【正文】 但由于經(jīng)驗(yàn)較少，所選用的桿件長(zhǎng)度，均按同類車型尺寸選取，難免有不當(dāng)之處，需要今后在實(shí)踐自中總結(jié)經(jīng)驗(yàn)。動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)計(jì)算以及常流式滑閥的設(shè)計(jì)計(jì)算。 本次設(shè)計(jì)，所選用的轉(zhuǎn)向器為適用于各種車型的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，對(duì)于已知的汽車數(shù)據(jù)如軸距，整備質(zhì)量等參數(shù)，計(jì)算轉(zhuǎn)向系所需要的相關(guān)數(shù)據(jù)，并且對(duì)其進(jìn)行了強(qiáng)度校核的分析。后者在制造過(guò)程中可滲入專門的成分 (例如尼龍 —— 二硫化鉬 )，對(duì)這類襯墊則可免去潤(rùn)滑。球形鉸接的殼體則用鋼 35 或 40 制造。 球銷與襯墊均采用低 碳合金鋼如 12CrNi3A， 18MnTi，或 20CrN 制造，工作表面經(jīng)滲碳淬火處理，滲碳層深 ～ ，表面硬度 HRC 56～ 63。其他桿端的球形鉸接，其外殼應(yīng)與桿件制成一個(gè)整體。整體式轉(zhuǎn)向橫拉桿兩端和分段式橫拉桿左右邊桿外端的球形鉸接應(yīng)作為單獨(dú)組件，組裝好后以其殼體上的螺紋旋到桿的端部。在這種結(jié)構(gòu)中彈簧的彈性壓緊力必須顯著地大于由于車輪通過(guò)不平路面而產(chǎn)生的作用于拉桿的最大垂向慣性力。但這種結(jié)構(gòu)有明顯的缺點(diǎn)，即彈簧的壓緊力必須顯著地大于汽車在最壞 的行駛條件下作用于拉桿上的軸向力，這對(duì)于球頭和襯墊的壽命也有不利的影響。在現(xiàn)代球形鉸接的結(jié)構(gòu)中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的桿件應(yīng)選用剛性好、質(zhì)量小的 30 或 35號(hào)鋼的無(wú)縫鋼管制造，其沿長(zhǎng)度方向的外形可根據(jù)總布置的需要確定。轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向搖臂軸用三角花鍵聯(lián)接，且花鍵軸與花鍵孔具有一定的錐度以得到無(wú)隙配合，裝配時(shí)花鍵軸與孔應(yīng)按標(biāo)記對(duì)中以保證轉(zhuǎn)向搖臂的正確安裝位置。 圖 81 與非獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配是轉(zhuǎn)向系簡(jiǎn)圖 35 圖 81 轉(zhuǎn)向縱拉桿與縱置鋼板彈簧的運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)分析 轉(zhuǎn)向傳送機(jī)構(gòu)的臂、桿與球銷 轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向節(jié)臂和梯形臂由中碳鋼或中碳合金鋼如 35Cr， 40， 40Cr 和 40CrNi用模鍛加工制成。后者與左、右轉(zhuǎn)向梯形臂又組成轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)。為了使左、右轉(zhuǎn)向車輪偏轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系能滿足這一汽車轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求，則要由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的精確設(shè)計(jì)來(lái)保證。 圖 71 靜特性曲線分段示意圖 34 第八章 .轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是由轉(zhuǎn)向搖臂至左、右轉(zhuǎn)向車輪之間用來(lái)傳遞力及運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)向桿、臂系統(tǒng)。對(duì)稱性可以評(píng)價(jià)滑閥的加工和裝配質(zhì)量。在輸入轉(zhuǎn)矩不大的時(shí)候，相當(dāng)于圖中 A段；汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時(shí)，輸入轉(zhuǎn)矩進(jìn)入最大區(qū)段（圖中 C段）； B區(qū)段屬常用快速轉(zhuǎn)向行駛區(qū)段； D區(qū)段曲線就表明是一個(gè)較寬的平滑過(guò)渡區(qū)間。因輸出轉(zhuǎn)矩等于油壓壓力乘以動(dòng)力缸工作面積和作用力臂，對(duì)于已確定的結(jié)構(gòu)，后兩項(xiàng)是常量，所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩 Mφ與輸出油壓 p之間的變化關(guān)系曲線來(lái)表示動(dòng)力轉(zhuǎn)向的靜特性，如圖 71示。 ３．轉(zhuǎn)向靈敏度 轉(zhuǎn)向靈敏度可以用轉(zhuǎn)向盤(pán)行程與滑閥行程的比值 i 來(lái)評(píng)價(jià) ??2Dswi? (714) 比值 i 越小，則動(dòng)力轉(zhuǎn)向作用的靈敏度越高。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(dòng)力轉(zhuǎn)向器的效能指標(biāo) s=1~15。 p? — 滑閥進(jìn)、出口油液的壓力差； d — 滑閥直徑； e2 — 密封長(zhǎng)度； ? — 油液的動(dòng)力粘度。 [v] 由于 p? 的允許值 [ p? ]=~,代入上式，則可得到油液流速的允許值 [v]＝ smp /~][ 104 ???? (710) d vvd eQeQ1m a x1m a x ??? ? (711) =110mm 式中 Qmax— 溢流閥限制下的油液最大排量， L/min,— 般約為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)油泵排量的 倍； e1 — 預(yù)開(kāi)隙， mm。 ? — 局部阻力系數(shù)，通常取 ? ＝ ； v— 油液的流速， m/s。 te ???36020 (78) = p? 當(dāng)汽車宜行時(shí)，滑閥處于中 間位置，油液流經(jīng)滑閥后再回到油箱。通常，當(dāng)滑閥總移動(dòng)量為 e時(shí)，轉(zhuǎn)向盤(pán)允許轉(zhuǎn)動(dòng)的角度約為 20176。 e1 ＝ t360? ＝ t???3605~2 (77) ＝ 式中 ? — 相應(yīng)的轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角，（176。 e1 值過(guò)小會(huì)使油液常流時(shí)局部阻力過(guò)大； e1 值過(guò)大則轉(zhuǎn)向盤(pán)需轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)大的角度才能使動(dòng)力缸工作，轉(zhuǎn)向靈敏度低。油泵排量要達(dá)到這一要求，必須滿足如下不等式： ddD tscVQ 24)1( ?? ??? 式中 Q— 油泵的計(jì)算排量； ?V— 油泵的容積，計(jì)算時(shí)一般取 ?V＝ ～ ； ? — 泄漏系數(shù)， ? ＝ ～ ； Dc — 動(dòng)力缸缸徑； dd ts/ — 動(dòng)力缸活塞移動(dòng)速度； dd ts/ ＝ ?? 0tannd hs 31 式中 nh — 轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)的最大可能頻率，計(jì)算時(shí)對(duì)轎車取 nh ＝ ~? 。 分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 分配閥的要參數(shù)有 :滑閥直徑 d、預(yù)開(kāi)隙 e1 密封長(zhǎng)度 e2 、滑閥總移動(dòng)量 e、滑閥在中間位置時(shí)的液流速度 v、局部壓力降和泄漏量等。殼體材料用球墨鑄鐵采用 QT500－ 05，抗拉強(qiáng)度為 500MPa,屈服點(diǎn)為 350MPa。動(dòng)力缸的最大長(zhǎng)度 s 為 sDDs )~(10 ???? (74) =130mm 動(dòng)力缸殼體壁厚 t,根據(jù)計(jì)算軸向平面拉應(yīng)力 ?z 來(lái)確定，即 nDtp sz tD ?? ??? ])(4[ 22 （ 75） 式中， p 為油液壓力； D 為動(dòng)力缸內(nèi)徑； t 為動(dòng)力缸殼體壁厚； n 為安全系數(shù)，n=~。 聯(lián)立式 (61)和式（ 62）后得到 30 dLF ppLD 2114 ?? ? （ 73） =63 mm 所以 d=22mm 活塞行程是車輪轉(zhuǎn)制最大轉(zhuǎn)角時(shí)，由直拉桿的的移動(dòng)量換算到活塞桿處的移動(dòng)量得到的。 動(dòng)力缸產(chǎn)生的推力 F 為 LF LF 11? 式中， L1 為轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)度； L為轉(zhuǎn)向搖臂軸到動(dòng)力缸活塞之間的距離。 ，內(nèi)、 外泄漏少。 ，即轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長(zhǎng)到最大值。 Fh ≥ ～ 時(shí)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開(kāi)始工作。表面硬度為 58~63HRC 29 第七章 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 [11] 關(guān)系。 搖臂軸用 20CrMnTi 鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度在 ~。 2R 為滾道截面半徑， k取 ； r為鋼球半 徑； 1R 為螺桿外徑； E 為材料彈性模量，等于 ? 105 MPa ； 3F 為鋼球與螺桿之間的正壓力，即 3F =oanF ?coscos02 （ 67） 28 ＝ 式中， 0a 為螺桿螺線的導(dǎo)程角； o? 為接觸角； n 為參與工作的鋼球數(shù)； F2 為作用在螺桿上的軸向力當(dāng)接觸表面硬度為 58~64HRC；拍－時(shí)，許用接觸應(yīng)力 [? ]=2500 MPa 由于 ? [? ],因此滿 足強(qiáng)度。 20? 接觸角 ? /186。 轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì) 參數(shù)的選取 [9] 搖臂軸直徑 /mm 26 鋼球中心距 D/mm 25 螺桿外徑 D1 /mm 23 鋼球直徑 d /mm 27 螺距 P /mm 工作圈數(shù) W 螺母長(zhǎng)度 L /mm 45 導(dǎo)管壁厚 /mm 鋼球直徑與導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙 e/mm 螺線導(dǎo)程角 0a /186。p為輪胎氣壓（ MPa）。為轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)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。欲驗(yàn)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需首先確定作用在各零件上的力。轎車轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)閣數(shù)較少，一般約在 圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過(guò)6 圈。 轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù) 轉(zhuǎn)向盤(pán)從一個(gè)極端位置轉(zhuǎn)到另一個(gè)極端位置時(shí)所轉(zhuǎn)過(guò)的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)。 為此，傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成圖 52所示的逐漸加大的形狀。 傳動(dòng)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(dòng)副的傳動(dòng)間隙在轉(zhuǎn)向盤(pán)處于中間及其附近位置時(shí)要極小，最好無(wú)間隙。 該間隙隨轉(zhuǎn)向盤(pán)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(dòng)副傳動(dòng)間隙特性（圖 52）。 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)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 51所示。汽車高速直線行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向盤(pán)在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比不宜過(guò)小。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時(shí)的操縱輕便性問(wèn)題突出，應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比。影響選取角傳動(dòng)比變化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對(duì)汽車機(jī)動(dòng)能力的要求。 轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比 : FFi Wp /2? （ 55） ＝ 轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 : 23 kkkw dddtd dtdi ??????? ??? //0 （ 56） 轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 0?i 由轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比 ?i 和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng)比 ?i? 組成， 即 ??? iii ??0 （ 57） 轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 : pppw dddtd dtdi ??????? ??? // （ 58） ＝ 22 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比 : kpkpkp dddtd dtdi ??????? ???? // （ 59） 1? 力傳動(dòng)比與轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比的關(guān)系 轉(zhuǎn)向阻力 FW 與轉(zhuǎn)向阻力矩 Mr 的關(guān)系式： aMFw r? （ 510） 作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力 Fh 與作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的力矩 Mh 的關(guān)系式： swhh DMF 2? （ 511） = N 將式（ 510）、式（ 511）代入 hWp FFi /2? 后得到 aMDMi h swrp ? （ 512） = 如果忽略磨擦損失，根據(jù)能量守恒原理， 2Mr/Mh可用下式表示 02 ??? iddMM khr ?? （ 513） 24 將式（ 510）代入式（ 511）后 得到 aDii swp 20?? （ 514） 當(dāng) a 和 Dsw不變時(shí)，力傳動(dòng)比 pi 越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但 0?i 也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角。受 ??增大的影響， a0 不宜取得過(guò)大。在車輪受到?jīng)_擊力作用時(shí)，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)。同時(shí)，它既不能保證車輪自動(dòng)回正，駕駛員又缺乏路面感覺(jué)，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。 不可逆式和極限可逆式轉(zhuǎn)向器 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)向器。但是，在不平路面上行駛時(shí)，傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。 路面作用在車輪上的力，經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤(pán)，這種逆效率較高 的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。 （ 2）轉(zhuǎn)向器 的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率 如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對(duì)于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算 22 )tan(tan0 0 ?? ??? a a （ 53） 式中， a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ =arctanf； f為磨擦因數(shù)。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為 70%和 75%。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。 （ 1）轉(zhuǎn)