【正文】 角傳動比，以提高汽車的機動能力。 轉向器角傳動比的選擇 轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 23 頁 傳動比變化特性 轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比 0?i 和轉向系的力傳動比 pi 。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。 如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算 00tan )tan( aa ?? ??? （ 44） 式（ 43）和式（ 44）表明：增加導程角 a0 ，正、逆效率均增大。 極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。 屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。 轉向器的逆效率 ?? 根據(jù)逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約 10%。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η +僅有 54%。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。 轉向器的正效率 ?? 影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。 正效率 ??計算公式： ppp 1 21???? （ 41） 逆效率 ?? 計算公式： p pp323 ???? （ 42） 式中， p1 為作用在轉向軸上的功率； p2為轉向器中的磨擦功率； p3為作用在轉向搖臂軸上的功率。轉向器的結構型式對汽車的自身質量影響較小。至于對轉向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結構以及結構布置來解決。 對轉向后轉向盤或轉向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內傾角，消除轉向器傳動 間隙以及選用可逆式轉向器來達到。為了減小 Rmin 值， ?maxi 值有時可達到 45186。可按下式計算： aLoR?? ?m axm in sin (32) 通常 ?maxi 為 35186。在轉向過程中除內、外轉向輪的轉角外，其他參數(shù)是不變的。 兩 軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足上述對轉向系的第 (2)條要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖 33所示，由下式?jīng)Q定： LKBD CODOio ???? ?? c otc ot (31) 式中： ?o — 外轉向輪轉角； ?i — 內轉向輪轉角； K— 兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離 ； L— 軸距 內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。 轉角及最小轉彎半徑 汽車的機動性，常用最小轉彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應由兩個條件保證。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。 機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。（見圖 32） 轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。 4steering axis。 2steering propeller 。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，如圖 31。 10) 進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 8) 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調整機構。 6）操縱輕便。 4）轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產(chǎn)生的擺動應最小。 2）汽車轉向行駛時，在駕駛員松開轉向盤 的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 17 頁 3. 轉向系設計概述 對轉向系的要求 1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。山區(qū)使用的汽車制動頻繁，制動鼓與輪輞之間的間隙應大一些，以便散熱，故應采用輪輞尺寸較大的輪胎。例如裝載員 4t 的載貨汽車在 20 世紀 50 年代多用的 ～ 20 輪胎早己被 — 20，~20至 ～ 16 等更小尺寸的輪胎所取代。 為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車及其質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車在其輪胎負荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內應盡量選取尺寸較小的輪胎。大多數(shù)汽車的輪胎負荷系 數(shù)取為 ～ ，以免超載。 輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。因此，在總體設計時應根據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。其中，乘員和駕駛員每人質量按 65kg計，于是 nnmm a ???? 650 （ 21） 式中， n為包括駕駛員在內的載客數(shù)； ? 為行李系數(shù)。 汽車總質量 ma 汽車總質量 ma 是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。 質量系數(shù) ?0m 質量系數(shù) ?0m是指汽車車載質量與整車整備質量的比值，即 ?0m= 0mme。 商用貨車載質量 me 的確定，首先應與企業(yè)商品規(guī)劃符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。汽車在碎石路面上行駛時，載質量約為好的行駛路面的 75％～ 85％。 乘用車和商用客車的整備質量，也可按每人所占汽車整備質量的統(tǒng) 計平均值估計，可參考表 22 表 22乘用車和商用客車人均整備質量值 [2] 乘用車 人均整備質量值 商用客車 人均整備質量值 發(fā)動機排量 V/L V≤ ～ 車輛總長La/m ≤ ～ V≤ ～ V≤ ～ V≤ ～ ～ V ～ 揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 15 頁 汽 車的載客量和裝載質量 （ 1）汽車的載客量 乘用車的載客量包括駕駛員在內不超過 9 座，又稱之為 M1類汽車，其他 M M3 類汽車的座位數(shù)、乘員數(shù)及汽車的最大設計總質量本次設計未涉及，不予示例。整車整備質量在設計階段需估算確定。 整車整備質量 m0 整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水、但沒有裝貨和在人時的整車質量。 GB1589— 1989對汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。它應根據(jù)汽車的類型、用途、承載員、道路條件、結構選型與布置以及有關標準、法規(guī)限制等因素來確定。 各類汽車的輪距可參考表 11提供的數(shù)據(jù)進行初選。但在選定的前輪距 B1范圍內，應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。 表 21提供的數(shù)據(jù)可供初選軸距時參考 表 21 各類汽車的軸距和輪距 車型 類別 軸距 L/mm 輪距 B/mm 乘用車 發(fā)動機排量 V/L V 2022～ 2200 1100～ 1380 V≤ 2100～ 2540 1150～ 1500 V≤ 2500～ 2860 1300～ 1500 V≤ 2850～ 3400 1400～ 1580 V 2900～ 3900 1560～ 1620 商用車 客車 城市客車 4500～ 5000 1740～ 2050 長途客車 5000～ 6500 4 2貨車 汽車總質量 ≤ 1700～ 2900 1150～ 1350 ～ 2300～ 3600 1300～ 1650 ～ 3600～ 5500 1700～ 2022 4500～ 5600 1840～ 2022 前輪距 B1 和后輪距 B2 改變汽車輪距 B會影響車廂或駕駛室內寬、汽車總寬、總質量、側傾剛度、最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化、增大輪距則車廂內寬隨之增加，并導致汽車的比功率、轉矩指標下降，機動性變壞。軸距與總長之比越大，則車廂的縱向乘坐空間就愈大，這對改善汽車揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 13 頁 縱向角振動也有利。微型及普通級轎車要求制造成本低，使用經(jīng)濟性好，機動靈活，因此汽車應輕而短，故軸距應取短一些；中高級轎車對乘坐舒適性、行駛乎順性和操縱穩(wěn)定性要求高，故軸距應設計得長一些。當然，在滿足所設計汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設計得短一些為好。但軸距過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車 行駛時其縱向角振動過大；汽車加速、制動或上坡時軸荷轉移過大而導致其制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；萬向節(jié)傳動的夾角過大等。 圖 21 汽車的主要參數(shù)尺寸 軸距 L 軸距 L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)、質量參數(shù)和使用性能的影響。選取內容為齒輪齒條轉向器與電控液壓助力轉向系統(tǒng)。在采用氣壓制動或空氣懸架的大型車輛上，也有采用氣壓動力轉向的。因此，除了重型汽車和高檔轎車早已安裝動力轉向器外，近年來在中型貨車、豪華客車及中檔轎車上都已經(jīng)開始安裝動力轉向器，隨著動力轉向器的設計水平的提高、生產(chǎn)規(guī)模的擴大和市場的需要，其他的一些車型也必須陸續(xù)安裝動力轉向器。 由于汽車轉向器屬于汽車系統(tǒng)中的關鍵部件，它在汽車系統(tǒng)中占有重要位置，因而它的發(fā)展同時也反映了汽車工業(yè)的發(fā)展，它的規(guī)模和質量也成為了衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標志之一。作為汽車關鍵部件之一的轉向系統(tǒng)也得到了相應的發(fā)展，基本已形成了專業(yè)化、系列化生產(chǎn)的局面。 EHPS 和 EPS 等助力系統(tǒng)在汽車上的采用，改善了汽車轉向力的控制特性，降低了駕駛員的轉向負擔，然而汽車轉向系統(tǒng)始終處于機械傳動階段，由于轉向傳動比揚州大學 汽車動力轉向系設計 馮荔星 第 11 頁 固定，汽車轉向特性隨車速變化進行一定的操作補償，從而控制汽車按其意愿行駛。 1． 4 國內外發(fā)展情況 隨著電子技術的迅速發(fā)展，電子技術在汽車上的應用范圍不斷擴大。 2)缺點 ① 雖然采用了電能作為動力源，但是仍然保留有液壓動力傳遞系統(tǒng)，因此電控液壓助力轉向系統(tǒng)仍然具有一些機械液壓助力轉向系統(tǒng)缺點，例如系統(tǒng)結構復雜，以及液壓管路有泄漏的可能等問題。 ③ 電子控制助力轉向系統(tǒng)具有調校靈活的特點，通過修改轉向控制單元內存儲的軟件，可以很容易地按照行駛需要設定或修改轉向助力的特性，因此在低速和高速行駛時都能有良好的助力效果。 ② 根據(jù)技術性統(tǒng)計結果，車輛在正常行駛時，在超過 85%的行駛時間內助力轉向系統(tǒng)不需要提供助力。 ∴ PR— 不斷助力轉向； P=R—— 維持助力轉向； PR—— 不能助力轉向。 其關系式為： P=R/F （ 11） P—— 助力油壓； R—— 轉向阻力； F—— 活塞的工作面積。由于油液不可壓縮，堆積產(chǎn)生壓力，助力油壓多為 6～ 7MPa，有些重型車的助力油壓可達 14～ 16MPa，壓力差推動活塞而轉向助力。 2．轉向時。 1．不轉向時。即利用節(jié)流原理，保持油壓不變，但其流量隨轉速變化，轉速高流量少（助力?。D速低流量大（助力大）。 EHPS 的工作原理： 電控動力轉向系統(tǒng)的基礎，是轉閥液 壓常流式工作原理，只是增加了電控系統(tǒng)，對車速的高低有感知能力，隨機反饋調節(jié)轉向助力油壓，產(chǎn)生良好的手感，無轉向發(fā)飄的感覺。 (4)轉向機構總成完全封閉 ,可免于維護。由于齒輪箱小 ,齒條本身具有傳動桿系的作用 ,因此 ,它不需耍循環(huán)球式轉向器上所使用的拉桿 (2)因齒輪和齒條直接嚙合 ,操縱靈敏性非常高。在單端輸出的齒輪齒條式轉向器上，齒條的一端通過內外托架與轉向橫拉桿相連。當轉動轉向盤時，轉向器齒輪 11 轉動，使與之嚙合的齒條 4 沿軸向移動，從而使左右橫拉桿帶動轉向節(jié)左右轉動，使轉向車輪偏轉，從而實現(xiàn)汽車轉向。揚 州大學 汽車動力轉向系設計