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遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 前言 100多年前，汽車剛剛誕生后不久，其轉(zhuǎn)向操作是模仿馬車和自行車的轉(zhuǎn)向方式，用一個操縱桿或手柄來使前輪偏轉(zhuǎn)實現(xiàn)轉(zhuǎn)向的。由于操縱費力且不可靠，以致時常發(fā)生車毀人亡的事故。 第一輛不用馬拉的四輪汽車問世時，它已經(jīng)吧前橋和前輪組成為了一總成。該總成別安裝在樞軸上，可以繞前橋中心的一個點轉(zhuǎn)動，利用一個桿柱連接前橋的中點，通過地板往上延伸，轉(zhuǎn)向盤就緊固再桿柱上端，以此操縱汽車。 這種裝置在汽車車速不超過馬車的速度時，還是很好用的，但當(dāng)車速提高后，駕駛員就要求提高轉(zhuǎn)向的準(zhǔn)確性，以減少輪胎的磨損，延長輪胎的使用壽命。后來他們發(fā)現(xiàn)，正在探索的這種理論在1817年就已經(jīng)唄闡明了。 1817年，德國人林肯斯潘杰提出了類似于現(xiàn)代汽車的將前輪用轉(zhuǎn)向節(jié)與前梁連接方式。（即改進(jìn)轉(zhuǎn)向器的想法）。他研制了一種允許汽車前輪在主軸上獨立回轉(zhuǎn)的結(jié)構(gòu)—把車輪與轉(zhuǎn)向節(jié)連接起來，轉(zhuǎn)向節(jié)又用可轉(zhuǎn)動的銷軸與前軸連接，從而發(fā)明了轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)，并與第二年將其向英國政府申請專利的權(quán)力轉(zhuǎn)讓給了出版商、英籍德國人阿克曼。不久，阿曼克向英國專利局申請了“平行連桿式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)”專利。 1879年，法國四輪馬車制造商杰特發(fā)明了第一個平行四邊形轉(zhuǎn)向聯(lián)動機(jī)構(gòu)。杰特的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)可以把轉(zhuǎn)向中心點移向兩側(cè)。他把一根桿子與帶有兩個連接臂的轉(zhuǎn)向節(jié)相連。當(dāng)時稱為轉(zhuǎn)向臂和隨動臂。杰特把轉(zhuǎn)向柱的一端與轉(zhuǎn)向臂連接，當(dāng)轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向柱時，通過轉(zhuǎn)向臂和隨動臂、橫拉桿和車輪軸轉(zhuǎn)動車輪，實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向。 1857年，英國的達(dá)吉恩蒸汽汽車是第一輛采用轉(zhuǎn)向盤來實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向的機(jī)動車輛。 1872年蘇格蘭的查理士第一個把轉(zhuǎn)向盤安裝到煤氣發(fā)動機(jī)車輛上。此前，想把轉(zhuǎn)向盤安裝到車輛上的多次嘗試均未得到認(rèn)可。 1878年，“現(xiàn)代汽車之父”、德國的卡爾·本茨在他的三輪乘坐車上首次采用了所謂的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，但卻考一根操縱桿來控制汽車行使方向。 1886年，英國的弗雷德里克·斯特里克蘭說服了他的朋友、汽車制造商雷克，把一個用于輪船上的轉(zhuǎn)向柱和轉(zhuǎn)向盤裝到了一輛新的戴姆勒·弗頓敞蓬車上。斯特里克是以建造蒸汽機(jī)船為職業(yè)的，德雷克則是戴姆勒英國公司的領(lǐng)導(dǎo)人。后來，向大西洋兩岸銷售的每一輛戴姆勒·弗頓汽車都裝上了舵柄（轉(zhuǎn)向盤）。早期的那些試驗，包括戴姆勒·弗頓敞篷汽車上的轉(zhuǎn)向器都已消亡，因為高踞在垂直轉(zhuǎn)向柱上短的轉(zhuǎn)向盤的高度幾乎已達(dá)到駕駛員眼睛的位置，因此，對任何一個人來說，駕駛這種車輛都會感到困難。 汽車轉(zhuǎn)向盤是關(guān)系著駕駛員與乘客生命安危的重要部件，它控制著車輛的行使方向。早期的蒸汽汽車上安裝的轉(zhuǎn)向盤都心愛用垂直安裝方式，專項通過向上或下旋轉(zhuǎn)實現(xiàn)。這種安裝方式不利于駕駛員操縱，也常常妨礙駕駛視線。這一切在1887年秋因一次意外事故而發(fā)生了改變。1887年，一輛戴姆勒·弗頓汽車唄送往英國考文垂的戴姆勒工廠作一次大修，當(dāng)時汽車上的轉(zhuǎn)向器仍能使用。大修需要把 車身與底盤分離，當(dāng)車身落到轉(zhuǎn)向柱上，把轉(zhuǎn)向柱崖城傾斜狀態(tài)。當(dāng)一個工人上車做到駕駛員座位上時，立即發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向柱和轉(zhuǎn)向盤的傾斜角使駕駛條件大為改善。這個偶然的發(fā)現(xiàn)，促成了戴妙勒·帕利生于1890年制成世界上第一輛轉(zhuǎn)向柱與轉(zhuǎn)向盤傾斜的汽車，從此，人類的汽車駕駛就踏上了更舒適、安全的旅程。此后，各國汽車公司紛紛效仿，使轉(zhuǎn)向盤日臻完善并最終定性，于是轉(zhuǎn)向盤就以現(xiàn)在的樣子出現(xiàn)在我們的面前。 最早采用的傳動減速機(jī)構(gòu)蝸輪副，被安裝在轉(zhuǎn)向柱的末端。蝸桿驅(qū)動一個蝸輪，再有蝸輪副被裝配在鑄鐵殼里，這個殼被固定在汽車的大橋梁上?；谖佪喐钡臏p速機(jī)構(gòu)在汽車工業(yè)中應(yīng)用已有很多年了，但還有兩種結(jié)構(gòu)是值得注意的。其中一種是于1908年投產(chǎn)的美國福特T型車采用的轉(zhuǎn)向齒輪結(jié)構(gòu)（行星齒輪轉(zhuǎn)向器）。福特T型車裝置了一套周轉(zhuǎn)（或行星）輪系，把齒輪安裝在減速器殼體內(nèi)直接固定到轉(zhuǎn)向盤的下方，行星齒輪盤直接驅(qū)動緊固在轉(zhuǎn)軸上的主齒輪。這就把轉(zhuǎn)向裝置置于駕駛員的手下方，即轉(zhuǎn)向柱的上端，而不是在轉(zhuǎn)向柱的下端。 所謂“現(xiàn)在”齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，是奔馳汽車于1885年首先采用的。這種形式的轉(zhuǎn)向器同樣也使用在1905年生產(chǎn)的凱迪拉克汽車和1911～1920年制造的許多其他型式的汽車上。 在20世紀(jì)初，汽車已經(jīng)是一個沉重而又高速疾馳的車輛，充氣輪胎代替了實心車輪。由于轉(zhuǎn)向柱直接于轉(zhuǎn)向節(jié)連接，所以轉(zhuǎn)動車輪式很費勁的。即使是一個健壯的駕駛員，要控制轉(zhuǎn)向仍然是很勞累的事情。因此，汽車常常沖出路外。于是，降低轉(zhuǎn)向操縱力的問題就變得賜教迫切了。 為了使轉(zhuǎn)向操縱輕便，工程師設(shè)計了在轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向節(jié)之間安裝齒輪減速機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器。從那時起，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)就一直被這樣沿用下來。 從1903年開始，助力輔助轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)不斷出現(xiàn)，多數(shù)是用在可車上。助力輔助轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中，有一些采用真空助力，還有一些是采用壓縮空氣助力。 1905年出版的《汽車時代》雜志談到了哥倫比亞汽車的助力轉(zhuǎn)向器。據(jù)說這總簡單的裝置在車速為29公里/小時時，仍能使汽車保持不偏離路線。 1923年，美國底特律市的亨利·馬爾斯為了減少蝸輪副和滾動軸之間的接觸摩擦力，在兩者之間接觸處放置滾珠支撐，這就出現(xiàn)了滾珠蝸輪轉(zhuǎn)向器。這種型式的轉(zhuǎn)向器就成為現(xiàn)在大家所熟知的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，目前仍被廣泛地應(yīng)用在美國和日本制造的汽車上。 1928年，弗朗西斯·戴維斯所研制成功并首次應(yīng)用了液壓助力輔助轉(zhuǎn)向器。這種轉(zhuǎn)向器由維克斯公司制造，該公司并制定了此項標(biāo)準(zhǔn)，26后為汽車工業(yè)所采納。第二次世界大戰(zhàn)時期，汽車轉(zhuǎn)向雖然采用了轉(zhuǎn)向器，但對其實施操縱仍然不是一鍵輕松的事。當(dāng)汽車質(zhì)量增大、轉(zhuǎn)向費勁時，駕駛員要求能有更好的辦法來解決，這才重新推廣了一種已經(jīng)大約有3/4個世紀(jì)歷史的助力輔助轉(zhuǎn)向器。 1954年，凱迪拉克汽車公司首先把液壓助力轉(zhuǎn)向器應(yīng)用于汽車上，助力專項的歷史又回到了以前的道路。 早在第二次世界大戰(zhàn)期間，較高級的助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)就開始應(yīng)用于各種軍用車輛。20世紀(jì)50年代初期，由于出現(xiàn)了重型的汽車以及速度很高的高級小客車，指靠轉(zhuǎn)向器本身的結(jié)構(gòu)，既要是汽車轉(zhuǎn)向操縱省力，又要靈活，顯然已難以兼顧，于是把戰(zhàn)爭時期使用的助力轉(zhuǎn)向器經(jīng)過改進(jìn)，使用在了中型汽車和高級小客車上。后來，因為得到普遍使用，在20世紀(jì)50年代末就研制出了質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊、自行潤滑的助力轉(zhuǎn)向器。這種助力轉(zhuǎn)向器使轉(zhuǎn)向操縱十分省力，只要適當(dāng)選擇轉(zhuǎn)向器傳動比，就可以同時滿足轉(zhuǎn)向靈敏的要求。 1967年，美國的湯姆森制造了一輛四輪專項的印迪賽車，但未進(jìn)行實際使用。 1981年，日本研制出能原地轉(zhuǎn)向的汽車。他們在車身尾部下邊裝設(shè)了一直橫向小車輪，只需按一下電鈕就可使小車輪落地并把后輪抬起，在轉(zhuǎn)動橫向小車輪，汽車變以前輪為中心原地轉(zhuǎn)向。 1985年，日本豐田公司的克雷西達(dá)汽車成了第一個采用計算機(jī)控制輔助轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車產(chǎn)品，豐田公司稱此系統(tǒng)為先進(jìn)的動力齒輪齒條轉(zhuǎn)向系。該機(jī)構(gòu)在變速器力有個傳感器，它可以監(jiān)視車輛車速度，把信號輸入計算機(jī)，計算機(jī)再根據(jù)此信號控制電磁液流控制閥，通過液壓系統(tǒng)供給轉(zhuǎn)向齒條高壓動力油流。汽車在公路上高速行使使，轉(zhuǎn)向需要的動力需要的動力較少，計算機(jī)液流控制閥降低油壓，同時把轉(zhuǎn)向器穩(wěn)住，當(dāng)停車或汽車低速行駛轉(zhuǎn)向時，計算機(jī)液流控制閥提高油流壓力，這就使得駕駛員很容易操縱轉(zhuǎn)向盤。 1986年10月8日，日本本田汽車公司宣布，已研制出一種被稱為4WS的四輪轉(zhuǎn)向汽車。汽車轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的角度首先使前輪轉(zhuǎn)向，同時經(jīng)輸出軸帶動后轉(zhuǎn)向機(jī)，使后輪與前輪同向或反向轉(zhuǎn)動。 現(xiàn)在，動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已成為一些轎車的標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置，全世界約有一半的轎車采用動力轉(zhuǎn)向。隨著汽車電子技術(shù)的發(fā)展，目前一些轎車已經(jīng)使用電動助力轉(zhuǎn)向器，使汽車的經(jīng)濟(jì)性、動力性和機(jī)動性都有所提高。 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的英文縮寫叫“EPS”（Electrical Power Steering），它利用電動機(jī)產(chǎn)生的動力協(xié)助駕車者進(jìn)行轉(zhuǎn)向。此類系統(tǒng)一般由轉(zhuǎn)矩傳感器(3)、電控單元（微處理器）(5)、電動機(jī)(4)、減速器(2)、機(jī)械轉(zhuǎn)向器(1)和蓄電池電源(6)所組成。 圖 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) Fig. Electrical Power Steering 1.機(jī)械轉(zhuǎn)向器2. 減速器3. 轉(zhuǎn)矩傳感器4. 電動機(jī)5. 電控單元6. 蓄電池電源 1. Machinery Steering 2.retarder 3.torsion sensor 4.electormotor 5.CPU 6. Accumulator cell power source 汽車轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)矩傳感器檢測到轉(zhuǎn)向盤的力矩和轉(zhuǎn)動方向，將這些信號輸送到電控單元，電控單元根據(jù)轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動力矩、轉(zhuǎn)動方向和車輛速度等數(shù)據(jù)向電動機(jī)控制器發(fā)出信號指令，使電動機(jī)輸出相應(yīng)大小及方向的轉(zhuǎn)動力矩以產(chǎn)生助動力。當(dāng)不轉(zhuǎn)向時，電控單元不向電動機(jī)控制器發(fā)信號指令，電動機(jī)不工作。同時，電控單元根據(jù)車輛速度信號，通過電液轉(zhuǎn)換器確定輸給轉(zhuǎn)向盤的作用力，減少駕車者在高速行駛時方向盤“飄”的感覺。 由于電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)只需電力不用液壓，與機(jī)械式液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比較省略了許多元件。沒有液壓系統(tǒng)所需要的油泵、油管、壓力流量控制閥、儲油罐等，零件數(shù)目少，布置方便，重量輕。而且無“寄生損失”和液體泄漏損失。因此電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在各種行駛條件下均可節(jié)能80%左右，提高了汽車的運行性能。因此在近年得到迅速的推廣，也是今后助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向。 有一些汽車冠以電動助力轉(zhuǎn)向，其實不是真正意義上的純電動的助力轉(zhuǎn)向，它還需要液壓系統(tǒng)，只不過由電動機(jī)供油。傳統(tǒng)的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的油泵由發(fā)動機(jī)驅(qū)動。為保證汽車原地轉(zhuǎn)向或者低速轉(zhuǎn)向時的輕便性，油泵的排量是以發(fā)動機(jī)怠速時的流量來確定的。而汽車行駛中大部分時間處于高于怠速的速度和直線行駛狀態(tài)，只能將油泵輸出的油液大部分經(jīng)控制閥回流到儲油罐，造成很大的“寄生損失”。為了減少此類損失采用了電動機(jī)驅(qū)動油泵，當(dāng)汽車直線行駛時電動機(jī)低速運轉(zhuǎn)，汽車轉(zhuǎn)向時電動機(jī)高速運轉(zhuǎn)，通過控制電動機(jī)的轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)油泵的。 1. 汽車主要參數(shù)的選擇[1] 1.1汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等，如圖1-1所示。 圖1-1 汽車的主要參數(shù)尺寸 Fig.1-1 The main parameters of vehicle size 1.1.1 軸距L 軸距L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑和縱向通過半徑就小一些。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(zhuǎn)移過大而導(dǎo)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。因此，在選擇軸距時應(yīng)綜合考慮對有關(guān)方面的影響。當(dāng)然，在滿足所設(shè)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(shè)計得短一些為好。 (1)載貨汽車的軸距 在整車選型初期，可根據(jù)要求的貨廂長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距L： L＝LH+LJ+S-LR (1-1) 式中 LH—貨廂長度，可根據(jù)汽車的裝載質(zhì)量、載貨長度來確定，或參考同類型 LJ—前輪中心至駕駛室后壁的距離,在該布置方案選定后可通過對駕駛室、發(fā)動機(jī)和前軸的初步布置或參考同型、同類布置的汽車的這一尺寸初步確定 S—駕駛室與貨廂之間的間隙，一般取50～100mm,應(yīng)考慮發(fā)動機(jī)維修時的需要； LR—后懸尺寸，可根據(jù)道路條件或參考同類型汽車初步確定。 軸距的最終確定應(yīng)通過總布置和相應(yīng)的計算來完成，其中包括檢查最小轉(zhuǎn)彎半徑和萬向節(jié)傳動的夾角是否過大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車總體設(shè)計的要求等。 輕型貨車、鞍式牽引車和礦用自卸車等車型要求有小的轉(zhuǎn)彎半徑，故其軸距比一般貨的短，而經(jīng)常運送大型構(gòu)件、長尺寸或輕拋貨物的貨車和集裝箱運輸車，則軸距可取得長一些。汽車總質(zhì)量愈大，軸距一般也愈長。為了滿足不同用戶的需要，常同時選定幾種軸距，構(gòu)成汽車的系列產(chǎn)品，如基本型、長軸距、短軸距等汽車變型。數(shù)據(jù)，是基本型貨車軸距的選擇范圍，供設(shè)計時參考。 三軸汽車的中后軸之間的軸距，多取為輪胎直徑的1.1—1.25倍。 (2)轎車的軸距 轎車的軸距與其類型、用途、總長有密切關(guān)系。微型及普通級轎車要求制造成本低，使用經(jīng)濟(jì)性好，機(jī)動靈活，因此汽車應(yīng)輕而短，故軸距應(yīng)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(yīng)設(shè)計得長一些。轎車的軸距約為總長的54％—60％。軸距與總長之比越大，則車廂的縱向乘坐空間就愈大，這對改善汽車縱向角振動也有利。但若軸距與總長之比超過62％，則會使發(fā)動機(jī)、行李箱和備胎的布置困難，外形的各部分比例也不協(xié)調(diào)。 (3)大客車的鈾距 大客車的軸距范圍一般為4—7.2m?？傞L為11—12m的城市大客車，其軸距多為5.5—6.3m，而總長在10m以內(nèi)的大客車，其軸距多為4.5—5m。 表1-1提供的數(shù)據(jù)可供初選軸距時參考 表1-1 各類汽車的軸距和輪距 Tablet.1-1 Each kind of automobile spread of axies and gauge 車型 類別 軸距L/mm 輪距B/mm 乘用車 發(fā)動機(jī)排量 V/L V<1.0 2000～2200 1100～1380 1.04.0 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(zhì)量 ≤1.8 1700～2900 1150～1350 1.8～6.0 2300～3600 1300～1650 6.0～14.0 3600～5500 1700～2000 >14.0 4500～5600 1840～2000 1.1.2 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(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化、增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加，并導(dǎo)致汽車的比功率、幣轉(zhuǎn)矩指標(biāo)下降，機(jī)動性變壞。 受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距B1范圍內(nèi)，應(yīng)能布置下發(fā)動機(jī)、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距B2時，應(yīng)考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度以及它們之間應(yīng)留有必要的間隙。 各類汽車的輪距可參考表1-1提供的數(shù)據(jù)進(jìn)行初選。 1.1.3 外廓尺寸 汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應(yīng)根據(jù)汽車的類型、用途、承載員、道路條件、結(jié)構(gòu)選型與布置以及有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、法規(guī)限制等因素來確定。在滿足使用要求的前提下，應(yīng)力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質(zhì)量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經(jīng)濟(jì)性和機(jī)動性。GB 1589—79對汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。 各國對公路運輸車輛的外廓尺寸都有法規(guī)限制，以使其適應(yīng)該國的公路、橋梁、涵洞和鐵路運輸?shù)挠嘘P(guān)標(biāo)準(zhǔn)，保證行駛安全及交通暢通。我國對公路車輛的限制尺寸是：總高不大于4m；總寬(不包括后視鏡)不大于2.5m，左、右后視鏡等突出部分的側(cè)向尺寸總共不大于250mm；總長：載貨汽車及越野汽車不大于12m；牽引車帶半掛車不大于16m；汽車拖帶掛車不大于20m；掛車不大于8m；大客車不大于12m；鉸接式大客車不大于18m。在設(shè)計重型汽車和大客車時要特別注意這些限制。還應(yīng)注意，即使同一種車型在不同的使用條件下，設(shè)計也會不同。例如城市公共汽車因有站立乘客易超載且要求有較好的機(jī)動性，因此設(shè)計時車身不宜過長；而長途公共汽車、團(tuán)體用和旅游用大客車技座位數(shù)乘客，車身則可設(shè)計得長些。大客車的總寬多在2.45～2.5m。一般大客車的總高多為2.9～3.1；而長途大型公共汽車由于設(shè)置行李艙地板較高，則總高為3.1—3.55m?？傎|(zhì)量為15t以上的重型貨車的總寬多為2.4～2.5m；總高則為2.5～2.9m。中型貨車的總寬多為2.1～2.4m；總高多為2.2～2.6m。集裝箱運輸汽車的總高為3.8～3.9m。汽車的外廓尺寸要由總布置最后確定。 1.1.4 前懸LF和后懸LR 前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減小了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員視野變壞。因在前懸這段尺寸內(nèi)要布置保險杠、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動機(jī)、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸尺寸有利于在撞車時對乘員起保護(hù)作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對平頭汽車，前懸還會影響從前門上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下上述各總成、部件的同時盡可能短些。對載客量少些的平頭車，考慮到真面碰撞能有足夠多的結(jié)構(gòu)件碰撞能量，保護(hù)前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。 1.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、載客量裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量ma、軸荷分配等。 1.2.1 整車整備質(zhì)量 整車整備質(zhì)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(zhì)量。 整車整備質(zhì)量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟(jì)型有影響。目前，盡可能見嫂整車整備質(zhì)量的目的是：通過減輕整備質(zhì)量增加載質(zhì)量或載客量，抵消因滿足安全標(biāo)準(zhǔn)、排氣凈化標(biāo)準(zhǔn)和噪聲標(biāo)準(zhǔn)所帶來的整備質(zhì)量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質(zhì)量的措施主要有：新設(shè)計的車型應(yīng)使其結(jié)構(gòu)更合理，采用強(qiáng)度足夠的輕質(zhì)材料，如塑料、鋁合金等等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結(jié)構(gòu)件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到比較廣泛的應(yīng)用。今后，塑料載汽車上會進(jìn)一步得到應(yīng)用。 整車整備質(zhì)量在設(shè)計階段需估算確定。在日常工作種，收集大量同類汽車各總成、部件和整車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計的特點、工藝水平等初步估算各總成、部件的質(zhì)量，再累計成整車整備質(zhì)量。 乘用車和商用客車的整備質(zhì)量，也可按每人所占汽車整備質(zhì)量的統(tǒng)計平均值估計，可參考表1-2 表1-2乘用車和商用客車人均整備質(zhì)量值[2] Tablet.1-2 While average per person fits out the quality value with the vehicle and the commercial passenger train 乘用車 人均整備質(zhì)量值 商用客車 人均整備質(zhì)量值 發(fā)動機(jī)排量V/L V≤1.0 0.15～0.16 車輛總長La/m ≤10.0 0.096～0.160 1.010.0 0.065～0.130 V>4.0 0.29～0.34 表1-3關(guān)于汽車的分類 Tablet.1-3 Automobile classification 汽車類型 最大設(shè)計總質(zhì)量/kg 說明 M類 至少有四個車輪，并且用于載客的機(jī)動車輛 M1類 — 包括駕駛員座位在內(nèi)的座位數(shù)不超過9座的載客車輛 M2類 A級 <5000 可載乘員數(shù)（不包括駕駛員）不多于22人 允許乘員站立 B級 不許乘員站立 Ⅰ級 可載乘員數(shù)（不包括駕駛員）多于22人 允許乘員站立，并且乘員可以自由走動 Ⅱ級 只允許乘員站立在過道和/或提供不超過相當(dāng)于兩人雙人座位的站立面積 Ⅲ級 不許乘員站立 M3類 A級 >5000 可載乘員數(shù)（不包括駕駛員）不多于22人 許乘員站立 B級 不許乘員站立 Ⅰ級 可載乘員數(shù)（不包括駕駛員）多于22人 允許乘員站立，并且乘員可以自由走動 Ⅱ級 只允許乘員站立在過道和/或提供不超過相當(dāng)于兩人雙人座位的站立面積 Ⅲ級 不許乘員站立 1.2.2 汽車的載客量和裝載質(zhì)量 （1）汽車的載客量 乘用車的載客量包括駕駛員在內(nèi)不超過9座，又稱之為M1類汽車，其他M2、M3類汽車的座位數(shù)、乘員數(shù)及汽車的最大設(shè)計總質(zhì)量見表1-3。 （2）汽車的載質(zhì)量me 汽車的載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時所允許的額定載質(zhì)量。汽車在碎石路面上行駛時，載質(zhì)量約為好路面的75％～85％。越野汽車的載質(zhì)量是指越野汽車行駛時或在土路上行駛的額定在質(zhì)量。 商用貨車載質(zhì)量me的確定，首先應(yīng)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。原則上，貨流大、運距長或礦用自卸車應(yīng)采用大噸位貨車以利降低運輸成本，提高效率；對貨源變化頻繁、運距短的市內(nèi)運輸車，宜采用中、小噸位的貨車比較經(jīng)濟(jì)。 1.2.3質(zhì)量系數(shù) 質(zhì)量系數(shù)是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即=。該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。 1.2.4汽車總質(zhì)量 汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量。 乘用車和商用客車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三部分構(gòu)成。其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按65kg計，于是 （1-2） 式中，n為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；為行李系數(shù)。 商用貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 （1-3） 式中，為包括駕駛員以及隨行人員在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。 1.2.5軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱件和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設(shè)計時應(yīng)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。汽車的布置型式對軸荷分配影響較大，例如對載貨汽車而言，長頭車滿載時的前軸負(fù)荷分配多在28％上下，而平頭車多在33％～35％。對轎車而言，前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的轎車滿載時的前軸負(fù)荷最好在55％以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動的轎車滿載時的后軸負(fù)荷一般不大于52％；后置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動的轎車滿載時后軸負(fù)荷最好不超過59％，否則，會導(dǎo)致汽車具有過多轉(zhuǎn)向特性而使操縱性變壞。 在確定軸荷分配時也要考慮到汽車的使用條件。對于常在較差路面上行駛的載貨汽車，為了保證其在泥濘路而上的通過能力，常將滿載前軸負(fù)荷控制在26％～27％，以減小前輪的滾動阻力并增大后驅(qū)動輪的附著力。對于常在潮濕路面上行駛的后驅(qū)動輪裝用單胎的4×2平頭貨車，空載時后鈾負(fù)荷應(yīng)不小于41％，以免引起例滑。 在確定軸荷分配時還要充分考慮汽車的結(jié)構(gòu)特點及性能要求。例如：重型礦用自卸汽車的軸距短、質(zhì)心高，制動或下坡時質(zhì)量轉(zhuǎn)移會使前軸負(fù)荷過大，故在設(shè)計時可將其前軸負(fù)荷適當(dāng)減小，使后軸負(fù)荷適當(dāng)加大。為了提高越野汽車在松軟路面和無路地區(qū)的通過 1.3輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進(jìn)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(shè)計開始階段就應(yīng)選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的靜負(fù)荷、輪胎的額定負(fù)荷以及汽車的行駛速度。當(dāng)然還應(yīng)考慮與動力—傳動系參數(shù)的匹配以及對整車尺寸參數(shù)(例如汽車的最小離地間隙、總高等)的影響 輪胎所承受的最大靜負(fù)荷與輪胎額定負(fù)荷之比，稱為輪胎負(fù)荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負(fù)荷系數(shù)取為0.9～1.0，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的車速高、輪胎受動負(fù)荷大，故它們的輪胎負(fù)荷系數(shù)應(yīng)接近下限；對在各種路面上行駛的貨車，其輪胎不應(yīng)超載；對在良好路面上行駛且車速不高的貨車，其輪胎負(fù)荷系數(shù)可取上限甚至達(dá)1.1；對車速高的重型貨車、重型自卸汽車，此系數(shù)亦可偏大些。但過多超載會使輪胎早期磨損，甚至發(fā)生胎面剝落及爆胎等事故。試驗表明：輪胎超載20％時，其壽命將下降30％左右。 為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車及其質(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)量，對公路用車在其輪胎負(fù)荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內(nèi)應(yīng)盡量選取尺寸較小的輪胎。采用高強(qiáng)度尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負(fù)荷大大提高，從而使輪胎直徑尺寸也大為縮小。例如裝載員4t的載貨汽車在20世紀(jì)50年代多用的9.0～20輪胎早己被8.25—20，7.50~20至8.25～16等更小尺寸的輪胎所取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能力常采用胎面較寬、直徑較大、具有越野花紋的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車制動頻繁，制動鼓與輪輞之間的間隙應(yīng)大一些，以便散熱，故應(yīng)采用輪輞尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、面形狀扁平的寬輪輞低壓輪胎，以便降低質(zhì)心高度，改善行駛平順性、橫向穩(wěn)定性、輪胎的附著性能并保證有足夠的承載能力。 1.4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L/mm 2340 內(nèi)轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角 45o 整備質(zhì)量 880 總質(zhì)量 1255 輪胎 175/60R14 轉(zhuǎn)向軸的載荷 5647.5 輪胎壓力p/MPa 0.45 2. 轉(zhuǎn)向系設(shè)計概述 2.1對轉(zhuǎn)向系的要求[3] 1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 2）汽車轉(zhuǎn)向行駛時，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。 4）轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最小。 5）保證汽車有較高的機(jī)動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。 6）操縱輕便。 7) 轉(zhuǎn)向輪碰撞到占該物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。 8) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)。 9) 在車禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕上海的防傷裝置。 10) 進(jìn)行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。 2.2轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝置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(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉(zhuǎn)向系的剛度。采用動力轉(zhuǎn)向時，還應(yīng)有轉(zhuǎn)向動力系統(tǒng)。但對于中級以下的轎車和前軸負(fù)荷不超過3t的載貨汽車，則多數(shù)僅在用機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而無動力轉(zhuǎn)向裝置。 圖2-1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) Fig.2-1 the control mechanism of steering 1-轉(zhuǎn)向萬向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤 1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel 2.3轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)[4] 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。（見圖2-2） 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳給左、右轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。 圖2-2 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu) Fig 2-2 the transmission system of steering 1-轉(zhuǎn)向搖臂；2-轉(zhuǎn)向縱拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；4-轉(zhuǎn)向梯形臂；5-轉(zhuǎn)向橫拉桿 1-steering rocker; 2- Steering rod; 3-steering arm;4-pitman arm;5-tie-rod 2.4轉(zhuǎn)向器[5] 機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動），并按一定的角轉(zhuǎn)動比和力轉(zhuǎn)動比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。 機(jī)械轉(zhuǎn)向器與動力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉(zhuǎn)向輕便，多采用這種動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。 為了避免汽車在撞車時司機(jī)受到的轉(zhuǎn)向盤的傷害，除了在轉(zhuǎn)向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉(zhuǎn)向系中設(shè)置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉(zhuǎn)向輪的擺振和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的震動，有的還裝有轉(zhuǎn)向減振器。 多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉(zhuǎn)向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機(jī)動性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向；多軸汽車根據(jù)對機(jī)動性的要求，有時要增加轉(zhuǎn)向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉(zhuǎn)向 。 2.5轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑 汽車的機(jī)動性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來衡量，但汽車的高機(jī)動性則應(yīng)由兩個條件保證。即首先應(yīng)使左、右轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角時前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內(nèi)；其次，應(yīng)這樣選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比，即由轉(zhuǎn)向盤處于中間的位置向左或右旋轉(zhuǎn)至極限位置的總旋轉(zhuǎn)全書，對轎車應(yīng)不超過1.8圈，對貨車不應(yīng)超過3.0圈。 兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿足上述對轉(zhuǎn)向系的第(2)條要求，其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖2-3所示，由下式?jīng)Q定： (2-1) 式中：—外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； —內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； K—兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離； L—軸距 內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的合理匹配是由轉(zhuǎn)向梯形來保證。 圖2-3 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系 Fig 2-3 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角與、軸距L、主銷距K及轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂a等尺寸有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過程中除內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉(zhuǎn)彎半徑是指汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構(gòu)成圓周的半徑?？砂聪率接嬎悖? (2-2) 通常為35o～40o，為了減小值，值有時可達(dá)到45o 操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達(dá)到。 對轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤或轉(zhuǎn)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(nèi)傾角，消除轉(zhuǎn)向器傳動間隙以及選用可逆式轉(zhuǎn)向器來達(dá)到。但要使傳遞到轉(zhuǎn)向盤上的反向沖擊小，則轉(zhuǎn)向器的逆效率有不宜太高。至于對轉(zhuǎn)向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結(jié)構(gòu)以及結(jié)構(gòu)布置來解決。 轉(zhuǎn)向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轎車干重的1.5%～2.0%。轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式隊汽車的自身質(zhì)量影響較小。 3. 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案分析 3.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器[6] 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器由與轉(zhuǎn)向軸做成一體的轉(zhuǎn)向齒輪和常與轉(zhuǎn)向橫拉桿做成一體的齒條組成。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(dá)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。能自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度。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。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：因逆效率高，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉(zhuǎn)向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉(zhuǎn)向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準(zhǔn)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。 根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向起有四種形式：中間輸入，兩端輸出；側(cè)面輸入，兩端輸出；側(cè)面輸入，中間輸出；側(cè)面輸入，一端輸出。 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。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉(zhuǎn)向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿那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(qiáng)度。 采用兩端輸出方案時，由于轉(zhuǎn)向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統(tǒng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運動干涉。 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。 容易齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉(zhuǎn)平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。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。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，重合度增加，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設(shè)計的要求。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。 齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省20%，故質(zhì)量??；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉(zhuǎn)動；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強(qiáng)度得到增加。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。當(dāng)車輪跳動、轉(zhuǎn)向或轉(zhuǎn)向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉(zhuǎn)的力矩時，應(yīng)選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉(zhuǎn)而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。 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、導(dǎo)向塊與齒條固定在一起。齒條移動時導(dǎo)向塊在導(dǎo)向槽內(nèi)隨之移動，齒條旋轉(zhuǎn)時導(dǎo)向塊可防止齒條旋轉(zhuǎn)。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(dāng)。配合過緊會為轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉(zhuǎn)，并伴有敲擊噪聲。 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；轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器廣泛應(yīng)用于乘用車上。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。 3.2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器有螺桿和螺母共同形成的落選槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成，如圖3-1所示。 圖3-1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖 Fig 3-1Circulation-ball steering 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可以達(dá)到75%～85%；在結(jié)構(gòu)和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工，使之有足夠的使用壽命；轉(zhuǎn)向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整工作容易進(jìn)行，（圖3-2）；適合用來做整體式動力轉(zhuǎn)向器。 圖3-2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的間隙調(diào)整機(jī)構(gòu) Fig 3-2 The gap adjusts the organizational structure of Recirculation-ball gears 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。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要用于商用車上。 3.3 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器由蝸桿和滾輪嚙合而構(gòu)成。主要優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單；制造容易；因為滾輪的齒面和蝸桿上的螺紋呈面接觸，所以有比較高的強(qiáng)度，工作可靠，磨損小，壽命長；逆效率低。 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。 這種轉(zhuǎn)向器曾在汽車上廣泛使用過。 3.4蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的銷子如不能自轉(zhuǎn)，稱為固定銷式蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器；銷子除隨同搖臂軸轉(zhuǎn)動外，還能繞自身州縣轉(zhuǎn)動的，稱為旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器。根據(jù)銷子數(shù)量不同，又有單銷和雙銷之分。 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點是：轉(zhuǎn)向器的傳動比可以做成不變的或者變化的；指銷和蝸桿之間的工作面磨損后，調(diào)整間隙工作容易進(jìn)行。 固定銷蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡單、制造容易；但是因銷子不能自轉(zhuǎn)，銷子的工作部位基本保持不變，所以磨損快、工作效率低。旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器的效率高、磨損慢，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 要求搖臂軸有較大的轉(zhuǎn)角時，應(yīng)該采用雙銷式結(jié)構(gòu)。雙銷式轉(zhuǎn)向器在直線行駛區(qū)域附近，兩個銷子同時工作，可降低銷子上的負(fù)荷，減少磨損。當(dāng)一個銷子脫離嚙合狀態(tài)是，另一個銷子要承受全部作用力，而恰恰在此位置，作用力達(dá)到最大值，所以設(shè)計師要注意核算其強(qiáng)度。雙銷與單銷蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器比較，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、尺寸和質(zhì)量大，并且對兩主銷間的位置精度、蝸桿上螺紋槽的形狀及尺寸精度等要求高。此外，傳動比的變化特性和傳動間隙特性的變化受限制。 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器應(yīng)用較少。 4.轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)[7] 4.1轉(zhuǎn)向系的效率 功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。 正效率計算公式： （4-1） 逆效率計算公式： （4-2） 式中， 為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。 正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 4.1.1轉(zhuǎn)向器的正效率 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 （1）轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率 在四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。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。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)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%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。 轉(zhuǎn)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%。 （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，對于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算 　　　　　　　　　　　　 （4-3） 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)。 4.1.2轉(zhuǎn)向器的逆效率 根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉(zhuǎn)向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。 屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(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)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。 極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。 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 　　 （4-4） 式（4-3）和式（4-4）表明：增加導(dǎo)程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負(fù)值或者為零，此時表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角。 4.2傳動比變化特性 4.2.1轉(zhuǎn)向系傳動比 轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比。 轉(zhuǎn)向系的力傳動比: （4-5） 　　　　 ＝81.22　 轉(zhuǎn)向系的角傳動比: 　　　　　　　　 （4-6） 轉(zhuǎn)向系的角傳動比由轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比組成，即 （4-7） 轉(zhuǎn)向器的角傳動比: 　　　　　 （4-8） ＝22 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比: 　　　　 （4-9） 4.2.2力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 轉(zhuǎn)向阻力與轉(zhuǎn)向阻力矩的關(guān)系式： （4-10） 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力與作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩的關(guān)系式： （4-11） =41.54 N 　　　　 將式（4-10）、式（4-11）代入 后得到 （4-12） =81.22 　　　　　　　　 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 （4-13） 將式（4-10）代入式（4-11）后得到 （4-14） 當(dāng)a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。 4.2.3轉(zhuǎn)向器角傳動比的選擇 轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機(jī)動能力的要求。 若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車，不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比，以提高汽車的機(jī)動能力。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)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。 汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當(dāng)小些。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。否則轉(zhuǎn)向過分敏感，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運動有困難。 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4-1所示。 圖4-1轉(zhuǎn)向器角傳動比變化特性曲線 Fig 4-1 Change characteristic property curve of Steering angle transmission ratio 4.3轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。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4-2）。 研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 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。若轉(zhuǎn)向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。 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。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 為此，傳動副傳動間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計成圖4-2所示的逐漸加大的形狀。 圖4-2 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 Fig 4-2 Drive gap characteristic property of steering 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。 4.4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)。它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動閣數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過6圈。 5.轉(zhuǎn)向器設(shè)計計算 5.1轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定[8] 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、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。 精確地計算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力距（N?mm),即 (5-1) ＝147623.29 N?mm 式中，f為輪胎和路面見的摩擦因素，一般取0.7；為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N）;p為輪胎氣壓（MPa）。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 （5-2） ＝41.54 N 式中， 為轉(zhuǎn)向搖臂長；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長；為轉(zhuǎn)向盤直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動比；為轉(zhuǎn)向器正效率。 5.2轉(zhuǎn)向器設(shè)計 5.2.1參數(shù)的選取[9] 搖臂軸直徑/mm 26 鋼球中心距D/mm 25 螺桿外徑/mm 23 鋼球直徑d /mm 5.556 螺距P /mm 8.731 工作圈數(shù)W 1.5 螺母長度L /mm 45 導(dǎo)管壁厚 /mm 1.5 鋼球直徑與導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙e/mm 0.5 螺線導(dǎo)程角/o 7 法向壓力角/o 20 接觸角/o 45 環(huán)流行數(shù) 2 5.2.2計算參數(shù) 1.螺母內(nèi)徑應(yīng)大于，一般要求 （5-3） =+（5%~10%）D=25+8%*25 =27 2. 鋼球數(shù)量n n=個 （5-4）