《畢業(yè)論文重型貨車(chē)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)35831》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)論文重型貨車(chē)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)35831（50頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、目 錄 前言 1 1 汽車(chē)主要參數(shù)的選擇 2 1.1 汽車(chē)主要尺寸的確定 2 1.1.1 軸距L 2 1.1.2 前輪距B1和后輪距B2 3 1.1.3 外廓尺寸 4 1.1.4 前懸LF和后懸LR 4 1.2 汽車(chē)質(zhì)量參數(shù)的確定 5 1.2.1 整車(chē)整備質(zhì)量 5 1.2.2 汽車(chē)的載客量和裝載質(zhì)量 6 1.2.3 質(zhì)量系數(shù) 6 1.2.4 汽車(chē)總質(zhì)量 7 1.2.5 軸荷分配 7 2 轉(zhuǎn)向系的概述及主要性能參數(shù) 9 2.1 轉(zhuǎn)向系的概述 9 2.1.1 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 9 2.1.2 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 10 2.1.3 轉(zhuǎn)向器 10 2.1.4 轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎

2、半徑 11 2.1.5 對(duì)轉(zhuǎn)向系的要求 13 2.2 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 13 2.2.1 轉(zhuǎn)向系的效率 13 2.2.2 轉(zhuǎn)向器的正效率 14 2.2.3 轉(zhuǎn)向器的逆效率 15 2.2.4 角傳動(dòng)比 15 2.2.5 力傳動(dòng)比 16 2.2.6 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙△t 17 2.2.7 轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù) 17 3 轉(zhuǎn)向器機(jī)械部分的設(shè)計(jì)與計(jì)算 19 3.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇 19 3.2 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定 20 3.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)算 20 3.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計(jì)算 22 4 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)計(jì)算 23 4.1 對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要

3、求 23 4.2 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇 23 4.2.1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向形式與結(jié)構(gòu)方案 23 4.2.2 傳能介質(zhì)的選擇 24 4.2.3 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的選擇 25 4.2.4 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置轉(zhuǎn)向控制閥的選擇 26 4.3 動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 27 4.3.1 剛徑尺寸Dc的計(jì)算 27 4.3.2 活塞行程s的計(jì)算 29 4.3.3 動(dòng)力缸缸筒壁厚t的計(jì)算 30 4.4 分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 30 4.4.1 預(yù)開(kāi)隙 30 4.4.2 滑閥總移動(dòng)量 31 4.4.3 局部壓力降 31 4.4.4 油液流速的允許值[v] 32 4.4.5 滑閥直徑d 32

4、 4.4.6 滑閥在中間位置時(shí)的油液流速v 32 4.4.7 分配閥的泄漏量 33 4.5 回位彈簧的預(yù)緊力和反作用閥直徑的確定 33 4.6 油泵排量與油罐容積的確定 34 4.7 液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向的工作特性 35 5 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 37 5.1轉(zhuǎn)向傳送機(jī)構(gòu)的臂、桿與球銷(xiāo) 38 5.2 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)的防傷安全措施 39 6 經(jīng)濟(jì)技術(shù)路線分析………………………………………………….42 7 結(jié)論 43 致謝 44 參考文獻(xiàn) 45 前言 100多年前，汽車(chē)剛剛誕生后不久，其轉(zhuǎn)向操作是模仿馬車(chē)和自行車(chē)的轉(zhuǎn)向方式，用一個(gè)操縱桿或手柄來(lái)使前輪偏轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向的。由于操縱

5、費(fèi)力且不可靠，以致時(shí)常發(fā)生車(chē)毀人亡的事故。 在20世紀(jì)初，汽車(chē)已經(jīng)是一個(gè)沉重而又高速疾馳的車(chē)輛，充氣輪胎代替了實(shí)心車(chē)輪。由于轉(zhuǎn)向柱直接于轉(zhuǎn)向節(jié)連接，所以轉(zhuǎn)動(dòng)車(chē)輪式很費(fèi)勁的。即使是一個(gè)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(chē)常常沖出路外。于是，降低轉(zhuǎn)向操縱力的問(wèn)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(jì)了在轉(zhuǎn)向盤(pán)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(shí)起，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)就一直被這樣沿用下來(lái)。 從1903年開(kāi)始，助力輔助轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)不斷出現(xiàn)，多數(shù)是用在客車(chē)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(chē)時(shí)代》雜志談到了哥倫比

6、亞汽車(chē)的助力轉(zhuǎn)向器。據(jù)說(shuō)這總簡(jiǎn)單的裝置在車(chē)速為29公里/小時(shí)時(shí)，仍能使汽車(chē)保持不偏離路線。 1923年，美國(guó)底特律市的亨利·馬爾斯為了減少蝸輪副和滾動(dòng)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(guó)和日本制造的汽車(chē)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(xiàng)標(biāo)準(zhǔn)，而后為汽車(chē)工業(yè)所采納。第二次世界大戰(zhàn)時(shí)期，汽車(chē)轉(zhuǎn)向雖然采用了轉(zhuǎn)向器，但對(duì)其實(shí)施操縱仍然不是一鍵輕松的事。當(dāng)汽車(chē)質(zhì)量增大、轉(zhuǎn)向費(fèi)勁時(shí)，駕駛員要求能有更

7、好的辦法來(lái)解決，這才重新推廣了一種已經(jīng)大約有3/4個(gè)世紀(jì)歷史的助力輔助轉(zhuǎn)向器。 1954年，凱迪拉克汽車(chē)公司首先把液壓助力轉(zhuǎn)向器應(yīng)用于汽車(chē)上，助力專(zhuān)項(xiàng)的歷史又回到了以前的道路。 現(xiàn)在，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已成為一些轎車(chē)的標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置，全世界約有一半的轎車(chē)采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。隨著汽車(chē)電子技術(shù)的發(fā)展，目前一些轎車(chē)已經(jīng)使用電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向器，使汽車(chē)的經(jīng)濟(jì)性、動(dòng)力性和機(jī)動(dòng)性都有所提高。 1 汽車(chē)主要參數(shù)的選擇 1.1 汽車(chē)主要尺寸的確定 汽車(chē)的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長(zhǎng)、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(chē)的主要參數(shù)尺寸 Fig 1-1 The m

8、ain parameters of vehicle size 1.1.1 軸距L 軸距L的選擇要考慮它對(duì)整車(chē)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(chē)總長(zhǎng)、質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑和縱向通過(guò)半徑就小一些。但軸距過(guò)短也會(huì)帶來(lái)一系列問(wèn)題，例如車(chē)廂長(zhǎng)度不足或后懸過(guò)長(zhǎng)；汽車(chē)行駛時(shí)其縱向角振動(dòng)過(guò)大；汽車(chē)加速、制動(dòng)或上坡時(shí)軸荷轉(zhuǎn)移過(guò)大而導(dǎo)致其制動(dòng)性和操縱穩(wěn)定性變壞；萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的夾角過(guò)大等。因此，在選擇軸距時(shí)應(yīng)綜合考慮對(duì)有關(guān)方面的影響。當(dāng)然，在滿足所設(shè)計(jì)汽車(chē)的車(chē)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(jì)得短一些為好。 (1)載貨汽車(chē)的軸距 在整車(chē)選型初期，可根據(jù)要求的貨

9、廂長(zhǎng)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(zhǎng)度，可根據(jù)汽車(chē)的裝載質(zhì)量、載貨長(zhǎng)度來(lái)確定，或參考同類(lèi)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(guò)對(duì)駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)和前軸的初步布置或參考同型、同類(lèi)布置的汽車(chē)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(dòng)機(jī)維修時(shí)的需要； LR—后懸尺寸，可根據(jù)道路條件或參考同類(lèi)型汽車(chē)初步確定。 軸距的最終確定應(yīng)通過(guò)總布置和相應(yīng)的計(jì)算來(lái)完成，其中包括檢查最小轉(zhuǎn)彎半徑和萬(wàn)向節(jié)傳

10、動(dòng)的夾角是否過(guò)大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車(chē)總體設(shè)計(jì)的要求等。 輕型貨車(chē)、鞍式牽引車(chē)和礦用自卸車(chē)等車(chē)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(yùn)送大型構(gòu)件、長(zhǎng)尺寸或輕拋貨物的貨車(chē)和集裝箱運(yùn)輸車(chē)，則軸距可取得長(zhǎng)一些。汽車(chē)總質(zhì)量愈大，軸距一般也愈長(zhǎng)。為了滿足不同用戶的需要，常同時(shí)選定幾種軸距，構(gòu)成汽車(chē)的系列產(chǎn)品，如基本型、長(zhǎng)軸距、短軸距等汽車(chē)變型。數(shù)據(jù)，是基本型貨車(chē)軸距的選擇范圍，供設(shè)計(jì)時(shí)參考。 三軸汽車(chē)的中后軸之間的軸距，多取為輪胎直徑的1.1—1.25倍。 表1-1 各類(lèi)汽車(chē)的軸距和輪距 Tablet 1-1 Each kind of automobile

11、spread of axies and gauge 車(chē)型 類(lèi)別 軸距L/mm 輪距B/mm 乘用車(chē) 發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L V<1.0 2000～2200 1100～1380 1.04.0 2900～3900 1560～1620 商用車(chē) 客車(chē) 城市客車(chē) 4500～5000 1740～2050 長(zhǎng)途客車(chē) 5000～6500 4×2貨車(chē)

12、 汽車(chē)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(chē)輪距B會(huì)影響車(chē)廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車(chē)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(chē)廂內(nèi)寬隨之增加，并導(dǎo)致汽車(chē)的比功率、幣轉(zhuǎn)矩指標(biāo)下降，機(jī)動(dòng)性變壞。 受汽車(chē)總寬不得超過(guò)2.5m限制，輪距不宜過(guò)大。但在選定的前輪距B1范圍內(nèi)，應(yīng)能布置下發(fā)動(dòng)機(jī)、車(chē)架、前懸架和前輪，并保證

13、前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時(shí)轉(zhuǎn)向桿系與車(chē)架、車(chē)輪之間有足夠的運(yùn)動(dòng)間隙。在確定后輪距B2時(shí)，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(lèi)汽車(chē)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(chē)的外廓尺寸包括其總長(zhǎng)、總寬、總高。它應(yīng)根據(jù)汽車(chē)的類(lèi)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(lái)確定。在滿足使用要求的前提下，應(yīng)力求減小汽車(chē)的外廓尺寸，以減小汽車(chē)的質(zhì)量，降低制造成本，提高汽車(chē)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和機(jī)動(dòng)性。GB 1589—79對(duì)汽車(chē)外廓尺寸界限作了規(guī)定。 各國(guó)對(duì)公路運(yùn)輸車(chē)輛的外廓尺寸都有法規(guī)限制，以使其適應(yīng)該國(guó)的公

14、路、橋梁、涵洞和鐵路運(yùn)輸?shù)挠嘘P(guān)標(biāo)準(zhǔn)，保證行駛安全及交通暢通。我國(guó)對(duì)公路車(chē)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(zhǎng)：載貨汽車(chē)及越野汽車(chē)不大于12m；牽引車(chē)帶半掛車(chē)不大于16m；汽車(chē)拖帶掛車(chē)不大于20m；掛車(chē)不大于8m；大客車(chē)不大于12m；鉸接式大客車(chē)不大于18m。在設(shè)計(jì)重型汽車(chē)和大客車(chē)時(shí)要特別注意這些限制。還應(yīng)注意，即使同一種車(chē)型在不同的使用條件下，設(shè)計(jì)也會(huì)不同。例如城市公共汽車(chē)因有站立乘客易超載且要求有較好的機(jī)動(dòng)性，因此設(shè)計(jì)時(shí)車(chē)身不宜過(guò)長(zhǎng)；而長(zhǎng)途公共汽車(chē)、團(tuán)體用和旅游用大客車(chē)技座位數(shù)乘客，車(chē)身則可設(shè)計(jì)得長(zhǎng)些。

15、大客車(chē)的總寬多在2.45～2.5m。一般大客車(chē)的總高多為2.9～3.1；而長(zhǎng)途大型公共汽車(chē)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(chē)的總寬多為2.4～2.5m；總高則為2.5～2.9m。中型貨車(chē)的總寬多為2.1～2.4m；總高多為2.2～2.6m。集裝箱運(yùn)輸汽車(chē)的總高為3.8～3.9m。汽車(chē)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(duì)汽車(chē)通過(guò)性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長(zhǎng)度、上車(chē)和下車(chē)的方便性以及汽車(chē)造型等均有影響。增加前懸尺寸，減小了汽車(chē)的接近角，使通過(guò)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(xiǎn)杠

16、、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長(zhǎng)些的前懸尺寸有利于在撞車(chē)時(shí)對(duì)乘員起保護(hù)作用，也有利于采用長(zhǎng)些的鋼板彈簧。對(duì)平頭汽車(chē)，前懸還會(huì)影響從前門(mén)上、下車(chē)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(shí)盡可能短些。對(duì)載客量少些的平頭車(chē)，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(chē)質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車(chē)的質(zhì)量參數(shù)包括整車(chē)整備質(zhì)量、載客量裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車(chē)總質(zhì)量ma、軸荷分配等。 1.2.1 整車(chē)整備質(zhì)量 整車(chē)整備質(zhì)量是指車(chē)上帶有全部裝備（包括隨車(chē)工具、備胎等），加滿燃料、水、但沒(méi)有裝貨和在人時(shí)的整車(chē)

17、質(zhì)量。 整車(chē)整備質(zhì)量對(duì)汽車(chē)的制造成本和燃油經(jīng)濟(jì)型有影響。目前，盡可能見(jiàn)嫂整車(chē)整備質(zhì)量的目的是：通過(guò)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(lái)的整備質(zhì)量的增加，節(jié)約燃料。減少整車(chē)整備質(zhì)量的措施主要有：新設(shè)計(jì)的車(chē)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(guò)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(chē)上會(huì)進(jìn)一步得到應(yīng)用。 整車(chē)整備質(zhì)量在設(shè)計(jì)階段需估算確定。在日常工作種，收集大量同類(lèi)汽車(chē)各總成、部件和整車(chē)的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車(chē)設(shè)計(jì)的特點(diǎn)、工藝水平等初步估算各總成、部件

18、的質(zhì)量，再累計(jì)成整車(chē)整備質(zhì)量。 乘用車(chē)和商用客車(chē)的整備質(zhì)量，也可按每人所占汽車(chē)整備質(zhì)量的統(tǒng)計(jì)平均值估計(jì)，可參考表1-2 表1-2乘用車(chē)和商用客車(chē)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(chē) 人均整備質(zhì)量值 商用客車(chē) 人均整備質(zhì)量值 發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L V≤1.0 0.15～0.16 車(chē)輛總長(zhǎng)La/m ≤10.0 0.096～0.160 1

19、.010.0 0.065～0.130 V>4.0 0.29～0.34 1.2.2 汽車(chē)的載客量和裝載質(zhì)量 （1）汽車(chē)的載客量 乘用車(chē)的載客量包括駕駛員在內(nèi)不超過(guò)9座，又稱(chēng)之為M1類(lèi)汽車(chē)，其他M2、M3類(lèi)汽車(chē)的座位數(shù)、乘員數(shù)及汽車(chē)的最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量見(jiàn)表1-3。 （2）汽車(chē)的載質(zhì)量me 汽車(chē)的載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時(shí)所允許的額定載質(zhì)量。汽車(chē)在碎石路面上行駛時(shí)，載質(zhì)量約為好路面的75％～85％。越野汽車(chē)的載質(zhì)量是指越野汽車(chē)行駛時(shí)或在土路上行駛的額定

20、在質(zhì)量。 商用貨車(chē)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(chē)的用途和使用條件。原則上，貨流大、運(yùn)距長(zhǎng)或礦用自卸車(chē)應(yīng)采用大噸位貨車(chē)以利降低運(yùn)輸成本，提高效率；對(duì)貨源變化頻繁、運(yùn)距短的市內(nèi)運(yùn)輸車(chē)，宜采用中、小噸位的貨車(chē)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(chē)載質(zhì)量與整車(chē)整備質(zhì)量的比值，即。該系數(shù)反映了汽車(chē)的設(shè)計(jì)水平和工藝水平，值越大，說(shuō)明該汽車(chē)的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。 1.2.4 汽車(chē)總質(zhì)量 汽車(chē)總質(zhì)量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時(shí)的整車(chē)質(zhì)量。 乘用車(chē)和商用客車(chē)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

21、65kg計(jì)，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(chē)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(chē)的軸荷分配是汽車(chē)的重要質(zhì)量參數(shù)，它對(duì)汽車(chē)的牽引性、通過(guò)性、制動(dòng)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(jì)時(shí)應(yīng)根 據(jù)汽車(chē)的布

22、置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。汽車(chē)的布置型式對(duì)軸荷分配影響較大，例如對(duì)載貨汽車(chē)而言，長(zhǎng)頭車(chē)滿載時(shí)的前軸負(fù)荷分配多在28％上下，而平頭車(chē)多在33％～35％。對(duì)轎車(chē)而言，前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)滿載時(shí)的前軸負(fù)荷最好在55％以上，以保證爬坡時(shí)有足夠的附著力；前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)滿載時(shí)的后軸負(fù)荷一般不大于52％；后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)滿載時(shí)后軸負(fù)荷最好不超過(guò)59％，否則，會(huì)導(dǎo)致汽車(chē)具有過(guò)多轉(zhuǎn)向特性而使操縱性變壞。 在確定軸荷分配時(shí)也要考慮到汽車(chē)的使用條件。對(duì)于常在較差路面上行駛的載貨汽車(chē)，為了保證其在泥濘路而上的通過(guò)能力，常將滿載前軸負(fù)荷控制在26％～27％，以減小前輪的滾動(dòng)

23、阻力并增大后驅(qū)動(dòng)輪的附著力。對(duì)于常在潮濕路面上行駛的后驅(qū)動(dòng)輪裝用單胎的4×2平頭貨車(chē)，空載時(shí)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(shí)還要充分考慮汽車(chē)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及性能要求。例如：重型礦用自卸汽車(chē)的軸距短、質(zhì)心高，制動(dòng)或下坡時(shí)質(zhì)量轉(zhuǎn)移會(huì)使前軸負(fù)荷過(guò)大，故在設(shè)計(jì)時(shí)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(chē)在松軟路面和無(wú)路地區(qū)的通過(guò)。 根據(jù)以上的論述，本次設(shè)計(jì)初選數(shù)據(jù)如下： 表1-3 汽車(chē)主要參數(shù) Tablet 1-3 Automotive main parameters 驅(qū)動(dòng)形式 6×4 外形尺寸（mm） 長(zhǎng)：9186 寬：2480 高：3

24、020 軸距（mm） 4600+1350 前輪距（mm） 1958 后輪距（mm） 1856 最小離地間隙（mm） 298 前懸（mm） 1576 后懸（mm） 2900 接近角（°） 29 離去角（°） 22 整車(chē)整備質(zhì)量（kg） 12000 載質(zhì)量（kg） 20000 總質(zhì)量（kg） 32000 前軸承載質(zhì)量（kg） 7500 后軸承載質(zhì)量（kg） 2×13000 輪胎選擇 標(biāo)準(zhǔn)輪輞 8.5 斷面寬（mm） 315 外直徑（mm） 1125 單胎最大負(fù)荷（kg） 3730 雙胎最大負(fù)荷（kg）

25、 3270 單胎充氣壓力（KPa） 810 雙胎充氣壓力（KPa） 740 2 轉(zhuǎn)向系的概述及主要性能參數(shù) 2.1 轉(zhuǎn)向系的概述 轉(zhuǎn)向系是通過(guò)對(duì)左、右轉(zhuǎn)向車(chē)輪不同轉(zhuǎn)角之間的合理匹配來(lái)保證汽車(chē)能沿著設(shè)想的軌跡運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)。它由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成。 2.1.1 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤(pán)，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。有時(shí)為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對(duì)運(yùn)動(dòng)所引起的附加載荷，提高汽車(chē)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(wàn)向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬(wàn)向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動(dòng)，但柔性萬(wàn)向節(jié)如果過(guò)軟，則會(huì)影響轉(zhuǎn)向系的剛度。采

26、用動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，還應(yīng)有轉(zhuǎn)向動(dòng)力系統(tǒng)。但對(duì)于中級(jí)以下的轎車(chē)和前軸負(fù)荷不超過(guò)3t的載貨汽車(chē)，則多數(shù)僅在用機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而無(wú)動(dòng)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(wàn)向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤(pán) 1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel 2.1.2 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)

27、臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。（見(jiàn)圖2-2） 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)動(dòng)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(dòng)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 2.1.3 轉(zhuǎn)向器 機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)對(duì)轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動(dòng)（或齒條沿轉(zhuǎn)向車(chē)軸軸向的

28、移動(dòng)），并按一定的角轉(zhuǎn)動(dòng)比和力轉(zhuǎn)動(dòng)比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。 機(jī)械轉(zhuǎn)向器與動(dòng)力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級(jí)轎車(chē)和重型載貨汽車(chē)為了使轉(zhuǎn)向輕便，多采用這種動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，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(chē)在撞車(chē)時(shí)司機(jī)受到的轉(zhuǎn)向盤(pán)的傷害，除了在轉(zhuǎn)向盤(pán)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(lái)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(dòng)，有的還裝有轉(zhuǎn)向減振器。 多數(shù)兩軸及三軸汽車(chē)僅用前輪轉(zhuǎn)向（見(jiàn)圖2-3）；為了提高操縱穩(wěn)定性和機(jī)動(dòng)性，某些現(xiàn)代轎車(chē)采用全四輪轉(zhuǎn)向；多軸汽車(chē)根據(jù)對(duì)機(jī)動(dòng)性的要求，有

29、時(shí)要增加轉(zhuǎn)向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉(zhuǎn)向 圖 2-3 轉(zhuǎn)向系簡(jiǎn)圖 Fig 2-3 Schematic Steering System （a）與非獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時(shí)；（b）與獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時(shí)； (a) and non-independent suspension and steering wheel match; (b) and match the steering wheel independent suspension; 1-轉(zhuǎn)向搖臂；2，4-轉(zhuǎn)向縱拉桿及橫拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；5-轉(zhuǎn)向梯形臂；6-懸架7-擺桿 1 - steering arm; 2,4 - the ste

30、ering rod and tie rod; 3 - steering knuckle arm; 5 - steering trapezoid arm; 6 - Suspension 7 - pendulum 2.1.4 轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑 汽車(chē)的機(jī)動(dòng)性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來(lái)衡量，但汽車(chē)的高機(jī)動(dòng)性則應(yīng)由兩個(gè)條件保證。即首先應(yīng)使左、右轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角時(shí)前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車(chē)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(dòng)比，即由轉(zhuǎn)向盤(pán)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(shū)，對(duì)轎車(chē)應(yīng)不超過(guò)1.8圈，對(duì)貨車(chē)不應(yīng)超過(guò)3.0圈。 兩軸汽車(chē)在轉(zhuǎn)向時(shí)，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿

31、足上述對(duì)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2-4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(xiāo)中心線與地面交點(diǎn)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(lái)保證。 圖2-4 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系 Fig 2-4 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner 汽車(chē)的最小轉(zhuǎn)彎半徑與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角

32、與、軸距L、主銷(xiāo)距K及轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂a等尺寸有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過(guò)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(chē)在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時(shí)前外輪與地面接觸點(diǎn)的軌跡構(gòu)成圓周的半徑。可按下式計(jì)算： (2-2) 通常為35o～40o，為了減小值，值有時(shí)可達(dá)到45o 操縱輕便型的要求是通過(guò)合理地選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比、力傳動(dòng)比和傳動(dòng)效率來(lái)達(dá)到。 對(duì)轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤(pán)或轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)回正的要求和對(duì)汽車(chē)直線行駛穩(wěn)動(dòng)性的要求則主要是通過(guò)合理的選擇主銷(xiāo)后傾角和內(nèi)傾角，消除轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)間隙以及選用可逆式轉(zhuǎn)向器來(lái)達(dá)到。但要使傳遞到轉(zhuǎn)向盤(pán)上的反

33、向沖擊小，則轉(zhuǎn)向器的逆效率有不宜太高。至于對(duì)轉(zhuǎn)向系的最后兩條要求則主要是通過(guò)合理地選擇結(jié)構(gòu)以及結(jié)構(gòu)布置來(lái)解決。 轉(zhuǎn)向器及其縱拉桿與緊固件的稱(chēng)重，約為中級(jí)以及上轎車(chē)、載貨汽車(chē)底盤(pán)干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轎車(chē)干重的1.5%～2.0%。轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式隊(duì)汽車(chē)的自身質(zhì)量影響較小。 2.1.5 對(duì)轉(zhuǎn)向系的要求 1）汽車(chē)轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，全部車(chē)輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車(chē)輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足這項(xiàng)要求會(huì)加速輪胎磨損，并降低汽車(chē)的行駛穩(wěn)定性。 2）汽車(chē)轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，在駕駛員松開(kāi)轉(zhuǎn)向盤(pán)的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 3）汽車(chē)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(pán)

34、沒(méi)有擺動(dòng)。 4）轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時(shí)，由于運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)使車(chē)輪產(chǎn)生的擺動(dòng)應(yīng)最小。 5）保證汽車(chē)有較高的機(jī)動(dòng)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(pán)的反沖力要盡可能小。 8) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)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(chē)禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤(pán)由于車(chē)架或車(chē)身變形而共同后移時(shí)，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(yùn)動(dòng)校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。 2.2 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 2.2.1 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(chēng)為轉(zhuǎn)

35、向器的正效率，用符號(hào)表示，；反之稱(chēng)為逆效率，用符號(hào)表示。 正效率計(jì)算公式： （2—3） 逆效率計(jì)算公式： （2—4） 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(pán)的自動(dòng)返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)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(lèi)型、結(jié)

36、構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 2.2.2 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(lèi)型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 （1）轉(zhuǎn)向器類(lèi)型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)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(xiāo)式特別是固定銷(xiāo)和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。 同一類(lèi)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(shí)，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(dòng)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

37、搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動(dòng)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(duì)于蝸桿類(lèi)轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算 =82.1% （2—5） 式中，為螺桿的螺線導(dǎo)程角=8°~10°，取8°；， f為磨擦因數(shù)，取0.03。 2.2.3 轉(zhuǎn)向器的逆效率 逆效率表示轉(zhuǎn)向器的可逆性。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(chē)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。它能保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)自動(dòng)回正，

38、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(shí)，傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)上的車(chē)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。 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車(chē)輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時(shí)，它既不能保證車(chē)輪自動(dòng)回正，駕駛員又缺乏路面感覺(jué)，因此，現(xiàn)代汽車(chē)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(chē)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)。 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(jì)算

39、 =78.3% （2—6） 式（2—5）和式（2—6）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(guò)大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時(shí)，逆效率為負(fù)值或者為零，此時(shí)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。通常螺線導(dǎo)程角選在8°~10°之間。 2.2.4 角傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱(chēng)為轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比.。轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的增量與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱(chēng)為轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱(chēng)為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比。它們之間的關(guān)系

40、為 （2—7） 式中 ——轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比； ——轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比； ——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比； ——轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的增量； ——轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量； ——同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置，通常取其在中間位置時(shí)使轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂均垂直于其轉(zhuǎn)向縱拉桿(見(jiàn)圖2—3)，而在向左和向右轉(zhuǎn)到底的位置時(shí)，應(yīng)使轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向節(jié)臂分別與轉(zhuǎn)向縱拉桿的交兔相等。這時(shí)，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比亦可取為 （2—8） 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng) ——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)

41、 現(xiàn)代汽車(chē)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比多在0.85~1. 1之間，即近似為1。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比時(shí)，為簡(jiǎn)化起見(jiàn)往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比及其變化規(guī)律即可。 2.2.5 力傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比等于轉(zhuǎn)向車(chē)輪的轉(zhuǎn)向阻力矩與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩T之比值。與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)布置型式及其桿件所處的轉(zhuǎn)向位置有關(guān)。對(duì)于圖2—3所示的非獨(dú)立懸架汽車(chē)的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)來(lái)說(shuō)，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)帶動(dòng)而轉(zhuǎn) 向且后者處于圖示虛線位置時(shí)，其轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩為 （2—9） 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比為 （2—10） 2.2.6 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙

42、△t 傳動(dòng)間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動(dòng)副之間的間隙。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(chēng)為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性（圖2-5）。 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(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。若轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副存在傳動(dòng)間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車(chē)輪將偏離原行駛位置，使汽車(chē)失去穩(wěn)定。 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。在中間附近位置因磨損造成的間隙過(guò)大時(shí)，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 為此，傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成圖2-5所示的逐漸加大的形狀。 圖2-5 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)

43、間隙特性 Fig 2-5 Drive gap characteristic property of steering 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(dòng)間隙變化特性。 2.2.7 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(chēng)為轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)。它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏性。轎車(chē)轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)閣數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)；貨車(chē)一般不宜超過(guò)6圈。

44、 3 轉(zhuǎn)向器機(jī)械部分的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇 根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副的不同，轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式有多種。常見(jiàn)的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷(xiāo)式等。 對(duì)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)型式的選擇，主要是根據(jù)汽車(chē)的類(lèi)型、前軸負(fù)荷、使用條件等來(lái)決定，并要考慮其效率特性、角傳動(dòng)比變化特性等對(duì)使用條件的適應(yīng)性以及轉(zhuǎn)向器的其他性能、壽命、制造工藝等.中、小型轎車(chē)以及前軸軸荷小于1.2t的客車(chē)、貨車(chē)，多采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。球面蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器曾廣泛用在輕型和中型汽車(chē)上，例如:當(dāng)前軸軸荷不大于2.5t且無(wú)動(dòng)力轉(zhuǎn)向和不大于4t帶動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車(chē)均可選用這種

45、結(jié)構(gòu)型式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器則是當(dāng)前廣泛使用的一種結(jié)構(gòu)，高級(jí)轎車(chē)和輕型及以上的客車(chē)、貨車(chē)均多采用。轎車(chē)、客車(chē)多行駛于好路面上.可以選用正效率高、可逆程度大些的轉(zhuǎn)向器。礦山、工地用汽車(chē)和越野汽車(chē)，經(jīng)常在壞路或無(wú)路地帶行駛。推薦選用極限可逆式轉(zhuǎn)向器，但當(dāng)系統(tǒng)中裝有液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向或在轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝有減振器時(shí)，則可采用正、逆效率均高的轉(zhuǎn)向器， 因?yàn)槁访娴臎_擊可由液體或減振器吸收，轉(zhuǎn)向盤(pán)不會(huì)產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。 關(guān)于轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比對(duì)使用條件的適應(yīng)性間題，也是選擇轉(zhuǎn)向器時(shí)應(yīng)考慮的一個(gè)方面。對(duì)于前軸負(fù)荷不大的或裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車(chē)來(lái)說(shuō)，轉(zhuǎn)向的輕便性不成問(wèn)題，而主要應(yīng)考慮汽車(chē)高速直線行駛的穩(wěn)定性和減小轉(zhuǎn)向盤(pán)的總?cè)?/p>

46、數(shù)以提高汽車(chē)的轉(zhuǎn)向靈敏性。因?yàn)楦咚傩旭倳r(shí)，很小的前輪轉(zhuǎn)角也會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)生較大的橫向加速度使輪胎發(fā)生側(cè)滑。這時(shí)應(yīng)選用轉(zhuǎn)向盤(pán)處于中間位置時(shí)角傳動(dòng)比較大而左、右兩端角傳動(dòng)比較小的轉(zhuǎn)向器。對(duì)于前軸負(fù)荷較大且未裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車(chē)來(lái)說(shuō)，為了避免“轉(zhuǎn)向沉重”，則應(yīng)選擇具有兩端的角傳動(dòng)比較大、中間較小的角傳動(dòng)比變化特性的轉(zhuǎn)向器。 針對(duì)本次設(shè)計(jì)，采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，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)。因?yàn)檠h(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)效率可達(dá)75%~80%，并且其缺點(diǎn)是逆效率高，所以機(jī)械轉(zhuǎn)向部分采用循環(huán)球——齒條尺扇式轉(zhuǎn)向器。 3.2 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定 為了保證行

47、駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。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。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(dòng)轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)的阻力、車(chē)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(jì)算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算汽車(chē)在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力距（N?mm),即 （3—1） f 為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N），取75000N；p為輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。所以 =5.3 作用

48、在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力為 （3—2） 式中，為轉(zhuǎn)向搖臂；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂，兩者之比大約在0.85~1.10之間，近似取1；為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑，在380~550mm之間，驅(qū)標(biāo)準(zhǔn)值500mm；為轉(zhuǎn)向器正效率82.1%；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，，所以 此值超過(guò)了駕駛員的生理上的可能，在此情況下，應(yīng)采用助力系統(tǒng)，并且對(duì)轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器動(dòng)力缸以前零件的計(jì)算載荷，應(yīng)取駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)輪緣上的最大瞬時(shí)力，此力為700N。 3.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)算 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)的選擇如下： 齒扇模數(shù) 6.0mm； 搖臂軸直徑40mm； 鋼球中心距35mm；

49、 螺桿外徑34mm； 鋼球直徑8.000mm； 螺距11.000mm； 工作圈數(shù)2.5； 環(huán)流行數(shù)2； 螺母長(zhǎng)度78mm； 齒扇齒數(shù)5； 齒扇整圓齒數(shù)15； 齒扇壓力角27°30′； 切削角7°30′； 齒扇寬34mm。 （1）螺母內(nèi)徑應(yīng)大于螺桿外徑D1，一般要求和鋼球中心距D的關(guān)系為 =（5%~10%）D （3—3） +(5%~10%)D=+8%D=36.8mm （2）鋼球數(shù)量 增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力；但使鋼球流動(dòng)性變壞，從而使傳動(dòng)效率降低。因?yàn)殇撉蛑睆?/p>

50、本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部鋼球數(shù)。經(jīng)驗(yàn)證明每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過(guò)60個(gè)為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應(yīng)分組裝配。每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)為 式中，W為一個(gè)環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；n為不包括環(huán)流導(dǎo)管中的鋼球數(shù)；為螺線導(dǎo)程角，常取=5°~8°，故1 圖 3-1 四點(diǎn)接觸的滾道截面 Fig 3-1 four-point roller in contact section B、D-鋼球與滾道的接觸點(diǎn)；-鋼球中心距；-滾道截面的圓弧半徑 B, D-ball and raceway contact points; - ball pitch; - rolling ra

51、dius of the arc cross section （3）滾道截面 為了減少摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑應(yīng)大于鋼球半徑,一般取 =（0.51~0.53）d= （4）接觸角 鋼球與螺桿滾道接觸點(diǎn)的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角稱(chēng)為接觸角。角多取為45°，以使軸向力合徑向力分配均勻。 3.4 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)力為 =k （3—4） 式中，k為系數(shù)，根據(jù)A/B值從汽車(chē)設(shè)計(jì)表7-3查出 = （3—5） =0.154 （3—6） =0.031

52、2 ,查表得k=1.615; 為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；為螺桿外半徑；E為材料彈性模量，等于；為鋼球與螺桿之間的正壓力，即 == （3—7） 待添加的隱藏文字內(nèi)容3其中為作用在螺桿上的軸向力 == （3—8） 所以 =k=2226.1MPa 當(dāng)接觸表面硬度為58~64HRC時(shí)，許用接觸應(yīng)力 所以符合要求。 4 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)計(jì)算 動(dòng)力轉(zhuǎn)向又稱(chēng)為轉(zhuǎn)向加力。具有動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車(chē)在轉(zhuǎn)向時(shí)除依靠司機(jī)作用于轉(zhuǎn)向盤(pán)的手力外，更主要的是借助于稱(chēng)作轉(zhuǎn)向加力器的動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。使轉(zhuǎn)向輕便、靈活，并減輕司機(jī)的疲勞。也有助于提

53、高汽車(chē)高速行駛的安全性。 通常，中高級(jí)以上的轎車(chē)，大都采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。其他類(lèi)型的汽車(chē)。當(dāng)轉(zhuǎn)向橋?qū)Φ孛娴呢?fù)荷達(dá)到25kN時(shí)，就可以采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向；達(dá)到35kN左右時(shí)，建議采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向；超過(guò)40kN時(shí)，則應(yīng)該采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。 對(duì)于具有動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車(chē)，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力時(shí)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系即應(yīng)起加力作用(轎車(chē)取該范圍的較小值；重型汽車(chē)取較大值)。本次設(shè)計(jì)取80N。 4.1 對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 1)運(yùn)動(dòng)學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。 2)隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大(或減小)，作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力必須增大(或減小)，稱(chēng)之為“路感” 。 3)當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切

54、向力h F≥0.025～0.190kN時(shí)(因汽車(chē)形式不同而異)， 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開(kāi)始工作。 4)轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤(pán)應(yīng)自動(dòng)回正，并使汽車(chē)保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 5)工作靈敏，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。 6)動(dòng)力轉(zhuǎn)向失靈時(shí)，仍能用機(jī)械系統(tǒng)操縱車(chē)輪轉(zhuǎn)向。 7)密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。 4.2 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇 4.2.1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向形式與結(jié)構(gòu)方案 由分配閥、轉(zhuǎn)向器、動(dòng)力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸三者相互位置的不同，它分為整體式(見(jiàn)圖4—1a)和分置式兩類(lèi)。后者按分配閥所在位置不同又分為：分配閥

55、裝在動(dòng)力缸上的稱(chēng)為聯(lián)閥式，(見(jiàn)圖 4—1b)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸之間的拉桿上稱(chēng)為連桿式，(見(jiàn)圖 4—1c)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上的稱(chēng)為半分置式，(見(jiàn)圖 4—1d) 圖 4—1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案 Fig 4—1Power steering layout program 1－分配閥 2－轉(zhuǎn)向器 3－動(dòng)力缸 1—Valve 2—Steering 3— Power cylinder 轉(zhuǎn)向分配閥、轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸與機(jī)械轉(zhuǎn)向器組合到一起成為一個(gè)整體的結(jié)構(gòu)型式，稱(chēng)為整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。根據(jù)轉(zhuǎn)向分配閥安裝位置的不同，它又有三種結(jié)構(gòu)型式，即分配閥位于轉(zhuǎn)向器上端、分配閥位于轉(zhuǎn)向器上端且與轉(zhuǎn)向

56、軸平行裝置和分配閥位于加力缸活塞內(nèi)。整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)緊湊、管路較短、易于布置，但對(duì)轉(zhuǎn)向器的密封要求高，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、拆裝轉(zhuǎn)向器較困難。另外，轉(zhuǎn)向系的一些主要零件，如搖臂軸及搖臂等，要同時(shí)承受由轉(zhuǎn)向盤(pán)傳來(lái)的載荷和轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的作用載荷，致使其尺寸加大，故用在裝載質(zhì)量大的重型汽車(chē)上會(huì)給轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)造成困難。因此，整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器多用在轎車(chē)、客車(chē)和前橋?qū)Φ孛娴呢?fù)荷在15t以下的貨車(chē)上。而在轉(zhuǎn)向橋負(fù)荷為15t以上的重型汽車(chē)，則是采用所謂分置式結(jié)構(gòu)。而本次設(shè)計(jì)的載貨汽車(chē)前橋負(fù)荷7.5t小于15t，所以采用整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。 4.2.2 傳能介質(zhì)的選擇 按傳能介質(zhì)不同，轉(zhuǎn)向加力裝置有氣壓式和液壓式兩種

57、。氣壓轉(zhuǎn)向加力裝置主要應(yīng)用于一部分其前軸最大軸載質(zhì)量為3~7t并采用氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的貨車(chē)和客車(chē)。裝載質(zhì)量特大的貨車(chē)也不宜采用氣壓轉(zhuǎn)向加力裝置，因?yàn)闅鈮褐苿?dòng)系統(tǒng)的工作壓力較低（一般不高于0.7MPa），用于這種重型汽車(chē)上時(shí)，其部件尺寸將過(guò)于龐大。液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的工作壓力可高達(dá)10Mpa以上，故其部件尺寸很小。液壓系統(tǒng)工作時(shí)無(wú)噪聲，工作滯后時(shí)間短，而且能吸收來(lái)自不平路面的沖擊。因此，液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向因?yàn)橛鸵汗ぷ鲏毫Ω?，?dòng)力缸尺寸小、質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，油液具有不可壓縮性，靈敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面沖擊等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用在各類(lèi)汽車(chē)上。所以本設(shè)計(jì)采用液壓式轉(zhuǎn)向加力裝置。 4.2.3 液壓轉(zhuǎn)向加

58、力裝置的選擇 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置有常壓式和常流式兩種。常壓式的優(yōu)點(diǎn)在于有蓄能器積蓄液壓能，可以使用流量較小的轉(zhuǎn)向液壓泵，而且還可以在液壓泵不運(yùn)轉(zhuǎn)的情況下保持一定的轉(zhuǎn)向加力能力，使汽車(chē)有可能續(xù)駛一定距離。這一點(diǎn)對(duì)重型汽車(chē)而言尤為重要。常流式的優(yōu)點(diǎn)則是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，液壓泵壽命長(zhǎng)，泄漏較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數(shù)重型汽車(chē)（如法國(guó)貝利埃T25型、美國(guó)WABCO120C型等自卸汽車(chē)）采用常壓式轉(zhuǎn)向加力裝置，而常流式轉(zhuǎn)向加力裝置則廣泛應(yīng)用于各種汽車(chē)。因此本設(shè)計(jì)采用常流式轉(zhuǎn)向加力裝置。 常流式液壓轉(zhuǎn)向加力裝置示意圖如圖4-2所示。不轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向控制閥6保持開(kāi)啟。轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸8的活塞兩邊的工作腔，由于

59、都與低壓回油管路相通而不起作用。轉(zhuǎn)向液壓泵2輸出的油液流入轉(zhuǎn)向控制閥，又由此流回轉(zhuǎn)向油罐1。因轉(zhuǎn)向控制閥的節(jié)流阻力很小，故液壓泵輸出壓力也很低，液壓泵實(shí)際上處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)。當(dāng)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)，通過(guò)機(jī)械轉(zhuǎn)向器7使轉(zhuǎn)向控制閥處于與某一轉(zhuǎn)彎方向相對(duì)應(yīng)的工作位置時(shí)，轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的相應(yīng)工作腔方與回油管路隔絕，轉(zhuǎn)而與液壓泵輸出管路相通，而動(dòng)力缸的另一腔則仍然通回油管路。地面轉(zhuǎn)向阻力經(jīng)轉(zhuǎn)向控制閥節(jié)流阻力高得多的液壓泵輸出管路阻力。于是，轉(zhuǎn)向液壓泵輸出壓力急劇升高，直到足以推動(dòng)轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸活塞為止。轉(zhuǎn)向盤(pán)停止轉(zhuǎn)動(dòng)后，轉(zhuǎn)向控制閥隨即回到中立位置，使動(dòng)力缸停止工作。 圖4—2 常流式液壓轉(zhuǎn)向加力裝置示意圖

60、 Fig 4—2 Chang-flow diagram of hydraulic steering augmentor 1—轉(zhuǎn)向油罐 2—轉(zhuǎn)向液壓泵3—溢流閥4—流量控制閥5—單向閥6—轉(zhuǎn)向控制閥7—機(jī)械轉(zhuǎn)向器8—轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸 1 - Steering Tank 2 - Steering Pump 3 - relief valve 4 - Flow Control Valve 5 -One-way valve 6 - steering control valve 7 - mechanical steering 8 - the power steering cylinder

61、4.2.4 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置轉(zhuǎn)向控制閥的選擇 轉(zhuǎn)向控制閥有滑閥式和轉(zhuǎn)閥式兩種。目前，國(guó)產(chǎn)轎車(chē)上幾乎毫無(wú)例外的采用了轉(zhuǎn)閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。而滑閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器多用于重型載貨汽車(chē)，故本設(shè)計(jì)采用滑閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。 閥體沿軸向移動(dòng)來(lái)控制油液流量的轉(zhuǎn)向控制閥，稱(chēng)為滑閥式轉(zhuǎn)向控制閥，如圖4-3所示。當(dāng)閥體1處于中間位置時(shí)，其兩個(gè)凸棱邊與閥套環(huán)槽形成四條縫隙。中間的兩個(gè)縫隙分別與動(dòng)力缸兩腔的油道相通，而兩邊的兩個(gè)縫隙與回油道相通。當(dāng)閥體向右移動(dòng)很小的一個(gè)距離時(shí)，右凸棱將右外側(cè)的縫隙堵住，左凸棱將中間的左縫隙堵住，則來(lái)自液壓泵的高壓油經(jīng)通道5和中間的右縫隙流入通道4，繼而進(jìn)入動(dòng)力缸的一個(gè)腔；而動(dòng)力缸另一個(gè)腔的低

62、壓油被活塞推出，經(jīng)由通道6和左凸棱外側(cè)的縫隙流回儲(chǔ)油罐。 a ) b ) 圖4—3 滑閥式轉(zhuǎn)向控制閥的結(jié)構(gòu)和工作原理 Fig 4—3 Slide-valve steering control valve structure and working principle a)常流式滑閥 b）常壓式滑閥 a) regular flow slide valve b) pressure-type slide valve 1—閥體 2—閥套 3—?dú)んw 4、6—通動(dòng)力缸左、右

63、腔的通道 5—通液壓泵輸出管路的通道 1 – Body 2 - valve cover 3 – Shell 4、6 - pass power cylinder left and right cavity of the channel 5 - hydraulic pump output pipe-pass channel 4.3 動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 動(dòng)力缸相對(duì)于轉(zhuǎn)向器有兩種布置方法。整體式的動(dòng)力缸活塞與轉(zhuǎn)向器均布置在同一個(gè)由QT400-18或KTH350-10制造的轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi),活塞與齒條制成一體。 在動(dòng)力缸的計(jì)算中需確定其缸徑、活塞行程s、活塞桿直徑d以及缸筒壁厚t。 4.3.

64、1 剛徑尺寸Dc的計(jì)算 動(dòng)力缸的缸徑尺寸Dc可由作用于活塞—齒條上的力的平衡條件來(lái)確定： （4—1） 式中 ——由轉(zhuǎn)向車(chē)輪的轉(zhuǎn)向阻力矩所確定的作用于齒扇上的圓周力； ——活塞與缸筒間的摩擦力； ——由轉(zhuǎn)向盤(pán)切向力所引起的作用在活塞上的軸向力； ——高壓油液對(duì)活塞的推力。 其中 （4—2） （4—3）

65、 （4—4） （4—5） 式中 （1）——轉(zhuǎn)向車(chē)輪的轉(zhuǎn)向阻力矩； f 為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N），取75000N；p為輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。 所以 （2）——齒扇的嚙合半徑； m是齒扇模數(shù)，z是齒扇全齒齒數(shù)。查表取m=6 ; z=15 所以=45(mm) (3) ——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的

66、力傳動(dòng)比；取 （4）——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率；=（0.85~0.9）；取=0.85 （5）——活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)；取 （6）——齒扇的嚙合角；查表取=27° （7）——轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力；= 為轉(zhuǎn)向搖臂；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂；為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比；為轉(zhuǎn)向器正效率。 （8）——轉(zhuǎn)向盤(pán)的半徑；= =250mm （9）——轉(zhuǎn)向螺桿直徑；查表取=34mm (10) ——轉(zhuǎn)向螺桿螺旋滾道的導(dǎo)程角；° （11）——換算摩擦角；° （12）——?jiǎng)恿Ω赘讖剑? （13）——?jiǎng)恿Ω變?nèi)的油液壓力。一般6.0~10.0MPa , 最高16.5~18.0MPa;取8MPa 。 將式（4—1）與式（4—2）（4—3）（4—4）（4—5）聯(lián)立，經(jīng)過(guò)整理即可求得： （4—6） 將以上參數(shù)帶入方程（4—6）解得 103.6mm 。查表取標(biāo)準(zhǔn)值104mm 4.3.2 活塞行程s的計(jì)算 當(dāng)動(dòng)力缸與轉(zhuǎn)向器一體時(shí)，活塞行程s可由搖臂軸轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時(shí)齒扇轉(zhuǎn)過(guò)的節(jié)圓弧長(zhǎng)來(lái)球得，即 （4—7） 式中——搖臂軸由中間位置轉(zhuǎn)至極限位置時(shí)的轉(zhuǎn)