第第CS1026皮卡車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)摘要本課題為CS1026皮卡車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)。首先闡述了皮卡車的現(xiàn)狀及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的初步介紹，強(qiáng)調(diào)了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要性能參數(shù)。其后完成了方案論證，在眾多方案里選擇了最為合適的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器及液壓式轉(zhuǎn)向助力方式，并在之后的工作中完成了轉(zhuǎn)向器與液壓元件的設(shè)計(jì)與校核。設(shè)計(jì)選擇了與獨(dú)立式懸架配合的斷開式轉(zhuǎn)向梯形，并對(duì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了簡(jiǎn)要分析。設(shè)計(jì)基本滿足了所需要設(shè)計(jì)的皮卡車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要求。最后，在設(shè)計(jì)基礎(chǔ)上完成了CS1026皮卡車轉(zhuǎn)向系的圖紙?jiān)O(shè)計(jì)工作。關(guān)鍵詞：皮卡車；轉(zhuǎn)向系；液壓助力轉(zhuǎn)向；循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 目錄 1緒論 21.1皮卡車的現(xiàn)狀、發(fā)展前景及定位 21.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述及發(fā)展趨勢(shì) 21.3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)構(gòu)成 21.3.1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 21.3.2轉(zhuǎn)向器 21.3.3轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 21.3.4動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 21.4設(shè)計(jì)內(nèi)容 22設(shè)計(jì)方案論證 22.1轉(zhuǎn)向器類型選擇 22.1.1齒輪齒條式 22.1.2循環(huán)球式 22.1.3蝸桿指銷式 22.1.4小結(jié) 22.2助力方案選擇 22.2.1純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 22.2.2液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 22.2.3電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EPS） 22.2.4線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 22.2.5論證小結(jié) 22.3動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案選擇 22.4梯形方案選擇 23轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù) 23.1轉(zhuǎn)向器效率 23.1.1轉(zhuǎn)向器的正效率 23.1.2轉(zhuǎn)向器的逆效率 23.2傳動(dòng)比變化特性 23.3轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙△t 24機(jī)械式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)計(jì)算 24.1轉(zhuǎn)向器參數(shù)的確定 24.2螺桿、鋼球、螺母?jìng)鲃?dòng)副設(shè)計(jì) 24.3齒條、齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì) 24.4轉(zhuǎn)向器的計(jì)算和校核 25轉(zhuǎn)向油泵的選用 25.1轉(zhuǎn)向油泵的作用與特點(diǎn) 25.2油泵的種類 25.3動(dòng)力缸尺寸計(jì)算 25.4管路系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 25.4.1油管內(nèi)徑的計(jì)算 25.4.2油管的壁厚計(jì)算 26轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì) 26.1兩側(cè)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角之間的理想關(guān)系 26.2斷開式轉(zhuǎn)向梯形 27轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 27.1轉(zhuǎn)向盤設(shè)計(jì) 27.2轉(zhuǎn)向軸及防撞傷機(jī)構(gòu)形式設(shè)計(jì) 27.3轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的臂、桿與球銷 27.3.1轉(zhuǎn)向搖臂的強(qiáng)度計(jì)算 27.3.2轉(zhuǎn)向縱拉桿與橫拉桿的計(jì)算 28設(shè)計(jì)總結(jié) 2參考文獻(xiàn) 21緒論1.1皮卡車的現(xiàn)狀、發(fā)展前景及定位我國(guó)皮卡市場(chǎng)受國(guó)內(nèi)政策影響，市場(chǎng)份額與歐美市場(chǎng)、澳洲及東南亞市場(chǎng)存在較大差距。如果政策全面解除，未來國(guó)內(nèi)皮卡市場(chǎng)潛力巨大。傳統(tǒng)皮卡市場(chǎng)如果以尺寸作為界定標(biāo)準(zhǔn)則可分為三個(gè)層次即為大、中、小型皮卡車類型。日前，全球?qū)τ诃h(huán)保問題越來越看重，首當(dāng)其從便是汽車排放規(guī)范的嚴(yán)苛執(zhí)行，而且對(duì)于國(guó)土寬廣的中國(guó)，地形地貌也是多變的，除此之外皮卡車應(yīng)用的方式也不盡相同，所以皮卡車呈現(xiàn)出多樣化的功能和差異化的需求[1]。皮卡車是指使用方便的輕型客貨車。也就是說，這種類型的車輛既可以用作卡車，也可以用作乘用車。它有一個(gè)客車前部和一個(gè)駕駛室，是一種帶有開放式卡車車廂的特種車輛。這種模式的特點(diǎn)是顯而易見的。它具有汽車的舒適性，在動(dòng)力方面也非常強(qiáng)大。與普通汽車相比，裝載更方便，遇到緊急道路時(shí)的適應(yīng)性更強(qiáng)。對(duì)于卡車，駕駛員在駕駛時(shí)感覺更舒適，減少疲勞和緊張。它在歐美國(guó)家早已流行，但在我國(guó)比較少見。在我國(guó)，皮卡的銷量肯定會(huì)上升，發(fā)展前景還是很可觀的。1.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述及發(fā)展趨勢(shì)汽車在行進(jìn)過程中免不了改變方向，而為了達(dá)到轉(zhuǎn)向目的所研究發(fā)明的機(jī)構(gòu)統(tǒng)均為為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所包含。汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)，要保證方向盤之間有協(xié)調(diào)的角度關(guān)系[2]。隨著汽車在人們?nèi)粘９ぷ鳌⑸a(chǎn)和生活中的不斷普及，汽車的性能越來越受到人們的關(guān)注[3]。未來轉(zhuǎn)向系統(tǒng)必然會(huì)向更智能、更節(jié)能、更環(huán)保、更安全的方向發(fā)展。隨著智能網(wǎng)聯(lián)汽車的快速發(fā)展，傳統(tǒng)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)越來越顯得單薄落后，更加智能，省力的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正在悄然興起。甚至可以滿足在危險(xiǎn)情境下實(shí)現(xiàn)自動(dòng)轉(zhuǎn)向，選擇安全的避讓路線以降低車輛碰撞的風(fēng)險(xiǎn)[4]。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對(duì)于車輛準(zhǔn)確遵循駕駛員設(shè)定的路線起著至關(guān)重要的作用。如果車輛的響應(yīng)是可預(yù)測(cè)且可靠的，駕駛員也可以通過它獲得反饋[5.6]1.3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)構(gòu)成轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可分為兩類。駕駛員通過手部力量給予方向盤力矩，系統(tǒng)靠且僅靠這個(gè)力矩來實(shí)現(xiàn)整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)即為機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。方向盤在帶動(dòng)系統(tǒng)中的其他機(jī)械零件運(yùn)動(dòng)達(dá)到轉(zhuǎn)向目的。動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)額外配備了動(dòng)力裝置如圖1.1即為汽車傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)圖1.1汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)1.3.1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)操縱機(jī)構(gòu)由方向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向柱等部件組成。從方向盤出發(fā)到轉(zhuǎn)向器的運(yùn)動(dòng)和力正是由這些構(gòu)件完成的。(1)方向盤（方向盤）：為了駕駛員有良好的視野，方向盤上方的空間一般都比較大。(2)轉(zhuǎn)向軸：轉(zhuǎn)向軸是動(dòng)力傳動(dòng)軸，其起到傳遞扭矩的作用。(3)可拆卸式安全轉(zhuǎn)向控制機(jī)構(gòu)：這種轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)向柱分為上下兩節(jié)。此類裝置以其兩部分進(jìn)行相互錯(cuò)位滑動(dòng)或者直接分開的方式，在汽車發(fā)生撞擊時(shí)，可以有效地在一定程度上保證駕駛員的安全。1.3.2轉(zhuǎn)向器作為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中種類選擇最多樣的轉(zhuǎn)向器，其功能就是完成減速傳動(dòng)，一般有1~2個(gè)減速傳動(dòng)副1.3.3轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為轉(zhuǎn)向器出發(fā)的運(yùn)動(dòng)經(jīng)過一系列構(gòu)件的傳遞最終傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)（不包括轉(zhuǎn)向節(jié)）其間所有參與運(yùn)動(dòng)傳遞的構(gòu)件均為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。最終運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)轉(zhuǎn)向輪發(fā)生偏轉(zhuǎn)角度滿足理想轉(zhuǎn)向關(guān)系，從而盡量增加車輪與地面間的純滾動(dòng)。1.3.4動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)為了提高駕駛員的操縱舒適性、輕便型，同時(shí)也滿足減小駕駛過程中安全隱患，越來越多的汽車配備了動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。無論是一些高級(jí)轎車追求駕駛體驗(yàn)或者體積巨大操控難的貨車都廣泛采用了動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。1.4設(shè)計(jì)內(nèi)容本論文將針對(duì)CS1026皮卡車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個(gè)主要構(gòu)成部分進(jìn)行方案分析論證及對(duì)其中重要的零件進(jìn)行計(jì)算校核，選擇最為適合的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案，以便達(dá)到滿足設(shè)計(jì)要求。2設(shè)計(jì)方案論證2.1轉(zhuǎn)向器類型選擇轉(zhuǎn)向器需要通過轉(zhuǎn)向管柱與駕駛室內(nèi)的方向盤相聯(lián)，因此轉(zhuǎn)向器的位置與駕駛室的布置位置密切相關(guān)[7]。2.1.1齒輪齒條式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器通常由兩部分構(gòu)成，其一為轉(zhuǎn)向器，并且它的轉(zhuǎn)向器尺寸是和轉(zhuǎn)向軸為一個(gè)整體的，另一部分則是齒條齒條也常常和轉(zhuǎn)向橫拉桿設(shè)計(jì)為一個(gè)整體，如圖2.1所示。這類轉(zhuǎn)向器到現(xiàn)在仍在被廣泛使用原因就是它有很多優(yōu)點(diǎn)，構(gòu)造更加簡(jiǎn)單，布置方便，重量也輕；傳動(dòng)效率也很高。因其擁有眾多優(yōu)勢(shì)，目前也是主流的轉(zhuǎn)向器之一。它的構(gòu)件較多，具有很多樣式的輔助形式，空間運(yùn)動(dòng)關(guān)系隨時(shí)變化，構(gòu)件之間的相對(duì)位置關(guān)系在工作過程中不斷變化[8]。圖2.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器2.1.2循環(huán)球式螺桿、螺母、轉(zhuǎn)向器外殼和很多小鋼球共同構(gòu)成了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。這些小鋼球就是我們口中所說的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。和螺桿之間的封閉管道中，小鋼球以自身的滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)代替二者之間的相對(duì)滑動(dòng)，減小了摩擦力。當(dāng)與方向盤轉(zhuǎn)向柱固定的螺桿轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，螺桿通過小鋼球帶動(dòng)螺母徑向運(yùn)動(dòng)，螺母又帶動(dòng)齒扇。致使搖臂往復(fù)運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。在整個(gè)傳遞進(jìn)程中，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器正是由許許多多的小鋼球在封閉的管道中做滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)而得名。如圖2.2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器作為傳動(dòng)效率最高的轉(zhuǎn)向器之一，正是憑借其中的循環(huán)球的滾動(dòng)摩擦，并且操作更輕便舒適，機(jī)械零件磨損少，壽命周期更加長(zhǎng)。在動(dòng)力轉(zhuǎn)向還未出現(xiàn)時(shí)，循環(huán)球轉(zhuǎn)向系統(tǒng)占主導(dǎo)地位圖2.2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器2.1.3蝸桿指銷式蝸桿曲柄銷式轉(zhuǎn)向器大體由兩部分構(gòu)成，運(yùn)動(dòng)由轉(zhuǎn)向蝸桿發(fā)出從而帶動(dòng)指銷完成運(yùn)動(dòng)的傳遞，其指銷常常與搖臂軸曲柄端部固連在一起。與單指型相比，雙指型搖臂軸可以完成更大的旋轉(zhuǎn)角度。但雙指銷結(jié)構(gòu)更復(fù)雜，蝸桿的加工精度也更高[9]。這種轉(zhuǎn)向器應(yīng)用較少2.1.4小結(jié)循環(huán)球轉(zhuǎn)向器效率高，壽命長(zhǎng)，操作方便。方便布置?？梢耘c動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配合的很好，廣泛應(yīng)用于中大型車輛；可以和駕駛員產(chǎn)生很好的操縱交互；反向效率高，回程好，與液壓助力器動(dòng)作更方便配合。由于循環(huán)球轉(zhuǎn)向器可以實(shí)現(xiàn)變速比，應(yīng)用越來越廣泛。本設(shè)計(jì)擬采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器[10]2.2助力方案選擇2.2.1純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)其所有的傳力部件都是機(jī)械的。因?yàn)槠陂g都采用機(jī)械結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)師就需選擇更大直徑的方向盤來中和，達(dá)到滿足轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向扭矩，但這又需要更大空間來布置，使駕駛室更加擁擠，尤其是中大型車輛，單獨(dú)使用駕駛員的手動(dòng)力。難以產(chǎn)生足夠的扭矩。但由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格低廉，仍用于一些轉(zhuǎn)向控制力小、對(duì)于控制性能沒有太嚴(yán)格要求的部分小型車和農(nóng)業(yè)用車上。2.2.2液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓泵、油管、儲(chǔ)油罐等在液壓助力輔助系統(tǒng)中扮演了重要的角色。只要汽車處于行使?fàn)顟B(tài)，液壓助力就要進(jìn)行運(yùn)作，而且即使是低速行駛要進(jìn)行較大幅度的轉(zhuǎn)向時(shí)，助力系統(tǒng)需要較大強(qiáng)度的工作以便產(chǎn)生足夠大的助力。因此這樣就會(huì)造成資源的無意義消耗。根據(jù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)：開裝有助力轉(zhuǎn)向的車進(jìn)行低速轉(zhuǎn)彎時(shí)，會(huì)讓駕駛員感到更加難操控費(fèi)力。此外，因?yàn)殚L(zhǎng)期處于較大工作強(qiáng)度，其中構(gòu)件的使用壽命也會(huì)一定程度的縮減。此外，由于機(jī)械式夜里轉(zhuǎn)向箱系統(tǒng)的工作特點(diǎn)。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要一直處于工作狀態(tài)，這樣才能維持住一定的壓力隨時(shí)起到作用。能耗高，浪費(fèi)資源。但由于這種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的長(zhǎng)期發(fā)展、完善的技術(shù)、可彌補(bǔ)傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的不足，目前仍被大多數(shù)汽車上。2.2.3電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EPS）電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS,ElectricPowerSteering)是近代蓬勃發(fā)展的一種助力方式。此類系統(tǒng)突破性的采用電動(dòng)助力器不通過其他傳動(dòng)件直接提供了轉(zhuǎn)向輔助力，取代了液壓助力的眾多傳遞構(gòu)件，更具有效率還環(huán)保。另外，調(diào)試方便，安裝簡(jiǎn)單，適用性強(qiáng)也是它不可忽略的特點(diǎn)。作為晚于液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)出現(xiàn)的一種更為先進(jìn)的轉(zhuǎn)向輔助方案，應(yīng)用范圍更廣，對(duì)傳統(tǒng)液壓助力提出了新的挑戰(zhàn)。它可以根據(jù)不同的車速提供不同程度的助力，從而實(shí)現(xiàn)車輛低速時(shí)的便攜性和高速轉(zhuǎn)向的可靠穩(wěn)定[9]。2.2.4線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)線控技術(shù)(by-wire)，傳統(tǒng)機(jī)械全靠機(jī)械來連接去完成操作而目前的線控技術(shù)突破性的采用電信號(hào)來充當(dāng)傳遞介質(zhì)從而達(dá)到控制傳遞的目的。以往全靠駕駛員動(dòng)作，如轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤等操作經(jīng)過一步步機(jī)械傳遞來完成預(yù)設(shè)目的，線控技術(shù)就是用電信號(hào)來代替動(dòng)作的機(jī)械信號(hào)，更方便快速的完成所需要的汽車反應(yīng)。為了滿足線控系統(tǒng)傳遞的及時(shí)性，高效響應(yīng)性就需要更為科學(xué)的控制器，例如Freescale公司生產(chǎn)制造的MPC500/MPC5500系列微處理器。SBW就是線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的縮寫，SBW中的控制單元、執(zhí)行器、傳感器和冗余電控單元相互之間協(xié)調(diào)配合才是其具有如此優(yōu)勢(shì)，代替了傳統(tǒng)冗雜的機(jī)械結(jié)構(gòu)，完全由電實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向，掙脫了以往傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向的工作壁壘。2.2.5論證小結(jié)皮卡車被設(shè)計(jì)為商用車，以提高車輛的轉(zhuǎn)向便攜性和靈敏度。采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。由于液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的成熟技術(shù)，它可以提供較大的轉(zhuǎn)向輔助。因此，最終決定采用液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。2.3動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案選擇分配閥、動(dòng)力缸、液壓泵、、轉(zhuǎn)向器、和油管等構(gòu)件在動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中起到了不可或缺的作用，整體式(圖2-1a)和分置式的區(qū)別僅僅是由安裝分配閥、轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸的位置不同。聯(lián)閥式就是指分配閥裝在動(dòng)力缸上，見圖2.1b;連桿式中的分配閥裝在轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸之間的拉桿上，見圖2.1c;半分置式的特點(diǎn)就是分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上，見圖2.1d。上述三種布置形式均屬于分置式。1－分配閥2－轉(zhuǎn)向器3－動(dòng)力缸圖2.1動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案在選擇布局方案時(shí)，要綜合考慮轉(zhuǎn)向器的拆裝難度；動(dòng)力缸發(fā)出的荷載是不是會(huì)作用到轉(zhuǎn)向器上；結(jié)構(gòu)安排是不是很緊湊；管道的長(zhǎng)度和其他條件。整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器，將分配閥、轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸安裝在一起，使整體結(jié)構(gòu)緊湊，系統(tǒng)管路簡(jiǎn)單、短。螺母、轉(zhuǎn)向搖臂等部件必須承受動(dòng)力缸的載荷，所以尺寸和質(zhì)量要適當(dāng)增加，但與分體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器相比，尺寸更合理，所以本設(shè)計(jì)采用整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置。2.4梯形方案選擇汽車在轉(zhuǎn)彎時(shí)，每個(gè)車輪的軸線應(yīng)在一點(diǎn)相交，以實(shí)現(xiàn)車輪的純滾動(dòng)，否則輪胎會(huì)打滑。因此，內(nèi)側(cè)方向盤的偏轉(zhuǎn)角應(yīng)大于外側(cè)方向盤的偏轉(zhuǎn)角。為了實(shí)現(xiàn)內(nèi)，外轉(zhuǎn)向車輪的達(dá)到預(yù)設(shè)理想的關(guān)系，轉(zhuǎn)向梯形桿結(jié)構(gòu)應(yīng)運(yùn)而生。然而，梯形桿系統(tǒng)大致只能大概滿足要求。目前汽車轉(zhuǎn)向梯形桿系統(tǒng)均不能完全滿足理論要求。非獨(dú)立懸架一般采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。但在采用了獨(dú)立懸架的汽車，就必須采用分段梯形連桿系統(tǒng)。根據(jù)相互關(guān)聯(lián)原則，本皮卡車設(shè)計(jì)選擇了麥弗遜式獨(dú)立懸架，故在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中就需要選擇斷開式轉(zhuǎn)向梯形一起配合。3轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)3.1轉(zhuǎn)向器效率通常的，習(xí)慣性把轉(zhuǎn)向器的效率細(xì)化為兩個(gè)部分，即正效率和逆效率。我們定義：由轉(zhuǎn)向軸輸入的功率，再從轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出，經(jīng)其二者對(duì)應(yīng)運(yùn)算得到的效率為正效率，用符號(hào)表示,反之稱為逆效率,用符號(hào)表示[2]&η+=式中，P1—轉(zhuǎn)向軸輸入功率；P2—轉(zhuǎn)向器的摩擦功率；P3—作用于轉(zhuǎn)向搖臂軸的功率。為了讓駕駛員在轉(zhuǎn)向時(shí)更輕松通常要求有一定的正效率；而一定的逆效率，可以保證汽車轉(zhuǎn)向后能有自動(dòng)回正的能力，但逆效率又不能太高，防止打手。因此，合理地選擇正效率和逆效率，就能使汽車擁有很好的性能。3.1.1轉(zhuǎn)向器的正效率不同類型、不同質(zhì)量、不同的空間結(jié)構(gòu)、不同的性能參數(shù)都會(huì)對(duì)轉(zhuǎn)向器的正效率造成影響。目前應(yīng)用較為廣泛的互相比較來看分為兩類：一是正效率高的齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，二是相對(duì)較低的蝸桿指銷式之類，哪怕是兩個(gè)相同類型的轉(zhuǎn)向器，也會(huì)因?yàn)榉N種原因?qū)е滦什槐M相同。（2）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率在復(fù)雜的使用條件下很難得出具有普遍性的結(jié)論，所以當(dāng)我們選擇只關(guān)注嚙合副的摩擦損失而忽略其他，對(duì)于螺桿和蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其正效率可用下式計(jì)算[2]η+=tanα式中，α0—蝸桿或螺桿的螺線導(dǎo)程角；—摩擦角，arctanf3.1.2轉(zhuǎn)向器的逆效率我們根據(jù)逆效率的特性界定了三類轉(zhuǎn)向器分別為為可逆式、極限可逆式和不可逆式。可逆式轉(zhuǎn)向器特點(diǎn)就是在駕駛過程中人的手放到轉(zhuǎn)向盤上，輪胎與地面相接觸，而手可以明顯的覺察到地面對(duì)與車輪的反饋，反向亦然。不可逆式轉(zhuǎn)向器的特點(diǎn)是轉(zhuǎn)向輪受到路面給予的力與沖擊并不能傳遞到方向盤，讓駕駛員得不到反饋。此類轉(zhuǎn)向器一是零件受到更多的額外載荷導(dǎo)致易損，二是讓駕駛員得不到反饋。因此，這種轉(zhuǎn)向器已經(jīng)淘汰。極限可逆式轉(zhuǎn)向器屬于其他兩種的中和版，駕駛員與轉(zhuǎn)向輪之間有很好的交互性，有保證了機(jī)構(gòu)零件的的使用壽命。和正效率計(jì)算計(jì)算限制條件相同，逆效率可用下式計(jì)算[2]η?=tan由式（2-2）和式（2-3）得出，隨著導(dǎo)程角a0的增大，正效率和逆效率都相應(yīng)上升，但a0也不能過小，當(dāng)小于摩擦角時(shí)，會(huì)導(dǎo)致逆效率為負(fù)，使轉(zhuǎn)向器成為不可逆式轉(zhuǎn)向器。導(dǎo)程角通常選8°～10°比較適宜，本次設(shè)計(jì)選擇循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，取導(dǎo)程角為8°，f=0.03,φ=artanf=1.146,計(jì)算得??+=85.7%???=83.5%3.2傳動(dòng)比變化特性（1）轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比iω0和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比ip分別對(duì)兩個(gè)不同領(lǐng)域的物理量做出了定義，方便我們后續(xù)的研究工作，其二者將轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比的范圍更加細(xì)化精確地分割。從輪胎接地面中心作用在兩個(gè)轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fip=2Fw轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比iiω0=式中d為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dβk為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時(shí)間增量它又由轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比iω和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng)比iω'所組成，即iω0=iω=ω式中，dβp為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。搖臂軸角速度p與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比iω'（2）力傳動(dòng)比與轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比的關(guān)系輪胎與地面之間的阻力FW和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩MrFW=式中--a為主銷偏移距，車輪中心面與輪胎在地面間接觸面間的交線到主銷軸線的延長(zhǎng)線與輪在平整地面的交點(diǎn)間的最短距離，作用在方向盤上的手力F?可用下式表示F?=2M式中，M?為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑。將式（3-7）和（3-8）帶入iiP=Mr分析式（3-9）可知，a和iP應(yīng)成反比例關(guān)系才能滿足轉(zhuǎn)向的輕便性。按照已有經(jīng)驗(yàn)，以a值為0.4～0.6倍輪胎的胎面寬度作為參考。Dsw按照國(guó)標(biāo)選取以能量守恒為前提并在無摩擦的理想條件下，22MrM?=將式（3-9）代入（3-10）后得到[2]iP=當(dāng)a和Dsw不變時(shí)，力傳動(dòng)比iP越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但（3）轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比其有兩種表示方法，一是可用iω'=dβP/dβk，二是用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長(zhǎng)L2與搖臂長(zhǎng)L1的比值大致估算（4）轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比及其變化規(guī)律式（3-11）表明：力傳動(dòng)比如果增大則角傳動(dòng)比也會(huì)跟著變大，反之亦然。從ip=2Fw/F?可知，當(dāng)Fw一定時(shí)，增大ip則F?減小，駕駛員更省力。由∣iω0≈iω，再根據(jù)iω0的定義不難發(fā)現(xiàn)：如果控制方向盤角速度不變當(dāng)汽車行駛速度非常高時(shí)，為了安全考慮，就必須讓車輛對(duì)駕駛員操縱更為迅速、響應(yīng)更快，轉(zhuǎn)向靈敏、更有駕駛互動(dòng)感，適時(shí)減小轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比是很有必要的。車輛進(jìn)行直線行駛并且速度很快時(shí)，又要求不能有太過敏感的轉(zhuǎn)向反饋，為了解決這一問題，要求轉(zhuǎn)向盤處于居中的位置時(shí)，轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比不能過小。綜上所述，如果我們想要得到最能靠近理論狀態(tài)的角傳動(dòng)比變化曲線最好可以選擇一種如下圖所示的凹形曲線，如圖3.1所示。圖3.1轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比變化特性曲線3.3轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙△t傳動(dòng)間隙：因?yàn)椴煌愋娃D(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式不盡相同這也導(dǎo)致了傳動(dòng)間隙的判定方式不同。以循壞球式轉(zhuǎn)向器為例，齒條和齒扇之間的間隙即為我們所說的傳動(dòng)間隙。方向盤轉(zhuǎn)角的不同是影響傳動(dòng)間隙變化的重要因素。而由二者變化相對(duì)關(guān)系繪制出的曲線稱之為為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙特性，研究傳動(dòng)間隙及傳動(dòng)間隙特性的目的及意義在于提高駕駛的安全性及其提高期間零部件的使用周期，降低維修成本。在日常的駕駛環(huán)境中，處于直線行駛狀態(tài)的時(shí)間要遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)間，所以為了保證車輛在直線行駛時(shí)即使轉(zhuǎn)向輪受到了側(cè)向力作用時(shí)也能不喪失穩(wěn)定性，從而提高安全性，我們要求當(dāng)方向盤在居中位置或者臨近居中位置一定范圍內(nèi)時(shí)傳動(dòng)副間的傳動(dòng)間隙應(yīng)無限趨近于零，以免因傳動(dòng)間隙存在而導(dǎo)致車輛偏離行駛路線不能反饋給駕駛員。同時(shí)因長(zhǎng)時(shí)間使用在同一種工況下，我們發(fā)現(xiàn)方向盤居中時(shí)磨損速度較之兩邊有明顯差別，如果不加以調(diào)整就會(huì)存在安全隱患，為了消除該間隙，應(yīng)該調(diào)整傳動(dòng)副之間的間隙。當(dāng)調(diào)整過后，方向盤要求能夠非常平順圓滑地轉(zhuǎn)動(dòng)，不能有被卡住的現(xiàn)象發(fā)生。因此，傳動(dòng)副之間的傳動(dòng)間隙特性曲線被設(shè)計(jì)為由中間到兩端漸漸加大的曲線。如下圖所示圖3.2轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性4機(jī)械式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)計(jì)算4.1轉(zhuǎn)向器參數(shù)的確定CS1026皮卡車屬于商用車前軸載荷1045kg,載質(zhì)量為500Kg，根據(jù)表4-2商用車已知數(shù)據(jù)選取循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器齒扇齒模數(shù)為4.5。在確定齒扇模數(shù)后，轉(zhuǎn)向器其他參數(shù)則根據(jù)表（4-1）進(jìn)行選取。表4-1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器參數(shù)參數(shù)數(shù)值齒扇模數(shù)/mm3.03.54.04.55.06.06.5搖臂軸直徑/mm22263032324042鋼球中心距D/mm20232528303540D1/mm20232528293438鋼球直徑d/mm5.5566.3506.3507.1448.000螺距P/mm7.9388.7319.52510.00011.000工作圈數(shù)W1.52.52.5螺母長(zhǎng)度41454658597880環(huán)流行數(shù)2齒扇齒數(shù)55齒扇整圓齒數(shù)1213131415齒扇壓力角22°30′27°30′切削角6°30′6°30′7°30′齒扇寬/mm2225252725283028-3234383538表4-2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器齒扇齒模數(shù)齒扇齒模數(shù)m／mm3.03.54.04.55.06.06.5乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)排量／ml5001000～18001600～200020002000前軸負(fù)荷/N3500～38004700～73507000～90008300～1100010000～11000商用車前軸負(fù)荷／N3000～50004500～75005500～185007000～195009000～2400017000～3700023000～44000最大裝載／kg350100025002700350060008000根據(jù)所選擇的齒扇模數(shù)，根據(jù)表4-1初選取對(duì)應(yīng)的參數(shù)為：表4-3模數(shù)為4.5的轉(zhuǎn)向器參數(shù)鋼球直徑：7.144mm螺距：9.525mm工作圈數(shù)：1.5螺桿外徑：28mm環(huán)流行數(shù)：2螺母長(zhǎng)度：58mm齒扇齒數(shù)：5齒扇壓力角：2730′切削角：630′齒扇寬：30mm4.2螺桿、鋼球、螺母?jìng)鲃?dòng)副設(shè)計(jì)（1）鋼球中心距D螺桿外徑D1螺母內(nèi)徑D2尺寸圖4.1螺桿鋼球螺母?jìng)鲃?dòng)副在滿足所要求的強(qiáng)度的同時(shí)，應(yīng)可能將D值取小些。當(dāng)扇齒模數(shù)的增大時(shí)鋼球中心距D也會(huì)隨之變大，反之亦然，設(shè)計(jì)時(shí)要根據(jù)現(xiàn)有車型條件方案擬定，在進(jìn)行強(qiáng)度演算的過程中加以修訂。螺桿外徑D1通常在20～38mm選取，正常情況下要求根據(jù)軸的荷載大小慎重選擇，螺母內(nèi)徑D2應(yīng)大于D1，一般要求D2-D1=(5%-10%)D根據(jù)（表4-1）：得D=28mm,D1=28mm,n=πDWdcos?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)；α0為螺線導(dǎo)程角，常取α0=5°～8°，則cosα0（3）兩組圓弧分別構(gòu)成了滾道截面螺桿和螺母，見圖4.2，滾道內(nèi)共有四點(diǎn)和鋼球接觸，這種情況下會(huì)讓工作室軸向間隙盡可能的減小，其意義在于減小方向盤自由行程。滾道與鋼球之間的剩余空間，不但可以成為裝載潤(rùn)換油的容器，還能作為污染物的存儲(chǔ)空間。如果想要進(jìn)一步減小摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑R2應(yīng)大于鋼球半徑d/2，一般取R2(0.510.53)d=（3.643-3.786）mm。在此我們?nèi)L道半徑為3.7mm,符合相應(yīng)的要求。圖4.2四段圓弧滾道截面（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面軸線間的夾角稱之接觸角。角多取為45以使軸向力與徑向力分配均勻。（5）螺距P和螺旋線導(dǎo)程角α轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)角，對(duì)應(yīng)螺母移動(dòng)的距離s為[2]：s=φP式中，P為螺紋螺距。螺距P一般在8～11mm內(nèi)選取。查表（4-1）得：P取9.525mm導(dǎo)程角α0=5°～8°取cos?α0≈1。此時(shí)，齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長(zhǎng)等于s，相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過βPs=β式中，r為齒扇節(jié)圓半徑（mm）。聯(lián)立式（4-2），式（4-3）得φ=2πrPβP，將iω又rmz/2根據(jù)表4-1有z13；rmz/24.513/229.25mm由式(4-4)可知，螺距P影響轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比的值，在螺距不變的條件下，鋼球直徑d越大，圖（4-1）中的尺寸b越小，要求bPd2.5mm，b=2.38mm,不符合條件，而且轉(zhuǎn)向器速比偏大，會(huì)造成轉(zhuǎn)向過靈敏。因此重新選取螺距P=10mm；可求出轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比i（6）工作鋼球圈數(shù)W根據(jù)實(shí)驗(yàn)及經(jīng)驗(yàn)，轉(zhuǎn)向器多用兩個(gè)環(huán)路，但鋼球的工作圈數(shù)就選擇就要考慮到接觸強(qiáng)度，受力是否均勻、承載能力等方面一個(gè)環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見（表4-1）。取W=1.5。（7）導(dǎo)管內(nèi)徑d1即鋼球工作室包容鋼球容器的直徑，其為導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙d和鋼球直徑e的和，推薦e=0.4~0.8mm。導(dǎo)管壁厚取為1mm。內(nèi)徑d1取7.6mm。4.3齒條、齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì)查表4-1，齒扇為5個(gè)齒；齒條為4個(gè)齒，與螺母為一體。本次設(shè)計(jì)采用直齒齒輪。齒扇的幾何尺寸，初選結(jié)果如下：表4-4齒條齒扇參數(shù)齒扇的模數(shù)m齒扇的法向壓力角0ZZx1c齒扇寬度B4.5mm20°1350.80.2530mm4.4轉(zhuǎn)向器的計(jì)算和校核（1）循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件的強(qiáng)度計(jì)算載荷的確定是進(jìn)行計(jì)算的先決條件。由下式所得再進(jìn)一步推到出轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩，并可以此數(shù)據(jù)進(jìn)行后續(xù)計(jì)算，在轉(zhuǎn)向盤上的切向力同理。確定計(jì)算載荷后，即可計(jì)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度。汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩（N﹒mm）[2]MR=f取0.7；G1為前軸負(fù)荷（N）；p輪胎氣壓（MPa）。CS1026皮卡車前軸負(fù)荷1045Kg,因此G110459.810241N；p0.23MpaM確定計(jì)算載荷后，即可計(jì)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度。轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比ip=i為轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比iω0i18.38；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑取380mm；a為主銷偏移距通常貨車的a值在40～60mm范圍內(nèi)選取，本次設(shè)計(jì)選6i輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力MRF再根據(jù)ipF（2）鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力σjσj式中K——系數(shù)，根據(jù)A／B查表4-5求得，其中A／B用下式計(jì)算：A=(1/R2——螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑；Rd——鋼球直徑mm；d=7.144mm；A/B=0.018因此，K取1.8；E——材料彈性模量，2.1×10N——每個(gè)鋼球與螺桿滾道之間的正壓力MPa；N=F?——轉(zhuǎn)向盤圓周力NF?R——轉(zhuǎn)向盤輪緣半徑；R=α0——螺桿螺線導(dǎo)程角；α——鋼球與滾道間的接觸角；45；n——參與工作的鋼球數(shù)；n18；l——鋼球接觸點(diǎn)至螺桿中心線之距離。l(287.144)/210.428mm；N&那么則有σ表4-5系數(shù)K與A/B的關(guān)系A(chǔ)/B1.00.90.80.70.60.50.40.3K0.3880.4000.4100.4400.4680.4900.5360.600A/B0.20.150.10.050.020.010.007K0.7160.8000.9701.2801.82.2713.202當(dāng)鋼球與滾道的接觸表面的硬度為HRC58～64時(shí)，許用接觸應(yīng)力σj（3）齒的彎曲應(yīng)力w校核齒扇齒的彎曲應(yīng)力為σw=6F為作用在齒扇上的圓周力；h為齒扇的齒高；B為齒扇的齒寬；s為基圓齒厚。齒扇嚙合半徑r?5轉(zhuǎn)向油泵的選用5.1轉(zhuǎn)向油泵的作用與特點(diǎn)轉(zhuǎn)向油泵類似于人類的消化系統(tǒng)，是轉(zhuǎn)向輔助系統(tǒng)的的能量來源，消化系統(tǒng)是將化學(xué)能轉(zhuǎn)化為人體運(yùn)動(dòng)的機(jī)械能，而轉(zhuǎn)向油泵則是將輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)化為液壓能提供給助力輔助系統(tǒng)其須具有以下特點(diǎn)：當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)無論是怠速時(shí)或是最高轉(zhuǎn)速時(shí)，油泵的排量,應(yīng)該實(shí)時(shí)變化，以滿足不同工況下的需求。5.2油泵的種類(1)齒輪式齒輪泵其被廣泛應(yīng)用于汽車轉(zhuǎn)向輔助系統(tǒng)皆因其實(shí)用性強(qiáng)，可靠性高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。油壓可達(dá)7N/mm或更高，容積效率可達(dá)0.85～0.9(2)葉片式葉片泵的最大的特點(diǎn)就是輸油均勻，工作穩(wěn)定性高,油壓可達(dá)7MPa,容積效率約為0.62～0.92(3)轉(zhuǎn)子式轉(zhuǎn)子泵的因其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)所致體積小，更緊湊，安裝站的空間也小,油壓可達(dá)7.5MPa(4)柱塞式柱塞泵的同樣體積小，但也由很大的局限性就是油壓高,正常情況下可達(dá)10MPa或更高。容積效率也高，可達(dá)0.93～0.98，汽車上用的較少。綜上所述：本次設(shè)計(jì)采取的油泵為齒輪式5.3動(dòng)力缸尺寸計(jì)算要進(jìn)行動(dòng)力缸尺寸計(jì)算就免不了對(duì)其內(nèi)徑，活塞行程以及活塞桿直徑的設(shè)計(jì)，除此之外動(dòng)力缸壁體壁厚等，也不可能忽視。動(dòng)力缸產(chǎn)生的推力F為[2]：F=式中，L1--轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)度，取LL--轉(zhuǎn)向搖臂軸到動(dòng)力缸活塞之間的距離，L=D/2+mz/2；F1--作用在齒扇上的圓周力F1=推力F與工作油液壓力p和動(dòng)力缸截面面積S之間有如下關(guān)系[2]S=取壓力p＝10Mpa;動(dòng)力缸活塞的工作面積可用下式來計(jì)算[2]S=式中，D為動(dòng)力缸內(nèi)徑；dp為活塞桿直徑，dp28mm。聯(lián)立式（5-2）和（5-3）D=4代入數(shù)據(jù)得D為80mm有動(dòng)力缸的最大行程S1為S1=4*p=4πm=56.52mm；本設(shè)計(jì)取動(dòng)力缸長(zhǎng)度為250mm動(dòng)力缸殼體壁厚t,根據(jù)計(jì)算軸向平面拉應(yīng)力σzσz=p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=3.5~5.0;σ5.4管路系統(tǒng)的設(shè)計(jì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)的良好運(yùn)行離不開管路系統(tǒng)設(shè)計(jì)。其間的連接管路應(yīng)盡可能地縮短，轉(zhuǎn)彎的地方也要少，以便提高動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的效率5.4.1油管內(nèi)徑的計(jì)算油管的內(nèi)徑d可按下式計(jì)算[2]d=4Qπv式中：Q—通過管道的最大流量，即動(dòng)力缸所需工作油液的最大流量，7-9L/min；V—允許流速，m/s；推薦流速的許用值為：油泵吸入管：v=1.0～1.5m/s；油泵排油管：v=2.5～3.5m/s；回油管路：v＜3m/s短管或局部收縮處：v=5.0～5.5m/s；帶入式（5-6）解得：油泵吸入管：d=5.5mm；油泵排油管：d=3.5mm；回油管路：d＜3.9mm短管或局部收縮處：d=2.3mm；5.4.2油管的壁厚計(jì)算正常情況下以薄壁筒強(qiáng)度為驗(yàn)證過油管強(qiáng)度強(qiáng)度基準(zhǔn)[2]：δ=pd式中：p--工作壓力，p=10MPa；d--油管內(nèi)徑，mm；[a]--許用應(yīng)力，MPa；[a]=ab式中：ab6轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)6.1兩側(cè)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角之間的理想關(guān)系為避免車輪過快磨損和汽車受到來自地面的附加行駛阻力，所有的車輪無論是在直線還是轉(zhuǎn)彎時(shí)我們都應(yīng)改保證每個(gè)車輪相對(duì)于地面無滑動(dòng)，這就需要明確一個(gè)定義即為轉(zhuǎn)向中心，其意義就是所有車輪軸線交于的那一點(diǎn)。由下圖可見。圖6.1理想狀態(tài)下轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)關(guān)系如圖可知β大于α，假設(shè)車輪為剛體時(shí)，角α和角β的理想關(guān)系如下：Lcot?θ式中:????為外輪轉(zhuǎn)角;????為內(nèi)輪轉(zhuǎn)角。軸距L=2735mm；轉(zhuǎn)向節(jié)中心距K=1460mm；目前，還未有轉(zhuǎn)向梯形方案可以滿足讓兩側(cè)車輪達(dá)到理想狀態(tài)關(guān)系，僅僅在車輪偏轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)進(jìn)行設(shè)計(jì)，讓其盡可能的接近理論。最小轉(zhuǎn)彎半徑R：即外轉(zhuǎn)向輪與地面的接觸點(diǎn)到外轉(zhuǎn)向輪之間的距離，當(dāng)轉(zhuǎn)向半徑越小，車輪機(jī)動(dòng)性更好，能在更小范圍的場(chǎng)地里實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。在如圖所示的理想關(guān)系中，最小轉(zhuǎn)彎半徑和外轉(zhuǎn)向輪的最大偏轉(zhuǎn)角????????的理想關(guān)系為：Rmin=Lsin其中αmax一般為350?6.2斷開式轉(zhuǎn)向梯形斷開式轉(zhuǎn)向梯形是應(yīng)用于裝有獨(dú)立懸架的汽車，斷開式轉(zhuǎn)向梯形意義就是讓兩側(cè)車輪在行駛時(shí)互不影響，進(jìn)而提高駕駛的舒適性，而且可以減少車輛整體震動(dòng)，提高部分零件的使用壽命。當(dāng)采用不同形式的獨(dú)立懸架時(shí)，轉(zhuǎn)向梯形斷開點(diǎn)的位置也不盡相同。雙橫臂式與滑柱擺臂式獨(dú)立懸架因構(gòu)造的特殊性，橫拉桿斷開位置并不容易通過理論計(jì)算得到，為此，圖解法應(yīng)運(yùn)而生，其理論基礎(chǔ)為三心定理。如圖6.2所示。此圖繪制在于懸架擺臂軸線垂直的平面內(nèi)，其中圖（a）,（b）,（c）在這個(gè)平面內(nèi)，線段EC、GD，點(diǎn)U分別為已知雙橫臂的上橫臂、下橫臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心三者的投影，要求根據(jù)已知條件推導(dǎo)出T作為橫拉桿鉸接點(diǎn)對(duì)應(yīng)的投影位置。在圖6.2（a）,（b）中，具體推導(dǎo)步驟如下：順著箭頭將EC、GD延長(zhǎng)，并使延長(zhǎng)線相交于P1點(diǎn)，此點(diǎn)即可作為立柱ED的瞬時(shí)速度相等點(diǎn)，再連接P1點(diǎn)和U點(diǎn)并加以延長(zhǎng)；同時(shí)GE、DC的延長(zhǎng)線教育一點(diǎn)，暫定為P2點(diǎn)；延長(zhǎng)UE，量出P1G與P1U線的夾角暫定為角α，同時(shí)經(jīng)過點(diǎn)P1畫直線與UE的延長(zhǎng)線相交于一點(diǎn)，我們稱之為點(diǎn)P3，同時(shí)還要保證P1P3線與P1P2線之間的角度也為α，不僅如此，如果當(dāng)P1U高于P1G時(shí)，P1P3也應(yīng)相應(yīng)的高于P1P2延長(zhǎng)P3C交P1U線于T，T就是我們所需要的橫拉桿鉸接點(diǎn)的理想投影位置。當(dāng)上、下橫臂EC與GD平行如圖6.2（c）所示，同理得出P2點(diǎn)后，許繪制出一條直線同時(shí)經(jīng)過P2且平行于GD的，同時(shí)在UE的延長(zhǎng)線上找出一點(diǎn)P3，P3點(diǎn)與過P2點(diǎn)的那根平行線的最短距離要和U點(diǎn)到GD線的最短距離，再延長(zhǎng)P3C的交于過U并平行于GD的線于T點(diǎn)，T即是所求斷開點(diǎn)。圖6-2（d）是采用麥弗遜式獨(dú)立懸架時(shí)用圖解法求斷開點(diǎn)的圖例。首先延長(zhǎng)擺臂GD，作滑柱軸線的垂線使之過E點(diǎn)且該直線與用圖解法在轉(zhuǎn)向輪處于直線行駛狀態(tài)下明確斷開式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿斷開點(diǎn)的方式，對(duì)于轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)某種角度之后的校核也具有指導(dǎo)意義。明顯的，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪發(fā)生偏轉(zhuǎn)時(shí)U點(diǎn)位置不會(huì)保持不變。在上述車輪發(fā)生偏轉(zhuǎn)情況下U點(diǎn)就會(huì)畫一段弧，而弧就處在垂直于主銷中心線EG的平面上。實(shí)驗(yàn)表明，如果設(shè)計(jì)的橫拉桿長(zhǎng)度正是完全按照上述方法所得的條件下，幾首轉(zhuǎn)角發(fā)生了變化我們也可得到相對(duì)的最優(yōu)解，即無論汽車在哪種工況下行駛轉(zhuǎn)向都不會(huì)受到車輪對(duì)路面的反應(yīng)的影響。圖6.2圖解法解斷開式橫拉桿斷開位置7轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算7.1轉(zhuǎn)向盤設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向盤是駕駛員直接作用于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的構(gòu)件。轉(zhuǎn)向盤外經(jīng)尺寸系列為360、380、400、425、450、480、500、550mm考慮到皮卡車的較為惡劣的工況，并為駕駛員操縱靈活性考慮，本次設(shè)計(jì)采用方向盤直徑為380mm。7.2轉(zhuǎn)向軸及防撞傷機(jī)構(gòu)形式設(shè)計(jì)在方向盤到轉(zhuǎn)向器之間起到連接傳遞作用的就是轉(zhuǎn)向軸。在汽車發(fā)生碰撞時(shí)，駕駛員常常會(huì)受到傷害，所以設(shè)計(jì)布置防撞機(jī)構(gòu)就是很必要的。吸能式方向盤和轉(zhuǎn)向管柱中的吸能裝置都是可以有效達(dá)成目的。在發(fā)生車禍或者不同情況的撞擊條件下，轉(zhuǎn)向軸很容易產(chǎn)生軸向位移，此時(shí)轉(zhuǎn)向管柱吸能裝置或支架就會(huì)以軸向錯(cuò)位或者發(fā)生塑性變形等形式吸收沖擊能量。圖7-1[12]所示常見的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸中采用萬向節(jié)連接的防撞裝置，因?yàn)槠渫黄菩缘娜f向節(jié)連接，其一可以讓方向盤及轉(zhuǎn)向器的安裝位置也有了更多的選擇從而可以提高駕駛舒適性，維修保養(yǎng)也方便，其二當(dāng)發(fā)生了車輛撞擊時(shí)因?yàn)槿f向節(jié)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，可以讓萬向節(jié)所連接的兩個(gè)構(gòu)件發(fā)生位置變化如圖所示，可以有效防止轉(zhuǎn)向軸軸向運(yùn)動(dòng)，而且其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)低，維修方便，實(shí)用性強(qiáng)。圖7.1防傷轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸簡(jiǎn)圖7.3轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的臂、桿與球銷圖7.2汽車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的球形鉸接1-球銷；2-襯墊；3-壓緊彈簧35Cr，40，40Cr和4020、30或35、45號(hào)鋼是制造傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的理想材料，其沿長(zhǎng)度方向的外形可根據(jù)總布置的需要確定[13]。轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的各元件間采用球形鉸接，其典型結(jié)構(gòu)如圖7.2所示。球形鉸接的優(yōu)點(diǎn)也是顯而易見的，對(duì)于鉸接處的磨損間隙它可以有效避免，同時(shí)兩個(gè)連接件之間的空間運(yùn)動(dòng)亦可滿足要求。目前已被廣泛采用。與襯墊壓緊。彈簧沿拉桿軸線壓緊的結(jié)構(gòu)（見圖7.2（a），（b），（c））制造容易，常為中、重型載貨汽車所采用。但是此類結(jié)構(gòu)的缺點(diǎn)也是顯而易見的，汽車在惡劣工況下行駛時(shí)拉桿受到的軸向力一定要遠(yuǎn)遠(yuǎn)地小于彈簧的壓緊適應(yīng)力，球頭和襯墊的工況惡劣，更易損耗，讓使用周期縮短。相對(duì)而言彈簧沿球銷軸線壓緊的結(jié)構(gòu)（見圖7.2（d））更具優(yōu)勢(shì)。桿件兩側(cè)的球形鉸接都要做成單獨(dú)的的構(gòu)件，不管是是整體式亦或是斷開式橫拉桿。為了達(dá)到可以方便調(diào)整前束的目的，我們要在組裝好后對(duì)準(zhǔn)殼體上的螺紋旋轉(zhuǎn)直到到桿的端部。其他桿端均適合球形鉸接，外殼和桿件不作為單獨(dú)的構(gòu)件更為適用于目前情況。球頭與襯墊應(yīng)具有足夠的潤(rùn)滑度，采用適當(dāng)?shù)慕Y(jié)構(gòu)布置即可有效防止外界環(huán)境污染物進(jìn)入其中污染潤(rùn)滑。。在選擇球銷與襯墊為哪種材料制成時(shí)，像12CrNi3A類的低碳合金鋼脫穎而出，經(jīng)滲碳淬火處理，滲碳層深1.5~3.0mm，表面硬度HRC56~63[14]，經(jīng)過如此處理的摩擦表面可以達(dá)到令人滿意的效果。類似于經(jīng)高頻淬火處理40或45的中碳鋼也是一種比較合適的選擇。鋼35球頭和襯墊的耐磨性也是異常重要的指標(biāo)，目前可以提高其磨損面的強(qiáng)度增加使用壽命的方法有使用等離子金屬噴鍍工藝，氣體等離子金屬也可達(dá)到理想的結(jié)果；為了制造出可以滿足免潤(rùn)滑的襯墊，一些像尼龍-二硫化鉬或者類似的具有相同特性的材料在加工制造工程塑料的過程中加以使用即可達(dá)到一定效果。在完全明確計(jì)算載荷之后，我們就可以進(jìn)行轉(zhuǎn)向傳動(dòng)中的主要零件強(qiáng)度校核。最大轉(zhuǎn)向阻力矩Tr就是純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的計(jì)算載荷；但當(dāng)系統(tǒng)使用了整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器時(shí)，轉(zhuǎn)向搖臂受到的荷載就由方向盤上面的最大切應(yīng)力（此力由駕駛員提供）；和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)給予的最大的力，兩個(gè)力一起作用的綜合效果為準(zhǔn)。轉(zhuǎn)向搖臂受到的力矩和轉(zhuǎn)向器與動(dòng)力缸之間的構(gòu)件計(jì)算載荷相同時(shí)，這種情況即為動(dòng)力缸存在于傳動(dòng)機(jī)構(gòu)間的情況下，T可根據(jù)式[12]T=Fhmaxip如果傳動(dòng)零件處于在動(dòng)力缸后面的位置，則其受到的荷載是由力矩T和在動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)最大液壓下的力共同確定的。對(duì)于易發(fā)生彎扭變形的桿件如轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向節(jié)臂與梯形臂三個(gè)桿件，其危險(xiǎn)截面處即為其端基部根基處即為危險(xiǎn)截面所在處。下面以轉(zhuǎn)向搖臂的強(qiáng)度計(jì)算為例。7.3.1轉(zhuǎn)向搖臂的強(qiáng)度計(jì)算如圖4-13所示，A-A就是該構(gòu)件危險(xiǎn)截面。最大應(yīng)力點(diǎn)a處可由第三強(qiáng)度理論確定，彎、扭聯(lián)合作用的等效應(yīng)力為[15]σΣ=F?W式中F——作用在轉(zhuǎn)向搖臂球形鉸接處的力；Wb，Wt?，e——見圖7-2；σsns——相對(duì)于σs的強(qiáng)度儲(chǔ)備系數(shù)，截面為矩形的臂、桿、梁，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力在的直角頂點(diǎn)不存在，側(cè)邊中間的k點(diǎn)為τk才是存在最大切向應(yīng)力的地方，a點(diǎn)處的應(yīng)力為τaτk=τmax式中h,b——矩形截面的長(zhǎng)邊與短邊長(zhǎng)度；α,η——與h/b有關(guān)的系數(shù)，查有關(guān)手冊(cè)選取，當(dāng)h/b=2時(shí)，α=0.246，η=0.795。但彎、扭聯(lián)合作用的等效應(yīng)力如式（7-3）所示，其最大應(yīng)力位于a點(diǎn)。圖7.3轉(zhuǎn)向搖臂與球銷及危險(xiǎn)截面處的應(yīng)力