【正文】 動力轉(zhuǎn)向的評價指標 動力轉(zhuǎn)向器的作用效能 用效能指標。 v — 滑閥在中間位置時的油液流速， m/s . 滑閥在中間位置時的油液流速 v eQeQddv 1m a x1m a x ??? ? (612) =5m/s Q? e ppQ 2312 ? ?? ????? （ 613） = 1010?? cm/s 式中 ?— 滑閥也閥體建的徑向間隙，一般 ? ＝ ～ 。 p? 的允許值為 ～ 。油液流經(jīng)滑閥時產(chǎn)生的局部壓力降 p? (MPa)為 vvp 242 ????? ?? （ 69） 式中 ? — 油液密度， kg/m3 。左右。 t — 轉(zhuǎn)向螺桿的螺距， mm. 滑閥總移動量 e 過大時，會使轉(zhuǎn)向盤停止轉(zhuǎn)動后滑閥回到中間位置的 行程長，致使轉(zhuǎn)向車輪停止偏轉(zhuǎn)的時刻也相應(yīng)“滯后”，從而使靈敏度降低；如 e 值過小，則使密封長度 41 ee e 12 ?? 過小導(dǎo)致密封不嚴，這就容易產(chǎn)生油液泄漏致使進、回油路不能完全隔斷而使工作油液壓力降低和流量減少。一般要求轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角 ??? 5~2? 時滑閥就移動 e1 的距離。則動力轉(zhuǎn)向系的油泵排量 Q 可表達為 ? ??Vhsc ndDQ )1(4 t a n 022??? (66) =47L/s 40 圖 54 預(yù)開隙 e1 e1 預(yù)開隙 e1 ，為滑閥處于中間位置時分配閥內(nèi)各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開啟量，也是為使分配閥內(nèi)某油路關(guān)閉所需的滑閥最小移動量。 轉(zhuǎn)向油泵的排量應(yīng)保證轉(zhuǎn)向動力缸能比無動力轉(zhuǎn)向時以更高的轉(zhuǎn)向時汽車轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向，否則動力轉(zhuǎn)向反而會形成快速轉(zhuǎn)向的輔加阻力。 t=5mm 活塞桿用 45 剛制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。?s為殼體材料的屈服點。 圖 53 確定動力缸長度尺寸簡圖 活塞厚度可取為 B=。 推力 F 與工作油液壓力 p 和動力缸截面面積 S 之間有如下關(guān)系 pLS LF 11? (61) 因為動力缸活塞兩側(cè)的工作面積不同，應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來計算，即 )(4 22 dD pS ?? ? （ 62） 式中， D 為動力缸內(nèi)徑； dp為活塞桿直徑，初選 dp＝ ，壓力 p＝ 。 圖 52 動力缸的布置 綜上所述：我選用整體式液壓動力轉(zhuǎn)向機構(gòu) 液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算 動力缸尺寸計算 動力缸的主要尺寸有動力缸內(nèi)徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力缸體壁厚。整體式動力轉(zhuǎn)向器多用于轎車和中型貨車。同時還不能采用典型轉(zhuǎn)向器，拆裝轉(zhuǎn)向器時要比分置式的困難。在轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用時或者發(fā)動機的振動不會影響分配閥的振動，因而不能引起轉(zhuǎn)向輪擺振。 36 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案圖 圖 51 1－分配閥 2－轉(zhuǎn)向器 3－動力缸 在分析比較上述幾種不同動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案時，常從結(jié)構(gòu)上是否緊湊；轉(zhuǎn)向器主要零件是否承受由動力缸建立起來的載荷；拆裝轉(zhuǎn)向器是否容易；管路，特別是軟管的管路長短；轉(zhuǎn)向輪在側(cè)向力作用下是否容易引起轉(zhuǎn)向輪擺振；能不能采用典型轉(zhuǎn)向器等方面來做比較。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式 (a)和分置式兩類。 ，內(nèi)、外泄漏少。 ，即轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。 Fh ≥ ～ 時，動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。 密封類型的選擇 密封件 ： 旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871— 1992 對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求 。則 1 1112 2 8 3 . 7 2 3F F a s a F pnKT Y Y Y Y M P ab d m ????? ? ? (413) 齒輪彎曲疲勞強度合格 齒輪齒條的基本參數(shù)如下表所示 : 名稱 符號 公式 齒輪 齒條 齒數(shù) z z 6 31 分度圓直徑 d cosnmzd ?? — 變位系數(shù) nx — 1 — 齒頂高 ah ()a an n nh h x m??? 5 齒根高 fh *()f an n n nh h x c m?? ? ? 齒頂圓直徑 ad aa hdd 2?? — 齒根圓直徑 fd ff hdd 2?? — 齒輪中圓直徑 md 2m n nd d x m?? — 螺旋角 ? — 10176。而齒條選用與 20CrMnTi 具有較好匹配性的 40Cr 作為嚙合副，齒條熱處理采用高頻淬火工藝，表面硬度 HRc50～ 56。 31 轉(zhuǎn)向節(jié)原地轉(zhuǎn)向阻力矩： 3 313 30 . 7 ( 8 7 7 9 . 8 ) 3 4 2 9 . 1 9 73 3 0 . 2R GfM N m mP ?? ? ? ? (43) 方向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù) ：1180c os2. 5 c os 29 .3 60 7 3. 88 16nLmnZ?? ? ?? ? ? (44) 角傳動比 ： 3 6 0 3 . 8 8 1 3 6 0 2 6 . 4 3 7 2( ) ( 2 3 . 4 8 7 6 2 9 . 3 6 0 7 )Ww K ni ?? ? ?? ? ?? ? ? ?? ? ? ? (45) 方向盤上的手力 ： (46) 作用在轉(zhuǎn)向盤上的操縱載荷 :對轎車該力不應(yīng)超過 150～ 200N，對貨車不應(yīng)超過500N。 數(shù)據(jù)的確定 根據(jù)以上的論述，本次設(shè)計初選數(shù)據(jù)如下 ： 輪距 1440mm 29 軸距 2750mm 滿載軸荷分配：前 /后 877/1643(kg) 總質(zhì)量 ma/kg 1255(kg) 輪胎 175/60R14（附 2） 主銷偏移距 a 50mm 輪胎壓力 p/MPa 方向盤直徑 SWD 307mm 最小轉(zhuǎn)彎半徑 轉(zhuǎn)向梯形臂 200mm 表 51 初選數(shù)據(jù) 參考 BJ121 型輕型載貨汽車底盤架構(gòu)和上海通用別克賽歐汽車轉(zhuǎn) 向操作機構(gòu) 5. 5 設(shè)計計算過程 轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角計算 30 2750si n 0 .3 9 8 5 56900LR? ? ? ? (51) ??? 2750ta n 0 . 5 6 2 5 7c o s 6 9 0 0 c o s 1 4 4 0LRB? ??? ? ?? ? ? ? (52) ? ?? 轉(zhuǎn)向器參數(shù)選取 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的齒輪多采用斜齒輪 ，齒輪模數(shù)在 2~3mm 之間，主動小齒輪齒數(shù)在5~7 之間，壓力角取 20???，螺旋角在 9 ~15??之間。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器布置和結(jié)構(gòu)形式的選擇 圖 53 采用如圖所示的布置形式。旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器的效率高、磨損慢，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：正效率低；工作齒面磨損以后，調(diào)整嚙合間隙比較困難；轉(zhuǎn)向器的傳動比不能變化。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。車載質(zhì)量不大，前輪采用獨立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器在汽車上有四種布置：形式轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，后置梯形 (a)；轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形(b)；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形 (c)；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形 (d)。要求這種結(jié)構(gòu)的導(dǎo)向塊與導(dǎo)向槽之間的配合要適當。 為了防止齒條旋轉(zhuǎn)，也有在轉(zhuǎn)向器殼體上設(shè)計導(dǎo)向槽的，槽內(nèi)嵌裝導(dǎo)向塊，并將拉桿、 27 導(dǎo)向塊與齒條固定 在一起。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單 。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉(zhuǎn)向器應(yīng)該采用推力軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應(yīng)而遭淘汰。 側(cè)面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器， 常用在平頭貨車上。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿 會 與齒條同時向左或右移動，為此在轉(zhuǎn)向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。 26 圖 51 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向起有四種形式 采用側(cè)面輸入，中間輸出方案時，與齒條連的左，右拉桿延伸到接近汽車縱向?qū)ΨQ平面附近。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉(zhuǎn)向盤突然轉(zhuǎn)動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉(zhuǎn)向器占用的體 積??；沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，所以轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角可以增大；制造成本低。與其他形式的轉(zhuǎn)向器比較，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器最主要的優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量比較??；傳動效率高達 90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧。轎車轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動 圈 數(shù)較少，一般約在 圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過 6 圈。 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)。 為此，傳動副傳 動間隙特性應(yīng)當設(shè)計成圖 42 所示的逐漸加大的形狀。 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。 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。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 42）。 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下凹形曲線，如圖 31所示。汽車高速直線行駛時，轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。若轉(zhuǎn)向軸負荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出，應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。 23 轉(zhuǎn)向系的力傳動比 : FFi Wp /2? （ 45） 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 : kkkw dddtd dtdi ??????? ??? //0 （ 46） 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 0?i 由轉(zhuǎn)向器角傳動比 ?i 和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比 ?i? 組成，即 ??? iii ??0 （ 47） 轉(zhuǎn)向器的角傳動比 : pppw dddtd dtdi ??????? ??? // （ 48） 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比 : kpkpkp dddtd dtdi ??????? ???? // （ 49） 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 轉(zhuǎn)向阻力 FW 與轉(zhuǎn)向阻力矩 Mr