【文章內(nèi)容簡介】 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 24所示，由下式?jīng)Q定： LKBD CODOi ???? ?? c otc ot 0 （ 21） 式中： 0? — 外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； i? — 內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； K— 兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離； 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 24 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系 Fig 24 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑 minR 與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角 maxi? 與 0max? 、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)彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構(gòu)成圓周的半徑。可按下式計算： m in 0 m axsin LR ???? (22) 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(zhuǎn)向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。 對轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤或轉(zhuǎn)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(nèi)傾角，消除轉(zhuǎn)向器傳動間隙以及選用可逆式轉(zhuǎn)向器來達到。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。 楊露露： 重型貨車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 16 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式隊汽車的自身質(zhì)量影響較小。 對轉(zhuǎn)向系的要求 1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中 心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)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(zhuǎn)向行駛時，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。 4）轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最小。 5）保證汽車有較高的機動性，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)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而 產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)。 9) 在車禍中，當轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，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) 進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 轉(zhuǎn)向系的效率 功率 1p 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?? 表示，；反之稱為逆效率，用符號 ?? 表示。 正效率 ?? 計算公式： 121ppp?? ?? （ 2—3） 逆效率 ?? 計算公式： 323ppp?? ?? （ 2—4） 式 中， 1p 為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率； 2p 為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率； 3p 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、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 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、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，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，其效率可用下式計算 )tan(tan0 0 ?? ??? a a=% （ 2—5） 式中， 0a 為螺桿的螺線導(dǎo)程角 =8176。 ~10176。，取 8176。； a r c t a n a r c t a n ? ? ? ?， f為磨擦因數(shù) ，取 。 楊露露： 重型貨車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 18 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(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)向傳動機構(gòu)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(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，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算 00tan )tan( aa ?? ??? =% （ 2— 6） 式（ 2— 5）和式（ 2— 6）表明：增加導(dǎo)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(dǎo)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(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 8176。 ~10176。之間。 角傳動比 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)向系的角傳動比 . 0i? 。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)向器的角傳動比 i? 。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)向傳動機構(gòu)的角傳動比 39。i? 。它們之間的關(guān)系為 39。0i i i? ? ? ? ? ?? ? ?? ? ?? ? ? ? ?? ? ? （ 2— 7） i? ????? 39。i? ????? 式中 0i? —— 轉(zhuǎn)向系的角傳動比； i? —— 轉(zhuǎn)向 器的角傳動比； 39。i? —— 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比； ?? —— 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)向傳動機構(gòu)的布置，通常取其在中間位置時使轉(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，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， 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比亦可取為 39。 31li l?? （ 2—8） 式中 1l —— 轉(zhuǎn)向搖臂長 3l —— 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比多在 ~1. 1 之間，即近似為 1。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。 力傳動比 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比 39。Pi 等于轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩 rT 與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩 T之比值。39。Pi 與轉(zhuǎn)向傳動機構(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 所示的非獨立懸架汽車的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)來說，當轉(zhuǎn)向輪由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)帶動而轉(zhuǎn) 向且后者處于圖示虛線位置時，其轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩為 楊露露： 重型貨車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 20 ? ? ? ? ? ?39。39。1 3 1 30 .5 0 .5r r L RT T l l T l l m m?? （ 2— 9） 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳 動比為 ? ? ? ?39。 39。 39。 39。312rP R R LTi l l m m mT ??? ? ??? （ 2— 10） 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△ t 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。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)向器傳動副傳動間隙特性（圖 25）。 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)。 傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動副存在傳動間隙，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(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 為此，傳動副傳動間隙特性應(yīng)當設(shè)計成圖 25 所示的逐漸加大的形狀。 圖 25 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 Fig 25 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)向器傳動間隙變化特性。 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 轉(zhuǎn)向盤從一個極端位置轉(zhuǎn)到另一個極端位置時所轉(zhuǎn)過的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。 它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動比有關(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)動閣數(shù)較少，一般約在 圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過 6 圈 。 楊露露： 重型貨車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 22 3 轉(zhuǎn)向器 機械部分的 設(shè)計 與 計算 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、前軸負荷、使用條件等來決定 ，并 要考慮其效率特性、角傳動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 、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 :當前軸軸荷不大于 且無動力轉(zhuǎn)向和不大于 4t帶動力轉(zhuǎn)向的汽車均可選用這種結(jié)構(gòu)型式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器則是當前廣泛使用的一種結(jié)構(gòu)，高級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，但當系統(tǒng)中裝有液力式動力轉(zhuǎn)向或在轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝有減振器時，則可采用正、逆效率均高的轉(zhuǎn)向器， 因為路面的沖擊可由液體或減振器吸收，轉(zhuǎn)向盤不會產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。 關(guān)于轉(zhuǎn)向器角傳動比對使用條件的適應(yīng)性間題，也是選擇轉(zhuǎn)向器時應(yīng)考慮的一個方面。對于前軸負荷不大的或裝有動力轉(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。因為高速行 駛時，很小的前輪轉(zhuǎn)角也會導(dǎo)致產(chǎn)生較大的橫向加速度使輪胎發(fā)生側(cè)滑。這時應(yīng)選用轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時角傳動比較大而左、右兩端角傳動比較小的轉(zhuǎn)向器。對于前軸負荷較大且未裝動力轉(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比較大、中間較小的角傳動比變化特性的轉(zhuǎn)向器。 針對本次設(shè)計， 采用液力式動力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。因為循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動效率可達 75%~80%，并且其缺點是逆效率高，所以機械轉(zhuǎn)向部分采用循環(huán)球 —— 齒條尺扇 式轉(zhuǎn)向 器。 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度 ，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)向軸的負荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包