3噸柴油動(dòng)力貨車（轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和前懸架設(shè)計(jì)）,柴油,動(dòng)力,貨車,轉(zhuǎn)向,系統(tǒng),懸架,設(shè)計(jì) 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書 第一章 前 言 貨車作為以運(yùn)輸貨物為主要目的而設(shè)計(jì)和裝備的汽車，開始從單一運(yùn)送貨物這一功能向代表物流準(zhǔn)時(shí)化的物流服務(wù)的運(yùn)輸工具這一方向發(fā)展，已成為一種社會(huì)化的服務(wù)工具。目前我國(guó)正在大力發(fā)展汽車產(chǎn)業(yè)，有針對(duì)性地進(jìn)行汽車零部件的設(shè)計(jì)，是進(jìn)行汽車設(shè)計(jì)的有效切入點(diǎn)。 汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車的重要組成部分，對(duì)汽車行駛的安全性、控制的可靠性和乘員的舒適性起著重要的作用。上個(gè)世紀(jì)末，汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)展很快，新的結(jié)構(gòu)和先進(jìn)控制方法的采用，特別是引入了電子控制技術(shù)之后，使懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)生了深刻的變化。 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的應(yīng)用日益廣泛，不僅在重型汽車上必須裝備，在高級(jí)轎車上應(yīng)用的也較多，在中型汽車上的應(yīng)用也逐漸推廣。主要是從減輕駕駛員疲勞，提高操縱輕便性和穩(wěn)定性出發(fā)。雖然帶來(lái)成本較高和結(jié)構(gòu)復(fù)雜等問(wèn)題，但由于優(yōu)點(diǎn)明顯，還是得到很快的發(fā)展。 現(xiàn)代汽車的懸架都有減振器。當(dāng)轎車在不平坦的道路上行駛，車身會(huì)發(fā)生振動(dòng)，減振器能迅速衰減車身的振動(dòng)，利用本身的油液流動(dòng)的阻力來(lái)消耗振動(dòng)的能量。 為了提高轎車的舒適性，現(xiàn)代汽車懸架的垂直剛度值設(shè)計(jì)得較低，用通俗話來(lái)講就是很"軟"，這樣雖然乘坐舒適了，但轎車在轉(zhuǎn)彎時(shí)，由于離心力的作用會(huì)產(chǎn)生較大的車身傾斜角，直接影響到操縱的穩(wěn)定性。為了改善這一狀態(tài)，許多轎車的前后懸架增添橫向穩(wěn)定桿，當(dāng)車身傾斜時(shí)，兩側(cè)懸架變形不等，橫向穩(wěn)定桿就會(huì)起到類似杠桿作用，使左右兩邊的彈簧變形接近一致，以減少車身的傾斜和振動(dòng)，提高轎車行駛的穩(wěn)定性。 懸架和傳動(dòng)系統(tǒng)在汽車設(shè)計(jì)中占有重要的地位，這兩部分設(shè)計(jì)的好壞，直接影響汽車的操縱性、動(dòng)力性及舒適性。本次設(shè)計(jì)過(guò)程中，，參考同類車型，根據(jù)車輛本身設(shè)計(jì)的特點(diǎn)，按照設(shè)計(jì)原則，從實(shí)用性、經(jīng)濟(jì)性的角度考慮。所以設(shè)計(jì)出懸架、轉(zhuǎn)向總成。在合理選擇各項(xiàng)參數(shù)、材料，優(yōu)化設(shè)計(jì)出整體結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，使成本合算，與總體布置相匹配，具有廣泛的通用性。 第二章 轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì) §2.1 轉(zhuǎn)向系概述 §2.1.1 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)要求 汽車轉(zhuǎn)向系的功用：汽車轉(zhuǎn)向系是用來(lái)保持或者改變汽車行駛方向的機(jī)構(gòu)。在汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。 機(jī)械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤，經(jīng)轉(zhuǎn)向系和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。有些汽車還裝有防傷機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振器。采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車還裝有動(dòng)力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來(lái)減輕駕駛員的手力。 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)要求有： 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)。 2、轉(zhuǎn)向輪具有自動(dòng)回正能力。 3、在行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒(méi)有擺動(dòng)。 4、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置產(chǎn)生的運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)，應(yīng)使車輪產(chǎn)生的擺動(dòng)最小。 5、轉(zhuǎn)向靈敏，最小轉(zhuǎn)彎直徑小。 6、操縱輕便。 7、轉(zhuǎn)向輪傳給轉(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)中應(yīng)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。 9、轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)方向與汽車行駛方向的改變相一致 正確設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)，可以保證汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，全部車輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)。 轉(zhuǎn)向輪的自動(dòng)回正能力決定于轉(zhuǎn)向輪的定位參數(shù)和轉(zhuǎn)向器逆效率的大小。合理確定轉(zhuǎn)向輪的定位參數(shù)，正確選擇轉(zhuǎn)向器的形式，可以保證汽車具有良好的自動(dòng)回正能力。 轉(zhuǎn)向系中設(shè)置有轉(zhuǎn)向減振器時(shí)，能夠防止轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生自振，同時(shí)又能使傳到轉(zhuǎn)向盤上的反沖力明顯降低。 為了使汽車具有良好的機(jī)動(dòng)性能，必須使轉(zhuǎn)向輪有盡可能大的轉(zhuǎn)角，其最小轉(zhuǎn)彎半徑能達(dá)到汽車軸距的2~2.5倍。 轉(zhuǎn)向操縱的輕便性通常用轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力大小和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)多少兩項(xiàng)指標(biāo)來(lái)評(píng)價(jià)。 轎車 貨車 機(jī)械轉(zhuǎn)向 50~100N 250N 動(dòng)力轉(zhuǎn)向 20~50N 120N 轎車轉(zhuǎn)向盤從中間位置轉(zhuǎn)到第一端的圈數(shù)不得超過(guò)2.0圈，貨車則要求不超過(guò)3.0圈。 §2.1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概論 汽車在行駛過(guò)程中，需按駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向。即所謂汽車轉(zhuǎn)向。就輪式汽車而言，實(shí)現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向的方法是，駕駛員通過(guò)一套專設(shè)的機(jī)構(gòu)，使汽車轉(zhuǎn)向橋（一般是前橋）上的車輪（轉(zhuǎn)向輪）相對(duì)于汽車縱軸線偏轉(zhuǎn)一定角度。在汽車直線行駛時(shí)，往往轉(zhuǎn)向輪也會(huì)受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動(dòng)偏轉(zhuǎn)而改變行駛方向。此時(shí)，駕駛員也可以利用這套機(jī)構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪向相反的方向偏轉(zhuǎn)，從而使汽車恢復(fù)原來(lái)的行駛方向。這一套用來(lái)改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專設(shè)機(jī)構(gòu)，即稱為汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。因此，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功用是保證汽車能按照駕駛員的意志而進(jìn)行轉(zhuǎn)向行駛。 汽車轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機(jī)械轉(zhuǎn)向系和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系兩大類。 一、機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一駕駛員的體力作為轉(zhuǎn)向能源，其中所有傳力件都是機(jī)械的。機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)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)三大部分組成。 當(dāng)汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，駕駛員對(duì)轉(zhuǎn)向盤1施加一個(gè)轉(zhuǎn)向力矩。該力矩通過(guò)轉(zhuǎn)向軸2、轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)3和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸4輸入轉(zhuǎn)向器5。經(jīng)轉(zhuǎn)向器放大后的力矩和減速后的運(yùn)動(dòng)傳到轉(zhuǎn)向搖臂6，再經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向直拉桿7傳給固定于左轉(zhuǎn)向節(jié)9上的轉(zhuǎn)向節(jié)臂8，使左轉(zhuǎn)向節(jié)和它所支撐的左轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。為使右轉(zhuǎn)向節(jié)13及其支撐的右轉(zhuǎn)向輪隨之偏轉(zhuǎn)相應(yīng)的角度，還設(shè)置了轉(zhuǎn)向梯形。轉(zhuǎn)向梯形有固定在左、右轉(zhuǎn)向節(jié)上的梯形臂10、12和兩端與梯形臂做球鉸連接的轉(zhuǎn)向橫拉桿11組成。 圖2-2機(jī)械轉(zhuǎn)向系的組成和布置示意圖 1.轉(zhuǎn)向盤 2.轉(zhuǎn)向軸 3.轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié) 4.轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸 5.轉(zhuǎn)向器 6.轉(zhuǎn)向搖臂7.轉(zhuǎn)向直拉桿 8.轉(zhuǎn)向節(jié)臂 9.左轉(zhuǎn)向節(jié)10、12.梯形臂 11.轉(zhuǎn)向橫拉桿13.右轉(zhuǎn)向節(jié) 圖2-2與圖2-1不同的是它是與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系配合的轉(zhuǎn)向系。當(dāng)汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，駕駛員對(duì)轉(zhuǎn)向盤施加一個(gè)轉(zhuǎn)向力矩。該力矩通過(guò)轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向軸萬(wàn)向節(jié)和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸輸入轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向軸的轉(zhuǎn)動(dòng)經(jīng)轉(zhuǎn)向器后變?yōu)辇X條的左右移動(dòng)。轉(zhuǎn)向橫拉桿一端與齒條相連，另一端通過(guò)球鉸和固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向節(jié)臂連接。齒條左右移動(dòng)，帶動(dòng)連接在其上的橫拉桿左右運(yùn)動(dòng)，通過(guò)轉(zhuǎn)向節(jié)臂拉動(dòng)轉(zhuǎn)向節(jié)使轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動(dòng)。 從轉(zhuǎn)向盤到轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸這一系列部件和零件均屬于轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)。轉(zhuǎn)向梯形到轉(zhuǎn)向節(jié)臂這一系列部件和零件，均屬于轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。 目前，許多國(guó)內(nèi)、外生產(chǎn)的新車型在轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)中采用了萬(wàn)向傳動(dòng)裝置（轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸）。這有助于轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當(dāng)改變轉(zhuǎn)向萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的幾何參數(shù)，便可滿足各種車型的總布置要求。即使在轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器同軸線的情況下，其間也可采用萬(wàn)向傳動(dòng)裝置，以補(bǔ)償由于部件在車上的安裝誤差和安裝基體（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實(shí)際上的不重合。轉(zhuǎn)向盤在駕駛室安放的位置與各國(guó)交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道路左側(cè)還是右側(cè)通行有關(guān)。包括我國(guó)在內(nèi)的大多數(shù)國(guó)家規(guī)定車輛右側(cè)通行，相應(yīng)的應(yīng)將轉(zhuǎn)向盤安置在駕駛室左側(cè)。這樣，駕駛員在左方視野較寬闊，有利于兩車安全交會(huì)。相反，在一些規(guī)定車輛右行的國(guó)家，轉(zhuǎn)向盤則安置在駕駛室右側(cè)。 圖2-2機(jī)械式轉(zhuǎn)向系 1. 轉(zhuǎn)向盤 2.轉(zhuǎn)向柱管 3.轉(zhuǎn)向軸 4.柔性聯(lián)軸器 5.懸架總成 6.轉(zhuǎn)向器 7.支架8.轉(zhuǎn)向減振器 9.右橫拉桿 10.托架 11.左橫拉桿 12.球鉸鏈13.轉(zhuǎn)向節(jié)臂 14轉(zhuǎn)向節(jié) 二、動(dòng)力轉(zhuǎn)向系 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系是兼用駕駛員和發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力為轉(zhuǎn)向能源的轉(zhuǎn)向系。在正常情況下，汽車所需要的能量，只有小部分由駕駛員提供，而大部分是由發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)轉(zhuǎn)向加力裝置提供的。但在轉(zhuǎn)向加力裝置失效時(shí)，一般還應(yīng)當(dāng)能由駕駛員獨(dú)立承擔(dān)轉(zhuǎn)向任務(wù)。因此，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系是在機(jī)械轉(zhuǎn)向系的基礎(chǔ)上加設(shè)一套轉(zhuǎn)向加力裝置而形成的。 圖2-3為一種液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的組成和液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的管路布置示意圖，其中屬于轉(zhuǎn)向加力裝置的部件是：轉(zhuǎn)向油罐、轉(zhuǎn)向液壓泵，轉(zhuǎn)向控制 圖2-3液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的組成和液壓轉(zhuǎn)向加力裝置 1. 方向盤 2.轉(zhuǎn)向軸 3.轉(zhuǎn)向中間軸 4.轉(zhuǎn)向油管 5.轉(zhuǎn)向油泵 6.轉(zhuǎn)向油罐 7.轉(zhuǎn)向節(jié)8.轉(zhuǎn)向橫拉桿 9.轉(zhuǎn)向搖臂 10.整體式轉(zhuǎn)向器 11.轉(zhuǎn)向直拉桿 12.轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸 閥和轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸。當(dāng)駕駛員逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤時(shí)，轉(zhuǎn)向搖臂帶動(dòng)轉(zhuǎn)向直拉桿前移。直拉桿的拉力作用于轉(zhuǎn)向節(jié)臂，并依次傳到梯形臂和轉(zhuǎn)向橫拉桿使之右移。與此同時(shí)，轉(zhuǎn)向直拉桿還帶動(dòng)轉(zhuǎn)向控制閥中的滑閥，使轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的右腔接通液面壓力為零的轉(zhuǎn)向油罐。轉(zhuǎn)向液壓泵的高壓油進(jìn)入轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的左腔，于是轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的活塞上受到向右的液壓作用力便經(jīng)推桿施加在轉(zhuǎn)向橫拉桿上，也使之右移。這樣，駕駛員施于轉(zhuǎn)向盤上很小的力矩，便可克服地面作用于轉(zhuǎn)向輪上的轉(zhuǎn)向阻力矩。隨著最近汽車發(fā)動(dòng)機(jī)馬力的增大和扁平輪胎的普遍使用，使車重和轉(zhuǎn)向力矩都加大了，因此動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)越來(lái)越普及。動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已成為一些轎車的標(biāo)準(zhǔn)配置，全世界約有一半的轎車采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。值得注意的是，轉(zhuǎn)向助力不應(yīng)是不變的，因?yàn)樵诟咚傩旭倳r(shí)，輪胎的橫向阻力小，轉(zhuǎn)向盤變得輕飄，很難捕捉路面的感覺(jué)，也容易造成轉(zhuǎn)向過(guò)于易控制。所以在高速時(shí)要適當(dāng)減低動(dòng)力，但這種變化必須平順過(guò)度，靈敏而使汽車易于控制。 1、液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置 液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊，利于改善轉(zhuǎn)向操作感覺(jué)，但液體流量的增加會(huì)加重泵的負(fù)荷，需要保持怠速旋轉(zhuǎn)的機(jī)構(gòu)。 2、電動(dòng)式動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置 電動(dòng)式動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置 是最新的轉(zhuǎn)向裝置，由于它節(jié)能，故受到人們的重視。它是利用蓄電池轉(zhuǎn)動(dòng)電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生推力。由于不直接使用發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力，所以大大降低了發(fā)動(dòng)機(jī)的功率損失，且不需要液壓管路，便于安裝。尤其有利于中置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的汽車。但目前電動(dòng)式動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置所得動(dòng)力還比不上液壓式，所以只限用于前輪軸輕的中置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。 3、電動(dòng)液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置 即由電機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向助力泵并由計(jì)算機(jī)控制的方式，它集液壓式和電動(dòng)式的優(yōu)點(diǎn)于一體。因?yàn)槭怯?jì)算機(jī)控制，所以轉(zhuǎn)向助力泵不必經(jīng)常工作，節(jié)省了發(fā)動(dòng)機(jī)的功率。這種方式結(jié)構(gòu)緊湊，便于安裝布置，但液壓產(chǎn)生的動(dòng)力不能太大，所以適用小排量汽車。 三、四輪轉(zhuǎn)向系 四輪轉(zhuǎn)向系（4WS）是把后輪與前輪一起轉(zhuǎn)向，是一種提高車輛反應(yīng)性和穩(wěn)定性的關(guān)鍵技術(shù)。把后輪與前輪同相位轉(zhuǎn)向，可以減少車輛轉(zhuǎn)向時(shí)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)（橫擺），改善高速行使的穩(wěn)定性。把后輪與前輪逆相位轉(zhuǎn)向，能夠改善車輛中低速的操縱性，提高快速轉(zhuǎn)向性。目前，安裝在大量生產(chǎn)車輛上的四輪轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)，可以分為以下4類： 1、橫向加速度-車速感應(yīng)性 2、前輪轉(zhuǎn)角-車速感應(yīng)性 3、前輪轉(zhuǎn)角感應(yīng)性 4、前輪轉(zhuǎn)角比例車速感 §2.2 轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì) §2.2.1 轉(zhuǎn)向性能與阿克曼幾何學(xué) 一、給定的轉(zhuǎn)向系總體結(jié)構(gòu)參數(shù)： 軸距L=3650mm； 輪距B=1385mm； 最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin=5.5m。 二、轉(zhuǎn)向軸的內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角 無(wú)論選擇哪一種轉(zhuǎn)向梯形方案，必須在正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)的同時(shí)，做到汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運(yùn)動(dòng)的車輪，作無(wú)滑動(dòng)的純滾動(dòng)。同時(shí)轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角情況下，獲得最小轉(zhuǎn)彎半徑能滿足總體布置要求。因此，汽車的內(nèi)、外輪有不同的轉(zhuǎn)角（如圖2-4）。 三、阿克曼幾何學(xué) 兩軸汽車在低速轉(zhuǎn)彎行駛時(shí) ，可忽略離心力的影響，假設(shè)輪胎是剛性的，忽略輪胎側(cè)偏影響的時(shí)候，此時(shí)若各車輪繞同一瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心轉(zhuǎn)彎行駛，則兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長(zhǎng)線，交在后軸的延長(zhǎng)線上，這幾何關(guān)系叫做阿克曼幾何學(xué)。 汽車用前輪轉(zhuǎn)向時(shí)，為了滿足上述條件，必須符合下述關(guān)系式 （2—1） 式中：——轉(zhuǎn)向輪外輪轉(zhuǎn)角； ——轉(zhuǎn)向輪內(nèi)輪轉(zhuǎn)角； K——兩主銷軸線與地面交點(diǎn)之間距離即為主銷節(jié)距）； L——汽車軸距。 圖2-4內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系圖 圖2-5內(nèi)外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向特性曲線 汽車轉(zhuǎn)向時(shí)若能滿足上述條件，則車輪作純滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)?，F(xiàn)有汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)，對(duì)上述條件不能在整個(gè)轉(zhuǎn)向范圍得到滿足，只是近似的使它得到保證。 當(dāng)內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角差別不大時(shí)，即=的條件下，轉(zhuǎn)向梯形為平行四邊形，稱之為平行幾何學(xué)。阿克曼幾何學(xué)和平行幾何學(xué)的內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系理論曲線在圖2-5上位于阿克曼幾何學(xué)和平行幾何學(xué)的理論曲線之間變化。 四、最小轉(zhuǎn)彎半徑 最小轉(zhuǎn)彎半徑是指轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角在最大位置條件下，汽車低速行駛時(shí)前外轉(zhuǎn)向輪與地面接觸點(diǎn)的軌跡到轉(zhuǎn)向中心O點(diǎn)之間的距離。 汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑與汽車內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角、軸距L、轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)半徑r（即主銷偏移距）、兩主銷延長(zhǎng)線到地面交點(diǎn)的距離K有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過(guò)程中，L、r、K保持不變，只有是變化的，所以內(nèi)輪應(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角，以保證獲得給定的最小轉(zhuǎn)彎半徑。計(jì)算最小轉(zhuǎn)彎半徑的公式如下： （2—2） 因?yàn)樘菪螜C(jī)構(gòu)不能保證內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角和與理論值一致，故實(shí)際的最小轉(zhuǎn)彎半徑與上述結(jié)果不完全符合。在給定最小轉(zhuǎn)彎半徑條件下，可以用下式計(jì)算出轉(zhuǎn)向內(nèi)輪應(yīng)達(dá)到的最大轉(zhuǎn)角： (2—3) 由給定的最小轉(zhuǎn)彎半徑，設(shè)定：=5.5m 對(duì)于貨車來(lái)說(shuō)，R取40-60。選取主銷偏移距： r=50mm 則主銷節(jié)距： K=B-2r=1385-250=1285mm 由公式（2—2）可得： ； = =40.04° = =50.03° §2.2.2 轉(zhuǎn)向系方案分析及確定 根據(jù)機(jī)械式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)可分為： 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器、蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器、蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器等。 圖2-6自動(dòng)消除間隙裝置 一、齒輪齒條式 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、體積小、質(zhì)量輕；傳動(dòng)效率高達(dá)90%；可自動(dòng)消除齒間間隙(圖2-6示)；沒(méi)有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角可以增大；制造成本低。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要缺點(diǎn)是：逆效率高（60%~70%）。因此，汽車在不平路面上行駛時(shí)，發(fā)生在轉(zhuǎn)向輪與路面之間的沖擊力，大部分能傳至轉(zhuǎn)向盤。 根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點(diǎn)不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式：中間輸入，兩端輸也（圖2-7a）；側(cè)面輸入，兩端輸出（圖2-7b）；側(cè)面輸入，中間輸出（圖2-7c）；側(cè)面輸入，一端輸出（圖2-7d） 圖2-7齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式 采用側(cè)面輸入、中間輸出方案時(shí)，由于拉桿長(zhǎng)度增加，車輪上、下跳動(dòng)時(shí)位桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)向系與懸架系的運(yùn)動(dòng)干涉。而采用兩側(cè)輸出方案時(shí)，容易與懸架系統(tǒng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉。 側(cè)面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，常用在平頭微型貨車上。 采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，重合度增加，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降。 齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條制作工藝比較簡(jiǎn)單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，故質(zhì)量小。 根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對(duì)前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式：轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形，見圖2-8。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器廣泛應(yīng)用于微型、普通級(jí)、中級(jí)和中高級(jí)轎車上。裝載量不大、前輪采用獨(dú)立懸架的貨車和客車也用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 圖2-8齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種布置形式 二、循環(huán)球式 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝有鋼球構(gòu)成的傳動(dòng)副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動(dòng)副組成，如圖2-9所示。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)是：傳動(dòng)效率可達(dá)到75%~85%；轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整容易；適合用來(lái)做整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點(diǎn)是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。 圖2-9循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 三、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器由蝸桿和滾輪嚙合而構(gòu)成。主要優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單；制造容易；強(qiáng)度比較高、工作可靠、壽命長(zhǎng)；逆效率低。主要缺點(diǎn)是：正效率低；調(diào)整嚙合間隙比較困難；傳動(dòng)比不能變化。 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器有固定銷式和旋轉(zhuǎn)銷式兩種形式。根據(jù)銷子數(shù)量不同，又有單銷和雙銷之分。 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)是：傳動(dòng)比可以做成不變的或者變化的；工作面間隙調(diào)整容易。 固定銷式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易。但銷子的工作部位磨損快、工作效率低。旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器的效率高、磨損慢，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 要求搖臂軸有較大的轉(zhuǎn)角時(shí)，應(yīng)采用雙銷式結(jié)構(gòu)。雙銷式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)復(fù)雜、尺寸和質(zhì)量大，并且對(duì)兩主銷間的位置精度、螺紋槽的形狀及尺寸精度等要求高。此外，傳動(dòng)比的變化特性和傳動(dòng)間隙特性的變化受限制。 綜合考慮，根據(jù)本次設(shè)計(jì)要求及轉(zhuǎn)向器的性能參數(shù)等原因。決定采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 §2.2.3 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)的確定 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)有轉(zhuǎn)向系效率、轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比與力傳動(dòng)比、轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙特性，轉(zhuǎn)向系的剛度以及轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)。 一、轉(zhuǎn)向器的效率 功率P1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)η+表示，；反之稱為逆效率，用符號(hào)η－表示。 正效率η+計(jì)算公式： η+=（P1-P2）/P1 （2—4） 逆效率η-計(jì)算公式： η－=（P3-P2）/P3 （2—5） 式中：P1為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；P2為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；P3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。 1、轉(zhuǎn)向器的正效率η+ 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(duì)于 蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算： 式中：a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角； ρ=arctanf；f為磨擦因數(shù)。 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(guò)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。 對(duì)于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，其正效率高達(dá)75%～90%。 通常，由轉(zhuǎn)向盤至轉(zhuǎn)向輪的效率及轉(zhuǎn)向系的正效率的平均值0.670.82。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的逆效率也特別高（60%～70%），容易造成方向盤“打手”現(xiàn)象，使駕駛員高度緊張。所以有的轉(zhuǎn)向器上裝了轉(zhuǎn)向減振器。 2、轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比與力傳動(dòng)比 （1）角傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角增量與同側(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)角增量與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角相應(yīng)的增量之比，稱為轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)向搖臂軸的轉(zhuǎn)角增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)的轉(zhuǎn)角相應(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—6） （2—7） （2—8） 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)向盤的轉(zhuǎn)角增量； ——轉(zhuǎn)向搖臂軸的轉(zhuǎn)角增量； ——同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量。 初選擇，轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比=23。 （2）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)向輪的轉(zhuǎn)向阻力矩與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩T的比值。與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置形式及其桿件所處的轉(zhuǎn)向位置有關(guān)。 （2—9） 轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比等于地面作用在輪胎上的阻力與作用在方向盤上的阻力之比。 （2—10） 作用在方向盤上的手力可以用下式表示： （2—11） 式中：——作用在方向盤上的力矩； ——方向盤的直徑。 輪胎給地面的阻力可以用下式表示： （2—12） 綜合上述三式可得： （2—13） 在前面已經(jīng)確定了： r=50mm 方向盤直徑根據(jù)車型不同JB4505-86轉(zhuǎn)向盤尺寸標(biāo)準(zhǔn)中選取： =380mm 如果忽略摩擦損失，則： （2—14） 在前面已經(jīng)初選了： =23 所以可得轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比： ==87.4 3、轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)間隙 轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)間隙主要取決于轉(zhuǎn)向器的間隙特性，轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)間隙隨轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)角的改變而改變。它因經(jīng)常工作而很容易磨損，產(chǎn)生的間隙會(huì)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，破壞汽車行駛穩(wěn)定性，并使轉(zhuǎn)向盤的自由行程增大。要求轉(zhuǎn)向盤的最大自由行程從中間位置向左右兩端各不得超過(guò)15°。因此要求上述出現(xiàn)的間隙能夠自動(dòng)消除，對(duì)于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，由于其齒條背部有壓緊彈簧，所以出現(xiàn)間隙后，可以實(shí)現(xiàn)自動(dòng)消除。 4、方向盤的總轉(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(guò)的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)。它與轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比有關(guān)，并影響操縱輕便性和靈敏性。轎車和微型車的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)較少，一般約為3.6圈以內(nèi)，貨車在6.0圈。 粗略校驗(yàn)轉(zhuǎn)向盤總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)： = =5.7 在所要求的范圍內(nèi)。 §2.2.4 轉(zhuǎn)向系的載荷驗(yàn)算 一、載荷驗(yàn)算 為了行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件必須有足夠的強(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、路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)定力矩、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。 精確的計(jì)算出這些力是很困難的。為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算汽車在瀝青或混凝土路面上的阻力矩Tr（N/mm）。 (2—15) 式中 f——輪胎和地面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7； G1——轉(zhuǎn)向軸荷（N）； P——輪胎氣壓（MPa）。 由總體設(shè)計(jì)給定輪胎參數(shù)為： G1=23226N P=0.41Mpa 代入數(shù)據(jù)可得： Tr==1289871.62N 作用在方向盤上的手力為： (2—16) ==787.10N 給定的汽車，用上述公式計(jì)算出來(lái)的是最大值，該力是在靜止?fàn)顟B(tài)下計(jì)算出來(lái)的，對(duì)于裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的汽車，要求原地轉(zhuǎn)向時(shí)此力應(yīng)超過(guò)250N。所以本次設(shè)計(jì)加裝動(dòng)力裝置。 §2.2.5 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)及優(yōu)化設(shè)計(jì) 一、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)由轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向柱管等組成。如2-10所示。 圖2-10轉(zhuǎn)向盤 圖2-11轉(zhuǎn)向盤 1.輪緣 2.輪輻3.輪轂 轉(zhuǎn)向盤由輪緣1、輪輻2和輪轂3組成。輪輻一般為三根輻條或四根輻條，也有用兩根輻條的。轉(zhuǎn)向盤輪轂孔具有細(xì)牙內(nèi)花鍵，借此與轉(zhuǎn)向軸相連。轉(zhuǎn)向盤內(nèi)部是由成形的金屬骨架構(gòu)成。骨架外面一般包有柔軟的合成橡膠或樹脂，也有包皮革的，這樣可有良好的手感，而且還可以防止手心出汗時(shí)握轉(zhuǎn)向盤打滑。在汽車發(fā)生碰撞時(shí)，從安全性考慮，不僅要求轉(zhuǎn)向盤應(yīng)具有柔軟的外表皮，可起緩沖作用，而且還要求轉(zhuǎn)向盤在撞車時(shí)，其骨架能產(chǎn)生變形，以吸收沖擊能量，減輕駕駛員受傷程度?，F(xiàn)在的大多數(shù)轎車上都裝有車速控制開關(guān)和撞車時(shí)保護(hù)駕駛員的安全氣囊裝置。 轉(zhuǎn)向軸是連接轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)件，并傳遞它們之間的轉(zhuǎn)矩。轉(zhuǎn)向柱管安裝在車身上，支撐著轉(zhuǎn)向盤。轉(zhuǎn)向軸從轉(zhuǎn)向柱管中穿過(guò)，支撐在柱管內(nèi)的軸承和襯套上。 圖2-12與非獨(dú)立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 在汽車發(fā)生嚴(yán)重的交通事故中，方向盤往往成為直接“殺手”。一旦汽車前端被碰撞，發(fā)動(dòng)機(jī)艙等后移，方向盤也隨之后移，方向盤與駕駛座椅之間的空間突然縮小，駕駛員夾在中間而受到傷害。為了盡量減少這種傷害發(fā)生，汽車設(shè)計(jì)者從方向盤的長(zhǎng)度和角度變化入手，使得汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)除了能保證轉(zhuǎn)向性能外，還能使駕駛員在汽車發(fā)生碰撞時(shí)受到的傷害減低到最小。與此相關(guān)的就是汽車吸能方向管柱技術(shù)的出現(xiàn)。 圖2-12所示為桑塔納轎車轉(zhuǎn)向軸的吸能裝置示意圖。轉(zhuǎn)向軸分為上、下兩段，中間用柔性聯(lián)軸器連接。聯(lián)軸器的上、下凸緣盤靠?jī)蓚€(gè)銷子與銷孔扣合在一起。銷子通過(guò)襯套與銷孔配合。當(dāng)發(fā)生猛烈撞車時(shí)，將引起車身、車架嚴(yán)重變形，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向盤等部件后移。與此同時(shí)，在慣性作用下駕駛員人體向前沖，致使轉(zhuǎn)向軸上的上，下凸緣盤的銷子與銷孔脫開，從而緩和了沖擊，吸收了沖擊能量。有效地減輕了駕駛員受傷的程度。 吸能轉(zhuǎn)向管柱的變形支架是通過(guò)金屬的變形來(lái)吸收碰撞能量的。變形支架與下轉(zhuǎn)向管柱相連。它使用拉脫安全鎖，里面的塑性材料受到大夫在沖擊被剪切斷開會(huì)使下轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向軸從支架中脫出沿軸向移動(dòng)，另上轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向軸下移。圖2-13吸能裝置示意圖。變形條與變形支架相似，它也是靠金屬的變形來(lái)吸收碰撞能量的。與變形支架不同，它占用的空間較小。一般變形條一端與車身相連，另一端固定在轉(zhuǎn)向管柱上。碰撞時(shí)沖擊力達(dá)到一定值的時(shí)候。轉(zhuǎn)向管柱產(chǎn)生位移。變形條發(fā)生變形，從而達(dá)到吸能效果。 圖2-14所示為網(wǎng)絡(luò)狀轉(zhuǎn)向柱管系能裝置示意圖，網(wǎng)絡(luò)狀轉(zhuǎn)向柱管的網(wǎng)格部分被壓縮而產(chǎn)生塑性變形，吸收沖擊能量，以減輕對(duì)人體的傷害。 圖2-13 圖2-14 二、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 1、非獨(dú)立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 與非獨(dú)立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)（圖2-15）主要包括轉(zhuǎn)向搖臂2、轉(zhuǎn)向直拉桿3、轉(zhuǎn)向節(jié)臂4和轉(zhuǎn)向梯形。在前橋僅為轉(zhuǎn)向橋的情況下，由轉(zhuǎn)向橫拉桿6和左、右梯形臂5組成的轉(zhuǎn)向梯形一般布置在前橋之后，如圖2-15a所示。 圖2-15與非獨(dú)立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 1.轉(zhuǎn)向器2.轉(zhuǎn)向搖臂3.轉(zhuǎn)向直拉桿4.轉(zhuǎn)向節(jié)臂5.梯形臂6.轉(zhuǎn)向橫拉桿 當(dāng)轉(zhuǎn)向輪處于與汽車直線行駛相應(yīng)的中立位置時(shí)，梯形臂5與橫拉桿6在與道路與平行的平面（水平面）內(nèi)的夾角>90°。在發(fā)動(dòng)機(jī)位置較低或轉(zhuǎn)向橋兼充驅(qū)動(dòng)橋的情況下，為避免運(yùn)動(dòng)干涉，往往將轉(zhuǎn)向梯形布置在前橋之前，此時(shí)上述交角<90°，如圖1-16所示。若轉(zhuǎn)向搖臂不是在汽車總線平面內(nèi)前后擺動(dòng)，而是在與道路平行的平面內(nèi)左右搖動(dòng)，則可以將轉(zhuǎn)向直拉桿3橫置，并借球頭銷直接帶動(dòng)轉(zhuǎn)向橫拉桿6，從而推使兩側(cè)梯形臂轉(zhuǎn)動(dòng)。 2、獨(dú)立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) a 圖2-16 轉(zhuǎn)向梯形 1. 轉(zhuǎn)向搖臂 2.轉(zhuǎn)向直拉桿 3.左轉(zhuǎn)向橫拉桿 4.右轉(zhuǎn)向橫拉桿 5.梯形臂 6.右梯形臂 7.搖桿 8.懸架左擺臂 9.懸架右擺臂 10.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 當(dāng)轉(zhuǎn)向輪獨(dú)立懸掛時(shí)，每個(gè)轉(zhuǎn)向輪都需要相對(duì)于車架作獨(dú)立運(yùn)動(dòng)，因而轉(zhuǎn)向橋必須是斷開式的。與此相應(yīng)，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中的轉(zhuǎn)向梯形也必須是斷開式的，分成兩段或三段（圖2-16），并且由于在平行于路面的平面中擺動(dòng)的轉(zhuǎn)向搖臂直接帶動(dòng)或通過(guò)轉(zhuǎn)向直拉桿帶動(dòng)。轉(zhuǎn)向直拉桿的作用是將轉(zhuǎn)向搖臂傳來(lái)的力和運(yùn)動(dòng)傳給轉(zhuǎn)向梯形臂（或轉(zhuǎn)向節(jié)臂）。它所受的力既有拉力、也有壓力，因此直拉桿都是采用優(yōu)質(zhì)特種鋼材制造的，以保證工作可靠。直拉桿的典型結(jié)構(gòu)如圖2-17。在轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)或因懸架彈性變形而相對(duì)于車架跳動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)向直拉桿與轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂的相對(duì)運(yùn)動(dòng)都是空間運(yùn)動(dòng)，為了不發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，上述三者間的連接都采用球銷。 §2.2.6 轉(zhuǎn)向橫拉桿設(shè)計(jì)與校核 一、橫拉桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與材料選取 轉(zhuǎn)向橫拉桿是轉(zhuǎn)向梯形的底邊。一般由橫拉桿體和旋裝在兩端的橫拉桿接頭組成。橫拉桿接頭通過(guò)球頭銷與左右轉(zhuǎn)向節(jié)臂連接。兩接頭通過(guò)螺紋與橫拉桿連接，接頭螺紋與橫拉桿體連接，接頭螺紋部分有切口，具有彈性。橫拉桿體旋裝到接頭上后，用螺栓通過(guò)沖壓制成的卡箍將橫拉桿夾緊。橫拉桿兩端的螺紋一端左旋，一端右旋。因此，在旋松卡箍上的螺栓后，轉(zhuǎn)動(dòng)橫拉桿體，即可改變橫拉桿的長(zhǎng)度，從而可調(diào)整轉(zhuǎn)向輪前束。 根據(jù)整車的設(shè)計(jì)要求，轉(zhuǎn)向橫拉桿應(yīng)有較小的質(zhì)量和足夠的強(qiáng)度。拉桿的形狀要符合布置的要求。通過(guò)與總布置討論并參考已有的結(jié)構(gòu)后，決定采 圖2-17轉(zhuǎn)向直拉桿 用40鋼無(wú)鋒鋼管制造的橫拉桿且鋼管不需做彎曲變形,通過(guò)查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，決定外徑采用20mm，臂厚為2mm的冷扎無(wú)縫鋼管。為了檢驗(yàn)橫拉桿的剛度是否滿足設(shè)計(jì)要求，所以需要對(duì)其校核。 二、橫拉桿剛度校核 根據(jù)橫拉桿的工作原理和受拉，壓應(yīng)力的特點(diǎn)，決定按照材料力學(xué)中有關(guān)壓桿穩(wěn)定性計(jì)算公式進(jìn)行驗(yàn)算。首先對(duì)其受力分析。 由n=Pcr/P可以對(duì)橫拉桿進(jìn)行穩(wěn)定性校核。式中，n為工作安全系數(shù)，Pcr為橫拉桿的臨界壓力，P為橫拉桿實(shí)際承受的最大壓力，已在轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)；力分析中得出。Pcr=,式中,E為材料的彈性模量,橫拉桿采用40號(hào)鋼制造,查手冊(cè)得E=206Gpa.I為橫拉桿的慣性矩, I=，D為鋼管的外徑,查手冊(cè)取 D=20mm;d為鋼管的內(nèi)徑,查相關(guān)手冊(cè)取d=16mm.代入計(jì)算得.將相關(guān)數(shù)植代入n=Pcr/P中得,n≈31.58.查閱相關(guān)資料得知規(guī)定的安全系數(shù)nst=1.5～2.5,即n>nst.所以,橫拉桿滿足穩(wěn)定要求。 三、球頭銷的設(shè)計(jì)與校核 1、球頭銷主要參數(shù)的選擇與確定 球頭銷是聯(lián)接轉(zhuǎn)向橫拉桿和轉(zhuǎn)向節(jié)臂的重要零件.它既可以繞自身垂直于水平面的軸線轉(zhuǎn)動(dòng),以保證轉(zhuǎn)向橫拉桿和轉(zhuǎn)向節(jié)臂在水平面的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng),也可以繞平行于水平面的軸線動(dòng), 以保證轉(zhuǎn)向橫拉桿和轉(zhuǎn)向節(jié)臂由于車輪的上下跳動(dòng)而引起的垂直平面的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng).球頭 銷的外形尺寸是成比例的,所以在選定球頭直徑后可安比例確定其他尺寸。 參照《汽車設(shè)計(jì)》中球頭銷球頭直徑的推薦數(shù)據(jù),由3噸貨車的前軸負(fù)荷選得球頭銷球頭直徑為30mm,下端螺紋連接處的公稱直徑按比例選定為M16。表 表2-1球頭銷各參數(shù) 球頭直徑/mm 轉(zhuǎn)向輪負(fù)荷/N 球頭直徑/mm 轉(zhuǎn)向輪負(fù)荷/N 20 到6000 35 24000-34000 22 6000-9000 40 34000-49000 25 9000-12500 45 49000-70000 27 12500-16000 50 70000-100000 30 16000-24000 2、球頭銷接觸強(qiáng)度的校核 根據(jù)它的工作環(huán)境可知,球頭銷的球面部分因?yàn)榻?jīng)常轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦而磨損,所以應(yīng)對(duì)其接觸強(qiáng)度校核。應(yīng)用下式驗(yàn)算接觸應(yīng)力 F為作用在球頭上的力;A在通過(guò)球心垂直于F力方向的平面內(nèi),球面承載部分的投影面積。許用接觸應(yīng)力為≤25～30N/mm2通過(guò)力分析可知,球頭銷球頭同時(shí)承受來(lái)自轉(zhuǎn)向橫拉桿和轉(zhuǎn)向節(jié)臂的力,所以F即使上述二力的合力。通過(guò)計(jì)算的F≈1153.9N 。球面承載部分的投影面積A=,由球頭銷具體結(jié)果可知d≈30mm,則A=706.5mm2。將上述數(shù)據(jù)代入接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式可得滿足設(shè)計(jì)要求。 §2.2.7 轉(zhuǎn)向節(jié)的設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)向節(jié)是連接車輪和懸架的重要零件。通過(guò)查閱相關(guān)資料,獲知轉(zhuǎn)向節(jié)有多種形式。若轉(zhuǎn)向輪兼作驅(qū)動(dòng)輪則轉(zhuǎn)向節(jié)，若轉(zhuǎn)向輪只作轉(zhuǎn)向作用,則其轉(zhuǎn)向節(jié)多設(shè)計(jì)為牛角的形式。根據(jù)本次設(shè)計(jì)是后輪驅(qū)動(dòng)的形式,所以前輪只作轉(zhuǎn)向作用,所以采取類似的形式結(jié)構(gòu)。設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向節(jié)時(shí),需要確定的還有與輪輞的配合的軸段的軸徑。軸徑的確定需要在緊急制動(dòng)時(shí),側(cè)滑時(shí)及越過(guò)不平的路面三種情況對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行受力分析。 圖2-18 轉(zhuǎn)向節(jié),主銷及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的計(jì)算用圖 一，在制動(dòng)工況下 Ⅲ-Ⅲ剖面處的軸徑僅受垂向彎矩Mv和水平方向的彎矩Mh而不受彎矩，因制動(dòng)力矩不經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動(dòng)底板傳給在轉(zhuǎn)向節(jié)上的安裝平面。這時(shí)的Mv, Mh及Ⅲ-Ⅲ剖面處的合成彎矩應(yīng)力σw（MPa）為： Mv=(z1-)x Mh= 式中：-轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸根部軸徑為40mm =50mm, [σw]=550Mpa Mv=()=510972Nmm P==9754.9N Mh=P=9754.950=487745Nmm則σw==110MPa<550MPa 符合要求 二、 在側(cè)滑工況下 在側(cè)滑時(shí)左、右轉(zhuǎn)向節(jié)在危險(xiǎn)斷面Ⅲ-Ⅲ處的彎矩是不等的，可分別按下式求得： ML==-1021750 MR==1331630 左右轉(zhuǎn)向節(jié)都符合要求。 §2.2.8 轉(zhuǎn)向器及液壓助力裝置的設(shè)計(jì) 圖2-19螺桿螺母結(jié)構(gòu) 一、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器各參數(shù)如下表所示： 表2-2轉(zhuǎn)向器各參數(shù) 齒扇模數(shù)/mm 5 環(huán)流行數(shù) 2 搖臂軸直徑/mm 35 螺母長(zhǎng)度/mm 56 鋼球中心距/mm 32 齒扇齒數(shù) 5 螺桿外徑/mm 29 齒扇整圓齒數(shù) 13 鋼球直徑/mm 7.144 齒扇壓力角 螺距/mm 10 切削角 工作圈數(shù) 2.5 齒扇寬/mm 30 二、鋼球直徑d及數(shù)量n 每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)n=（） （2-17） n≈DW/d=3.14×32×2.5/7.144＝35.1個(gè) 取n＝36 三、滾道截面：當(dāng)螺桿和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截（如下圖所示），此時(shí)螺桿和螺母溝槽的半徑 =（0.51-0.53）d （2-18） 取=0.52d=0.52×7.144＝3.71mm B=P-d=10-7.144=2.85>2.5mm( 合格) 圖2-20 滾道結(jié)構(gòu)形式 導(dǎo)管內(nèi)徑d=d+e=7.144+0.5=7.644mm 導(dǎo)管壁厚取為1mm。 四、接觸角=45，以使軸向力和徑向力分配均勻。 五、齒條齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)參照是下表，一般將1-1中間剖面規(guī)定為基準(zhǔn)剖面， 1-1剖面向右時(shí)，變位系數(shù)為正，向右時(shí)由正變零，再變?yōu)樨?fù)。此時(shí)計(jì)算0-0剖面： 表2-3齒扇參數(shù)表（0-0截面） 分度圓直徑 D=mz=5×14 70mm 齒頂高 =m 5mm 齒根高 =( 6.25mm 全齒h 11.25mm 齒頂圓直徑 80.14mm 齒根圓直徑 57.5mm 圖2-21 齒扇剖面圖 齒扇輪在從軸線自左向右看是又窄又低的形狀，變位系數(shù)逐漸增大，設(shè)0-0面與中間面1-1面的間距=5mm， 1―1截面: 由公式：=5 =36.6-（1.0+0.25-0.132）×5＝31.01mm =36.6+（1.0+0.25+0.132）5=43.51mm 2―2截面： =(19+5)mm =36.6-（1.0+0.25-0.633） =36.6+（1.0+0.633）5=44.76mm 3—3截面： =(-19+5)mm =36.6-（1.0+0.25+0.369） =36.6+（1.0-0.369）5=39.75mm 分度圓處的齒厚： 大端齒厚 =（3.14+0.633×）×5/2=8.67mm 小端齒厚 =（3.14-0.369×）×5/2=7.36mm 齒條在與齒扇配合時(shí)，因齒扇為變厚齒扇，則滿足嚙合間隙特性，齒條變厚方向應(yīng)與齒扇相反，齒條的齒扇與齒扇的齒槽寬相等。二者嚙合為等移距變?yōu)辇X輪嚙合傳動(dòng)。 六、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度的計(jì)算 為了進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，首先要確定其計(jì)算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向阻力矩，利用它可求的轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩和在轉(zhuǎn)向盤上的切向力。他們均可作為轉(zhuǎn)向系的最大載荷。 鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力σ σ=k （2-19） σ=1.280 =2148.2Mpa< [σ]=2500MPa 式中系數(shù)k由下式確定 ＝0.050 （2-20） 查汽車設(shè)計(jì)表7-3得k=1.280 r―鋼球半徑 ―滾道截面半徑 ―螺桿外半徑 E―材料彈性模為2.1 ―鋼球與螺桿間正壓力，可用下式計(jì)算 =/ncoscos （2-21） =60460.02/（90×cos8×cos45）＝959.37N 式中 θ— 接觸角取 —螺桿螺線導(dǎo)程角取 n—參與工作的鋼球數(shù)90 —作用在螺桿上的軸向力 ＝787.1×190×cot8/(32/2+3.2/2)=60460.02N 由以上可知接觸應(yīng)力可以滿足要求。 七、齒的彎曲應(yīng)力： <=540Mpa式中：F—作用在齒扇上的圓周力F= M/=8599.14N，?。?50mm h—齒扇的齒高b—齒扇的齒寬 —基圓齒厚=S /r-2r（invα-invα） （基圓齒厚的計(jì)算公式見機(jī)械原理課本） 由上可知彎曲應(yīng)力完全滿足。 螺桿與螺母用20CrMnTi剛材料制造，表面滲碳，深度為0.8-1.2mm，表面硬度為HRC58-63。 §2.2.9液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的計(jì)算 1，動(dòng)力缸尺寸的計(jì)算 圖2-21轉(zhuǎn)向器剖面圖 動(dòng)力缸的缸徑尺寸D由作用在活塞－齒條上的力的平衡來(lái)確定：F-F＝0 F——由轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩決定的作用在齒扇上的圓周力； F——高壓油液對(duì)活塞的推力 F＝T/r F=（D-D）P（p為液壓油壓力，取為15MPa） 得D＝= 活塞行程s的計(jì)算 整體式助力轉(zhuǎn)向器，活塞行程s由搖臂軸轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時(shí)齒扇轉(zhuǎn)過(guò)的節(jié)面弧長(zhǎng)來(lái)求得，即 s=(+)/180=55.6mm 取s=56mm 活塞厚度取B=0.3D=18.9mm取B=19mm。 動(dòng)力缸殼體壁厚t，根據(jù)計(jì)算軸向平面拉應(yīng)力來(lái)確定，即＝p[]≤ 式中，p為油液壓力；D為動(dòng)力缸內(nèi)徑；t為動(dòng)力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，取n=3.5 為殼體材料的屈服點(diǎn)。殼體材料采用球墨鑄鐵QT500-05，屈服點(diǎn)為350MPa 取動(dòng)力缸殼體壁厚t=6.2mm §2.2.10 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)用來(lái)保證汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)所有車輪能繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心，在不同的圓周上做無(wú)滑動(dòng)的純滾動(dòng)。設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形的主要任務(wù)之一是確定轉(zhuǎn)向梯型的最佳參數(shù)和進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種。一般轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)布置在前軸之后，但當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)位置很低或前軸驅(qū)動(dòng)時(shí)，也有位于前軸之前的。 兩軸汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，若忽略輪胎側(cè)偏影響，兩轉(zhuǎn)向前軸的延長(zhǎng)線應(yīng)交于后軸延長(zhǎng)線。設(shè)，分別是外內(nèi)轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，k為兩主銷中心線延長(zhǎng)線到地面交點(diǎn)之間的距離，則梯形機(jī)構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系： ctg，若自變角為則因變角的期望值為： ，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能滿足上式要求。如下圖所示，在圖上作輔助虛線，利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所繪出的實(shí)際因變角為： 其中 m—梯形臂長(zhǎng) —梯形底角 圖7-1 汽車瞬時(shí)轉(zhuǎn)向圖 應(yīng)使設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形所繪出的實(shí)際因變角盡可能接近理論上的期望值。其偏差最常使用的中間位置附近小轉(zhuǎn)角范圍應(yīng)盡可能小，以減小高速行駛時(shí)輪胎的磨損。而在不經(jīng)常使用且車速較慢的最大轉(zhuǎn)角時(shí)可適當(dāng)放寬要求，因此在加入加權(quán)因子構(gòu)成評(píng)價(jià)優(yōu)略的目標(biāo)函數(shù)f(x)為: 　 f（x）=﹪ 將上式代得：　 f(x)= －﹪ 其中 　x—設(shè)計(jì)變量 　x== —外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，又上圖可得：= 其中 —汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑為5.5m， 　a—主銷偏移距為50mm， 　K=1285mm L=3650mm = 考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角小于，且以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用的更加頻繁，因此?。? 當(dāng) 建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量m及過(guò)小時(shí)，會(huì)使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過(guò)大；當(dāng)m過(guò)大時(shí)，將使梯形布置困難，故對(duì)m的上、下限及對(duì)的下限應(yīng)設(shè)置約束條件。因越大，梯形越接近矩形．f(x)值就越大，而優(yōu)化過(guò)程是求f(x)的極小值，故可不必對(duì)的上限加以限制。綜上所述，各設(shè)計(jì)變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為：m- 梯形臂長(zhǎng)度m設(shè)計(jì)時(shí)常取在＝0.11K，＝0.15K 梯形底角＝ 此外，由機(jī)械原理得知，四連桿機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)角不宜過(guò)小，通常取。如上圖所示，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時(shí)達(dá)到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)彎時(shí)即可。利用該圖所作的輔助虛線及余弦定理，可推出最小傳動(dòng)角約束條件為 ，式中，為最小傳動(dòng)角。 由上述數(shù)學(xué)模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問(wèn)題是一個(gè)小型的約束非線性規(guī)劃問(wèn)題，可用復(fù)合形法來(lái)求解。 轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設(shè)計(jì)源程序如下： #include #include #define HUDU 3.1415926/180 main() { double m1; double m; double r; double g; double fx=0; double a; double n; double b; double c; double d; double e; double f; double r1; double min=100000000000; for(m=141;m<=193;m+=0.5) { for(r=69.5;r<=90;r+=0.5) { for(g=1;g<=30;g++) { a=sin(r*HUDU+g*HUDU); b=sqrt(pow(1285/m,2)+1-2*1285/m*cos(r*HUDU+g*HUDU)); c=atan(1/(1/(tan(g*HUDU))-1285/3650)); d=1285/m*(2*cos(r*HUDU)-cos(r*HUDU+g*HUDU))-cos(2*r*HUDU); e=a/b; f=d/b; n=(cos(40*HUDU)-2*cos(r*HUDU)+cos(r*HUDU+30*HUDU))/((cos(40*HUDU)-cos(r*HUDU))*cos(r*HUDU))-2*m/1285; if(fabs(e)>1||fabs(f)>1) { e=1; f=1; } if(g<=10) fx+=1.5*fabs((r-asin(e))/c-acos(f)/c-1); else {if(10fx) {if(n>=0) min=fx;m1=m;r1=r;} } } printf("\n%f\n%f\n%.1f",m1,min,r1); } 根據(jù)上述思路，可用C語(yǔ)言編程進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)（原程序見附錄）。優(yōu)化的結(jié)果如下： 轉(zhuǎn)向梯形臂長(zhǎng)m=141mm 轉(zhuǎn)向梯形底角 = 五、儲(chǔ)油罐的選擇： 1、儲(chǔ)油罐容積選擇：考慮系統(tǒng)的供油、散熱、油中雜質(zhì)的沉淀等，一般取油箱的容量： V=（0.15～0.2）Q1。?? Q1為轉(zhuǎn)向泵的最大輸出流量。 2、儲(chǔ)油罐的散熱能力：一般希望轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的油溫控制在80℃以下。如果油溫超過(guò)88℃，液壓油將很快變質(zhì)：形成碳化物，液壓油失去潤(rùn)滑功能，轉(zhuǎn)向泵將急劇磨損，造成轉(zhuǎn)向沉重；析出膠狀物質(zhì)，堵塞阻尼孔或卡滯控制閥，使整個(gè)動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效。油溫過(guò)高，還將使整個(gè)系統(tǒng)中的密封件加快老化，密封不良而造成漏油。在大流量及高壓力的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，儲(chǔ)油罐的散熱已經(jīng)不能保證油溫在80℃以下這時(shí)須附加專門的散熱系統(tǒng)。 3、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般采用回油過(guò)濾方式，根據(jù)系統(tǒng)管路工作壓力、過(guò)濾精度、流通能力選擇濾油器。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，過(guò)濾精度一般取10～20μm，壓力損失小于0.1MPa。如采用進(jìn)油過(guò)濾，其銅絲網(wǎng)目數(shù)一般在100～180目之間。 4、液壓轉(zhuǎn)向泵為葉片泵時(shí)，其自吸能力較差，應(yīng)注意液壓油罐的正確安裝位置，要求油罐出油口位置高于液壓轉(zhuǎn)向泵進(jìn)口20mm以上，同時(shí)管路盡可能避免轉(zhuǎn)彎，如不可避免時(shí)，轉(zhuǎn)彎角度和轉(zhuǎn)彎半徑應(yīng)盡可能大，避免管路的壓力損失。 5、在儲(chǔ)油罐中，建議設(shè)有壓差信號(hào)發(fā)生器及安全閥。壓差信號(hào)發(fā)生器是在過(guò)濾器堵塞時(shí)，把信號(hào)傳遞到駕駛室，提醒司機(jī)該換濾芯及更換液壓油了；安全閥是在濾芯堵塞時(shí)，使油從旁路流過(guò)，從而保證行駛安全。 六、轉(zhuǎn)向管路進(jìn)、出油管的選擇： 1、管路材料的選擇：油管可以是軟管、鋼管或混合式。軟管又分為高壓鋼絲編織耐油軟管、高壓耐油塑料軟管及低壓簾線編織耐油軟管；鋼管為高壓無(wú)縫鋼管，材料一般為20鋼或08F鋼。 對(duì)于油管和選用，無(wú)論是鋼管、耐油膠管或塑料管，都必須根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力進(jìn)行選用。建議不采用高壓鋼絲編制耐油軟管，避免因溫升膨脹而縮小管路內(nèi)徑，最好采用高壓鋼管。 2、管路內(nèi)徑的選擇： 管路內(nèi)徑的選擇：根據(jù)管道內(nèi)的流速，確定管道內(nèi)徑尺寸，允許流速的推薦值為： （1）液壓泵吸油管道：0.5～1.5 m/s.一般取1 m/s以下。 （2）液壓系統(tǒng)壓油管道：3～5m/s.壓力高時(shí)取大值。 （3)?液壓系統(tǒng)回油管道：1.5～2.5 m/s。 管道內(nèi)徑與流量、流速的關(guān)系式為： d=（4Q/πv）0.5 其中：d為管道內(nèi)徑；Q為通過(guò)管道的流量；v為管道內(nèi)液流平均流速。管路內(nèi)徑經(jīng)驗(yàn)值，可以參照以下數(shù)據(jù)： 轉(zhuǎn)向泵控制流量 進(jìn)油