的使用條件下，設(shè)計(jì)也會(huì)不同。例如城市公共汽車因有站立乘客易超載且要求有較好的機(jī)動(dòng)性，因此設(shè)計(jì)時(shí)車身不宜過長；而長途公共汽車、團(tuán)體用和旅游用大客車技座位數(shù)乘客，車身則可設(shè)計(jì)得長些。大客車的總寬多在2.45～2.5m。一般大客車的總高多為2.9～3.1；而長途大型公共汽車由于設(shè)置行李艙地板較高，則總高為3.1—3.55m?？傎|(zhì)量為15t以上的重型貨車的總寬多為2.4～2.5m；總高則為2.5～2.9m。中型貨車的總寬多為2.1～2.4m；總高多為2.2～2.6m。集裝箱運(yùn)輸汽車的總高為3.8～3.9m。汽車的外廓尺寸要由總布置最后確定。 1.1.4 前懸LF和后懸LR 前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減小了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員視野變壞。因在前懸這段尺寸內(nèi)要布置保險(xiǎn)杠、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸尺寸有利于在撞車時(shí)對乘員起保護(hù)作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對平頭汽車，前懸還會(huì)影響從前門上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下上述各總成、部件的同時(shí)盡可能短些。對載客量少些的平頭車，考慮到真面碰撞能有足夠多的結(jié)構(gòu)件碰撞能量，保護(hù)前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。 1.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、載客量裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量ma、軸荷分配等。 1.2.1 整車整備質(zhì)量 整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水、但沒有裝貨和在人時(shí)的整車質(zhì)量。 整車整備質(zhì)量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟(jì)型有影響。目前，盡可能見嫂整車整備質(zhì)量的目的是：通過減輕整備質(zhì)量增加載質(zhì)量或載客量，抵消因滿足安全標(biāo)準(zhǔn)、排氣凈化標(biāo)準(zhǔn)和噪聲標(biāo)準(zhǔn)所帶來的整備質(zhì)量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質(zhì)量的措施主要有：新設(shè)計(jì)的車型應(yīng)使其結(jié)構(gòu)更合理，采用強(qiáng)度足夠的輕質(zhì)材料，如塑料、鋁合金等等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結(jié)構(gòu)件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到比較廣泛的應(yīng)用。今后，塑料載汽車上會(huì)進(jìn)一步得到應(yīng)用。 整車整備質(zhì)量在設(shè)計(jì)階段需估算確定。在日常工作種，收集大量同類汽車各總成、部件和整車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計(jì)的特點(diǎn)、工藝水平等初步估算各總成、部件的質(zhì)量，再累計(jì)成整車整備質(zhì)量。 乘用車和商用客車的整備質(zhì)量，也可按每人所占汽車整備質(zhì)量的統(tǒng)計(jì)平均值估計(jì)，可參考表1-2 表1-2乘用車和商用客車人均整備質(zhì)量值[2] Tablet 1-2 While average per person fits out the quality value with the vehicle and the commercial passenger train 乘用車 人均整備質(zhì)量值 商用客車 人均整備質(zhì)量值 發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L V≤1.0 0.15～0.16 車輛總長La/m ≤10.0 0.096～0.160 1.010.0 0.065～0.130 V>4.0 0.29～0.34 1.2.2 汽車的載客量和裝載質(zhì)量 （1）汽車的載客量 乘用車的載客量包括駕駛員在內(nèi)不超過9座，又稱之為M1類汽車，其他M2、M3類汽車的座位數(shù)、乘員數(shù)及汽車的最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量見表1-3。 （2）汽車的載質(zhì)量me 汽車的載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時(shí)所允許的額定載質(zhì)量。汽車在碎石路面上行駛時(shí)，載質(zhì)量約為好路面的75％～85％。越野汽車的載質(zhì)量是指越野汽車行駛時(shí)或在土路上行駛的額定在質(zhì)量。 商用貨車載質(zhì)量me的確定，首先應(yīng)與企業(yè)商品規(guī)劃符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。原則上，貨流大、運(yùn)距長或礦用自卸車應(yīng)采用大噸位貨車以利降低運(yùn)輸成本，提高效率；對貨源變化頻繁、運(yùn)距短的市內(nèi)運(yùn)輸車，宜采用中、小噸位的貨車比較經(jīng)濟(jì)。 1.2.3 質(zhì)量系數(shù) 質(zhì)量系數(shù)是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即。該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計(jì)水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。 1.2.4 汽車總質(zhì)量 汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時(shí)的整車質(zhì)量。 乘用車和商用客車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三部分構(gòu)成。其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按65kg計(jì)，于是 (1—2) 式中，n為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；為行李系數(shù)。 商用貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 （1—3） 式中，為包括駕駛員以及隨行人員在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。 1.2.5 軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動(dòng)性、操縱件和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根 據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。汽車的布置型式對軸荷分配影響較大，例如對載貨汽車而言，長頭車滿載時(shí)的前軸負(fù)荷分配多在28％上下，而平頭車多在33％～35％。對轎車而言，前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的轎車滿載時(shí)的前軸負(fù)荷最好在55％以上，以保證爬坡時(shí)有足夠的附著力；前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的轎車滿載時(shí)的后軸負(fù)荷一般不大于52％；后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的轎車滿載時(shí)后軸負(fù)荷最好不超過59％，否則，會(huì)導(dǎo)致汽車具有過多轉(zhuǎn)向特性而使操縱性變壞。 在確定軸荷分配時(shí)也要考慮到汽車的使用條件。對于常在較差路面上行駛的載貨汽車，為了保證其在泥濘路而上的通過能力，常將滿載前軸負(fù)荷控制在26％～27％，以減小前輪的滾動(dòng)阻力并增大后驅(qū)動(dòng)輪的附著力。對于常在潮濕路面上行駛的后驅(qū)動(dòng)輪裝用單胎的4×2平頭貨車，空載時(shí)后鈾負(fù)荷應(yīng)不小于41％，以免引起例滑。 在確定軸荷分配時(shí)還要充分考慮汽車的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及性能要求。例如：重型礦用自卸汽車的軸距短、質(zhì)心高，制動(dòng)或下坡時(shí)質(zhì)量轉(zhuǎn)移會(huì)使前軸負(fù)荷過大，故在設(shè)計(jì)時(shí)可將其前軸負(fù)荷適當(dāng)減小，使后軸負(fù)荷適當(dāng)加大。為了提高越野汽車在松軟路面和無路地區(qū)的通過。 根據(jù)以上的論述，本次設(shè)計(jì)初選數(shù)據(jù)如下： 表1-3 汽車主要參數(shù) Tablet 1-3 Automotive main parameters 驅(qū)動(dòng)形式 6×4 外形尺寸（mm） 長：9186 寬：2480 高：3020 軸距（mm） 4600+1350 前輪距（mm） 1958 后輪距（mm） 1856 最小離地間隙（mm） 298 前懸（mm） 1576 后懸（mm） 2900 接近角（°） 29 離去角（°） 22 整車整備質(zhì)量（kg） 12000 載質(zhì)量（kg） 20000 總質(zhì)量（kg） 32000 前軸承載質(zhì)量（kg） 7500 后軸承載質(zhì)量（kg） 2×13000 輪胎選擇 標(biāo)準(zhǔn)輪輞 8.5 斷面寬（mm） 315 外直徑（mm） 1125 單胎最大負(fù)荷（kg） 3730 雙胎最大負(fù)荷（kg） 3270 單胎充氣壓力（KPa） 810 雙胎充氣壓力（KPa） 740 2 轉(zhuǎn)向系的概述及主要性能參數(shù) 2.1 轉(zhuǎn)向系的概述 轉(zhuǎn)向系是通過對左、右轉(zhuǎn)向車輪不同轉(zhuǎn)角之間的合理匹配來保證汽車能沿著設(shè)想的軌跡運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)。它由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成。 2.1.1 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。有時(shí)為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對運(yùn)動(dòng)所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動(dòng)，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會(huì)影響轉(zhuǎn)向系的剛度。采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，還應(yīng)有轉(zhuǎn)向動(dòng)力系統(tǒng)。但對于中級(jí)以下的轎車和前軸負(fù)荷不超過3t的載貨汽車，則多數(shù)僅在用機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而無動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置。 圖2-1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) Fig.2-1 the control mechanism of steering 1-轉(zhuǎn)向萬向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤 1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel 2.1.2 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。（見圖2-2） 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)動(dòng)傳給左、右轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。 圖2-2 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) Fig 2-2 the transmission system of steering 1-轉(zhuǎn)向搖臂；2-轉(zhuǎn)向縱拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；4-轉(zhuǎn)向梯形臂；5-轉(zhuǎn)向橫拉桿 1-steering rocker; 2- Steering rod; 3-steering arm;4-pitman arm;5-tie-rod 2.1.3 轉(zhuǎn)向器 機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動(dòng)（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動(dòng)），并按一定的角轉(zhuǎn)動(dòng)比和力轉(zhuǎn)動(dòng)比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。 機(jī)械轉(zhuǎn)向器與動(dòng)力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級(jí)轎車和重型載貨汽車為了使轉(zhuǎn)向輕便，多采用這種動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。 為了避免汽車在撞車時(shí)司機(jī)受到的轉(zhuǎn)向盤的傷害，除了在轉(zhuǎn)向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉(zhuǎn)向系中設(shè)置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉(zhuǎn)向輪的擺振和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的震動(dòng)，有的還裝有轉(zhuǎn)向減振器。 多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉(zhuǎn)向（見圖2-3）；為了提高操縱穩(wěn)定性和機(jī)動(dòng)性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向；多軸汽車根據(jù)對機(jī)動(dòng)性的要求，有時(shí)要增加轉(zhuǎn)向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉(zhuǎn)向 圖 2-3 轉(zhuǎn)向系簡圖 Fig 2-3 Schematic Steering System （a）與非獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時(shí)；（b）與獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時(shí)； (a) and non-independent suspension and steering wheel match; (b) and match the steering wheel independent suspension; 1-轉(zhuǎn)向搖臂；2，4-轉(zhuǎn)向縱拉桿及橫拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；5-轉(zhuǎn)向梯形臂；6-懸架7-擺桿 1 - steering arm; 2,4 - the steering rod and tie rod; 3 - steering knuckle arm; 5 - steering trapezoid arm; 6 - Suspension 7 - pendulum 2.1.4 轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑 汽車的機(jī)動(dòng)性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來衡量，但汽車的高機(jī)動(dòng)性則應(yīng)由兩個(gè)條件保證。即首先應(yīng)使左、右轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角時(shí)前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內(nèi)；其次，應(yīng)這樣選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比，即由轉(zhuǎn)向盤處于中間的位置向左或右旋轉(zhuǎn)至極限位置的總旋轉(zhuǎn)全書，對轎車應(yīng)不超過1.8圈，對貨車不應(yīng)超過3.0圈。 兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿足上述對轉(zhuǎn)向系的第(2)條要求，其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖2-4所示，由下式?jīng)Q定： （2-1） 式中：—外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； —內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； K—兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點(diǎn)間的距離； L—軸距 內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的合理匹配是由轉(zhuǎn)向梯形來保證。 圖2-4 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系 Fig 2-4 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角與、軸距L、主銷距K及轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂a等尺寸有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過程中除內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉(zhuǎn)彎半徑是指汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時(shí)前外輪與地面接觸點(diǎn)的軌跡構(gòu)成圓周的半徑?？砂聪率接?jì)算： (2-2) 通常為35o～40o，為了減小值，值有時(shí)可達(dá)到45o 操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比、力傳動(dòng)比和傳動(dòng)效率來達(dá)到。 對轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤或轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動(dòng)性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內(nèi)傾角，消除轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)間隙以及選用可逆式轉(zhuǎn)向器來達(dá)到。但要使傳遞到轉(zhuǎn)向盤上的反向沖擊小，則轉(zhuǎn)向器的逆效率有不宜太高。至于對轉(zhuǎn)向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結(jié)構(gòu)以及結(jié)構(gòu)布置來解決。 轉(zhuǎn)向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級(jí)以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轎車干重的1.5%～2.0%。轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式隊(duì)汽車的自身質(zhì)量影響較小。 2.1.5 對轉(zhuǎn)向系的要求 1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，全部車輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足這項(xiàng)要求會(huì)加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 2）汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動(dòng)。 4）轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時(shí)，由于運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動(dòng)應(yīng)最小。 5）保證汽車有較高的機(jī)動(dòng)性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。 6）操縱輕便。 7) 轉(zhuǎn)向輪碰撞到占該物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。 8) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)。 9) 在車禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時(shí)，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕上海的防傷裝置。 10) 進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。 2.2 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 2.2.1 轉(zhuǎn)向系的效率 功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)向器的正效率，用符號(hào)表示，；反之稱為逆效率，用符號(hào)表示。 正效率計(jì)算公式： （2—3） 逆效率計(jì)算公式： （2—4） 式中，為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。 正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的自動(dòng)返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 2.2.2 轉(zhuǎn)向器的正效率 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 （1）轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與效率 在四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時(shí)，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動(dòng)摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。 轉(zhuǎn)向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動(dòng)軸承可使正或逆效率提高約10%。 （2）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率 如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算 =82.1% （2—5） 式中，為螺桿的螺線導(dǎo)程角=8°~10°，取8°；， f為磨擦因數(shù)，取0.03。 2.2.3 轉(zhuǎn)向器的逆效率 逆效率表示轉(zhuǎn)向器的可逆性。根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動(dòng)回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時(shí)，傳至轉(zhuǎn)向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時(shí)，它既不能保證車輪自動(dòng)回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。 極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時(shí)，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。 如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計(jì)算 =78.3% （2—6） 式（2—5）和式（2—6）表明：增加導(dǎo)程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時(shí)，逆效率為負(fù)值或者為零，此時(shí)表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角。通常螺線導(dǎo)程角選在8°~10°之間。 2.2.4 角傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比.。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比。它們之間的關(guān)系為 （2—7） 式中 ——轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比； ——轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比； ——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比； ——轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量； ——轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量； ——同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置，通常取其在中間位置時(shí)使轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂均垂直于其轉(zhuǎn)向縱拉桿(見圖2—3)，而在向左和向右轉(zhuǎn)到底的位置時(shí)，應(yīng)使轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向節(jié)臂分別與轉(zhuǎn)向縱拉桿的交兔相等。這時(shí)，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比亦可取為 （2—8） 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長 ——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比多在0.85~1. 1之間，即近似為1。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比時(shí)，為簡化起見往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比及其變化規(guī)律即可。 2.2.5 力傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比等于轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩T之比值。與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)布置型式及其桿件所處的轉(zhuǎn)向位置有關(guān)。對于圖2—3所示的非獨(dú)立懸架汽車的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)來說，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)帶動(dòng)而轉(zhuǎn) 向且后者處于圖示虛線位置時(shí)，其轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩為 （2—9） 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比為 （2—10） 2.2.6 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙△t 傳動(dòng)間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動(dòng)副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性（圖2-5）。 研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時(shí)要極小，最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副存在傳動(dòng)間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。 傳動(dòng)副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時(shí)，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 為此，傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成圖2-5所示的逐漸加大的形狀。 圖2-5 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性 Fig 2-5 Drive gap characteristic property of steering 圖中曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)間隙變化特性。 2.2.7 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù) 轉(zhuǎn)向盤從一個(gè)極端位置轉(zhuǎn)到另一個(gè)極端位置時(shí)所轉(zhuǎn)過的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)。它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動(dòng)閣數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過6圈。 3 轉(zhuǎn)向器機(jī)械部分的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇 根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副的不同，轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。 對轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)型式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型、前軸負(fù)荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動(dòng)比變化特性等對使用條件的適應(yīng)性以及轉(zhuǎn)向器的其他性能、壽命、制造工藝等.中、小型轎車以及前軸軸荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。球面蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器曾廣泛用在輕型和中型汽車上，例如:當(dāng)前軸軸荷不大于2.5t且無動(dòng)力轉(zhuǎn)向和不大于4t帶動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車均可選用這種結(jié)構(gòu)型式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器則是當(dāng)前廣泛使用的一種結(jié)構(gòu)，高級(jí)轎車和輕型及以上的客車、貨車均多采用。轎車、客車多行駛于好路面上.可以選用正效率高、可逆程度大些的轉(zhuǎn)向器。礦山、工地用汽車和越野汽車，經(jīng)常在壞路或無路地帶行駛。推薦選用極限可逆式轉(zhuǎn)向器，但當(dāng)系統(tǒng)中裝有液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向或在轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝有減振器時(shí)，則可采用正、逆效率均高的轉(zhuǎn)向器， 因?yàn)槁访娴臎_擊可由液體或減振器吸收，轉(zhuǎn)向盤不會(huì)產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。 關(guān)于轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比對使用條件的適應(yīng)性間題，也是選擇轉(zhuǎn)向器時(shí)應(yīng)考慮的一個(gè)方面。對于前軸負(fù)荷不大的或裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車來說，轉(zhuǎn)向的輕便性不成問題，而主要應(yīng)考慮汽車高速直線行駛的穩(wěn)定性和減小轉(zhuǎn)向盤的總?cè)?shù)以提高汽車的轉(zhuǎn)向靈敏性。因?yàn)楦咚傩旭倳r(shí)，很小的前輪轉(zhuǎn)角也會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)生較大的橫向加速度使輪胎發(fā)生側(cè)滑。這時(shí)應(yīng)選用轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時(shí)角傳動(dòng)比較大而左、右兩端角傳動(dòng)比較小的轉(zhuǎn)向器。對于前軸負(fù)荷較大且未裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車來說，為了避免“轉(zhuǎn)向沉重”，則應(yīng)選擇具有兩端的角傳動(dòng)比較大、中間較小的角傳動(dòng)比變化特性的轉(zhuǎn)向器。 針對本次設(shè)計(jì)，采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。因?yàn)檠h(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)效率可達(dá)75%~80%，并且其缺點(diǎn)是逆效率高，所以機(jī)械轉(zhuǎn)向部分采用循環(huán)球——齒條尺扇式轉(zhuǎn)向器。 3.2 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。欲驗(yàn)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。 精確地計(jì)算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來計(jì)算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力距（N?mm),即 （3—1） f 為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N），取75000N；p為輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。所以 =5.3 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 （3—2） 式中，為轉(zhuǎn)向搖臂；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂，兩者之比大約在0.85~1.10之間，近似取1；為轉(zhuǎn)向盤直徑，在380~550mm之間，驅(qū)標(biāo)準(zhǔn)值500mm；為轉(zhuǎn)向器正效率82.1%；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，，所以 此值超過了駕駛員的生理上的可能，在此情況下，應(yīng)采用助力系統(tǒng)，并且對轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器動(dòng)力缸以前零件的計(jì)算載荷，應(yīng)取駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤輪緣上的最大瞬時(shí)力，此力為700N。 3.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)算 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)的選擇如下： 齒扇模數(shù) 6.0mm； 搖臂軸直徑40mm； 鋼球中心距35mm； 螺桿外徑34mm； 鋼球直徑8.000mm； 螺距11.000mm； 工作圈數(shù)2.5； 環(huán)流行數(shù)2； 螺母長度78mm； 齒扇齒數(shù)5； 齒扇整圓齒數(shù)15； 齒扇壓力角27°30′； 切削角7°30′； 齒扇寬34mm。 （1）螺母內(nèi)徑應(yīng)大于螺桿外徑D1，一般要求和鋼球中心距D的關(guān)系為 =（5%~10%）D （3—3） +(5%~10%)D=+8%D=36.8mm （2）鋼球數(shù)量 增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力；但使鋼球流動(dòng)性變壞，從而使傳動(dòng)效率降低。因?yàn)殇撉蛑睆奖旧碛姓`差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部鋼球數(shù)。經(jīng)驗(yàn)證明每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過60個(gè)為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應(yīng)分組裝配。每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)為 式中，W為一個(gè)環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；n為不包括環(huán)流導(dǎo)管中的鋼球數(shù)；為螺線導(dǎo)程角，常取=5°~8°，故1 圖 3-1 四點(diǎn)接觸的滾道截面 Fig 3-1 four-point roller in contact section B、D-鋼球與滾道的接觸點(diǎn)；-鋼球中心距；-滾道截面的圓弧半徑 B, D-ball and raceway contact points; - ball pitch; - rolling radius of the arc cross section （3）滾道截面 為了減少摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑應(yīng)大于鋼球半徑,一般取 =（0.51~0.53）d= （4）接觸角 鋼球與螺桿滾道接觸點(diǎn)的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角稱為接觸角。角多取為45°，以使軸向力合徑向力分配均勻。 3.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計(jì)算 鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力為 =k （3—4） 式中，k為系數(shù)，根據(jù)A/B值從汽車設(shè)計(jì)表7-3查出 = （3—5） =0.154 （3—6） =0.0312 ,查表得k=1.615; 為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；為螺桿外半徑；E為材料彈性模量，等于；為鋼球與螺桿之間的正壓力，即 == （3—7） 其中為作用在螺桿上的軸向力 == （3—8） 所以 =k=2226.1MPa 當(dāng)接觸表面硬度為58~64HRC時(shí)，許用接觸應(yīng)力 所以符合要求。 4 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)計(jì)算 動(dòng)力轉(zhuǎn)向又稱為轉(zhuǎn)向加力。具有動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)除依靠司機(jī)作用于轉(zhuǎn)向盤的手力外，更主要的是借助于稱作轉(zhuǎn)向加力器的動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。使轉(zhuǎn)向輕便、靈活，并減輕司機(jī)的疲勞。也有助于提高汽車高速行駛的安全性。 通常，中高級(jí)以上的轎車，大都采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。其他類型的汽車。當(dāng)轉(zhuǎn)向橋?qū)Φ孛娴呢?fù)荷達(dá)到25kN時(shí)，就可以采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向；達(dá)到35kN左右時(shí)，建議采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向；超過40kN時(shí)，則應(yīng)該采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。 對于具有動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤上的切向力時(shí)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系即應(yīng)起加力作用(轎車取該范圍的較小值；重型汽車取較大值)。本次設(shè)計(jì)取80N。 4.1 對動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 1)運(yùn)動(dòng)學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。 2)隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大(或減小)，作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力必須增大(或減小)，稱之為“路感” 。 3)當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力h F≥0.025～0.190kN時(shí)(因汽車形式不同而異)， 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。 4)轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動(dòng)回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 5)工作靈敏，即轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。 6)動(dòng)力轉(zhuǎn)向失靈時(shí)，仍能用機(jī)械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。 7)密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。 4.2 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇 4.2.1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向形式與結(jié)構(gòu)方案 由分配閥、轉(zhuǎn)向器、動(dòng)力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸三者相互位置的不同，它分為整體式(見圖4—1a)和分置式兩類。后者按分配閥所在位置不同又分為：分配閥裝在動(dòng)力缸上的稱為聯(lián)閥式，(見圖 4—1b)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸之間的拉桿上稱為連桿式，(見圖 4—1c)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上的稱為半分置式，(見圖 4—1d) 圖 4—1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案 Fig 4—1Power steering layout program 1－分配閥 2－轉(zhuǎn)向器 3－動(dòng)力缸 1—Valve 2—Steering 3— Power cylinder 轉(zhuǎn)向分配閥、轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸與機(jī)械轉(zhuǎn)向器組合到一起成為一個(gè)整體的結(jié)構(gòu)型式，稱為整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。根據(jù)轉(zhuǎn)向分配閥安裝位置的不同，它又有三種結(jié)構(gòu)型式，即分配閥位于轉(zhuǎn)向器上端、分配閥位于轉(zhuǎn)向器上端且與轉(zhuǎn)向軸平行裝置和分配閥位于加力缸活塞內(nèi)。整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)緊湊、管路較短、易于布置，但對轉(zhuǎn)向器的密封要求高，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、拆裝轉(zhuǎn)向器較困難。另外，轉(zhuǎn)向系的一些主要零件，如搖臂軸及搖臂等，要同時(shí)承受由轉(zhuǎn)向盤傳來的載荷和轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的作用載荷，致使其尺寸加大，故用在裝載質(zhì)量大的重型汽車上會(huì)給轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)造成困難。因此，整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器多用在轎車、客車和前橋?qū)Φ孛娴呢?fù)荷在15t以下的貨車上。而在轉(zhuǎn)向橋負(fù)荷為15t以上的重型汽車，則是采用所謂分置式結(jié)構(gòu)。而本次設(shè)計(jì)的載貨汽車前橋負(fù)荷7.5t小于15t，所以采用整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。 4.2.2 傳能介質(zhì)的選擇 按傳能介質(zhì)不同，轉(zhuǎn)向加力裝置有氣壓式和液壓式兩種。氣壓轉(zhuǎn)向加力裝置主要應(yīng)用于一部分其前軸最大軸載質(zhì)量為3~7t并采用氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的貨車和客車。裝載質(zhì)量特大的貨車也不宜采用氣壓轉(zhuǎn)向加力裝置，因?yàn)闅鈮褐苿?dòng)系統(tǒng)的工作壓力較低（一般不高于0.7MPa），用于這種重型汽車上時(shí)，其部件尺寸將過于龐大。液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的工作壓力可高達(dá)10Mpa以上，故其部件尺寸很小。液壓系統(tǒng)工作時(shí)無噪聲，工作滯后時(shí)間短，而且能吸收來自不平路面的沖擊。因此，液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向因?yàn)橛鸵汗ぷ鲏毫Ω?，?dòng)力缸尺寸小、質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，油液具有不可壓縮性，靈敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面沖擊等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用在各類汽車上。所以本設(shè)計(jì)采用液壓式轉(zhuǎn)向加力裝置。 4.2.3 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的選擇 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置有常壓式和常流式兩種。常壓式的優(yōu)點(diǎn)在于有蓄能器積蓄液壓能，可以使用流量較小的轉(zhuǎn)向液壓泵，而且還可以在液壓泵不運(yùn)轉(zhuǎn)的情況下保持一定的轉(zhuǎn)向加力能力，使汽車有可能續(xù)駛一定距離。這一點(diǎn)對重型汽車而言尤為重要。常流式的優(yōu)點(diǎn)則是結(jié)構(gòu)簡單，液壓泵壽命長，泄漏較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數(shù)重型汽車（如法國貝利埃T25型、美國WABCO120C型等自卸汽車）采用常壓式轉(zhuǎn)向加力裝置，而常流式轉(zhuǎn)向加力裝置則廣泛應(yīng)用于各種汽車。因此本設(shè)計(jì)采用常流式轉(zhuǎn)向加力裝置。 常流式液壓轉(zhuǎn)向加力裝置示意圖如圖4-2所示。不轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向控制閥6保持開啟。轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸8的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通而不起作用。轉(zhuǎn)向液壓泵2輸出的油液流入轉(zhuǎn)向控制閥，又由此流回轉(zhuǎn)向油罐1。因轉(zhuǎn)向控制閥的節(jié)流阻力很小，故液壓泵輸出壓力也很低，液壓泵實(shí)際上處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)。當(dāng)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤，通過機(jī)械轉(zhuǎn)向器7使轉(zhuǎn)向控制閥處于與某一轉(zhuǎn)彎方向相對應(yīng)的工作位置時(shí)，轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的相應(yīng)工作腔方與回油管路隔絕，轉(zhuǎn)而與液壓泵輸出管路相通，而動(dòng)力缸的另一腔則仍然通回油管路。地面轉(zhuǎn)向阻力經(jīng)轉(zhuǎn)向控制閥節(jié)流阻力高得多的液壓泵輸出管路阻力。于是，轉(zhuǎn)向液壓泵輸出壓力急劇升高，直到足以推動(dòng)轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸活塞為止。轉(zhuǎn)向盤停止轉(zhuǎn)動(dòng)后，轉(zhuǎn)向控制閥隨即回到中立位置，使動(dòng)力缸停止工作。 圖4—2 常流式液壓轉(zhuǎn)向加力裝置示意圖 Fig 4—2 Chang-flow diagram of hydraulic steering augmentor 1—轉(zhuǎn)向油罐 2—轉(zhuǎn)向液壓泵3—溢流閥4—流量控制閥5—單向閥6—轉(zhuǎn)向控制閥7—機(jī)械轉(zhuǎn)向器8—轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸 1 - Steering Tank 2 - Steering Pump 3 - relief valve 4 - Flow Control Valve 5 -One-way valve 6 - steering control valve 7 - mechanical steering 8 - the power steering cylinder 4.2.4 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置轉(zhuǎn)向控制閥的選擇 轉(zhuǎn)向控制閥有滑閥式和轉(zhuǎn)閥式兩種。目前，國產(chǎn)轎車上幾乎毫無例外的采用了轉(zhuǎn)閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。而滑閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器多用于重型載貨汽車，故本設(shè)計(jì)采用滑閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。 閥體沿軸向移動(dòng)來控制油液流量的轉(zhuǎn)向控制閥，稱為滑閥式轉(zhuǎn)向控制閥，如圖4-3所示。當(dāng)閥體1處于中間位置時(shí)，其兩個(gè)凸棱邊與閥套環(huán)槽形成四條縫隙。中間的兩個(gè)縫隙分別與動(dòng)力缸兩腔的油道相通，而兩邊的兩個(gè)縫隙與回油道相通。當(dāng)閥體向右移動(dòng)很小的一個(gè)距離時(shí)，右凸棱將右外側(cè)的縫隙堵住，左凸棱將中間的左縫隙堵住，則來自液壓泵的高壓油經(jīng)通道5和中間的右縫隙流入通道4，繼而進(jìn)入動(dòng)力缸的一個(gè)腔；而動(dòng)力缸另一個(gè)腔的低壓油被活塞推出，經(jīng)由通道6和左凸棱外側(cè)的縫隙流回儲(chǔ)油罐。 a ) b ) 圖4—3 滑閥式轉(zhuǎn)向控制閥的結(jié)構(gòu)和工作原理 Fig 4—3 Slide-valve steering control valve structure and working principle a)常流式滑閥 b）常壓式滑閥 a) regular flow slide valve b) pressure-type slide valve 1—閥體 2—閥套 3—?dú)んw 4、6—通動(dòng)力缸左、右腔的通道 5—通液壓泵輸出管路的通道 1 – Body 2 - valve cover 3 – Shell 4、6 - pass power cylinder left and right cavity of the channel 5 - hydraulic pump output pipe-pass channel 4.3 動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 動(dòng)力缸相對于轉(zhuǎn)向器有兩種布置方法。整體式的動(dòng)力缸活塞與轉(zhuǎn)向器均布置在同一個(gè)由QT400-18或KTH350-10制造的轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi),活塞與齒條制成一體。 在動(dòng)力缸的計(jì)算中需確定其缸徑、活塞行程s、活塞桿直徑d以及缸筒壁厚t。 4.3.1 剛徑尺寸Dc的計(jì)算 動(dòng)力缸的缸徑尺寸Dc可由作用于活塞—齒條上的力的平衡條件來確定： （4—1） 式中 ——由轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩所確定的作用于齒扇上的圓周力； ——活塞與缸筒間的摩擦力； ——由轉(zhuǎn)向盤切向力所引起的作用在活塞上的軸向力； ——高壓油液對活塞的推力。 其中 （4—2） （4—3） （4—4） （4—5） 式中 （1）——轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩； f 為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N），取75000N；p為輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。 所以 （2）——齒扇的嚙合半徑； m是齒扇模數(shù)，z是齒扇全齒齒數(shù)。查表取m=6 ; z=15 所以=45(mm) (3) ——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比；取 （4）——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率；=（0.85~0.9）；取=0.85 （5）——活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)；取 （6）——齒扇的嚙合角；查表取=27° （7）——轉(zhuǎn)向盤上的切向力；= 為轉(zhuǎn)向搖臂；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂；為轉(zhuǎn)向盤直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比；為轉(zhuǎn)向器正效率。 （8）——轉(zhuǎn)向盤的半徑；= =250mm （9）——轉(zhuǎn)向螺桿直徑；查表取=34mm (10) ——轉(zhuǎn)向螺桿螺旋滾道的導(dǎo)程角；° （11）——換算摩擦角；° （12）——?jiǎng)恿Ω赘讖剑? （13）——?jiǎng)恿Ω變?nèi)的油液壓力。一般6.0~10.0MPa , 最高16.5~18.0MPa;取8MPa 。 將式（4—1）與式（4—2）（4—3）（4—4）（4—5）聯(lián)立，經(jīng)過整理即可求得： （4—6） 將以上參數(shù)帶入方程（4—6）解得 103.6mm 。查表取標(biāo)準(zhǔn)值104mm 4.3.2 活塞行程s的計(jì)算 當(dāng)動(dòng)力缸與轉(zhuǎn)向器一體時(shí)，活塞行程s可由搖臂軸轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時(shí)齒扇轉(zhuǎn)過的節(jié)圓弧長來球得，即 （4—7） 式中——搖臂軸由中間位置轉(zhuǎn)至極限位置時(shí)的轉(zhuǎn)角; ——齒扇的節(jié)圓半徑。 活塞移至有活塞桿一端的極限位置時(shí)，與缸體端面間還應(yīng)有的間隙以利活塞桿的導(dǎo)向，另一端也應(yīng)有10 mm的間隙以免與缸蓋碰撞。 4.3.3 動(dòng)力缸缸筒壁厚t的計(jì)算 根據(jù)缸體在橫斷平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件（見式4—8）和在軸向平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件（見式4—9）進(jìn)行， （4—8） （4—9） 為缸體材料的屈服點(diǎn)。缸體采用球墨鑄鐵QT500—05，抗拉強(qiáng)度為500MPa ,屈服點(diǎn)為350MPa 。 n 為安全系數(shù)，通常取n=3.5~5 ，這里取n=5 將兩式聯(lián)立解得： ，查表取標(biāo)準(zhǔn)值 t = 10 mm 4.4 分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 4.4.1 預(yù)開隙 預(yù)開隙如圖（4-4）所示，為滑閥處于中間位置時(shí)分配閥內(nèi)各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開啟量，也是為使分配閥內(nèi)某油路關(guān)閉所需的滑閥最小移動(dòng)量。值過小會(huì)使油液常流時(shí)局部阻力過大；值過大則轉(zhuǎn)向盤需轉(zhuǎn)過一個(gè)大的角度才能使動(dòng)力缸工作，轉(zhuǎn)向靈敏度低。一般要求轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角°~ 5°時(shí)滑閥就移動(dòng)的距離。 整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向系分配閥的預(yù)開隙為 （4—10） P為轉(zhuǎn)向螺桿的螺距，取11mm ；為相應(yīng)的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。 值通常約在0.15~0.5mm范圍內(nèi)，所以取值合理 。 圖4—4 滑閥的總移動(dòng)量e和預(yù)開隙 Fig 4—4 The total amount of slide valve movement and pre-opening e-gap 4.4.2 滑閥總移動(dòng)量 滑閥總移動(dòng)量過大時(shí)，會(huì)使轉(zhuǎn)向盤停止轉(zhuǎn)動(dòng)后滑閥回到中間位置的行程長，致使轉(zhuǎn)向車輪停止偏轉(zhuǎn)的時(shí)刻也相應(yīng)“滯后”，從而使靈敏度降低；如值過小，則使密封長度過小導(dǎo)致密封不嚴(yán)，這就容易產(chǎn)生油液泄漏致使進(jìn)、回油路不能完全隔斷而使工作油液壓力降低和流量減少。通常，當(dāng)滑閥總移動(dòng)量為時(shí)，轉(zhuǎn)向盤允許轉(zhuǎn)動(dòng)的角度約為20°左右。據(jù)此可參照式（4—11），并取 =20°來計(jì)算值。 半分之式動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的滑閥總移動(dòng)量為 mm （4—11） 4.4.3 局部壓力降 當(dāng)汽車直行時(shí)，滑閥處于中間位置，油液流經(jīng)滑閥后再回到郵箱。油液流經(jīng)滑閥時(shí)產(chǎn)生的局部壓力降為 （4—12） 式中 為油液密度；為局部阻力系數(shù)；v為油液的流