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摘要
汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分為機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和動(dòng)力力式式轉(zhuǎn)向系。其中動(dòng)力式的是在機(jī)械轉(zhuǎn)向器基礎(chǔ)上發(fā)展的。
動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一套兼用駕駛員體力和發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力為轉(zhuǎn)向能源的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。在正常情況下，汽車轉(zhuǎn)向所需的能量只有一小部分由駕駛員提供，而大部分能量由發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)轉(zhuǎn)向加力裝置提供。但在轉(zhuǎn)向加力裝置失效時(shí)，一般還應(yīng)當(dāng)能由駕駛員獨(dú)立承擔(dān)汽車轉(zhuǎn)向任務(wù)。因此，在今天，動(dòng)力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)因其優(yōu)良的穩(wěn)定性和可操作性開(kāi)始?jí)艛嗍袌?chǎng)。而滑閥式常流液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向器由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)低，泄漏較少，消耗功率較小等優(yōu)點(diǎn)曾被廣泛應(yīng)用。例如斯達(dá)-斯太爾91系列、CQ30290、黃河地盤(pán)等均采用滑閥式常流液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。
因此，本設(shè)計(jì)將針對(duì)重型載貨汽車，進(jìn)行滑閥式常流液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算。
關(guān)鍵詞：重型貨車；滑閥；常流液壓；助力轉(zhuǎn)向；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
Abstract
Automotive steering system is divided into mechanical power steering system and power steering system type. One type is the mechanical power steering on the basis of development.
Power steering systems use either a driver's manual and engine power steering system for the transition energy. Under normal circumstances, the vehicle steering the energy required only a small part of the offer by the pilots, and most of the energy from the engine through the steering afterburner devices provide. However, in turn afterburner device failure, the general should also be able to bear the steering by the driver of independent tasks. So, today, power steering system, because of its excellent stability and maneuverability is beginning to dominate the market. The slide-valve-type constant flow hydraulic power steering because of its simple structure, low cost, leak less, consume less power etc. have been widely used. For example, Star - Steyr 91 series, CQ30290, the Yellow River site Dengjun using slide-valve type constant flow hydraulic power steering.
Therefore, the design for the heavy-duty truck to carry out regular flow of slide-valve-type hydraulic power steering gear design calculations.
Key words: Heavy goods vehicles; slide valve; constant flow hydraulic; power steering; structural design
II
目錄
前言 1
1 汽車主要參數(shù)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(zhì)量參數(shù)的確定 5
1.2.1 整車整備質(zhì)量 5
1.2.2 汽車的載客量和裝載質(zhì)量 6
1.2.3 質(zhì)量系數(shù) 6
1.2.4 汽車總質(zhì)量 7
1.2.5 軸荷分配 7
2 轉(zhuǎn)向系的概述及主要性能參數(shù) 9
2.1 轉(zhuǎn)向系的概述 9
2.1.1 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 9
2.1.2 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 10
2.1.3 轉(zhuǎn)向器 10
2.1.4 轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑 11
2.1.5 對(duì)轉(zhuǎn)向系的要求 13
2.2 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 13
2.2.1 轉(zhuǎn)向系的效率 13
2.2.2 轉(zhuǎn)向器的正效率 14
2.2.3 轉(zhuǎn)向器的逆效率 15
2.2.4 角傳動(dòng)比 15
2.2.5 力傳動(dòng)比 16
2.2.6 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙△t 17
2.2.7 轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù) 17
3 轉(zhuǎn)向器機(jī)械部分的設(shè)計(jì)與計(jì)算 19
3.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇 19
3.2 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定 20
3.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)算 20
3.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計(jì)算 22
4 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)計(jì)算 23
4.1 對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 23
4.2 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇 23
4.2.1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向形式與結(jié)構(gòu)方案 23
4.2.2 傳能介質(zhì)的選擇 24
4.2.3 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的選擇 25
4.2.4 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置轉(zhuǎn)向控制閥的選擇 26
4.3 動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 27
4.3.1 剛徑尺寸Dc的計(jì)算 27
4.3.2 活塞行程s的計(jì)算 29
4.3.3 動(dòng)力缸缸筒壁厚t的計(jì)算 30
4.4 分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 30
4.4.1 預(yù)開(kāi)隙 30
4.4.2 滑閥總移動(dòng)量 31
4.4.3 局部壓力降 31
4.4.4 油液流速的允許值[v] 32
4.4.5 滑閥直徑d 32
4.4.6 滑閥在中間位置時(shí)的油液流速v 32
4.4.7 分配閥的泄漏量 33
4.5 回位彈簧的預(yù)緊力和反作用閥直徑的確定 33
4.6 油泵排量與油罐容積的確定 34
4.7 液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向的工作特性 35
5 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 37
5.1轉(zhuǎn)向傳送機(jī)構(gòu)的臂、桿與球銷 38
5.2 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)的防傷安全措施 39
6 經(jīng)濟(jì)技術(shù)路線分析………………………………………………….42
7 結(jié)論 43
致謝 44
參考文獻(xiàn) 45
附錄A譯文 46
附錄B外文文獻(xiàn) 51
遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
前言
100多年前，汽車剛剛誕生后不久，其轉(zhuǎn)向操作是模仿馬車和自行車的轉(zhuǎn)向方式，用一個(gè)操縱桿或手柄來(lái)使前輪偏轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向的。由于操縱費(fèi)力且不可靠，以致時(shí)常發(fā)生車毀人亡的事故。
在20世紀(jì)初，汽車已經(jīng)是一個(gè)沉重而又高速疾馳的車輛，充氣輪胎代替了實(shí)心車輪。由于轉(zhuǎn)向柱直接于轉(zhuǎn)向節(jié)連接，所以轉(zhuǎn)動(dòng)車輪式很費(fèi)勁的。即使是一個(gè)健壯的駕駛員，要控制轉(zhuǎn)向仍然是很勞累的事情。因此，汽車常常沖出路外。于是，降低轉(zhuǎn)向操縱力的問(wèn)題就變得賜教迫切了。
為了使轉(zhuǎn)向操縱輕便，工程師設(shè)計(jì)了在轉(zhuǎn)向盤(pán)和轉(zhuǎn)向節(jié)之間安裝齒輪減速機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器。從那時(shí)起，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)就一直被這樣沿用下來(lái)。
從1903年開(kāi)始，助力輔助轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)不斷出現(xiàn)，多數(shù)是用在客車上。助力輔助轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中，有一些采用真空助力，還有一些是采用壓縮空氣助力。
1905年出版的《汽車時(shí)代》雜志談到了哥倫比亞汽車的助力轉(zhuǎn)向器。據(jù)說(shuō)這總簡(jiǎn)單的裝置在車速為29公里/小時(shí)時(shí)，仍能使汽車保持不偏離路線。
1923年，美國(guó)底特律市的亨利·馬爾斯為了減少蝸輪副和滾動(dòng)軸之間的接觸摩擦力，在兩者之間接觸處放置滾珠支撐，這就出現(xiàn)了滾珠蝸輪轉(zhuǎn)向器。這種型式的轉(zhuǎn)向器就成為現(xiàn)在大家所熟知的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，目前仍被廣泛地應(yīng)用在美國(guó)和日本制造的汽車上。
1928年，弗朗西斯·戴維斯所研制成功并首次應(yīng)用了液壓助力輔助轉(zhuǎn)向器。這種轉(zhuǎn)向器由維克斯公司制造，該公司并制定了此項(xiàng)標(biāo)準(zhǔn)，而后為汽車工業(yè)所采納。第二次世界大戰(zhàn)時(shí)期，汽車轉(zhuǎn)向雖然采用了轉(zhuǎn)向器，但對(duì)其實(shí)施操縱仍然不是一鍵輕松的事。當(dāng)汽車質(zhì)量增大、轉(zhuǎn)向費(fèi)勁時(shí)，駕駛員要求能有更好的辦法來(lái)解決，這才重新推廣了一種已經(jīng)大約有3/4個(gè)世紀(jì)歷史的助力輔助轉(zhuǎn)向器。
1954年，凱迪拉克汽車公司首先把液壓助力轉(zhuǎn)向器應(yīng)用于汽車上，助力專項(xiàng)的歷史又回到了以前的道路。
現(xiàn)在，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已成為一些轎車的標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置，全世界約有一半的轎車采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。隨著汽車電子技術(shù)的發(fā)展，目前一些轎車已經(jīng)使用電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向器，使汽車的經(jīng)濟(jì)性、動(dòng)力性和機(jī)動(dòng)性都有所提高。
1 汽車主要參數(shù)的選擇
1.1 汽車主要尺寸的確定
汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長(zhǎng)、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等，如圖1-1所示。
圖1-1 汽車的主要參數(shù)尺寸
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(duì)整車其他尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長(zhǎng)、質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑和縱向通過(guò)半徑就小一些。但軸距過(guò)短也會(huì)帶來(lái)一系列問(wèn)題，例如車廂長(zhǎng)度不足或后懸過(guò)長(zhǎng)；汽車行駛時(shí)其縱向角振動(dòng)過(guò)大；汽車加速、制動(dòng)或上坡時(shí)軸荷轉(zhuǎn)移過(guò)大而導(dǎo)致其制動(dòng)性和操縱穩(wěn)定性變壞；萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的夾角過(guò)大等。因此，在選擇軸距時(shí)應(yīng)綜合考慮對(duì)有關(guān)方面的影響。當(dāng)然，在滿足所設(shè)計(jì)汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設(shè)計(jì)得短一些為好。
(1)載貨汽車的軸距
在整車選型初期，可根據(jù)要求的貨廂長(zhǎng)度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距L：
L＝LH+LJ+S-LR (1-1)
式中 LH—貨廂長(zhǎng)度，可根據(jù)汽車的裝載質(zhì)量、載貨長(zhǎng)度來(lái)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(guò)對(duì)駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)和前軸的初步布置或參考同型、同類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(yīng)考慮發(fā)動(dòng)機(jī)維修時(shí)的需要；
LR—后懸尺寸，可根據(jù)道路條件或參考同類型汽車初步確定。
軸距的最終確定應(yīng)通過(guò)總布置和相應(yīng)的計(jì)算來(lái)完成，其中包括檢查最小轉(zhuǎn)彎半徑和萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的夾角是否過(guò)大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車總體設(shè)計(jì)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(zhuǎn)彎半徑，故其軸距比一般貨的短，而經(jīng)常運(yùn)送大型構(gòu)件、長(zhǎng)尺寸或輕拋貨物的貨車和集裝箱運(yùn)輸車，則軸距可取得長(zhǎng)一些。汽車總質(zhì)量愈大，軸距一般也愈長(zhǎng)。為了滿足不同用戶的需要，常同時(shí)選定幾種軸距，構(gòu)成汽車的系列產(chǎn)品，如基本型、長(zhǎng)軸距、短軸距等汽車變型。數(shù)據(jù)，是基本型貨車軸距的選擇范圍，供設(shè)計(jì)時(shí)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 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(dòng)機(jī)排量
V/L
V<1.0
2000～2200
1100～1380
1.0
4.0
2900～3900
1560～1620
商用車
客車
城市客車
4500～5000
1740～2050
長(zhǎng)途客車
5000～6500
4×2貨車
汽車總質(zhì)量
≤1.8
1700～2900
1150～1350
1.8～6.0
2300～3600
1300～1650
6.0～14.0
3600～5500
1700～2000
>14.0
4500～5600
1840～2000
1.1.2 前輪距B1和后輪距B2
改變汽車輪距B會(huì)影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化、增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加，并導(dǎo)致汽車的比功率、幣轉(zhuǎn)矩指標(biāo)下降，機(jī)動(dòng)性變壞。
受汽車總寬不得超過(guò)2.5m限制，輪距不宜過(guò)大。但在選定的前輪距B1范圍內(nèi)，應(yīng)能布置下發(fā)動(dòng)機(jī)、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時(shí)轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運(yùn)動(dòng)間隙。在確定后輪距B2時(shí)，應(yīng)考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度以及它們之間應(yīng)留有必要的間隙。
各類汽車的輪距可參考表1-1提供的數(shù)據(jù)進(jìn)行初選。
1.1.3 外廓尺寸
汽車的外廓尺寸包括其總長(zhǎng)、總寬、總高。它應(yīng)根據(jù)汽車的類型、用途、承載員、道路條件、結(jié)構(gòu)選型與布置以及有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、法規(guī)限制等因素來(lái)確定。在滿足使用要求的前提下，應(yīng)力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質(zhì)量，降低制造成本，提高汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和機(jī)動(dòng)性。GB 1589—79對(duì)汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。
各國(guó)對(duì)公路運(yùn)輸車輛的外廓尺寸都有法規(guī)限制，以使其適應(yīng)該國(guó)的公路、橋梁、涵洞和鐵路運(yùn)輸?shù)挠嘘P(guān)標(biāo)準(zhǔn)，保證行駛安全及交通暢通。我國(guó)對(duì)公路車輛的限制尺寸是：總高不大于4m；總寬(不包括后視鏡)不大于2.5m，左、右后視鏡等突出部分的側(cè)向尺寸總共不大于250mm；總長(zhǎng)：載貨汽車及越野汽車不大于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(shè)計(jì)重型汽車和大客車時(shí)要特別注意這些限制。還應(yīng)注意，即使同一種車型在不同的使用條件下，設(shè)計(jì)也會(huì)不同。例如城市公共汽車因有站立乘客易超載且要求有較好的機(jī)動(dòng)性，因此設(shè)計(jì)時(shí)車身不宜過(guò)長(zhǎng)；而長(zhǎng)途公共汽車、團(tuán)體用和旅游用大客車技座位數(shù)乘客，車身則可設(shè)計(jì)得長(zhǎng)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(zhǎng)途大型公共汽車由于設(shè)置行李艙地板較高，則總高為3.1—3.55m?？傎|(zhì)量為15t以上的重型貨車的總寬多為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(yùn)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(duì)汽車通過(guò)性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長(zhǎng)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(guò)性降低，并使駕駛員視野變壞。因在前懸這段尺寸內(nèi)要布置保險(xiǎn)杠、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長(zhǎng)些的前懸尺寸有利于在撞車時(shí)對(duì)乘員起保護(hù)作用，也有利于采用長(zhǎng)些的鋼板彈簧。對(duì)平頭汽車，前懸還會(huì)影響從前門(mén)上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下上述各總成、部件的同時(shí)盡可能短些。對(duì)載客量少些的平頭車，考慮到真面碰撞能有足夠多的結(jié)構(gòu)件碰撞能量，保護(hù)前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。
1.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定
汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、載客量裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量ma、軸荷分配等。
1.2.1 整車整備質(zhì)量
整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水、但沒(méi)有裝貨和在人時(shí)的整車質(zhì)量。
整車整備質(zhì)量對(duì)汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟(jì)型有影響。目前，盡可能見(jiàn)嫂整車整備質(zhì)量的目的是：通過(guò)減輕整備質(zhì)量增加載質(zhì)量或載客量，抵消因滿足安全標(biāo)準(zhǔn)、排氣凈化標(biāo)準(zhǔn)和噪聲標(biāo)準(zhǔn)所帶來(lái)的整備質(zhì)量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質(zhì)量的措施主要有：新設(shè)計(jì)的車型應(yīng)使其結(jié)構(gòu)更合理，采用強(qiáng)度足夠的輕質(zhì)材料，如塑料、鋁合金等等。過(guò)去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結(jié)構(gòu)件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到比較廣泛的應(yīng)用。今后，塑料載汽車上會(huì)進(jìn)一步得到應(yīng)用。
整車整備質(zhì)量在設(shè)計(jì)階段需估算確定。在日常工作種，收集大量同類汽車各總成、部件和整車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計(jì)的特點(diǎn)、工藝水平等初步估算各總成、部件的質(zhì)量，再累計(jì)成整車整備質(zhì)量。
乘用車和商用客車的整備質(zhì)量，也可按每人所占汽車整備質(zhì)量的統(tǒng)計(jì)平均值估計(jì)，可參考表1-2
表1-2乘用車和商用客車人均整備質(zhì)量值[2]
Tablet 1-2 While average per person fits out the quality value with the vehicle and the commercial passenger train
乘用車
人均整備質(zhì)量值
商用客車
人均整備質(zhì)量值
發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
V≤1.0
0.15～0.16
車輛總長(zhǎng)La/m
≤10.0
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(zhì)量
（1）汽車的載客量 乘用車的載客量包括駕駛員在內(nèi)不超過(guò)9座，又稱之為M1類汽車，其他M2、M3類汽車的座位數(shù)、乘員數(shù)及汽車的最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量見(jiàn)表1-3。
（2）汽車的載質(zhì)量me 汽車的載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時(shí)所允許的額定載質(zhì)量。汽車在碎石路面上行駛時(shí)，載質(zhì)量約為好路面的75％～85％。越野汽車的載質(zhì)量是指越野汽車行駛時(shí)或在土路上行駛的額定在質(zhì)量。
商用貨車載質(zhì)量me的確定，首先應(yīng)與企業(yè)商品規(guī)劃符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。原則上，貨流大、運(yùn)距長(zhǎng)或礦用自卸車應(yīng)采用大噸位貨車以利降低運(yùn)輸成本，提高效率；對(duì)貨源變化頻繁、運(yùn)距短的市內(nèi)運(yùn)輸車，宜采用中、小噸位的貨車比較經(jīng)濟(jì)。
1.2.3 質(zhì)量系數(shù)
質(zhì)量系數(shù)是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即。該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計(jì)水平和工藝水平，值越大，說(shuō)明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。
1.2.4 汽車總質(zhì)量
汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時(shí)的整車質(zhì)量。
乘用車和商用客車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三部分構(gòu)成。其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按65kg計(jì)，于是
(1—2)
式中，n為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；為行李系數(shù)。
商用貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即
（1—3）
式中，為包括駕駛員以及隨行人員在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。
1.2.5 軸荷分配
汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對(duì)汽車的牽引性、通過(guò)性、制動(dòng)性、操縱件和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根
據(jù)汽車的布置型式、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(duì)軸荷分配影響較大，例如對(duì)載貨汽車而言，長(zhǎng)頭車滿載時(shí)的前軸負(fù)荷分配多在28％上下，而平頭車多在33％～35％。對(duì)轎車而言，前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的轎車滿載時(shí)的前軸負(fù)荷最好在55％以上，以保證爬坡時(shí)有足夠的附著力；前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的轎車滿載時(shí)的后軸負(fù)荷一般不大于52％；后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的轎車滿載時(shí)后軸負(fù)荷最好不超過(guò)59％，否則，會(huì)導(dǎo)致汽車具有過(guò)多轉(zhuǎn)向特性而使操縱性變壞。
在確定軸荷分配時(shí)也要考慮到汽車的使用條件。對(duì)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(guò)能力，常將滿載前軸負(fù)荷控制在26％～27％，以減小前輪的滾動(dòng)阻力并增大后驅(qū)動(dòng)輪的附著力。對(duì)于常在潮濕路面上行駛的后驅(qū)動(dòng)輪裝用單胎的4×2平頭貨車，空載時(shí)后鈾負(fù)荷應(yīng)不小于41％，以免引起例滑。
在確定軸荷分配時(shí)還要充分考慮汽車的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及性能要求。例如：重型礦用自卸汽車的軸距短、質(zhì)心高，制動(dòng)或下坡時(shí)質(zhì)量轉(zhuǎn)移會(huì)使前軸負(fù)荷過(guò)大，故在設(shè)計(jì)時(shí)可將其前軸負(fù)荷適當(dāng)減小，使后軸負(fù)荷適當(dāng)加大。為了提高越野汽車在松軟路面和無(wú)路地區(qū)的通過(guò)。
根據(jù)以上的論述，本次設(shè)計(jì)初選數(shù)據(jù)如下：
表1-3 汽車主要參數(shù)
Tablet 1-3 Automotive main parameters
驅(qū)動(dòng)形式
6×4
外形尺寸（mm）
長(zhǎng)：9186
寬：2480
高：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(zhì)量（kg）
12000
載質(zhì)量（kg）
20000
總質(zhì)量（kg）
32000
前軸承載質(zhì)量（kg）
7500
后軸承載質(zhì)量（kg）
2×13000
輪胎選擇
標(biāo)準(zhǔn)輪輞
8.5
斷面寬（mm）
315
外直徑（mm）
1125
單胎最大負(fù)荷（kg）
3730
雙胎最大負(fù)荷（kg）
3270
單胎充氣壓力（KPa）
810
雙胎充氣壓力（KPa）
740
2 轉(zhuǎn)向系的概述及主要性能參數(shù)
2.1 轉(zhuǎn)向系的概述
轉(zhuǎn)向系是通過(guò)對(duì)左、右轉(zhuǎn)向車輪不同轉(zhuǎn)角之間的合理匹配來(lái)保證汽車能沿著設(shè)想的軌跡運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)。它由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成。
2.1.1 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)
轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤(pán)，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。有時(shí)為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對(duì)運(yùn)動(dòng)所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬(wàn)向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動(dòng)，但柔性萬(wàn)向節(jié)如果過(guò)軟，則會(huì)影響轉(zhuǎn)向系的剛度。采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，還應(yīng)有轉(zhuǎn)向動(dòng)力系統(tǒng)。但對(duì)于中級(jí)以下的轎車和前軸負(fù)荷不超過(guò)3t的載貨汽車，則多數(shù)僅在用機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而無(wú)動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置。
圖2-1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)
Fig.2-1 the control mechanism of steering
1-轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤(pán)
1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel
2.1.2 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)
轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。（見(jiàn)圖2-2）
轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)動(dòng)傳給左、右轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。
圖2-2 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)
Fig 2-2 the transmission system of steering
1-轉(zhuǎn)向搖臂；2-轉(zhuǎn)向縱拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；4-轉(zhuǎn)向梯形臂；5-轉(zhuǎn)向橫拉桿
1-steering rocker; 2- Steering rod; 3-steering arm;4-pitman arm;5-tie-rod
2.1.3 轉(zhuǎn)向器
機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)對(duì)轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動(dòng)（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動(dòng)），并按一定的角轉(zhuǎn)動(dòng)比和力轉(zhuǎn)動(dòng)比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。
機(jī)械轉(zhuǎn)向器與動(dòng)力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級(jí)轎車和重型載貨汽車為了使轉(zhuǎn)向輕便，多采用這種動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。
為了避免汽車在撞車時(shí)司機(jī)受到的轉(zhuǎn)向盤(pán)的傷害，除了在轉(zhuǎn)向盤(pán)中間可安裝安全氣囊外，還可在轉(zhuǎn)向系中設(shè)置防傷裝置。為了緩和來(lái)自路面的沖擊、衰減轉(zhuǎn)向輪的擺振和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的震動(dòng)，有的還裝有轉(zhuǎn)向減振器。
多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉(zhuǎn)向（見(jiàn)圖2-3）；為了提高操縱穩(wěn)定性和機(jī)動(dòng)性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向；多軸汽車根據(jù)對(duì)機(jī)動(dòng)性的要求，有時(shí)要增加轉(zhuǎn)向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉(zhuǎn)向
圖 2-3 轉(zhuǎn)向系簡(jiǎn)圖
Fig 2-3 Schematic Steering System
（a）與非獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時(shí)；（b）與獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時(shí)；
(a) and non-independent suspension and steering wheel match; (b) and match the steering wheel independent suspension;
1-轉(zhuǎn)向搖臂；2，4-轉(zhuǎn)向縱拉桿及橫拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；5-轉(zhuǎn)向梯形臂；6-懸架7-擺桿
1 - steering arm; 2,4 - the steering rod and tie rod; 3 - steering knuckle arm; 5 - steering trapezoid arm; 6 - Suspension 7 - pendulum
2.1.4 轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑
汽車的機(jī)動(dòng)性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來(lái)衡量，但汽車的高機(jī)動(dòng)性則應(yīng)由兩個(gè)條件保證。即首先應(yīng)使左、右轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角時(shí)前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內(nèi)；其次，應(yīng)這樣選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比，即由轉(zhuǎn)向盤(pán)處于中間的位置向左或右旋轉(zhuǎn)至極限位置的總旋轉(zhuǎn)全書(shū)，對(duì)轎車應(yīng)不超過(guò)1.8圈，對(duì)貨車不應(yīng)超過(guò)3.0圈。
兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿足上述對(duì)轉(zhuǎn)向系的第(2)條要求，其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖2-4所示，由下式?jīng)Q定： （2-1）
式中：—外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角；
—內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角；
K—兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點(diǎn)間的距離；
L—軸距
內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的合理匹配是由轉(zhuǎn)向梯形來(lái)保證。
圖2-4 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系
Fig 2-4 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner
汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角與、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(guò)程中除內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉(zhuǎn)彎半徑是指汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時(shí)前外輪與地面接觸點(diǎn)的軌跡構(gòu)成圓周的半徑?？砂聪率接?jì)算：
(2-2)
通常為35o～40o，為了減小值，值有時(shí)可達(dá)到45o
操縱輕便型的要求是通過(guò)合理地選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比、力傳動(dòng)比和傳動(dòng)效率來(lái)達(dá)到。
對(duì)轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤(pán)或轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)回正的要求和對(duì)汽車直線行駛穩(wěn)動(dòng)性的要求則主要是通過(guò)合理的選擇主銷后傾角和內(nèi)傾角，消除轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)間隙以及選用可逆式轉(zhuǎn)向器來(lái)達(dá)到。但要使傳遞到轉(zhuǎn)向盤(pán)上的反向沖擊小，則轉(zhuǎn)向器的逆效率有不宜太高。至于對(duì)轉(zhuǎn)向系的最后兩條要求則主要是通過(guò)合理地選擇結(jié)構(gòu)以及結(jié)構(gòu)布置來(lái)解決。
轉(zhuǎn)向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級(jí)以及上轎車、載貨汽車底盤(pán)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(duì)汽車的自身質(zhì)量影響較小。
2.1.5 對(duì)轉(zhuǎn)向系的要求
1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，全部車輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足這項(xiàng)要求會(huì)加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。
2）汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，在駕駛員松開(kāi)轉(zhuǎn)向盤(pán)的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。
3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤(pán)沒(méi)有擺動(dòng)。
4）轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時(shí)，由于運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動(dòng)應(yīng)最小。
5）保證汽車有較高的機(jī)動(dòng)性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。
6）操縱輕便。
7) 轉(zhuǎn)向輪碰撞到占該物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤(pán)的反沖力要盡可能小。
8) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)。
9) 在車禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤(pán)由于車架或車身變形而共同后移時(shí)，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕上海的防傷裝置。
10) 進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。
2.2 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)
2.2.1 轉(zhuǎn)向系的效率
功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)向器的正效率，用符號(hào)表示，；反之稱為逆效率，用符號(hào)表示。
正效率計(jì)算公式：
（2—3）
逆效率計(jì)算公式：
（2—4）
式中，為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。
正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)的自動(dòng)返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。
影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。
2.2.2 轉(zhuǎn)向器的正效率
影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。
（1）轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與效率
在四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指銷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。
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(shí)，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動(dòng)摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。
轉(zhuǎn)向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動(dòng)軸承可使正或逆效率提高約10%。
（2）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率
如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對(duì)于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算
=82.1% （2—5）
式中，為螺桿的螺線導(dǎo)程角=8°~10°，取8°；， f為磨擦因數(shù)，取0.03。
2.2.3 轉(zhuǎn)向器的逆效率
逆效率表示轉(zhuǎn)向器的可逆性。根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在車輪上的力，經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤(pán)，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)自動(dòng)回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時(shí)，傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。
不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時(shí)，它既不能保證車輪自動(dòng)回正，駕駛員又缺乏路面感覺(jué)，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。
極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時(shí)，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)。
如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計(jì)算
=78.3% （2—6）
式（2—5）和式（2—6）表明：增加導(dǎo)程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過(guò)大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時(shí)，逆效率為負(fù)值或者為零，此時(shí)表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角。通常螺線導(dǎo)程角選在8°~10°之間。
2.2.4 角傳動(dòng)比
轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比.。轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的增量與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比。它們之間的關(guān)系為
（2—7）
式中 ——轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比；
——轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比；
——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比；
——轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的增量；
——轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量；
——同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量。
轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置，通常取其在中間位置時(shí)使轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂均垂直于其轉(zhuǎn)向縱拉桿(見(jiàn)圖2—3)，而在向左和向右轉(zhuǎn)到底的位置時(shí)，應(yīng)使轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向節(jié)臂分別與轉(zhuǎn)向縱拉桿的交兔相等。這時(shí)，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比亦可取為
（2—8）
式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)
——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)
現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比多在0.85~1. 1之間，即近似為1。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比時(shí)，為簡(jiǎn)化起見(jiàn)往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比及其變化規(guī)律即可。
2.2.5 力傳動(dòng)比
轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比等于轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩T之比值。與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)布置型式及其桿件所處的轉(zhuǎn)向位置有關(guān)。對(duì)于圖2—3所示的非獨(dú)立懸架汽車的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)來(lái)說(shuō)，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)帶動(dòng)而轉(zhuǎn)
向且后者處于圖示虛線位置時(shí)，其轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩為
（2—9）
轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比為
（2—10）
2.2.6 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙△t
傳動(dòng)間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動(dòng)副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性（圖2-5）。
研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。
傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙在轉(zhuǎn)向盤(pán)處于中間及其附近位置時(shí)要極小，最好無(wú)間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副存在傳動(dòng)間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。
傳動(dòng)副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過(guò)大時(shí)，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。
為此，傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成圖2-5所示的逐漸加大的形狀。
圖2-5 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性
Fig 2-5 Drive gap characteristic property of steering
圖中曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)間隙變化特性。
2.2.7 轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)
轉(zhuǎn)向盤(pán)從一個(gè)極端位置轉(zhuǎn)到另一個(gè)極端位置時(shí)所轉(zhuǎn)過(guò)的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)。它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)閣數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過(guò)6圈。
3 轉(zhuǎn)向器機(jī)械部分的設(shè)計(jì)與計(jì)算
3.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇
根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副的不同，轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式有多種。常見(jiàn)的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。
對(duì)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)型式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型、前軸負(fù)荷、使用條件等來(lái)決定，并要考慮其效率特性、角傳動(dòng)比變化特性等對(duì)使用條件的適應(yīng)性以及轉(zhuǎn)向器的其他性能、壽命、制造工藝等.中、小型轎車以及前軸軸荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。球面蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器曾廣泛用在輕型和中型汽車上，例如:當(dāng)前軸軸荷不大于2.5t且無(wú)動(dòng)力轉(zhuǎn)向和不大于4t帶動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車均可選用這種結(jié)構(gòu)型式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器則是當(dāng)前廣泛使用的一種結(jié)構(gòu)，高級(jí)轎車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(zhuǎn)向器。礦山、工地用汽車和越野汽車，經(jīng)常在壞路或無(wú)路地帶行駛。推薦選用極限可逆式轉(zhuǎn)向器，但當(dāng)系統(tǒng)中裝有液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向或在轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝有減振器時(shí)，則可采用正、逆效率均高的轉(zhuǎn)向器，
因?yàn)槁访娴臎_擊可由液體或減振器吸收，轉(zhuǎn)向盤(pán)不會(huì)產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。
關(guān)于轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比對(duì)使用條件的適應(yīng)性間題，也是選擇轉(zhuǎn)向器時(shí)應(yīng)考慮的一個(gè)方面。對(duì)于前軸負(fù)荷不大的或裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車來(lái)說(shuō)，轉(zhuǎn)向的輕便性不成問(wèn)題，而主要應(yīng)考慮汽車高速直線行駛的穩(wěn)定性和減小轉(zhuǎn)向盤(pán)的總?cè)?shù)以提高汽車的轉(zhuǎn)向靈敏性。因?yàn)楦咚傩旭倳r(shí)，很小的前輪轉(zhuǎn)角也會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)生較大的橫向加速度使輪胎發(fā)生側(cè)滑。這時(shí)應(yīng)選用轉(zhuǎn)向盤(pán)處于中間位置時(shí)角傳動(dòng)比較大而左、右兩端角傳動(dòng)比較小的轉(zhuǎn)向器。對(duì)于前軸負(fù)荷較大且未裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車來(lái)說(shuō)，為了避免“轉(zhuǎn)向沉重”，則應(yīng)選擇具有兩端的角傳動(dòng)比較大、中間較小的角傳動(dòng)比變化特性的轉(zhuǎn)向器。
針對(duì)本次設(shè)計(jì)，采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。因?yàn)檠h(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)效率可達(dá)75%~80%，并且其缺點(diǎn)是逆效率高，所以機(jī)械轉(zhuǎn)向部分采用循環(huán)球——齒條尺扇式轉(zhuǎn)向器。
3.2 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定
為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。欲驗(yàn)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)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。
精確地計(jì)算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力距（N?mm),即
（3—1）
f 為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N），取75000N；p為輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。所以
=5.3
作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力為
（3—2）
式中，為轉(zhuǎn)向搖臂；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂，兩者之比大約在0.85~1.10之間，近似取1；為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑，在380~550mm之間，驅(qū)標(biāo)準(zhǔn)值500mm；為轉(zhuǎn)向器正效率82.1%；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，，所以
此值超過(guò)了駕駛員的生理上的可能，在此情況下，應(yīng)采用助力系統(tǒng)，并且對(duì)轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器動(dòng)力缸以前零件的計(jì)算載荷，應(yīng)取駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)輪緣上的最大瞬時(shí)力，此力為700N。
3.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)算
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)的選擇如下：
齒扇模數(shù) 6.0mm； 搖臂軸直徑40mm； 鋼球中心距35mm； 螺桿外徑34mm；
鋼球直徑8.000mm； 螺距11.000mm； 工作圈數(shù)2.5； 環(huán)流行數(shù)2；
螺母長(zhǎng)度78mm； 齒扇齒數(shù)5； 齒扇整圓齒數(shù)15； 齒扇壓力角27°30′；
切削角7°30′； 齒扇寬34mm。
（1）螺母內(nèi)徑應(yīng)大于螺桿外徑D1，一般要求和鋼球中心距D的關(guān)系為
=（5%~10%）D （3—3）
+(5%~10%)D=+8%D=36.8mm
（2）鋼球數(shù)量
增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力；但使鋼球流動(dòng)性變壞，從而使傳動(dòng)效率降低。因?yàn)殇撉蛑睆奖旧碛姓`差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部鋼球數(shù)。經(jīng)驗(yàn)證明每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過(guò)60個(gè)為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應(yīng)分組裝配。每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)為
式中，W為一個(gè)環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；n為不包括環(huán)流導(dǎo)管中的鋼球數(shù)；為螺線導(dǎo)程角，常取=5°~8°，故1
圖 3-1 四點(diǎn)接觸的滾道截面
Fig 3-1 four-point roller in contact section
B、D-鋼球與滾道的接觸點(diǎn)；-鋼球中心距；-滾道截面的圓弧半徑
B, D-ball and raceway contact points; - ball pitch; - rolling radius of the arc cross section
（3）滾道截面
為了減少摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑應(yīng)大于鋼球半徑,一般取
=（0.51~0.53）d=
（4）接觸角
鋼球與螺桿滾道接觸點(diǎn)的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角稱為接觸角。角多取為45°，以使軸向力合徑向力分配均勻。
3.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計(jì)算
鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力為
=k （3—4）
式中，k為系數(shù)，根據(jù)A/B值從汽車設(shè)計(jì)表7-3查出
= （3—5）
=0.154 （3—6）
=0.0312 ,查表得k=1.615; 為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；為螺桿外半徑；E為材料彈性模量，等于；為鋼球與螺桿之間的正壓力，即
== （3—7）
其中為作用在螺桿上的軸向力
== （3—8）
所以 =k=2226.1MPa
當(dāng)接觸表面硬度為58~64HRC時(shí)，許用接觸應(yīng)力
所以符合要求。
4 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)計(jì)算
動(dòng)力轉(zhuǎn)向又稱為轉(zhuǎn)向加力。具有動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)除依靠司機(jī)作用于轉(zhuǎn)向盤(pán)的手力外，更主要的是借助于稱作轉(zhuǎn)向加力器的動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。使轉(zhuǎn)向輕便、靈活，并減輕司機(jī)的疲勞。也有助于提高汽車高速行駛的安全性。
通常，中高級(jí)以上的轎車，大都采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。其他類型的汽車。當(dāng)轉(zhuǎn)向橋?qū)Φ孛娴呢?fù)荷達(dá)到25kN時(shí)，就可以采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向；達(dá)到35kN左右時(shí)，建議采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向；超過(guò)40kN時(shí)，則應(yīng)該采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。
對(duì)于具有動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力時(shí)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系即應(yīng)起加力作用(轎車取該范圍的較小值；重型汽車取較大值)。本次設(shè)計(jì)取80N。
4.1 對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求
1)運(yùn)動(dòng)學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。
2)隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大(或減小)，作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力必須增大(或減小)，稱之為“路感” 。
3)當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力h F≥0.025～0.190kN時(shí)(因汽車形式不同而異)， 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開(kāi)始工作。
4)轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤(pán)應(yīng)自動(dòng)回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。
5)工作靈敏，即轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長(zhǎng)到最大值。
6)動(dòng)力轉(zhuǎn)向失靈時(shí)，仍能用機(jī)械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。
7)密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。
4.2 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇
4.2.1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向形式與結(jié)構(gòu)方案
由分配閥、轉(zhuǎn)向器、動(dòng)力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸三者相互位置的不同，它分為整體式(見(jiàn)圖4—1a)和分置式兩類。后者按分配閥所在位置不同又分為：分配閥裝在動(dòng)力缸上的稱為聯(lián)閥式，(見(jiàn)圖 4—1b)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸之間的拉桿上稱為連桿式，(見(jiàn)圖 4—1c)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上的稱為半分置式，(見(jiàn)圖 4—1d)
圖 4—1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案
Fig 4—1Power steering layout program
1－分配閥 2－轉(zhuǎn)向器 3－動(dòng)力缸
1—Valve 2—Steering 3— Power cylinder
轉(zhuǎn)向分配閥、轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸與機(jī)械轉(zhuǎn)向器組合到一起成為一個(gè)整體的結(jié)構(gòu)型式，稱為整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。根據(jù)轉(zhuǎn)向分配閥安裝位置的不同，它又有三種結(jié)構(gòu)型式，即分配閥位于轉(zhuǎn)向器上端、分配閥位于轉(zhuǎn)向器上端且與轉(zhuǎn)向軸平行裝置和分配閥位于加力缸活塞內(nèi)。整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)緊湊、管路較短、易于布置，但對(duì)轉(zhuǎn)向器的密封要求高，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、拆裝轉(zhuǎn)向器較困難。另外，轉(zhuǎn)向系的一些主要零件，如搖臂軸及搖臂等，要同時(shí)承受由轉(zhuǎn)向盤(pán)傳來(lái)的載荷和轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的作用載荷，致使其尺寸加大，故用在裝載質(zhì)量大的重型汽車上會(huì)給轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)造成困難。因此，整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器多用在轎車、客車和前橋?qū)Φ孛娴呢?fù)荷在15t以下的貨車上。而在轉(zhuǎn)向橋負(fù)荷為15t以上的重型汽車，則是采用所謂分置式結(jié)構(gòu)。而本次設(shè)計(jì)的載貨汽車前橋負(fù)荷7.5t小于15t，所以采用整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。
4.2.2 傳能介質(zhì)的選擇
按傳能介質(zhì)不同，轉(zhuǎn)向加力裝置有氣壓式和液壓式兩種。氣壓轉(zhuǎn)向加力裝置主要應(yīng)用于一部分其前軸最大軸載質(zhì)量為3~7t并采用氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的貨車和客車。裝載質(zhì)量特大的貨車也不宜采用氣壓轉(zhuǎn)向加力裝置，因?yàn)闅鈮褐苿?dòng)系統(tǒng)的工作壓力較低（一般不高于0.7MPa），用于這種重型汽車上時(shí)，其部件尺寸將過(guò)于龐大。液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的工作壓力可高達(dá)10Mpa以上，故其部件尺寸很小。液壓系統(tǒng)工作時(shí)無(wú)噪聲，工作滯后時(shí)間短，而且能吸收來(lái)自不平路面的沖擊。因此，液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向因?yàn)橛鸵汗ぷ鲏毫Ω撸瑒?dòng)力缸尺寸小、質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，油液具有不可壓縮性，靈敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面沖擊等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用在各類汽車上。所以本設(shè)計(jì)采用液壓式轉(zhuǎn)向加力裝置。
4.2.3 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的選擇
液壓轉(zhuǎn)向加力裝置有常壓式和常流式兩種。常壓式的優(yōu)點(diǎn)在于有蓄能器積蓄液壓能，可以使用流量較小的轉(zhuǎn)向液壓泵，而且還可以在液壓泵不運(yùn)轉(zhuǎn)的情況下保持一定的轉(zhuǎn)向加力能力，使汽車有可能續(xù)駛一定距離。這一點(diǎn)對(duì)重型汽車而言尤為重要。常流式的優(yōu)點(diǎn)則是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，液壓泵壽命長(zhǎng)，泄漏較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數(shù)重型汽車（如法國(guó)貝利埃T25型、美國(guó)WABCO120C型等自卸汽車）采用常壓式轉(zhuǎn)向加力裝置，而常流式轉(zhuǎn)向加力裝置則廣泛應(yīng)用于各種汽車。因此本設(shè)計(jì)采用常流式轉(zhuǎn)向加力裝置。
常流式液壓轉(zhuǎn)向加力裝置示意圖如圖4-2所示。不轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向控制閥6保持開(kāi)啟。轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸8的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通而不起作用。轉(zhuǎn)向液壓泵2輸出的油液流入轉(zhuǎn)向控制閥，又由此流回轉(zhuǎn)向油罐1。因轉(zhuǎn)向控制閥的節(jié)流阻力很小，故液壓泵輸出壓力也很低，液壓泵實(shí)際上處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)。當(dāng)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)，通過(guò)機(jī)械轉(zhuǎn)向器7使轉(zhuǎn)向控制閥處于與某一轉(zhuǎn)彎方向相對(duì)應(yīng)的工作位置時(shí)，轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的相應(yīng)工作腔方與回油管路隔絕，轉(zhuǎn)而與液壓泵輸出管路相通，而動(dòng)力缸的另一腔則仍然通回油管路。地面轉(zhuǎn)向阻力經(jīng)轉(zhuǎn)向控制閥節(jié)流阻力高得多的液壓泵輸出管路阻力。于是，轉(zhuǎn)向液壓泵輸出壓力急劇升高，直到足以推動(dòng)轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸活塞為止。轉(zhuǎn)向盤(pán)停止轉(zhuǎn)動(dòng)后，轉(zhuǎn)向控制閥隨即回到中立位置，使動(dòng)力缸停止工作。
圖4—2 常流式液壓轉(zhuǎn)向加力裝置示意圖
Fig 4—2 Chang-flow diagram of hydraulic steering augmentor
1—轉(zhuǎn)向油罐 2—轉(zhuǎn)向液壓泵3—溢流閥4—流量控制閥5—單向閥6—轉(zhuǎn)向控制閥7—機(jī)械轉(zhuǎn)向器8—轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸
1 - Steering Tank 2 - Steering Pump 3 - relief valve 4 - Flow Control Valve 5 -One-way valve 6 - steering control valve 7 - mechanical steering 8 - the power steering cylinder
4.2.4 液壓轉(zhuǎn)向加力裝置轉(zhuǎn)向控制閥的選擇
轉(zhuǎn)向控制閥有滑閥式和轉(zhuǎn)閥式兩種。目前，國(guó)產(chǎn)轎車上幾乎毫無(wú)例外的采用了轉(zhuǎn)閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。而滑閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器多用于重型載貨汽車，故本設(shè)計(jì)采用滑閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。
閥體沿軸向移動(dòng)來(lái)控制油液流量的轉(zhuǎn)向控制閥，稱為滑閥式轉(zhuǎn)向控制閥，如圖4-3所示。當(dāng)閥體1處于中間位置時(shí)，其兩個(gè)凸棱邊與閥套環(huán)槽形成四條縫隙。中間的兩個(gè)縫隙分別與動(dòng)力缸兩腔的油道相通，而兩邊的兩個(gè)縫隙與回油道相通。當(dāng)閥體向右移動(dòng)很小的一個(gè)距離時(shí)，右凸棱將右外側(cè)的縫隙堵住，左凸棱將中間的左縫隙堵住，則來(lái)自液壓泵的高壓油經(jīng)通道5和中間的右縫隙流入通道4，繼而進(jìn)入動(dòng)力缸的一個(gè)腔；而動(dòng)力缸另一個(gè)腔的低壓油被活塞推出，經(jīng)由通道6和左凸棱外側(cè)的縫隙流回儲(chǔ)油罐。
a ) b )
圖4—3 滑閥式轉(zhuǎn)向控制閥的結(jié)構(gòu)和工作原理
Fig 4—3 Slide-valve steering control valve structure and working principle
a)常流式滑閥 b）常壓式滑閥
a) regular flow slide valve b) pressure-type slide valve
1—閥體 2—閥套 3—?dú)んw 4、6—通動(dòng)力缸左、右腔的通道 5—通液壓泵輸出管路的通道
1 – Body 2 - valve cover 3 – Shell 4、6 - pass power cylinder left and right cavity of the channel 5 - hydraulic pump output pipe-pass channel
4.3 動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)計(jì)算
動(dòng)力缸相對(duì)于轉(zhuǎn)向器有兩種布置方法。整體式的動(dòng)力缸活塞與轉(zhuǎn)向器均布置在同一個(gè)由QT400-18或KTH350-10制造的轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi),活塞與齒條制成一體。
在動(dòng)力缸的計(jì)算中需確定其缸徑、活塞行程s、活塞桿直徑d以及缸筒壁厚t。
4.3.1 剛徑尺寸Dc的計(jì)算
動(dòng)力缸的缸徑尺寸Dc可由作用于活塞—齒條上的力的平衡條件來(lái)確定：
（4—1）
式中 ——由轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩所確定的作用于齒扇上的圓周力；
——活塞與缸筒間的摩擦力；
——由轉(zhuǎn)向盤(pán)切向力所引起的作用在活塞上的軸向力；
——高壓油液對(duì)活塞的推力。
其中 （4—2）
（4—3）
（4—4）
（4—5）
式中
（1）——轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩；
f 為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N），取75000N；p為輪胎氣壓（MPa）,取p=0.81Mpa。
所以
（2）——齒扇的嚙合半徑；
m是齒扇模數(shù)，z是齒扇全齒齒數(shù)。查表取m=6 ; z=15
所以=45(mm)
(3) ——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比；取
（4）——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率；=（0.85~0.9）；取=0.85
（5）——活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)；取
（6）——齒扇的嚙合角；查表取=27°
（7）——轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力；=
為轉(zhuǎn)向搖臂；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂；為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比；為轉(zhuǎn)向器正效率。
（8）——轉(zhuǎn)向盤(pán)的半徑；= =250mm
（9）——轉(zhuǎn)向螺桿直徑；查表取=34mm
(10) ——轉(zhuǎn)向螺桿螺旋滾道的導(dǎo)程角；°
（11）——換算摩擦角；°
（12）——?jiǎng)恿Ω赘讖剑?
（13）——?jiǎng)恿Ω變?nèi)的油液壓力。一般6.0~10.0MPa , 最高16.5~18.0MPa;取8MPa 。
將式（4—1）與式（4—2）（4—3）（4—4）（4—5）聯(lián)立，經(jīng)過(guò)整理即可求得：
（4—6）
將以上參數(shù)帶入方程（4—6）解得 103.6mm 。查表取標(biāo)準(zhǔn)值104mm
4.3.2 活塞行程s的計(jì)算
當(dāng)動(dòng)力缸與轉(zhuǎn)向器一體時(shí)，活塞行程s可由搖臂軸轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時(shí)齒扇轉(zhuǎn)過(guò)的節(jié)圓弧長(zhǎng)來(lái)球得，即
（4—7）
式中——搖臂軸由中間位置轉(zhuǎn)至極限位置時(shí)的轉(zhuǎn)角;
——齒扇的節(jié)圓半徑。
活塞移至有活塞桿一端的極限位置時(shí)，與缸體端面間還應(yīng)有的間隙以利活塞桿的導(dǎo)向，另一端也應(yīng)有10 mm的間隙以免與缸蓋碰撞。
4.3.3 動(dòng)力缸缸筒壁厚t的計(jì)算
根據(jù)缸體在橫斷平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件（見(jiàn)式4—8）和在軸向平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件（見(jiàn)式4—9）進(jìn)行，
（4—8）
（4—9）
為缸體材料的屈服點(diǎn)。缸體采用球墨鑄鐵QT500—05，抗拉強(qiáng)度為500MPa ,屈服點(diǎn)為350MPa 。
n 為安全系數(shù)，通常取n=3.5~5 ，這里取n=5
將兩式聯(lián)立解得： ，查表取標(biāo)準(zhǔn)值 t = 10 mm
4.4 分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算
4.4.1 預(yù)開(kāi)隙
預(yù)開(kāi)隙如圖（4-4）所示，為滑閥處于中間位置時(shí)分配閥內(nèi)各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開(kāi)啟量，也是為使分配閥內(nèi)某油路關(guān)閉所需的滑閥最小移動(dòng)量。值過(guò)小會(huì)使油液常流時(shí)局部阻力過(guò)大；值過(guò)大則轉(zhuǎn)向盤(pán)需轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)大的角度才能使動(dòng)力缸工作，轉(zhuǎn)向靈敏度低。一般要求轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角°~ 5°時(shí)滑閥就移動(dòng)的距離。
整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向系分配閥的預(yù)開(kāi)隙為
（4—10）
P為轉(zhuǎn)向螺桿的螺距，取11mm ；為相應(yīng)的轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角。
值通常約在0.15~0.5mm范圍內(nèi)，所以取值合理
。
圖4—4 滑閥的總移動(dòng)量e和預(yù)開(kāi)隙
Fig 4—4 The total amount of slide valve movement and pre-opening e-gap
4.4.2 滑閥總移動(dòng)量
滑閥總移動(dòng)量過(guò)大時(shí)，會(huì)使轉(zhuǎn)向盤(pán)停止轉(zhuǎn)動(dòng)后滑閥回到中間位置的行程長(zhǎng)，致使轉(zhuǎn)向車輪停止偏轉(zhuǎn)的時(shí)刻也相應(yīng)“滯后”，從而使靈敏度降低；如值過(guò)小，則使密封長(zhǎng)度過(guò)小導(dǎo)致密封不嚴(yán)，這就容易產(chǎn)生油液泄漏致使進(jìn)、回油路不能完全隔斷而使工作油液壓力降低和流量減少。通常，當(dāng)滑閥總移動(dòng)量為時(shí)，轉(zhuǎn)向盤(pán)允許轉(zhuǎn)動(dòng)的角度約為20°左右。據(jù)此可參照式（4—11），并取 =20°來(lái)計(jì)算值。
半分之式動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的滑閥總移動(dòng)量為
mm （4—11）
4.4.3 局部壓力降
當(dāng)汽車直行時(shí)，滑閥處于中間位置，油液流經(jīng)滑閥后再回到郵箱。油液流經(jīng)滑閥時(shí)產(chǎn)生的局部壓力降為
（4—12）
式中 為油液密度；為局部阻力系數(shù)；v為油液的流