0020-城市SUV汽車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計【優(yōu)秀含CAD圖+文獻翻譯+說明書】,優(yōu)秀含CAD圖+文獻翻譯+說明書,城市,suv,汽車,循環(huán),轉向,系統(tǒng),設計,優(yōu)秀,優(yōu)良,cad,文獻,翻譯,說明書,仿單 題目 城市SUV汽車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 外文資料譯文 互連網絡電力系統(tǒng)（IMPS）MCM拓撲結構的電氣特性 L. W. Schaper，S. Ang，Yee L. Low，Danny R. Oldham 三、IMPS拓撲結構實現(xiàn) IMPS拓撲結構用傳統(tǒng)的MCM-D工藝很容易實現(xiàn)，細線條光刻和批處理文件通過制造是固有的正常生產。MCM-L實現(xiàn)相當實用，如果通孔制造是通過其他常規(guī)的機械鉆孔，并且通孔尺寸足夠小，不足以影響行間距。 一個兩層的過程，盡管開辟了可能性，制造導體的任一側上的一塊聚合物影像，可以處理卷到卷格式（圖5（a）），得到的結果基片可以進行填充和測試，然后申請封裝以形成剛性結構（圖5（b）），廉價的絲網印刷的材料和方法可用于該模塊的底部上可以形成一個球柵陣列（BGA），提供了一個方便的系統(tǒng)接口（圖5（c））。這種模塊可以非常便宜，但仍然產生高性能。 圖5 IMPS影像載體 四、IMPS分析和實驗 由于IMPS拓撲是從根本上不同于傳統(tǒng)的微帶線或有固體電源和地平面帶狀線的MCM傳輸線環(huán)境，進行了一項確定電源和信號環(huán)境的特點的詳細研究。 A. 配電 正常MCM功率分布是由固體金屬的電源和地平面，有時具有介于其間的創(chuàng)建的平行板的去耦電容，提供所有或部分的瞬時電流需求的薄介電。在大多數(shù)情況下，然而，表面安裝的陶瓷電容需要為充電水庫，以保持這些瞬態(tài)的di/dt噪聲低于可接受的利潤率。傳統(tǒng)的貼片電容具有相對較高的寄生電感和低共振頻率，但是。特別低電感電容AVX，最初設計用于IBM熱傳導模塊，提供了更好的去耦。平行板P/G本身形成了一個低電感分布結構。引線鍵合從這些芯片的，盡管許多并聯(lián)，有助于更多的電感和批判影響片上的噪音。 圖6 測試車輛功率瞬態(tài)測量設置 IMPS拓撲結構取代了堅實的平面網狀導線。在雙網平面寬100點，導線320點的間距，降低至62％，純金屬覆蓋了堅實的平面。即使有大量的電源和接地的導體切割，以適應信號線，金屬覆蓋為40％，可以實現(xiàn)的。增加電阻和電感因此，預測寄生效應。然而，由于貢獻這些寄生到dc和ac滴在堅實的平面上的情況下，往往是微不足道的，這種性能下降在幾乎所有的情況下都是可控的。附件的正常及低以傳統(tǒng)的方式的電感的去耦電容在很寬的的頻率范圍內提供了必要的去耦電容。 要檢查有效性IMPS配電，兩個測試車輛設計和建造一個與固體IMPS 。在每四個n溝道功率FET的安排連接模塊上的阻性負載電源和地之間，從而誘導到大的di/dt配電結構。如該圖所示。有幾個網站所提供的正常的陶瓷，以及低電感片狀電容器。為清楚起見，該測試車的其他功能，用于信號傳輸?shù)臏y量，還沒有被證明，對電容器和負載的各種組合，以及電流上升時間，進行了測試。測量結果將在后面介紹。 B.信號傳輸 圖7中所示的的IMPS信號傳輸環(huán)境。每根信號線之間交流接地導體相同的金屬平面上，通過正交功率，接地和信號導體上的其它金屬平面。由于交流接地導體，在所述第二平面還到信號線正交，返回電流流僅在共面導體;正交導體適度降低線路阻抗，通過電容加載。這初步證明了建設大型物理模型（MCM尺寸大小的160倍）做TDR測量，并已被證實IMPS測試車輛上的測量如下所述。 圖7 IMPS信號的傳輸環(huán)境 C.測試車輛 示于圖的則該測試車輛，在一個發(fā)達的HIDEC被設計及金屬制品業(yè)的，具有四種掩模過程中使用鋁中導體和光可聚酰亞胺介電5硅襯底。 SI02裸硅片上用PECVD沉積，或杜邦2721聚酰亞胺層制造工藝。并通過光刻法和濕法刻蝕定義。接著，將聚酰亞胺的層上旋轉，曝光，和發(fā)展。金屬重復沉積和圖案化，以形成第二金屬層和一個最終的聚酰亞胺的步驟形成了保護大衣，對幾個中間層和基礎層厚度介質進行了比較。 33 x 26毫米基板填充去耦電容和端接電阻器和使用的，無包裝的，傳輸線和配電阻抗測量接收功率FET芯片，去耦電容器，和負載電阻器，并且被安裝在一個256引領DC降和AC測量CQFP包配電噪聲。用于固體平面版本同樣配置的功率分布測量。兩個基板的制作中，使用相同的四個掩模，與IMPS基板占據六個八個可能的，5晶圓網站，和固體的平面基片的其余兩個網絡。 D.信號傳輸結構和測量結果 有幾種不同的信號傳輸測試結構被列入在IMPS試驗車輛。所有有微波探頭墊150點間距在任一端，并提供終止該行使用50 R 0603尺寸（1.6× 0.8毫米）用導電基體結合的片式電阻器環(huán)氧樹脂。對于所有的傳輸線測量，去 圖8 IMPS測試車輛 耦電容，足以容納配電阻抗下面0.5 ?從1 MHz至1 GHz的安裝。（請參閱以下部分配電阻抗）第二水平金屬線無論是24.6毫米或26.6毫米長配置為信號電源和地線之間（PSG），信號分割內電力導體（PSP）和信號內部分裂的接地導體（GSG）。這里還設有一個串擾測量線設置，下午80點間距，從動線躺在電源和地之間，與受害人線內相鄰的分割接地導體。第一級線（躺在SI02或聚酰亞胺介電）18.2毫米長，配置PSP， GSG， PSG也進行了測量，看是否線阻抗不同于第二金屬。 IMPS拓撲的一個方面，提出了特別的關注。這是對阻抗的影響，特別是在傳播速度，改變從，例如，一個X去PSP線的YGSG線的。有一個不連續(xù)返回電流路徑變化的點，其中有一些效果根據P和G頻率脫鉤的興趣。這還沒有出現(xiàn)的一個問題在許多MCM的信號層，其中經常引用電源或接地平面沒有效果。如果要判斷IMPS中存在問題，五段創(chuàng)建路徑，2.4毫米PSP， 6.3毫米GSG PSP，11.5毫米，6.3毫米GSG，2.4毫米的PSP部分串聯(lián)。 層間和大衣聚酰亞胺基板厚度為4.0分，下午2點和初始SI02介質厚度，建立和計量。實驗采用泰克IPA 310互連參數(shù)分析儀。該結果如下表所示。 Z0Ω tpps/cm M1 PSP 34 90 M1 GSG 34 90 M2 PSP 54 75 M2 GSG 54 75 M2 PSG 54 75 M2 5 Seg 54 75 這些測量結果表明之間的重大差異M1和M2的傳輸線，所造成的薄介電M1層下，將得到的字段存在于部分導電的硅襯底。的阻抗M2線是高于預期，因為面具錯誤導致線的寬度，而不是所期望的。M2為傳播延遲確定的值肯定是類似于其他MCM-D基板;貨幣供應量M1的數(shù)字均高于由于在基板的接近。沒有問題，所造成的被引用到電源或接地的信號延遲，五段線是從其他M2線沒有什么不同。 掩模組進行了修改和重復實驗以8分厚的聚酰亞胺的初始介電層，并M1和M2之間5.4分的聚酰亞胺。下面結果，得到： Z0Ω tpps/cm M1 PSP 42 70 M1 GSG 42 70 M1 PSG 42 70 M2 PSP 52 66 M2 GSG 52 66 M2 PSG 52 66 M2 5 Seg 52 68 即使有一個8點層的聚酰亞胺中，所述半導體硅仍然具有效果。由于我們目前使用的測試作為基板的晶片，晶片的電阻率是未知的。進一步制作將使用測得的電阻率硅片確定的電阻率要消除的區(qū)別M1和M2的傳輸線。詳細的模擬線上述半導體基板也正在進行中。當然，不同的實現(xiàn)的拓撲結構中，對一個不會有低介電常數(shù)的絕緣基板的這個問題。 M2線串擾測量28.5毫米耦合長度。受害者線兩端終止。測量是在“近期行動計劃”310注入20ps的上升時間TDR脈沖，從動線和測量的受害者線。串擾峰值小于這一套耦合線長3.6％。這一結果表明，串擾以合理的時鐘不應該是一個問題頻率和線的長度。 E.配電阻抗測量 同時使用功率分布測量阻抗HP 8510網絡分析儀和HP 4291A阻抗米。可以測量45 MHz至1 GHz的一系列8510 。圖9示出了測量的阻抗為幾種 圖9 使用HP 8510網絡分析儀測出的配電阻抗頻率特性 圖10 使用HP 4291A阻抗測量儀測出的功率分布阻抗頻率特性 底物的各種組合去耦電容。即使是低電感AVX的效果電容只出現(xiàn)高于這個頻率低于300 MHz ;固有電容，無論是固體（3.2NF）或IMPS（1.6NF）的版本中，占主導地位的測量阻抗。阻抗的上升，從600到900 MHz由于電感的影響。4291A，測量從1至500 MHz，如圖所示。共振0.1 pF貼片電容是清楚地看到大約20MHz。這些測量是在不AVX電容放置，以便確認的SPICE模型，預測阻抗的上升，與正常上限之間200和300兆赫。 結果表明，有什么區(qū)別IMPS配電結構和一個使用固體。任何平面效果的附件或將被屏蔽引線鍵合阻抗的數(shù)量和類型使用的電容器。該程序用來連接芯片電容器是極其重要的，因為在襯底的鋁系迅速形成原生的三氧化二鋁，甚至這大約80 A的氧化物能產生可測量功率電阻路徑。這可能占到無法實現(xiàn)極其低阻抗。 F.配電直流和交流測量 圖中所示的測試車。6始建于兩個IMPS和固體平面設計。兩個0.1 pF的芯片組裝電容和4個135nF的AVX電容去耦。六并聯(lián)50R電阻被用作負載（8.3 R每四個功率FET的電阻）。在基片110地面組裝成256鉛CQFP包80電源連接，以保證固體配電到基板上。這些軟件包被焊接到習俗，脫鉤的測試板。生成的程序集直流電壓的下降，大電流流經負載電阻，在基板上平面的交流噪聲大的di/dt引起的脈沖驅動FET門發(fā)電機。 因為裝配問題，只有三四個FET負載部分可以被激活，而一些負載電阻不起作用，所以這些測試車輛的有效電阻3.9R。然而，這是足夠低的，充足的電流可以得出，即使采用10 V最大口授去耦電容。測量直流滴1.9襯底電流和電壓降封裝的引線鍵合架的中心之間的基板，其中測試點提供。的總電壓下降分別為12 mV的固體飛機和21 mV的IMPS ，以固態(tài)和每架飛機的3 MR有效地抵抗IMPS 5.5 MR?；诮饘俚牧吭谶@兩個幾何形狀，這是預料之中的。 AC噪聲進行了測量，總基板di/dt-0.1 NNS在前緣處的導通脈沖。固體平面和IMPS版本具有峰-峰值噪聲電壓為-200-300mV，正是取決于在飛機上測量了。這樣的結果，如配電阻抗的測量，是一個反射的電容和附件的方法超過它是平面配電任何固有的局限性的結構。 五IMPS應用范圍 IMPS拓撲結構可以提供，容易制造MCM-D的設計規(guī)則，變量信號線密度高達250cm/cm2選中兩個金屬層（80時），這是與其他MCM-D實現(xiàn)。這些被控制可以根據阻抗的阻抗線50-70R范圍內適當?shù)膸缀涡螤?。由于對其間交流接地導體，它們具有極低的串擾。如果需要更大的密度，選擇性刪除配電連接，或者，一個四層的IMPS結構可以產生。這將是一個更有效地利用金屬比傳統(tǒng)的四層堆棧。 由這些線表現(xiàn)出的損失的函數(shù)，自己材料和橫截面。厚銅鍍線將遠遠比鋁薄線損耗少，內幾個MCM供應商的工藝能力。 IMPS的功率分布特征比較與傳統(tǒng)的固體平面，無論是在阻抗和噪音測量。直流電阻滴如與更大比固體平面，但只會是一個模塊的問題非常高的功率密度，并可以減少到較厚的電鍍金屬的無關緊要的水平。如果有IMPS拓撲結構的限制，他們的上述檢查的頻率和功率密度測試，大概以上的時鐘頻率，線密度和模塊的權力感興趣的近期高點批量應用。盡管需要額外的工作細化這里提出的測量，它似乎沒有采用這種有效的降低成本的大多數(shù)MCM-D應用的方法。 致謝 再此對設計和制造專業(yè)的P. Parkerson，B.Ivy，和Y. Shi HIDEC以及Ed Wong致以誠摯謝意。 倫納德·沙佩爾（S'65 M'92）獲得B.S.電氣工程學士學位，1967在紐瓦克工程學院就讀， 1968年于麻省理工電氣工程技術研究所，博士學位于1973年在新澤西技術研究所獲得。他在加入美國麻省理工學院之前，自1978年以來任教于AT＆T貝爾實驗室。自1980年以來他一直活躍在電子封裝。他于1990年加入美鋁電子封裝，指導他們的活動在薄膜的MCM。1992年，他在阿肯色大學的中心被任命為高密度電子ICS電氣工程教授主任，在那里他領導的研究活動是超過30個研究生參與的先進的多芯片模塊技術。他是AT＆T公司的薄膜硅MCM技術的共同發(fā)明者。彼持有四項專利，并撰寫了大量的講座和論文。沙佩爾博士曾擔任多年IEPS程序委員會，以及IEEE計算機包裝委員會。他目前是IEPS董事的董事會成員。 西蒙·昂在阿肯色大學獲得了電子工程學士學位（BSEE），分別從佐治亞理工學院和南方衛(wèi)理公會大學（Southern Methodist University）獲得了電子工程碩士學位博士學位。他于1981年加入了美國德州半導體組儀器，致力于設計功率集成電路和電壓調節(jié)器和工藝開發(fā)。他在1983年被晉升為科長。1988年他加入阿肯色大學電機系，他目前是那里擁有超過85份在在微電子，固態(tài)材料，以及開關轉換器領域的簡報和會議論文期刊或合著文件的作者。他擁有三項美國專利。他出版了一部著作，題為“電源開關轉換器” 馬塞爾·德克爾，分別于1991年和1993年在阿肯色大學獲得電工程學士學位和碩士學位。1991年，他加入HIDEC研究介電鉆石MCM基板的性能。目前，他是阿肯色大學的一名博士生，研究信號傳輸和供電工作IMPS拓撲的分布特性。 丹尼·奧爾德姆于1992年在阿肯色大學獲得電氣工程學士學位的。他一直負責聚酰亞胺/鋁的MCM在WDEC的工藝開發(fā)，以及IMPS基板的制造和研究聚酰亞胺薄膜。他目前正在攻讀碩士學位。 10 城市SUV汽車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 摘 要 汽車在行駛過程中，經常需要改變行駛方向，汽車轉向系是汽車轉向運動的裝置，該系統(tǒng)由操縱機構，轉向器，傳動機構三部分組成，作為整車的一個重要總成，是影響汽車操縱穩(wěn)定性和行駛安全性的關鍵系統(tǒng)之一。本文即完成了與長城哈弗H5歐風版（兩驅）獨立懸架系統(tǒng)相配用的循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計。 在城市SUV汽車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計過程中，首先確定汽車轉向系統(tǒng)的結構型式為機械轉向，明確轉向系的主要設計要求，選擇長城哈弗H5歐風版（兩驅）作為設計的基礎車型，參考該車型的主要技術參數(shù)，逐步確定了轉向系的主要性能參數(shù)，例如轉向系的力傳動比ip''=203.66、作用在方向盤上的手力?h=128.45N等。其次進行了循環(huán)球式轉向器結構型式選擇及其設計計算，確定了循環(huán)球式轉向器的角傳動比轉向器的角傳動比iω=17.15，完成了螺桿-鋼球-螺母傳動副及齒條-齒扇傳動副的設計，并對循環(huán)球式轉向器的重要零件進行了強度校核，如對鋼球與滾道間的接觸應力及轉向搖臂軸強度的校核，結果均符合設計要求。最后設計了轉向傳動機構。長城哈弗H5歐風版（兩驅）的前懸架系統(tǒng)采用了麥弗遜式獨立懸架，所以本次設計相應采用分段式轉向梯形機構，用圖解法確定了轉向橫拉桿的斷開點位置，并驗證了內外輪轉角關系，對轉向系的轉向梯形進行了優(yōu)化設計，得到了良好的轉向梯形特性，最終完成了循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計，確保將該設計方案運用到車輛上時具有良好的轉向性能。 關鍵詞：城市SUV，轉向系統(tǒng),機械轉向,循環(huán)球式轉向器,斷開式轉向梯形 56 URBAN SUV RECIRCULATING BALL STEERING SYSTEM DESIGN ABSTRACT A car in motion need to change the direction of travel frequently. Automobile steering system is a vehicle steering movement device. The system consists of control mechanism, steering and transmission. As an important vehicle assembly, it is a critical system affecting vehicle handling and stability and driving safety. In this thesis I completed a recirculating ball steering system design matched with the Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) independent suspension system. Firstly, in the process of recirculating ball steering system design of urban SUV, I determined the structure type of automobile steering system as the mechanical steering, cleared the main design requirements of steering system and Selected the Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) as the basis model of design, made the main technical parameters of this model as known parameters, gradually established the main steering system performance parameters, such as the steering force transmission ratio is ip''=203.66, the practicing hand on the steering wheel is ?h=128.45N. Secondly, I proceed to select recirculating ball-style steering gear structure type and completed the design calculation of it, identified the recirculating ball steering angle transmission ratio iω=17.15, completed the design of the screw - ball - nut transmission pair and racks – teeth fan gear pair and made the strength check of ??important parts of the recirculating ball steering, such as the contact stress between balls and raceway and the steering arm shaft strength check. Finally, I designed the steering linkage. The front suspension of Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) uses MacPherson independent suspension system. Therefore, this design corresponding uses a segmented steering linkage, determined disconnect position of steering tie rod graphically and verified the relationship between internal and external rotation angle, got a good feature of steering trapezoid, and then I completed the recirculating ball steering system design, ensure that the design can be applied to the vehicle with good steering performance. KEY WORDS: Urban SUV, The Steering System, Mechanical Steering, Recirculating Ball Steering, The Separation Type Steering Trapezoid 目 錄 第一章 轉向系統(tǒng)概述 1 §1.1 汽車轉向系統(tǒng) 1 §1.1.1 機械轉向系 1 §1.1.2 動力轉向系 2 §1.1.3 轉向系的主要設計要求 3 §1.2 轉向器及轉向操縱機構 4 §1.2.1 轉向器的傳動效率及轉向盤自由行程 4 §1.2.2 循環(huán)球式轉向器 5 §1.2.3 轉向操縱機構 6 §1.3 哈弗H5歐風版（兩驅）技術參數(shù) 8 第二章 轉向系的主要性能參數(shù) 10 §2.1 轉向系的效率 10 §2.2 轉向系的角傳動比與力傳動比 11 §2.2.1 角傳動比 11 §2.2.2 力傳動比 12 §2.2.3 轉向器角傳動比的變化規(guī)律 15 §2.3 轉向器的傳動間隙特性 17 §2.4 轉向系的剛度及轉向盤的總轉動圈數(shù) 17 §2.4.1 轉向系的剛度 17 §2.4.2 轉向盤的總轉動圈數(shù) 19 第三章 循環(huán)球式轉向器結構型式選擇及其設計計算 20 §3.1 循環(huán)球式轉向器的角傳動比 21 §3.2 螺桿-鋼球-螺母傳動副 22 §3.3 齒條-齒扇傳動副 25 §3.4 循環(huán)球式轉向器零件的強度計算 32 §3.4.1 鋼球與滾道間的接觸應力 32 §3.4.2 螺桿在彎扭聯(lián)合作用下的強度計算 35 §3.4.3 轉向搖臂軸直徑的確定 36 第四章 轉向傳動機構設計 37 §4.1 轉向傳動機構概述 37 §4.2 轉向梯形機構設計 40 §4.2.1 整體式轉向梯形機構設計 40 §4.2.2 分段式轉向梯形機構 45 §4.3 轉向傳動機構的臂、桿與球銷 47 §4.3.1 轉向搖臂的強度計算 49 §4.3.2 轉向縱拉桿與橫拉桿的計算 50 §4.3.3 球銷的強度與耐磨性校核 51 結 論 52 參考文獻 53 致 謝 54  符號說明 ηο 轉向系的效率 L 軸距，mm B1 前輪距，mm αο 螺桿的螺線導程角，° ? 摩擦系數(shù) iοω 轉向系的角傳動比 rh 轉向盤的半徑，mm a 主銷偏移距，mm Tr 轉向阻力矩，N?mm G1 轉向軸的載荷，N β 主銷內傾角，° γ 主銷后傾角，° ?h 轉向盤上的手力，N Cs 轉向系的剛度 rw 齒扇的嚙合半徑，mm t 螺桿或螺母上的鋼球滾道的螺距，mm db 鋼球直徑，mm α0 螺線導程角，° rc 螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑，mm θ 鋼球與滾道的接觸角，° m 模數(shù) d 螺桿外徑，mm E 材料彈性模量 σs 屈服極限，MPa τ0 扭轉強度極限，MPa 第一章 轉向系統(tǒng)概述 §1.1 汽車轉向系統(tǒng) 汽車在行駛過程中，需按駕駛員的意志經常改變其行駛方向，即所謂汽車轉向。就輪式汽車而言，實現(xiàn)汽車轉向的方法是，駕駛員通過一套專設的機構，使汽車轉向橋（一般是前橋）上的車輪（轉向輪）相對于汽車縱軸線偏轉一定角度。在汽車直線行駛時，往往轉向輪也會受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動偏轉而改變行駛方向。此時，駕駛員也可以利用這套機構使轉向輪向相反方向偏轉，從而使汽車恢復原來的行駛方向。這一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構，即稱為汽車轉向系統(tǒng)（俗稱汽車轉向系）。因此，汽車轉向系的功用是，保證汽車能按駕駛員的意志而進行轉向行駛。 汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系和動力轉向系兩大類。 §1.1.1 機械轉向系 機械轉向系以駕駛員的體力作為轉向能源，其中所有傳力件都是機械的。機械轉向系由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部分組成。 圖1-1 機械轉向系示意圖 1-轉向盤；2-轉向軸；3-轉向萬向節(jié)；4-轉向傳動軸；5-轉向器；6-轉向搖臂； 7-轉向直拉桿；8-轉向節(jié)臂；9-左轉向節(jié)；10、12-梯形臂； 11-轉向橫拉桿；13-右轉向節(jié) 圖1-1所示為機械轉向系的組成和布置示意圖。當汽車轉向時，駕駛員對轉向盤1施加一個轉向力矩。該力矩通過轉向軸2、轉向萬向節(jié)3 和轉向傳動軸4輸入轉向器5。經轉向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉向搖臂6，再經過轉向直拉桿7傳給固定于左轉向節(jié)9上的轉向節(jié)臂8，使左轉向節(jié)和它所支承的左轉向輪偏轉。為使右轉向節(jié)13及其支承的右轉向輪隨之偏轉相應角度，還設置了轉向梯形。轉向梯形由固定在左、右轉向節(jié)上的梯形臂10、12和兩端與梯形臂作球鉸鏈連接的轉向橫拉桿11組成。 從轉向盤到轉向傳動軸這一系列部件和零件屬于轉向操縱機構。由轉向搖臂至轉向梯形這一系列部件和零件（不含轉向節(jié)）均屬于轉向傳動機構。 目前，許多國內外生產的新車型在轉向操縱機構中采用了萬向傳動裝置（轉向萬向節(jié)和轉向傳動軸）。這有助于轉向盤和轉向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當改變轉向萬向傳動裝置的幾何參數(shù)，便可滿足各種變型車的總布置要求。即使在轉向盤與轉向器同軸線的情況下，其間也可采用萬向傳動裝置，以補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際上的不重合。 轉向盤在駕駛室安置位置與各國交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道路左側還是右側通行有關。包括我國在內的大多數(shù)國家規(guī)定車輛右側通行，相應地應將轉向盤安置在駕駛室左側。這樣，駕駛員的左方視野較廣闊，有利于兩車安全交會。相反，在一些規(guī)定車輛靠左側通行的國家和地區(qū)使用的汽車上，轉向盤則應安置在駕駛室右側。 §1.1.2 動力轉向系 動力轉向系是兼用駕駛員體力和發(fā)動機動力為轉向能源的轉向系。在正常情況下，汽車轉向所需能量，只有一小部分由駕駛員提供，而大部分是由發(fā)動機通過動力轉向裝置提供的。但在動力轉向裝置失效時，一般還應當能由駕駛員獨立承擔汽車轉向任務。因此，動力轉向系是在機械轉向系的基礎上加設一套動力轉向裝置而形成的。 對最大總質量在50t以上的重型汽車而言，一旦動力轉向裝置失效，駕駛員通過機械傳動系加于轉向節(jié)的力遠不足以使轉向輪偏轉而實現(xiàn)轉向。故這種汽車的動力轉向裝置應當特別可靠。 §1.1.3 轉向系的主要設計要求 一、汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。 二、保證汽車有較高的機動性(轉彎半徑小)。 三、轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 四、汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產生自激振動，轉向盤沒有擺動。 五、懸架導向機構和轉向傳動機構共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產生的擺動應盡可能小。 六、操縱輕便，轉向時，施加在轉向盤上的切向力，對乘用車不應超過150～200N，對商用車不應超過500N。 七、轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 八、轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。 九、在車禍中，當轉向盤和轉向軸由于車架或車身變形而后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 十、進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 正確設計轉向梯形機構，可以使第一項要求得到保證。轉向系中設置有轉向減振器時能夠防止轉向輪產生自振，同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。為了使汽車具有良好的機動性能，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉彎半徑能達到汽車軸距的2～2.5 倍。通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉向盤轉動圈數(shù)多少兩項指標來評價操縱輕便性。沒有配置動力轉向的乘用車，在行駛中轉向，此力應為50～100N；有動力轉向時，此力在20～50N。當商用車從直線行駛狀態(tài)，以10km/h 的速度在柏油或水泥的水平路段上轉入沿半徑為12m 的彎道上行駛，且路面干燥，若轉向系內沒有裝動力轉向器，上述切向力不得超過250N；有動力轉向器時，不得超過120N。乘用車轉向盤從中間位置轉到每一端的圈數(shù)不得超過2 圈，商用車則要求不超過3 圈。 §1.2 轉向器及轉向操縱機構 §1.2.1 轉向器的傳動效率及轉向盤自由行程 轉向器是轉向系的減速傳動裝置，一般有1~2級減速傳動副。它可按傳動副的結構形式分類。曾經出現(xiàn)過的轉向器結構形式很多，但有些已被淘汰。目前在汽車上廣泛采用的有齒輪齒條式、循環(huán)球-齒條齒扇式、循環(huán)球-曲柄指銷式和蝸桿曲柄指銷式等幾種結構形式。 一、轉向器傳動效率 轉向器的輸出功率與輸入功率之比稱為轉向器傳動效率。在功率由轉向軸輸入，由轉向搖臂輸出的情況下求得的傳動效率稱為正效率，而傳動方向與上述相反時求得的效率則稱為逆效率。逆效率很高的轉向器很容易將經轉向傳動機構傳來的路面反力傳到轉向軸和轉向盤上，故稱為可逆式轉向器。可逆式轉向器有利于汽車轉向結束后轉向輪和轉向盤自動回正，但也能將壞路面對車輪的沖擊力傳到轉向盤，發(fā)生“打手”情況。 逆效率很低的轉向器稱為不可逆式轉向器。不平道路對轉向輪的沖擊載荷輸入到這種轉向器，即由其中各傳動零件（主要是傳動副）承受，而不會傳到轉向盤上。路面作用于轉向輪上的回正力矩同樣也不能傳到轉向盤。這就使得轉向輪自動回正成為不可能。此外，道路的轉向阻力矩也不能反饋到轉向盤，使得駕駛員不能得到路面反饋信息（所謂喪失“路感”），無法據以調節(jié)轉向力矩。 逆效率略高于不可逆式的轉向器稱為極限可逆式轉向器。其反向傳力性能介于可逆式和不可逆式之間，而接近于不可逆式。采用這種轉向器時，駕駛員能有一定的路感，轉向輪自動回正也可實現(xiàn)，而且只有在路面沖擊力很大時，才能部分地傳到轉向盤?，F(xiàn)代汽車上一般不采用不可逆式轉向器。經常在良好路面上行駛的汽車多采用可逆式轉向器。極限可逆式轉向器多用于中型以上越野汽車和工礦用自卸汽車。 二、轉向盤自由行程 單從轉向操縱靈敏而言，最好是轉向盤和轉向節(jié)的運動能同步開始并同步終止。然而，這在實際上是不可能的。這是因為在整個轉向系中各傳動件之間都必然存在著裝配間隙，而且這些間隙將隨著零件的磨損而增大。在轉向盤轉動過程的開始階段，駕駛員對轉向盤所施加的力矩很小，因為只是用來克服轉向系內部的摩擦，使各傳動件運動到其間的間隙完全消除。故可以認為這一階段是轉向盤空轉階段。此后，才需要對轉向盤施加更大的轉向力矩以克服經車輪傳到轉向節(jié)上的轉向阻力矩，從而實現(xiàn)使各轉向輪偏轉的目的。轉向盤在空轉階段中的角行程稱為轉向盤自由行程。轉向盤自由行程對于緩和路面沖擊及避免使駕駛員過度緊張是有利的，但不宜過大，否則將使轉向靈敏性降低。一般說來，轉向盤從相應于汽車直線行駛的中間位置向任一方向的自由行程最好不超過10°~15°。當零件磨損嚴重到使轉向盤自由行程超過時25°~30°，則必須進行調整。 §1.2.2 循環(huán)球式轉向器 本次設計重點介紹循環(huán)球式轉向器。 循環(huán)球式轉向器也是目前國內外汽車上較為流行的一種結構形式。循環(huán)球式轉向器中一般有兩級傳動副，第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副或滑塊曲柄銷傳動副。 圖1-2 解放CA1040系列輕型載貨汽車轉向器 1-轉向器殼體；2-推力角接觸球軸承；3-轉向螺桿；4-轉向螺母；5-鋼球； 6-鋼球導管卡；7-鋼球導管；8-六角頭錐形螺塞；9-調整墊片；10-上蓋； 11-轉向柱管總成；12-轉向軸；13-轉向器側蓋襯墊；14-調整螺釘；15-螺母； 16-側蓋；17-孔用彈性擋圈；18-墊片；19-搖臂軸襯套；20-齒扇軸搖臂軸；21-油封 圖1-2所示為解放CA1040系列輕型載貨汽車的循環(huán)球-齒條齒扇式轉向器[1]。轉向螺桿3的軸頸支承在兩個推力角接觸球軸承2上。軸承緊度可用調整墊片9調整。轉向螺母4外側的下平面上加工成齒條，與齒扇軸（即搖臂軸）20上的齒扇嚙合。可見轉向螺母既是第一級傳動副的從動件，也是第二級傳動副（齒條齒扇傳動副）的主動件（齒條）。通過轉向盤和轉向軸轉動轉向螺桿時，轉向螺母不能轉動，只能軸向移動，并驅使齒扇軸轉動。 為了減少轉向螺桿和轉向螺母之間的摩擦，二者之間的螺紋以沿螺旋槽滾動的許多鋼球5代之，以實現(xiàn)滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦。轉向螺桿和螺母上都加工出斷面輪廓為兩段或三段不同心圓弧組成的近似半圓的螺旋槽。兩者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面的螺旋管狀通道。螺母側面有兩對通孔，可將鋼球從此孔塞入螺旋形通道內。兩根U形鋼球導管7的兩端插入螺母側面的兩對通孔中。導管內也裝滿了鋼球。這樣，兩根導管和螺母內的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球“流道”。 轉向螺桿轉動時，通過鋼球將力傳給轉向螺母，螺母即沿軸向移動。同時，在螺桿與螺母兩者和鋼球間的摩擦力偶作用下，所有鋼球便在螺旋管狀通道內滾動，形成“球流”。鋼球在管狀通道內繞行1.5周后，流出螺母而進入導管的一端，再由導管另一端流回螺旋管狀通道。故在轉向器工作時，兩列鋼球只是在各自的封閉流道內循環(huán)，而不致脫出。 與齒條相嚙合的齒扇，其齒厚是在分度圓上沿齒扇軸線按線性關系變化的，故為變厚齒扇。只要使齒扇軸20相對于齒條作軸向移動，即能調整兩者的嚙合間隙。調整螺釘14旋裝在側蓋16上。齒扇軸內側端部有切槽，調整螺釘?shù)膱A柱形端頭即嵌入此切槽中。將調整螺釘旋入，則嚙合間隙減小，反之則嚙合間隙增大。 循環(huán)球式轉向器的正傳動效率很高（可達90%~95%），故操縱輕便，使用壽命長，工作平穩(wěn)、可靠。但其逆效率也很高，容易將路面沖擊力傳到轉向盤。不過，對于前軸軸載質量不大而又經常在平坦路面上行駛的輕、中型載貨汽車而言，這一缺點影響不大。因此，循環(huán)球式轉向器已廣泛應用于各類各級汽車。 §1.2.3 轉向操縱機構 一、轉向盤的尺寸及布置 轉向盤有輪轂、輪緣和輪輻組成。若采用大直徑的轉向盤，會使駕駛人員進出駕駛室感到困難；若采用小直徑的轉向盤，則在轉向時要求駕駛人員施加較大的力量。轉向盤布置過高會影響人對道路和儀表盤的視野；轉向盤布置過低，則在操縱離合器、制動踏板時影響駕駛人員腿部的動作。在選擇轉向盤直徑時，應考慮與汽車的類型和大小相適應。乘用車、小型客車、小型商用車的轉向盤直徑參考直徑為400mm；中型客車、中型商用車的轉向盤參考直徑為450mm 或者500mm；大型客車和大型商用車的轉向盤的參考直徑為550mm。 二、轉向軸的防傷安全措施 根據交通事故統(tǒng)計資料和對汽車碰撞試驗結果的分析表明：汽車在正面碰撞時，轉向盤、轉向管柱和轉向器是使駕駛員受傷的主要元件。因此，要求汽車在以48km/h 的速度、正面同其他物體碰撞的試驗中，轉向管柱和轉向軸后移量在水平方向上不得大于127mm；在臺架試驗中，用人體模型的軀干以 圖1-3 防傷轉向傳動軸簡圖 6.7m/s 的速度碰撞轉向盤時，作用在轉向盤上的水平力不得超過11123N，見GB11557-1998。為此，需要在轉向系中設計并安裝能吸收沖擊能量的機構，或者采取能減輕駕駛員受傷程度的措施。吸收能量的方法是使有關的轉向系零件在撞擊時產生塑性變形、彈性變形或摩擦等來實現(xiàn)。當轉向軸采用萬向節(jié)連接的結構，可以通過合理布置保證在汽車正面碰撞時，防止轉向軸等向車身內移動，如圖1-3[4]所示。這種結構雖然不能吸收碰撞能量，但其結構簡單，主要萬向節(jié)連接的兩軸之間存在夾角，正面撞車后轉向傳動軸和轉向盤就處在圖中雙點劃線的位置，轉向盤沒有后移便不會影響駕駛員安全。轉向軸上設置有萬向節(jié)不僅提高安全性，而且有利于使轉向盤和轉向器在汽車上得到合理布置，提高了操縱方便性，拆裝容易。 §1.3 哈弗H5歐風版（兩驅）技術參數(shù) 本次設計以長城SUV哈弗H5歐風版（兩驅）為基礎車型，進行循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計。該車型的主要技術參數(shù)列于表1-1至表1-3。 表1-1 哈弗H5歐風版（兩驅）發(fā)動機型式及參數(shù) 發(fā)動機結構型式與技術參數(shù) 發(fā)動機型號 三菱4G63S4M 型式 四缸、直列、水冷、單頂置凸輪軸、四沖程、多點電噴汽油機 缸徑×行程(mm) 85×88 排量(L) 1.997 壓縮比 10:01 額定功率及相應轉速(kW/rpm) 90/5250 最大轉矩及相應轉速(N·m/rpm) 170/2500-3000 怠速穩(wěn)定轉速(r/min) 750±50 最大凈功率(kW) 85 表1-2 哈弗H5歐風版（兩驅）車輪和輪胎主要參數(shù) 車輪和輪胎 輪胎類型 無內胎子午線輪胎 輪胎規(guī)格 235/65 R17 輪輞規(guī)格 5°深槽輪輞17×7J 輪胎氣壓 230kPa 車輪偏距 +38mm  表1-3 哈弗H5歐風版（兩驅）整車基本參數(shù) 整車基本參數(shù) 車型 哈弗H5歐風版（SUV） 型式 4×2 額定載客(人) 5 整車整備質量(kg) 1705 最大總質量(kg) 2180 軸荷分配 空載 前軸(kg) 875 后軸(kg) 830 滿載 前軸(kg) 975 后軸(kg) 1205 外形尺寸 長(mm) 4649 寬(mm) 1810 高(mm) 1745 軸距(mm) 2700 輪距 前(mm) 1515 后(mm) 1520 最小離地間隙(mm) 200 最小轉彎直徑(m) ≤13 前懸(mm) 899 后懸(mm) 1050 接近角(°) ≥22 離去角(°) ≥27.5 四輪定位（空載） 前輪前束(mm) 0～2 前輪外傾角(°) 0°±30′ 主銷內傾角(°) 12°30′±30′ 主銷后傾角(°) 3°30′±30′ 主銷偏移距(mm) 16 第二章 轉向系的主要性能參數(shù) §2.1 轉向系的效率 轉向系的效率ηο由轉向器的效率η和轉向操縱及傳動機構的效率η'決定，即 ηο=η?η'　 　　　（2-1） 轉向器的效率η又有正效率η+與逆效率η-之分。轉向搖臂軸輸出的功率（P1-P2）與轉向軸輸入功率P1之比，稱為轉向器的正效率： η+=P1-P2P1 （2-2） 式中　　P2——轉向器的摩擦功率。　　 反之，即轉向軸輸出的功率（P3-P2）與轉向搖臂軸輸入的功率P3之比，稱為轉向器的逆效率：　　 η=P3-P2P3 （2-3） 正效率愈大，轉動轉向輪時轉向器的摩擦損失就愈小，轉向操縱就愈容易。轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等是影響轉向器正效率的主要因素。循環(huán)球式轉向器的傳動副為滾動摩擦，摩擦損失小，其正效率η+可達85％；蝸桿指銷式和蝸桿滾輪式轉向器的傳動副存在較大滑動摩擦，效率較低。對于蝸桿和螺桿類轉向器，如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則其正效率η+為 η+=tanαοtanαο+ρ （2-4） 式中 αο——螺桿的螺線導程角，αο=6°55'； 　 ρ——摩擦角，ρ=tan-1?； 　 ?——摩擦系數(shù)，取?=0.01。 則 ρ=tan-10.01=34' η+=tan6°55'tan6°55'+34'=92.3% 逆效率表示轉向器的可逆性。根據逆效率值的大小，轉向器又可分為可逆式、極限可逆式與不可逆式三種。 可逆式轉向器的逆效率較高，這種轉向器可將路面作用在轉向輪上的大部分力傳遞到轉向盤上，使司機的路感好。在汽車轉向后也能保證轉向輪與轉向盤的自動回正，使轉向輪行駛穩(wěn)定。但在壞路面上，當轉向輪上作用有側向力時，轉向輪受到的沖擊大部分會傳給轉向盤，容易產生“打手”現(xiàn)象，同時轉向輪容易產生擺振。因此，可逆式轉向器宜用于在良好路面上行駛的車輛。循環(huán)球式和齒輪齒條式轉向器均屬于這一類[5]。 不可逆式轉向器不會將轉向輪受到的沖擊力傳到轉向盤上。由于它既使司機沒有路感，又不能保證轉向輪的自動回正，現(xiàn)代汽車已不采用。 極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。其逆效率較低，適用于在壞路面上行駛的汽車。當轉向輪受到沖擊力時，其中只有較小的一部分傳給轉向盤。 如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則蝸桿和螺桿類轉向器的逆效率為 η-=tanαο-ρtanαο （2-5） 式中αο及ρ見式（2-4）下的說明。 則 η-=tan6°55'-34'tan6°55'=91.7% 由式（2-4）、（2-5）可見：增大導程角αο不僅能提高正效率，也會提高逆效率，故αο不宜取得過大。當αο≤ρ時，逆效率η-≤0，這時轉向器為不可逆式。因此應使αοmin≥ρ，通常螺線的導程角取為8°~10°。 通常，由轉向盤至轉向輪的效率即轉向系的正效率ηο+的平均值為0.67~0.82；當向上述相反方向傳遞力時逆效率ηο-的平均值為0.58~0.63。轉向操縱及傳動機構的效率η'用于評價在這些機構中的摩擦損失，其中轉向輪轉向主銷等的摩擦損失約為轉向系總損失的40%~50%，而拉桿球銷的摩擦損失約為轉向系總損失的10%~15%。 §2.2 轉向系的角傳動比與力傳動比 §2.2.1 角傳動比 轉向盤轉角的增量Δφ與同側轉向節(jié)轉角的相應增量Δθ之比，稱為轉向系的角傳動比iοω。轉向盤轉角的增量Δφ與轉向搖臂軸轉角的相應增量Δβ之比，稱為轉向器的角傳動比iω。轉向搖臂軸轉角的增量Δβ與同側轉向節(jié)轉角的相應增量Δθ之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比iω'。它們之間的關系為 iοω=iω?iω'=ΔφΔβ?ΔβΔθ=ΔφΔθ （2-6） iω=ΔφΔβ （2-7） iω'=ΔβΔθ （2-8） 式中 iοω——轉向系的角傳動比； iω——轉向器的角傳動比； iω'——轉向傳動機構的角傳動比； Δφ——轉向盤轉角的增量； Δβ——轉向搖臂軸轉角的增量； Δθ——同側轉向節(jié)轉角的相應增量。 轉向傳動機構的布置，通常取其在中間位置時使轉向搖臂及轉向節(jié)臂均垂直于其轉向縱拉桿，而在向左和向右轉到底的位置時，應使轉向搖臂與轉向節(jié)臂分別與轉向縱拉桿的交角相等。這時，轉向傳動機構的角傳動比亦可取為 iω'=?3?1 （2-9） 式中 ?1——轉向搖臂長； ?3——轉向節(jié)臂長。 現(xiàn)代汽車轉向傳動機構的角傳動比多在0.85~1.1之間，即近似為1。故研究轉向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。 §2.2.2 力傳動比 轉向系的力傳動比ip''為從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2?w與作用在轉向盤上的手力?h之比，即 ip''=2?w?h （2-10） 經推導得 ip''=iοωrha （2-11） 式中 iοω——轉向系的角傳動比，取iοω≈iω=17.15 rh——轉向盤的半徑，根據車型不同可在180~275范圍內按國家標準系列選取，rh=190mm； a——主銷偏移距。即由轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面的交線的距離。通常貨車的a值為40~60mm；轎車取0.4~0.6倍的胎面寬度，哈弗H5正偏距a=16mm； 則 ip''=17.15×19016=203.66 轉向傳動機構的力傳動比ip'等于轉向車輪的轉向阻力矩Tr與轉向搖臂的力矩T之比值[1]。ip'與轉向傳動機構的結構布置型式及其桿件所處的轉向位置有關。對于非獨立懸架汽車的轉向傳動機構來說，當轉向輪由轉向傳動機構帶動而轉向且處于圖3-1(a)所示虛線位置時，其轉向搖臂上的力矩為 T=0.5Tr?1/?3+0.5Tr?1/?3m?'/mR' （2-12） 轉向傳動機構的力傳動比為 ip'=TrT=2?3/?1mR'/m?'+mR' （2-13） 式中 ?1，?3，m?'，mR'——轉向傳動機構處于圖2-1(a)所示虛線位置時的有關計算用尺寸（見該圖）。 圖2-1 轉向系統(tǒng)簡圖 （a）與非獨立懸架轉向輪匹配時；（b）與獨立懸架轉向輪匹配時； 1-轉向搖臂；2，4-轉向縱拉桿及橫拉桿；3-轉向節(jié)臂；5-轉向梯形臂；6-懸架；7-擺桿 在最惡劣的轉向條件下，例如在干而粗糙的轉向輪支承面上作原地轉向，轉向車輪的轉向阻力矩Tr由轉向車輪相對于主銷軸線的滾動阻力矩T1、輪胎與地面接觸部分的滑動摩擦力矩T2以及轉向車輪的穩(wěn)定力矩或自動回正力矩所形成的阻力矩T3組成。即 Tr=T1+T2+T3 （2-14） 且 T1=G1 ?a （2-15） T2=G1xφ （2-16） T3=aG1 βsinα1'+sinα2'+γcosα1'+cosα2' （2-17） 式中 G1——轉向軸的載荷； a——滾動阻力的力臂，或主銷偏移距。 ?——車輪的滾動阻力系數(shù)，計算時可取?=0.015 β——主銷內傾角； γ——主銷后傾角； α1'、α2'——內、外轉向輪的平均轉角； φ——附著系數(shù)，計算時取φ=0.85~0.9； x——滑動摩擦力矩T2的力臂： x=0.5r2-rj2 （2-18） r,rj——車輪的自由半徑和靜半徑，計算時可近似地取rj=0.96r。 在實際計算中常取轉向傳動機構的力傳動比ip'計算轉向搖臂軸上的力矩T T=Trip'?η' （2-19） 式中 η'——轉向傳動機構的效率，一般取0.85~0.9。 轉向時在轉向盤上的切向力可由下式求得 ?h=Tip?rh?η+ （2-20） 式中 ip——轉向器的力傳動比； rh——轉向盤的半徑； η+——轉向器的正效率。 由以上兩式可見：當轉向阻力矩Tr一定時，增大力傳動比ip'， ip就能減小作用在轉向盤上的切向力?h，使操縱輕便。 這里還應指出：當汽車在行駛過程中轉向時，上述轉向輪與地面間的滑動摩擦阻力矩T2比汽車在原地轉向時的要小許多倍，且與車速有關。 精確地計算這些力是困難的，常用足夠精確的半經驗公式[3]來計算汽車在瀝青或混凝土路面上的原地轉向阻力矩Tr，即 Tr= ?3G13P （2-21） 式中 ?——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，取?=0.7。 G1——轉向軸載荷，G1=8575N。 P——輪胎氣壓，P=0.23MPa。 則 Tr=0.73857530.23=386335N.mm 作用在轉向盤上的手力為 ?h=2?1Tr?3Dhiωη+ （2-22） 式中 Dh——轉向盤直徑，Dh=380mm。 則 ?h≈2TrDhiωη+=Trrhiωη+=386335190×17.15×92.3%=128.45N §2.2.3 轉向器角傳動比的變化規(guī)律 圖2-2 轉向器角傳動比iω的變化特性曲線 轉向器的角傳動比iω是一個重要參數(shù)，它影響著汽車的許多轉向性能。由于增大角傳動比可以增大力傳動比，因此轉向器的角傳動比不僅對轉向靈敏性和穩(wěn)定性有直接影響，而且也影響著汽車的操縱輕便性。由式（2-6）并考慮到iω'≈1，可以看出：轉向輪的轉角與轉向器的角傳動比iω成反比。iω增大會使在同一轉向盤轉角下的轉向輪轉角變小，使轉向操縱時間變長，汽車轉向靈敏性降低。因此轉向“輕便性”與“靈敏性”是產品設計中遇到的一對矛盾。采用可變角傳動比的轉向器可協(xié)調對“輕便性”和“靈敏性”的要求。而轉向器角傳動比的變化規(guī)律又因轉向器的結構型式和參數(shù)的不同而異。圖2-2給出了幾種典型的轉向器角傳動比變化規(guī)律。由該圖可見：轉向器的角傳動比iω隨轉向盤轉角φ的變化特性有不變（曲線3）和可變之分。后者又有多種變化規(guī)律。其中曲線1為轉向盤在中間位置時，iω較小，向左、右轉動時則逐步增大；曲線4則與之相反。曲線2為蝸桿雙銷式轉向器的角傳動比特性曲線，是周期重復的。曲線5則為蝸桿單銷式轉向器的角傳動比特性曲線，這時轉向器蝸桿在中間位置的螺距較小，而至兩端則逐漸增大。 應根據車型和使用條件的不同來合理選擇iω及其變化特性。對高速車輛來說，轉向盤處于中間位置時的轉向器角傳動比iω不宜過小，否則會在高速直線行駛時對轉向盤的轉角過分敏感。轉向盤處于中間位置即汽車直行時的轉向器角傳動比不宜小于15~16[6]。 對于轎車和輕型以下的貨車，因前軸負荷不大，在轉向盤的全轉角范圍內不存在轉向沉重問題，而具有動力轉向的車輛，其轉向阻力矩由動力裝置克服，故在上述兩種情況下均有可能選擇較小的角傳動比和減少轉向盤轉動的總圈數(shù)，以提高汽車的轉向靈敏性。其角傳動比iω宜采用轉向盤處于中間位置時具有較大值而在左、右兩端具有較小值的變化特性，如圖2-2的曲線4及5所示。 對于沒有裝動力轉向的大客車和中型及以上的載貨汽車，因轉向軸負荷大，而轉向傳動機構的力傳動比ip'在轉向過程中是變化的，使急轉彎時的操縱輕便性問題顯得十分突出，故轉向器角傳動比的理想特性應當是中間小兩端大的曲線，如圖2-2的曲線1所示。 現(xiàn)代汽車轉向器的角傳動比也常采用不變的數(shù)值：轎車取iω=14~22；貨車取iω=20~25。汽車的轉向車軸負荷較輕時，應選用較小值。 §2.3 轉向器的傳動間隙特性 轉向器的傳動間隙是指轉向器傳動副之間的間隙。該間隙δ隨轉向盤轉角φ的改變而改變。通常將這種變化關系稱為轉向器的傳動間隙特性。研究該傳動間隙特性的意義在于它對汽車直線行駛時的穩(wěn)定性和轉向器的壽命都有直接影響。 當轉向盤處于中間位置即汽車作直線行駛時，如果轉向器有傳動間隙則將使轉向輪在該間隙范圍內偏離直線行駛位置而失去穩(wěn)定性。為防止這種情況發(fā)生，要求當轉向盤處于中間位置時轉向器的傳動副為無隙嚙合。這一要求應在汽車使用的全部時間內得到保證。汽車多直行行駛，因此轉向器傳動副在中間部位的磨損量大于其兩端。為了保證轉向器傳動副磨損最大的中間部位能通過調整來消除因磨損而形成的間隙，調整后當轉動轉向盤時又不致于使轉向器傳動副在其他嚙合部位卡住。為此應使傳動間隙從中間部位到兩端逐漸增大，并在端部達到其最大值（曠量轉角約為25°~35°），如圖2-3[2]所示，以利于對間隙的調整及提高轉向器的使用壽命。不同結構的轉向器其傳動間隙特性亦不同。 圖2-3 轉向器的傳動間隙特性 1-轉向器的徑向曠量；2-轉向器的軸向曠量 §2.4 轉向系的剛度及轉向盤的總轉動圈數(shù) §2.4.1 轉向系的剛度 轉向系的各零、部件尤其是一些桿件均具有一定的彈性，這就使得轉向輪的實際轉角αs要比司機轉動轉向盤并按轉向系角傳動比換算至轉向輪的轉角α0要小，這樣就會有不足轉向的趨勢。轉向系剛度Cs對輪胎的側偏剛度影響也很大。如果令Cα為不考慮轉向系剛度時的輪胎側偏剛度，而Cα'為考慮轉向系剛度時的輪胎側偏剛度（稱為等價剛度），則有以下關系： Cα'=Cα1+CαCs?b （2-23） 式中 Cs——整個轉向系的剛度； b——拖后距（后傾拖距與輪胎拖距之和），見圖2-4。 由上式可見：當Cs值很大時，Cα'≈Cα，即前輪的側偏剛度近似為Cα；當Cs值很小時，前輪的側偏剛度為Cα'且Cα'd，符合要求。 圖3-4 循環(huán)球轉向器的橢圓滾道截面 滾道截面有四點接觸式、兩點接觸式和橢圓滾道截面（見圖3-4）等。四點接觸式滾道截面由四段圓弧組成，螺桿和螺母的滾道截面各為兩段圓弧。四點接觸式滾道截面可獲得最小的軸向間隙，以避免軸向定位的不穩(wěn)定，受載后基本上可消除軸向位移，但滾道與鋼球間仍應有間隙以貯存磨屑、減小磨損。雖然其制造工藝較復雜，但仍得到廣泛應用。兩點接觸式滾道截面由兩段圓弧組成，其螺桿和螺母滾道均為單圓弧，形狀簡單。當螺桿受有軸向載荷時，螺桿與螺母間產生軸向相對位移使軸向定位不穩(wěn)定，增加了轉向盤的自由行程，這對裝動力轉向的轉向系特別不利，因為它降低了分配閥的靈敏度，從而影響轉向性能。橢圓滾道的螺桿部分為橢圓截面、螺母部分為圓弧截面（圖3-4）。鋼球以三點（見圖3-4中的A，B，C）與滾道接觸，被精確地定位于滾道中心，軸向定位精確，但加工較復雜。 螺桿滾道應倒角以避免尖角劃傷鋼球。 接觸角θ是指鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角。增大θ將使徑向力增大而軸向力減?。环粗畡t相反。通常θ多取45°，以使徑向力與軸向力的分配均勻。 螺距t和螺旋線導程角α0：前者影響轉向器的角傳動比；后者影響傳動效率。選擇時應滿足角傳動比的要求和保證有較高的正效率，而反行程時不發(fā)生自鎖現(xiàn)象。 工作鋼球的總圈數(shù)WΣ：決定于接觸強度?？側?shù)增多鋼球亦增多，則可降低接觸應力、提高承載能力。一般有2.5、3 和5圈的，當WΣ>2.5時則應采用兩個獨立的環(huán)路[7]。 螺桿和螺母一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度為0.8~1.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車的轉向器，滲碳層深度可達1.05~1,45mm。淬火后表面硬度為HRC58~64。 螺桿-鋼球-螺母傳動副的高可靠性、長壽命、小的摩擦損失以及達到實際上的無隙配合（螺桿