【正文】 圖 56 轉(zhuǎn)向搖臂受力圖 。要求 nT??? 式中， T? 為材料的屈服點(diǎn)； n為安全系數(shù)，取 n=～ 。 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。穩(wěn)定性安全系數(shù)不小于 ～ 。拉桿的形狀應(yīng)符合布置要求，有時不得不做成彎 的，這就減小了縱向剛度。 表 74 球頭直徑 球頭直徑 ／ mm 轉(zhuǎn)向輪負(fù)荷 ／ N 球頭直徑 ／ mm 轉(zhuǎn)向輪 負(fù)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(jié)構(gòu)鋼 12CrNiB、 15CrMo、 20CrNi 或液體碳氮共滲鋼 35Cr、35CrNi 制 造。 許用接觸應(yīng)力為 [ j? ]≤25 ～ 30 2/mmN 。 圖 55 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的 可 行域 由上述數(shù)學(xué)模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，是一個小型的約束非線性規(guī)劃問 題，可用復(fù)合形法來求解 。由 式 (58)、式 (59)、式 (510)和式 (511)四項(xiàng)約束條件所形成的可行域，如圖 55所示的幾種情況。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。 此外，由機(jī)械原理得知，四連桿機(jī)構(gòu)的傳動角 δ 不宜過小，通常取 min??? =40186。綜上所述，各設(shè)計(jì)變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為 0min ??mm ……………………………………………………………… (58) 0max ??mm ……………………………………………………………… (59) 0min ???? ………………………………………………………… … (510) 梯形臂長度 m設(shè)計(jì)時常取在 minm =， maxm =。以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取 ? ? ????????o m ax202021100oooo??????????????? ……………………………………… (57) 建立約束條件時應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量 m及 γ 過小時，會使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過大；當(dāng) 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(yīng)設(shè)置約束條件。 考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角 o? 小于 20186。因此，再引入加權(quán)因子 ? ?o??0 ，構(gòu)成評 價(jià)設(shè)計(jì)優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù) ??xf 為 ? ? ? ? ? ? ? ?? ? %1 0 039。i? ，應(yīng)盡可能接近理論上的期望值 i? 。 ………………………………………………………………………………… （ 53） 式中， m 為梯形臂長；γ 為梯形底角。以圖 733 所示的后置梯形機(jī)構(gòu)為例，在圖 上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所給出的實(shí)際因變角39。分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車 輪轉(zhuǎn)角， L 為汽車軸距， K 為兩主銷中心線延長線到地面交點(diǎn)之間的距離。此時，兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線應(yīng)交在后軸延長線上，如圖 733 所示。此點(diǎn)位置與前輪和后輪的側(cè)偏角大小有關(guān)。雙橫臂互相平行的懸架能滿足此要求，見圖 53a 和 c。圖解方法同上，但 S 點(diǎn)的位置變了；當(dāng)車輪轉(zhuǎn)向時，可認(rèn)為 S 點(diǎn)沿 垂直于主銷中心線 AB 的平面上畫弧 (不計(jì)主銷后 傾角 )。 以上是在前輪沒有轉(zhuǎn)向的情況下，確定斷開點(diǎn) D位置的方法。當(dāng) S 點(diǎn) 低于 A 點(diǎn)時， BSPQ 線應(yīng)低于 ABPQ 線。 3)連接 S 和 B點(diǎn)，延長直線 SB。當(dāng)懸架搖臂的軸線斜 置時，應(yīng)以垂直于搖臂軸的平面作為當(dāng)量平面進(jìn)行投影和運(yùn)動分析。其求法如下 (圖 53b)： 1)延長 BKB 與 AKA ，交于立柱 AB 的瞬心 P 點(diǎn) ， 由 P 點(diǎn)作直線 PS。 圖 52 斷開式轉(zhuǎn)向梯形 橫拉桿上斷開點(diǎn)的位置與獨(dú)立懸架形式有關(guān)。斷開式轉(zhuǎn)向梯形 方案之一如圖 52 所示。為了保護(hù)橫拉桿免遭路面不 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 。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。 圖 51 整體式轉(zhuǎn)向梯形 1— 轉(zhuǎn)向橫拉桿 2— 轉(zhuǎn)向梯形臂 3— 前軸 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。 其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。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)有足夠大的轉(zhuǎn)角 。 第五章 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 。對稱性可以評價(jià)滑閥的加工和裝 配質(zhì)量。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。常將靜特性 曲線劃分為四個區(qū)段。 (4)動力轉(zhuǎn)向器的靜特性 動力轉(zhuǎn)向器的靜特性是指輸 入轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)矩之間的變化關(guān)系曲線，是用來評價(jià)動力轉(zhuǎn)向器的主要特性指標(biāo)?！?15186。比值主越小，則動力轉(zhuǎn)向作用的靈敏度越高。 (3)轉(zhuǎn)向靈敏度 轉(zhuǎn)向靈敏度可以用轉(zhuǎn)向盤行程與滑閥行程的比值 i 來評價(jià) ??? 2swDi ……………………………………………………… ……… (413) 式中， swD 為轉(zhuǎn)向盤直徑； ? 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角； δ 為滑閥行程。液壓阻力等于反作用閥面積與工作液壓壓強(qiáng)的乘積?，F(xiàn)有動力轉(zhuǎn)向器的效能指標(biāo) s=l～ 15。 式中， hF 和 39。轉(zhuǎn)向器的摩擦力可由試驗(yàn)確定 . 動力轉(zhuǎn)向器的評價(jià)指標(biāo) (1)動力轉(zhuǎn)向器的作用效能 用效能指標(biāo) 39。為克服回位彈簧上的壓力，反映在轉(zhuǎn)向盤上的作用力，轎車應(yīng)比貨車的小些。 分析式 (411)、式 (412)可知：若滑閥直徑 d和預(yù)開隙 1e 取得過小，將使中立位 置的液流流速增大，并導(dǎo)致 △ p超過允許值。液流流經(jīng)分配閥 時，產(chǎn)生的局部壓力降△ p用下式計(jì)算 vp ???? ………………………………………………… (411) 式中， △ p 為局部壓力降 (MPa)；秒為中立位置的 液流流速 (m／ s)，用下式計(jì)算 deQv? …………………………………………………………… (412) 式中， Q 為溢流閥限制下的最大排量 (L／ min)，一般約等于發(fā)動機(jī)怠速時油泵排量的 倍； d 為滑閥直徑 (cm)； 1e 為預(yù)開隙 (cm)。s) 。 (1)分配閥的泄漏量 △Q 要求 △Q 不大于溢流閥限制下最大排量的 5％～10％。上述參數(shù)影響分配閥的泄漏量、液流速度和轉(zhuǎn)向靈敏度。為提高 可靠性和壽命，要求其表面鍍鉻并磨光。 鑄造鋁合金多采用 ZLl05，抗拉強(qiáng)度為 160～240Mpa。球墨鑄鐵采用 QT50005。 動力缸殼體壁 厚 t，根 據(jù)計(jì)算軸向平面拉應(yīng)力 z? 來確定 ? ? ntDtDp Tz ???????? ??? 224 ………………………………………………… (49) 式中， p 為油液壓力； D為動力缸內(nèi)徑； t 為動力缸殼體壁厚； n 為安全系數(shù)，取 n=～ ； T? 為殼體材料的屈服點(diǎn)。 活塞厚度可取為 B=?；钊频阶髠?cè)極限位置時，其端面到動力缸之間，應(yīng)當(dāng)留有 10ram 間隙。 活塞行程是車輪轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時，由直拉桿 的移動量換算到活塞桿處的移動量得到 的。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 F=pS……………………………………………………………………… （ 44） 所以 pLLFS 11? ……………………………………………………… （ 45） 因?yàn)閯恿Ω谆钊麅蓚?cè)的工作面積不同，應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來計(jì)算，即 ? ?224 pdDS ??? ………………………………………………………… （ 46） 式中， D 為動力缸內(nèi)徑； pd 為 活塞桿直徑，一般初選時可取 pd = D。 圖 42 動力缸的布置 此力應(yīng)用式 pGfM R313?……………………………………………………………… （ 41） 計(jì)算出來的轉(zhuǎn)向阻力矩?fù)Q算。 液壓式動力轉(zhuǎn) 向機(jī)構(gòu)的計(jì)算 動力缸尺寸的計(jì)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殼體壁厚。由于轉(zhuǎn)閥式是利用扭桿彈簧使轉(zhuǎn)閥回位，所以結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 滑閥式分配閥結(jié)構(gòu)簡單，生產(chǎn)工藝性較好，易于布置，使用性能較好，曾得到廣泛應(yīng)用。除此之外，由于對轉(zhuǎn)向器的密封性能要求高，這對轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)，特別是重型汽車的轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì) 帶來困難。它的缺點(diǎn)是轉(zhuǎn)向搖臂軸、搖臂等轉(zhuǎn)向器主要零件，都要承受由動力缸所建立起來的載荷，因此必須加大它們的尺寸和質(zhì)量，這對布置它們帶來不利的影響。例如整體式動力轉(zhuǎn)向器，由于分配閥、轉(zhuǎn)向器、動力缸三者裝在一起，因而結(jié)構(gòu)緊湊，管路也短。 后者按分配閥所在位置不同又分為：分配閥裝在動力缸上的稱為聯(lián)閥式，見圖41b；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器和動力缸之間的拉桿上稱為連桿式，見圖 41c；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上的稱為半分置式，見圖 41d。 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案 分析 由分配閥、轉(zhuǎn)向器、動 力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成液壓式動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。 7)密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。 5)工作靈敏，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。 3)當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力 Fh≥ 0． 025～ 0． 190kN時 (因汽車形式不 同而異 )，動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。 A／B k 第四章 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 1)運(yùn)動學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。前軸負(fù)荷大的汽 車，滲碳層深度為 ～ 。 轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 用下式計(jì)算確定搖臂軸直徑 d 3 ?RKMd ? ……………… ..… .……… ..… .………… ..… （ 39） 式中， K 為安全系數(shù)，根據(jù)汽車使用條件不同可取 ～ ； RM 為轉(zhuǎn)向阻力矩；0? 為扭 轉(zhuǎn)強(qiáng)度極限。表面硬度為 58～ 63HRC。 螺桿和螺母用 20CrMnTi 鋼制造，表面滲碳。 圖 35 螺桿受力簡圖 表 33 系數(shù) k 與 A／ B 的關(guān)系 齒的彎曲應(yīng)力 w? 用下式計(jì)算齒扇齒的彎曲應(yīng)力 26BsFhw ?? ……… ..………… ..………… ..………… ..… （ 38） 式中， F 為作用在齒扇上的圓周力； h 為齒扇的齒高； B 為齒扇的齒寬； s 為基圓齒厚。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計(jì)算 鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力 ? 用下式計(jì)算鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力 σ ? ?? ?3222223rR rREFk ??? ……… ..………… ..………… ..… （ 36） 式中， k 為系數(shù)，根據(jù) A／ B 值從表 33 查取， ? ? ? ?? ? 2//1/1 2RrA ?? ，? ? ? ?? ? 2//1/1 1RrB ?? ； 2R 為滾道截面半徑； r為鋼球半徑； 1R 為螺桿外半徑； E為材料彈性模量，等于 25 / mmN? ； 3F 為鋼球與螺桿之間的正壓力，可用下式計(jì)算 ??? c osc os 023 n FF ……… ..…… ..………… .…… ..… （ 37） 式中， 0