【文章內(nèi)容簡介】 167。 轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 一、 轉(zhuǎn)向盤的尺寸及布置 轉(zhuǎn)向盤有輪轂、輪緣和輪輻組成。若采用大直徑的轉(zhuǎn)向盤，會使駕駛?cè)藛T進出駕駛室感到困難；若采用小直徑的轉(zhuǎn)向盤，則在轉(zhuǎn)向時要求駕駛?cè)藛T施加較大的力量。轉(zhuǎn)向盤布置過高會影響人對道路和儀表盤的視野；轉(zhuǎn)向盤車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 7 布置過低，則在操縱離合器、制動踏板時影響駕駛?cè)藛T腿部的動作。在選擇轉(zhuǎn)向盤直徑時，應(yīng)考慮與汽車的類型和大小相適應(yīng)。乘用車、小型客車、小型商用車的轉(zhuǎn)向盤直徑參考直徑為 400mm；中型客車、中型商用車的轉(zhuǎn)向盤參考直徑為 450mm 或者 500mm；大型客車和大型商用車的轉(zhuǎn)向盤的參考直徑為 550mm。 二、 轉(zhuǎn)向軸的防傷安全措施 根據(jù)交通事故統(tǒng)計資料和對汽車碰撞試驗結(jié)果的分析表明：汽車在正面碰撞時，轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)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 13 防傷轉(zhuǎn)向傳動軸簡圖 ，作用在轉(zhuǎn)向盤上的水平力不得超過 11123N，見GB115571998。為此，需要在轉(zhuǎn)向系中設(shè)計并安裝能吸收沖擊能量的機構(gòu)，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(guān)的轉(zhuǎn)向系零件在撞擊時產(chǎn)生塑性變形、彈性變形或摩擦等來實現(xiàn)。當轉(zhuǎn)向軸采用萬向節(jié)連接的結(jié)構(gòu)，可以通過合理布置保證在汽車正面碰撞時，防止轉(zhuǎn)向軸等向車身內(nèi)移動，如圖 13[4]所示。這種結(jié)構(gòu)雖然不能吸收碰撞能量，但其結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向傳動軸和轉(zhuǎn)向盤就處在圖中雙點劃線的位置，轉(zhuǎn)向盤沒有后移便不會影響駕駛員安全。轉(zhuǎn)向軸上設(shè)置有萬向節(jié)不僅提高安全性，而且有利于使轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器在汽車上車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 8 得到 合理布置，提高了操縱方便性，拆裝容易。 167。 哈弗 H5 歐風版（兩驅(qū)）技術(shù)參數(shù) 本次設(shè)計以長城 SUV 哈弗 H5 歐風版（兩驅(qū)）為基礎(chǔ)車型，進行循環(huán)球式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計。該車型的主要技術(shù)參數(shù)列于表 11 至表 13。 表 11 哈弗 H5 歐風版（兩驅(qū)）發(fā)動機型式及參數(shù) 發(fā)動 機結(jié)構(gòu)型式與技術(shù)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) 8588 排量 (L) 壓縮比 10:01 額定功率及相應(yīng)轉(zhuǎn)速 (kW/rpm) 90/5250 最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速 (Nm/rpm) 170/25003000 怠速穩(wěn)定轉(zhuǎn)速 (r/min) 750177。50 最大凈功率 (kW) 85 表 12 哈弗 H5 歐風版（兩驅(qū)）車輪和輪胎主要參數(shù) 車輪和輪胎 輪胎類型 無內(nèi)胎子午線輪胎 輪胎規(guī)格 235/65 R17 輪輞規(guī)格 5176。深槽輪輞 177J 輪胎氣壓 230kPa 車輪偏距 +38mm 車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 9 表 13 哈弗 H5 歐風版（兩驅(qū)）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 42 額定載客 (人 ) 5 整車整備質(zhì)量 (kg) 1705 最大總質(zhì)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(zhuǎn)彎直徑 (m) ≤13 前懸 (mm) 899 后懸 (mm) 1050 接近角 (176。) ≥22 離去角 (176。) ≥ 四輪定位（空載） 前輪前束 (mm) 0～ 2 前輪外傾角 (176。) 0 177。30′ 主銷內(nèi)傾角 (176。) 12 30′177。30′ 主銷后傾角 (176。) 3 30′177。30′ 主銷偏移距 (mm) 16 車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 10 第 二 章 轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù) 167。 轉(zhuǎn)向系的效率 轉(zhuǎn)向系的效率 由轉(zhuǎn)向器的效率 和轉(zhuǎn)向操縱及傳動機構(gòu)的效率 ′決定，即 ′ （ 21） 轉(zhuǎn)向器的效率 又有正效率 :與逆效率 。之分。轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出的功率（ P P ）與轉(zhuǎn)向軸輸入功率 P 之比，稱為轉(zhuǎn)向器的正效率： : 1。 2 1 （ 22） 式中 P ——轉(zhuǎn)向器的摩擦功率。 反之，即轉(zhuǎn)向軸輸出的功率（ P P ）與轉(zhuǎn)向搖臂軸輸入的功率 P 之比，稱為轉(zhuǎn)向器的逆效率： 3。 2 3 （ 23） 正效率愈大，轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪時轉(zhuǎn)向器的摩擦損失就愈小，轉(zhuǎn)向操縱就愈容易。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)量等是影響轉(zhuǎn)向器正效率的主要因素。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動副為滾動摩擦，摩擦損失小，其正效率 :可達 85％；蝸桿指銷式和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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 :為 : t t ( : ) （ 24） 式中 ——螺桿的螺線導程角 ， ′； ——摩擦角， ta 。1 ； ——摩擦系數(shù) ，取 。 則 ta 。1 ′ : t 6 55′t (6 55′:34′) 逆效率表示轉(zhuǎn)向器的可逆性。根據(jù)逆效率值的大小，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的逆效率較高，這種轉(zhuǎn)向器可將路面作用在轉(zhuǎn)向輪上的大車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 11 部分力傳遞到轉(zhuǎn)向盤上，使司機的路感好。在汽車轉(zhuǎn)向后也能保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤的自動回正，使轉(zhuǎn)向輪行駛穩(wěn)定。但在壞路面上，當轉(zhuǎn)向輪上作用有側(cè)向力時，轉(zhuǎn)向輪受到的沖擊大部分會傳給轉(zhuǎn)向盤，容易產(chǎn)生 ―打手 ‖現(xiàn)象，同時轉(zhuǎn)向輪容易產(chǎn)生擺振。因此， 可 逆式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器均屬于這一類 [5]。 不可逆式轉(zhuǎn)向器不會將轉(zhuǎn)向輪受到的沖擊力傳到轉(zhuǎn)向盤上。由于它既使司機沒有路感， 又 不能保證轉(zhuǎn)向輪的自動回正，現(xiàn)代汽車已不采用。 極限可逆式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪受到?jīng)_擊力時，其中只有較小的一部分傳給轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的逆效率為 。 t ( 。 )t （ 25） 式中 及 見式 （ 24） 下的說明 。 則 。 t (6 55′。34′)t 6 55′ 由式 （ 24） 、 （ 25） 可見：增大導程角 不僅能提高正效率，也會提高逆效率，故 不宜取得過大。當 時，逆效率 。 ，這時轉(zhuǎn)向器為不可逆式。因此應(yīng)使 ，通常螺線的導程角取為 8176。~10176。 通常，由轉(zhuǎn)向盤至轉(zhuǎn)向輪的效率即轉(zhuǎn)向系的正效率 :的平均值為~；當向上述相反方向傳遞力時逆效率 。的平均值為 ~。轉(zhuǎn)向操縱及傳動機構(gòu)的效率 ′用于評價在這些機構(gòu)中的摩擦損失，其中轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向主銷等的摩擦損失約為轉(zhuǎn)向系總損失的 40%~50%，而拉桿球銷的摩擦損失約為轉(zhuǎn)向系總損失的 10%~15%。 167。 轉(zhuǎn)向系的角傳動比與力傳動比 167。 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 。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 。轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 12 應(yīng)增量 之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比 ′ 。它們之間的關(guān)系為 ? ′ ? （ 26） （ 27） ′ （ 28） 式中 ——轉(zhuǎn)向系的角傳動比； ——轉(zhuǎn)向器的角傳動比； ′ ——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，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)向縱拉桿的交角相等。這時，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比亦可取為 ′ （ 29） 式中 1——轉(zhuǎn)向搖臂長； 3——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 ~ 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。 167。 力傳動比 轉(zhuǎn)向系的力傳動比 ′′ 為從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2 w與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力 之比，即 ′′ 2 （ 210） 經(jīng)推 導 得 ′′ r （ 211） 式中 ——轉(zhuǎn)向系的角傳動比，取 車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 13 r ——轉(zhuǎn)向盤的半徑，根據(jù)車型不同可在 180 275 范圍內(nèi)按國家標準系列選取， r mm； a——主銷偏移距。即由轉(zhuǎn)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 ~ 倍的胎面寬度，哈弗 H5 正偏距a mm； 則 17 15 19016 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比 ′ 等于轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩 Tr與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩 T 之比值 [1]。 ′ 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)向且處于圖 31(a)所示虛線位置時，其轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩為 T Tr( 1 3) Tr( 1 3)(m ′ m ′ ) （ 212） 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比為 ′ ( 3 1)[m ′ (m ′ m ′ )] （ 213） 式中 1， 3， m ′， m ′ ——轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)處于圖 21(a)所示虛線位置時的有關(guān)計算用尺寸（見該圖）。 圖 21 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡圖 （ a）與非獨立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時；（ b）與獨立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時； 1轉(zhuǎn)向搖臂； 2， 4轉(zhuǎn)向縱拉桿及橫拉桿； 3轉(zhuǎn)向節(jié)臂； 5轉(zhuǎn)向梯形臂； 6懸架； 7擺桿 在最惡劣的轉(zhuǎn)向條件下，例如在干而粗糙的轉(zhuǎn)向輪支承面上作原地轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩 Tr由轉(zhuǎn)向車輪相對于主銷軸線的滾動阻力矩 T輪胎車輛與動力工程學院畢業(yè)設(shè)計說明書 14 與地面接觸部分的滑動摩擦力矩 T2以及轉(zhuǎn)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 （ 214） 且 T1 G1 a （ 215） T2 G1 （ 216） T3 aG1 [ ( 1′ 2′ ) ( 1′ 2′ )] （ 217） 式中 G1——轉(zhuǎn)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 ——主銷內(nèi)傾角； ——主銷后傾角； 1′ 、 2′ ——內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的平均轉(zhuǎn)角； ——附著系數(shù)，計算時取 ； x——滑動摩擦力矩 T2的力臂： √r2 r 2 （ 218） r r ——車輪的自由半徑和靜半徑，計算時可近似地取 r r。 在實際計算中常取轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比 ′ 計算轉(zhuǎn)向搖臂軸上的力矩T T (