第五節(jié)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)為了減輕轉(zhuǎn)向時(shí)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(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。中級(jí)以上轎車，由于對(duì)其操縱輕便性的要求越來(lái)越高，采用或者可供選裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的逐漸增多。轉(zhuǎn)向軸軸載質(zhì)量超過(guò)2.5t的貨車可以采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向，當(dāng)超過(guò)4t時(shí)應(yīng)該采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。一、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?。?，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)向盤上的切向力七N0.025?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。二、動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案分析液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向因?yàn)橛鸵汗ぷ鲏毫Ω?，?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。1、動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案由分配閥、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（圖7-25a）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7-25b；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7-25c；分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上的稱為半分置式，見(jiàn)圖7-25do圖7—25動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案圖1一分配閥2一轉(zhuǎn)向器3一動(dòng)力缸在分析比較上述幾種不同動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案時(shí)，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(dòng)力缸建立起來(lái)的載荷；拆裝轉(zhuǎn)向器是否容易；管路，特別是軟管的管路長(zhǎng)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(lái)做比較。例如整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器，由于分配閥、轉(zhuǎn)向器、動(dòng)力缸三者裝在一起，因而結(jié)構(gòu)緊湊，管路也短。在轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用時(shí)或者發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)不會(huì)影響分配閥的振動(dòng)，因而不能引起轉(zhuǎn)向輪擺振。它的缺點(diǎn)是轉(zhuǎn)向搖臂軸、搖臂等轉(zhuǎn)向器主要零件，都要承受由動(dòng)力缸所建立起來(lái)的載荷，因此必須加大它們的尺寸和質(zhì)量，這對(duì)布置它們帶來(lái)不利的影響。同時(shí)還不能采用典型轉(zhuǎn)向器，拆裝轉(zhuǎn)向器時(shí)要比分置式的困難。除此之外，由于對(duì)轉(zhuǎn)向器的密封性能要求高，這對(duì)轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)，特別是重型汽車的轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)帶來(lái)困難。整體式動(dòng)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(dòng)方式來(lái)控制油路的稱為滑閥式，以旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)來(lái)控制油路的稱為轉(zhuǎn)閥式?；y式分配閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，生產(chǎn)工藝性較好，易于布置，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(jìn)。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(guó)內(nèi)、外均得到廣泛應(yīng)用。三、動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的計(jì)算1、動(dòng)力缸尺寸的計(jì)算

動(dòng)力缸的主要尺寸有動(dòng)力缸內(nèi)徑、活塞行程、活塞桿直徑和動(dòng)力缸殼體壁厚。動(dòng)力缸的布置若如圖7-26所示，則在計(jì)算前，應(yīng)先行確定作用在直拉桿上的力七。圖7—26圖7—26動(dòng)力缸的布置此力應(yīng)用式(7-9)計(jì)算出來(lái)的轉(zhuǎn)向阻力矩?fù)Q算。動(dòng)力缸應(yīng)產(chǎn)生的推力F用下式計(jì)算日f(shuō)lF=i1L式中，L為轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)度；1為轉(zhuǎn)向搖臂軸到動(dòng)力缸活塞之間的距離。推力F與工作油液壓力p和動(dòng)力缸截面面積S之間有如下關(guān)系F=pS所以S=FL所以S=FL(7-14)因?yàn)閯?dòng)力缸活塞兩側(cè)的工作面積不同，應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來(lái)計(jì)算，即S翌J-d2)(7-15)4p式中，D為動(dòng)力缸內(nèi)徑；』為活塞桿直徑，一般初選時(shí)可取d二。?35D。聯(lián)立式(7-14)和式(7-15)后得到D=(7-16)\npLp式中，壓力p一般在6?10MPa，最高可取16.5?18?0MPa?；钊谐淌擒囕嗈D(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時(shí)，由直拉桿的移動(dòng)量換算到活塞桿處的移動(dòng)量得到的。圖7—27確定動(dòng)力缸長(zhǎng)度尺寸簡(jiǎn)圖如圖7-27所示，活塞移到兩端極限位置，還要留有一定間隙?；钊频阶髠?cè)極限位置時(shí)，其端面到動(dòng)力缸之間，應(yīng)當(dāng)留有10ram間隙?；钊频接覀?cè)極限位置時(shí)，其端面到缸蓋之間應(yīng)留有e=(O.5?O.6)D的間隙，以利于活塞導(dǎo)向作用?；钊穸瓤扇锽=0.3D。動(dòng)力缸的最大長(zhǎng)度s用下式計(jì)算確定s=10+(0.5?0.6)D+0.3D+s1(7-17)式中，s為活塞最大位移量。動(dòng)力缸殼體壁厚t，根據(jù)計(jì)算軸向平面拉應(yīng)力^來(lái)確定。廣「［冊(cè)］嚀(7—18)式中，p為油液壓力；D為動(dòng)力缸內(nèi)徑；t為動(dòng)力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，取n=3.5?5.0；七為殼體材料的屈服點(diǎn)。

殼體材料有球墨鑄鐵和鑄造鋁合金兩種。球墨鑄鐵采用QT500-05。，抗拉強(qiáng)度為500MPa，屈服點(diǎn)為350MPa。鑄造鋁合金多采用ZLl05，抗拉強(qiáng)度為160?240Mpa?！?i_,_|一|.1」#i_,_|一|.1活塞桿用40或45鋼制造。為提高可靠性和壽命，要求其表面鍍銘并磨光。2、分配滑閥參數(shù)的選擇分配滑閥的主要參數(shù)有：滑閥直徑d,預(yù)開(kāi)隙e、密封長(zhǎng)度e和滑12閥總移動(dòng)量e等，見(jiàn)圖7-28。上述參數(shù)影響分配閥的泄漏量、液流速度和轉(zhuǎn)向靈敏度。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下列關(guān)系式來(lái)確定上述參數(shù)。（1）分配閥的泄漏量AQ要求AQ不大于溢流閥限制下最大排量的5%-10%oAQ按下式計(jì)算式中，AQ為分配閥泄漏量（頃3式中，AQ為分配閥泄漏量（頃3/s）；△r為滑閥和閥體在半徑方向的間隙（cm），一般△「在O.0005?O?00125cm，計(jì)算時(shí)取最大間隙:e為密封長(zhǎng)度(cm),2e—2(2)局部壓力降△「箱。液流流經(jīng)分配閥時(shí)產(chǎn)生的局部壓力降△□用下式計(jì)算△p為滑閥進(jìn)、出口油壓差，又稱局部壓力降(MPa)；d為滑閥外徑(cm)；e-e為密封長(zhǎng)度(cm),2e—2(2)局部壓力降△「箱。液流流經(jīng)分配閥時(shí)產(chǎn)生的局部壓力降△□用下式計(jì)算(7-20)挪=1.38X10-3V2(7-20)式中，△「為局部壓力降(MPa)；秒為中立位置的液流流速(m/s),用下式計(jì)算V=(7-21)37.6de1式中，Q為溢流閥限制下的最大排量(L/min),一般約等于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)油泵排量的1.5倍；d為滑閥直徑(cm)；°為預(yù)開(kāi)隙(cm)。1△p的允許值為3x10-2-4x10-2MPa。分析式(7-20)、式(7-21)可知：若滑閥直徑d和預(yù)開(kāi)隙°取得過(guò)1小，將使中立位置的液流流速增大，并導(dǎo)致△□超過(guò)允許值。3、分配閥的回位彈簧為了防止因外界干涉破壞分配閥的正常工作和保證轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤的自動(dòng)回正作用，回位彈簧的力在保證轉(zhuǎn)向輕便的條件下，應(yīng)盡可能取大些。為克服回位彈簧上的壓力，反映在轉(zhuǎn)向盤上的作用力，轎車應(yīng)比貨車的小些?；匚粡椈深A(yù)壓縮力的最小值，應(yīng)大于轉(zhuǎn)向器逆?zhèn)鲃?dòng)時(shí)的摩擦力，否則轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪不可能有自動(dòng)回正作用。轉(zhuǎn)向器的摩擦力可由試驗(yàn)確定。4、動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的評(píng)價(jià)指標(biāo)動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的作用效能用效能指標(biāo)s=FjFh來(lái)評(píng)價(jià)動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的作用效能。式中，，和F,為沒(méi)有動(dòng)力轉(zhuǎn)向器和有動(dòng)力轉(zhuǎn)向器時(shí)，轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向輪所必須作用在轉(zhuǎn)向盤上的力?，F(xiàn)有動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的效能指標(biāo)s=l?15。路感駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤，除要克服轉(zhuǎn)向器的摩擦力和回位彈簧阻力外，還要克服反映路感的液壓阻力。液壓阻力等于反作用閥面積與工作液壓壓強(qiáng)的乘積。在最大工作壓力時(shí)，轎車：換算到轉(zhuǎn)向盤上的力增加約30?50N，貨車：增加80?100N。轉(zhuǎn)向靈敏度轉(zhuǎn)向靈敏度可以用轉(zhuǎn)向盤行程與滑閥行程的比值i來(lái)評(píng)價(jià)i=虹(7-22)28式中，D為轉(zhuǎn)向盤直徑；中為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角；$為滑閥行程。由式(7-22)可見(jiàn)，當(dāng)d和$的數(shù)值不變時(shí)，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角中僅僅取決于比值i，所以這完全可以表達(dá)轉(zhuǎn)向靈敏度。比值主越小，則動(dòng)力轉(zhuǎn)向作用的靈敏度越高。高級(jí)轎車的i值在6.7以下。轉(zhuǎn)向靈敏度也可以用接通動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，作用到轉(zhuǎn)向盤的手力和轉(zhuǎn)角來(lái)評(píng)價(jià)，要求此力在20?50N，轉(zhuǎn)角在10°?15。范圍。動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的靜特性動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的靜特性是指輸入轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)矩之間的變化關(guān)系曲線，是用來(lái)評(píng)價(jià)動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的主要特性指標(biāo)。因輸出轉(zhuǎn)矩等于油壓壓力乘以動(dòng)力缸工作面積和作用力臂，對(duì)于已確定的結(jié)構(gòu)，后兩項(xiàng)是常量，所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩心與輸出油壓p之間的變化關(guān)系曲線來(lái)表示動(dòng)力轉(zhuǎn)向的靜特性，如圖7-29所示。常將靜特性曲線劃分為四個(gè)區(qū)段。在輸入轉(zhuǎn)矩不大的時(shí)候，相當(dāng)于圖中段，是直線行駛位置附近小角度轉(zhuǎn)向區(qū)，曲線呈低平形狀，油壓變化不大;汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時(shí)，輸入轉(zhuǎn)矩進(jìn)入最大區(qū)段（圖中C段），要求助力轉(zhuǎn)向效果