【文章內容簡介】 量 ma 是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。 乘用車和商用客車的總質量 ma 由整備質量 m0 、乘員和駕駛員質量以及乘員的行李質量三部分構成。其中，乘員和駕駛員每人質量按 65kg 計，于是 nnmm a ???? 650 （ 21） 式中， n 為包括駕駛員在內的載客數(shù)； ? 為行李系數(shù)。 汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、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，在總體設計時應根據(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。汽車的布置型式對揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 16 頁 軸荷分配影響較大，對轎車而言，前置發(fā)動機前輪驅動的轎車滿載時的前軸負荷最好在55％以上，以保證爬坡時有足 夠的附著力；前置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時的后軸負荷一般不大于 52％；后置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時后軸負荷最好不超過 59％，否則，會導致汽車具有過多轉向特性而使操縱性變壞。 輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。當然還應考慮與動力 — 傳動系參數(shù)的匹配以及對整車尺寸參數(shù) (例如汽車的最小離地間隙、總高等 )的影響 輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比 ，稱為輪胎負荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負荷系數(shù)取為 ～ ，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的車速高、輪胎受動負荷大，故它們的輪胎負荷系數(shù)應接近下限。 為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車及其質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車在其輪胎負荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內應盡量選取尺寸較小的輪胎。采用高強度尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負荷大大提高，從而使輪胎直徑尺寸也大為縮小。例如裝載員 4t 的載貨汽車在 20 世紀 50 年代多用的 ～ 20 輪胎早己被 — 20， ~20 至～ 16 等更小尺寸的輪 胎所取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能力常采用胎面較寬、直徑較大、具有越野花紋的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車制動頻繁，制動鼓與輪輞之間的間隙應大一些，以便散熱，故應采用輪輞尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、面形狀扁平的寬輪輞低壓輪胎，以便降低質心高度，改善行駛平順性、橫向穩(wěn)定性、輪胎的附著性能并保證有足夠的承載能力。 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 17 頁 3. 轉向系設計概述 對轉向系的要求 1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性 。 2）汽車轉向行駛時，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動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，轉向輪都不得產(chǎn)生自振，轉向盤沒有擺動。 4）轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產(chǎn)生的擺動應最小。 5）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。 6）操縱輕便。 7) 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。 8) 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調整機構。 9) 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后 移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10) 進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 轉向操縱機構 轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，如圖 31。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 18 頁 圖 31 轉向操縱機構 1轉向萬向節(jié)； 2轉向傳動 軸； 3轉向管柱； 4轉向軸； 5轉向盤 1steering universal shaft。 2steering propeller 。 3steering column 。 4steering axis。 5steering wheel 轉向傳動機構 轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖 32） 轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。 圖 32 轉向傳動機構 Fig 32 the transmission system of steering 1轉向搖臂； 2轉向縱拉桿； 3轉向節(jié)臂； 4轉向梯形臂； 5轉向橫拉桿 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 19 頁 轉向器 機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動（或齒條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。 機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。采用液力式動力轉向時，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、正效率又高的轉向器結構。 為了避免汽車在撞 車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。 多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機動性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據(jù)對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉向 。 轉角及最小轉彎半徑 汽車的機動性，常用最小轉彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應由兩個條件保證。即首先應使左、右轉向輪處于最大轉角時前外輪的轉彎值在汽車軸距的 2~ 倍范圍 內；其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比。 兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足上述對轉向系的第 (2)條要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖 33所示，由下式?jīng)Q定： LKBD CODOio ???? ?? c otc ot (31) 式中： ?o — 外轉向輪轉角； ?i — 內轉向輪轉角； K— 兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離； L— 軸距 內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 20 頁 圖 33 理想的內、外轉向輪轉角間的關系 汽車的最小轉彎半徑 Rmin 與其內、外轉向輪在最大轉角 ?maxi 與 ?maxo 、軸距 L、主銷距 K及轉向輪的轉臂 a 等尺寸有關。在轉向過程中除內、外轉向輪的轉角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉彎半徑是指汽車在轉向輪處于最大轉角的 條件下以低速轉彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構成圓周的半徑?？砂聪率接嬎悖? aLoR?? ?m axm in sin (32) 通常 ?maxi 為 35186?！?40186。，為了減小 Rmin 值， ?maxi 值有時可達到 45186。 操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。 對轉向后轉向盤或轉向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動 性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內傾角，消除轉向器傳動間隙以及選用可逆式轉向器來達到。但要使傳遞到轉向盤上的反向沖擊小，則轉向器的逆效率有不宜太高。至于對轉向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結構以及結構布置來解決。 轉向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的%～ %；小排量以及下轎車干重的 %～ %。轉向器的結構型式對汽車的自身質量影響較小。 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 21 頁 轉向系的效率 功率 p1 從轉向 軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號?? 表示，；反之稱為逆效率，用符號 ?? 表示。 正效率 ??計算公式： ppp 1 21???? （ 41） 逆效率 ?? 計算公式： p pp323 ???? （ 42） 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(shù)和制造質量等。 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(shù)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%。 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 22 頁 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%。 （ 2）轉向器的結構參數(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，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算 )tan(tan0 0 ?? ??? a a （ 43） 式中， a0 為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ =arctanf； f為磨擦因數(shù)。 轉向器的逆效率 ?? 根據(jù)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(jīng)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。 不可逆式和極限可逆式轉向器 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(xiàn)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?jīng)_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 ?? ??? （ 44） 式（ 43）和式（ 44）表明 ：增加導程角 a0 ，正、逆效率均增大。受 ??增大的影響，a0 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。 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 23 頁 傳動比變化特性 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 。 轉向 系的力傳動比 : FFi Wp /2? （ 45） 轉向系的角傳動比 : kkkw dddtd dtdi ??????? ??? //0 （ 46） 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 （ 47） 轉向器的角傳動比 : pppw dddtd dtdi ??????? ??? //