1、第五章 汽車轉(zhuǎn)向系設(shè)計轉(zhuǎn)向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構(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。機械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。有 些汽車還裝有防傷機構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振器。采用動力轉(zhuǎn)向的汽車還裝有動力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng) 來減輕駕駛員的手力。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)，這項要求會加速輪胎磨損，并降 低汽車的行駛穩(wěn)定性。任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足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)向輪不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺

2、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6)操縱輕便。具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。7)轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，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)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向一致。 正確設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)，可以使第一項要求得到保證。轉(zhuǎn)向系中設(shè)置有轉(zhuǎn)向減振器時，能夠防止轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生自振，同時又能使傳到轉(zhuǎn)向盤上的反沖力明顯降低。為了使汽車具有良

3、好的機動性能，必須使轉(zhuǎn)向輪有盡可能大的轉(zhuǎn)角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小 轉(zhuǎn)彎半徑能達到汽車軸距的 22.5 倍。通常用轉(zhuǎn)向時駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力大小 和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)多少兩項指標(biāo)來評價操縱輕便性。沒有裝置動力轉(zhuǎn)向的轎車，在行駛中轉(zhuǎn) 向，此力應(yīng)為 50100N；有動力轉(zhuǎn)向時，此力在 2050N。當(dāng)貨車從直線行駛狀態(tài)，以 10kmh 速度在柏油或水泥的水平路段上轉(zhuǎn)入沿半徑為 12m 的圓周行駛，且路面干燥，若轉(zhuǎn)向系內(nèi)沒有裝動力轉(zhuǎn)向器，上述切向力不得超過 250N；有動力轉(zhuǎn)向器時，不得超過 120N。轎車 轉(zhuǎn)向盤從中間位置轉(zhuǎn)到每一端的圈數(shù)不得超過 2.0 圈，貨車則要求不超過 3.

4、0 圈。近年來，電動、電控動力轉(zhuǎn)向器已得到較快發(fā)展，不久的將來可以轉(zhuǎn)入商品裝車使用。 電控動力轉(zhuǎn)向可以實現(xiàn)在各種行駛條件下轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的力都輕便。5.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)及對汽車操縱穩(wěn)定性的影響轉(zhuǎn)向系的主要性能有轉(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)。5.1.1 轉(zhuǎn)向系的效率'轉(zhuǎn)向系的效率h0 由轉(zhuǎn)向器的效率h 和轉(zhuǎn)向操縱及傳動機構(gòu)的效率h決定，即'h0 = h ×h轉(zhuǎn)向器的效率h 又有正效率h+ 和h- 之分。轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出的功率（ P1 - P2 ）與轉(zhuǎn)向軸輸入功率 P1 之比，稱為轉(zhuǎn)向器的正效率

5、：+h = P1 - P2P1式中 P2 轉(zhuǎn)向器的摩擦功率。反之，即轉(zhuǎn)向軸輸出的功率（ P3 - P2 ）與轉(zhuǎn)向搖臂軸輸入的功率 P3 之比，稱為轉(zhuǎn)向器 的逆效率：-h = P3 - P2P3正效率越大，轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪時轉(zhuǎn)向器的摩擦損失就愈小，轉(zhuǎn)向操縱就愈容易。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)量等是影響轉(zhuǎn)向器正效率的主要因素。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動副為滾動摩擦，摩擦損失小，其正效率h+ 可達 85；螺桿指銷式和螺桿滾輪式轉(zhuǎn)向 器的傳動副存在較大滑動摩擦，效率較低。對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則其正效率h+ 為h+ =tana 0tan(a

6、0 + r)（56）式中a 0 蝸桿或螺桿的螺線倒程角；r 摩擦角， r = arctan f ；f 摩擦系數(shù)。 逆效率表示轉(zhuǎn)向器的可逆性。根據(jù)逆效率值的大小，轉(zhuǎn)向器又可分為可逆式、極限可逆式與不可逆式三種。 可逆式轉(zhuǎn)向器的逆效率較高，這種轉(zhuǎn)向器可將路面作用在轉(zhuǎn)向輪上的大部分力傳遞到轉(zhuǎn)向盤上，使司機的路感好。在汽車轉(zhuǎn)向后也能保證轉(zhuǎn)向輪與方向盤的自動回正，使轉(zhuǎn)向輪行 駛穩(wěn)定。但在壞路面上，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪上作用有側(cè)向力時，轉(zhuǎn)向輪受到的沖擊大部分會傳給轉(zhuǎn)向 盤，容易產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象，同時轉(zhuǎn)向輪容易產(chǎn)生擺振。因此，可逆式轉(zhuǎn)向器宜用在良好路 面上形式的車輛。循環(huán)球式和齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器均屬于這一類。不可逆式轉(zhuǎn)向

7、器不會將轉(zhuǎn)向輪受到的沖擊力傳到轉(zhuǎn)向盤上。由于它既使司機沒有路感， 又不能保證轉(zhuǎn)向輪的自動回正，現(xiàn)代汽車已經(jīng)不再采用。極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。其逆效率較低，適用于在壞路面上行駛的車輛。 當(dāng)轉(zhuǎn)向輪受到?jīng)_擊力時，其中只有較小的一部分傳給轉(zhuǎn)向盤。如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器的 逆效率為-h = tan(a 0 - r)tana 0（57）式中a 0 及 r 見式（56）下的說明。由式（56）、（57）可見：增大倒程角a 0 不僅能提高正效率，也會提高逆效率，故a 0不宜取得過大。當(dāng)a 0 r 時，逆效率h- 0，這時轉(zhuǎn)向器為不可逆式。因此應(yīng)使a

8、0 min r ， 通常螺線的倒程角取為 8°10°。通常，由轉(zhuǎn)向盤至轉(zhuǎn)向輪的效率即轉(zhuǎn)向系的正效率h0+ 的平均值為 0.670.82；當(dāng)向上'述相反方向傳遞力時逆效率h0- 的平均值為 0.580.63。轉(zhuǎn)向操縱及傳動機構(gòu)的效率h 用于評價在這些機構(gòu)中的摩擦損失，其中轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向主銷等的摩擦損失約為轉(zhuǎn)向系總損失的 4050，而拉桿球銷的摩擦損失約為轉(zhuǎn)向系總損失的 1015。5.1.2 轉(zhuǎn)向系的角傳動比與力傳動比5.1.2.1 角傳動比轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量 Dj 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量 Dq 之比，稱為轉(zhuǎn)向系的角傳動比wi0w 。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量 Dj 與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)

9、角的相應(yīng)增量 Db 之比，稱為轉(zhuǎn)向器的角傳動 比 iw 。轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量 Db 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量 Dq 之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機 構(gòu)的角傳動比 i ' 。它們之間的關(guān)系為=× '= Dj × Db= Dji0wiw iwDbDq（58）Dqi = DjwDb' = Db（59）iwDq（510）式中 i0w 轉(zhuǎn)向系的角傳動比；iw 轉(zhuǎn)向器的角傳動比；wi ' 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比；Dj 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量；Db 轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量；Dq 同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量。轉(zhuǎn)向傳動機構(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

10、于其轉(zhuǎn)向縱 拉桿，而在向右和向左轉(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)向縱拉桿的交角相等。這時，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比亦可取為iw' = l3 l1（511）式中 l1 轉(zhuǎn)向搖臂長；l3 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長。現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比多在 0.851.1 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。5.1.2.2 力傳動比p轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比 i '等于轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩 Tr與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩 T 之比p值。 i ' 與轉(zhuǎn)向傳動機構(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)。對于圖所示的非獨立懸架汽車的轉(zhuǎn)

11、向傳動機構(gòu)來說，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪由轉(zhuǎn)向傳動機構(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T = 0.5T× l1 + 0.5T l1 ×Lmm'rllr'33R轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比為pi ' = Tr= 2 l3 ×RL（512）mm'RTl1' + m'''式中 l1 ， l3 ， mL ， mR 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)處于圖所示的虛線位置時的有關(guān)計算用尺寸。在最惡劣的轉(zhuǎn)向條件下，例如在干而粗糙的轉(zhuǎn)向輪支承面上作原地轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向車輪的 轉(zhuǎn)向阻力矩 Tr 由轉(zhuǎn)向車輪相對于主銷軸線的滾動阻力矩 T1 、輪

12、胎與地面接觸部分的滑動摩 擦力矩 T2 以及轉(zhuǎn)向車輪的穩(wěn)定力矩或自動回正力矩所形成的阻力矩 T3 組成。即Tr = T1 + T2 + T3（513）且T1 = G1 fa（514）T2 = G1 xj（515）-T3 = aG1b (sin a1 + sin a 2 ) + g (cosa1 + cosa 2 )式中 G1 轉(zhuǎn)向軸的載荷；（516）a 滾動阻力的力臂，或主銷偏移距。即由轉(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。通常貨車的 a 值為 4060mm；轎車取 0.40.6倍的胎面寬度。f 車輪的滾動阻力系數(shù)，計算時可取 f 0.015；b 主銷內(nèi)

13、傾角；g 主銷后傾角；-a1 、a 2 內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的平均轉(zhuǎn)角；j 附著系數(shù)，計算時可取j = 0.85 0.9；x 滑動摩擦力矩 T2 的力臂：x = 0.5r 2 - r 2（517）jpr ， rj 車輪的自由半徑和靜半徑，計算時可近似地取 rj 0.96 r 。 在實際計算中常取轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比 i ' 計算轉(zhuǎn)向搖臂軸上的力矩 TT =Tri ' ×h '（518）p式中h ' 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的效率，一般取 0.850.9。則轉(zhuǎn)向時在轉(zhuǎn)向盤上的切向力可由下式求得Fh =Ti p × rh ×h+（519）式中 i p 轉(zhuǎn)

14、向器的力傳動比；rh 轉(zhuǎn)向盤的半徑，根據(jù)車型不同可在 180275mm 范圍內(nèi)按國家標(biāo)準(zhǔn)系列選??；h+ 轉(zhuǎn)向器的正效率。rpp由以上兩式可見：當(dāng)轉(zhuǎn)向阻力矩 T 一定時，增大力傳動比 i ' ， i 就能減小作用在轉(zhuǎn)向 盤上的切向力 Fh ，使操縱輕便。這里還應(yīng)指出：當(dāng)汽車在行駛過程中轉(zhuǎn)向時，上述轉(zhuǎn)向輪與地面間的滑動摩擦阻力矩 T2比汽車在原地轉(zhuǎn)向時的要小許多倍，且與車速有關(guān)。5.1.2.3 轉(zhuǎn)向器角傳動比的變化規(guī)律轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw 是一個重要參數(shù)，它影響著汽車的許多性能。由于增大角傳動比 可以增大力傳動比，因此轉(zhuǎn)向器的角傳動比不僅對轉(zhuǎn)向靈敏性和穩(wěn)定性有直接影響，而且也w影響著汽車

15、的操縱輕便性。由式（58）并考慮到 i ' 1，可以看出：轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角與轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw 成反比。 iw 增大會使在同一轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角下的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角變小，使轉(zhuǎn)向操縱 時間變長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低。因此轉(zhuǎn)向“輕便性”和“靈敏性”是產(chǎn)品設(shè)計中遇到的一對矛盾。采用可變角傳動比的轉(zhuǎn)向器可協(xié)調(diào)對“輕便性”和“靈敏性”的要求。而轉(zhuǎn)向器角傳動比的變化規(guī)律又因轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式和參數(shù)的不同而異。圖給出了幾種典型的轉(zhuǎn)向器角 傳動比變化規(guī)律。由該圖可見：轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw 隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角j 的變化特性有不變（曲線 3）和可變之分。后者又有多種變化規(guī)律。其中曲線一為轉(zhuǎn)向盤在中間位置時， iw 較小， 向左

16、、右轉(zhuǎn)動時則逐漸增大；曲線 4 則與之相反。曲線 2 為蝸桿雙銷式轉(zhuǎn)向器的角傳動比特性曲線，是周期重復(fù)的。曲線 5 則為蝸桿單銷式轉(zhuǎn)向器的角傳動比特性曲線，這時轉(zhuǎn)向器蝸桿在中間位置的螺距較小，而至兩端則逐漸增大。圖 51 轉(zhuǎn)向器角傳動比 iw 的變化特性曲線應(yīng)根據(jù)車型和使用條件的不同來合理選擇 iw 及其變化特性。對高速車輛來說，轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時的轉(zhuǎn)向器角傳動比 iw 不宜過小，否則會在高速直線行駛時對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角 過分敏感。轉(zhuǎn)向盤處于中間位置即汽車直行時的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜小于 1516。對于轎車和輕型以下的貨車，因前軸負荷不大，在轉(zhuǎn)向盤的全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，而具有動力轉(zhuǎn)向的

17、車輛，其轉(zhuǎn)向阻力矩由動力裝置克服，故在上述兩種情況下均 有可能選擇較小的角傳動比和減少轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)，以提高汽車的轉(zhuǎn)向靈敏性。其角傳動比 iw 宜采用轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時具有較大值而在左、右兩端具有較小的變化特性，如 圖的曲線 4 及 5 所示。對于沒有裝動力轉(zhuǎn)向的大客車和中型及以上的載貨汽車，因轉(zhuǎn)向軸負荷大，而轉(zhuǎn)向傳p動機構(gòu)的力傳動比 i ' 在轉(zhuǎn)向過程中是變化的，使急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題顯得十分突出， 故轉(zhuǎn)向器角傳動比的理想特性應(yīng)當(dāng)是中間小兩斷大的曲線，如圖曲線 1 所示。現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向器的角傳動比也常采用不變的數(shù)值：轎車取 iw 1422；貨車取 iw 2025。汽車的轉(zhuǎn)向車

18、軸負荷較輕時，應(yīng)選用較小值。5.1.3 轉(zhuǎn)向系的傳動間隙特性轉(zhuǎn)向器的傳動間隙是指轉(zhuǎn)向器傳動副之間的間隙。該間隙 d 隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角 j 的改變而 改變。通常將這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器的傳動間隙特性。研究該傳動間隙特性地意義在于它對汽車直線行駛時的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的壽命都有直接影響。 當(dāng)轉(zhuǎn)向盤處于中間位置即汽車作直線行駛時，如果轉(zhuǎn)向器有傳動間隙則將使轉(zhuǎn)向輪在該間隙范圍內(nèi)偏離直線行駛位置而失去穩(wěn)定性。為防止這種情況發(fā)生，要求當(dāng)轉(zhuǎn)向盤處于位置 時轉(zhuǎn)向器的傳動副為無隙嚙合。這一要求應(yīng)在汽車使用的全部時間內(nèi)得到保證。汽車多直線 行駛，因此轉(zhuǎn)向器傳動副在中間部位的磨損量大于其兩端。為了保證轉(zhuǎn)向器傳動副磨損最大

19、的中間部位能通過調(diào)整來消除因磨損而形成的間隙，調(diào)整后當(dāng)轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時不至于使轉(zhuǎn)向器 傳動副在其他嚙合部位卡住。為此應(yīng)使傳動間隙從中間部位到兩端逐漸增大，并在端部達到 其最大值，以利于對間隙的調(diào)整及提高轉(zhuǎn)向器的使用壽命。不同結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器其傳動間隙特 性亦不同。5.1.4 轉(zhuǎn)向系的剛度 轉(zhuǎn)向系的各零、部件尤其是一些桿件均具有一定的彈性，這就使得轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角 a s 要小，這樣就會有不足轉(zhuǎn)向的趨勢。轉(zhuǎn)向系剛度 Cs 對輪胎的側(cè)偏剛度影響也很大。如果令 Caa為不考慮轉(zhuǎn)向系剛度時的輪胎側(cè)偏剛度，而 C ' 為考慮轉(zhuǎn)向系剛度時的輪胎側(cè)偏剛度（稱為等價剛度），則有以下關(guān)系：C=a'Ca1 +

20、 Ca × b Cs（520）式中 Cs 整個轉(zhuǎn)向系的剛度；b 拖后距（后傾拖距與輪胎拖距之和）；'''由上式可見：當(dāng) Cs 值很大時，Ca Ca ，即前輪的側(cè)偏剛度近似為 Ca ，且 Ca Ca 。后者表明：轉(zhuǎn)向系剛度不足會使前輪的側(cè)偏剛度減小，并導(dǎo)致汽車不足轉(zhuǎn)向傾向的加劇，使 汽車的轉(zhuǎn)向靈敏性變差。5.1.5 轉(zhuǎn)向盤總回轉(zhuǎn)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)動圈數(shù)較少，一般約在 3.6 圈以內(nèi)；貨車一般不宜超過 6 圈

21、。5.2 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式選擇及其設(shè)計計算根據(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)向其結(jié)構(gòu)形式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型、前軸負荷、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、小型轎車以及前軸負荷小于 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)

22、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)常在壞路或在無路地帶行駛，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)性問題，也是選擇轉(zhuǎn)向器時應(yīng)考慮的一個方面。 對于前軸負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

23、，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。下面分別介紹幾種常見的轉(zhuǎn)向器。5.2.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器循環(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。兩種結(jié)構(gòu)的調(diào)整間

24、隙方法均是利用調(diào)整螺栓移動搖臂軸來進行調(diào)整。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動效率高、工作平穩(wěn)、可靠，螺桿及螺母上的螺旋槽經(jīng)滲碳、淬 火及磨削加工，耐磨性好、壽命長。齒扇與齒條嚙合間隙的調(diào)整方便易行，這種結(jié)構(gòu)與液力 式動力轉(zhuǎn)向液壓裝置的匹配布置也極為方便。5.2.1.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw由循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)關(guān)系可知：當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動 j 角時，轉(zhuǎn)向螺母及其齒條的移動 量應(yīng)為s = (j / 360)t（521）式中 t螺桿或螺母的螺距。這時，齒扇轉(zhuǎn)過 b 角。設(shè)齒扇的嚙合半徑 rw ，則 b 角所對應(yīng)的嚙合圓弧長應(yīng)等于 s，即(b / 360)2p × rw = s（522）由以上兩式

25、可求得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw 為i = jwb= 2p × rwt（523）5.2.1.2 螺桿鋼球螺母傳動副 螺桿鋼球螺母傳動副與通常的螺桿一螺母一傳動副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動的鋼球?qū)⒘τ陕輻U傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應(yīng)的螺旋槽構(gòu)成 鋼球的螺旋滾道。轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向盤經(jīng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動。為 了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側(cè)表面(通常為上表面)需鉆孔與螺母 的螺旋滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導(dǎo)孔，并分別插入鋼球?qū)Ч艿膬啥藢?dǎo)管。鋼球?qū)?管是由鋼板沖壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導(dǎo)管，并經(jīng)氰化處理使之耐

26、磨。插入螺 母螺旋滾道兩個導(dǎo)孔的鋼球的兩個導(dǎo)管的中心線應(yīng)與螺母螺旋滾道的中心線相切。螺桿與螺 母的螺旋滾道為單頭(單螺旋線)的，且具有不變的螺距，通常螺距 t 約在 8 13mm 范圍內(nèi)可按式(523)初選，螺旋線導(dǎo)程角a 0 約為 6º 11º。轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器左置時轉(zhuǎn)向螺桿為左 旋，右置時為右旋。鋼球直徑 db 約為 69mm。一般應(yīng)參考同類型汽車的轉(zhuǎn)向器選取鋼球-5直徑 db ，并應(yīng)使之符合國家標(biāo)準(zhǔn)。鋼球直徑尺寸差應(yīng)不超過128 ´10db 。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉(zhuǎn)向器的尺寸增大。鋼球的數(shù)量 n 也影響承載能力，增多鋼 球使承載能力增大，但

27、也使鋼球的流動性變差，從而要降低傳動效率。經(jīng)驗表明在每個環(huán)路 中 n 以不大于 60 為好。鋼球數(shù)目(不包括鋼球?qū)Ч苤械?可由下式確定：n =pd0W db cosa 0pd W»0db（524）式中 d 0 鋼球中心距，（見圖 52）；W 一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)，為了使載荷在各鋼球間分布均勻，一般 W1.5 2.5，當(dāng)轉(zhuǎn)向器的鋼球工作圈數(shù)需大于 2.5 時，則應(yīng)采用兩個獨立的環(huán)路；db 鋼球直徑；a 0 螺線導(dǎo)程角。鋼球中心距 d 0 是指鋼球滾動時其中心所在的圓柱表面的橫截面的圓的直徑。它是一個 基本尺寸參數(shù)，將影響循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)尺寸及強度。設(shè)計時可參考同類車進行初選，經(jīng)

28、強度驗算后再進行修正。顯然，在保證強度的前提下應(yīng)盡量取小些。在已知螺線導(dǎo)程角a 0 和螺距 t 的情況下， d 0 亦可由下式求得：d0 =tp tan a 0（525）式中 t螺桿與螺母滾道的螺距；a 0 螺線導(dǎo)程角。螺桿螺旋滾道的內(nèi)徑 d1 ，外徑 d ，以及螺母的尺寸D1 ， D (見圖 52)，在確定鋼球中心距 d 0 后即可由下式確定：圖 52螺桿與螺母的螺旋滾道截面(a) 四點接觸的滾道截面；(b)兩點接觸的滾道截面(b) B、D鋼球與滾道的接觸點； d 0 鋼球中心距； rc 滾道截面的圓弧半徑。d1 = d0 - 2(rc - x) d = d1 + 2h（526）D1 = d

29、0 + 2(rc - x)D = D1 - 2h式中 d 0 鋼球中心距；rc 螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑，（見圖 52）；x 滾道截面圓弧中心相對于鋼球中心線的偏移距（見圖 52）；x = rd b- sinq（527） c2 db 鋼球直徑；q 鋼球與滾道的接觸角，通常取q 45º；h 滾道截面的深度，（見圖 52），可取h （0.300.35） db（528）D 應(yīng)大于 d，一般也可取 D d （0.05 h 0.10） db 。 滾道截面有四點接觸式、兩點接觸式（見圖 52）和橢圓滾道截面等。四點接觸式滾道截面由四段圓弧組成，螺桿和螺母的滾道截面各為兩段圓弧。四點接觸滾道

30、截面可獲得最小的軸向間隙，以避免軸向定位的不穩(wěn)定，受載后基本上可消除軸向位移，但滾道與鋼球間 仍應(yīng)有間隙以貯存磨屑、減小磨損。雖然其制造工藝較復(fù)雜，但仍得到廣泛應(yīng)用。兩點接觸 式滾道截面由兩段圓弧組成，其螺桿和螺母滾道均為單圓弧，形狀簡單。當(dāng)螺桿受有軸向載 荷時，螺桿與螺母間產(chǎn)生軸向相對位移使軸向定位不穩(wěn)定，增加了轉(zhuǎn)向盤的自由行程，這對 裝動力轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向系特別不利，因為它降低了分配閥的靈敏度，從而影響轉(zhuǎn)向性能。橢圓滾 道的螺桿部分為橢圓截面、螺母部分為圓弧截面。鋼球以三點與滾道接觸，被精確地定位于 滾道中心，軸向定位精確，但加工較復(fù)雜。螺桿滾道應(yīng)倒角以避免尖角劃傷鋼球。接觸角 q 是指鋼球與螺

31、桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾 (見 圖)。增大"將使徑向力增大而軸向力減小；反之則相反。通常q 多取 45º，以使徑向力與軸 向力的分配均勻。螺距 t 和螺旋線導(dǎo)程角a 0 ：前者影響轉(zhuǎn)向器的角傳動比(見式(523)；后者影響動效率(見式(56)、式(57)。選擇時應(yīng)滿足角傳動比的要求和保證有較高的正效率而反行程時不 發(fā)生自鎖現(xiàn)象。工作鋼球的總?cè)?shù)WS ：決定于接觸強度?？?cè)?shù)增多鋼球亦增多，則可降低接觸應(yīng)力、提高承載能力。一般有 2.5、3 和 5 圈的，當(dāng)WS 2.5 時則應(yīng)采用兩個獨立的環(huán)路。 螺桿和螺母一般采用 20CrMnTi、22CrMnMo

32、、20CrNi 3A 鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度為 0.81.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車的轉(zhuǎn)向器，滲碳層深度可達 1.051.45mm。淬火后表面硬度為 HRC5864。 螺桿鋼球螺母傳動副的高可靠性、長壽命、小的摩擦損失以及達到實際上的無隙配合(螺桿的軸向間隙不應(yīng)大于 0.0020.003mm)，是通過對滾道的高精度加工，使?jié)L道表面具 有高光潔度，采用標(biāo)準(zhǔn)的高精度的鋼球(可用二、三級精度的)，并對螺桿、鋼球及螺母的尺 寸進行選配來達到的。5.2.1.3 齒條、齒扇傳動副齒扇通常有 5 個齒，它與搖臂軸為一體。齒扇的齒厚沿齒長方向是變化的，這樣即可 通過軸向移動搖臂軸來調(diào)節(jié)齒扇與齒條

33、的嚙合間隙。由于轉(zhuǎn)向器經(jīng)常處于中間位置工作，因 此齒扇與齒條的中間齒磨損最厲害。為了消除中間齒磨損后產(chǎn)生的間隙而又不致在轉(zhuǎn)彎時使 兩端齒卡住，則應(yīng)增大兩端齒嚙合時的齒側(cè)間隙。這種必要的齒側(cè)間隙的改變可通過使齒扇 各齒具有不同的齒厚來達到。即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心 O1 轉(zhuǎn)動，如圖 53 所示， O1 相對于搖臂軸的中心 O 有距 離為 n 的偏心。這樣加工的齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時，齒側(cè)間隙 Ds 也逐漸加大， Ds 可表達為Ds = 2Dr tana = 2 tanarw- n cos b ±n2 cos2

34、b + r 2 - n2 （529）w式中 Dr 徑向間隙；a 嚙合角；rw 齒扇的分度圓半徑；b 搖臂軸的轉(zhuǎn)角。圖 53為獲得變化的齒側(cè)間隙齒扇的加工原理和計算簡圖圖 54用于選擇偏心 n 的線圖當(dāng)a ， rw 確定后，根據(jù)上式可繪制如圖 54 所示的線圖，用于選擇適當(dāng)?shù)?n 值，以便 使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時，齒側(cè)間隙 Ds 能夠適應(yīng)消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側(cè)間隙 Ds 的改變也可以用改變齒條各齒槽寬而不改變 齒扇各輪齒齒厚的辦法來實現(xiàn)。一般是將齒條(一般有 4 個齒)兩側(cè)的齒槽寬制成比中間齒槽 大 0.200.30mm 即可。齒扇的齒厚沿

35、齒寬方向變化，故稱為變厚齒扇。其齒形外觀與普通的直齒圓錐齒輪相 似。用滾刀加工變厚齒扇的切齒進給運動是滾刀相對工件作垂向進給的同時，還以一定的比 例作徑向進給，兩者合成為斜向進給。這樣即可得到變厚齒扇。變厚齒扇的齒頂及齒根的輪 廓面為圓錐面，其分度圓上的齒厚是成比例變化的，形成變厚齒扇，如圖 55 所示。圖 55 變厚齒扇的截面在該圖中若 00 截面原始齒形的變位系數(shù) x 0，則位于其兩側(cè)的截面 II 和一分別具有 x 0 和車 x 0，即截面 II 的齒輪為正變位齒輪，而截面一的齒輪為負變 位齒輪。即變厚齒扇在其整個齒寬方向上是由無窮多的原始齒形變位系數(shù)逐漸變化的圓柱齒輪所形成。因為在與 0

36、 一 0 平行的不同截面中，其模數(shù) m 不變、齒數(shù)亦同，故其分度圓及 基圓亦不變，即為分度圓柱和基圓柱。其不同截面位置上的漸開線齒形，均為在同一基圓柱 上展開的漸開線，僅僅是其輪齒的漸開線齒形離基圓的位置不同而已，故應(yīng)將其歸人圓柱齒 輪范疇，而不應(yīng)歸于直齒圓錐齒輪范圍，雖然它們從外觀上更相似，因為直齒圓錐齒輪輪齒 的漸開線齒形的形成基準(zhǔn)是基錐。變厚齒扇齒形參數(shù)的計算圖 56 變厚齒扇的齒型計算用圖 通常取齒扇寬度的中間位置作基準(zhǔn)截面，如圖 56 所示的截面 AA。由該截面至大端(截面 BB)時，各截面處的變位系數(shù) x 均取正，向小端(截面 CC)時，變位系數(shù) x 由正變?yōu)榱?截面 OO)再變?yōu)?/p>

37、負值。設(shè)截面 OO 至截面 AA 的距離為 a0 ，則a0 = x A m / tann（530）式中 x A 在截面 AA 處的原始齒形變位系數(shù)；m模數(shù)；n 切削角。由式（530）可知：當(dāng)齒扇的模數(shù) m 及切削角n 選定后，各截面處的變位系數(shù) x 取決 于該截面與基準(zhǔn)截面的間的距離 a （見圖 56）。變厚齒扇基準(zhǔn)截面（截面 AA）處的齒形計算可按表 53 進行，計算前應(yīng)將先選定的參數(shù)也列在該表中。其中齒扇模數(shù) m 是根據(jù)前橋負荷及汽車的裝載質(zhì)量的不同參考表 51 選?。环ㄏ驂毫莂 0 一般為 20°30°；切削角n 常見的有 6°30¹和 7

38、76;30¹兩種；齒頂高系數(shù) x1 一般取 0.8 或 1.0；整圓齒數(shù) z 一般在 1218 范圍內(nèi)選取；齒扇寬度 F 一般在2228mm 范圍內(nèi)選取。表 51 各類汽車循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的齒扇模數(shù)表 52 變厚齒扇（AA）處的齒形參數(shù)選擇與計算（mm）說明：基準(zhǔn)截面見圖 56 的截面 AA，為齒扇寬度的中間位置處的截面。最大變位系數(shù)截面即截面 BB（見圖 56），應(yīng)對該截面的齒形作齒頂變尖的核算， 如表 53 所示。表 53 最大變位系數(shù)截面（截面 BB）齒頂變尖核算說明：一般容許的齒頂圓弧齒厚的最小值為：（0.250.30）m 當(dāng) m34 時（0.200.25）m 當(dāng) m46 時（0

39、.100.20）m 當(dāng) m78 時表 54 給出了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的一些參數(shù)，供設(shè)計時參考。5.2.1.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件的強度計算 為了進行強度計算，首先要確定其計算載荷。式(513)曾給出了汽車在于而粗糙的硬路面上作原地轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向阻力矩，利用它可求得轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩（見式（518） 和在轉(zhuǎn)向盤上的切向力（見式(519)），它們均可作為轉(zhuǎn)向系的最大計算載荷。但對前軸符 合大的重型載貨汽車，用式（518）或(519)計算出來的力，往往會超過司機在體力上的 可能。這時在計算轉(zhuǎn)向器和動力轉(zhuǎn)向的動力缸以前的零件時，可取司機作用在轉(zhuǎn)向盤輪緣上 的最大瞬時力，此力可取為 700N。確定計算載荷

40、后，即可計算轉(zhuǎn)向系零件的強度。（1）鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力s j j = K 3NE 2 ( 2db- 1 )2rcs j （531）式中 K系數(shù)，根據(jù) AB 查表 165 求得，其中 AB 用下式計算：A / B = d (2rc - db ) / 2rc (d + db )d螺桿外徑，見圖 1610；（532）rc 螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑，見圖 52；db 鋼球直徑；E材料彈性模量， 2.1´105 MPa； N每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力；N =Fh Rnl × sin a 0 cosq（533）Fh 轉(zhuǎn)向盤圓周力；R轉(zhuǎn)向盤輪緣半徑；a 0 螺桿螺線導(dǎo)程角；q

41、 鋼球與滾道間的接觸角；n 參與工作的鋼球數(shù)；l 鋼球接觸點至螺桿中心線之距離。表 165系數(shù) K 與 AB 的關(guān)系mmA/B1.000.900.800.700.600.500.400.300.200.150.100.050.020.010.007K0.3880.400.410.440.4680.4900.5360.6000.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202當(dāng)鋼球與滾道的接觸表面的硬度為 HRC5864 時，許用接觸應(yīng)力s j 可取為 30003500MPa。為了滿足式(531)所表達的接觸強度的要求，鋼球的工作總?cè)?shù)應(yīng)達到WnbSS =（534）nb式中 n

42、b 一圓滾道中的鋼球數(shù)；nb =tdb sin a 0=pd0db cosa 0（535）t 螺距；d 0 鋼球中心距(見圖 52)a 0 螺線導(dǎo)程角；db 鋼球直徑；nbS 需要的工作鋼球總數(shù)；b nbS Foc /(lN cosa 0 cosq )（536）Foc 作用在齒條與齒扇的齒上的力；F=Troc（537）wT 轉(zhuǎn)向搖臂軸上的力矩，見式(518)；rw 齒扇的嚙合半徑；l 考慮軸向力在各鋼球間不均勻分配的系數(shù)， l 0.80.9；N鋼球與螺桿滾道之間的正壓力，見式(533)；q 鋼球與滾道間的接觸角，見圖 52。當(dāng)由式(1634)算得的鋼球工作總?cè)?shù)WS 2.5 時，則應(yīng)采用圈數(shù)及

43、鋼球數(shù)相同的兩個 獨立的環(huán)路，以使載荷能較均勻地分布于各鋼球并保持較高的傳動效率。但鋼球總數(shù) (包括在鋼球?qū)Ч苤械?不應(yīng)超過 60 個。否則應(yīng)加大鋼球直徑并重新計算。徑向間隙 D (見圖 51)不應(yīng)大于 0.020.03mm。亦可用下式計算：D = D1 - (2db + d1 )（538）軸向間隙可用下式計算：C0 =(2rc - db )D（539）(1)螺桿在彎扭聯(lián)合作用下的強度計算 螺桿處于復(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)，在其危險斷面上作用著彎矩和轉(zhuǎn)矩，其彎矩 M 及轉(zhuǎn)矩 T 分別為：M = Foc × e + (Foc l tan a ) / 4（540）T = F(d / 2) tan(

44、a + r ' ) F(d / 2) tana+ arctan f (dsinq )（541）oc00koc00b式中 Foc 由式(1637)決定的力，見圖 52；e 齒條、齒扇嚙合節(jié)點至螺桿中心的距離；l 螺桿兩支承軸承間的距離；a 嚙合角；d 0 鋼球中心距；a 0 螺線導(dǎo)程角；kr ' 換算摩擦角；f 滾動摩擦系數(shù)， f 0.0080.010；q 鋼球與滾道的接觸角。 這時，螺桿的當(dāng)量應(yīng)力為s =(M /WB) + (Foc/ A)2 + 4(T /W)2 s （542）T式中 A ，WB ，WT 螺桿按其內(nèi)徑 d1 計算的橫截面積、彎曲截面系數(shù)和扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)。s 許用

45、應(yīng)力，s s s / 3s s 螺桿材料的屈服極限。（3）轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定轉(zhuǎn)向搖臂軸的直徑可根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力矩 Tr 及材料的扭轉(zhuǎn)強度極限t 0 由下式確定：d =kTr3 p t16 0式中 k 安全系數(shù)，根據(jù)使用條件可取 2.53.5；Tr 轉(zhuǎn)向阻力矩，見式（513）；t 0 扭轉(zhuǎn)強度極限。轉(zhuǎn)向搖臂軸一般采用 20CrMnTi、22CrMnMo 或 20CrNi 3A 鋼制造，表面滲碳，滲碳層 深為 0.81.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車，則為 1.051.45mm。淬火后表面硬度為 HRC5863。轉(zhuǎn)向器殼體采用球墨鑄鐵 QT40018 或可鍛鑄鐵 KTH35010，KTH3701

46、2 制造。5.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的傳動副為齒輪與齒條，其結(jié)構(gòu)簡單、布置方便，制造容易，但轉(zhuǎn)向傳動比較小，(一般不大于 15)，且齒條沿其長度方向磨損不均勻，故僅廣泛用于微型汽車和 轎車上。轉(zhuǎn)向傳動副的主動件是一斜齒圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動件齒條相嚙 合，外殼固定在車身或車架上。齒條利用兩個球接頭直接和兩根分開的左、右橫拉桿相聯(lián)。 橫拉桿再經(jīng)球接頭與梯形臂相接。為了轉(zhuǎn)向輕便，主動小齒輪的直徑應(yīng)盡量小。通常，這類 轉(zhuǎn)向器的齒輪模數(shù)多在 23mm 范圍內(nèi)，壓力角為 20°，主動小齒輪有 58 個齒，螺旋角 為 9°15°。根據(jù)小齒輪螺旋角

47、和齒條傾斜角的大小和方向的不同，可以構(gòu)成不同的傳動 方案。圖 57 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器傳動副的布置方案 當(dāng)左旋小齒輪與右傾齒條相嚙合且齒輪螺旋角 b1 與齒條傾斜角 b2 相等時，則軸交角q =0°，如圖 57(a)所示；若 b1 b2 ，則q = b1 - b2 ，如圖 57(b)所示；若 b1 b2 ，則q = b1 - b2 為負值，表示在齒條軸線的另一側(cè)，如圖 57(c)所示；當(dāng)左旋小齒輪與左傾 齒條或右旋小齒輪與右傾齒條相嚙合時，則不管這些角度的大小如何，其軸交角均為q = b1 + b2 ，如圖 57(d)所示。應(yīng)根據(jù)整車布置的需要并考慮轉(zhuǎn)向系的傳動比及效率等來 選擇這些角

48、度的大小和方向。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系的角傳動比i0 w=Lr cosq（544）式中 L 梯形臂長度，mm；r 一主動小齒輪的節(jié)圓半徑，mm；q 齒輪與齒條的軸交角，見圖 57，q 多在 0°30°范圍內(nèi)選擇。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的正效率h+ 可達 7080。齒輪齒條式轉(zhuǎn) 向器 的主動 小齒 輪可采 用低 碳合金 鋼 如 20MnCr5 、 20MnCr4 或15CrNi6(德國標(biāo)準(zhǔn) DIN 17210)制造并經(jīng)滲碳淬火；齒條可采用中碳鋼或中碳合金鋼如 45 號 鋼或 41Cr4 鋼(德國標(biāo)準(zhǔn) DIN 17200)制造并經(jīng)高頻淬火，表面硬度均應(yīng)在 HRC 56 以上。殼 體常用鋁

49、合金壓鑄。5.3 動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計、性能計算為了減輕轉(zhuǎn)向時駕駛員作用到轉(zhuǎn)向盤上的手力和提高行駛安全性，在有些汽車上裝設(shè)了 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)。中級以上轎車，由于對其操縱輕便性的要求越來越高，采用或者可供選裝動力轉(zhuǎn)向器的 逐漸增多。轉(zhuǎn)向軸軸載質(zhì)量超過 2.5t 的貨車可以采用動力轉(zhuǎn)向，當(dāng)超過 4t 時應(yīng)該采用動力 轉(zhuǎn)向。5.3.1 對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求1)運動學(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 Fh 0.0250.190kN 時(因汽車形式不同而異

50、)，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，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。7)密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。5.3.2 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案分析 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。 1.動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案 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 58a)和分置式兩

51、 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 58b)； 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 58c)；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上 的稱為半分置式，(見圖 58d)。圖 58動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案圖1分配閥2轉(zhuǎn)向器3動力缸 在分析比較上述幾種不同動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案時，常從結(jié)構(gòu)上是否緊湊；轉(zhuǎn)向器主要零件是否承受由動力缸建立起來的載荷；拆裝轉(zhuǎn)向器是否容易；管路，特別是軟管的管路長 短；轉(zhuǎn)向輪在側(cè)向力作用下是否容易引起轉(zhuǎn)向輪擺振；能不能采用典型轉(zhuǎn)向器等方面來做比 較。例如整體式動力轉(zhuǎn)向器，由于分配閥、轉(zhuǎn)向器、動力缸三者裝在一起，因而結(jié)構(gòu)緊湊， 管路也短。在

52、轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用時或者發(fā)動機的振動不會影響分配閥的振動，因而不能 引起轉(zhuǎn)向輪擺振。它的缺點是轉(zhuǎn)向搖臂軸、搖臂等轉(zhuǎn)向器主要零件，都要承受由動力缸所建 立起來的載荷，因此必須加大它們的尺寸和質(zhì)量，這對布置它們帶來不利的影響。同時還不 能采用典型轉(zhuǎn)向器，拆裝轉(zhuǎn)向器時要比分置式的困難。除此之外，由于對轉(zhuǎn)向器的密封性能 要求高，這對轉(zhuǎn)向器的設(shè)計，特別是重型汽車的轉(zhuǎn)向器設(shè)計帶來困難。整體式動力轉(zhuǎn)向器多 用于轎車和中型貨車。2.分配閥的結(jié)構(gòu)方案分配閥有兩種結(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，以旋轉(zhuǎn)運動來控制油路的稱為轉(zhuǎn)閥式。滑閥式分配閥結(jié)構(gòu)簡單，生產(chǎn)工藝性較好，易于布置，

53、使用性能較好，曾得到廣泛應(yīng)用。 轉(zhuǎn)閥式與滑閥式比較，靈敏度高，密封件少，結(jié)構(gòu)較為先進。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。轉(zhuǎn)閥式分配閥在國內(nèi)、外均得到廣泛應(yīng)用。5.3.3 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算1.動力缸尺寸的計算 動力缸的主要尺寸有動力缸內(nèi)徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力缸殼體壁厚。圖 59 動力缸的布置動力缸的布置若如圖 59 所示，則在計算前，應(yīng)先行確定作用在直拉桿上的力 F1 。此 力應(yīng)用轉(zhuǎn)向阻力矩換算。動力缸應(yīng)產(chǎn)生的推力 F 用下式計算F = F1 L1L（545）式中， L1 為轉(zhuǎn)向搖臂長度；L 為轉(zhuǎn)向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離。推力 F 與工作油液 壓力 p 和動力缸截面面積 S 之間有如下關(guān)系F = pSF L所以S =1 1（5