【正文】 汽車行駛在拱形路面的一側(cè)時(shí)本身 。發(fā)飄的汽車行駛時(shí) ,難以保證向正前方向行駛而總向一邊跑偏。通過上述檢測(cè)可發(fā)現(xiàn)問題并予以調(diào)整或重新?lián)Q裝 ,解決轉(zhuǎn)向沉重問題。若檢測(cè)時(shí)油壓正常 ,則故障在轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。這時(shí) ,若油壓達(dá)不到原廠規(guī)定的壓力 ,且在逐步關(guān)閉壓力表閥門時(shí) ,油壓也不升高 ,說明轉(zhuǎn)向泵有故障 。具體操作如下 :將與規(guī)定油壓相適應(yīng)的壓力表 (帶閥門 )連接在轉(zhuǎn)向泵壓力輸出口與轉(zhuǎn)向控制閥輸入油管之間。如果左、右轉(zhuǎn)向助力不同 ,則故障可能在轉(zhuǎn)向控制閥。 通過上述檢查后 ,可將方向盤向左、右極限位置來回轉(zhuǎn)動(dòng) ,如果轉(zhuǎn)向輕便 ,說明故障予以排除 。 ④儲(chǔ)液罐內(nèi)的油液質(zhì)量和液面高度是否符合規(guī)定。 ②轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)各油管接頭是否泄漏 ,油管有無損壞、變形或裂紋。轉(zhuǎn)向控制閥、動(dòng)力液壓缸內(nèi)部泄漏等都會(huì)造成這種故障。動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵內(nèi)部磨損、泄漏嚴(yán)重 ,使動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵輸出壓力達(dá)不到標(biāo)準(zhǔn) 。油管變形 ,油路堵塞 。各油管接頭處密封不良 ,有泄漏現(xiàn)象 。 2）轉(zhuǎn)向沉重 裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車本來轉(zhuǎn)向應(yīng)是很輕便的 ,但在汽車行駛中卻感到轉(zhuǎn)向困難、沉重。轉(zhuǎn)向橫、直拉桿接頭缺油而 銹蝕 。這種故障一般發(fā)生在轉(zhuǎn)向機(jī)械部分。液壓助力的汽車 ,由于液壓阻尼的作用 ,自動(dòng)回位的功能有所減弱 ,但還應(yīng)保持一定的自動(dòng)回位能力。 （ 3） 大客車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常見問題及分析 液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的常見故障主要有液壓助力系統(tǒng)因油液泄漏、滲入空氣、動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵失效、轉(zhuǎn)向控制閥損壞和機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)損壞而引起方向回位困難、轉(zhuǎn)向沉重、車輛發(fā)飄和轉(zhuǎn)向噪聲等故障。 2）樣車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)： 結(jié)構(gòu)、性能等。 （ 2）評(píng)審的項(xiàng)目和依據(jù) 1） 關(guān)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的技術(shù)文件：圖紙（包括繪簽圖）、明細(xì)表、技術(shù)協(xié)議、技術(shù)條件等。 結(jié)構(gòu)方面是否有安全隱患。 是否有振動(dòng)、異響； 另一方面 A1 點(diǎn)又是縱拉桿上的一點(diǎn) ,縱拉桿繞轉(zhuǎn)向 搖臂下端球銷中心 B1 點(diǎn)擺動(dòng) ,其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧 JJ 1 ,參照方法一可求出轉(zhuǎn)向裝置 20 設(shè)計(jì)評(píng)審要求 （ 1）評(píng)審的時(shí)機(jī)和方法 1）方案評(píng)審：轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)員根據(jù)底盤總布置設(shè)計(jì)的要求，應(yīng)首先提供轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案和布 置草圖，完成該項(xiàng)工作后需進(jìn)行評(píng)審； 方 法：主要是底盤總布置、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、車架、懸架、發(fā)動(dòng)機(jī)及附件、操縱及駕駛臺(tái)各部分設(shè)計(jì)； 2）設(shè)計(jì)評(píng)審：在完成設(shè)計(jì)后進(jìn)行的評(píng)審，主要有圖紙、明細(xì)、技術(shù)條件等； 方 法：總布置設(shè)計(jì)員、轉(zhuǎn)向各總成設(shè)計(jì)員完成對(duì)圖紙等技術(shù)文件的審 查； 3）樣車評(píng)審：在樣車試制后，對(duì)樣車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行評(píng)審，具體有： 當(dāng) P 點(diǎn)沿圓弧 EE1 向下運(yùn)動(dòng)到 P″點(diǎn)時(shí) ,同理可求得此時(shí)轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心的位置 A1″。端點(diǎn) O1 是端點(diǎn) P 的擺動(dòng)中心 ,其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧 EE1 ,端點(diǎn) O2 是端點(diǎn) Q 的擺動(dòng)中心 ,其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧 FF1 。 O1 P 為上導(dǎo)向桿在側(cè)視圖上投影 ,O2Q 為下導(dǎo)向桿在側(cè)視圖上投影。若偏差過大 ,也可通過修改 B1 點(diǎn)位置 ,直至合格。車橋 的跳動(dòng)量與氣囊的跳動(dòng)量之比約等于前卷耳中心到車橋中心的距離 a 與前卷耳中心到氣囊中心線的距離 b 之比。 19 圖 8 懸臂式板簧示意圖 圖 9 縱置板簧懸架的運(yùn)動(dòng)校核圖 復(fù)合懸架 復(fù)合懸架的運(yùn)動(dòng)校核方法基本同縱置板簧懸架 ,如圖 10 所示。又因轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心是轉(zhuǎn)向直拉桿上的一點(diǎn) ,可求出轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心繞轉(zhuǎn)向垂臂球銷中心的運(yùn)動(dòng)軌跡 ,參照方法 （ 1） 節(jié)可求出轉(zhuǎn)向裝置與懸架共同運(yùn)動(dòng)的干涉量。時(shí)或吊耳很長(zhǎng)時(shí) ,需要修正 C 點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡 ,這里不作討論 。當(dāng)有三個(gè) C 點(diǎn)的位置時(shí) ,可以求得 C 點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡及擺動(dòng)中心 O1 。 10） 作圓弧 pc 、 qc 的切線 ,板簧回彈時(shí) ,D、 E 兩點(diǎn)位于該切線上 ,作圓弧 pd 、 qd 的切線 ,板簧壓縮時(shí) ,D、 E 兩點(diǎn)位于該切線上 。 8） 以 P 點(diǎn)為圓心 ,分別以 pc = fc3 (a/ b) ,pd = f d3 (a/ b) 為半徑作弧 。 6） 板簧中心螺栓中心線與 DE 的交于 M 點(diǎn) 。 4） 確定后卷耳中心 K 的擺動(dòng)中心 E ,以 K點(diǎn)為圓心、 Rk = (2/ 3) ( b n) 為半 徑作圓弧 ,在高度方向上與主片中心線相距 ek / 2 。 2） U 型螺栓的夾緊長(zhǎng)度為 m 和 n 。為了作圖的需要 ,假設(shè)板簧滿載弧高為零 ,具體作圖步驟如下 : 1） 作出板簧的形狀及橋中心點(diǎn) C。然后將板簧看成由 JD、 DE、 EK三個(gè)長(zhǎng)度不變的桿件相連 , 18 可以確定板簧及與板簧相連車橋的運(yùn)動(dòng)軌跡 ,如圖 9 所示。 板簧主片卷耳半徑為 e , 卷耳中心 J 的擺動(dòng)中心 D 在縱向與卷耳中心相距 (2/ 3) L (L 為卷耳中心到前 U 型螺栓中心的距離 ) 。 （ 2）美國 SAE雜志推薦的校核方法 此方法適用于對(duì)稱的 ,或不對(duì)稱的鋼板彈簧。過A1 點(diǎn)作垂線 NN1 ,并從 A1 點(diǎn)向上截取距離為動(dòng)撓度 fd 的點(diǎn) ,向下截取距離為靜撓度 fc 的點(diǎn) ,通過這兩點(diǎn)作垂直于NN1 的垂線 ,如圖所示 GH 和 G1 H1 就是運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)造成的軌跡偏差。在高度方向上與卷耳中心相距 e/ 2 , e 為卷耳半徑 ) ,由平行四邊形機(jī)構(gòu)原理作出平行四邊形 O1 CA1O2 ,頂點(diǎn) O2 就是 A1 點(diǎn)的擺動(dòng)中心 ,其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧JJ 1 。 縱置板簧懸架 （ 1）傳統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)校核方法 該方法適用于對(duì)稱的或不對(duì)稱度小于 10 %的鋼板彈簧 ,如圖 7 所示。各種懸架的應(yīng)用給設(shè)計(jì)者帶來更高的要求 ,掌握各種懸架與轉(zhuǎn)向傳 動(dòng)裝置共同工作的運(yùn)動(dòng)校核是其中一個(gè)重要的內(nèi)容。 17 隨著人們生活水平的提高 ,人們對(duì)乘坐客車的舒適性要求越來越高 ,尤其是長(zhǎng)途客車、旅游客車。設(shè)計(jì)時(shí)，廠方推薦的整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器除工作壓稍高（對(duì)應(yīng)的扭矩 3 308 N油泵的流量也應(yīng)該滿足轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向時(shí)的油流需求，即比 L/min 大 2~3 L/min 即可，過 大則影響了活塞運(yùn)動(dòng)的速度，造成轉(zhuǎn)向盤發(fā)飄。 ⑥結(jié) 論 通過以上計(jì)算，為了達(dá)到轉(zhuǎn)向器輸出扭矩的要求，泵的壓力應(yīng)稍大于 P= MPa， 10~11MPa 為宜，這樣在轉(zhuǎn)向過程中既能承擔(dān)轉(zhuǎn)向前軸負(fù)載的要求，又不至于當(dāng)轉(zhuǎn)向到極限位置時(shí)系統(tǒng)壓力一直升高到轉(zhuǎn)向器要求的 13 MPa才泄壓；如果轉(zhuǎn)向器內(nèi)部壓力一直保持在 13MPa，其液壓元件可能會(huì)產(chǎn)生泄漏，并且油液一直保持高溫、高壓還會(huì)影響元器件性能；其次由于沒有轉(zhuǎn)向器內(nèi)部壓力的降低使得駕駛員很容易加大手力對(duì)前橋的轉(zhuǎn)向節(jié)臂產(chǎn)生了很大的力矩，使前橋頂起來或前橋把底盤前部頂起來，這對(duì)整車的結(jié)構(gòu)會(huì)產(chǎn)生損壞性的結(jié)果。如果從低碳節(jié)能出發(fā)，按 GB17675 1999 和 GB7258 2021中轉(zhuǎn)向機(jī) 不帶助力功能的方向盤手力允許不大于 245 N 的原則來匹配動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵，假設(shè)所匹配泵后方向盤手力最大為 200 N，則前述所配動(dòng)力泵的某些指標(biāo)可以降低為原來的 466（ 200 30） /466= 倍左右。 m（即方向盤上手力約 25~30 N），車輛以 40 km/h 的速度轉(zhuǎn)彎時(shí)方向盤扭矩為 8 ~10 N轉(zhuǎn)向機(jī)助力正常時(shí)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)產(chǎn)生的液壓力幾乎克服了全部的地面轉(zhuǎn)向阻力，使駕駛員的手力在克服轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)機(jī)械力時(shí)減輕了許多。 GB17675 1999 規(guī)定：如轉(zhuǎn)向機(jī)帶助力轉(zhuǎn)向但助 力失效的話，允許方向盤手力不大于 588 N，滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。根據(jù)以上兩公式， ip= =，可以算出手上的力矩： Mv=Mr Dsw/ ip a=1 / =214 N m； Mv為方向盤力矩 N因此，選用油泵時(shí)也應(yīng)稍大于此數(shù)值，即 11~12 L/min 為宜。 t + Δ Q （ 3） 16 式中， n 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)最大速度， r/min； S0為轉(zhuǎn)向器活塞缸面積， m2； t 為動(dòng)力 轉(zhuǎn)向器螺桿螺距， mm；Δ Q 為動(dòng)力轉(zhuǎn)向器允許的最大泄漏量， L/min。轉(zhuǎn)向泵流量的選擇就是要滿足轉(zhuǎn)向器內(nèi)部的油液流量的需求，保證轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正常工作的最小流量： Qmin= n m，轉(zhuǎn)向泵的壓力應(yīng)該選用稍大于 MPa 的數(shù)值，即 10~11 MPa，而推薦的轉(zhuǎn)向器要求系統(tǒng)達(dá)到 13 MPa 時(shí)，才能發(fā)揮出整體性能，壓力稍微偏大。 RF=2 = MPa。根據(jù)轉(zhuǎn)向器廠家提供的數(shù)據(jù)： S0=Ⅱ RF （ 2） 式中， Mr為轉(zhuǎn)向器輸出扭矩 , N ③轉(zhuǎn)向泵壓 力選擇 轉(zhuǎn)向油泵的壓力和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的輸出扭矩有很大關(guān)系： Mr= P m，對(duì)比推薦的轉(zhuǎn)向器，其理論最大輸出扭矩為 3 308 N根據(jù)公式（ 1），μ 一般取 , G= 1 000 =35 280 N；本次設(shè)計(jì)底盤選用的是 的輪胎，查輪胎參數(shù)得，當(dāng)單橋載荷為 3 600 kg 時(shí)，胎壓為 6bar= MPa=600 000 N/m2，將數(shù)值代入： Mr==1 N 5 13 1216 3308 ②輸出扭矩選擇 選用轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩時(shí)，可用以下公式估算： PGMr 33?? （ 1） 式中， Mr為轉(zhuǎn)向阻力矩；μ 為輪胎與地面間滑動(dòng)摩擦系數(shù)； G 為前軸額定載荷， N； P 為輪胎額定氣壓， N/m2。 m 理論量大輸出 扭矩 /N 表 3 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器主要參數(shù) 適用前軸 負(fù)荷 /kg 助力缸徑 /mm 角傳動(dòng)比 臂軸擺