課程設計轉(zhuǎn)向系

1、1. 總體設計已知設計參數(shù)如下:裝載質(zhì)量（kg）汽車型號最大總質(zhì)量（kg）最大車速（Km/h據(jù)已知數(shù)據(jù)，查有關(guān)書籍得以下初步總體設計方案:1.1軸數(shù)、驅(qū)動形式、布置形式軸數(shù)：兩軸汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選軸的因素主要有汽車的總 質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。根據(jù)國家道路交通法規(guī)、設計規(guī) 范及汽車的用途可知，包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結(jié)勾簡單、制造成本低廉的兩軸方案。由于給定的貨車總質(zhì)量為3000kg，則設計采用兩軸方案。矚慫潤厲釤瘞睞櫪廡

2、賴。驅(qū)動形式：4*2后輪雙胎汽車的用途、總質(zhì)量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅(qū)動形式的主要因素。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過育功，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的結(jié)構(gòu)越復雜，整備質(zhì)量和 制 造成本 也隨之 提高，同時 也使汽 車的總體布置工作變得困難。因是貨車，故采用4*2后輪雙胎驅(qū)動方式。 聞創(chuàng)溝燴 鐺險愛氌譴凈。布置形式：平頭式發(fā)動機前置后驅(qū)動，發(fā)動機置于前軸之上，駕駛室之正下方發(fā)動機前置后橋驅(qū)動的貨車的主要優(yōu)點是：可以采用直列、V型臥式發(fā)機發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障容易；發(fā)動機的接近性良好， 維修方便；離合器、變速器等操縱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡單，容易布置；貨箱地板高度低。主要缺點是：如果采用 平頭式駕駛室，而且

3、將發(fā)動機布置在前軸之上，處于駕駛員、副駕駛員座位之間時，駕駛室內(nèi)部擁擠，隔 絕發(fā)動機工作噪聲氣味熱量和振動的工作困難,離合器變速器等操縱機勾復雜。發(fā)動機中置后橋驅(qū)動的貨車，可以采用水平 對置式發(fā)動機布置在貨箱下方，因發(fā)動機通過性不，需特殊設計,故維修不便離合器變速器等操縱機構(gòu)結(jié)勾復雜因發(fā)動機住距地面子近，容易被車輪帶起的泥土弄臟；受發(fā)動機位置影響，貨箱地板高度高。因為這種布置形式的缺點多并且難以服,故已不再采用。發(fā)動機后置后橋驅(qū)動的貨車是在發(fā)動機后置后橋驅(qū)動的乘用車的底盤基礎上變型而來 的，所以采用已經(jīng)極少了。它的主要缺點是離合器、變速器等操縱機構(gòu)復雜；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障和維修發(fā)動 機都困難以及發(fā)

4、動機容易被泥土弄臟；后橋容易超載等。綜上所述本方案采用平頭式發(fā)動機前置后驅(qū)動的布置形式。殘騖樓諍錈瀨濟溆塹籟。1.2汽車主要參數(shù)：1.2.1 外形尺寸（mm）: 5900*1800*2000外廓尺寸的確定需考慮法規(guī)、汽車的用途、裝載質(zhì)量及涵洞和橋梁等道路尺寸條件。GB 1589-1989規(guī)定了汽車外廓尺寸限界，貨車、整體式客車總長不 應超過12m;汽車寬不超過2.5m，汽車高不超過4m等。根據(jù)唐駿T3載貨汽車的 技術(shù)參數(shù)，可以設計外廓尺寸為（5900*1800*2000）釅錒極額閉鎮(zhèn)檜豬訣錐。1.2.2 貨箱尺寸（mm）: 4000*1800*1200車廂尺寸要考慮汽車的用途參考同類車型選取，

5、但必須保證運送散裝煤和袋裝糧 食時能裝足額定的裝載質(zhì)量。根據(jù)唐駿 T3載貨汽車的技術(shù)參數(shù)，車廂內(nèi)部尺寸 為（4000*1800*1000）。彈貿(mào)攝爾霽斃攬磚鹵廡。軸荷分配：（整車整備質(zhì)量的確定汽車的整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備，包括隨車工具和輪胎，加滿油和水，但沒有載貨和載人時的整車質(zhì)量，用mo表示。謀養(yǎng)摶篋飆鐸懟類蔣薔。貨車總質(zhì)量是指汽車整車整備質(zhì)量、汽車裝載質(zhì)量和駕駛室乘員（含駕駛 室）質(zhì)量三者之和，用 ma表示。駕駛室乘員質(zhì)量以每人65kg。按乘員人數(shù)為3 人。ma = m0 + me+3*65=m0+1500+195=3000 得出 m0=1305kg）廈礴懇蹣駢時盡繼價騷。汽車的

6、軸荷分配：汽車的軸荷分配可根據(jù)汽車的驅(qū)動形式、發(fā)動機位置、汽車結(jié) 構(gòu)特點、車頭形式及總質(zhì)量等參照參考文獻1并參考唐駿T3載貨汽車的技術(shù) 參數(shù)選取。煢楨廣鰳鯡選塊網(wǎng)羈淚。由汽車設計課本表1-6得如下：整備質(zhì)量（kg）1305總質(zhì)量（kg）3000空載前軸（kg）652.5(50%)滿載前軸（kg）1050( 35%空載后軸（kg）652.5( 50%滿載后軸（kg）1950( 65%載貨車的主要性能、裝載面積和軸荷分配等各個方面要求下選取。各類載貨汽車 的軸距選用范圍有汽車設計書如表 1-2所示。鵝婭盡損鶴慘歷蘢鴛賴。表1-2載貨汽車的軸距和輪距總質(zhì)量（T）軸距（mm輪距（mn）2300-360

7、01300-1650貨車輪距B應該考慮到車身橫向穩(wěn)定性，Bi主要取決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪的最大轉(zhuǎn)角和輪胎寬度，同時還要考慮轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向輪和車架之間的運動間隙等因素。B2主要取決于車架后部寬度、后懸架寬度和輪胎寬度， 同時還要考慮車輪和車架之間的間1. 軸距(mm): 33002. 前/后輪距(mm): 1400/13503. 根據(jù)一般載貨汽車的前懸不宜過長，但要有足夠的縱向布置空間，以便布置發(fā)動機、水箱、轉(zhuǎn)向器等部件。后懸也不宜過長，一般為12002200mm確定：預頌圣鉉儐歲齦訝驊糴。前懸 / 后懸(mm): 1000/16004. 根據(jù)課本p20表1-4確定：質(zhì)量系數(shù)：1.

8、15. 貨車車頭長(mm): 1400 (平頭型貨車一般在1400-1500mm之間。本次課設平頭貨車 車頭長度為1400mm )滲釤嗆儼勻諤鱉調(diào)硯錦。軸距、輪距、前懸、后懸的參數(shù)參照汽車設計教材，并參考了唐駿 T3 載貨汽車選取的。貨車動力性參數(shù)的確定(1)最高車速Vamax的確定載貨汽車的最高車速主要是根據(jù)汽車的用途以及使用條件和發(fā)動機功率大小來確定,給定的vamax=125km/h。 最大爬坡度i max的確定由于載貨汽車在各地路面上行駛，要求有足夠的爬坡能力。一般i在30% max左右。(3) 加速時間參照課本p22 15s(4) 汽車比功率，比轉(zhuǎn)矩貨車燃油經(jīng)濟性參數(shù)的確定燃油經(jīng)濟性參

9、數(shù)載貨汽車的燃油經(jīng)濟性常用單位燃油消耗量來評價。單位燃油消耗量是汽車 每一噸總質(zhì)量行使100km所消耗的燃油量。載貨汽車的單位燃油消耗量如汽車設 計書表1-9所示。 鐃誅臥瀉噦圣騁貺頂廡。表1-9貨車單位質(zhì)量百公里燃油消耗量總質(zhì)量汽油機柴油機< 43 . 00-4 . 002 . 00-2.80百公里燃油消耗量取 2.5L (100t.Km )126最小轉(zhuǎn)變直徑轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，汽車前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 Dmin 種類汽車的最小轉(zhuǎn)變直徑見汽車設計書表1-10。擁締鳳襪備訊顎輪爛薔。車型最大總質(zhì)量ma/tDmin /m商用貨車j8<

10、ma W 6.0最小轉(zhuǎn)彎直徑 Dmi n=15m貨車通過性參數(shù)的確定載貨汽車的通過性參數(shù)主要有接近角、離去角、最小離地間隙和縱向通過半徑等。 其值主要根據(jù)汽車的用途和使用條件選取，可參考汽車設計書表1-11。表1-11載貨汽車的通過性參數(shù)汽車類型最小離地間隙接近角（度）離去角（度）縱向通過半徑4x2 貨車180-300mm40-6025-45通過性幾何參數(shù) hmin=200、M=50、r2=40 p 1=5.0貨車制動性參數(shù)的確定汽車制動性常用制動距離和制動減速度作為設計評價參數(shù)。行車制動在產(chǎn)生 最大制動作用時踏板力不得大于 700N,行車制動效能的要求如汽車設計書表 1-12所示。贓熱俁閫歲

11、匱閶鄴鎵騷。表1-12 載貨汽車制動效能要求總質(zhì)量（t）初速30km/h制動距離（nr）2初速30km/h制動減速度（m/s ）< 4.5t<7>5.41.3發(fā)動機功率、轉(zhuǎn)速、扭矩的確定1.3.1 發(fā)動機型式的選擇目前汽車發(fā)動機主要采用往復式內(nèi)燃機，分為汽油機和柴油機兩大類。當 前在我國的汽車上主要是汽油機，由于柴油機燃油經(jīng)濟性好、工作可靠、排氣 污染少，在汽車上應用日益增多。 壇搏鄉(xiāng)囂懺蔞鍥鈴氈淚。輕中型汽車可采用汽油機和柴油機， 參考同類車型，本車選取柴油發(fā)動機比功率Pb是汽車裝發(fā)動機的標定最大功率 Pemax與汽車最大總質(zhì)量Ma之比。即 Pb=Pemax/Ma 有已知

12、Pb=25 (KW t-1 ) 得 Pemax=MaxP所以 Pemax=3x25=75KW變黲癟報倀鉉錨鈰贅。比轉(zhuǎn)矩Tb是汽車所裝發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 Temax與汽車總質(zhì)量Ma之比，Tb=Temax/Ma它能反應汽車的牽引能力。由Tb=44(N -m-t-1)，所以Temax=MaxT, 即Temax=3x44=132(N m)買鯛鴯譖曇膚遙閆擷凄。根據(jù)下式估算發(fā)動機的最大功率：Rmax1 Vamax 簫騙x)式中的A為正投影面積，根據(jù)外形尺寸計算得到，貨車CD取0.61.0根據(jù)估算出來的最大功率從國內(nèi)主要汽車發(fā)動機生產(chǎn)廠家的產(chǎn)品中選定發(fā)動機 型式(汽油機或者柴油機)和型號，國內(nèi)汽車發(fā)動機生產(chǎn)

13、廠家主要有：玉柴、朝 柴、解放、東風、長安、柳州動力、云內(nèi)動力、北京內(nèi)燃機等，可上網(wǎng)查詢相關(guān) 產(chǎn)品的型號及參數(shù)綾鏑鯛駕櫬鶘蹤韋轔糴。A 為正投影面積 1800*2000 mm = 3600000mm2 =3.6 m2CD取0.6 n T為傳動系效率，根據(jù)參考文獻1，對驅(qū)動橋單級主減速器的4 x 2汽車可取90%故n T取90% fr為滾動阻力系數(shù)，根據(jù)參考文獻1，對貨 車取0.012 g 為重力加速度，取 9.8m/s2 m a為汽車總質(zhì)量，3000kg v amax為 最高車速，125km/h由以上參數(shù)可計算得：驅(qū)躓髏彥浹綏譎飴憂錦。P emaxW式中的A為正投影面積，可以參考已有的同類車型

14、的尺寸計算得到，貨車Cd取0.61.0。根據(jù)估算出來的最大功率從國內(nèi)主要汽車發(fā)動機生產(chǎn)廠家的產(chǎn)品中選定發(fā)動機型式(汽油機或者柴油機)和型號，國內(nèi)汽車發(fā)動機生產(chǎn)廠家主要有：玉柴、朝柴、解放、東風、長安、柳州動力、云內(nèi)動力、北京內(nèi)燃機等，可 上網(wǎng)查詢相關(guān)產(chǎn)品的型號及參數(shù)。貓蠆驢繪燈鮒誅髏貺廡。因此選取發(fā)動機功率為75kW由汽車設計書P29知最大功率Pemax對應轉(zhuǎn)速口卩的范圍：總質(zhì)量小的貨車 用高速柴油機，np值常取在3200-4000r/min 。鍬籟饗逕瑣筆襖鷗婭薔。發(fā)動機的基本參數(shù)：表1-1發(fā)動機型號柴轉(zhuǎn)速 r / min 燃油種類柴油CA4DC2-10E4最大功率（kW）763200最大扭

15、矩（N.m）245發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩temax及其相應轉(zhuǎn)速nT的選擇當發(fā)動機最大功率p和相應的轉(zhuǎn)速emaxnp確定后，則發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax和相應轉(zhuǎn)速nT可隨之確定，其值由下式計算:=9550PemaxTemax =Tp=np(3-2)式中：:轉(zhuǎn)矩適應系數(shù)，一般，在這里取1.1 ；T P 最大功率時的轉(zhuǎn)矩，N*mp emax最大功率，kwnp最大功率時轉(zhuǎn)速，r/minT emax最大轉(zhuǎn)矩，N*m而門/門t，在這里取為2.0，則有:=/2.0=3200/2.0=1600r/mi n 構(gòu)氽頑黌碩飩薺齦話騖。nT n pTemax=1.1x9550x75/3200=246N*m滿足所選發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)

16、矩及相應轉(zhuǎn)速要求。1.4汽車輪胎的選擇輪胎及車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋（軸）與地面之間傳力， 駕駛?cè)藛T經(jīng)操縱轉(zhuǎn)向輪，可實現(xiàn)對汽車運動方向的控制。輒嶧陽檉籪癤網(wǎng)儂號澩。輪胎及車輪對汽車的許多重要性能，包括動力性、經(jīng)濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性及行駛安全性和汽車的承載能力都有影響，因此，選擇輪胎是很重要的工作。堯側(cè)閆繭絳闕絢勵蜆贅。1、型號：700R162、 技術(shù)指標：層數(shù)6,輪輞型號：5.50F,允許內(nèi)壓770kpa,最大負荷1180kg,斷面寬度200mm外直徑770mn識饒鎂錕縊灩筧嚌儼淒。3、數(shù)量：61.5確定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比在選定最小的傳動比時，要考慮到

17、最高擋行駛時有足夠的動力性能。根據(jù)參考文獻9機最大功率時的車速u p應等于最高車速或略小于最高車速：Up - Uamax凍鈹鋨勞臘錯癇婦脛糴。即主減速器傳動比io :0.377 匯r 漢 n pmaxio（最高檔為直接檔）Uamax "g式中：r為滾動半徑；npmax為發(fā)動機額定功率時的轉(zhuǎn)速；Uamax為最高車速（應 根據(jù)選定發(fā)動機后的參數(shù)重新估算），ig為變速器的最高擋傳動比，若最高擋為 直接擋，貝y ig=i。恥諤銪滅縈歡煬鞏鶩錦。由已選輪胎得：自由直徑為：d=770mm由 r=Fd/2 n 得：滾動半徑 r=373.78mm 得 F=3.05其中：子午線輪胎：F=3.05;斜交

18、輪胎：F=2.99。故本設計輪胎為斜交輪胎由上述可知，npmax=3200 r pm uamax=125km/h0.377 x & 漢 npmax.根據(jù)公式可得：Io=3.607。故丨0取3.61。Uamax "g1.6確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。確定傳動系最大傳動比時，要考慮三方面：最大爬坡度；附著力；汽Gf COS- max G Sin - max車的最低穩(wěn)定車速。就普通貨車而言，當i0已知時，確定傳動系最大傳動比也就是確定變速器1擋傳動比。汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應為：鯊腎鑰詘褳鉀溈懼統(tǒng)庫。F= f 亠 Ft maxf

19、i maxTtq maxi g1i 0 tigi=4.17G f COS： maxS" : max Trq maxLtoLT一般貨車的最大爬坡度為30%,即max 16.7 °根據(jù)參考文獻3,表1-2滾動阻力系數(shù)f的數(shù)值 取一般的瀝青或混凝土路面 f=0.015由已知數(shù)據(jù)和計算數(shù)據(jù)得，最大總質(zhì)量G=3000kg； rr =373.78mm Ttqmax=245N?m;i0 =3.61碩癘鄴頏謅攆檸攜驤蘞。根據(jù)附著條件校核最大傳動比：T i i1 e max g 1 0 Trr式中：G2為后軸軸荷；rr為滾動半徑；ig1為變速器的I擋傳動比。所以: 根據(jù)已知數(shù)據(jù)和計算數(shù)據(jù)得：

20、G2=3000*65%*9.8=19110N; © =0.8; r=373.78mm閿擻輳嬪諫遷擇植秘騖。1 口丄'二 (a =1.11.3 取 1.2)； i。=3.61; n t=0.9可得:ig1G2rr=7.2又因為輕型商用車ig1=5.08.0 ；故?。篿g1=5.81轉(zhuǎn)向系設計1.1基本要求1. 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)。2. 操縱輕便，作用于轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向力小于200M3. 轉(zhuǎn)向系的角傳動比在2332之間，正效率在60%以上，逆效率在50%上4. 轉(zhuǎn)向靈敏。5. 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)中應有間隙調(diào)整機構(gòu)。6. 轉(zhuǎn)向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害

21、的防傷裝置。1.2基本參數(shù)1.整車尺寸：5900mm*1800mm*2000mm2. 軸數(shù)/軸距 2/3300mm3. 整備質(zhì)量1305kg4. 輪胎氣壓0.77MPa2. 轉(zhuǎn)向系分析2.1對轉(zhuǎn)向系的要求3(1) 保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內(nèi)，具有迅速和小半徑轉(zhuǎn) 彎的能力，同時操作輕便；(2) 汽車轉(zhuǎn)向時，全部車輪應繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，不應有側(cè)滑；(3) 傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖要盡可能的?。?4) 轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)；(5) 發(fā)生車禍時，當轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最好有保護機構(gòu)防止傷及乘員.氬嚕躑竄貿(mào)懇彈濾頷澩。

22、2.2轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)轉(zhuǎn)向操縱機構(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，還應有轉(zhuǎn)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(shù)僅在用機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而無動力轉(zhuǎn)向裝置。 釷鵒資贏車贖孫滅獅贅。圖2-1轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)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2.3轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)4轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、

23、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)系進行偏轉(zhuǎn)。圖2-2轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)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2.4轉(zhuǎn)向器5機械轉(zhuǎn)向器是將司機對轉(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)動比進行傳遞的機構(gòu)。 慫闡譜鯪逕導嘯畫 長涼。機械轉(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，

24、故可采用可逆程度大、正效率又高的 轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。諺辭調(diào)擔鈧諂動禪瀉類。為了避免汽車在撞車時司機受到的轉(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)向機構(gòu)的震動，有的還裝有轉(zhuǎn)向減振器。嘰覲詿縲鐋囁偽純鉿錈。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)對機動性的要求，有時要增加轉(zhuǎn)向輪的數(shù) 目，本設計按設計要求采用單軸前軸轉(zhuǎn)向 。熒紿譏鉦鏌觶鷹緇機庫。2.5轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑汽車的機動性，常用最小轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向

25、輪處于最大轉(zhuǎn)角時前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車軸距的22.5倍范圍內(nèi)；其次，應這樣選擇轉(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，對轎車應不超過1.8圈，對貨車不應超過3.0圈。鶼漬螻偉閱劍鯫腎邏蘞。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：紂憂蔣氳頑薟驅(qū)藥憫騖。COtr o _COt J j =DO - CO_BD(2-1)式中：0 外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； 日.一內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角;i丿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-

26、3理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系水十汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角71 imax與71 omax、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。最小轉(zhuǎn)彎半徑能達到汽車軸距的22.5 倍,取Rmin=2L;穎芻莖峽餑億頓裊賠瀧。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

27、器傳動間隙以及選用 可逆式轉(zhuǎn)向器來達到。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。濫驂膽閉驟羥闈詔寢賻。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。銚銻縵嚌鰻鴻鋟謎諏涼。3. 機械式轉(zhuǎn)向器方案分析3.1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。擠貼綬電麥結(jié)鈺贖 嘵類。

28、圖3-1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖循環(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)整工作容易進行，（圖3-2）;適合用來做整體式動力轉(zhuǎn)向器。賠荊紳諮侖驟遼輩襪錈。圖3-2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的間隙調(diào)整機構(gòu)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復雜，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。塤礙籟饈決穩(wěn)賽釙冊庫。4.

29、轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)4.1轉(zhuǎn)向系的效率功率Pl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：=7（ 4-1）Pi逆效率計算公式：= -PP（ 4-2）一P3式中，Pi為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；p為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；p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。裊樣祕廬廂顫諺鍘羋藺。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。轉(zhuǎn)向器的正效率影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素

30、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。倉嫗盤紲囑瓏詁鍬齊驚。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n +僅有54%另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為 70°% 75% 綻萬璉轆娛閬蟶鬮綰瀧。轉(zhuǎn)向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承

31、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tan a。=75%（4-3）tan （a。+ P）式中，a。為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角,ao取7°，p為摩擦角，p =arctanf ； f為磨擦因數(shù)。取f=0.05.驍顧燁鶚巰瀆蕪領鱺賻。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。

32、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。瑣釙濺曖惲錕縞馭篩涼。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。 鎦詩涇艷 損樓紲鯗餳類。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。櫛緶歐鋤棗鈕種鵑瑤錟。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，

33、則逆效率 可用下式計算(4-4)匹)=64%tan a0式（4-3）和式（4-4）表明：增加導程角ao，正、逆效率均增大。受 增 大的影響，ao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(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導程角必須大于磨擦角。 轡燁棟剛殮攬瑤麗鬮應。4.2傳動比變化特性轉(zhuǎn)向系傳動比轉(zhuǎn)向系的角傳動比io由轉(zhuǎn)向器角傳動比i.，和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比i., 組成，即io"，（ 4-5）轉(zhuǎn)向器的角傳動比：=¥"7（4-6）mz 413齒扇嚙合半徑r26 mm 螺距P=9.525mm2 2' 円卜 / dtd I 轉(zhuǎn)向傳

34、動機構(gòu)的角傳動比：二一二 一二一（4-7）孤也/dt叭轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比i °和轉(zhuǎn)向系的力傳動比ip轉(zhuǎn)向系的力傳動比：ip 二 LDSW 二 17 425 二 72.25 （ 4-8）p 2a 2 匯 50轉(zhuǎn)向器角傳動比的選擇 峴揚爛滾澗輻灄興渙藺。轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變詩叁撻訥燼憂毀厲鋨化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。驁。若轉(zhuǎn)向軸負荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車， 不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，應取較小的 轉(zhuǎn)向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉(zhuǎn)向軸負荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時 的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉(zhuǎn)向

35、器角傳動比。 則鯤愜韋瘓賈暉園棟瀧。汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，要求轉(zhuǎn)向輪反應靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應當小些。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。脹鏝彈奧秘孫戶孿釔賻。轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應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）。鰓躋峽禱紉誦幫廢掃減。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

36、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。稟虛嬪賑維嚌妝擴踴糶。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。陽簍埡鮭罷規(guī)嗚舊巋錟。為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成圖 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

37、除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。溈氣嘮戇萇鑿鑿櫧諤應。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。為了增加轉(zhuǎn)向的輕便性，取 6圈。鋇嵐縣緱虜榮產(chǎn)濤團藺。5.轉(zhuǎn)向器設計計算5.1轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。 欲驗算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸的 負荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服

38、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。懨俠劑鈍觸樂鷴燼觶騮。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 m r ( N?mm),即謾飽兗爭詣繚鮐癩別濾。=277558N?mm式中，f為輪胎和路面見的摩擦因素，一般取0.7;(5-1)G為轉(zhuǎn)向軸負荷10290(N) ;p=0.77為輪胎氣壓(MPa)咼鉉們歟謙鴣餃競蕩賺。 轉(zhuǎn)向系主要參數(shù)轉(zhuǎn)向搖臂長200mm轉(zhuǎn)向盤直徑 425mm轉(zhuǎn)向節(jié)臂長200mm轉(zhuǎn)向器角傳動比17轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)效率75%說明：轉(zhuǎn)向搖臂的長度與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的布置及傳動比

39、等因素有關(guān)，一般在初選時對小型汽車可取100150mm中型汽車可取150200mm大型汽車可取300400mm瑩諧齷蘄賞組靄縐嚴減。作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為Fh2LM1_2 DSW=102N(5-2)式中，Li為轉(zhuǎn)向搖臂長；L2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長；DSW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)向器設計參數(shù)的選取9搖臂軸直徑/mm30鋼球中心距D/mm25螺桿外徑D1/mm25鋼球直徑d /mm6.350螺距P /mm9.525工作圈數(shù)W1.5螺母長度L /mm46導管壁厚/mm1.0鋼球直徑與導管內(nèi)徑間隙 e/mm0.5螺線導程角a°/o7齒扇壓力角a°/o22

40、 30 '接觸角二/o<545環(huán)流行數(shù)2522計算參數(shù)1螺母內(nèi)徑D2應大于D1，一般要求D2 Di =（5%1°%）DD2=Di+（5%1°%） D=25+8% 25=27mmdw dw ,2.鋼球數(shù)量n=19個dco資d麩肅鵬鏇轎騍鐐縛縟糶。3.滾道截面半徑 R2=( 0.510.53) d=°.52 6.35=3.30 mm 納疇鰻吶鄖禎銣膩鰲錟。5.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算1°鋼球與滾道之間的接觸應力 '二F3EYR2 -r）2=2020MP（5-3）（5-4）（5-5）（5-6）式中，k 為系數(shù)，根據(jù) A/B 值查表，A

41、=（ 1/r）-（1/r2）/2, B=（1/r）+（1/RJ/2; r2為滾道截面半徑，k取1.63； r為鋼球半徑；R1為螺桿外徑；E為材料彈性模量,等于2.1 105MPa ； F3為鋼球與螺桿之間的正壓力，即F2n cos a。cos J。1213N( 5-7)風攆鮪貓鐵頻鈣薊糾廟。式中，a0為螺桿螺線的導程角；-為接觸角；n為參與工作的鋼球數(shù)；F2為作用 在螺桿上的軸向力，F(xiàn)2=16176.7NFh RSW cot : 0D / 2 - b / 2。當接觸表面硬度為5864HRC;拍時，許用接觸應力=2500 MPa由于二=2020 MP 二,因此滿足強度。532齒的彎曲應力 j用下

42、式計算齒扇齒的彎曲應力 二w = =426.41MPabs式中：F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 齒厚許用應力為二w =540N/mm2h=10.125mm b=30mm s=7.065mm二 w< 二 w合理轉(zhuǎn)向搖臂直徑的確定轉(zhuǎn)向搖臂直徑d為d " KMr 200.0式中，K為安全系數(shù)，根據(jù)汽車使用條件不同可取 2.53.5; Mr為轉(zhuǎn)向阻力矩；'0為扭轉(zhuǎn)強度極限。搖臂軸用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度在 0.81.2mm。對于前 軸負荷大的汽車，滲碳層深度為 1.051.45mm。表面硬度為 5863HRC滅曖駭諗鋅 獵輛覯餿藹。6.轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)用來保證汽車轉(zhuǎn)彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉(zhuǎn)向梯形的主要任務之一是確定轉(zhuǎn)向梯型 的最佳參數(shù)和進行強度計算。轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷