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遼寧工程技術(shù)大學(xué)
本科畢業(yè)設(shè)計開題報告
題 目 重型貨車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計
指 導(dǎo) 教 師 劉克銘
院（系、部） 機(jī)械學(xué)院
專 業(yè) 班 級 汽車06-2
學(xué) 號 0607130227
姓 名 楊露露
日 期 2010.3.10
教務(wù)處印制
一、 選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀
1.選題的目的
轉(zhuǎn)向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機(jī)構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。汽車液壓動力轉(zhuǎn)向裝置具有操作輕便、 轉(zhuǎn)向靈活、 隨動精度高、 能吸收路面沖擊波等優(yōu)點，并且能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力，在液壓系統(tǒng)發(fā)生故障時能夠依靠機(jī)械轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)應(yīng)急轉(zhuǎn)向。由于本次設(shè)計對象為重型載貨汽車，所以將采用液壓助力方式對其轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計。
2.選題的意義
作為汽車的一個重要組成部分，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是決定汽車主動安全性的關(guān)鍵總成，它對汽車的操縱穩(wěn)定性、平順性和駕駛員的安全駕駛都有著直接的影響。如何設(shè)計汽車的轉(zhuǎn)向特性，使汽車具有良好的操縱性能，始終是各汽車生產(chǎn)廠家和科研機(jī)構(gòu)的重要研究課題。特別是在車輛高速化、駕駛?cè)藛T非職業(yè)化、車流密集化的今天，針對更多不同水平的駕駛?cè)巳?，汽車的操縱設(shè)計顯得尤為重要。
3.研究現(xiàn)狀
汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)歷了純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)3個基本發(fā)展階段。純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉，目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)用車上仍有使用；液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)成熟、能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力，在重型車輛上廣泛應(yīng)用；EPS以其特有的優(yōu)越性而得到青睞，它代表著未來動力轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展方向，EPS將作為標(biāo)準(zhǔn)配置裝備到汽車上，未來一段時間在動力轉(zhuǎn)向領(lǐng)域占據(jù)主導(dǎo)地位；而更新一代的線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由于有利于提高汽車被動安全性、有利于汽車設(shè)計制造、有利于提高汽車乘坐舒適性和汽車操控穩(wěn)定性等原因，將成為動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向。
助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)過幾十年的發(fā)展，技術(shù)日趨完善。今后，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將進(jìn)一步成熟，線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將成為我們研究的努力方向。
二、研究方案及預(yù)期結(jié)果
1. 主要研究內(nèi)容
本設(shè)計針對重型載貨汽車，采用液壓助力進(jìn)行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計，機(jī)械轉(zhuǎn)向器部分采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器進(jìn)行設(shè)計，分配閥采用滑閥式分配閥，并對動力缸及轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的臂、桿進(jìn)行設(shè)計及轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化。
2.理論及方法
通過對前人的設(shè)計進(jìn)行總結(jié)，運(yùn)用了機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計、材料力學(xué)、理論力學(xué)、汽車?yán)碚摰冗M(jìn)行設(shè)計。
3.技術(shù)路線及論文框架
（1） 第一章 對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的歷史、國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀及發(fā)展等介紹分析。
（2） 第二章 對所選的重型載貨汽車的主要參數(shù)進(jìn)行選擇。包括尺寸參數(shù)輪距、軸距等，及質(zhì)量參數(shù)整車整備質(zhì)量、軸荷分配等等。
（3） 第三章 轉(zhuǎn)向系的方案分析，選擇轉(zhuǎn)向器及轉(zhuǎn)向閥以及分布形式等。轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)。正、逆效率以及角、力傳動比等。
（4） 第四章 機(jī)械轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算。包括尺寸計算及校核。
（5） 第五章 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算。包括動力缸尺寸計算和分配閥的參數(shù)選擇及設(shè)計計算等。轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算。包括轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的臂、桿件的設(shè)計等。
（6） 第六章 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計。
（7） 第七章 對所做設(shè)計進(jìn)行總結(jié)。
4.預(yù)期結(jié)果
預(yù)計完成約50頁說明書，一張裝配圖，兩張零件圖，一張原理圖。本設(shè)計能夠滿足重型載貨汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)操作輕便、 轉(zhuǎn)向靈活、 隨動精度高、 能吸收路面沖擊波，并且能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力等要求。
三、研究進(jìn)度
第1—2周畢業(yè)實習(xí)，完成實習(xí)報告。
第3—4周查閱資料，對所選的重型載貨汽車的主要參數(shù)進(jìn)行選擇。選擇轉(zhuǎn)向器類型及轉(zhuǎn)向閥以及分布形式等。
第5—6周確定轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)。對機(jī)械轉(zhuǎn)向器進(jìn)行設(shè)計計算。
第7—8周對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計計算。
第9—10周對轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計計算及轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計。
第11—12周畫動力缸零件圖、分配閥零件圖、原理圖。
第13—14周畫轉(zhuǎn)向器裝配圖。
第15—16周寫說明書、準(zhǔn)備答辯。
四、主要參考文獻(xiàn)
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[4] 吳基安，吳洋.汽車電子新技術(shù)[M].北京：電子工業(yè)出版社，2006.
[5] 余志生.汽車?yán)碚揫M].北京，機(jī)械工業(yè)出版社，2007.
[6] 李建秋.汽車電子教程[M].北京，清華大學(xué)出版社，2006.
[7] 孫恒.機(jī)械原理[M].北京：高等教育出版社，2006.
[8] 孫志禮.機(jī)械設(shè)計[M].沈陽：東北大學(xué)出版社，2000.
[9] 徐灝.機(jī)械設(shè)計手冊[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1992.
[10]李京生.中國汽車零配件大全[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000.
[11]劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001
[12] 陳軍.汽車拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設(shè)計.西北農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報,2000年,第7期,N0.18
[13] 曉青. 現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展趨勢[J]上海汽車, 2004,(11)
五、指導(dǎo)教師意見
指導(dǎo)教師簽字：
4
摘要
汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分為機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和動力力式式轉(zhuǎn)向系。其中動力式的是在機(jī)械轉(zhuǎn)向器基礎(chǔ)上發(fā)展的。
動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一套兼用駕駛員體力和發(fā)動機(jī)動力為轉(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)動機(jī)通過轉(zhuǎn)向加力裝置提供。但在轉(zhuǎn)向加力裝置失效時，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，動力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)因其優(yōu)良的穩(wěn)定性和可操作性開始壟斷市場。而滑閥式常流液壓動力轉(zhuǎn)向器由于其結(jié)構(gòu)簡單，造價低，泄漏較少，消耗功率較小等優(yōu)點曾被廣泛應(yīng)用。例如斯達(dá)-斯太爾91系列、CQ30290、黃河地盤等均采用滑閥式常流液壓動力轉(zhuǎn)向器。
因此，本設(shè)計將針對重型載貨汽車，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)計計算。
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
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 角傳動比 15
2.2.5 力傳動比 16
2.2.6 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t 17
2.2.7 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 17
3 轉(zhuǎn)向器機(jī)械部分的設(shè)計與計算 19
3.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇 19
3.2 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 20
3.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算 20
3.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計算 22
4 動力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算 23
4.1 對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 23
4.2 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇 23
4.2.1 動力轉(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 動力缸的設(shè)計計算 27
4.3.1 剛徑尺寸Dc的計算 27
4.3.2 活塞行程s的計算 29
4.3.3 動力缸缸筒壁厚t的計算 30
4.4 分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計計算 30
4.4.1 預(yù)開隙 30
4.4.2 滑閥總移動量 31
4.4.3 局部壓力降 31
4.4.4 油液流速的允許值[v] 32
4.4.5 滑閥直徑d 32
4.4.6 滑閥在中間位置時的油液流速v 32
4.4.7 分配閥的泄漏量 33
4.5 回位彈簧的預(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 液壓動力轉(zhuǎn)向的工作特性 35
5 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計 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（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，用一個操縱桿或手柄來使前輪偏轉(zhuǎn)實現(xiàn)轉(zhuǎn)向的。由于操縱費(fèi)力且不可靠，以致時常發(fā)生車毀人亡的事故。
在20世紀(jì)初，汽車已經(jīng)是一個沉重而又高速疾馳的車輛，充氣輪胎代替了實心車輪。由于轉(zhuǎn)向柱直接于轉(zhuǎn)向節(jié)連接，所以轉(zhuǎn)動車輪式很費(fèi)勁的。即使是一個健壯的駕駛員，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)計了在轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向節(jié)之間安裝齒輪減速機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器。從那時起，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)就一直被這樣沿用下來。
從1903年開始，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《汽車時代》雜志談到了哥倫比亞汽車的助力轉(zhuǎn)向器。據(jù)說這總簡單的裝置在車速為29公里/小時時，仍能使汽車保持不偏離路線。
1923年，美國底特律市的亨利·馬爾斯為了減少蝸輪副和滾動軸之間的接觸摩擦力，在兩者之間接觸處放置滾珠支撐，這就出現(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標(biāo)準(zhǔn)，而后為汽車工業(yè)所采納。第二次世界大戰(zhàn)時期，汽車轉(zhuǎn)向雖然采用了轉(zhuǎn)向器，但對其實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，駕駛員要求能有更好的辦法來解決，這才重新推廣了一種已經(jīng)大約有3/4個世紀(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，助力專項的歷史又回到了以前的道路。
現(xiàn)在，動力轉(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)使用電動助力轉(zhuǎn)向器，使汽車的經(jīng)濟(jì)性、動力性和機(jī)動性都有所提高。
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、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、質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角振動過大；汽車加速、制動或上坡時軸荷轉(zhuǎn)移過大而導(dǎo)致其制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；萬向節(jié)傳動的夾角過大等。因此，在選擇軸距時應(yīng)綜合考慮對有關(guān)方面的影響。當(dāng)然，在滿足所設(shè)計汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設(shè)計得短一些為好。
(1)載貨汽車的軸距
在整車選型初期，可根據(jù)要求的貨廂長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距L：
L＝LH+LJ+S-LR (1-1)
式中 LH—貨廂長度，可根據(jù)汽車的裝載質(zhì)量、載貨長度來確定，或參考同類型
LJ—前輪中心至駕駛室后壁的距離,在該布置方案選定后可通過對駕駛室、發(fā)動機(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)動機(jī)維修時的需要；
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)通過總布置和相應(yīng)的計算來完成，其中包括檢查最小轉(zhuǎn)彎半徑和萬向節(jié)傳動的夾角是否過大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車總體設(shè)計的要求等。
輕型貨車、鞍式牽引車和礦用自卸車等車型要求有小的轉(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，則軸距可取得長一些。汽車總質(zhì)量愈大，軸距一般也愈長。為了滿足不同用戶的需要，常同時選定幾種軸距，構(gòu)成汽車的系列產(chǎn)品，如基本型、長軸距、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)計時參考。
三軸汽車的中后軸之間的軸距，多取為輪胎直徑的1.1—1.25倍。
表1-1 各類汽車的軸距和輪距
Tablet 1-1 Each kind of automobile spread of axies and gauge
車型
類別
軸距L/mm
輪距B/mm
乘用車
發(fā)動機(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)動性變壞。
受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距B1范圍內(nèi)，應(yīng)能布置下發(fā)動機(jī)、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運(yùn)動間隙。在確定后輪距B2時，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、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，提高汽車的動力性、經(jīng)濟(jì)性和機(jī)動性。GB 1589—79對汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。
各國對公路運(yùn)輸車輛的外廓尺寸都有法規(guī)限制，以使其適應(yīng)該國的公路、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。我國對公路車輛的限制尺寸是：總高不大于4m；總寬(不包括后視鏡)不大于2.5m，左、右后視鏡等突出部分的側(cè)向尺寸總共不大于250mm；總長：載貨汽車及越野汽車不大于12m；牽引車帶半掛車不大于16m；汽車拖帶掛車不大于20m；掛車不大于8m；大客車不大于12m；鉸接式大客車不大于18m。在設(shè)計重型汽車和大客車時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)計也會不同。例如城市公共汽車因有站立乘客易超載且要求有較好的機(jī)動性，因此設(shè)計時車身不宜過長；而長途公共汽車、團(tuán)體用和旅游用大客車技座位數(shù)乘客，車身則可設(shè)計得長些。大客車的總寬多在2.45～2.5m。一般大客車的總高多為2.9～3.1；而長途大型公共汽車由于設(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
前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減小了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員視野變壞。因在前懸這段尺寸內(nèi)要布置保險杠、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動機(jī)、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸尺寸有利于在撞車時對乘員起保護(hù)作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對平頭汽車，前懸還會影響從前門上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下上述各總成、部件的同時盡可能短些。對載客量少些的平頭車，考慮到真面碰撞能有足夠多的結(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、但沒有裝貨和在人時的整車質(zhì)量。
整車整備質(zhì)量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟(jì)型有影響。目前，盡可能見嫂整車整備質(zhì)量的目的是：通過減輕整備質(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，塑料載汽車上會進(jìn)一步得到應(yīng)用。
整車整備質(zhì)量在設(shè)計階段需估算確定。在日常工作種，收集大量同類汽車各總成、部件和整車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計的特點、工藝水平等初步估算各總成、部件的質(zhì)量，再累計成整車整備質(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)計平均值估計，可參考表1-2
表1-2乘用車和商用客車人均整備質(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)動機(jī)排量V/L
V≤1.0
0.15～0.16
車輛總長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)計總質(zhì)量見表1-3。
（2）汽車的載質(zhì)量me 汽車的載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時所允許的額定載質(zhì)量。汽車在碎石路面上行駛時，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)計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結(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，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)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱件和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設(shè)計時應(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。汽車的布置型式對軸荷分配影響較大，例如對載貨汽車而言，長頭車滿載時的前軸負(fù)荷分配多在28％上下，而平頭車多在33％～35％。對轎車而言，前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的轎車滿載時的前軸負(fù)荷最好在55％以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動的轎車滿載時的后軸負(fù)荷一般不大于52％；后置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動的轎車滿載時后軸負(fù)荷最好不超過59％，否則，會導(dǎo)致汽車具有過多轉(zhuǎn)向特性而使操縱性變壞。
在確定軸荷分配時也要考慮到汽車的使用條件。對于常在較差路面上行駛的載貨汽車，為了保證其在泥濘路而上的通過能力，常將滿載前軸負(fù)荷控制在26％～27％，以減小前輪的滾動阻力并增大后驅(qū)動輪的附著力。對于常在潮濕路面上行駛的后驅(qū)動輪裝用單胎的4×2平頭貨車，空載時后鈾負(fù)荷應(yīng)不小于41％，以免引起例滑。
在確定軸荷分配時還要充分考慮汽車的結(jié)構(gòu)特點及性能要求。例如：重型礦用自卸汽車的軸距短、質(zhì)心高，制動或下坡時質(zhì)量轉(zhuǎn)移會使前軸負(fù)荷過大，故在設(shè)計時可將其前軸負(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路地區(qū)的通過。
根據(jù)以上的論述，本次設(shè)計初選數(shù)據(jù)如下：
表1-3 汽車主要參數(shù)
Tablet 1-3 Automotive main parameters
驅(qū)動形式
6×4
外形尺寸（mm）
長：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)向系是通過對左、右轉(zhuǎn)向車輪不同轉(zhuǎn)角之間的合理匹配來保證汽車能沿著設(shè)想的軌跡運(yùn)動的機(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，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(yùn)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(yīng)有轉(zhuǎn)向動力系統(tǒng)。但對于中級以下的轎車和前軸負(fù)荷不超過3t的載貨汽車，則多數(shù)僅在用機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)而無動力轉(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
1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel
2.1.2 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)
轉(zhuǎn)向傳動機(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。（見圖2-2）
轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)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(jìn)行偏轉(zhuǎn)。
圖2-2 轉(zhuǎn)向傳動機(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(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。
機(jī)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，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司機(jī)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(shè)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(jī)構(gòu)的震動，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（見圖2-3）；為了提高操縱穩(wěn)定性和機(jī)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(jī)動性的要求，有時要增加轉(zhuǎn)向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉(zhuǎn)向
圖 2-3 轉(zhuǎn)向系簡圖
Fig 2-3 Schematic Steering System
（a）與非獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時；（b）與獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時；
(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)動性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來衡量，但汽車的高機(jī)動性則應(yīng)由兩個條件保證。即首先應(yīng)使左、右轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角時前外輪的轉(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(yīng)不超過1.8圈，對貨車不應(yīng)超過3.0圈。
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2-4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2-4 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。可按下式計算：
(2-2)
通常為35o～40o，為了減小值，值有時可達(dá)到45o
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(dá)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)向器傳動間隙以及選用可逆式轉(zhuǎn)向器來達(dá)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。
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。
2.1.5 對轉(zhuǎn)向系的要求
1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。
2）汽車轉(zhuǎn)向行駛時，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。
3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。
4）轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運(yùn)動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最小。
5）保證汽車有較高的機(jī)動性，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)向盤的反沖力要盡可能小。
8) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(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)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，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)動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。
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，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。
正效率計算公式：
（2—3）
逆效率計算公式：
（2—4）
式中，為作用在轉(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。
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。
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、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。
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，對于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算
=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。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。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)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動機(jī)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。
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。
如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算
=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，不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負(fù)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(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 角傳動比
轉(zhuǎn)向盤轉(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)向系的角傳動比.。轉(zhuǎn)向盤轉(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)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比。它們之間的關(guān)系為
（2—7）
式中 ——轉(zhuǎn)向系的角傳動比；
——轉(zhuǎn)向器的角傳動比；
——轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比；
——轉(zhuǎn)向盤轉(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)向傳動機(jī)構(gòu)的布置，通常取其在中間位置時使轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂均垂直于其轉(zhuǎn)向縱拉桿(見圖2—3)，而在向左和向右轉(zhuǎn)到底的位置時，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，轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比亦可取為
（2—8）
式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長
——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長
現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比多在0.85~1. 1之間，即近似為1。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。
2.2.5 力傳動比
轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的力傳動比等于轉(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)。對于圖2—3所示的非獨(dú)立懸架汽車的轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)來說，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪由轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)帶動而轉(zhuǎn)
向且后者處于圖示虛線位置時，其轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩為
（2—9）
轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的力傳動比為
（2—10）
2.2.6 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。
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。
為此，傳動副傳動間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計成圖2-5所示的逐漸加大的形狀。
圖2-5 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性
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)向器傳動間隙變化特性。
2.2.7 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。
3 轉(zhuǎn)向器機(jī)械部分的設(shè)計與計算
3.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇
根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動副的不同，轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。
對轉(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、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應(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且無動力轉(zhuǎn)向和不大于4t帶動力轉(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)中裝有液力式動力轉(zhuǎn)向或在轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝有減振器時，則可采用正、逆效率均高的轉(zhuǎn)向器，
因為路面的沖擊可由液體或減振器吸收，轉(zhuǎn)向盤不會產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。
關(guān)于轉(zhuǎn)向器角傳動比對使用條件的適應(yīng)性間題，也是選擇轉(zhuǎn)向器時應(yīng)考慮的一個方面。對于前軸負(fù)荷不大的或裝有動力轉(zhuǎn)向的汽車來說，轉(zhuǎn)向的輕便性不成問題，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)向盤的總?cè)?shù)以提高汽車的轉(zhuǎn)向靈敏性。因為高速行駛時，很小的前輪轉(zhuǎn)角也會導(dǎo)致產(chǎn)生較大的橫向加速度使輪胎發(fā)生側(cè)滑。這時應(yīng)選用轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時角傳動比較大而左、右兩端角傳動比較小的轉(zhuǎn)向器。對于前軸負(fù)荷較大且未裝動力轉(zhuǎn)向的汽車來說，為了避免“轉(zhuǎn)向沉重”，則應(yīng)選擇具有兩端的角傳動比較大、中間較小的角傳動比變化特性的轉(zhuǎn)向器。
針對本次設(shè)計，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，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。因為循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動效率可達(dá)75%~80%，并且其缺點是逆效率高，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)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，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。
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（N?mm),即
（3—1）
f 為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(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)向器角傳動比，，所以
此值超過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)，并且對轉(zhuǎn)向器和動力轉(zhuǎn)向器動力缸以前零件的計算載荷，應(yīng)取駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤輪緣上的最大瞬時力，此力為700N。
3.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算
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；但使鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。因為鋼球直徑本身有誤差，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)驗證明每個環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過60個為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應(yīng)分組裝配。每個環(huán)路中的鋼球數(shù)為
式中，W為一個環(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 四點接觸的滾道截面
Fig 3-1 four-point roller in contact section
B、D-鋼球與滾道的接觸點；-鋼球中心距；-滾道截面的圓弧半徑
B, D-ball and raceway contact points; - ball pitch; - rolling 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，許用接觸應(yīng)力
所以符合要求。
4 動力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算
動力轉(zhuǎn)向又稱為轉(zhuǎn)向加力。具有動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車在轉(zhuǎn)向時除依靠司機(jī)作用于轉(zhuǎn)向盤的手力外，更主要的是借助于稱作轉(zhuǎn)向加力器的動力轉(zhuǎn)向裝置實現(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，中高級以上的轎車，大都采用動力轉(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，就可以采用動力轉(zhuǎn)向；達(dá)到35kN左右時，建議采用動力轉(zhuǎn)向；超過40kN時，則應(yīng)該采用動力轉(zhuǎn)向。
對于具有動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的汽車，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤上的切向力時，動力轉(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)計取80N。
4.1 對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求
1)運(yùn)動學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的轉(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)向盤上的切向力h F≥0.025～0.190kN時(因汽車形式不同而異)， 動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。
4)轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。
5)工作靈敏，即轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。
6)動力轉(zhuǎn)向失靈時，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 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇
4.2.1 動力轉(zhuǎn)向形式與結(jié)構(gòu)方案
由分配閥、轉(zhuǎn)向器、動力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成液壓式動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式(見圖4—1a)和分置式兩類。后者按分配閥所在位置不同又分為：分配閥裝在動力缸上的稱為聯(lián)閥式，(見圖 4—1b)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器和動力缸之間的拉桿上稱為連桿式，(見圖 4—1c)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上的稱為半分置式，(見圖 4—1d)
圖 4—1 動力轉(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－動力缸
1—Valve 2—Steering 3— Power cylinder
轉(zhuǎn)向分配閥、轉(zhuǎn)向動力缸與機(jī)械轉(zhuǎn)向器組合到一起成為一個整體的結(jié)構(gòu)型式，稱為整體式動力轉(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)。整體式動力轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)緊湊、管路較短、易于布置，但對轉(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，要同時承受由轉(zhuǎn)向盤傳來的載荷和轉(zhuǎn)向動力缸的作用載荷，致使其尺寸加大，故用在裝載質(zhì)量大的重型汽車上會給轉(zhuǎn)向器的設(shè)計造成困難。因此，整體式動力轉(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)計的載貨汽車前橋負(fù)荷7.5t小于15t，所以采用整體式動力轉(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，因為氣壓制動系統(tǒng)的工作壓力較低（一般不高于0.7MPa），用于這種重型汽車上時，其部件尺寸將過于龐大。液壓轉(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)工作時無噪聲，工作滯后時間短，而且能吸收來自不平路面的沖擊。因此，液壓式動力轉(zhuǎn)向因為油液工作壓力高，動力缸尺寸小、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)點而被廣泛應(yīng)用在各類汽車上。所以本設(shè)計采用液壓式轉(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。這一點對重型汽車而言尤為重要。常流式的優(yōu)點則是結(jié)構(gòu)簡單，液壓泵壽命長，泄漏較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數(shù)重型汽車（如法國貝利埃T25型、美國WABCO120C型等自卸汽車）采用常壓式轉(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，轉(zhuǎn)向控制閥6保持開啟。轉(zhuǎn)向動力缸8的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通而不起作用。轉(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，液壓泵實際上處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)。當(dāng)駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，通過機(jī)械轉(zhuǎn)向器7使轉(zhuǎn)向控制閥處于與某一轉(zhuǎn)彎方向相對應(yīng)的工作位置時，轉(zhuǎn)向動力缸的相應(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，直到足以推動轉(zhuǎn)向動力缸活塞為止。轉(zhuǎn)向盤停止轉(zhuǎn)動后，轉(zhuǎn)向控制閥隨即回到中立位置，使動力缸停止工作。
圖4—2 常流式液壓轉(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，國產(chǎn)轎車上幾乎毫無例外的采用了轉(zhuǎn)閥式動力轉(zhuǎn)向器。而滑閥式動力轉(zhuǎn)向器多用于重型載貨汽車，故本設(shè)計采用滑閥式動力轉(zhuǎn)向器。
閥體沿軸向移動來控制油液流量的轉(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，其兩個凸棱邊與閥套環(huán)槽形成四條縫隙。中間的兩個縫隙分別與動力缸兩腔的油道相通，而兩邊的兩個縫隙與回油道相通。當(dāng)閥體向右移動很小的一個距離時，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)入動力缸的一個腔；而動力缸另一個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 動力缸的設(shè)計計算
動力缸相對于轉(zhuǎn)向器有兩種布置方法。整體式的動力缸活塞與轉(zhuǎn)向器均布置在同一個由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。
在動力缸的計算中需確定其缸徑、活塞行程s、活塞桿直徑d以及缸筒壁厚t。
4.3.1 剛徑尺寸Dc的計算
動力缸的缸徑尺寸Dc可由作用于活塞—齒條上的力的平衡條件來確定：
（4—1）
式中 ——由轉(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)向盤切向力所引起的作用在活塞上的軸向力；
——高壓油液對活塞的推力。
其中 （4—2）
（4—3）
（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)向傳動機(jī)構(gòu)的力傳動比；取
（4）——轉(zhuǎn)向傳動機(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)向盤上的切向力；=
為轉(zhuǎn)向搖臂；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂；為轉(zhuǎn)向盤直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動比；為轉(zhuǎn)向器正效率。
（8）——轉(zhuǎn)向盤的半徑；= =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）——動力缸缸徑；
（13）——動力缸內(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的計算
當(dāng)動力缸與轉(zhuǎn)向器一體時，活塞行程s可由搖臂軸轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時齒扇轉(zhuǎn)過的節(jié)圓弧長來球得，即
（4—7）
式中——搖臂軸由中間位置轉(zhuǎn)至極限位置時的轉(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，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 動力缸缸筒壁厚t的計算
根據(jù)缸體在橫斷平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件（見式4—8）和在軸向平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件（見式4—9）進(jìn)行，
（4—8）
（4—9）
為缸體材料的屈服點。缸體采用球墨鑄鐵QT500—05，抗拉強(qiáng)度為500MPa ,屈服點為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)計計算
4.4.1 預(yù)開隙
預(yù)開隙如圖（4-4）所示，為滑閥處于中間位置時分配閥內(nèi)各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開啟量，也是為使分配閥內(nèi)某油路關(guān)閉所需的滑閥最小移動量。值過小會使油液常流時局部阻力過大；值過大則轉(zhuǎn)向盤需轉(zhuǎn)過一個大的角度才能使動力缸工作，轉(zhuǎn)向靈敏度低。一般要求轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角°~ 5°時滑閥就移動的距離。
整體式動力轉(zhuǎn)向系分配閥的預(yù)開隙為
（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 滑閥的總移動量e和預(yù)開隙
Fig 4—4 The total amount of slide valve movement and pre-opening e-gap
4.4.2 滑閥總移動量
滑閥總移動量過大時，會使轉(zhuǎn)向盤停止轉(zhuǎn)動后滑閥回到中間位置的行程長，致使轉(zhuǎn)向車輪停止偏轉(zhuǎn)的時刻也相應(yīng)“滯后”，從而使靈敏度降低；如值過小，則使密封長度過小導(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)滑閥總移動量為時，轉(zhuǎn)向盤允許轉(zhuǎn)動的角度約為20°左右。據(jù)此可參照式（4—11），并取 =20°來計算值。
半分之式動力轉(zhuǎn)向系的滑閥總移動量為
mm （4—11）
4.4.3 局部壓力降
當(dāng)汽車直行時，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