【正文】 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度與搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比，即===，式中，為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。（此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比，即=/=。2)、力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力F和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩M之間有如下關(guān)系 F= M/a （c）式中，a為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點(diǎn)至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力F可用下式表示 F=2M （d）式中，為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；為轉(zhuǎn)向盤直徑。 將式（c）、（d）代入后得到 （e） 分析式（e）可知，當(dāng)主銷偏移距a小時，力傳動比應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。~，而貨車的a值在40~60mm范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑根據(jù)車型不同在JB4505—86轉(zhuǎn)向盤尺標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的系列選取。如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理， 可用下式表示 （f）將式（f）帶入式（e）后得到 （g）當(dāng)a和 不變時，力傳動比 越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈活。3)、轉(zhuǎn)向系的角傳動比轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比，除用表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長與搖臂臂長之比來表示，即≈/。現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，～，可近似認(rèn)為其比值為1，則。由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。4)、轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律式（g）表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從式可知，當(dāng)一定時，增大能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力，使操縱輕便?？紤]到，由的定義可以知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的影響變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時間增長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構(gòu)成一對矛盾。為解決這對矛盾，可以采用變速比轉(zhuǎn)向器。齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器可以制成變速比轉(zhuǎn)向器。隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角變化，轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)計(jì)成減小、增大或者保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的因素，主要是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機(jī)動能力的要求。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小，在轉(zhuǎn)向盤全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，駕駛員不存在轉(zhuǎn)向沉重問題。裝有動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比并能減少轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)，以提高汽車的機(jī)動能力。轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大又沒有裝動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩大致與車輪偏轉(zhuǎn)角度大小成正比變化，汽車低速急轉(zhuǎn)彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角較小，轉(zhuǎn)向阻力矩也小，此時要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當(dāng)小些。因此，轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應(yīng)選用大致呈中間小兩端大些的小凹形曲線，如下圖所示。 轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角過分敏感和使反沖效應(yīng)加大，使駕駛員精神精確控制轉(zhuǎn)向輪的運(yùn)動有困難。直行位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜低于15~16。（3）轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副（如循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒扇和齒條）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，見下圖。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)。 直線行駛時，轉(zhuǎn)向器傳動副若存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，就能在間隙的范圍內(nèi)，允許車輪偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時（一般是10176。~15176。）要極小，最好無間隙。轉(zhuǎn)向器傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙大到無法確保直線行駛的穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處的間隙。調(diào)整后，要求轉(zhuǎn)向盤能圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，無卡住現(xiàn)象。為此傳動副的傳動間隙特性，應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成在離開中間位置以后呈上圖所示的逐漸加大的形狀。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。 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)與計(jì)算轉(zhuǎn)向系計(jì)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)該有足夠的強(qiáng)度。欲驗(yàn)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需要首先確定作用在個零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。精確地計(jì)算出這些力是困難的，為此利用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來計(jì)算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩（Nmm） = （h） 式中， 為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，；為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N）；p為輪胎氣壓（Mpa）。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 （i）式中， 為轉(zhuǎn)向搖臂長；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長； 為轉(zhuǎn)向盤直徑； 為轉(zhuǎn)向器角傳動比； 為轉(zhuǎn)向器正效率。 對給定的汽車，用式（i）計(jì)算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計(jì)算載荷。對于前軸負(fù)荷大的重型貨車，用上式計(jì)算的力往往超過駕駛員生理上的可能，在這種情況下，對轉(zhuǎn)向器和動力轉(zhuǎn)向器動力缸以前零件的計(jì)算載荷，應(yīng)該取駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤輪緣上的最大瞬時力，此力為700N。 對于蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器來說，滾輪一般有兩種——雙齒與三齒，故轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角一般取用80176。和100176。兩種。~，對于本設(shè)計(jì)滾輪采用三齒形式，取 。 ~， ~。 軸距L=2600mm，不大于250N。根據(jù)總成設(shè)計(jì)，該貨車若滿載時總重4t，故轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷=38%4000=14896N；方向盤直徑取=400mm。 在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器主體部分時，即蝸桿滾輪時，考慮到轉(zhuǎn)向器的嚙合形式，蝸桿傳動類型采用漸開線蝸桿。計(jì)算時將蝸桿滾輪轉(zhuǎn)變?yōu)槲仐U蝸輪形式來計(jì)算，其一般計(jì)算過程如下表示。 蝸桿材料的選擇：該轉(zhuǎn)向器中，蝸桿選擇45鋼，蝸桿毛坯采用鍛件，并且蝸桿要經(jīng)過進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。 結(jié)合設(shè)計(jì)，初步確定蝸桿蝸輪的中心距a=80mm，傳動比。喉圓直徑：齒頂高：齒根高：外圓直徑：輪緣寬度：蝸輪喉部法向弦齒厚：蝸輪法向弦齒厚測齒高：蝸桿喉部法向弦齒厚：蝸桿法向弦齒厚測齒高：（其中表示蝸桿頭數(shù)；表示蝸輪齒數(shù)） 根據(jù)設(shè)計(jì)所得數(shù)據(jù)，可將蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器初步表達(dá)如下： 具體設(shè)計(jì)參照設(shè)計(jì)圖紙。 轉(zhuǎn)向梯形 轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案與懸架采用何種方案有聯(lián)系。無論采用哪一種方案，必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)，做到汽車轉(zhuǎn)彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運(yùn)動的車輪，作無滑動的純滾動運(yùn)動。同時，為達(dá)到總體布置要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑值，轉(zhuǎn)向輪應(yīng)該有足夠大的轉(zhuǎn)角。（1）轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析：1)、整體式轉(zhuǎn)向梯形整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿，轉(zhuǎn)向梯形臂和汽車前軸組成。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點(diǎn)是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動時，會影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。當(dāng)汽車前懸架采用非獨(dú)立懸架時，應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或前軸前（稱為前置梯形）。對于發(fā)動機(jī)位置低或前輪驅(qū)動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)方向延伸，因而會與車輪或制動底版發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。為了保護(hù)橫拉桿免遭地面不平物的損傷，橫拉桿的位置應(yīng)盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。2)、斷開式轉(zhuǎn)向梯形轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿做成斷開的，稱之為斷開式轉(zhuǎn)向梯形。斷開式轉(zhuǎn)向梯形的主要優(yōu)點(diǎn)是它與前輪采用獨(dú)立懸架相配合，能夠保證一側(cè)車輪上、下跳動時，不會影響另一側(cè)車輪；與整體式轉(zhuǎn)向梯形相比較，由于桿系、球頭增多，所以結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本高，并且調(diào)整前束比較困難。橫拉桿上斷開點(diǎn)的位置與獨(dú)立懸架形式有關(guān)。采用雙橫臂獨(dú)立懸架，常用圖解法（基于三心定理）確定斷開點(diǎn)的位置。由上面分析得出，因?yàn)樵撠涇噷儆谇拜嗱?qū)動，結(jié)合材料的經(jīng)濟(jì)性，可以選擇采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。當(dāng)然了，選擇了轉(zhuǎn)向梯形后，在設(shè)計(jì)過程中就必然要進(jìn)行整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。這是因?yàn)樵谄囖D(zhuǎn)向行駛時，受彈性輪胎側(cè)偏角的影響，所有車輪不是繞位于后軸延長線上的點(diǎn)滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內(nèi)側(cè)某一點(diǎn)滾動。此點(diǎn)位置與前輪和后輪的側(cè)偏角大小有關(guān)。由于影響側(cè)偏角的因素比較多，且難以精確確定，故在進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)的過程中，往往忽略影響側(cè)偏角的影響因素來分析有關(guān)兩軸汽車的轉(zhuǎn)向問題。經(jīng)過過往的分析不難看出，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問題歸根結(jié)底其實(shí)是一個小型的約束非線性規(guī)劃問題，可以用復(fù)合形法來求解。（2）轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算1)、轉(zhuǎn)向拉桿拉桿應(yīng)該有較小的質(zhì)量和足夠的剛度。拉桿的形狀應(yīng)該符合布置要求，有時不得不做成彎的，這就減小了縱向剛度。拉桿應(yīng)用《材料力學(xué)》中有關(guān)壓桿穩(wěn)定性計(jì)算公式進(jìn)行驗(yàn)算，~，拉桿用30或40鋼無縫鋼管制成。2)、球頭銷球頭銷常由于球面部分磨損而損壞，為此用下式驗(yàn)算接觸應(yīng)力 =F/A式中，F(xiàn)為作用在球頭上的力；A為在通過球心垂直于F力方向的平面內(nèi)，球面承載部分的投影面積。許用接觸應(yīng)力為[]≤25~30N/mm。設(shè)計(jì)初期，球頭直徑d可以根據(jù)下表中的數(shù)據(jù)進(jìn)行選擇。 根據(jù)前面所得結(jié)果可以知道初選d=27mm球頭銷大多用合金結(jié)構(gòu)鋼12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液體碳氮共滲鋼35Cr、35CrNi制造。3)、轉(zhuǎn)向搖臂在球頭銷上作用的力F，對轉(zhuǎn)向搖臂構(gòu)成彎曲和扭轉(zhuǎn)力矩的聯(lián)合作用。危險斷面在搖臂根部，應(yīng)該按第三強(qiáng)度理論驗(yàn)算其強(qiáng)度 式中， 、為危險斷面的抗彎截面系數(shù)和抗扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)；尺寸d、e見下圖要求 式中，為材料的屈服點(diǎn)；n為安全系數(shù)，取n=~。轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向搖臂軸經(jīng)花鍵連接。三、各主要零件設(shè)計(jì)（一）.軸的設(shè)計(jì)軸是組成機(jī)器的主要零件之一。一切作回轉(zhuǎn)運(yùn)動的傳動零件（例如齒輪、蝸輪等），都必須安裝在軸上才能進(jìn)行運(yùn)動及動力的傳遞。因此軸的主要功能是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運(yùn)動和動力。 按照承受載荷的不同，軸可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸三類。工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸稱為轉(zhuǎn)軸。這類軸在各種機(jī)器中最為常見。只承受彎矩而不承受扭矩的軸稱為心軸。心軸又分為傳動心軸和固定心軸兩種。 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學(xué)熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常用的是45鋼。在該設(shè)計(jì)中我們考慮到產(chǎn)品的廉價性實(shí)用性，所以我們也采用45鋼軸的定位與固定方法：1）軸肩、軸環(huán)：結(jié)構(gòu)簡單、定位可靠，可承受較大軸向力。常用于齒輪、２）帶輪、鏈輪、聯(lián)軸器等的軸向定位。套筒：結(jié)構(gòu)簡單、定位可靠，軸上不需要開槽、鉆孔和切制螺紋。應(yīng)此不影響軸的疲勞強(qiáng)度。一般用于零件間距離比較小的場合，以免結(jié)構(gòu)重量。軸的轉(zhuǎn)速很高時不宜采用。 軸端擋板：使用于心軸的軸端固定。彈性擋圈：結(jié)構(gòu)簡單緊湊，只能承受很小的軸向力，常用于固定滾動軸承。緊定螺釘：使用于軸向力很小、轉(zhuǎn)速很低或者僅為紡織零件偶然軸向滑動的場合。為了防止螺釘松動，可加鎖圈。鎖緊擋圈：結(jié)構(gòu)簡單，但不能承受較大的軸向力。常用于光軸上零件的固定。軸的加工和裝配工藝性進(jìn)行軸的設(shè)計(jì)時，除了考慮前面的各種因素外，同時還應(yīng)考慮便于軸的加工、測量、裝配和維修。通常要注意以下幾個主要的方面：考慮加工工藝所必須的結(jié)構(gòu)要素（如中心孔、螺紋退刀槽、砂輪越程槽等）；合理確定軸于零件的配合性質(zhì)、加工精度和表面粗糙度等；且定各段軸的長度時應(yīng)盡可鞥使結(jié)構(gòu)緊湊，同時還應(yīng)保證零件所需要的滑動距離、裝拆或者調(diào)整所需要的空間，并注意轉(zhuǎn)動零件不得于其他零件相撞，與輪轂配裝的軸段長度一般小于輪轂2－3mm，以保證定位軸向定位可靠。除特殊要求外，一般軸上所有零件都應(yīng)無過盈地達(dá)到配合部位。為便于導(dǎo)向和避免擦傷配合面，軸的兩端及有過盈配合的臺階處應(yīng)制成倒角；為了減少加工刀具的種類和提高勞動生產(chǎn)率，軸的倒角、圓角、鍵槽等盡可能取相同尺寸，或者盡量減少不同尺寸的倒角、圓角、退刀槽等?；谝陨锨闆r，現(xiàn)軸設(shè)計(jì)如下： 圖2－3軸分為四段。第一段安裝三角皮帶輪無級變速器，三角皮帶無級變速器的安裝見三角皮帶無級變速，定位靠軸肩定位，軸承安裝在第二段上面，定位靠軸肩定位，軸的中間段為安裝脫粒滾筒段，其長度較長，約1m ，滾筒由兩端各裝一個鍥性鍵固定，兩鍵離軸承支座較近，所以長度中間承受的彎矩不大，經(jīng)過第三強(qiáng)度理論較核，此軸滿足強(qiáng)度要求。軸的另一端裝軸承和Ｖ帶輪。軸由各種破壞形式，如疲勞、腐蝕、磨損、撞擊、微動和蠕變等，但軸的破壞多數(shù)屬于疲勞破壞，據(jù)統(tǒng)計(jì)，機(jī)器零件的破壞中由80%的損壞是屬于疲勞破壞，而軸類零件的破壞的比例則更高一些。疲勞破壞