汽車設(shè)計(jì) 課件 第6、7章 懸架結(jié)構(gòu)傳統(tǒng)設(shè)計(jì)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)

汽

車

設(shè)

計(jì)汽車底盤現(xiàn)代設(shè)計(jì)第六章懸架結(jié)構(gòu)傳統(tǒng)設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)本章內(nèi)容6.1懸架概述6.2懸架主要參數(shù)的確定6.3鋼板彈簧的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.4扭桿彈簧的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.5獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)6.6減振器與側(cè)向穩(wěn)定桿汽車設(shè)計(jì)6.1懸架概述6.1.1懸架的基礎(chǔ)及分類懸架是現(xiàn)代汽車的一個重要組成部分，是車架（或承重車身）和車軸（或車輪）之間在力的傳遞方面的關(guān)系的總稱。懸架系統(tǒng)根據(jù)車輛的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)可以分為非獨(dú)立型和獨(dú)立型。汽車設(shè)計(jì)

6.1.2

對懸架提出的設(shè)計(jì)要求典型汽車懸架結(jié)構(gòu)●

確保駕駛環(huán)境平穩(wěn)和舒適；●

有足夠的能力來阻尼振動；●

汽車必須具有高度的可操作性和穩(wěn)定性；●

確保轉(zhuǎn)彎時縱向傾斜度小，橫向傾斜度適當(dāng)，車輛在制動和加速時穩(wěn)定；●

良好的隔音效果；●

結(jié)構(gòu)緊湊，占地面積小；●

具有足夠強(qiáng)度和壽命的輕量級部件，能夠可靠地傳遞車身和車輪之間的各種力和力矩。汽車設(shè)計(jì)

6.1.3

新型懸架

隨著科技的發(fā)展，現(xiàn)在也出現(xiàn)了許多優(yōu)秀的新型懸架系統(tǒng)，如電磁式主動懸架、油氣主動懸架和饋能懸架。

電磁式主動懸架是主動懸架的一種，其對在顯著改善車輛乘坐舒適性的同時，結(jié)合車身姿態(tài)控制系統(tǒng)，極大地提升了車輛操縱穩(wěn)定性。

油氣懸架是以油氣彈簧為彈性元件的主動懸架，它以氣體作為彈性介質(zhì)，油氣彈簧中的氣體通常是惰性氣體，常選擇氮，液體作為傳力介質(zhì)，不但具有良好的緩沖能力，還具有減振作用，同時還可調(diào)節(jié)車架的高度。

饋能懸架技術(shù)是指懸架具有將車輪行駛過程中產(chǎn)生的振動能量進(jìn)行一定量回收、存儲并加以利用的能力。汽車設(shè)計(jì)汽車滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即fc=Fw/c。

①概念●靜撓度懸架的動撓度是指當(dāng)懸架從完全靜態(tài)平衡位置到壓縮到結(jié)構(gòu)上允許的最大變形時，通常指當(dāng)緩沖塊被壓縮到其自由高度的1/2或2/3，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。

●動撓度6.2懸架主要參數(shù)的確定6.2.1前后懸架的靜撓度、動撓度的選擇汽車設(shè)計(jì)(a)使懸架系統(tǒng)有較低的固有頻率▲汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一?！颥F(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點(diǎn)的振動不存在聯(lián)系。式中，c1、c2和m1、m2分別為前、后懸架的剛度(N/cm)與簧上質(zhì)量(kg)。●汽車前、后部分的車身的固有頻率n1和n2（亦稱偏頻）可用下式表示②選擇要求及方法對嗎？●當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可表示為

fc1=m1g/c1

fc2=m2g/c2式中，

g為重力加速度（g=981cm/s2）。將

fc1、fc2代入上式得到汽車設(shè)計(jì)(b)n1與n2的匹配要合適

●希望fc1與fc2要接近，但不能相等(防止共振)，希望fc1>fc2

。

●汽車以較高速過路障時,

推薦取

fc2=(0.8~0.9)fc1。

●考慮到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦fc2=(0.6~0.8)

fc1。

●為改善微型轎車后排乘坐舒適性，有時取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。(c)fc要根據(jù)不同的車在不同路面條件選擇

●乘用車對平順性要求最高，卡車次之。

●普通級以下轎車滿載的情況，fc1要求1.00～1.45Hz，

fc2要求在1.17～1.58Hz。

●高級轎車滿載時前懸

fc1要求在0.80～1.15

Hz，后懸

fc2

要求在0.98～1.30Hz。

●貨車滿載時，前懸偏頻要求在1.50～2.10Hz，后懸則要求在1.70～2.17Hz。(d)動撓度

fd的選擇

對乘用車，fd取7～9cm；客車

fd取5～8cm；貨車

fd取6～9cm。汽車設(shè)計(jì)6.2.2懸架的彈性特性(1)概念懸架上的垂直外力F以及由此產(chǎn)生的車輪中心相對于車身的位移??(懸架變形量）的曲線關(guān)系被稱為懸架的彈性特性。這條切線的斜率被稱為懸架剛度。懸浮液的彈性特性可分為兩種類型：線性彈性特性和非線性彈性特性。當(dāng)車輛懸架發(fā)生變形時??和垂直方向上的外力F之間的關(guān)系是成比例的，彈性特性是線性的，稱為線性彈性特性，此時懸架的剛度恒定彈性特性如圖。汽車設(shè)計(jì)6.2.3貨車后懸的主、副簧的剛度匹配(1)要求

一般來說，為了保證汽車的平穩(wěn)性，從空載到滿載的頻率變化必須盡可能小，副彈簧參與運(yùn)行前后懸架的頻率變化也必須小。(2)確定方法①

使副簧開始起作用時懸架撓度

fa

等于汽車空載時懸架的撓度

f0②

使副簧開始起作用前一瞬間的撓度

fk

等于滿載時懸架的撓度

fc

③副簧、主簧的剛度比為:④使副簧開始起作用時的載荷等于空載與滿載時懸架載荷的平均

值，即:⑤使F0和FK間平均載荷對應(yīng)的頻率與FK和Fw間平均載荷對應(yīng)的頻

率相等。⑥此時副簧與主簧的剛度比為:懸架的彈性特性曲線汽車設(shè)計(jì)6.2.4懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配(1)懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。它對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。(2)側(cè)傾角取值范圍對于側(cè)向慣性為0.4的車身重量，乘用車車身側(cè)傾角在2.5°～4°，貨車車身側(cè)傾角不超過6°～7°。(3)前、后輪側(cè)傾角差別要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，在0.4g的側(cè)向加速度作用下，前、后輪側(cè)傾角之差δ1–

δ

2應(yīng)當(dāng)在1°～3°范圍內(nèi)。要使前懸架具有的側(cè)傾角剛度要略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。對轎車，前、后懸架側(cè)傾角剛度比值一般為1.4～2.6。汽車設(shè)計(jì)6.3鋼板彈簧的計(jì)算6.3.1鋼板彈簧主要參數(shù)的確定滿載弧高fa

滿載弧高fa是指鋼板彈簧裝到車軸(橋)上，汽車裝滿載荷后，鋼板彈簧主片上表面與a兩端(不包括卷耳半徑)連線間的最大高度變化量。當(dāng)fa=0時，鋼板彈簧在對稱位置上工作，為了在車架高度已限定時得到足夠的動撓度值，常取fa=10-20mm(2)鋼板彈簧長度L的確定

推薦在下列范圍內(nèi)選用鋼板彈簧的長度：

轎車：L=(0.40～0.55)軸距；

貨車：前懸架L=(0.26～0.35)軸距；后懸架L=(0.35～0.45)軸距。

鋼板彈簧自由狀態(tài)下的弧高汽車設(shè)計(jì)應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長些的原因是：●增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命；●降低彈簧剛度，改善汽車平順性；●在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度；●增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。(3)鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定根據(jù)修正后的簡支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需要的總慣性矩為：式中，s——U形螺栓中心距；E——材料的彈性模量；k——U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)。(剛性夾緊,k=0.5;撓性夾緊,k=0)；c——鋼板彈簧垂直剛度，c=Fw/fc

；δ——撓度增大系數(shù)(先確定與主片等長的重疊片數(shù)n1，再估計(jì)一個總片數(shù)n0,求得，然后用初定

）。汽車設(shè)計(jì)式中，

——許用彎曲應(yīng)力。

對于55SiMnVB

或60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦

在下列范圍內(nèi)選??；前彈簧和平衡懸架彈簧為350-450MPa；后副簧為220-250MPa。將上式代入下式計(jì)算鋼板彈簧平均厚度：鋼板彈簧總截面系數(shù)W0

用下式計(jì)算：汽車設(shè)計(jì)

有了hp

以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬與片厚的比值在6-10范圍內(nèi)選取。片寬b對汽車性能有以下影響：

●

增大片寬，能增加卷耳強(qiáng)度，但當(dāng)車身受側(cè)向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應(yīng)力增大；

●

前懸架用寬彈簧片，會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角；片寬選取過窄，又得增加片數(shù)，從而

增加片間摩擦彈簧的總厚。(4)片厚h的選擇

鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況。常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時，要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組。最厚片與最薄片厚度之比應(yīng)小于1.5，且應(yīng)符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。汽車設(shè)計(jì)(5)鋼板的橫截面形狀

矩形截面的鋼制彈簧的中心軸位于鋼板橫截面的對稱位置（圖6-8a）。在工作狀況下，拉應(yīng)力施加在一側(cè)，壓應(yīng)力施加在另一側(cè)。且上下表面的名義拉應(yīng)力和壓應(yīng)力的絕對值是相等的。(6)鋼板彈簧的片數(shù)n鋼板彈簧的片數(shù)n少適合加工和裝配，減少板塊之間的干摩擦，提高光滑度。多片式鋼板彈簧一般選擇6到14片，對于總重量在14噸以上的卡車，最多可選擇20片。汽車設(shè)計(jì)6.3.2鋼板彈簧各片長度的確定

片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強(qiáng)度梁，形狀為菱形(兩個三角形)。將由兩個三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小不同依次排列、疊放到一起，就形成接近使用價值的鋼板彈簧。確定步驟如下：①

將各片厚度hi的立方值按同一比例沿縱坐標(biāo)繪制在圖上；②

沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半L/2和U形螺栓中心距的一

半s/2，得到A、B兩點(diǎn)，連接A、B即得到三角形的鋼板

彈簧展開圖；③

AB線與各葉片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度，如果存在與主片等長的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個重疊片的上側(cè)邊端點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度；④

各片實(shí)際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。雙梯形鋼板彈簧確定鋼板彈簧各片長度的作圖法汽車設(shè)計(jì)6.3.3鋼板彈簧剛度驗(yàn)算用共同曲率法驗(yàn)算剛度的公式：式中，用共同曲率法計(jì)算剛度的前提為：①

假定同一截面上各片曲率變化值相同；②

各片的承受的彎矩正比于其慣性矩；③同時該截面上各片的彎矩之和等于外力所引起的彎矩。6.3.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算(1)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H0

弧高的定義：鋼板彈簧各片裝配后，在預(yù)壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H0。a——經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，a=0.90~0.94；l1

、lk+1——分別為主片的一半長度、第(k+1)片的一半長度。汽車設(shè)計(jì)弧高H0用該式計(jì)算：(2)鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同，裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下各片板簧的曲率半徑，如圖。矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑的確定：式中，Ri

、R0——第i片彈簧、鋼板彈簧總成在自由

狀態(tài)下的曲率半徑；σ0i

——各片彈簧的預(yù)應(yīng)力；hi

——第i片的彈簧厚度。E——材料彈性模量，取E=2.1×105N/mm2；鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑式中，fc、fa——靜撓度、滿載弧高；

——鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化:

s——U形螺栓中心距；L——為鋼板彈簧主片長度；鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑R0=L2/8H0。

汽車設(shè)計(jì)6.3.5各片彈簧預(yù)應(yīng)力的選取及強(qiáng)度驗(yàn)算(1)基本要求▲裝配前各片彈簧片間隙相差不大，裝配后各片能很好貼和；▲為保證主片及其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應(yīng)適當(dāng)降低主片及與其相鄰的長片的應(yīng)力?！鴮τ谄裣嗤匿摪鍙椈?，各片預(yù)應(yīng)力值不宜選取過大；▲對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預(yù)應(yīng)力可取大些。鋼板彈簧受力示意圖(2)推薦預(yù)應(yīng)力

主片根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在300-350N/mm2內(nèi)。1-4片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片到短片由負(fù)值逐漸遞增至正值。(3)理論要求

各片彈簧在根部處預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩之代數(shù)和等于零，即或(4)第i片彈簧的弧高式中，Li——第i片的片長。汽車設(shè)計(jì)●進(jìn)而在它的后半段出現(xiàn)最大應(yīng)力：式中，G1——作用在前輪上的垂直靜負(fù)荷；

m’1——制動時前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，對于轎車m’1=1.2~1.4，對于貨車

m’1=1.4~1.6；

l1、l2——鋼板彈簧前、后段長度；

——道路附著系數(shù)，取0.8；

W0、c——分別為鋼板彈簧總截面系數(shù)、彈簧固定點(diǎn)到路面(5)鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算汽車制動時鋼板彈簧的受力圖①緊急制動情況●制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大，對卷耳A端取矩，計(jì)算Fs2有對支點(diǎn)O取矩，計(jì)算得到后半段最大彎矩汽車設(shè)計(jì)

式中，G2——作用在后輪上的垂直靜負(fù)荷；m1'——驅(qū)動時后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，

對于轎車

m1'

=1.25~1.30;

對于貨車

m2

'

=1.1~1.2；B、h1——分別為鋼板彈簧片寬、主片厚度。②汽車驅(qū)動情況

后鋼板彈簧承受的載荷最大，前半段出現(xiàn)最大應(yīng)力同理可得：③鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強(qiáng)度核算(a)主片卷耳如右圖。卷耳所受應(yīng)力是彎曲應(yīng)力和拉(壓)應(yīng)力合成的應(yīng)力：式中，F(xiàn)X——沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上力；D、b、h1——為卷耳內(nèi)徑、鋼板彈簧寬度、主片厚度。許用應(yīng)力[σ]取為350N/mm2。汽車驅(qū)動時鋼板彈簧的受力圖鋼板彈簧主片卷耳受力圖汽車設(shè)計(jì)④許用應(yīng)力的選取

●用30鋼或40鋼液體碳氮共滲處理，彈簧銷許用擠壓應(yīng)力[σz]取為3~4N/mm2。

●用20鋼或20Cr鋼滲碳處理或45鋼經(jīng)高頻淬火后，[σz]≤7~9N/mm2。⑤材料與方法

●鋼板彈簧多數(shù)情況下采用

55SiMnVB鋼或

60Si2Mn鋼制造。

●常采用表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳層深度的措施來提高鋼板彈簧的壽命。

●表面噴丸處理有一般噴丸和應(yīng)力噴丸兩種，后者可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng)力比前者大很多。(b)鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時,鋼板彈簧銷受到擠壓應(yīng)力：σz=Fs/bd

式中，F(xiàn)s——滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；

b、d——為卷耳處葉片寬、鋼板彈簧銷直徑。汽車設(shè)計(jì)6.3.6少片彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算(1)少片彈簧的特點(diǎn)

①葉片由等長、等寬、變截面的1～3片葉片組成(如圖所示)。

②利用變厚斷面來保持等強(qiáng)度特性。

③比多片彈簧減少20％～40％的質(zhì)量。

④片間放有減摩作用的硬質(zhì)塑料端墊，或做成只在端部接觸，以減少片間摩擦。

在乘用車和部分商用車上得到越來越多的應(yīng)用。單片彈簧和少片彈簧汽車設(shè)計(jì)(2)剛度與強(qiáng)度計(jì)算如圖所示單片變截面彈簧的端部CD段和中間夾緊部分AB段是厚度為h1和h2的等截面形，BC段為變厚截面。

BC段厚度可按拋物線形或線性變化。①按拋物線形變化

此時厚度hx隨長度的變化規(guī)律為hx=h2(x／l2)1/2，慣性矩正Jx=J2(x／l2)3/2，單片剛度為：

單片變截面彈簧的一半

彈簧在拋物線區(qū)段內(nèi)各點(diǎn)應(yīng)力相等，其值為：式中，E——材料彈性模量；

ξ——為修正系數(shù)，取0.92；

l、l2如圖所示；J2=(bh23)／12，其中b——鋼板寬；k=1-(h1/h2)3。汽車設(shè)計(jì)

由n片組成少片彈簧的總剛度為各片剛度之和，其應(yīng)力按各片的載荷分量計(jì)算。其寬度，在允許的情況下可取寬些，以增強(qiáng)橫向剛度，常取75～100mm。厚度hl>8mm，以保證足夠的抗剪強(qiáng)度并防止太薄而淬裂。h2取12～20mm。②按線性變化

此時厚度hx，隨長度的變化規(guī)律為

hx=A'x+B'式中A'=(h2–h1)／(l2–l1);B'=(h1l2–h2l1)／(l2–l1)。單片鋼板彈簧的剛度仍用上式計(jì)算，但式中系數(shù)k用k'代入，即式中α=ll／l2;β=hl/h2;γ=α/β。

當(dāng)ll>l2(2β?1)或2hl<h2時，彈簧最大應(yīng)力點(diǎn)發(fā)生在x=B'/A'處，此處有

hx=A'x+B'=2B'，其應(yīng)力值σmax=3Fs／2bA'B'。

當(dāng)ll≤l2(2β?1)時，最大應(yīng)力在B點(diǎn)：σmax

=3Fs

l2／2bh22。汽車設(shè)計(jì)6.4扭桿彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算6.4.1扭桿彈簧的特點(diǎn)及其分類(1)扭桿彈簧的特點(diǎn)

①是懸架彈性元件的一種，扭桿彈簧的兩端分別與車架(車身)和導(dǎo)向臂連接。

②工作時，扭桿彈簧受扭轉(zhuǎn)力矩的作用。

③扭桿彈簧在汽車上可以縱置、橫置或介于上述兩者之間。

④扭桿彈簧單位質(zhì)量儲能量比鋼板彈簧大得多，所以扭桿彈簧懸架質(zhì)量小(簧下

質(zhì)量得以減少)。

⑤扭桿彈簧工作可靠、保養(yǎng)維修容易。應(yīng)用：目前在總長較短的客車和總質(zhì)量較小的貨車上得到較廣泛的應(yīng)用。(2)扭桿彈簧的分類扭桿彈簧可以按照斷面形狀或彈性元件數(shù)量不同來分類。

①按照斷面形狀不同，扭桿彈簧分為圓形、管形、片形等幾種。

②按照彈性元件數(shù)量不同，扭桿可分為單桿式和組合式兩種。汽車設(shè)計(jì)不同斷面形狀的扭桿彈簧有不同的優(yōu)缺點(diǎn)：①圓形斷面扭桿：優(yōu)點(diǎn)：工藝性好、裝配容易

缺點(diǎn)：材料利用不夠合理。

②管形斷面扭桿：優(yōu)點(diǎn)：材料利用合理、片形斷面扭桿在一片斷了以后仍能工作、

工作可靠性好、工藝性良好、彈性好、扭角大等

缺點(diǎn)：制造工藝復(fù)雜③片形斷面扭桿的材料利用不夠合理。

組合式扭桿有并聯(lián)(圖c、d)和串聯(lián)(圖e)兩種。組合式扭桿能縮短彈性元件的長度，有利于空間布置。采用圓斷面組合式扭桿時，可以用2、4或6根組合形成的組合式扭桿。扭桿斷面形狀及端部結(jié)構(gòu)汽車設(shè)計(jì)6.4.2扭桿彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算(1)設(shè)計(jì)參數(shù)確認(rèn)扭桿彈簧與臂根據(jù)要求，選定懸架剛度c。確定扭桿彈簧的主要尺寸，包括扭桿直徑d和扭桿長度

L(如圖所示)。

計(jì)算扭桿直徑d：

式中Mmax——扭桿承受的最大扭矩；

τ——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，可用需用允許

扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力代入計(jì)算。

扭桿的有效長度L：

式中G——剪切模量，設(shè)計(jì)時取

G=7.7×104MPa；

cn——扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度。汽車設(shè)計(jì)(2)參數(shù)選擇的辯證關(guān)系

分析上式可知：增加扭桿直徑d會使扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度cn增大，因懸架剛度與扭桿扭轉(zhuǎn)剛度成正比，所以汽車平順性變壞；而扭桿直徑d又必須滿足強(qiáng)度要求，不能隨意減小。增加扭桿有效長度L能減小扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度cn，使汽車平順性獲得改善；但過長的扭桿在汽車上布置有困難。此時宜采用組合式扭桿。(3)材料性能分析常采用45CrNiMoVA、40Cr、42CrMo、50CrV等彈簧鋼制造扭桿。為了提高疲勞強(qiáng)度，扭桿需要經(jīng)過預(yù)扭和噴丸處理。經(jīng)過預(yù)扭和噴丸處理的扭桿許用切應(yīng)力[τ]可在800~900MPa范圍內(nèi)選取，乘用車可取上限，貨車宜取下限。汽車設(shè)計(jì)(4)端部和過渡段尺寸設(shè)計(jì)●扭桿彈簧可分為端部、桿部和過渡段三部分。圓形扭桿多采用有花鍵的端部，其在端部直徑較小時可保證足夠的強(qiáng)度。為使端部和桿部壽命一樣，推薦端部直徑D=(1.2~1.3)d。其中d為扭桿直徑；花鍵長度l=0.4D，端部花鍵一般采用漸開線花鍵?！駨亩瞬恐睆降綏U部直徑之間的一段稱為過渡段。為使這段的應(yīng)力集中降到最小，該段應(yīng)該是逐漸變化的。常用的方法是采用一個30°夾角的椎體，把端部和桿部連接起來(右圖a)。過渡圖段長Lg=(D–d)／2tanl5°，過渡圓角r=1.5d

。扭桿端部、桿部與過渡段汽車設(shè)計(jì)●過渡段分為靠近直徑為D的花鍵端部的非有效部分和靠近直徑為d的桿部的有效部分，有效長度Le。對于如前圖a所示結(jié)構(gòu)，有效長度Le為：●對于如前圖b所示結(jié)構(gòu)，有效長度Le為:●過渡圓弧半徑R為:●扭桿的工作長度L等于桿身長L0再加有效長度Le的兩倍，即L=L0+2Le?！衽c扭桿花鍵連接的支座上的內(nèi)花鍵長度，要求比扭桿上的外花鍵長度長些，同時還應(yīng)保證內(nèi)花鍵兩端的長度都要超出扭桿花鍵長度。求過渡段有效長度的線圖有效長度Le也可以用該圖所示線圖求出。汽車設(shè)計(jì)6.5獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)6.5.1對獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求

(1)對前輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求●懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過±4mm；●懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)有縱向加速度；●汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在0.4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角不大于6°～7°，車輪與車身的傾斜要同向；●汽車制動時，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時,有抗后仰作用。(2)對后輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求●懸架上的載荷變化時，輪距無顯著變化；●汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應(yīng)；●應(yīng)有足夠的強(qiáng)度、可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。汽車設(shè)計(jì)6.5.2導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù)(1)側(cè)傾中心W對于雙橫臂式懸架側(cè)傾中心的計(jì)算公式為：當(dāng)上下橫臂平行時，其交點(diǎn)趨于無窮遠(yuǎn)，則可畫出其通過車輪接地點(diǎn)N的平行線與車的對稱軸線的交點(diǎn)確定側(cè)傾中心W，如圖(b)。式中，(a)雙橫臂間有夾角時側(cè)傾中心W(b)橫臂相互平行時側(cè)傾中心W汽車設(shè)計(jì)對于麥弗遜式懸架側(cè)中心的計(jì)算公式如下：(2)側(cè)傾軸線●在獨(dú)立懸架中，前后側(cè)傾中心連線稱為側(cè)傾

軸線。側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，且盡可

能離地面高些?！癃?dú)立懸架(縱臂式懸架除外)的側(cè)傾中心高度：前懸架0～120mm；

后懸架80～150mm?！裨O(shè)計(jì)時首先要確定(與輪距變化有關(guān)的)前懸架的側(cè)傾中心高度，然后確定后懸架的側(cè)傾中心高度。麥弗遜式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定式中，汽車設(shè)計(jì)

(3)縱傾中心

麥弗遜式獨(dú)立懸架的縱傾中心如圖，雙橫臂式獨(dú)立懸架的縱傾中心如圖。麥弗遜式獨(dú)立懸架的縱傾中心雙橫臂式獨(dú)立懸架的縱傾中心(4)抗制動縱傾性(抗制動前俯角)

抗制動縱傾性使得制動過程中汽車車頭的下沉量及車尾的抬高量減小。只有當(dāng)前、后懸架的縱傾中心位于兩根車橋(軸)之間時，這一性能方可實(shí)現(xiàn)，如圖所示。汽車抗制動縱傾性汽車設(shè)計(jì)(5)抗驅(qū)動縱傾性(抗驅(qū)動后仰角)抗驅(qū)動縱傾性可減小后輪驅(qū)動汽車車尾的下沉量或前輪驅(qū)動汽車車頭的抬高量。對于獨(dú)立懸架而言，當(dāng)縱傾中心位置高于驅(qū)動橋車輪中心，這一性能方可實(shí)現(xiàn)。(6)懸架擺臂的定位角

獨(dú)立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。

擺臂空間定位角定義：擺臂的水平斜置角α′，懸架抗前俯角β′，懸架斜置初始角θ′，如圖所示。α′、β′、θ′的定義汽車設(shè)計(jì)6.5.3雙橫臂式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置

分別用β′1和β′2來表示下、上橫臂與水平線的夾角。圖中給出了六種方案的主銷后傾角γ值隨車輪跳動的曲線。橫坐標(biāo)為γ

值，縱坐標(biāo)為車輪接地中心的垂直位移量。各方案中β′1、β′2角度的取值見圖注，其正負(fù)號按右手定則確定。希望的變化規(guī)律：在懸架彈簧壓縮時后傾角增大；在彈簧拉伸時后傾角γ減小,制動時主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生一個防止制動前俯的力矩。β′1、β′2的匹配對γ的影響圖中，1、2、6的主銷后傾角γ

的變化規(guī)律較好應(yīng)用廣泛。汽車設(shè)計(jì)(2)橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案

比較a)、b)、c)三圖，可清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側(cè)傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側(cè)傾中心位置的要求來設(shè)計(jì)上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案汽車設(shè)計(jì)(3)水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案①上、下橫臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案有三種，如圖所示。②

下橫臂軸M—M和上橫臂軸N—N與縱軸線的夾角，分別用α1和α2來表示，稱為

導(dǎo)向機(jī)構(gòu)上、下橫臂軸的水平斜置角。③一般規(guī)定，軸線前端遠(yuǎn)離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負(fù)，與汽車縱軸線平

行者，夾角為零。水平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案采用上述布置方案的目的為：(a)為了使輪胎在遇到凸起路障時能夠使輪胎一面上跳，一面向后退讓；(b)減少傳到車身上的沖擊力;(c)便于布置發(fā)動機(jī)。汽車設(shè)計(jì)(4)上、下橫臂長度的確定

現(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設(shè)計(jì)成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考慮到布置發(fā)動機(jī)方面。另一方面也是為了得到理想的懸架運(yùn)動特性。

上、下橫臂長度之比l2/l1改變時的懸架運(yùn)動特性如圖所示。其中,Z—車輪垂直位移，B—

1/2輪距，α—車輪外傾角，β—主銷內(nèi)傾角。上、下橫臂長度之比l2/l1改變時的懸架運(yùn)動特性汽車設(shè)計(jì)式中，F(xiàn)1——前輪上的靜載荷F1′減去前軸簧

下質(zhì)量的1/2。

力F3越大,則作用在導(dǎo)向套上的摩擦力F3f越大(f為摩擦因數(shù))，這對汽車平順性有不良影響。6.5.4麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)分析如圖所示的麥弗遜式獨(dú)立懸架受力見圖可知，作用在導(dǎo)向套上的橫向力為：麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)為減小摩擦力F3f，設(shè)計(jì)時要注意以下幾點(diǎn)：●為減小力F3，尺寸c+b越大越好，或者減小尺寸a。●增加減振器軸線傾斜度，可減小尺寸a，但布置困難。●在保持減振器軸線不變，G點(diǎn)外伸至車輪內(nèi)部，可縮短尺寸a，又可獲得很小的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。移動G點(diǎn)后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。汽車設(shè)計(jì)6.6減振器與側(cè)向穩(wěn)定桿6.6.1減振器分類與設(shè)計(jì)要求

(1)類別懸架系統(tǒng)中最常見的減振器是液力式減振器。當(dāng)汽車車身或車輪振動時，減振器內(nèi)的液體在通過阻尼孔時克服了摩擦和粘性摩擦，同時將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃肯⒃诳諝庵?，從而迅速降低振動。假如能量的耗散只發(fā)生在壓縮或伸展沖程中，那么該阻尼器被稱為單向阻尼器，反過來說則稱為雙向阻尼器。減振器根據(jù)其結(jié)構(gòu)形式可分為兩種主要類型：搖臂式和筒式。搖臂式阻尼器可以在更高的工作壓力下工作(10~20MPa)。筒式減振器的工作壓力較低(2.5~5MPa)，但具有穩(wěn)定和出色的性能，被廣泛用于懸架系統(tǒng)中。筒式阻尼器主要分為三類：單筒式、雙筒式和充氣筒式。

(2)設(shè)計(jì)要求確保平穩(wěn)的行駛和穩(wěn)定的性能以及足夠的使用壽命。汽車設(shè)計(jì)6.6.2減振器主要參數(shù)

(1)相對阻尼系數(shù)相對阻尼系數(shù)，即??是不同剛度下阻尼器的阻尼效果的物理意義，和不同質(zhì)量的彈簧m匹配以產(chǎn)生不同的阻尼效果。

(2)阻尼器的阻尼系數(shù)阻尼器的阻尼系數(shù)??確定了阻尼器的尺寸。阻尼器的阻尼系數(shù)取決于懸掛系統(tǒng)的自然頻率，在實(shí)踐中，阻尼器的阻尼系數(shù)必須根據(jù)阻尼器布置的特點(diǎn)來確定。(3)最大卸載力F0確定當(dāng)阻尼器活塞的振動速度達(dá)到一定的閾值時，阻尼器就會打開卸荷閥，以減少從路面?zhèn)鬟f到車輛的沖擊力。如果延長行程時的阻尼系數(shù)是已知的。則行程延長時的最大卸載力是(4)插裝式阻尼器的工作圓筒的直徑D風(fēng)門操作筒的直徑??有幾種尺寸可供選擇：20mm、30mm、40mm、45mm、50mm和65mm。汽車設(shè)計(jì)6.6.3側(cè)向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)側(cè)向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)目的為了減少車輛變形的頻率，提高行駛的平穩(wěn)性，車輛上部懸掛的垂直剛度被設(shè)計(jì)得很低（靜態(tài)變形相對較高），因此車輛的橫向搖擺剛度也很低。這導(dǎo)致轉(zhuǎn)彎時車身的側(cè)傾角相對較大，影響了駕駛穩(wěn)定性。為了同時獲得大的靜態(tài)撓度（低撓度）和大的側(cè)向外傾剛度，側(cè)向搖擺桿被廣泛用于車輛中。同時，在前、后懸架上使用橫向穩(wěn)定桿，可以調(diào)整前、后懸架的外傾角剛度比，以達(dá)到理想的轉(zhuǎn)向特性。在一些前輪和后輪驅(qū)動的車輛上，橫向穩(wěn)定桿也被用于后懸架，以減少在轉(zhuǎn)向動作中向前輪（驅(qū)動）的負(fù)載轉(zhuǎn)移，并確保足夠的離地間隙。使用側(cè)向搖擺桿也會產(chǎn)生負(fù)面影響。在不平坦的路面上行駛時，左、右車輪的垂直位移將不一樣，橫向穩(wěn)定桿將發(fā)生扭曲，增加了左、右車輪運(yùn)動的聯(lián)動性，使駕駛者感到不舒服。汽車設(shè)計(jì)本章完謝謝!汽

車

設(shè)

計(jì)汽車設(shè)計(jì)汽車底盤現(xiàn)代設(shè)計(jì)第7章轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)本章內(nèi)容7.1概述7.2機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案設(shè)計(jì)7.3

機(jī)械式轉(zhuǎn)向器主要性能參數(shù)7.4動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)7.5

轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)7.6

轉(zhuǎn)向桿系與懸架的匹配設(shè)計(jì)7.7線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)汽車設(shè)計(jì)7.1概論圖7-1示出一種汽車的機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（即手動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)），其由轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)組成。采用動力轉(zhuǎn)向的汽車，還有動力系統(tǒng)，即動力轉(zhuǎn)向油泵、油管、動力轉(zhuǎn)向器等，見圖7-2。汽車設(shè)計(jì)

近年來，許多轎車上的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中裝設(shè)了防傷裝置，這是為了減輕駕駛員在撞車時受到的傷害。在圖7-2所示轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中網(wǎng)格狀的轉(zhuǎn)向軸18就是一種防傷裝置。在發(fā)生撞車事故時，駕駛員的胸部位置會撞上轉(zhuǎn)向盤，當(dāng)這種撞擊力達(dá)到設(shè)定值時上述網(wǎng)格狀轉(zhuǎn)向軸就被壓潰、發(fā)生塑性變形（如圖7-3所示），同時吸收能量、限制對駕駛員的沖擊力，從而減輕對駕駛員的傷害。汽車設(shè)計(jì)對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求●保證汽車擁有足夠小的最小轉(zhuǎn)彎半徑，以使其能夠在有限的狹小場地內(nèi)能進(jìn)行轉(zhuǎn)彎行駛?！癖ＷC汽車轉(zhuǎn)彎行駛時所有的車輪都繞一個共同的瞬時轉(zhuǎn)向中心進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，各個車輪的側(cè)偏角都要趨于一致，并且在滿足性能要求時應(yīng)盡可能小，以延長輪胎壽命、防止汽車行駛時的輪胎噪聲。●操縱輕便。●在完成轉(zhuǎn)向過程后，轉(zhuǎn)向盤能夠自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)?！窦骖櫢咚傩旭倳r的操縱穩(wěn)定性和低速行駛時的轉(zhuǎn)向迅速、輕便的要求?！駷闇p輕駕駛員的疲勞，應(yīng)盡可能減少地面對轉(zhuǎn)向車輪的沖擊而傳到轉(zhuǎn)向盤上的反沖?！駪壹軐?dǎo)向機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)（桿系）匹配適當(dāng)，使車輪上、下跳動（懸架壓縮、伸張）時由上述兩種機(jī)構(gòu)的運(yùn)動干涉所引起的車輪前束角變化盡可能??；汽車轉(zhuǎn)向行駛、車身發(fā)生側(cè)傾時，由上述兩種機(jī)構(gòu)運(yùn)動干涉所引起的側(cè)傾轉(zhuǎn)向角（車輪前束角變化）盡可能小或有利于不足轉(zhuǎn)向；由懸架中橡膠元件的受力變形所引起的車輪前、后移動要盡可能不引起前束角的變化。●在汽車直線行駛時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的間隙應(yīng)盡可能小。為了減少間隙的變化，有特定的調(diào)整機(jī)構(gòu)來消除因磨損而產(chǎn)生的間隙?！裨谲嚨溨?，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸由于車架或車身變形而后移時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。汽車設(shè)計(jì)7.2機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案分析與設(shè)計(jì)

機(jī)械轉(zhuǎn)向器是指完全靠人力操縱的轉(zhuǎn)向器，其通過提供一定的機(jī)械增益（傳動比）來減小駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的力（即轉(zhuǎn)向力）。轉(zhuǎn)向器是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的核心部件，對轉(zhuǎn)向器有如下基本要求。●在汽車行駛時提供準(zhǔn)確而輕便的轉(zhuǎn)向控制，同時轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角范圍不允許過大。這要求轉(zhuǎn)向器的自由行程（由傳動零件之間的間隙引起）盡可能小，傳動比適當(dāng)，駕駛員主動轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時的機(jī)械效率（正效率）高，可能還需要動力助力。●使地面對前輪的擾動盡可能少地被傳到轉(zhuǎn)向盤上，同時還要讓駕駛員能夠感覺得到路面狀況（粗糙程度、附著力的大小等）的變化。這要求在前輪因受到地面干擾而試圖轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時轉(zhuǎn)向器的機(jī)械效率適當(dāng)?shù)氐?，即逆效率適當(dāng)?shù)氐汀！癫荒芊恋K汽車完成轉(zhuǎn)向后、返回直線行駛狀態(tài)時的前輪自動回正，這又要求轉(zhuǎn)向器的逆效率適當(dāng)?shù)馗??！裢＼嚕ㄜ囁贋榱悖┺D(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的力（轉(zhuǎn)向力）應(yīng)該被減小到最低限度。為了使駕駛員能夠比較舒服地進(jìn)行停車轉(zhuǎn)向，一般要求采用動力助力。停車轉(zhuǎn)向時所需要的轉(zhuǎn)向力一般是最大的?！袷蛊嚲哂辛己玫母咚俨倏v穩(wěn)定性。這一般要求轉(zhuǎn)向器的自由行程、摩擦盡可能小，有適當(dāng)?shù)膫鲃颖群蛣恿χΓㄔ诓捎脛恿χΦ那闆r下）。汽車設(shè)計(jì)7.2.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器目前，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器被廣泛應(yīng)用在所有的前置-前輪驅(qū)動轎車上以及一些前置-后輪驅(qū)動轎車。圖7-4示出一種兩端輸出式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，其中齒輪是輸入元件，齒條是輸出元件。圖7-5示出一種采用兩端輸出式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。其所示系統(tǒng)中，采用的是麥克弗森式獨(dú)立懸架，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器布置位置比較低，在這種情況下一般都采用兩端輸出式。在采用其他獨(dú)立懸架的汽車中，如果采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，一般都是兩端輸出式。圖7-6示出一個與雙橫臂式獨(dú)立懸架匹配的兩端輸出式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器汽車設(shè)計(jì)汽車設(shè)計(jì)

圖7-8示出一個采用中央輸出式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。只有在采用麥克弗森式獨(dú)立懸架和齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、并且轉(zhuǎn)向器布置位置比較高的情況下，才采用中央輸出式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。在采用這種懸架、轉(zhuǎn)向連桿布置方式的情況下為了獲得較小的干涉轉(zhuǎn)向角（前束角變化），一般需要采用較長的轉(zhuǎn)向連桿。汽車設(shè)計(jì)在齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器中，當(dāng)轉(zhuǎn)動齒輪時，齒條進(jìn)行移動，而不是轉(zhuǎn)動。所以，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器自己沒有轉(zhuǎn)向器角傳動比，而是有齒條增益GR：其中，GR是齒條增益，mm/r；Δnh是轉(zhuǎn)向盤所轉(zhuǎn)動圈數(shù)的增量，r；Δd是齒條的位移增量，mm。齒條增益GR增大，相應(yīng)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比就會減小。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)●構(gòu)造比較簡單；●成本較低；●效率高，轉(zhuǎn)向輕便；●可以自動防止齒輪和齒條之間的松動，并且具有均勻的固有阻尼；●有利于改善轉(zhuǎn)向系統(tǒng)剛性；●轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)僅包括轉(zhuǎn)向連桿和轉(zhuǎn)向節(jié)，零件少、占用空間?。ㄟ@正是所有前置-前輪驅(qū)動型汽車都采用這種轉(zhuǎn)向器的原因）。汽車設(shè)計(jì)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的缺點(diǎn)●由于只有齒輪與齒條一對傳動副，其摩擦小且傳動效率高，由路面不平對車輪的沖擊所引起的轉(zhuǎn)向盤反擊較大；●轉(zhuǎn)向連桿受斜向力作用，連桿中的應(yīng)力較大；●當(dāng)轉(zhuǎn)向連桿采用兩端輸出式設(shè)計(jì)時連桿的設(shè)計(jì)長度會受到限制；●前輪轉(zhuǎn)向角的大小取決于齒條的位移，為了獲得足夠大的車輪轉(zhuǎn)角有時只有采用較短的轉(zhuǎn)向節(jié)臂，這樣會使整個轉(zhuǎn)向裝置受力較大；●隨著車輪轉(zhuǎn)向角的增大，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比下降，使得汽車在駐車時轉(zhuǎn)向會很費(fèi)力；●該轉(zhuǎn)向器在非獨(dú)立懸架中不能采用。汽車設(shè)計(jì)7.2.2整體式轉(zhuǎn)向器整體式轉(zhuǎn)向器以轉(zhuǎn)向搖臂軸作為輸出元件，包括蝸桿曲柄指銷式、蝸桿蝸輪式、蝸桿滾輪式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器等。汽車設(shè)計(jì)整體式轉(zhuǎn)向器的缺點(diǎn)整體式轉(zhuǎn)向器（的缺點(diǎn)主要是因?yàn)槠錄]有布置轉(zhuǎn)向連桿系統(tǒng)的空間，所以很難在前置-前輪驅(qū)動形式的轎車上采用。而當(dāng)采用獨(dú)立懸架的前置-后輪驅(qū)動汽車采用這種轉(zhuǎn)向器時，需要額外附加斷開式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)。這不僅僅會增加整車的重量和成本，而且經(jīng)濟(jì)性也不如齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。整體式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)●可以與非獨(dú)立懸架匹配使用●可以承受較大的力●具有較大的車輪轉(zhuǎn)向角，轉(zhuǎn)角范圍可達(dá)±45°●可以采用較長的轉(zhuǎn)向節(jié)臂或梯形臂來減小轉(zhuǎn)向搖臂和中央拉桿中的載荷●轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)可以設(shè)計(jì)得使其傳動比隨車輪轉(zhuǎn)角變化很小●對地面沖擊載荷不敏感。汽車設(shè)計(jì)整體式轉(zhuǎn)向器角傳動比的定義：轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，即其中，是轉(zhuǎn)向器角傳動比；是轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；是轉(zhuǎn)向搖臂軸的轉(zhuǎn)角增量。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的力學(xué)模型如右圖所示，

其方程如下所示：

，其中，t是螺桿螺距；r是齒扇節(jié)圓半徑。從式中可以得到這種轉(zhuǎn)向器的角傳動比為汽車設(shè)計(jì)7.3機(jī)械式轉(zhuǎn)向器主要性能參數(shù)7.3.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比的定義：轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量與兩側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量的平均值之比。即

其中，是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比；Δ是轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；、分別是左、右轉(zhuǎn)向節(jié)的轉(zhuǎn)角增量。在采用整體式轉(zhuǎn)向器的情況下，轉(zhuǎn)向器以下的零件組成轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)，包括轉(zhuǎn)向搖臂（垂臂）、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、

轉(zhuǎn)向節(jié)、梯形臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿等。這種轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比的定義：轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量與兩側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量的平均值之比，即可以看出，在采用整體式轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比的乘積就是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比，即 在使用整體式轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比在0.85~1.1之間，可以粗略認(rèn)為是1。這樣，有。即轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比一般可以近似認(rèn)為等于轉(zhuǎn)向器的角傳動比。汽車設(shè)計(jì)7.3.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩傳動比在實(shí)用中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩傳動比定義為 其中，是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩傳動比；是在轉(zhuǎn)向節(jié)上克服的轉(zhuǎn)向阻力矩，由作用在左、右轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩組成；是駕駛員施加在轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)矩；是轉(zhuǎn)向系的角傳動比；是轉(zhuǎn)向器在實(shí)際載荷下的效率；是轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)在實(shí)際載荷下的效率。只能用實(shí)驗(yàn)的方法確定和。在實(shí)用中，整體式轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)矩傳動比定義為 其中，是轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)矩傳動比；是轉(zhuǎn)向搖臂軸上的轉(zhuǎn)向阻力矩；是轉(zhuǎn)向器角傳動比；是轉(zhuǎn)向器在實(shí)際載荷下的效率。一般有如下關(guān)系： 即可以近似認(rèn)為，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩傳動比就是轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)矩傳動比。汽車設(shè)計(jì)7.3.3轉(zhuǎn)向器的效率只能使用試驗(yàn)方法才能確定在實(shí)際載荷下的轉(zhuǎn)向器正效率。圖示為對整體式轉(zhuǎn)向器進(jìn)行效率試驗(yàn)的示意圖，其中的轉(zhuǎn)向器殼固定。在進(jìn)行正效率試驗(yàn)時，需要主動在轉(zhuǎn)向器輸入軸上施加一個轉(zhuǎn)矩，測量傳到轉(zhuǎn)向搖臂軸上的轉(zhuǎn)矩。有如下關(guān)系：，

其中，是轉(zhuǎn)向器角傳動比；是轉(zhuǎn)向器在實(shí)際載荷下的正效率。提高轉(zhuǎn)向器正效率有助于減小駕駛員需要施加的轉(zhuǎn)向力。在進(jìn)行逆效率試驗(yàn)時，需要主動在轉(zhuǎn)向器輸入軸上施加一個轉(zhuǎn)矩，測量傳到轉(zhuǎn)向搖臂軸上的轉(zhuǎn)矩。有如下關(guān)系： ，

汽車設(shè)計(jì)逆效率轉(zhuǎn)向器分類可逆式轉(zhuǎn)向器

可逆式轉(zhuǎn)向器：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。轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正，減輕駕駛員的疲勞，提高行駛安全性。車輪沖擊力大部分傳至轉(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛不可逆式轉(zhuǎn)向器不可逆式轉(zhuǎn)向器：車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤車輪受到的沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺?，F(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于前兩種轉(zhuǎn)向器之間，車輪沖擊只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張；轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器小。汽車設(shè)計(jì)3.影響轉(zhuǎn)向器效率的因素影響轉(zhuǎn)向器效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。（1）轉(zhuǎn)向器的類型

汽車上常用的轉(zhuǎn)向器形式有：循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式等幾種。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的效率最高，因?yàn)槠渲挥幸粚鲃痈?。轉(zhuǎn)向器的效率除了與設(shè)計(jì)有關(guān)以外，與制造質(zhì)量也關(guān)系密切。（2）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率

對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，如果只考慮嚙合副的摩擦損失，而忽略軸承和其他地方的摩擦損失，其正效率可表示為

式中，

是蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角（螺線升角）；

是摩擦角，

，f是摩擦系數(shù)。

其逆效率可表示為

從上式可見，導(dǎo)程角（螺線升角）

增大，使正、逆效率都增大。所以，應(yīng)該選一個合適值，使正、逆效率達(dá)到綜合平衡。

當(dāng)導(dǎo)程角

≤p時，逆效率

≤0，表明這種轉(zhuǎn)向器是不可逆式的。因此，為使轉(zhuǎn)向器有適當(dāng)?shù)哪嫘剩瑢?dǎo)程角的最小值必須大于摩擦角。螺線的導(dǎo)程角一般選在8°~10°之間。汽車設(shè)計(jì)7.4動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)7.4.1動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述為了在采用適當(dāng)轉(zhuǎn)向傳動比的情況下減小駕駛員需要施加到轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向力，會在汽車上使用動力助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。為了減小轉(zhuǎn)向力，轉(zhuǎn)向器的一個發(fā)展方向是提高其機(jī)械效率，為此發(fā)明了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。但是，沿著這個方向的發(fā)展是有限度的，其效率很難超過85%。另外一個減小轉(zhuǎn)向力的發(fā)展方向是增大轉(zhuǎn)向器的傳動比。但是，如果傳動比過大，為了使汽車轉(zhuǎn)向時前輪擺動一定角度而需要駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的圈數(shù)過多（轉(zhuǎn)向從容性差），這也是不能接受的。而采用動力轉(zhuǎn)向是同時保證上述轉(zhuǎn)向輕便性與轉(zhuǎn)向從容性的有效措施。汽車設(shè)計(jì)動力轉(zhuǎn)向的優(yōu)點(diǎn)●大幅減小了停車轉(zhuǎn)向力，使駕駛員可以比較輕松地進(jìn)行停車轉(zhuǎn)向。汽車行駛中的轉(zhuǎn)向力也得到了減小，有利于減輕駕駛員的疲勞?！駵p少了轉(zhuǎn)向盤從一端到另一端的極限轉(zhuǎn)動圈數(shù)，一般在2.5~3圈之間，使駕駛員的轉(zhuǎn)向操縱比較從容，有利于選擇最佳轉(zhuǎn)向角傳動比，而不必考慮轉(zhuǎn)向沉重問題?！駵p小了路面干擾對轉(zhuǎn)向盤的影響。動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有自動抵抗這種干擾的特性，特別是在比較差的路面上行駛時，有利于減輕駕駛員的駕駛疲勞感?！裨谄囆旭倳r，某個輪胎突然爆破的情況下，可以更好地阻止車輛的突然轉(zhuǎn)向，從而改善整體的安全性。●在轉(zhuǎn)向車輪承受較大負(fù)荷的情況下，轉(zhuǎn)向力還可以保持在合理的范圍以內(nèi)，有利于增大汽車總體布置的自由度。動力轉(zhuǎn)向的缺點(diǎn)●比機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)復(fù)雜、成本高；●使汽車油耗有一定程度的增大；●有可能引起振動、噪聲問題。汽車設(shè)計(jì)由于動力轉(zhuǎn)向的優(yōu)點(diǎn)是主要的，所以其應(yīng)用范圍在不斷擴(kuò)大。在現(xiàn)代汽車上得到最廣泛應(yīng)用的是液壓動力助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要由動力轉(zhuǎn)向泵、動力轉(zhuǎn)向油管（包括壓力油管、回油管、吸油管等）、動力轉(zhuǎn)向器和動力轉(zhuǎn)向油罐等組成，它具有如下一些優(yōu)點(diǎn)：●具有固有的自潤滑特性；●可以很容易地產(chǎn)生高壓；●可以在很小的空間傳遞很大的力；●很大的力可以很容易地施加和解除；●液體的不可壓縮性使得其可以精確地控制運(yùn)動；●它是一種封動力轉(zhuǎn)向器閉的系統(tǒng)，可以防止異物侵入；●可以容易地安裝在可以獲得的安裝空間之內(nèi)。汽車設(shè)計(jì)

圖示為一種整體式動力轉(zhuǎn)向器（循環(huán)球式動力轉(zhuǎn)向器），這種動力轉(zhuǎn)向器的方向控制閥是轉(zhuǎn)閥。7.4.2整體式動力轉(zhuǎn)向器汽車設(shè)計(jì)1.整體式動力轉(zhuǎn)向器的工作原理

圖示出一種在轎車上采用的整體式動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。當(dāng)發(fā)動機(jī)工作時，其曲軸通過皮帶輪帶動動力轉(zhuǎn)向泵轉(zhuǎn)動，向外輸出液壓油。液壓油的流向依次是（見上頁圖）：①動力轉(zhuǎn)向泵；②壓力油管；③轉(zhuǎn)向器殼體上的壓力油口；④轉(zhuǎn)閥閥體外圓中央環(huán)形槽；⑤閥體中的中心油孔A7；⑥閥體內(nèi)圓的四個軸向槽。然后，進(jìn)一步的油流流向由轉(zhuǎn)閥的工作狀態(tài)控制。汽車設(shè)計(jì)2.對動力助力工作過程的基本理解

在圖中所示的是極端狀態(tài)，即一側(cè)油缸腔體完全與動力轉(zhuǎn)向泵出油口相通，另一側(cè)油缸室完全與油罐相通，系統(tǒng)中油壓很高（例如10MPa或14MPa），泵處于限壓狀態(tài)。這種狀態(tài)一般出現(xiàn)在轉(zhuǎn)向阻力較大的情況下，例如，當(dāng)轉(zhuǎn)向車輪已經(jīng)處于其極限轉(zhuǎn)角位置、并且已經(jīng)碰上限位塊而駕駛員繼續(xù)加大施加在轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向力時。但是，對于大部分轉(zhuǎn)向狀態(tài)，施加在扭桿上的轉(zhuǎn)矩比較小，扭桿的扭角不足以使閥芯相對于閥體轉(zhuǎn)動到閥間隙都堵死的狀態(tài)。汽車設(shè)計(jì)

來自泵的高壓油的大部分進(jìn)入1號油缸腔，另一部分直接通過閥間隙返回回油管。閥間隙的大小便決定了助力油缸兩側(cè)的壓力差的大小和助力的程度。上述閥間隙的變化與扭桿的扭角成正比，即與駕駛員施加的轉(zhuǎn)向力成正比。駕駛員施加的轉(zhuǎn)向力越大，扭桿的扭角就越大，閥間隙的變化就越大，在助力活塞兩側(cè)產(chǎn)生的壓力差就越大，從而助力就越大。

當(dāng)駕駛員釋放方向盤（施加的轉(zhuǎn)向力為零）時，在扭桿的作用下，閥芯在閥體內(nèi)又恢復(fù)到中性位置，在助力活塞兩側(cè)的壓力差為零。如果汽車在行駛中，則車輪上的回正力矩便會推動車輪、轉(zhuǎn)向盤返回正常直行位置。如果扭桿過細(xì)、剛度過小，就有可能出現(xiàn)其彈性恢復(fù)力不足以克服轉(zhuǎn)閥內(nèi)部、轉(zhuǎn)向管柱中摩擦力矩、使轉(zhuǎn)閥恢復(fù)到中性位置的情況。在這種情況下，在助力活塞的兩側(cè)還會殘存一些壓力差，阻止前輪自動回正。汽車設(shè)計(jì)3.轉(zhuǎn)閥的特性曲線

轉(zhuǎn)閥的功能特性用兩種曲線來描述。（1）響應(yīng)曲線，即壓力差-轉(zhuǎn)角（閥芯相對閥體的轉(zhuǎn)角）曲線。這種曲線表明，為了在助力活塞兩側(cè)建立一定的助力壓力差需要有多大的相對轉(zhuǎn)角。決定轉(zhuǎn)閥壓力差-轉(zhuǎn)角特性的主要因素是：①閥間隙隨著閥芯相對于閥體的轉(zhuǎn)角的變化特性；②動力轉(zhuǎn)向泵的流量。（2）壓力差-轉(zhuǎn)向力矩（閥力）曲線。這種曲線表明，為了在助力活塞兩側(cè)建立一定的轉(zhuǎn)向助力壓力差而需要施加多大的轉(zhuǎn)向力矩。壓力差-轉(zhuǎn)向力矩（閥力）曲線由上述壓力差-轉(zhuǎn)角曲線、扭桿的扭轉(zhuǎn)剛度、摩擦特性等共同決定。汽車設(shè)計(jì)7.4.3齒輪齒條式動力轉(zhuǎn)向器

圖示出一個中央輸出式齒輪齒條式動力轉(zhuǎn)向器。其中，助力油缸缸筒5通過螺紋安裝在轉(zhuǎn)向器殼體4的一端；助力活塞10安裝在活塞桿7上，用螺母11固定；活塞桿的一端安裝在齒條一端的圓柱孔中，用一個銷釘固定；8號件是活塞桿的支承，9號件是活塞桿的油封；助力油缸的1號腔、2號腔分別通過油管2、3與轉(zhuǎn)閥1接通。汽車設(shè)計(jì)

圖示出一個典型的用于齒輪齒條式動力轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)閥。其中，轉(zhuǎn)閥殼體1通過注塑3固定在轉(zhuǎn)向器殼體2上；4號件即是輸入短軸，又是閥芯，即在輸入短軸外圓上制出用于助力控制的軸向槽；在閥體外圓上制有三道環(huán)槽，用四道密封環(huán)隔開；扭桿5的上端通過扭桿固定銷釘4A固定在閥芯（輸入短軸）的上端，扭桿5的下端通過花鍵固定在齒輪7上。這種轉(zhuǎn)閥的工作原理與前述整體式轉(zhuǎn)向器的相同，只是結(jié)構(gòu)得到了簡化。汽車設(shè)計(jì)

圖示為一種兩端輸出式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。齒條殼體14一般是用鋁合金制造的，鋼制的助力油缸缸筒9安裝在其一端；助力活塞6安裝在齒條13上，其兼起活塞桿的作用；齒條的軸承有兩處，一是在齒輪處，另外一處在齒條的一端，即齒條軸承3A；助力油缸的油封包括齒條油封3、O形油封4、齒條油封10和O形油封11，用于防止外泄漏，而助力活塞環(huán)7用于防止內(nèi)泄漏；在齒條中央制有通氣孔12，以連通齒條兩端的密封護(hù)套1，使它們內(nèi)部的氣壓達(dá)到平衡；助力油缸通過油管接頭5、8與油管連接，再通過油管與轉(zhuǎn)閥相連。汽車設(shè)計(jì)7.4.4轉(zhuǎn)閥特性曲線的計(jì)算

圖示為轉(zhuǎn)閥的分析模型。當(dāng)汽車的發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時，動力轉(zhuǎn)向泵就向動力轉(zhuǎn)向器輸出流量

，其首先通過供油孔（中心油孔）E進(jìn)入在閥體內(nèi)圓上制出的四條軸向油槽F。然后，流量

分成了兩部分，即

和

。

（1）流量

流向左側(cè)，通過閥間隙

進(jìn)入在閥芯外圓上制出的四條軸向油槽

。這個流量又進(jìn)一步分成兩部分，其中

進(jìn)入動力轉(zhuǎn)向油缸；-通過閥間隙

進(jìn)入在閥體內(nèi)圓上制出的四條軸向油槽

，然后通過在閥芯上制出的回油孔流入閥芯的中央，該處通過回油管與油罐相通，是低壓區(qū)。（2）流量

流向右側(cè)，通過閥間隙

流入在閥芯外圓上制出的四條軸向油槽

，與來自油缸的流量

會合。流量（

+

）通過閥間隙

進(jìn)入在閥體內(nèi)圓上制出的四條油槽

，然后通過在閥芯上制出的回油孔流入閥芯中央低壓區(qū)。汽車設(shè)計(jì)

根據(jù)液壓原理中的薄壁小孔理論，有如下方程：其中，假設(shè)在閥芯中央低壓區(qū)的壓力為零；忽略了內(nèi)泄漏；是動力轉(zhuǎn)向泵的輸出壓力；、分別是在油槽、中的壓力；是閥間隙的流量系數(shù)，=0.7；是油的密度，=870kg/m3。在已知閥間隙

、

、

、

隨著閥芯相對于閥體的轉(zhuǎn)角而發(fā)生變化的特性和流量

、

時，就可以從左式解出

、

、

。而助力活塞兩側(cè)的壓力差為

汽車設(shè)計(jì)7.4.5動力轉(zhuǎn)向泵

在轎車等輕型汽車上，動力轉(zhuǎn)向泵一般通過皮帶輪由發(fā)動機(jī)驅(qū)動。在許多中、重型貨車上動力轉(zhuǎn)向泵由空氣壓縮機(jī)的曲軸驅(qū)動，動力轉(zhuǎn)向泵與空氣壓縮機(jī)同軸，安裝在其后方。動力轉(zhuǎn)向泵的作用是把機(jī)械能轉(zhuǎn)換成液壓能，并且通過動力轉(zhuǎn)向油管輸送給動力轉(zhuǎn)向器。1.對動力轉(zhuǎn)向泵的要求

●在發(fā)動機(jī)怠速時能夠提供足夠的液壓油流量和壓力，以滿足停車轉(zhuǎn)向的要求；●工作效率高，以減小能耗；●在轉(zhuǎn)速一定時流量波動要小，以有利于降低噪聲；●工作可靠、耐久性好；●工作溫度在希望的范圍之內(nèi)；●帶有限壓閥，限制系統(tǒng)中的最高油壓（起安全作用）；●帶有流量控制閥，以限制動力轉(zhuǎn)向泵向動力轉(zhuǎn)向器輸送的最大流量，從而降低泵的功率消耗、降低溫度、減小振動和噪聲、降低壓力；●尺寸小、重量輕、成本較低。汽車設(shè)計(jì)2.動力轉(zhuǎn)向泵的低速工作模式

一啟動發(fā)動機(jī)，動力轉(zhuǎn)向泵就開始轉(zhuǎn)動，就有油被旋轉(zhuǎn)的葉片泵出，其通過泵油道和在出油聯(lián)合接頭16側(cè)壁上鉆出的油孔進(jìn)入出油聯(lián)合接頭16，有流量輸出到壓力油管。由于在出油聯(lián)合接頭16中有了流量，在其喉管處的壓力就低于在柱塞右側(cè)的壓力。而喉管處的低壓力通過控制油道傳到流量控制柱塞17的左側(cè)。在限壓球閥20兩側(cè)的壓力差不足以使其打開，其保持關(guān)閉狀態(tài)。所以，在流量控制柱塞17的左、右兩側(cè)產(chǎn)生了壓力差。動力轉(zhuǎn)向泵的轉(zhuǎn)速越高，通過出油聯(lián)合接頭16向壓力油管輸出的流量就越大，上述壓力差就越大。當(dāng)上述壓力差足以克服流量控制彈簧22的預(yù)緊力時，流量控制柱塞17就開始向左方移動。當(dāng)動力轉(zhuǎn)向泵的轉(zhuǎn)速低于時，泵體中的增壓通道保持處于關(guān)閉狀態(tài)，葉片所泵出的油全部輸送到壓力油管、轉(zhuǎn)向器。在這種狀態(tài)時，動力轉(zhuǎn)向泵的輸出流量與其轉(zhuǎn)速成正比。當(dāng)發(fā)動機(jī)怠速、汽車低速行駛時，動力轉(zhuǎn)向泵處于這種工作狀態(tài)。汽車設(shè)計(jì)3.動力轉(zhuǎn)向泵的流量控制狀態(tài)

當(dāng)動力轉(zhuǎn)向泵的轉(zhuǎn)速高于時，在流量控制柱塞17左、右兩側(cè)所產(chǎn)生的壓力差足以克服流量控制彈簧22的壓緊力、使柱塞向左方移動足夠遠(yuǎn)，使泵體中的增壓通道被打開，葉片所泵出的油一部分被輸送到壓力油管、轉(zhuǎn)向器；另外一部分以高速沖入增壓通道，由于增壓通道的設(shè)計(jì)保證其沿著與吸油道相切的方向沖入，起到射流泵的作用，幫助從油罐中把油吸入，同時還使泵的低壓油腔中的壓力有所升高。這些都有利于泵的高速工作。在這種狀態(tài)時，動力轉(zhuǎn)向泵輸出到壓力油管、轉(zhuǎn)向器的流量基本上保持不變；在限壓球閥20兩側(cè)的壓力差不足以使其打開，保持關(guān)閉狀態(tài)。當(dāng)汽車以中、高速行駛時，動力轉(zhuǎn)向泵處于這種工作狀態(tài)。

4.動力轉(zhuǎn)向泵的限壓狀態(tài)

在動力轉(zhuǎn)向泵處于限壓狀態(tài)時，流量控制柱塞17始終處于快速左、右振動狀態(tài)，增壓通道被不斷地快速打開、關(guān)閉，以此來限制整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的最大油壓（泵內(nèi)、壓力油管、轉(zhuǎn)向器中的壓力基本上相等）。但是，由于油壓較高（對于轎車，一般約為10MPa；對重型貨車，最高的約為17MPa），葉片所泵出的油都在泵內(nèi)循環(huán)，油溫迅速上升。所以，動力轉(zhuǎn)向泵的限壓狀態(tài)一般僅允許持續(xù)幾秒鐘；否則，泵便會由于過熱而損壞。動力轉(zhuǎn)向泵的最高允許工作溫度一般不超過135℃。

在動力轉(zhuǎn)向泵處于限壓狀態(tài)時一般都會發(fā)出比較特殊的振動、噪聲，這時應(yīng)該馬上減小施加在轉(zhuǎn)向盤上的力矩，直至這種振動、噪聲消失。汽車設(shè)計(jì)5.動力轉(zhuǎn)向泵的特性曲線

圖示為一個動力轉(zhuǎn)向泵在輸出壓力為4.8265MPa時的輸出流量與泵轉(zhuǎn)速之間的特性曲線。壓力4.8265MPa大致相當(dāng)于一些汽車在良好路面上進(jìn)行停車轉(zhuǎn)向所需要的壓力?？梢钥闯觯诤砉苤睆讲煌瑫r，開始進(jìn)行流量控制的轉(zhuǎn)速不同，最大輸出流量也不同。隨著喉管直徑的增大，開始進(jìn)行流量控制的轉(zhuǎn)速升高，最大輸出流量增大。

圖示為上述動力轉(zhuǎn)向泵在輸出壓力為0.34475MPa時的輸出流量與泵轉(zhuǎn)速之間的特性曲線。壓力0.34475MPa大致相當(dāng)于汽車在公路上直線行駛（駕駛員對轉(zhuǎn)向盤施加的轉(zhuǎn)矩為零或接近為零）時的壓力?？梢钥闯?，在喉管直徑不同時，開始進(jìn)行流量控制的轉(zhuǎn)速不同，最大輸出流量也不同。隨著喉管直徑的增大，開始進(jìn)行流量控制的轉(zhuǎn)速升高，最大輸出流量增大。汽車設(shè)計(jì)

圖7-44示出上述動力轉(zhuǎn)向泵在不同輸出壓力時所需要的輸入功率與泵轉(zhuǎn)速之間的特性曲線。在輸出壓力一定時，泵所需要的輸入功率隨著轉(zhuǎn)速線性增大。而且，輸出壓力越大，所需要的輸入功率隨著轉(zhuǎn)速增大的斜率越大。

圖7-45示出上述動力轉(zhuǎn)向泵在不同輸出壓力時所需要的輸入轉(zhuǎn)矩與泵轉(zhuǎn)速之間的特性曲線。在輸出壓力一定時，泵所需要的輸入轉(zhuǎn)矩基本上不隨著轉(zhuǎn)速發(fā)生變化，基本上是個常數(shù)。但是，輸出壓力不同，這個轉(zhuǎn)矩常數(shù)不同。汽車設(shè)計(jì)3.動力轉(zhuǎn)向泵的安裝

動力轉(zhuǎn)向泵應(yīng)該很剛性地安裝在發(fā)動機(jī)上，如果采用安裝支架，其剛度應(yīng)該盡可能大。泵安裝高度一般應(yīng)該高于動力轉(zhuǎn)向器。發(fā)動機(jī)向各個方向轉(zhuǎn)動、振動不應(yīng)該引起皮帶輪的前后振動，因?yàn)檫@會在動力轉(zhuǎn)向泵的驅(qū)動軸上引起軸向力。7.4.6動力轉(zhuǎn)向油罐1.動力轉(zhuǎn)向油罐的功能

●用于向動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)添加液壓油；●用于檢查動力轉(zhuǎn)向液壓油的液面高度；●為動力轉(zhuǎn)向液壓油的熱膨脹提供空間（油溫范圍為-40~149℃）；●當(dāng)動力轉(zhuǎn)向油管膨脹時（例如動力轉(zhuǎn)向泵限壓時）提供補(bǔ)償液壓油；●用于除去動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的空氣。汽車設(shè)計(jì)2.動力轉(zhuǎn)向油罐的類型

●整體式油罐直接安裝在動力轉(zhuǎn)向泵上的油罐稱為整體式油罐。整體式油罐的制造成本、保修成本都比較低。在有安裝空間的情況下盡可能采用整體式油罐。●遠(yuǎn)距離油罐不直接安裝在動力轉(zhuǎn)向泵上的油罐稱為遠(yuǎn)距離油罐。這種油罐主要用在安裝空間緊張的場合。在布置中，這種油罐離開泵的距離應(yīng)該盡可能短，建議不超過450mm。采用遠(yuǎn)距離油罐的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的冷啟動性能不如采用整體式油箱的系統(tǒng)好；由于有更多的潛在泄漏點(diǎn)，成本較高；當(dāng)發(fā)動機(jī)上的垂直加速度超過25g時，不能裝在發(fā)動機(jī)上。汽車設(shè)計(jì)3.動力轉(zhuǎn)向油罐的設(shè)計(jì)指南

（1）油罐應(yīng)該具有足夠的容積，一般要求不小于600mL。（2）油罐中空氣體積與液壓油體積的比率為1：2~1：2.5（例如在總?cè)莘e為600mL的油罐中，空氣體積為200mL，油的體積為400mL）。（3）油罐應(yīng)該帶有加油頸和回油管接頭；安裝油罐蓋，其功能包括：密封，即液壓油封閉在油罐之內(nèi)；提供油面高度指示器；通大氣，即允許空氣進(jìn)入、排出油罐，保持油罐中適當(dāng)?shù)臍鈮海欣诶鋮s。（4）回油管接頭能夠使油順暢地從轉(zhuǎn)向器流向油罐，并不引起渦流（它會把摻入空氣的油吸入泵的進(jìn)油口），為此回油管接頭一般布置在油罐低部（總是在油面以下至少50mm），以免回油打破油面，引起空氣吸入；油罐的吸油口也必須總是位于油面以下（至少50mm），必須使由回油引起的渦流不集中在進(jìn)油口。（5）在油罐中適當(dāng)設(shè)置阻隔板，以控制流動、減小油中的含空氣量，防止引起油的泡沫化。（6）在任何情況下（例如急轉(zhuǎn)向、爬陡坡時），與吸油管相連的吸油口都在油面以下。（7）能為動力轉(zhuǎn)向泵提供順暢的供油，防止由回油引起的氣泡進(jìn)入吸油管。（8）設(shè)置磁鐵槽，把磁鐵安放在渦流最小的位置，并適當(dāng)固定，以收集外來的鐵和鋼粒子。（9）油罐中的工作油面應(yīng)該高于動力轉(zhuǎn)向泵，在整體式油罐中油面至少應(yīng)該比泵的進(jìn)油口高30mm。汽車設(shè)計(jì)3.動力轉(zhuǎn)向油罐的設(shè)計(jì)指南（10）外部顏色一般建議采用黑色。（11）油罐的材料應(yīng)該能夠滿足使用溫度的要求，一般的工作溫度范圍是-40~+150℃。

對于遠(yuǎn)距離油罐還有如下設(shè)計(jì)要求：吸油管的直徑至少為15.88mm，以保證把油順暢地從遠(yuǎn)距離油罐輸送到動力轉(zhuǎn)向泵的吸油口；從油罐到動力轉(zhuǎn)向泵的距離一般不超過450mm，油罐中的油面至少比泵進(jìn)油口高75mm，如圖所示；遠(yuǎn)距離油罐的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求其最小容積是泵每分鐘流量的兩倍，但是動力轉(zhuǎn)向油罐的容積一般都不能達(dá)到這個標(biāo)準(zhǔn)，所以加隔板減弱渦流很重要。汽車設(shè)計(jì)7.4.7動力轉(zhuǎn)向油管

動力轉(zhuǎn)向油管包括壓力油管和回油管，在采用遠(yuǎn)距離油罐的情況下，還有吸油管?？梢钥闯?，動力轉(zhuǎn)向油管都是由硬管（鋼管）和柔性油管（橡膠油管）組成的。為了保證壓力油管和回油管具有足夠的抗腐蝕能力，在鋼管上制有專門的覆蓋層。為了加強(qiáng)散熱、降低油溫，在一些回油管上安裝了散熱片型散熱器或管型散熱器，汽車設(shè)計(jì)1.動力轉(zhuǎn)向油管的功能●傳輸液壓油壓力油管用于從動力轉(zhuǎn)向泵向動力轉(zhuǎn)向器傳輸壓力油?；赜凸苡糜趶膭恿D(zhuǎn)向器向動力轉(zhuǎn)向油罐傳輸回油?！窠档蛣恿D(zhuǎn)向系統(tǒng)的噪聲液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在工作時常常會引起嚴(yán)重的噪聲。主要的噪聲源是動力轉(zhuǎn)向泵（液壓泵），動力轉(zhuǎn)向器中的轉(zhuǎn)閥也是一個重要的噪聲源?！窠档鸵簤河偷臏囟葎恿D(zhuǎn)向油管中的鋼管部分散熱性能較好。在出現(xiàn)油溫過高的情況下，需要加強(qiáng)散熱，一般在回油管上安裝散熱片型散熱器或管型散熱器汽車設(shè)計(jì)2.動力轉(zhuǎn)向油管在車輛上的安裝為了在發(fā)動機(jī)罩下適當(dāng)布置油管，必須考慮如下因素：●發(fā)動機(jī)相對車架的運(yùn)動情況；●懸架的運(yùn)動情況；●轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動情況；●與發(fā)動機(jī)熱零件的接近程度；●是否暴露于從路面濺起的泥、水等之中；●由于調(diào)整皮帶引起的附件位置改變。為了保證動力轉(zhuǎn)向油管能夠正常工作，在其布置中應(yīng)該保證其與相鄰的零部件之間具有需要的間隙，如表所示汽車設(shè)計(jì)7.5轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)

在圖中所示的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)由左、右梯形臂