【導讀】另外，當汽車直線行駛時，轉向輪往往會受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用而。動，降低傳動速度，增大轉向力矩并改變轉向力矩的傳動方向。轉向器的輸出功率與輸入功率之比，稱為轉向器的傳動效率。向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號η+表示，式中，P2為轉向器中的摩擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求正效率高。向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面。止打手又要求此逆效率盡可能低。效率，根據(jù)試驗結果分別為70％和75％。效率提高約10％。的沖擊力，能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張。果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。力由轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。轉向盤直徑Dsw根據(jù)車型不同在。的角傳動比iw及其變化規(guī)律即可。

　　

【正文】 駛位置附近小角度轉向區(qū)，曲線呈低平形 狀，油壓變化不大；汽車原地轉向或調(diào)頭時，輸入轉矩進入最大 區(qū)段 (圖中 C段 )，要求助力轉向效果應當最大，故油 壓曲線呈陡而直狀上升； B 區(qū)段屬常用快速轉向行駛區(qū)段，要求助力作用要明顯，油壓曲線的斜率變化應較大，曲線由較為平緩變陡。除此之外，上述三個區(qū)段之間的油壓曲線過渡要求平滑， D 區(qū) 段曲線就表 明是一個較寬的平滑過渡區(qū)間。 圖 44 靜特性曲線分段示意圖 要求動力轉向器向右轉和向左轉的靜特性曲線應對稱。對稱性可以評價滑閥的加工和裝 配質(zhì)量。要求對稱性大于 。 第五章 轉向梯形 轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉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，必須正確選擇轉向梯形參數(shù)，做到汽車轉彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角 。 轉向梯形結構方案分析 整體式轉向梯形 整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿 l，轉向梯 形臂 2 和汽車前軸 3組成，如圖51 所示。 其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案 的優(yōu)點是結構簡單，調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響 另一側轉向輪。 圖 51 整體式轉向梯形 1— 轉向橫拉桿 2— 轉向梯形臂 3— 前軸 當汽車前懸架采用非獨立懸架時，應當采用整體式轉向梯形。整體式轉向梯形的橫拉桿 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方向延伸，因而會與車輪或 制動底板發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不 平物的損傷，橫拉桿的位置應盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度 。 斷開式轉向梯形 轉向梯形的橫拉桿做成斷開的，稱之為斷開式轉向 梯形。斷開式轉向梯形 方案之一如圖 52 所示。斷開 式轉向梯形的主要優(yōu)點是它與前輪采用獨立懸架相配合，能夠保證一側車輪上、下跳動時，不會影響另一側車輪；與整體式轉向梯形比較，由于桿系、球頭增多，所以結構復雜，制造成本高，并且調(diào)整前束比較困難。 圖 52 斷開式轉向梯形 橫拉桿上斷開點的位置與獨立懸架形式有關。采用 雙橫臂獨立懸架，常用圖解法 (基于三心定理 )確定斷 開點的位置。其求法如下 (圖 53b)： 1)延長 BKB 與 AKA ，交于立柱 AB 的瞬心 P 點 ， 由 P 點作直線 PS。 S 點為轉向節(jié)臂球銷中心在懸架桿 件 (雙橫臂 )所在平面上的投影。當懸架搖臂的軸線斜 置時，應以垂直于搖臂軸的平面作為當量平面進行投影和運動分析。 2)延長直線 AB 與 BAKK ，交于 ABQ 點，連 ABPQ 直線。 3)連接 S 和 B點，延長直線 SB。 4)作直線 BSPQ ，使直線 ABPQ 與 BSPQ 間夾角等于直線 APK 與 PS 間的夾角。當 S 點 低于 A 點時， BSPQ 線應低于 ABPQ 線。 5)延長 PS 與 BBSKQ ，相交于 D 點，此 D 點便是橫拉桿鉸接點 (斷開點 )的理想的位 置。 以上是在前輪沒有轉向的情況下，確定斷開點 D位置的方法。此外，還要對車輪向左轉和向右 轉的幾種不同的工況進行校核。圖解方法同上，但 S 點的位置變了；當車輪轉向時，可認為 S 點沿 垂直于主銷中心線 AB 的平面上畫弧 (不計主銷后 傾角 )。如果用這種方法所得到的橫拉桿長度在不 同轉角下都相同或十分接近，則不僅在汽車直線行駛時，而且在轉向時，車輪的跳動都不會對轉向產(chǎn)生影響。雙橫臂互相平行的懸架能滿足此要求，見圖 53a 和 c。 整體式轉向梯形機構優(yōu)化設計 汽車轉向行駛時，受彈 性輪胎側偏角的影響， 圖 53 斷開點的確定 所有車輪不是繞位于后軸沿長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內(nèi)側某一點滾動。此點位置與前輪和后輪的側偏角大小有關。因影響輪胎側偏角的因素很多，且難 以精確確定，故下面是在忽略側偏角影響的條件下，分析有關兩軸汽車的轉向問題。此時，兩轉向前輪軸線的延長線應交在后軸延長線上，如圖 733 所示。設 i? 、 o? 。分別為內(nèi)、外轉向車 輪轉角， L 為汽車軸距， K 為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。若要保證全部 車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構應保證內(nèi)、外轉向車輪的轉角有如下關系 LKio ???? c o tc o t ……………………………………………………… (51) 若 自變角為 o? ，則因變角 i? 的期望值為 ? ? ? ?LKa rcf ooi ?????? c o tc o t……………………………………… (52) 圖 54 理想的內(nèi)、外車輪轉角關系簡圖 現(xiàn)有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以圖 733 所示的后置梯形機構為例，在圖 上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角39。i? 為 ? ?? ?? ?? ?? ?ooooic o cmKmKmKc o cmKmK ?????????????????????????????????????212c o sc o sc o s2a r c c o s21s i na r c s i n2239。 ………………………………………………………………………………… （ 53） 式中， m 為梯形臂長；γ 為梯形底角。 所設計的轉向梯形給出的實際因變角 39。i? ，應盡可能接近理論上的期望值 i? 。其偏差在 最常使用的中間位置附近小角范圍內(nèi)應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經(jīng)常使用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子 ? ?o??0 ，構成評 價設計優(yōu)劣的目標函數(shù) ??xf 為 ? ? ? ? ? ? ? ?? ? %1 0 039。0m a x ??????? ?? ???????? ???? oiioiioiioiooixf ………………………… (54) 將式 (52)、式 (53)代入式 (54)得 ? ? ? ?? ?? ?? ?? ?? ?%1 0 01c o tc o tc o s212c o sc o sc o s2a r c c o sc o tc o tc o s21s i na r c s i n220m a x???????????????????????????????????????????????????????? ????LKa r cmKmKmKLKa r cmKmKxfoioioioioioioiooi………… (55) 式中， x 為設計變量， ??????????????? mxxx21 ； maxo? 為外轉向車輪最大轉角，由圖733 得 aDLo ???2a r c s inm inm a x………………………………………………… （ 56） 式中， minD 為汽車最小轉彎直徑； a 為主銷偏移距。 考慮到多數(shù)使用工況下轉角 o? 小于 20186。， 且 10186。以內(nèi)的小轉角使用得更加頻繁，因此取 ? ? ????????o m ax202021100oooo??????????????? ……………………………………… (57) 建立約束條件時應考慮到：設計變量 m及 γ 過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當 m過大時，將使梯形布置困難，故對 m 的上、下限及對γ 的下限應設置約束條件。因 γ 越 大，梯形越接近 矩形， ??xf 值就越大，而優(yōu)化過程是求 ??xf 的極小值，故可不必對 γ的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為 0min ??mm ……………………………………………………………… (58) 0max ??mm ……………………………………………………………… (59) 0min ???? ………………………………………………………… … (510) 梯形臂長度 m設計時常取在 minm =， maxm =。梯形底角 min? =70186。 此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角 δ 不宜過小，通常取 min??? =40186。如圖 733 所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時 min??? 即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理 ，可推出最小傳動角約束條件為 ? ?? ? 02c osc osc os c osc os2c osm i nm a xm i n ?????? ??????? Kmo…………………………… (511) 式中， min? 為最小傳動角。 已知aDLo ???2a r c s inm inm a x，故由式 (511)可知， min? 為設計變量 m 及 γ 的函數(shù)。由 式 (58)、式 (59)、式 (510)和式 (511)四項約束條件所形成的可行域，如圖 55所示的幾種情況。圖 55b 適用于要求 min? 較大 ，而 min? 可 小 些的車型；圖 55C 適用于要求 min? 較大，而 min? 小些的車型；圖 55a 適用介于圖 55b、 c之間要求的車 型。 圖 55 轉向梯形機構優(yōu)化設計的 可 行域 由上述數(shù)學模型可知，轉向梯形機構的優(yōu)化設計問題，是一個小型的約束非線性規(guī)劃問 題，可用復合形法來求解 。 轉向傳動機構強度計算 球頭銷 球頭銷常由于球面部分磨損而損壞，為此用下式驗算接觸應力 j? AFj ?? 式中， F 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。 許用接觸應力為 [ j? ]≤25 ～ 30 2/mmN 。 設計初期，球頭直徑 d可根據(jù)表 74 中推薦的數(shù)據(jù)進行選擇。 表 74 球頭直徑 球頭直徑 ／ mm 轉向輪負荷 ／ N 球頭直徑 ／ mm 轉向輪 負荷 ／ N 20 22 25 27 30 到 6000 60009000 900012500 1250016000 1600024000 35 40 45 50 2400034000 3400049000 4900070000 70000～ 100000 球頭銷用合金結構鋼 12CrNiB、 15CrMo、 20CrNi 或液體碳氮共滲鋼 35Cr、35CrNi 制 造。 轉向拉桿 拉桿應有較小的質(zhì)量和足夠的剛度。拉桿的形狀應符合布置要求，有時不得不做成彎 的，這就減小了縱向剛度。拉桿應用《材料力學》中有關壓桿穩(wěn)定性計算公式進行驗算。穩(wěn)定性安全系數(shù)不小于 ～ 。拉桿用 30 或 40 鋼無縫鋼管制成。 轉向搖臂 在球頭銷上作用的力 F，對轉向搖臂構成彎曲和扭轉力 矩的聯(lián)合作用。危險斷面在搖臂根部，應按第三強度理論驗算其強度 222222 4nw WeFW dF ??? 式中， W 、 nW 為危險斷面的抗彎截面系數(shù)和抗扭轉截面 系數(shù)；尺寸 d、 e見圖 56。要求 nT??? 式中， T? 為材料的屈服點； n為安全系數(shù)，取 n=～ 。 轉向搖臂與轉向搖臂軸經(jīng)花鍵連接，因此要求驗算花鍵 的擠壓應力和切應力 。 圖 56 轉向搖臂受力圖