輕型貨車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計

1、 輕型貨車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計摘要汽車在行駛的過程中，需要按照駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向，即所謂的汽車轉(zhuǎn)向。汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一套用來改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專用機構(gòu)，本文的研究內(nèi)容是輕型貨車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計。本文針對的是與非獨立懸架相匹配的整體式兩輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)。利用相關(guān)汽車設(shè)計和連桿機構(gòu)運動學(xué)的知識，首先對汽車總體參數(shù)進行設(shè)計，在此基礎(chǔ)上，對轉(zhuǎn)向器，動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)進行選擇，接著再對轉(zhuǎn)向器，動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)（主要是轉(zhuǎn)向梯形）進行設(shè)計，最后，利用軟件AUTOCAD完成轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計圖紙。轉(zhuǎn)向器在設(shè)計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉(zhuǎn)向器，在對轉(zhuǎn)向器的設(shè)計中，包括了螺桿鋼球螺母

2、傳動副的設(shè)計和齒條齒扇傳動副的設(shè)計，前者是基于參照同類汽車，確定出鋼球中心距，設(shè)計出一系列的尺寸，而后者則是根據(jù)汽車前軸的載荷來確定出齒扇模數(shù)，再由此設(shè)計出所有參數(shù)的。動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計選用的是半整體式動力轉(zhuǎn)向器，其分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上。在對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計中，包括了動力缸尺寸，分配閥參數(shù)，回位彈簧的設(shè)計計算。轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形，本文在設(shè)計中借鑒同類汽車轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計的經(jīng)驗尺寸對轉(zhuǎn)向梯形進行尺寸初選。再通過對轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實際達到的最大偏轉(zhuǎn)角時與轉(zhuǎn)向外輪理想最大偏轉(zhuǎn)角度的差值的檢驗，和作為一個四桿機構(gòu)對其最小傳動角的檢驗，來判定轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計是否符合基本要求。本文在消化，吸收，總結(jié)，

3、歸納前人的成果上，系統(tǒng)、全面地對轉(zhuǎn)向系進行理論分析，設(shè)計及優(yōu)化。為輕型貨車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了一種步驟簡單的設(shè)計方法。關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系；轉(zhuǎn)向器；動力轉(zhuǎn)向；轉(zhuǎn)向梯形VanpowersteeringsystemstructureDesigningAbstractInamovingvehicle,thedriverwillneedtofrequentlychangeitstravelingdirection,theso-calledsteering.Vehiclesteeringsystemisusedtochangeorrestoreacarinthedirectionofadedicateda

4、gency,thecontentsofthispaperisthestudyofdesignofVanpowersteeringsystemstructuredesigning.Thisarticleisaimedatnon-independentsuspensionandwouldliketomatchtheoverallstyleofthetwosteering.Theuseoftherelevantvehicledesignandkinematiclinkageofknowledge,firstofall,theoverallparametersofthevehicledesign,in

5、thisbasis,thesteeringgear,powersteeringmechanism,steeringtransmissionchoice,andthentothesteeringgearandsteeringtransmission(mainlytrapezoidalsteering)design,andfinally,theuseofAUTOCADsoftwareandthesteeringgearsteeringlinkagetocompletethedesigndrawings.Steeringtheballofchoiceisthecycleoffan-typesteer

6、inggearrackteeth,inthedesignofsteeringgear,includingascrew-Ball-Vice-nutdrivethedesignandrack-fandrivegearpairdesign,theformerisbasedonthereferencetosimilarvehicles,todeterminethecenterdistanceoftheball,thedesignofaseriesofsize,whilethelatterisbasedonthevehiclefrontaxleloadtodeterminethefanmoduleout

7、ofgear,andthenalloftheresultingdesignparameters.Powersteeringmechanismdesignishalfintegralpowersteeringgear,thedistributingvalveinstalledinsteeringgear.Inthedesignofpowersteeringmechanism,includingpowercylindersize,corundum,additionalparametersanddesigncalculationofspring.Steeringlinkagedesignisawho

8、leselectionofsteering,thepaperdesignisusedincarsteeringlinkagefromasimilarexperienceinthedesignofthesizeofthesteeringlinkagetotheprimarysize.Throughtotheactualsteeringwheelinthemaximumdeflectionanglewiththesteeringwheelinthemostidealtestofthedifferenceofdeflectionangle,andfourinstitutions,asaminimum

9、transmissionangleofitsexamination,todeterminewhetherthedesignofsteeringtrapezoidinlinewiththebasicrequirements.Inthispaper,digestion,absorption,andsumminguptheresultsoftheirpredecessors,thesystematic,comprehensivesteeringsystemtocarryouttheoreticalanalysis,designandoptimization.FortheVanpowersteerin

10、gsystemstructuredesigningprovidesasimpledesignmethodsteps.KeyWordsSteeringsystemandSteeringGear，Powersteering，Steeringtrapezium目錄TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark2 o Current Document 摘要IAbstractII第1章緒論1 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 1.1轉(zhuǎn)向系概述1 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document 1.

11、2汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢11.3本課題主要研究內(nèi)容3 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 第2章汽車總體參數(shù)的確定5 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 2.1汽車形式的選擇52.2汽車主要參數(shù)的選擇6 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 221汽車主要尺寸的確定6 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 222汽車質(zhì)量參數(shù)的確定7 HYPERLINK l bookmark30 o Current Do

12、cument 223汽車性能參數(shù)的確定9 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 2.3輪胎的選擇12 HYPERLINK l bookmark36 o Current Document 2.4本章小結(jié)12 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 第3章汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇13 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 3.1轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)13 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 3.1.1轉(zhuǎn)向器的效率13 HYP

13、ERLINK l bookmark48 o Current Document 3.1.2傳動比的變化特性14 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 3.2轉(zhuǎn)向系的選擇18 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 3.3液壓助力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案分析20 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 3.3.1動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案20 HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 3.3.2動力轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式的選擇21 HYPERLI

14、NK l bookmark62 o Current Document 3.3.3分配閥的結(jié)構(gòu)方案21 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 3.4液壓系統(tǒng)方案分析22 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 341常用轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)工作原理22 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 342系統(tǒng)設(shè)計工作原理22 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document 3.5轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的選擇24 HYPERLINK l bookmark

15、72 o Current Document 3.6轉(zhuǎn)向梯形的選擇26 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 3.7本章小結(jié)27 HYPERLINK l bookmark84 o Current Document 第4章轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算28 HYPERLINK l bookmark86 o Current Document 4.1轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式選擇及其設(shè)計計算28 HYPERLINK l bookmark88 o Current Document 4.1.1螺桿一鋼球一螺母傳動副的設(shè)計28 HYPERLINK l bookmark92 o Curr

16、ent Document 4.1.2齒條、齒扇傳動副的設(shè)計324.1.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算38 HYPERLINK l bookmark134 o Current Document 4.2動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算42 HYPERLINK l bookmark136 o Current Document 421動力缸尺寸的計算42 HYPERLINK l bookmark142 o Current Document 422分配滑閥參數(shù)的選擇43 HYPERLINK l bookmark166 o Current Document 423動力轉(zhuǎn)向器的評價指標(biāo)47 HYPERLINK l book

17、mark172 o Current Document 4.3轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)設(shè)計484.3.1轉(zhuǎn)向搖臂的計算49 HYPERLINK l bookmark190 o Current Document 4.3.2轉(zhuǎn)向縱拉桿與橫拉桿的計算50 HYPERLINK l bookmark192 o Current Document 4.4整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計51 HYPERLINK l bookmark208 o Current Document 4.5轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件57 HYPERLINK l bookmark210 o Current Document 4.6本章小結(jié)59結(jié)論60致謝61參考文獻

18、62- -第1章緒論1.1轉(zhuǎn)向系概述汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向的專設(shè)機構(gòu)的總稱。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功用是保證汽車能按駕駛員的意愿進行直線或轉(zhuǎn)向行駛。對轉(zhuǎn)向系提出的要求有：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。否則會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性；2）汽車轉(zhuǎn)向行駛后，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)向傳動機構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運動不協(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動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力；6）操縱輕便；7）轉(zhuǎn)向

19、輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能?。?）轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(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傷害的防傷裝置；10）進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢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,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。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)歷

20、了純機械式轉(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。純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機械式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng),由于采用純粹的機械解決方案,為了產(chǎn)生足夠大的轉(zhuǎn)向扭矩需要使用大直徑的轉(zhuǎn)向盤,這樣一來,占用駕駛室的空間很大,整個機構(gòu)顯得比較笨拙,駕駛員負(fù)擔(dān)較重,特別是重型汽車由于轉(zhuǎn)向阻力較大,單純靠駕駛員的轉(zhuǎn)向力很難實現(xiàn)轉(zhuǎn)向,這就大大限制了其使用范圍。但因結(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)液壓動力轉(zhuǎn)向首先是在大型車輛上得到發(fā)展的，隨著當(dāng)時汽車裝載質(zhì)量和整備質(zhì)量的增加，在轉(zhuǎn)向過程中所需克服的前輪轉(zhuǎn)向阻力矩也隨之增加，從

21、而要求加大作用在轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向力，使駕駛員感到“轉(zhuǎn)向沉重”。當(dāng)前軸負(fù)荷增加到某一數(shù)值后，靠人力轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪就很吃力。為使駕駛員操縱輕便和提高車輛的機動性，最有效的方法就是在汽車轉(zhuǎn)向系中加裝轉(zhuǎn)向助力裝置，借助于汽車發(fā)動機的動力驅(qū)動油泵、空氣壓縮機和發(fā)電機等，以液力、氣力或電力增大駕駛員操縱前輪轉(zhuǎn)向的力矩。使駕駛員可以輕便靈活地操縱汽車轉(zhuǎn)向，減輕了勞動強度，提高了行駛安全性。液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)除了傳統(tǒng)的機械轉(zhuǎn)向器以外，尚需增加控制閥、動力缸、油泵、油罐和管路等。轎車對動力轉(zhuǎn)向的要求與重型車輛不完全相同。比如大型車輛對動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲的要求較低，轎車則對噪聲要求很高，轎車還要求裝用的轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)結(jié)構(gòu)要更簡

22、單、尺寸更小、成本更低等。但是重型車輛動力轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展無疑為轎車動力轉(zhuǎn)向技術(shù)奠定了基礎(chǔ)。在大型汽車上裝備液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有如下優(yōu)點：減小駕駛員的疲勞強度。動力轉(zhuǎn)向可以減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的力，提高轉(zhuǎn)向輕便性。提高轉(zhuǎn)向靈敏度?？梢员容^自由地根據(jù)操縱穩(wěn)定性要求選擇轉(zhuǎn)向器傳動比，不會受到轉(zhuǎn)向力的制約。允許轉(zhuǎn)向車輪承受更大的負(fù)荷，不會引起轉(zhuǎn)向沉重問題。衰減道路沖擊，提高行駛安全性。液壓系統(tǒng)的阻尼作用可以衰減道路不平度對轉(zhuǎn)向盤的沖擊；另一方面，當(dāng)汽車高速行駛時，如果發(fā)生爆胎，將導(dǎo)致汽車轉(zhuǎn)向盤難以把握，應(yīng)用動力轉(zhuǎn)向可以使駕駛員較容易把握轉(zhuǎn)向盤。3.汽車電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS)電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車轉(zhuǎn)向系

23、統(tǒng)的發(fā)展方向。該系統(tǒng)由電動助力機直接提供轉(zhuǎn)向助力，省去了液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所必需的動力轉(zhuǎn)向油泵、軟管、液壓油、傳送帶和裝于發(fā)動機上的皮帶輪，既節(jié)省能量，又保護了環(huán)境。另外，還具有調(diào)整簡單、裝配靈活以及在多種狀況下都能提供轉(zhuǎn)向助力的特點。正是有了這些優(yōu)點，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為一種新的轉(zhuǎn)向技術(shù)，將挑戰(zhàn)大家都非常熟知的、已具有50多年歷史的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。與乘用車相比，輕中型商用車由于其獨特的機械式循環(huán)軸轉(zhuǎn)向器及拉桿式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，使得其EPS系統(tǒng)不同于目前轎車上應(yīng)用的幾種EPS傳動耦合方式。對輕中型載重汽車而言，所需電機助力遠(yuǎn)超過乘用車，因此需要設(shè)計全新的適用于商用汽車重載工況的電機助力傳動耦合機構(gòu)，使得

24、電機助力經(jīng)過傳動耦合機構(gòu)，可以和原來的機械式轉(zhuǎn)向器合成為整體式助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。目前電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要應(yīng)用于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，而輕中型商用汽車采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，乘用車所用的通用助力方式不適用于輕中型商用汽車。因此，電動助力轉(zhuǎn)向機構(gòu)在乘用車上得到應(yīng)用，而在商用車上很少采用。4.結(jié)束語純機械式轉(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)

25、向領(lǐng)域占據(jù)主導(dǎo)地位。1.3本課題主要研究內(nèi)容車輛轉(zhuǎn)向機構(gòu)在在車輛轉(zhuǎn)向過程在中起著非常的作用。其性能的優(yōu)劣直接影響車輛的轉(zhuǎn)向性能轉(zhuǎn)向的靈活性，轉(zhuǎn)向半徑的大小，輪胎與地面的摩擦(磨損)等。本文針對的是與非獨立懸架相匹配的整體式兩輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)。本文在設(shè)計中借鑒金杯SY104lDBF輕型貨車設(shè)計的經(jīng)驗尺寸(見表1-1)，利用相關(guān)汽車設(shè)計和連桿機構(gòu)運動學(xué)的知識，首先對汽車總體參數(shù)進行設(shè)計，在此基礎(chǔ)上，對轉(zhuǎn)向器，動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)進行選擇，接著再對轉(zhuǎn)向器，動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)(主要是轉(zhuǎn)向梯形)進行設(shè)計，再對轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實際達到的最大偏轉(zhuǎn)角時與轉(zhuǎn)向外輪理想最大偏轉(zhuǎn)角度的差值進行檢驗，最后，利用軟件A

26、UTOCAD完成轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計圖紙。表1-1金杯SY104lDBF輕型貨車參數(shù)最大質(zhì)量(kg)2000整備質(zhì)量(kg)182全長(mm)5500全寬(mm)1807全高(mm)2016軸距(mm)3400前輪輪距(mm)1480后輪輪距(mm)1470接近角()40離去角()26前懸架(mm)990后懸架(mm)1330最咼車速(km/h)115最大爬坡度()32燃油消耗率(l/100km)3.5（滿載60km/h）最小轉(zhuǎn)彎半徑(m)12.5前輪外傾角()-0。3345主銷后傾角()2。0445前輪前束(mm)-1-3前輪側(cè)滑值(mm/m)-33車輪轉(zhuǎn)角()內(nèi)39。55外35后輪前束(mm)5

27、轉(zhuǎn)向裝置傳動比17:1轉(zhuǎn)向盤自由行程(mm)1-10輪胎規(guī)格8.25-16輪胎氣壓(kpa)530第2章汽車總體參數(shù)的確定2.1汽車形式的選擇不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式以及布置形式上有區(qū)別。(1)軸數(shù)汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。本設(shè)計中，由于汽車總質(zhì)量小于19噸，故采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案。(2)驅(qū)動形式汽車的驅(qū)動形式有4X2、4X4等，其中前一位數(shù)字表示汽車車輪總數(shù)，后一位數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)。本設(shè)計中，由于裝載質(zhì)量為2噸，按總質(zhì)量來分，屬于小質(zhì)量的商用車，故采用了結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的4X2驅(qū)動形式。(3)布置形式貨車的布置形式：貨車可以按照駕駛室與發(fā)動

28、機相對位置的不同，分為平頭式(圖2-1)、短頭式和長頭式三種。當(dāng)貨車的發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)時，稱為平頭式貨車。這種形式貨車的布置特點是發(fā)動機在駕駛員和副駕駛員座位中間，因此駕駛室的前端不需要凸出去，沒有獨立的發(fā)動機艙。平頭式貨車的主要優(yōu)點如下：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機動性能良好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車整備質(zhì)量減小；駕駛員視野得到明顯改善；采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭式貨車的該指標(biāo)比較高。本設(shè)計中，由于給定參數(shù)中的最小轉(zhuǎn)彎直徑較小，汽車裝載質(zhì)量較小等特點與平頭式貨車的優(yōu)點相符合，故采

29、用了平頭式貨車。圖2-1斯太爾王6x4自卸車2.2.1汽車主要尺寸的確定汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸。（1）外廓尺寸汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸。查閱相關(guān)資料并參考同類車型，金杯SY104lDBF輕型貨車，最終取以下數(shù)據(jù)：總長：L=5500mm；總寬：L=1807mm；總高：L=2016mm長寬高（2）軸距L根據(jù)表2-1，同時參考同類汽車軸距，選取軸距為L=3400mm。表2-1各類汽車的軸距和輪距- - -車型4x2貨車礦用自卸車類型軸距L/mm輪距B/mm14.04500*560018402000603900-480025004000（3

30、）前輪輪距B和后輪輪距B12根據(jù)表2-1,4X2輕型貨車的輪距應(yīng)在13001650mm之間，同時參考金杯SY1041DBF輪距，選取輪距為B二1480mm，B二1470mm12（4）前懸L和后懸LFR本設(shè)計參考金杯SY104lDBF輕型貨車技術(shù)參數(shù)，最終確定前懸L二990mm，后懸L二1330mmFR（5）貨車車頭長度平頭型貨車一般在14001500mm之間。本設(shè)計選為1450mm。（6）貨車車廂尺寸同樣參考金杯SY104lDBF輕型貨車技術(shù)參數(shù)，確定車廂尺寸為：3130 x1760 x380（mm）2.2.2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m、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)0n、

31、汽車總質(zhì)量m、軸荷分配等。m0a（1）汽車的載質(zhì)量mG本設(shè)計要求已給出裝載量m二2.0tG（2）整車整備質(zhì)量m的確定0各類貨車的整備質(zhì)量利用系數(shù)見表2-2表2-2各類貨車的整備質(zhì)量利用系數(shù)nm0汽車類型no備注載貨汽車輕型0.81.1柴油車為中型1.21.350.81.0重型1.31.7礦用自卸車裝載量m45tG1.31.7本設(shè)計取n二1.1，所以m二1.82t。m00（3）汽車總質(zhì)量ma汽車的總質(zhì)量是指已整備完好，裝備齊全并按規(guī)定載滿客，貨時的汽車質(zhì)量。除包括汽車的整備質(zhì)量m及裝載質(zhì)量m外，載貨汽車還應(yīng)計入駕駛0G室坐滿人的質(zhì)量，其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按65kg計，于是m=m+m+n65

32、kg/o、a0G1（2-1）式中n包括駕駛員在內(nèi)的人數(shù)，本設(shè)計是單廂貨車，所以n二211因此根據(jù)式（2-1），可算得m=m+m+n65kg=1.82+2+0.065x2=3.95ta0G1（4）軸荷分配各類貨車的軸荷分配見表2-3表2-3各類貨車的軸荷分配車型前軸、,4+滿載后軸貨4x2后輪單胎32%40%60%亠68%4x2后輪雙胎，長短頭式25%亠27%73%75%4x2后輪雙胎，平頭式30%35%65%70%車F=F1后輪雙胎19%25%75%81%本設(shè)計車型為貨車，4x2后輪單胎，根據(jù)表2-3，可以確定該貨車的軸荷分配，滿載：前軸35%，1.3825t；后軸65%，2.5675t1由此

33、可以得出滿載時單側(cè)前輪的負(fù)荷為：-x1.3825t=0.69125t21單側(cè)后輪的負(fù)荷為：-x2.5675t=1.28375t22.2.3汽車性能參數(shù)的確定（1）發(fā)動機參數(shù)本設(shè)計選用6缸直列水冷式汽油機。發(fā)動機的最大功率P=80.5kwemax相應(yīng)轉(zhuǎn)速n=4500r/minp2）動力性參數(shù)汽車動力性參數(shù)包括發(fā)動機參數(shù)、最高車速v、加速時間t、上坡能max力、比功率和比轉(zhuǎn)矩等。最高車速vmax不同車型的最高車速的范圍見表2-4。表2-4汽車動力性參數(shù)范圍汽車類別最高車速v/kmh-imax比功率P/kWt-ib比轉(zhuǎn)距T/Nmt-ib汽車總質(zhì)量m/1a6.0-14.014.08

34、013575120628152510206203044384433472950本設(shè)計已給定汽車最高車速v二115km/h，與表中輕型貨車的范圍amax80135km/h相符合。加速時間t裝載量22.5的輕型載貨汽車的060km/h的換擋加速時間多在17.530s。上坡能力本設(shè)計已給出最大爬坡度為0.3。汽車比功率P和比轉(zhuǎn)矩Tbb本設(shè)計取比功率為18kw/1。比轉(zhuǎn)矩為：40N.m/1。(3)燃油經(jīng)濟性參數(shù)表2-5載貨汽車的單位燃料消耗量L(10Ct-km)-1汽車總質(zhì)量Y/t汽油機柴油機122.502.601.431.53根據(jù)表2-5，該貨車的單位質(zhì)量百公里燃油消耗量為3.5L(100t-km)

35、-1(4)汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑Dmin本設(shè)計已給出最小轉(zhuǎn)彎直徑D二12.5mmin通過性幾何參數(shù)表2-6汽車通過性的幾何參數(shù)車型h/mmminY/（。）1Y/（。）2p/m14x2貨車180300406025452.36.04x46x6、貨車260350456035451.93.64x26x4、客車22037010406204.09.0根據(jù)表2-6與相關(guān)車型，確定通過性幾何參數(shù)分別為：最小離地間隙為：h二248mm，min接近角：丫=4Oo，1離去角：Y二26o，2縱向通過性：p二3m。1操縱穩(wěn)定性參數(shù)汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數(shù)較多，與總體設(shè)計有關(guān)并能作為設(shè)計指標(biāo)的有：轉(zhuǎn)向特性參數(shù)為了保證有良好的操

36、縱穩(wěn)定性，汽車應(yīng)具有一定程度的不足轉(zhuǎn)向。通常用汽車以0.4g的向心加速度沿定圓轉(zhuǎn)向時，前、后輪側(cè)偏角之差6-3作12為評價參數(shù)。此參數(shù)在13為宜。車身側(cè)傾角汽車以0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側(cè)傾角控制在3內(nèi)為好，最大不超過7。制動前俯角為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以0.4g的減速度制動時，車身的前俯角度不大于1.5。2.3輪胎的選擇表2-7國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件輪胎規(guī)則層數(shù)主要尺寸使用條件斷面寬外直徑最大負(fù)荷相應(yīng)氣壓p0.1標(biāo)準(zhǔn)輪輞普通花紋加深花紋越野花紋NMPa7.50-15822078579093004.2(4.6)6.00G(7.50R15)10106005.

37、3(5.6)7.50-16(7.50R16)897004.2(4.6)10220810820110505.3(5.6)6.00G12124006.3(6.7)8.25-16(8.25R16)12240860870135005.3(5.6)6.50H9.00-168225890900122003.5(3.9)6.50H(9.00R16)10135504.2(4.6)表2-7給出了部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格，尺寸及使用條件。貨車的輪胎規(guī)格詳見國標(biāo)GB516-82。貨車的后輪裝雙胎時，比單胎使用時的負(fù)荷可增加10%到15%。本設(shè)計選用輪胎的規(guī)格為：12層8.25-16。輪胎氣壓為5.3MPa。2.4本章

38、小結(jié)本章通過已給定的設(shè)計參數(shù)，參照同類型的解放和金杯貨車，根據(jù)已給定的參數(shù)范圍，對汽車形式、主要尺寸、質(zhì)量參數(shù)、發(fā)動機參數(shù)以及輪胎參數(shù)進行了選擇。為汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計及部件的選用奠定了基礎(chǔ)。第3章汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)有轉(zhuǎn)向系的效率，轉(zhuǎn)向系的角傳動比與力傳動比，轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙特性，轉(zhuǎn)向系的剛度以及轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。3.1.1轉(zhuǎn)向器的效率轉(zhuǎn)向系的效率耳由轉(zhuǎn)向器的效率n和轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)的效率耳決定，即：0n二（31）01（32）（33）轉(zhuǎn)向器效率n又有正效率n與逆效率n之分。功率p由轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)+-轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，反之為逆效率（P

39、-P）TOC o 1-5 h zn=12+P1（P-P）cc32-P3式中P作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；1P轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；2P作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。31.正效率n+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。汽車上常用的轉(zhuǎn)向器形式有循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、齒輪齒條式和蝸桿指銷式等幾種。齒輪齒條式，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，其正效率耳可達到85%。+2.轉(zhuǎn)向器逆效率耳根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。齒輪齒條式和循環(huán)球式都屬于可逆式轉(zhuǎn)向器。如果只考慮嚙合副的摩擦，忽略軸承和其他地方的摩擦損失，則逆效率可以用下式計算：tan(ap)0

40、3-4)tana0式（3-4）表明：增加導(dǎo)程角，逆效率也增大。因此，雖然增加導(dǎo)程角能提高正效率，但此時因為逆效率也增大，故導(dǎo)程角不應(yīng)取得過大；當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時，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)程角的最小值必須大于摩擦角。通常螺線的導(dǎo)程角選在810之間。3.1.2傳動比的變化特性1.轉(zhuǎn)向系傳動比轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比i和轉(zhuǎn)向系的力傳動比i。w0p從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2F與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力F之比，稱為力傳動比，即i二2F/F。hpWh轉(zhuǎn)向盤角速度w與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度w之比，稱為轉(zhuǎn)向系角Wk傳動比i，即w0.wddtd

41、申iww0wdP/dtdPkkk式中，d為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dP為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時間增k量。i又由轉(zhuǎn)向器角傳動比i和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比i所組成，即TOC o 1-5 h zw0ww3-6)轉(zhuǎn)向盤角速度w與搖臂軸角速度w之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比i，即WPwwd申dtd申3-7)wdP/dtdPPPP式中，dP為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。P此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。搖臂軸角速度w與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度w之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機PK構(gòu)的角傳動比i，即wTOC o 1-5 h z.wdP-dtdPipppwwdP/dtdPKKK2.力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力F和作用在

42、轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩M有如Or下關(guān)系：F-Moa（3-9，式中,為a為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面的交線的距離。作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力F可用下式表示：h口2M3-10）F=hhDso式中，M為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；hD為轉(zhuǎn)向盤直徑。so后得到3-11）2F將式（3-9），式（3-10）代入i=opFhMDI=rsOpMah分析式（3-11，可知，主銷偏移距a越小，力傳動比i越大，轉(zhuǎn)向越輕p便。通常貨車的a值在4060mm范圍內(nèi)選取。根據(jù)齒形不同，轉(zhuǎn)向盤直徑D在380550mm的標(biāo)準(zhǔn)系列內(nèi)選取。如果忽略摩擦損失，2M/M可以用sorh下式表示：TO

43、C o 1-5 h z2Md申.r=I3-12，3-13，Md卩hk將式（3-11，代入式（3-12，后得到iDio0sop2a當(dāng)a和D不變時，力傳動比i越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但i也越大，表sopo0明轉(zhuǎn)向不靈敏。轉(zhuǎn)向系的角傳動比i0轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長l與搖臂臂長2l之比來表示，即：1.,dpli=pu卡dPkl1(314)在現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，l與l的比值大約在0.851.10之間，可粗略認(rèn)21為其比值為1，即i近似為1，貝V：.dpiui=0dP/、dpp(315)由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)

44、律式(313)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。當(dāng)轉(zhuǎn)向阻力F一定時，增大力傳動比能減少作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力F，使操縱輕便。h考慮到iui，由i的定義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)o0oo0角與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角對同一轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的響應(yīng)變的遲鈍，操縱時間增長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低。為解決這對矛盾，可采用變傳動比轉(zhuǎn)向器。對于循環(huán)齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動比i=2兀r/P。對于商用車，i在oo2332范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向系的選擇汽車轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機械轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。其中動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上加設(shè)一套轉(zhuǎn)向加力裝置而形成的。本設(shè)計采用的是

45、動力轉(zhuǎn)向系。動力轉(zhuǎn)向系大多采用液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)。液壓式動力轉(zhuǎn)向由于油壓工作壓力高，動力缸尺寸，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以吸收路面沖擊等優(yōu)點被廣泛應(yīng)用。圖3-3斯太爾王系列載重汽車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖圖3-3為東風(fēng)汽車公司生產(chǎn)的斯太爾王系列載重汽車的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。其中屬于動力轉(zhuǎn)向裝置的部件是：轉(zhuǎn)向油罐、轉(zhuǎn)向油泵、轉(zhuǎn)向控制閥和轉(zhuǎn)向動力缸。當(dāng)駕駛員逆時針轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時，轉(zhuǎn)向搖臂帶動轉(zhuǎn)向直拉桿前移，直拉桿的力作用于轉(zhuǎn)向節(jié)臂，并依次傳到梯形臂和轉(zhuǎn)向橫拉桿，使之右移。與此同時，轉(zhuǎn)向直拉桿還帶動轉(zhuǎn)向控制閥中的滑閥，使轉(zhuǎn)向動力缸的右腔接通液面壓力為零的轉(zhuǎn)向油罐。油泵

46、的高壓油進入轉(zhuǎn)向動力缸的左腔，于是轉(zhuǎn)向動力缸的活塞上受到向右的液壓作用力便經(jīng)推桿施加在橫拉桿上，也使之右移。這樣駕駛員施于轉(zhuǎn)向盤上很小的轉(zhuǎn)向力矩，便能克服地面作用于轉(zhuǎn)向輪上的轉(zhuǎn)向阻力矩。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)形式有多種。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。本設(shè)計選用的是循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成，如圖3-4。圖3-4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到7

47、5%85%；在結(jié)構(gòu)和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿。螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；轉(zhuǎn)向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整工作容易進行；適合用來做整體式動力轉(zhuǎn)向器。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要用于商用車上。液壓助力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案分析液壓式動力轉(zhuǎn)向由于油壓工作壓力高，動力缸尺寸小、質(zhì)量輕，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以吸收里面的沖擊等優(yōu)點而得到廣泛應(yīng)用。3.3.1動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案液壓式動力

48、轉(zhuǎn)向機構(gòu)是由分配閥、轉(zhuǎn)向器、動力缸、液壓泵、儲油罐和油管等組成。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動力缸三者相互位置的不同，液壓式動力機構(gòu)可分為整體式、半整體式、轉(zhuǎn)向加力器。機械轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向動力缸設(shè)計成一體，并與轉(zhuǎn)向控制閥組裝在一起，這種三合一的部件稱為整體式動力轉(zhuǎn)向器。另一種方案是只將轉(zhuǎn)向控制閥同機械轉(zhuǎn)向器組合成一個部件，該部件稱為半整體式動力轉(zhuǎn)向器（如圖3-5），轉(zhuǎn)向動力缸則做成獨立部件。第三種方案是將機械轉(zhuǎn)向器作為獨立部件，而將轉(zhuǎn)向控制閥和轉(zhuǎn)向動力缸組合成一個部件，稱為轉(zhuǎn)向加力器。轉(zhuǎn)淘直拉祎圖3-5半整體式動力轉(zhuǎn)向器分置式動力轉(zhuǎn)向器由于分開布置，故其機械轉(zhuǎn)向器可以采用任何一種典型的結(jié)構(gòu)；轉(zhuǎn)向器零件也不

49、受動力缸助力載荷的影響；當(dāng)汽車的轉(zhuǎn)向橋負(fù)荷過大時，可加大缸徑或增加動力缸的缸數(shù)而不影響轉(zhuǎn)向器的基本尺寸。但分置式的零件數(shù)較多，管路布置也比較復(fù)雜。在分置式的結(jié)構(gòu)中，半分置式和聯(lián)閥式的應(yīng)用最多，連桿式的應(yīng)用最少。綜上最后本次設(shè)計的布置形式選定為半分置式。3.3.2動力轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式的選擇動力轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式有常壓式和常流式之分。當(dāng)轉(zhuǎn)向分配閥在中間位置時常閉，使工作油液一直處于高壓狀態(tài)的動力轉(zhuǎn)向器，稱為常壓式動力轉(zhuǎn)向器；當(dāng)轉(zhuǎn)向分配閥在中間位置時常開，使工作油液一直處于常流狀態(tài)的動力轉(zhuǎn)向器，稱為常流式動力轉(zhuǎn)向器。上述的兩種液壓轉(zhuǎn)向加力裝置相比較，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

50、轉(zhuǎn)向液壓泵，而且能還可以在液壓泵不運轉(zhuǎn)的情況下保持一定得轉(zhuǎn)向能力，使汽車有可能續(xù)駛一定的距離。這一點對大型汽車而言尤為重要。故本設(shè)計采用常壓式的。3.3.3分配閥的結(jié)構(gòu)方案謹(jǐn)油泵輸通動力缸出曹路的左、左輕通動力缸逋注泵輸左、左理出雀路的的湮謹(jǐn)通道通動力缸左、生腔帆通道適動力缸左、左腔的逼道吉體常浚式滑閥常壓過滑閥圖3-6滑閥的結(jié)構(gòu)和工作原理分配閥有兩種結(jié)構(gòu)方案：分配閥中的閥與閥體以軸向移動方式來控制油路的稱為滑閥式（如圖3-6），以旋轉(zhuǎn)運動來控制油路的稱為轉(zhuǎn)閥式?；y式分配閥結(jié)構(gòu)簡單，生產(chǎn)工藝性好，易于布置，使用性能好，曾得到廣泛的運用。轉(zhuǎn)閥式與滑閥式比較，靈敏度高、密封件少而且結(jié)構(gòu)較為先進。

51、由于轉(zhuǎn)閥式是利用扭桿彈簧使轉(zhuǎn)閥回位，所以結(jié)構(gòu)復(fù)雜。綜上最后本次設(shè)計的控制閥選用滑閥。液壓系統(tǒng)方案分析常用轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)工作原理汽車直線行駛時，方向盤保持不動，轉(zhuǎn)向器分配閥5處于中位常開，液壓泵2卸載，液壓油直接回油箱8。轉(zhuǎn)向時，駕駛員旋轉(zhuǎn)方向盤，螺桿作微前移或后移，轉(zhuǎn)向器內(nèi)滑閥偏離中間位置，壓力油自液壓泵出來，經(jīng)液壓控制集成元件4穩(wěn)流穩(wěn)壓后，經(jīng)轉(zhuǎn)向器分配閥5，進入轉(zhuǎn)向缸6，由液壓缸推動轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向（如圖3-7所示）。圖3-7常用轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)工作原理1、3過濾器2液壓泵4液壓控制集成元件5轉(zhuǎn)向器分配閥6液壓缸7單向閥8油箱3.4.2系統(tǒng)設(shè)計工作原理該系統(tǒng)在原通用轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)上合理加設(shè)液控背

52、壓閥、帶單向閥的節(jié)流閥、開式減壓閥、中位為“H”型的液控三位四通換向閥。液控背壓閥為當(dāng)轉(zhuǎn)向器分配閥工作（不在中位）時，控制支路系統(tǒng)產(chǎn)生背壓，操作液控?fù)Q向閥，使液壓缸工作。帶單向閥的節(jié)流閥為控制液控背壓閥進出控制口的流量，即控制液控背壓閥閥芯滑動速度。開式減壓閥為系統(tǒng)壓力隨轉(zhuǎn)向橋負(fù)荷上升，當(dāng)高于低壓轉(zhuǎn)向器額定工作壓力時，使支路（流入轉(zhuǎn)向器）壓力保持恒定，保證轉(zhuǎn)向器壓力不超過工作壓力。三位四通換向閥起轉(zhuǎn)向器分配閥作用，控制方向與轉(zhuǎn)向器分配閥一致。（1）汽車直線行駛?cè)鐖D3-8所示：轉(zhuǎn)向器分配閥在中位時，汽車處于直線行駛狀態(tài)，轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)無負(fù)載。根據(jù)液體工作特性，液體經(jīng)過開式減壓閥5直接進入轉(zhuǎn)向分配閥

53、8后全部回油箱1，其原因有兩種：一是轉(zhuǎn)向器分配閥8的中位油路接通結(jié)構(gòu)為“H”型，“A1”“B1”“01”“P1”口相互接通，系統(tǒng)無法建壓；二是開式減壓閥在系統(tǒng)無壓力狀態(tài)下無減壓作用，整個支路無節(jié)流。液控背壓閥7、液控?fù)Q向閥8及液壓缸10處于非工作狀態(tài)。（2）汽車左轉(zhuǎn)向：如圖3-8所示，方向盤向左轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)向器分配閥8工作位置移到“平行”位置，壓力油接通到液控?fù)Q向閥9“平行”位置的方向控制口，支路成封閉回路，迅速建壓到液控?fù)Q向閥9的閥芯開啟壓力，推動閥芯，使液控?fù)Q向閥9的工作位置移到“平行”位置。支路繼續(xù)升壓至液控背壓閥7開啟壓力，壓力油推開液控背壓閥7、經(jīng)過液控?fù)Q向閥9進入液壓缸10（執(zhí)行元件）

54、。同時，壓力油經(jīng)過單向節(jié)流閥6進入液控背壓閥7的有桿腔，在保證液控?fù)Q向閥9的閥芯徹底移動到換向位置的前提下，緩慢推動錐閥芯（相對液控閥的閥芯移動速度）至到最大開度，消除壓力油經(jīng)過液控背壓閥7時產(chǎn)生的壓力損失，并防止系統(tǒng)在高壓狀態(tài)下發(fā)熱升溫。執(zhí)行系統(tǒng)壓力隨轉(zhuǎn)向橋的負(fù)載升壓，當(dāng)壓力升過減壓閥的設(shè)定出口壓力時，減壓閥開始減壓工作，始終保證轉(zhuǎn)向器分配閥壓力恒定，不超載，大大提高了轉(zhuǎn)向器可靠性。（3）汽車右轉(zhuǎn)向：方向盤向右轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)向器分配閥8工作位置移到“交叉”位置，壓力油進入液控?fù)Q向閥9“交叉”位置的方向控制口，支路成封閉回路，迅速建壓到液控?fù)Q向閥9的閥芯開啟壓力，推動閥芯，使液控?fù)Q向閥9的工作位置移

55、到“交叉”位置。其他元件液體工作特性與左轉(zhuǎn)向完全相同。左右轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)換工作過程關(guān)鍵特性：汽車在左右轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)換過程中轉(zhuǎn)向器分配閥9閥芯回到中位位置（執(zhí)行系統(tǒng)處于無壓狀態(tài)）后，又移到任一左右轉(zhuǎn)向位置的瞬時，液控單向閥3閥芯在回位彈簧和單向節(jié)流閥6的作用下，迅速釋放油液并關(guān)閉，使支路建壓，迅速控制液控?fù)Q向閥工作。圖3-8系統(tǒng)設(shè)計工作原理1油箱2液壓泵3單向閥4蓄能器5液控減壓閥6單向節(jié)流閥7液控背壓閥8轉(zhuǎn)向分配閥9液控?fù)Q向閥10液壓缸轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的選擇從轉(zhuǎn)向器到轉(zhuǎn)向輪之間的所有傳動桿件總稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)。轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的功用是將轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳到轉(zhuǎn)向橋兩側(cè)的轉(zhuǎn)向節(jié)，使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，并使兩轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角按一

56、定關(guān)系變化，以保證汽車轉(zhuǎn)向時車輪與地面的相對滑動盡可能小。本設(shè)計中采用的是非獨立式懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)。1轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的組成轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)由轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂和轉(zhuǎn)向梯形等零部件共同組成，其中轉(zhuǎn)向梯形由梯形臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿和前梁共同構(gòu)成。轉(zhuǎn)向橫拉軒轉(zhuǎn)弓:節(jié)胃轉(zhuǎn)向：S拉抖(10何轉(zhuǎn)向揺皆轉(zhuǎn)G；器圖3-9與非獨立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)示意圖2轉(zhuǎn)向搖臂循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器和蝸桿曲柄指銷式轉(zhuǎn)向器通過轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向直拉桿相連。轉(zhuǎn)向搖臂的大端用錐形三角細(xì)花鍵與轉(zhuǎn)向器中搖臂軸的外端連接，小端通過球頭銷與轉(zhuǎn)向直拉桿作空間鉸鏈連接。圖3-10轉(zhuǎn)向搖臂示意圖3轉(zhuǎn)向直拉桿轉(zhuǎn)向直拉桿是轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向節(jié)臂之間的傳動桿

57、件，具有傳力和緩沖作用。在轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)且因懸架彈性變形而相對于車架跳動時，轉(zhuǎn)向直拉桿與轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂的相對運動都是空間運動，為了不發(fā)生運動干涉，三者之間的連接件都是球形鉸鏈。4轉(zhuǎn)向橫拉桿。轉(zhuǎn)向橫拉桿是轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的底邊，由橫拉桿體和旋裝在兩端的橫拉桿接頭組成。其特點是長度可調(diào)，通過調(diào)整橫拉桿的長度，可以調(diào)整前輪前束。圖3-12解放CA1091型汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿牛A-i_uMHITh-4t+3.6轉(zhuǎn)向梯形的選擇本設(shè)計中由于采用的是非獨立式懸架，應(yīng)當(dāng)選用與之配用的整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿1、轉(zhuǎn)向梯形臂2和汽車前軸3組成，如下圖3-13所示。當(dāng)汽車前懸架采用獨立式懸架時，應(yīng)當(dāng)采用

58、整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或者前軸前（稱為前置梯形）。對于發(fā)動機位置低或前輪驅(qū)動汽車，常采用前置梯形。)2s-3圖3-13整體式轉(zhuǎn)向梯形1轉(zhuǎn)向橫拉桿2轉(zhuǎn)向梯形臂3前軸3.7本章小結(jié)本章介紹了汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇，首先對轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)進行選擇，再對轉(zhuǎn)向系及其轉(zhuǎn)向器進行選擇，因為貨車載重較大，故選擇動力轉(zhuǎn)向系，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，然后對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)進行設(shè)計選擇，接下來是轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)和轉(zhuǎn)向梯形。這些方案的選擇為后面轉(zhuǎn)向系的設(shè)計及計算打好了基礎(chǔ)。第4章轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式選擇及其設(shè)計計算循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器又有兩種結(jié)構(gòu)型式，即常見的循環(huán)球-齒條齒扇式和另一種即循環(huán)球-曲

59、柄銷式。它們各有兩個傳動副，前者為：螺桿、鋼球和螺母傳動副以及落幕上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動副；后者為螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的銷座與搖臂軸的錐銷或球銷傳動副。本設(shè)計選用的循環(huán)球-齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器。螺桿鋼球螺母傳動副的設(shè)計表4-1各類汽車循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的齒扇模數(shù)齒扇模數(shù)m/mm3.03.54.04.55.0商前橋負(fù)荷3.09.0用車/kN5.07.518.519.524最大裝載質(zhì)量/kg3501000250027004000由設(shè)計要求可知最大載質(zhì)量為2000kg，由前面的整體設(shè)計知滿載時：前軸負(fù)荷為1.38251，即13548.5N，所以根據(jù)表4-1，齒扇模數(shù)選4.0

60、mm。（1）鋼球中心距D、螺桿外徑D1和螺母內(nèi)徑D2鋼球中心距是基本尺寸。螺桿外徑D1，螺母內(nèi)徑D2及鋼球直徑d對確定鋼球中心距D的大小有影響，而D又對轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)尺寸和強度有影響。在保證足夠的強度條件下，盡可能將D值取小些。選取D值的規(guī)律是隨著扇齒模數(shù)的增大，鋼球中心距D也相應(yīng)增加（表4-2）。設(shè)計時先參考同類汽車的參數(shù)進行初選，經(jīng)強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑D1通常在2038范圍內(nèi)變化，設(shè)計時應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷的不同來選定。螺母內(nèi)徑D2應(yīng)大于D1，一般要求D2-D1=（5%10%）D。根據(jù)表4-2，本設(shè)計初選鋼球中心距為25mm，螺桿外徑25mm，D2-D1=8%D，所以螺母內(nèi)徑D2為27