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1、遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 目錄 前言 1 1 汽車主要參數的選擇 2 1.1 汽車主要尺寸的確定 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 汽車質量參數的確定 5 1.2.1 整車整備質量 5 1.2.2 汽車的載客量和裝載質量 6 1.2.3 質量系數 6 1.2.4 汽車總質量 7 1.2.5 軸荷分配 7 2 轉向系的概述及主要性能參數 9 2.1 轉向系的概述 9 2.1.1 轉向操縱機構 9 2.1.2 轉向傳動機構 10 2.1.3 轉向器

2、10 2.1.4 轉角及最小轉彎半徑 11 2.1.5 對轉向系的要求 13 2.2 轉向系主要性能參數 13 2.2.1 轉向系的效率 13 2.2.2 轉向器的正效率 14 2.2.3 轉向器的逆效率 15 2.2.4 角傳動比 15 2.2.5 力傳動比 16 2.2.6 轉向器傳動副的傳動間隙△t 17 2.2.7 轉向盤的總轉動圈數 17 3 轉向器機械部分的設計與計算 19 3.1 轉向器的結構形式選擇 19 3.2 轉向系計算載荷的確定 20 3.3循環(huán)球式轉向器設計與計算 20 3.4 循環(huán)球式轉向器零件強度計算 22 4 動力轉向系的設計計算

3、23 4.1 對動力轉向機構的要求 23 4.2 動力轉向機構布置方案的選擇 23 4.2.1 動力轉向形式與結構方案 23 4.2.2 傳能介質的選擇 24 4.2.3 液壓轉向加力裝置的選擇 25 4.2.4 液壓轉向加力裝置轉向控制閥的選擇 26 4.3 動力缸的設計計算 27 4.3.1 剛徑尺寸Dc的計算 27 4.3.2 活塞行程s的計算 29 4.3.3 動力缸缸筒壁厚t的計算 30 4.4 分配閥的參數選擇與設計計算 30 4.4.1 預開隙 30 4.4.2 滑閥總移動量 31 4.4.3 局部壓力降 31 4.4.4 油液流速的允許值[v] 3

4、2 4.4.5 滑閥直徑d 32 4.4.6 滑閥在中間位置時的油液流速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 液壓動力轉向的工作特性 35 5 轉向傳動機構設計 37 5.1轉向傳送機構的臂、桿與球銷 38 5.2 轉向操縱機構的防傷安全措施 39 6 經濟技術路線分析………………………………………………….42 7 結論 43 致謝 44 參考文獻 45 前言 100多年前，汽車剛剛誕生后不久，其轉向操作是模仿馬車和自行車的轉向方式，用一個操縱桿或手

5、柄來使前輪偏轉實現轉向的。由于操縱費力且不可靠，以致時常發(fā)生車毀人亡的事故。 在20世紀初，汽車已經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。由于轉向柱直接于轉向節(jié)連接，所以轉動車輪式很費勁的。即使是一個健壯的駕駛員，要控制轉向仍然是很勞累的事情。因此，汽車常常沖出路外。于是，降低轉向操縱力的問題就變得賜教迫切了。 為了使轉向操縱輕便，工程師設計了在轉向盤和轉向節(jié)之間安裝齒輪減速機構的轉向器。從那時起，轉向機構就一直被這樣沿用下來。 從1903年開始，助力輔助轉向機構不斷出現，多數是用在客車上。助力輔助轉向機構中，有一些采用真空助力，還有一些是采用壓縮空氣助力。 1905年

6、出版的《汽車時代》雜志談到了哥倫比亞汽車的助力轉向器。據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，這就出現了滾珠蝸輪轉向器。這種型式的轉向器就成為現在大家所熟知的循環(huán)球式轉向器，目前仍被廣泛地應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用了液壓助力輔助轉向器。這種轉向器由維克斯公司制造，該公司并制定了此項標準，而后為汽車工業(yè)所采納。第二次世界大戰(zhàn)時期，汽車轉向雖然采用了轉向器，但對其實施操縱仍然不是一鍵輕松的事。當汽車質量增大

7、、轉向費勁時，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大約有3/4個世紀歷史的助力輔助轉向器。 1954年，凱迪拉克汽車公司首先把液壓助力轉向器應用于汽車上，助力專項的歷史又回到了以前的道路。 現在，動力轉向系統(tǒng)已成為一些轎車的標準設置，全世界約有一半的轎車采用動力轉向。隨著汽車電子技術的發(fā)展，目前一些轎車已經使用電動助力轉向器，使汽車的經濟性、動力性和機動性都有所提高。 1 汽車主要參數的選擇 1.1 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數包括軸距、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 汽車的主要參數尺寸

8、 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、質量參數和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質量、最小轉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。因此，在選擇軸距時應綜合考慮對有關方面的影響。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。 (1)載貨汽車的軸距

9、在整車選型初期，可根據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，可根據汽車的裝載質量、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,應考慮發(fā)動機維修時的需要； LR—后懸尺寸，可根據道路條件或參考同類型汽車初步確定。 軸距的最終確定應通過總布置和相應的計算來完成，其中

10、包括檢查最小轉彎半徑和萬向節(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彎半徑，故其軸距比一般貨的短，而經常運送大型構件、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，構成汽車的系列產品，如基本型、長軸距、短軸距等汽車變型。數據，是基本型貨車軸距的選擇范圍，供設計時參考。 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。 表1-1 各類汽車的軸距和輪距 Tablet 1-1 Each kind

11、 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～

12、6500 42貨車 汽車總質量 ≤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、幣轉矩指標下降，機動性變壞。 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，應能布置下發(fā)動機

13、、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。在確定后輪距B2時，應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留有必要的間隙。 各類汽車的輪距可參考表1-1提供的數據進行初選。 1.1.3 外廓尺寸 汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應根據汽車的類型、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。在滿足使用要求的前提下，應力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經濟性和機動性。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

14、法規(guī)限制，以使其適應該國的公路、橋梁、涵洞和鐵路運輸的有關標準，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。在設計重型汽車和大客車時要特別注意這些限制。還應注意，即使同一種車型在不同的使用條件下，設計也會不同。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動性，因此設計時車身不宜過長；而長途公共汽車、團體用和旅游用大客車技座位

15、數乘客，車身則可設計得長些。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置行李艙地板較高，則總高為3.1—3.55m?？傎|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

16、在前懸這段尺寸內要布置保險杠、散熱器風扇、發(fā)動機、轉向器等部件，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，應當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構件碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。 1.2 汽車質量參數的確定 汽車的質量參數包括整車整備質量、載客量裝載質量、質量系數、汽車總質量ma、軸荷分配等。 1.2.1 整車整備質量 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、

17、水、但沒有裝貨和在人時的整車質量。 整車整備質量對汽車的制造成本和燃油經濟型有影響。目前，盡可能見嫂整車整備質量的目的是：通過減輕整備質量增加載質量或載客量，抵消因滿足安全標準、排氣凈化標準和噪聲標準所帶來的整備質量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質量的措施主要有：新設計的車型應使其結構更合理，采用強度足夠的輕質材料，如塑料、鋁合金等等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結構件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到比較廣泛的應用。今后，塑料載汽車上會進一步得到應用。 整車整備質量在設計階段需估算確定。在日常工作種，收集大量同類汽車各總成、部件和整車的有關質量數據，結合新車設計的特點、工

18、藝水平等初步估算各總成、部件的質量，再累計成整車整備質量。 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1-2 表1-2乘用車和商用客車人均整備質量值[2] Tablet 1-2 While average per person fits out the quality value with the vehicle and the commercial passenger train 乘用車 人均整備質量值 商用客車 人均整備質量值 發(fā)動機排量V/L V≤1.0 0.15～0.16 車輛總長La/m ≤10.0

19、0.096～0.160 1.010.0 0.065～0.130 V>4.0 0.29～0.34 1.2.2 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M2、M3類汽車的座位數、乘員數及汽車的最大設計總質量見表1-3。 （2）汽車的載質量me 汽車的載質量是指在硬質良好路面上行駛時所允許的額定載質量。汽車在碎石路面上行駛時，載質量約為好路面的75％～85％。越野汽車的載質量是指越野汽

20、車行駛時或在土路上行駛的額定在質量。 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。原則上，貨流大、運距長或礦用自卸車應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、運距短的市內運輸車，宜采用中、小噸位的貨車比較經濟。 1.2.3 質量系數 質量系數是指汽車載質量與整車整備質量的比值，即。該系數反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。 1.2.4 汽車總質量 汽車總質量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。 乘用車和商用客車的總質量由整備質量、乘員和駕駛員質量以及乘員的行李質量三部分構成。

21、其中，乘員和駕駛員每人質量按65kg計，于是 (1—2) 式中，n為包括駕駛員在內的載客數；為行李系數。 商用貨車的總質量由整備質量、載質量和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即 （1—3） 式中，為包括駕駛員以及隨行人員在內的人數，應等于座位數。 1.2.5 軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數，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

22、總體設計時應根 據汽車的布置型式、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)動機前輪驅動的轎車滿載時的前軸負荷最好在55％以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時的后軸負荷一般不大于52％；后置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時后軸負荷最好不超過59％，否則，會導致汽車具有過多轉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，常將滿載前軸負荷控制在26

23、％～27％，以減小前輪的滾動阻力并增大后驅動輪的附著力。對于常在潮濕路面上行駛的后驅動輪裝用單胎的42平頭貨車，空載時后鈾負荷應不小于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構特點及性能要求。例如：重型礦用自卸汽車的軸距短、質心高，制動或下坡時質量轉移會使前軸負荷過大，故在設計時可將其前軸負荷適當減小，使后軸負荷適當加大。為了提高越野汽車在松軟路面和無路地區(qū)的通過。 根據以上的論述，本次設計初選數據如下： 表1-3 汽車主要參數 Tablet 1-3 Automotive main parameters 驅動形式 64 外形尺寸（mm） 長：9186

24、 寬：2480 高：3020 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 整車整備質量（kg） 12000 載質量（kg） 20000 總質量（kg） 32000 前軸承載質量（kg） 7500 后軸承載質量（kg） 213000 輪胎選擇 標準輪輞 8.5 斷面寬（mm） 315 外直徑（mm） 1125 單胎最大負荷（kg） 3730 雙胎

25、最大負荷（kg） 3270 單胎充氣壓力（KPa） 810 雙胎充氣壓力（KPa） 740 2 轉向系的概述及主要性能參數 2.1 轉向系的概述 轉向系是通過對左、右轉向車輪不同轉角之間的合理匹配來保證汽車能沿著設想的軌跡運動的機構。它由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構組成。 2.1.1 轉向操縱機構 轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。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，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影

26、響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。但對于中級以下的轎車和前軸負荷不超過3t的載貨汽車，則多數僅在用機械轉向系統(tǒng)而無動力轉向裝置。 圖2-1轉向操縱機構 Fig.2-1 the control mechanism of steering 1-轉向萬向節(jié)；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤 1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel 2.1.2 轉向傳動機構 轉向傳動機構包括轉向臂、

27、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖2-2） 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。 圖2-2 轉向傳動機構 Fig 2-2 the transmission system of steering 1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節(jié)臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿 1-steering rocker; 2- Steering rod; 3-steering arm;4-pitman arm;5-tie-rod 2.1.3 轉向器 機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動（或齒

28、條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。 機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。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。 為了避免汽車在撞車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。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。 多數兩軸及三軸汽車僅用前輪轉向（見圖2-3）；為了提高操縱穩(wěn)定性和機動性，某些現代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據

29、對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數目，制止采用全輪轉向 圖 2-3 轉向系簡圖 Fig 2-3 Schematic Steering System （a）與非獨立懸架轉向輪匹配時；（b）與獨立懸架轉向輪匹配時； (a) and non-independent suspension and steering wheel match; (b) and match the steering wheel independent suspension; 1-轉向搖臂；2，4-轉向縱拉桿及橫拉桿；3-轉向節(jié)臂；5-轉向梯形臂；6-懸架7-擺桿 1 - steering arm; 2,4

30、- the steering rod and tie rod; 3 - steering knuckle arm; 5 - steering trapezoid arm; 6 - Suspension 7 - pendulum 2.1.4 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。即首先應使左、右轉向輪處于最大轉角時前外輪的轉彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內；其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比，即由轉向盤處于中間的位置向左或右旋轉至極限位置的總旋轉全書，對轎車應不超過1.8圈，對貨車不應超過3.0圈。 兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的

31、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2-4所示，由下式決定： （2-1） 式中：—外轉向輪轉角； —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。 圖2-4 理想的內、外轉向輪轉角間的關系 Fig 2-4 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner 汽車的最小轉彎半徑與其內、

32、外轉向輪在最大轉角與、軸距L、主銷距K及轉向輪的轉臂a等尺寸有關。在轉向過程中除內、外轉向輪的轉角外，其他參數是不變的。最小轉彎半徑是指汽車在轉向輪處于最大轉角的條件下以低速轉彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構成圓周的半徑?？砂聪率接嬎悖? (2-2) 通常為35～40，為了減小值，值有時可達到45 操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。 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。但要使傳遞到

33、轉向盤上的反向沖擊小，則轉向器的逆效率有不宜太高。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。 轉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%。轉向器的結構型式隊汽車的自身質量影響較小。 2.1.5 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。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。 3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產生

34、自振，轉向盤沒有擺動。 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)調使車輪產生的擺動應最小。 5）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。 6）操縱輕便。 7) 轉向輪碰撞到占該物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 8) 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。 9) 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕上海的防傷裝置。 10) 進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 2.2 轉向系主要性能參數 2.2.1 轉向系的效率 功率從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得

35、的效率稱為轉向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。 正效率計算公式： （2—3） 逆效率計算公式： （2—4） 式中，為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率。 正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。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。 影響轉向器正效率的因素有轉向

36、器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 2.2.2 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、結構參數和制造質量等。 （1）轉向器類型、結構特點與效率 在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉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向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉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%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%

37、。 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%。 （2）轉向器的結構參數與效率 如果忽略軸承和其經地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算 =82.1% （2—5） 式中，為螺桿的螺線導程角=8~10，取8；， f為磨擦因數，取0.03。 2.2.3 轉向器的逆效率 逆效率表示轉向器的可逆性。根據逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動

38、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。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。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。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，現代汽車不采用這種轉向器。 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。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。 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

39、 =78.3% （2—6） 式（2—5）和式（2—6）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。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。為此，導程角必須大于磨擦角。通常螺線導程角選在8~10之間。 2.2.4 角傳動比 轉向盤轉角的增量與同側轉向節(jié)轉角的相應增量之比，稱為轉向系的角傳動比.。轉向盤轉角的增量與轉向搖臂軸轉角的相應增量之比，稱為轉向器的角傳動比。轉向搖臂軸轉角的增量與同側轉向節(jié)轉角的相應增量之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比。它們之間的關

40、系為 （2—7） 式中 ——轉向系的角傳動比； ——轉向器的角傳動比； ——轉向傳動機構的角傳動比； ——轉向盤轉角的增量； ——轉向搖臂軸轉角的增量； ——同側轉向節(jié)轉角的相應增量。 轉向傳動機構的布置，通常取其在中間位置時使轉向搖臂及轉向節(jié)臂均垂直于其轉向縱拉桿(見圖2—3)，而在向左和向右轉到底的位置時，應使轉向搖臂與轉向節(jié)臂分別與轉向縱拉桿的交兔相等。這時，轉向傳動機構的角傳動比亦可取為 （2—8） 式中 ——轉向搖臂長 ——轉向節(jié)臂長

41、 現代汽車轉向傳動機構的角傳動比多在0.85~1. 1之間，即近似為1。故研究轉向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。 2.2.5 力傳動比 轉向傳動機構的力傳動比等于轉向車輪的轉向阻力矩與轉向搖臂的力矩T之比值。與轉向傳動機構的結構布置型式及其桿件所處的轉向位置有關。對于圖2—3所示的非獨立懸架汽車的轉向傳動機構來說，當轉向輪由轉向傳動機構帶動而轉 向且后者處于圖示虛線位置時，其轉向搖臂上的力矩為 （2—9） 轉向傳動機構的力傳動比為 （2—10） 2.2.6 轉向器傳動副的傳動間

42、隙△t 傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性（圖2-5）。 研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。 傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，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，必須經調整消除該處間隙。 為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成圖2-5所示的逐漸加大的形狀。 圖2-5 轉向器傳動副傳

43、動間隙特性 Fig 2-5 Drive gap characteristic property of steering 圖中曲線1表明轉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較大間隙；曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。 2.2.7 轉向盤的總轉動圈數 轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數稱為轉向盤的總轉動圈數。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動閣數較少，一般約在3.6圈以內；貨車一般不宜超過6圈。

44、 3 轉向器機械部分的設計與計算 3.1 轉向器的結構形式選擇 根據所采用的轉向傳動副的不同，轉向器的結構型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。 對轉向器結構型式的選擇，主要是根據汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等.中、小型轎車以及前軸軸荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉向器。球面蝸桿滾輪式轉向器曾廣泛用在輕型和中型汽車上，例如:當前軸軸荷不大于2.5t且無動力轉向和不大于4t帶動力轉向的汽車均可選用這

45、種結構型式。循環(huán)球式轉向器則是當前廣泛使用的一種結構，高級轎車和輕型及以上的客車、貨車均多采用。轎車、客車多行駛于好路面上.可以選用正效率高、可逆程度大些的轉向器。礦山、工地用汽車和越野汽車，經常在壞路或無路地帶行駛。推薦選用極限可逆式轉向器，但當系統(tǒng)中裝有液力式動力轉向或在轉向橫拉桿上裝有減振器時，則可采用正、逆效率均高的轉向器， 因為路面的沖擊可由液體或減振器吸收，轉向盤不會產生“打手”現象。 關于轉向器角傳動比對使用條件的適應性間題，也是選擇轉向器時應考慮的一個方面。對于前軸負荷不大的或裝有動力轉向的汽車來說，轉向的輕便性不成問題，而主要應考慮汽車高速直線行駛的穩(wěn)定性和減小轉向盤的總

46、圈數以提高汽車的轉向靈敏性。因為高速行駛時，很小的前輪轉角也會導致產生較大的橫向加速度使輪胎發(fā)生側滑。這時應選用轉向盤處于中間位置時角傳動比較大而左、右兩端角傳動比較小的轉向器。對于前軸負荷較大且未裝動力轉向的汽車來說，為了避免“轉向沉重”，則應選擇具有兩端的角傳動比較大、中間較小的角傳動比變化特性的轉向器。 針對本次設計，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。因為循環(huán)球式轉向器的傳動效率可達75%~80%，并且其缺點是逆效率高，所以機械轉向部分采用循環(huán)球——齒條尺扇式轉向器。 3.2 轉向系計算載荷的確定 為了保證

47、行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，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向軸的負荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。 精確地計算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力距（N?mm),即 （3—1） f 為輪胎和路面間的滑動摩擦因數，一般取0.7；G1為轉向軸負荷（N），取75000N；p為輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。所以 =5.3 作

48、用在轉向盤上的手力為 （3—2） 式中，為轉向搖臂；為轉向節(jié)臂，兩者之比大約在0.85~1.10之間，近似取1；為轉向盤直徑，在380~550mm之間，驅標準值500mm；為轉向器正效率82.1%；為轉向器角傳動比，，所以 此值超過了駕駛員的生理上的可能，在此情況下，應采用助力系統(tǒng)，并且對轉向器和動力轉向器動力缸以前零件的計算載荷，應取駕駛員作用在轉向盤輪緣上的最大瞬時力，此力為700N。 3.3循環(huán)球式轉向器設計與計算 循環(huán)球式轉向器主要參數的選擇如下： 齒扇模數 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2.5； 環(huán)流行數2； 螺母長度78mm； 齒扇齒數5； 齒扇整圓齒數15； 齒扇壓力角2730′； 切削角730′； 齒扇寬34mm。 （1）螺母內徑應大于螺桿外徑D1，一般要求和鋼球中心距D的關系為 =（5%~10%）D （3—3） +(5%~10%)D=+8%D=36.8mm （2）鋼球數量 增加鋼球數量n，能提高承載能力；但使鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。因為鋼球直徑本

50、身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數量并不是全部鋼球數。經驗證明每個環(huán)路中的鋼球數以不超過60個為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應分組裝配。每個環(huán)路中的鋼球數為 式中，W為一個環(huán)路中的鋼球工作圈數；n為不包括環(huán)流導管中的鋼球數；為螺線導程角，常取=5~8，故1 圖 3-1 四點接觸的滾道截面 Fig 3-1 four-point roller in contact section B、D-鋼球與滾道的接觸點；-鋼球中心距；-滾道截面的圓弧半徑 B, D-ball and raceway contact points; - ball pitch; - rolling radiu

51、s 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的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角稱為接觸角。角多取為45，以使軸向力合徑向力分配均勻。 3.4 循環(huán)球式轉向器零件強度計算 鋼球與滾道之間的接觸應力為 =k （3—4） 式中，k為系數，根據A/B值從汽車設計表7-3查出 = （3—5） =0.154 （3—6） =0.0312 ,查

52、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） 其中為作用在螺桿上的軸向力 == （3—8） 所以 =k=2226.1MPa 當接觸表面硬度為58~64HRC時，許用接觸應力 所以符合要求。 4 動力轉向系的設計計算 動力轉向又稱為轉向加力。具有動力轉向系統(tǒng)的汽車在轉向時除依靠司機作用于轉向盤的手力外，更主要的是借助于稱作轉向加力器的動力轉向裝置實現轉向。使轉向輕便、靈活，并減輕司機的疲勞。也有助于提高汽車高速行駛的安全性。 通常，中高

53、級以上的轎車，大都采用動力轉向。其他類型的汽車。當轉向橋對地面的負荷達到25kN時，就可以采用動力轉向；達到35kN左右時，建議采用動力轉向；超過40kN時，則應該采用動力轉向。 對于具有動力轉向系統(tǒng)的汽車，當轉向盤上的切向力時，動力轉向系即應起加力作用(轎車取該范圍的較小值；重型汽車取較大值)。本次設計取80N。 4.1 對動力轉向機構的要求 1)運動學上應保持轉向輪轉角和駕駛員轉動轉向盤的轉角之間保持一定的比例關系。 2)隨著轉向輪阻力的增大(或減小)，作用在轉向盤上的手力必須增大(或減小)，稱之為“路感” 。 3)當作用在轉向盤上的切向力h F≥0.025～0.190kN

54、時(因汽車形式不同而異)， 動力轉向器就應開始工作。 4)轉向后，轉向盤應自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 5)工作靈敏，即轉向盤轉動后，系統(tǒng)內壓力能很快增長到最大值。 6)動力轉向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉向。 7)密封性能好，內、外泄漏少。 4.2 動力轉向機構布置方案的選擇 4.2.1 動力轉向形式與結構方案 由分配閥、轉向器、動力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成液壓式動力轉向機構。根據分配閥、轉向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式(見圖4—1a)和分置式兩類。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閥式，(見圖 4—

55、1b)；分配閥裝在轉向器和動力缸之間的拉桿上稱為連桿式，(見圖 4—1c)；分配閥裝在轉向器上的稱為半分置式，(見圖 4—1d) 圖 4—1 動力轉向機構布置方案 Fig 4—1Power steering layout program 1－分配閥 2－轉向器 3－動力缸 1—Valve 2—Steering 3— Power cylinder 轉向分配閥、轉向動力缸與機械轉向器組合到一起成為一個整體的結構型式，稱為整體式動力轉向器。根據轉向分配閥安裝位置的不同，它又有三種結構型式，即分配閥位于轉向器上端、分配閥位于轉向器上端且與轉向軸平行裝置和分配閥位于加力缸活塞內。整

56、體式動力轉向器結構緊湊、管路較短、易于布置，但對轉向器的密封要求高，結構較復雜、拆裝轉向器較困難。另外，轉向系的一些主要零件，如搖臂軸及搖臂等，要同時承受由轉向盤傳來的載荷和轉向動力缸的作用載荷，致使其尺寸加大，故用在裝載質量大的重型汽車上會給轉向器的設計造成困難。因此，整體式動力轉向器多用在轎車、客車和前橋對地面的負荷在15t以下的貨車上。而在轉向橋負荷為15t以上的重型汽車，則是采用所謂分置式結構。而本次設計的載貨汽車前橋負荷7.5t小于15t，所以采用整體式動力轉向器。 4.2.2 傳能介質的選擇 按傳能介質不同，轉向加力裝置有氣壓式和液壓式兩種。氣壓轉向加力裝置主要應用于一部分其前

57、軸最大軸載質量為3~7t并采用氣壓制動系統(tǒng)的貨車和客車。裝載質量特大的貨車也不宜采用氣壓轉向加力裝置，因為氣壓制動系統(tǒng)的工作壓力較低（一般不高于0.7MPa），用于這種重型汽車上時，其部件尺寸將過于龐大。液壓轉向加力裝置的工作壓力可高達10Mpa以上，故其部件尺寸很小。液壓系統(tǒng)工作時無噪聲，工作滯后時間短，而且能吸收來自不平路面的沖擊。因此，液壓式動力轉向因為油液工作壓力高，動力缸尺寸小、質量小，結構緊湊，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)點而被廣泛應用在各類汽車上。所以本設計采用液壓式轉向加力裝置。 4.2.3 液壓轉向加力裝置的選擇 液壓轉向加力裝置有常壓

58、式和常流式兩種。常壓式的優(yōu)點在于有蓄能器積蓄液壓能，可以使用流量較小的轉向液壓泵，而且還可以在液壓泵不運轉的情況下保持一定的轉向加力能力，使汽車有可能續(xù)駛一定距離。這一點對重型汽車而言尤為重要。常流式的優(yōu)點則是結構簡單，液壓泵壽命長，泄漏較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數重型汽車（如法國貝利埃T25型、美國WABCO120C型等自卸汽車）采用常壓式轉向加力裝置，而常流式轉向加力裝置則廣泛應用于各種汽車。因此本設計采用常流式轉向加力裝置。 常流式液壓轉向加力裝置示意圖如圖4-2所示。不轉向時，轉向控制閥6保持開啟。轉向動力缸8的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通而不起作用。轉向液

59、壓泵2輸出的油液流入轉向控制閥，又由此流回轉向油罐1。因轉向控制閥的節(jié)流阻力很小，故液壓泵輸出壓力也很低，液壓泵實際上處于空轉狀態(tài)。當駕駛員轉動轉向盤，通過機械轉向器7使轉向控制閥處于與某一轉彎方向相對應的工作位置時，轉向動力缸的相應工作腔方與回油管路隔絕，轉而與液壓泵輸出管路相通，而動力缸的另一腔則仍然通回油管路。地面轉向阻力經轉向控制閥節(jié)流阻力高得多的液壓泵輸出管路阻力。于是，轉向液壓泵輸出壓力急劇升高，直到足以推動轉向動力缸活塞為止。轉向盤停止轉動后，轉向控制閥隨即回到中立位置，使動力缸停止工作。 圖4—2 常流式液壓轉向加力裝置示意圖 Fig 4—2 Chang-flo

60、w diagram of hydraulic steering augmentor 1—轉向油罐 2—轉向液壓泵3—溢流閥4—流量控制閥5—單向閥6—轉向控制閥7—機械轉向器8—轉向動力缸 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 4.2.4 液壓轉向加力裝置轉向控制閥

61、的選擇 轉向控制閥有滑閥式和轉閥式兩種。目前，國產轎車上幾乎毫無例外的采用了轉閥式動力轉向器。而滑閥式動力轉向器多用于重型載貨汽車，故本設計采用滑閥式動力轉向器。 閥體沿軸向移動來控制油液流量的轉向控制閥，稱為滑閥式轉向控制閥，如圖4-3所示。當閥體1處于中間位置時，其兩個凸棱邊與閥套環(huán)槽形成四條縫隙。中間的兩個縫隙分別與動力缸兩腔的油道相通，而兩邊的兩個縫隙與回油道相通。當閥體向右移動很小的一個距離時，右凸棱將右外側的縫隙堵住，左凸棱將中間的左縫隙堵住，則來自液壓泵的高壓油經通道5和中間的右縫隙流入通道4，繼而進入動力缸的一個腔；而動力缸另一個腔的低壓油被活塞推出，經由通道6和左凸棱外側

62、的縫隙流回儲油罐。 a ) b ) 圖4—3 滑閥式轉向控制閥的結構和工作原理 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—殼體 4、6—通動力缸左、右腔的通道 5—通液壓泵輸出管路的通道

63、 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 動力缸的設計計算 動力缸相對于轉向器有兩種布置方法。整體式的動力缸活塞與轉向器均布置在同一個由QT400-18或KTH350-10制造的轉向器殼體內,活塞與齒條制成一體。 在動力缸的計算中需確定其缸徑、活塞行程s、活塞桿直徑d以及缸筒壁厚t。 4.3.1 剛徑尺寸Dc的計算 動力缸的缸徑

64、尺寸Dc可由作用于活塞—齒條上的力的平衡條件來確定： （4—1） 式中 ——由轉向車輪的轉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； ——由轉向盤切向力所引起的作用在活塞上的軸向力； ——高壓油液對活塞的推力。 其中 （4—2） （4—3）

65、 （4—4） （4—5） 式中 （1）——轉向車輪的轉向阻力矩； f 為輪胎和路面間的滑動摩擦因數，一般取0.7；G1為轉向軸負荷（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，z是齒扇全齒齒數。查表取m=6 ; z=15 所以=45(mm) (3) ——轉向傳動機構的力傳動比；取 （4）——轉向傳動機構

66、的效率；=（0.85~0.9）；取=0.85 （5）——活塞與缸筒間的摩擦系數；取 （6）——齒扇的嚙合角；查表取=27 （7）——轉向盤上的切向力；= 為轉向搖臂；為轉向節(jié)臂；為轉向盤直徑；為轉向器角傳動比；為轉向器正效率。 （8）——轉向盤的半徑；= =250mm （9）——轉向螺桿直徑；查表取=34mm (10) ——轉向螺桿螺旋滾道的導程角； （11）——換算摩擦角； （12）——動力缸缸徑； （13）——動力缸內的油液壓力。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）聯立，經過整理即可求得： （4—6） 將以上參數帶入方程（4—6）解得 103.6mm 。查表取標準值104mm 4.3.2 活塞行程s的計算 當動力缸與轉向器一體時，活塞行程s可由搖臂軸轉至最大轉角時齒扇轉過的節(jié)圓弧長來球得，即 （4—7） 式中——搖臂軸由中間位置轉至極限位置時