【文章內容簡介】 數，并注意控制轉向系統(tǒng)的內部摩擦阻力的大小和阻尼值。 轉向桿系和懸架導向機構共同作用時，必須盡量減小其運動干涉。應從設計上保證各 桿系的運動干涉足夠小。 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，應有消除因磨損而產生的間隙的調整機構以及提高轉向系的可靠性。 轉向軸和轉向盤應有使駕駛員在車禍中避免或減輕傷害的防傷機構。 汽車在作轉向運動時，所以車輪應繞同一瞬心旋轉，不得有側滑；同時，轉向盤和轉向輪轉動方向一致。 當轉向輪受到地面沖擊時，轉向系統(tǒng)傳遞到方向盤上的反沖力要盡可能小 在任何行使狀態(tài)下，轉向輪不應產生擺振。 保證轎車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。機動性是通過汽車的最小轉彎半徑來體現的，而最小轉彎半徑由內轉 向車輪的極限轉角、汽車的軸距、主銷偏移距決定的，一般的極限轉角越大，軸距和主銷偏移距越小，則最小轉彎半徑越開封大學機械與汽車工程學院汽車制造與裝配技術 畢業(yè)論文 6 小。 合理設計轉向梯形。轉向時內外車輪間的轉角協(xié)調關系是通過合理設計轉向梯形來保證的。對于采用齒輪齒條轉向器的轉向系來說，轉向盤與轉向輪轉角間的協(xié)調關系是通過合理選擇小齒輪與齒條的參數、合理布置小齒輪與齒條的相對位置來實現的，而且前置轉向梯形和后置轉向梯形恰恰相反。轉向系的間隙主要是通過各球頭皮碗和轉向器的調隙機構來調整的。合理的選擇轉向梯形的斷開點可以減小轉向傳動機構與懸架導向機構的運動干涉。 轉向系的效率 功率 P1 從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率， 符號 η +表示，反之稱為逆效率，用符號 η 表示。 正效率 η +計算公式： 121 PPP ???? () 逆效率 η 計算公式： 323 P PP ???? () 式中， P1 為作用在轉向軸上的功率； P2 為轉向器中的磨擦 功率； P3 為作用在轉向搖臂軸上的功率。 正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。 影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等 [3]。 轉向器的正效率 影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 （ 1） 、轉向器類型、結構特點與效率 。 在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉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向器的正效率要明 顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉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，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率 η+ 僅有 54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為 70%和 75%[3]。 轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約 10%。 開封大學機械與汽車工程學院汽車制造與裝配技術 畢業(yè)論文 7 （ 2） 、轉向器的結構參數與效率 如果忽略軸承和其經地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算 )tan(tan0 0 ???? ??? () 式中， 0? 為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角； ρ 為摩擦角， ρ=arctanf ； f為磨擦 系 數。 轉向器的逆效率 根據逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，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，傳至轉向 盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。 屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式轉向器是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現代汽車不采用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。 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算 00tan )tan( aa ?? ??? （ ） 式（ ）和式（ ）表明：增加導程角 ? 0，正、逆效率均增大。受 ? 增大的影響， ? 0不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。 傳動比特性 轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比 0?i 和轉向系的力傳動比 pi 。 h/2 FFi Wp ? （ ） 開封大學機械與汽車工程學院汽車制造與裝配技術 畢業(yè)論文 8 式中 WF 為從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力， hF 為作用在轉向盤上的手力。 轉向系的角傳動比 : kkkw dddtd dtdi ??????? ??? //0 （ ） 式中 w? 為轉向盤角速度； k? 為轉向節(jié)偏轉角速度； ?d 為轉向盤轉向角增量； kd? 為轉向節(jié)轉向增量； td 為時間增量 。 轉向系的角傳動比 0?i 由轉向器角傳動比 ?i 和轉向傳動機構角傳動 比 ?i? 組成，即： ??? iii ??0 （ ） 轉向器的角傳動比 : pppw dddtd dtdi ??????? ??? // （ ） 式中 p? 為搖臂軸角速度； pd? 為搖臂軸轉角增量 。 轉向傳動機構的角傳動比 : kpkpkp dddtd dtdi ??????? ???? // （ ） 力傳動比與轉向系角傳動比的關系 轉向阻力 Fw與轉向阻力矩 Mr的關系式： aMF rw? （ ） a為主銷偏距。 作用在轉向盤上的手力 Fh與作用在轉向盤上的力矩 Mh的關系式： swhh DMF ? （ ） 式中 swD 為方向盤直徑 將式（ 210）、式（ 211）代入 hWp FFi /2? 后得到： aMDMi h swrp ? （ ） 如果忽略磨擦損失，根據能量守恒原理， 2Mr/Mh可用下式表示 開封大學機械與汽車工程學院汽車制造與裝配技術 畢業(yè)論文 9 02 ??? iddMM khr ?? （ ） 將式（ ）代入式（ ）后得到： aDii swp 20?? （ ） 當 a 和 Dsw不變時，力傳動比 pi 越大，雖然轉向越輕，但 0?i 也越大，表明轉向不靈敏。 轉向器角傳動比的選擇 轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。 若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉向軸負荷大，汽車低速急轉彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉向器角傳動比。 汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反應靈敏， 轉向器角傳動比應當小些。汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否則轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。 轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖 [3]所示。 其中橫軸為轉向輪轉角 ? ，縱軸為轉向角傳動比。 圖 轉向器角傳動比變化特性曲線 轉向器傳動副的傳動間隙 傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性 （圖 ）。 研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。 傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉開封大學機械與汽車工程學院汽車制造與裝配技術 畢業(yè)論文 10 向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。 傳動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，必須經調整消除該處間隙。 圖 轉向器傳動副傳動間隙 轉向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線 1 表明轉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較大間隙；曲線 3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。 3 機械式轉向器總體方案 初步 設計 轉向器的分類 及設計選擇 轉向器是轉向系中的重要部分，其主要作用有三個方面：一是增大來自轉向盤的轉矩，使之達到足以克服轉向輪與地面之間的轉向阻力矩；二是減低轉向傳動軸的轉速，并帶動搖臂軸移動使其達到所需要的位置；三是使轉向盤的轉動方向與轉向輪轉動方向協(xié)調一致。 按照轉向能源不同，可以將汽車轉向系統(tǒng)分為機械轉向系統(tǒng)和動力轉向系統(tǒng)兩大類。根據機械轉向