轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)指導(dǎo)

1、 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)指導(dǎo)書 目 錄前言II1 范圍12 概述13 規(guī)范性引用文件14符號(hào)、代號(hào)、術(shù)語及其定義25 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則36 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總布置設(shè)計(jì)要求47 模塊化設(shè)計(jì)88零部件標(biāo)準(zhǔn)化結(jié)構(gòu)99 數(shù)據(jù)表達(dá)要求910 部件（材料）選用要求911設(shè)計(jì)計(jì)算1312 幾種客車懸架與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)校核1813 設(shè)計(jì)評(píng)審要求2314裝車質(zhì)量特性2615輸出圖樣和文件的明細(xì)2716制圖要求27前言 為了更好的指導(dǎo)我司底盤部轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)工作，現(xiàn)將其進(jìn)行系統(tǒng)化的總結(jié)。形成我公司底盤部轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)作業(yè)指導(dǎo)書，作為設(shè)計(jì)者在工作過程中的基礎(chǔ)參考資料。 本設(shè)計(jì)作業(yè)指導(dǎo)書主要包含四部分內(nèi)容： 1、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)原則； 2、設(shè)

2、計(jì)及生產(chǎn)過程中的基本技術(shù)要求及布置要求；3、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與整車其他系統(tǒng)之間的工作聯(lián)系；4、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能驗(yàn)算。 本文件是第一次修訂。隨著今后產(chǎn)品開發(fā)體系的完善，以及設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)的逐步積累，將每年進(jìn)行修訂。 對(duì)于下述兩項(xiàng)內(nèi)容： 1、國家、行業(yè)、企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)； 2、設(shè)計(jì)需要形成的設(shè)計(jì)文件、評(píng)審文件的基本要求； 具體內(nèi)容不在本文中體現(xiàn)。請(qǐng)參閱相關(guān)資料。1.范圍本標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了，布置要求，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，材料選用要求，性能，設(shè)計(jì)要求，設(shè)計(jì)計(jì)算，設(shè)計(jì)評(píng)審要求，裝車，設(shè)計(jì)輸出圖樣；本標(biāo)準(zhǔn)適用于百度客車產(chǎn)品轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)過程控制、試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)的確定及評(píng)審驗(yàn)收的標(biāo)準(zhǔn)；本標(biāo)準(zhǔn)不適用于非客車類產(chǎn)品的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)及應(yīng)用規(guī)范。2. 概述轉(zhuǎn)向

3、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(shí)，還要保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。駕駛員通過操縱轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，使汽車保持在直線或轉(zhuǎn)彎運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，或者使上述兩種運(yùn)動(dòng)狀態(tài)相互轉(zhuǎn)換。轉(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向梯形、轉(zhuǎn)向節(jié)等基本部分組成，并稱之為機(jī)械轉(zhuǎn)向系。有些汽車還裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向減震器和防傷機(jī)構(gòu)等。駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力，經(jīng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)換成力矩，再經(jīng)轉(zhuǎn)向器增大后傳至直拉桿和轉(zhuǎn)向輪，用來克服轉(zhuǎn)向阻力。同時(shí)，轉(zhuǎn)向盤的角位移也轉(zhuǎn)換成轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)角。裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的汽車，轉(zhuǎn)向時(shí)能夠減輕駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力。轉(zhuǎn)向減振器用來衰減轉(zhuǎn)向輪的擺振和緩和來自路面?zhèn)?/p>

4、給轉(zhuǎn)向盤的沖擊載荷。為了防止汽車正面與其他物體沖撞時(shí)轉(zhuǎn)向系部件傷害駕駛員，在轉(zhuǎn)向系設(shè)置有防傷機(jī)構(gòu)。3. 規(guī)范性引用文件下列文件中的條款通過本標(biāo)準(zhǔn)的引用而成為本標(biāo)準(zhǔn)的條款。凡是注日期的引用文件，其隨后所有的修改單（不包括勘誤的內(nèi)容）或修訂版均不適用于本標(biāo)準(zhǔn)，然而，鼓勵(lì)根據(jù)本標(biāo)準(zhǔn)達(dá)成協(xié)議的各方研究是否可使用這些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本適用于本標(biāo)準(zhǔn)。GB 7258 機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件GB 13094 客車結(jié)構(gòu)安全技術(shù)條件GB/T 13052 客車駕駛區(qū)尺寸GB 6323.4 汽車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)方法，轉(zhuǎn)向回遲性能試驗(yàn)GB 6323.5 汽車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)方法，轉(zhuǎn)向輕便性試

5、驗(yàn)GB 6323.6 汽車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)方法穩(wěn)定回轉(zhuǎn)試驗(yàn)GB/T 5179-1985 汽車轉(zhuǎn)向系術(shù)語和定義GB 17675-1999 汽車轉(zhuǎn)向系基本要求GB/T 5911-1986 轉(zhuǎn)向盤尺寸GB 11557-1998 防止汽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)對(duì)駕駛員傷害的規(guī)定QC/T 563-1999 汽車轉(zhuǎn)向盤試驗(yàn)方法QC/T 29097-1992 汽車轉(zhuǎn)向總成技術(shù)條件QC/T 29096-1992 汽車轉(zhuǎn)向器總成臺(tái)架試驗(yàn)方法QC/T 522-1999 汽車轉(zhuǎn)向拉桿總成技術(shù)條件QC/T 304-1999 汽車轉(zhuǎn)向拉桿接頭總成臺(tái)架試驗(yàn)方法QC/T 305-1999 汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向控制閥總成技術(shù)條件QC/T 306-1

6、999 汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向控制閥總成臺(tái)架試驗(yàn)方法QC/T 529-1999 汽車液壓轉(zhuǎn)向加力裝置及動(dòng)力轉(zhuǎn)向器總成臺(tái)架試驗(yàn)方法QC/T 530 1999 汽車液壓轉(zhuǎn)向加力裝置及動(dòng)力轉(zhuǎn)向器總成技術(shù)條QC/T 299-1999 汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向油泵技術(shù)條件QC/T 300-1999 汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向油泵臺(tái)架試驗(yàn)方法QC/T 301-1999 汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸技術(shù)條件QC/T 302-1999 汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸臺(tái)架試驗(yàn)方法QC/T 303-1999 汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向油罐技術(shù)條件GB/T 13604-1992 汽車轉(zhuǎn)向球接頭尺寸4. 符號(hào)、代號(hào)、術(shù)語及其定義量的名稱量的符號(hào)單位質(zhì)量Mkg力矩MrNm軸荷GN輪胎氣壓P

7、N/m2磨差系數(shù)油路最小流量QminL/min每分鐘方向盤轉(zhuǎn)數(shù)nr/min轉(zhuǎn)向器活塞面積Amm2螺距tmm轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏流量QL/min油泵損耗的功率WkW油泵工作壓力PbPa油泵的效率5. 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則5.1 應(yīng)滿足的安全、環(huán)保和其它法規(guī)要求及國際慣例；1）GB7258-2004 機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件 汽車應(yīng)具有適度的不足轉(zhuǎn)向、汽車橫直拉桿不得采用拼焊件等要求；2）GB13094 客車結(jié)構(gòu)安全技術(shù)條件5.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應(yīng)滿足的性能要求： 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)向行駛后，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向

8、盤的情況下，轉(zhuǎn)向輪能自動(dòng)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)向盤沒有擺振。 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)生的擺振應(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)向輪碰到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向輪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傷害的防傷裝置。10）進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核，保證轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。5.3 設(shè)計(jì)輸入、輸出要求設(shè)計(jì)輸入：總

9、布置設(shè)計(jì)任務(wù)書應(yīng)對(duì)轉(zhuǎn)向系選型、布置關(guān)鍵尺寸及與懸架、車架等相關(guān)總成的涉調(diào)關(guān)系作出明確的描述；設(shè)計(jì)輸出：應(yīng)根據(jù)總布置設(shè)計(jì)任務(wù)書的要求，輸出完整圖紙、零部件明細(xì)，裝配與調(diào)整技術(shù)條件等技術(shù)文件的補(bǔ)充部分，設(shè)計(jì)計(jì)算書和運(yùn)動(dòng)校核圖等是過程技術(shù)文件。5.4 設(shè)計(jì)過程的節(jié)點(diǎn)控制要求1）根據(jù)底盤總布置設(shè)計(jì)要求，確立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)方案；2）根據(jù)結(jié)構(gòu)方案對(duì)轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向油泵等進(jìn)行選型分析；3）對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)、計(jì)算；4）進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核；5）繪制相關(guān)圖紙、編制明細(xì)表及技術(shù)條件；6）根據(jù)試制、試驗(yàn)情況進(jìn)行完善。6. 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總布置設(shè)計(jì) （1）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體布置應(yīng)科學(xué)合理： 1）有利于裝配、拆檢、保養(yǎng)及維修； 2）要盡可能

10、滿足通用化、系列化的要求； 3）應(yīng)避免與懸架等存在運(yùn)動(dòng)干涉。 （2）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)盡量保證全部車輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪都沒有側(cè)滑現(xiàn)象。但這是理論上的要求，在實(shí)際設(shè)計(jì)中， 還要考慮橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的通用性。 （3） 再有條件的情況下，可以考慮設(shè)計(jì)安全轉(zhuǎn)向油泵及管路系統(tǒng)。 （4）智能能轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的電器控制部分設(shè)計(jì)考慮與CAN的兼容。（5） 幾種常用布置形式和特點(diǎn)1）傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置形式采用傳統(tǒng)布置形式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要常見于10m長以下的高地板旅游客車和長途客車,其布置如圖1所示。圖1中給出了轉(zhuǎn)向傳動(dòng)裝置與懸架共同工作校核圖,目的是檢查轉(zhuǎn)向拉桿與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)是否協(xié)調(diào)。在此種布置形式中,

11、轉(zhuǎn)向器一般布置在前鋼板前支架附近,這樣使得與轉(zhuǎn)向垂臂相連接的直拉桿球頭點(diǎn)B1與前橋上轉(zhuǎn)向節(jié)臂處直拉桿球頭點(diǎn)B2隨懸架跳動(dòng)的中心O2較近,從而比較容易找到合適的轉(zhuǎn)向器布置位置,使得運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)造成的軌跡偏差GH和GcHc較小。一般來說,GH和GcHc這一偏差應(yīng)控制在輪胎的彈性變形范圍內(nèi)。目前國內(nèi)大部分710 m客車采用發(fā)動(dòng)機(jī)后置,前開門,前懸較長,而長前懸客車轉(zhuǎn)向器一般布置距離O2較遠(yuǎn),這樣要使GH和GcHc控制在輪胎彈性變形范圍內(nèi),轉(zhuǎn)向器的選用很重要;因前地板高度較高,同時(shí),長前懸客車如采用傳統(tǒng)的布置形式,前直拉桿的長度較長,在相同的前橋載荷條件下,需增加直拉桿的直徑,以增加拉桿穩(wěn)定性。 C:彈

12、簧主片中心;O1:C點(diǎn)的擺動(dòng)中心; A1:轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心;B1:轉(zhuǎn)向搖臂下端球銷中心;O2:A1點(diǎn)隨懸架的擺動(dòng)中心; KKc:A1點(diǎn)隨B1點(diǎn)的跳動(dòng)軌跡;JJc:A1點(diǎn)隨O2點(diǎn)的跳動(dòng)軌跡;fc:靜撓度;fd:動(dòng)撓度;HG、HcGc:軌跡偏差圖1 傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置形式簡(jiǎn)圖 2）轉(zhuǎn)向垂臂采用倒置或橫置 轉(zhuǎn)向垂臂倒置多采用于二級(jí)踏步城市客車上。由于轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心A1點(diǎn)隨懸架的擺動(dòng)中心O2一般已接近于地板面,如轉(zhuǎn)向垂臂布置向下。為滿足運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)造成的軌跡偏差在規(guī)定的范圍內(nèi),則整個(gè)轉(zhuǎn)向器將超出地板面。為使整個(gè)轉(zhuǎn)向器的布置不超出地板面,而又保證整車的接近角,轉(zhuǎn)向垂臂倒置是目前國內(nèi)二級(jí)踏步城市客車普遍采

13、用的布置形式。 轉(zhuǎn)向垂臂橫置用于大落差前橋和空氣懸架在大型超低地板城市客車上,其簡(jiǎn)圖如圖2所示。由于大型超低地板城市客車的氣囊較大,在前橋工字梁上方已沒有布置轉(zhuǎn)向節(jié)臂的位置,轉(zhuǎn)向節(jié)臂只有布置在工字梁的下方。但是采用大落差前橋后,工字梁和地面的間隙已較小,所以轉(zhuǎn)向節(jié)臂和工字梁的距離很小。如采用轉(zhuǎn)向垂臂下置,容易造成轉(zhuǎn)向直拉桿和工字梁干涉。采用轉(zhuǎn)向垂臂橫置后,轉(zhuǎn)向垂臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂基本上是一個(gè)平行四邊形運(yùn)動(dòng)關(guān)系,轉(zhuǎn)向直拉桿基本上在和地面平行的平面上運(yùn)動(dòng),所以減小了和工字梁干涉的可能性。圖2 轉(zhuǎn)向垂臂橫置布置簡(jiǎn)圖(俯視) 3）采用中間擺臂形式 采用中間擺臂形式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要常見于10m以上的高地板旅游客

14、車和長途客車。此種車型前懸較長,傳統(tǒng)布置形式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已不能滿足整車轉(zhuǎn)向性能要求。國內(nèi)10 m以上大客車目前應(yīng)用最為廣泛的布置形式如圖3所示。此種布置形式與傳統(tǒng)的布置形式相比,整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)增加了前直拉桿、中間擺臂兩個(gè)總成件。設(shè)計(jì)時(shí),應(yīng)盡量使前直拉桿和后直拉桿處于中間擺臂的同側(cè),否則中間擺臂在運(yùn)動(dòng)時(shí)會(huì)形成一個(gè)扭矩,使中間擺臂軸承容易損壞。 其主要優(yōu)點(diǎn)是: 由于中間擺臂的安裝及布置要比轉(zhuǎn)向器的布置安裝簡(jiǎn)單得多,所以和采用傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置形式相比,B1點(diǎn)更容易布置在O2點(diǎn)附近,使運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)造成的軌跡偏差更小。 轉(zhuǎn)向器布置位置較為靈活,特別是轉(zhuǎn)向器的高低位置布置的選擇余地較大,從而使得在整車總布置時(shí)

15、,從方向盤至轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)裝置的布置更為合理、方便。 其缺點(diǎn)是: 由于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)增加了前直拉桿和中間擺臂,而且中間擺臂的加工及安裝精度較高,使得整車成本有所增加,整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的可靠性也有所降低。在整車營運(yùn)初期,由于多了一道中間傳動(dòng)環(huán)節(jié),增大了轉(zhuǎn)向傳動(dòng)傳動(dòng)阻力,從而使得整車轉(zhuǎn)向時(shí)可能出現(xiàn)轉(zhuǎn)向沉重、回正不好的現(xiàn)象。而在整車營運(yùn)一段時(shí)間后,各傳動(dòng)副之間的間隙加大,使得轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向自由間隙較大,調(diào)整比較困難。圖3 采用中間擺臂形式的布置簡(jiǎn)圖(各符號(hào)的含義與圖1相同) 4）采用角傳動(dòng)器傳動(dòng)布置形式 角傳動(dòng)器布置形式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常見于10 m以上的低地板城市客車,其簡(jiǎn)圖如圖4所示。 在此種布置形式中,轉(zhuǎn)向器的

16、布置均為臥置。由于從方向盤至轉(zhuǎn)向器的輸入角度過大,不可能實(shí)現(xiàn)用一根轉(zhuǎn)向管柱將方向盤與轉(zhuǎn)向器連接起來,所以通常的方法是在中間加一角傳動(dòng)器來轉(zhuǎn)換傳動(dòng)角度,此種布置形式大多見于大型低地板城市客車。 其優(yōu)點(diǎn)為: 能有效降低地板高度。因?yàn)榇笮统鞘锌蛙嚨那拜S荷較大,所以轉(zhuǎn)向器的體積也較大,加上地板較低,如轉(zhuǎn)向器按常規(guī)布置,則轉(zhuǎn)向器將會(huì)有部分或全部在地板面以上,造成傳動(dòng)困難、密封困難及車內(nèi)不美觀等問題。而將轉(zhuǎn)向器臥置后,轉(zhuǎn)向器的高度下降較多,加上角傳動(dòng)器的體積很小,所以基本上不影響地板面高度,而且不影響整車的接近角。 方向盤的布置位置較為靈活。由于從方向盤傳動(dòng)到轉(zhuǎn)向器要經(jīng)過轉(zhuǎn)向管柱及傳動(dòng)軸二次萬向傳動(dòng),所以

17、方向盤和轉(zhuǎn)向器在布置位置上在整車X及Y方向上都可以有較大的距離,給整車總布置帶來了一定的方便性。 此種布置形式的缺點(diǎn)是: 轉(zhuǎn)向器的安裝較困難。由于轉(zhuǎn)向器體積較大,加上轉(zhuǎn)向器布置在前鋼板前支架附近,可用的空間較小,為使轉(zhuǎn)向器支架有足夠的強(qiáng)度和剛度,轉(zhuǎn)向器支架的形狀一般較為復(fù)雜,而且重量較大。整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的零部件增加,成本也增加。圖4 采用角傳動(dòng)器傳動(dòng)布置形式簡(jiǎn)圖(各符號(hào)的含義與圖1相同)通過對(duì)傳統(tǒng)及幾種典型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置形式的介紹和對(duì)大客車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常見問題的分析,可以看出不同的布置形式各有其優(yōu)缺點(diǎn)及適用范圍。為照顧整車總布置并更好地滿足轉(zhuǎn)向功能,國內(nèi)許多客車在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置時(shí)采用以上布置形式的兩種

18、組合。設(shè)計(jì)人員除在整車方案及設(shè)計(jì)過程中仔細(xì)驗(yàn)算和校核外,還應(yīng)不斷積累實(shí)踐經(jīng)驗(yàn),遇到問題時(shí)能準(zhǔn)確分析原因,找出解決問題的方法。另外,還需要保證裝配和調(diào)試人員的素質(zhì),不斷提高其工作能力,以確保轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的裝配質(zhì)量。7. 模塊化設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模塊化設(shè)計(jì)，是通過將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各項(xiàng)功能參數(shù)（規(guī)格或配置）獨(dú)立，采用較少的部件，形成獨(dú)立模塊、按照積木組合方式。構(gòu)建一個(gè)可滿足廣泛客戶不同配置需求的完整轉(zhuǎn)向系統(tǒng)平臺(tái)；整個(gè)平臺(tái)可根據(jù)客戶的不同配置要求進(jìn)行各零部件獨(dú)立模塊組合，得到一個(gè)完整的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。如果部分零部件供貨狀態(tài)有差異，只需加減或替換其所在的獨(dú)立模塊就可以實(shí)現(xiàn)更改。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各零部件按功能劃分，可分為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝置圖

19、模塊、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)資料模塊、轉(zhuǎn)向器模塊、方向盤模塊、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)模塊 、轉(zhuǎn)向拉桿模塊、轉(zhuǎn)向硬管管路模塊、轉(zhuǎn)向發(fā)動(dòng)機(jī)倉管路模塊、轉(zhuǎn)向穩(wěn)定器模塊以及駕駛臺(tái)模塊。1）所述的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝置圖模塊，其包含轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝置圖；2）所述的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)資料模塊，其包含轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝調(diào)整技術(shù)要求、技術(shù)協(xié)議等等；3）所述的轉(zhuǎn)向器模塊，其包含含轉(zhuǎn)向器、支架、緊固件等；4）所述的方向盤模塊，其包含方向盤等；5）所述的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)模塊，其包含含轉(zhuǎn)向管柱、角轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸及其支架緊固件等；6）所述的轉(zhuǎn)向拉桿模塊，其包含轉(zhuǎn)向垂臂、轉(zhuǎn)向前直拉桿、過渡搖臂及支座、轉(zhuǎn)向后直拉桿、緊固件等；7）所述的轉(zhuǎn)向硬管管路模塊，其包含含鋼管、接頭、支架等；8）

20、所述的轉(zhuǎn)向發(fā)動(dòng)機(jī)倉管路模塊，其包含油罐、支架、進(jìn)回油管、接頭、緊固件等；9）所述的轉(zhuǎn)向穩(wěn)定器模塊，其包含轉(zhuǎn)向穩(wěn)定器安裝總成、支架及其緊固件等；10）所述的駕駛臺(tái)模塊，其包含含臨時(shí)駕駛臺(tái)總成、組合踏板或分體式踏板、緊固件等。如上所述，在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝置圖模塊、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)資料模塊、轉(zhuǎn)向器模塊、方向盤模塊、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)模塊 、轉(zhuǎn)向拉桿模塊、轉(zhuǎn)向硬管管路模塊、轉(zhuǎn)向發(fā)動(dòng)機(jī)倉管路模塊、轉(zhuǎn)向穩(wěn)定器模塊以及駕駛臺(tái)模塊這些獨(dú)立模塊中，如果有哪個(gè)零部件需要設(shè)計(jì)變更，只需要替換其所在的模塊，就可以實(shí)現(xiàn)快速變更。其他沒有變化的零部件所屬的獨(dú)立模塊就無需改變，整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)改動(dòng)量很小，大大縮短了設(shè)計(jì)周期。8. 零部件標(biāo)準(zhǔn)化結(jié)構(gòu)

21、表1 方向盤直徑系列方向盤系列大型中型小型 直徑規(guī)格Ø500Ø480Ø450表2 轉(zhuǎn)向油泵的流量和額定工作壓力油泵系列重型中型輕型額定流量(L/min)201613額定工作壓力(bar)1601301009. 數(shù)據(jù)表達(dá)要求1）轉(zhuǎn)向器支架及轉(zhuǎn)向管柱支架等鑄件未注尺寸的極限偏差按QC/T 269-1999要求；2）轉(zhuǎn)向搖臂、過度臂、轉(zhuǎn)向節(jié)臂和轉(zhuǎn)向梯形臂等鋼模鍛造件未注尺寸的極限偏差按QC/T 270-1999要求；3）油罐支架焊接加工件未注尺寸的極限偏差按QC/T 29087-1992要求；4）有關(guān)支架等冷沖壓加工件未注尺寸的極限偏差按QC/T 268-1999要求；

22、5）有關(guān)車削加工件未注尺寸的極限偏差按QC/T 267-1999要求；6）其他零件未注尺寸的極限偏差按QC/T 266-1999要求；7）為注螺紋緊固件擰緊力矩規(guī)范按QC/T 518-1999。10 部件（材料）選用要求零件名稱推薦材質(zhì)或規(guī)格備注轉(zhuǎn)向器支架ZG310-570轉(zhuǎn)向垂臂40Cr轉(zhuǎn)向直拉桿1）35#、20#冷拔無逢鋼管轉(zhuǎn)向過度臂40Cr轉(zhuǎn)向油路（主體部分）高壓Ø10*1.5Ø14*1.5Ø16*1.5內(nèi)外鍍鋅低壓Ø12*1.5Ø18*1.5Ø20*1.56 1）拉桿較長、有折彎的一般用35#，較短的直桿一般用20#，可以用3

23、5#取代20#。 2）前軸負(fù)荷大于4000kg的客車必須選用動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)； 3）轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向油泵壓力和流量匹配： ·轉(zhuǎn)向油泵的壓力和流量應(yīng)不大于轉(zhuǎn)向器所規(guī)定； ·轉(zhuǎn)向油泵的壓力和流量應(yīng)能滿足轉(zhuǎn)向器性能的要求。 4）轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向油泵和轉(zhuǎn)向油罐應(yīng)與同一種轉(zhuǎn)向油具有兼容性； 5）轉(zhuǎn)向管路：轉(zhuǎn)向管路的內(nèi)徑應(yīng)大于進(jìn)油管路的直徑； 6）轉(zhuǎn)向油罐的高度應(yīng)高出轉(zhuǎn)向油泵適當(dāng)?shù)母叨?；轉(zhuǎn)向管路應(yīng)能保證足夠的密封性；7）轉(zhuǎn)向橫直拉桿不得采用拼焊件，轉(zhuǎn)向橫直拉桿的折彎處應(yīng)有適當(dāng)?shù)倪^渡圓角，同時(shí)應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和剛度； 8）轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂、轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向過渡臂支架、轉(zhuǎn)向器支架等系統(tǒng)應(yīng)有足夠的

24、強(qiáng)度和剛度，關(guān)鍵結(jié)構(gòu)處有適當(dāng)?shù)倪^渡圓角，不能出現(xiàn)引起轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效的應(yīng)力集中；9）所有潤滑點(diǎn)應(yīng)便于加注潤滑脂。（1）動(dòng)力轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向油泵的匹配選擇動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由于具有轉(zhuǎn)向操縱靈活、輕便,能吸收路面對(duì)前輪產(chǎn)生的沖擊,設(shè)計(jì)時(shí)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式的選擇也靈活多樣等優(yōu)點(diǎn),因此,已在各國的汽車制造中普遍采用。我國大客車一般采用的是整體式液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向器,其工作原理如圖1所示。液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向以液體的壓力作動(dòng)力來完成轉(zhuǎn)向加力。其特點(diǎn)是油液工作壓力可達(dá)610 MPa,甚至更高,所以結(jié)構(gòu)緊湊,動(dòng)力缸尺寸小、重量輕;因油液具有不可壓縮性,故靈敏度高;油液的阻尼作用可以用來吸收路面沖擊;動(dòng)力裝置無需潤滑。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜,對(duì)

25、加工精度和密封要求高等。動(dòng)力轉(zhuǎn)向器型號(hào)的選擇須根據(jù)前橋負(fù)荷、整車的布置等因素來綜合考慮。轉(zhuǎn)向器選擇的合適與否對(duì)整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)起著至關(guān)重要的作用。1）動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵的最大壓力：考慮從轉(zhuǎn)向泵的出口到轉(zhuǎn)向機(jī)的進(jìn)口之間的管路損失，在選擇轉(zhuǎn)向泵的最大壓力時(shí)，應(yīng)使轉(zhuǎn)向泵的最大壓力： P= P1+PP1 為轉(zhuǎn)向機(jī)的最大壓力; P為管路損失,一般取(0.3-0.5)MPa，如果壓力已經(jīng)很高，轉(zhuǎn)向卻依然沉重，只能是加大缸徑。2）動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵的控制流量 Q：一般取Q（1.05-1.1）Qmax.Qmax 為轉(zhuǎn)向機(jī)所需的最大流量。3）動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵的公稱排量：根據(jù)怠速時(shí)(轉(zhuǎn)向泵轉(zhuǎn)速一般為650-750 r/min)，轉(zhuǎn)向機(jī)所需

26、的流量，選擇轉(zhuǎn)向泵的排量，低速時(shí)（轉(zhuǎn)向泵轉(zhuǎn)速一般在1200r/s以下）轉(zhuǎn)向泵輸出的流量與排量之間的關(guān)系為：Q=qt* n   其中 qt 為泵的理論排量；n 為怠速時(shí)轉(zhuǎn)向泵的轉(zhuǎn)速。轉(zhuǎn)向泵的排量過小，容易出現(xiàn)怠速時(shí)轉(zhuǎn)向沉重，排量過大，系統(tǒng)容易發(fā)熱。圖5 動(dòng)力轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)示意圖（2）轉(zhuǎn)向器及中間過渡臂的布置轉(zhuǎn)向器及中間過度臂的合理布置對(duì)于整車的行駛穩(wěn)定性有非常重要的作用。每一種轉(zhuǎn)向器對(duì)其安裝都有要求,在滿足轉(zhuǎn)向器安裝要求的情況下,應(yīng)根據(jù)整車的前轉(zhuǎn)向橋和前懸掛的特點(diǎn),保證轉(zhuǎn)向拉桿和前懸掛的運(yùn)動(dòng)干涉在允許的范圍內(nèi)。這需要作運(yùn)動(dòng)校核圖,以確保不影響整車行駛穩(wěn)定性的運(yùn)動(dòng)干涉。另外,需根

27、據(jù)前輪允許的內(nèi)外轉(zhuǎn)角,計(jì)算出轉(zhuǎn)向垂臂和轉(zhuǎn)向過渡臂的尺寸。在這個(gè)過程當(dāng)中,應(yīng)盡可能地利用好轉(zhuǎn)向器輸出軸允許的擺角。（3） 轉(zhuǎn)向油罐的選擇1）油罐容積選擇：考慮系統(tǒng)的供油、散熱、油中雜質(zhì)的沉淀等，一般取油罐的容量：V=（0.150.2）QQ為轉(zhuǎn)向泵的額定輸出流量。2）油罐過濾器要求：轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般采用回油過濾方式，根據(jù)系統(tǒng)管路工作壓力、過濾精度、流通能力選擇濾油器。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，過濾精度一般取10-20m，壓力損失小于0.1MPa。如采用進(jìn)油過濾，其銅絲網(wǎng)目數(shù)一般在100180目之間。過濾器通過流量應(yīng)不低于泵流量的兩倍。3）油罐的散熱能力：一般希望轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的油溫控制在80以下。如果油溫超過88，液

28、壓油將很快變質(zhì)：形成碳化物，液壓油失去潤滑功能，轉(zhuǎn)向泵將急劇磨損，造成轉(zhuǎn)向沉重；析出膠狀物質(zhì)，堵塞阻尼孔或卡滯控制閥，使整個(gè)動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效。油溫過高，還將使整個(gè)系統(tǒng)中的密封件加快老化，密封不良而造成漏油。在大流量及高壓力的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，儲(chǔ)油罐的散熱已經(jīng)不能保證油溫在80以下了，這時(shí)須附加專門的散熱系統(tǒng)。4）油罐安裝要求：油罐出油口位置高于動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵進(jìn)口200mm以上。（4）轉(zhuǎn)向油管內(nèi)徑的選擇根據(jù)管道內(nèi)的流速，確定管道內(nèi)徑尺寸，允許流速的推薦值為：1） 轉(zhuǎn)向泵吸油管道：0.51.5 m/s.一般取1 m/s以下。2） 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)壓油管道：2.55m/s.壓力高時(shí)取大值，管道長的取小值。3)

29、0;轉(zhuǎn)向系統(tǒng)回油管道：1.52.5 m/s。4） 短管及局部收縮處：57 m/s。管道內(nèi)徑與流量、流速的關(guān)系式為：d=其中d為管道內(nèi)徑，Q為通過管道的流量，v為管道內(nèi)液流平均流速。管路內(nèi)徑經(jīng)驗(yàn)值，可以參照下表：轉(zhuǎn)向泵控制流量進(jìn)油管路最小通徑出油管路最小通徑8L/min8511.5L/min10615L/min11716L/min11.27.220L/min138   以上管路內(nèi)徑是管路長為500mm時(shí)的經(jīng)驗(yàn)值，當(dāng)管路每增加l=500mm 時(shí)，管路內(nèi)徑增加d=2mm。配套時(shí)保證管路密封合格，進(jìn)油管漏氣漏水時(shí)會(huì)使液壓油變質(zhì)。管路盡可能避免轉(zhuǎn)彎，如不可避免時(shí)，轉(zhuǎn)彎角度和轉(zhuǎn)彎半徑應(yīng)

30、盡可能大，避免管路的壓力損失。管路直徑不能過小，進(jìn)油管口徑過小時(shí)會(huì)引起吸空，產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象，出油管直徑過小時(shí)會(huì)產(chǎn)生阻尼，引起系統(tǒng)壓力升高，系統(tǒng)可靠性變差。（5） 轉(zhuǎn)向油品的選擇1）在夏季，全國均可用航空液壓油；在冬季，長江以南仍可用航空液壓油，在長江以北，可以使用HV-32或HV-46低溫抗磨液壓油；對(duì)于8號(hào)液力傳動(dòng)油或8號(hào)及10號(hào)航空液壓油、自動(dòng)變速箱油等等，一年四季中在全國各地均可使用。禁止型號(hào)不一致油液混用。2）加注油料時(shí)必須經(jīng)過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)油罐上的過濾網(wǎng)過濾，禁止油液不經(jīng)過過濾直接加入轉(zhuǎn)向系統(tǒng)油罐中。3）油量加注必須在油罐標(biāo)尺規(guī)定的兩刻度線之間。油量加注后啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)35min，檢查補(bǔ)加油料至

31、規(guī)定標(biāo)尺刻度線。過多，發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)后油易溢出，既造成浪費(fèi)又破壞車容；過少，易造成轉(zhuǎn)向葉片泵燒蝕。11. 設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算：建議按下式進(jìn)行式中： Mr 轉(zhuǎn)向阻力矩；輪胎與地面間的滑動(dòng)摩察系數(shù)；G 前軸額定負(fù)荷；P 輪胎額定氣壓。（2） 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)流量、壓力進(jìn)行分析計(jì)算；1）轉(zhuǎn)向泵壓力選擇轉(zhuǎn)向油泵的壓力和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的輸出扭矩有很大關(guān)系：Mr= P·S0·RF式中，Mr為轉(zhuǎn)向器輸出扭矩, N·m；P 為油泵最大工作壓力，MPa；S0為油缸工作面積，m2；RF為扇形齒分度圓半徑，m。 2）泵最小流量的計(jì)算。油泵流量是汽車液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一項(xiàng)重要參數(shù)，對(duì)轉(zhuǎn)

32、向系統(tǒng)的輕便性、反應(yīng)速度、回正能力、壽命及功率損耗等功能有較大影響。 當(dāng)汽車快速轉(zhuǎn)向時(shí)，油泵提供的流量必須能及時(shí)填充活塞移動(dòng)產(chǎn)生的空間，才能產(chǎn)生并保持相應(yīng)的液壓助力，否則，就會(huì)出現(xiàn)轉(zhuǎn)向沉重。保證汽車液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正常工作的最小流量可按如下公式計(jì)算：Qmin= nAt+Q其中Qmin保證汽車液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正常工作的最小流量n人操縱汽車方向盤的最大轉(zhuǎn)速A活塞缸面積t螺距Q動(dòng)力轉(zhuǎn)向器允許的最大內(nèi)泄漏量（3）轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比和角傳動(dòng)比關(guān)系 轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比和角傳動(dòng)比關(guān)系式如下： ip=MrDsw/Mva ip=iwDsw/2a 式中， ip為轉(zhuǎn)向機(jī)力傳動(dòng)比；iw為轉(zhuǎn)向機(jī)角傳動(dòng)比；Mr為轉(zhuǎn)向搖臂輸出扭矩

33、 N·m；Mv為方向盤力矩 N·m；Dsw為方向盤直徑，mm；a 為主銷偏移距。（4）轉(zhuǎn)向梯形的計(jì)算： 對(duì)于雙軸汽車， 若不考慮輪胎的側(cè)向偏移，為滿足轉(zhuǎn)向時(shí)全部車輪繞同一瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)、各車輪只有滾動(dòng)而無側(cè)滑的要求，則內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如下圖所示，由下式?jīng)Q定：式中：0外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角；I內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； K 兩主銷中心線與地面交點(diǎn)的距離； L 軸距；內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的合理匹配是由轉(zhuǎn)向梯形來保證。一般來說，我們并不設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向軸的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)由橋廠來設(shè)計(jì)和優(yōu)化。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)成的圓周的半徑；它與

34、內(nèi)、外輪最大轉(zhuǎn)角imax和0max、軸距L、主銷距K、和轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂等有關(guān)，其計(jì)算公式為：但在實(shí)際中，輪胎在轉(zhuǎn)向時(shí)由于側(cè)向慣性力的作用而產(chǎn)生偏移，轉(zhuǎn)彎半徑比理論計(jì)算時(shí)要大。在設(shè)計(jì)時(shí)，注意根據(jù)轉(zhuǎn)向軸的參數(shù)來校核最小轉(zhuǎn)彎半徑。1）對(duì)方向盤從中間位置開始左右轉(zhuǎn)向圈數(shù)進(jìn)行計(jì)算；2）方向盤的轉(zhuǎn)向力進(jìn)行分析計(jì)算；對(duì)轉(zhuǎn)向橫直拉桿的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行計(jì)算；3）對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大轉(zhuǎn)角進(jìn)行分析計(jì)算。（5）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算實(shí)例： 以某7米級(jí)城市客車為例，由于整個(gè)底盤的結(jié)構(gòu)型式以及離地高等參數(shù)的限制，此次設(shè)計(jì)采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)立式布置，又因?yàn)榍皯逸^短（1 610 mm），所以轉(zhuǎn)向直拉桿也采用單根傳動(dòng)方式。該城市客車底盤裝配的前軸

35、噸位為3.6 t，因此，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仍采用液壓助力泵給液壓助力轉(zhuǎn)向器提供壓力的方式，以減輕駕駛員手上的扭力，達(dá)到操縱輕便、靈敏的效果。 1）轉(zhuǎn)向系的布置 在圖6中，動(dòng)力轉(zhuǎn)向器 3，通過轉(zhuǎn)向器支架 2 連接于車架上，轉(zhuǎn)向器輸出端裝配轉(zhuǎn)向搖臂 1，搖臂錐孔和轉(zhuǎn)向節(jié)臂輪胎總成5的節(jié)臂錐孔通過轉(zhuǎn)向拉桿 4 連接。當(dāng)轉(zhuǎn)向前橋向左轉(zhuǎn)動(dòng)（左前輪為內(nèi)輪）內(nèi)角為 40°和向右轉(zhuǎn)動(dòng)（左前輪為外輪）外角為 33°時(shí)，轉(zhuǎn)向搖臂向前擺動(dòng)42°和向后擺動(dòng) 38°。因轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)比為 18.62，連在其上的轉(zhuǎn)向管柱上的轉(zhuǎn)向盤（未畫） 的轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)為向左2.2圈，向右 2 圈。而對(duì)于 7 m級(jí)

36、的客車底盤的轉(zhuǎn)向盤（轉(zhuǎn)向盤直徑為 480 mm）圈數(shù)大于 4 圈時(shí)，對(duì)應(yīng)于手上的力也很小，滿足操縱輕便性的要求。圖6 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置圖 2）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的匹配設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)向器的初步選擇該底盤采用的是大中型客車常用的循環(huán)球動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。該機(jī)內(nèi)部設(shè)有旋轉(zhuǎn)閥及螺桿和活塞的運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)，與常規(guī)轉(zhuǎn)向器不同的是它并沒有內(nèi)設(shè)行程限位閥。轉(zhuǎn)向器的主要參數(shù)有：傳動(dòng)比i、最大輸出扭矩 T、工作壓力P、控制流量 Q、垂臂擺角等。根據(jù)底盤參數(shù)及供應(yīng)商推薦此次采用廠家提供的整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器，其主要參數(shù)見表3。表3 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)適用前軸負(fù)荷 /kg助力缸徑/mm角傳動(dòng)比臂軸擺角轉(zhuǎn)向器總?cè)?shù)工作油壓/MPa油泵流量/L·m

37、in- 1輸入扭矩/N·m理論量大輸出扭矩 /N·m50009018.6297°51312-166.5-8.53308輸出扭矩選擇選用轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩時(shí)，可用以下公式估算： （1）式中，Mr為轉(zhuǎn)向阻力矩； 為輪胎與地面間滑動(dòng)摩擦系數(shù)；G 為前軸額定載荷，N；P 為輪胎額定氣壓，N/m2。轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩 T 應(yīng)滿足 TMr，一般取 T=1.25 Mr。根據(jù)公式（1）， 一般取 0.7, G=3.6×1 000×9.8=35 280 N；本次設(shè)計(jì)底盤選用的是 8R22.5 的輪胎，查輪胎參數(shù)得，當(dāng)單橋載荷為3 600 kg 時(shí)，胎壓為 6ba

38、r=0.6 MPa=600 000 N/m2，將數(shù)值代入：Mr=1 996.2 N·m所以選取轉(zhuǎn)向器時(shí)需要的最大輸出扭矩 T=1.25×Mr=2 495.2 N·m，對(duì)比推薦的轉(zhuǎn)向器，其理論最大輸出扭矩為 3 308 N·m，稍大于 T。轉(zhuǎn)向泵壓力選擇轉(zhuǎn)向油泵的壓力和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的輸出扭矩有很大關(guān)系：Mr= P·S0·RF （2）式中，Mr為轉(zhuǎn)向器輸出扭矩, N·m；P 為油泵最大工作壓力，MPa；S0為油缸工作面積，m2；RF為扇形齒分度圓半徑，m。根據(jù)轉(zhuǎn)向器廠家提供的數(shù)據(jù)：S0=·d2/4 =3.14×

39、0.09×0.09/4 = 0.006 4 m2，RF= 0.04 m，所以 P= Mr/ S0·RF=2 495.2/0.006 4×0.04 = 9.7 MPa。由此得出要使轉(zhuǎn)向器的輸出扭矩達(dá)到 2 495.2 N·m，轉(zhuǎn)向泵的壓力應(yīng)該選用稍大于9.7 MPa 的數(shù)值，即 1011 MPa，而推薦的轉(zhuǎn)向器要求系統(tǒng)達(dá)到 13 MPa 時(shí)，才能發(fā)揮出整體性能，壓力稍微偏大。流量選擇轉(zhuǎn)向器油泵流量影響著轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的輕便性、反應(yīng)速度、回正能力，轉(zhuǎn)向盤高速發(fā)飄也和流量有關(guān)。轉(zhuǎn)向泵流量的選擇就是要滿足轉(zhuǎn)向器內(nèi)部的油液流量的需求，保證轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正常工作的最小流量：Qm

40、in= n·S0·t + Q （3）式中， n 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)最大速度，r/min；S0為轉(zhuǎn)向器活塞缸面積，m2；t 為動(dòng)力轉(zhuǎn)向器螺桿螺距，mm；Q 為動(dòng)力轉(zhuǎn)向器允許的最大泄漏量，L/min。駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤的速度一般不超過 2 圈 /s，一般取100 r/min，所以轉(zhuǎn)向器需要的最小流量 Qmin= 100×0.006 4×0.013 5×1 000 + 1 = 9.64 L/min。因此，選用油泵時(shí)也應(yīng)稍大于此數(shù)值，即1112 L/min 為宜。轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比和角傳動(dòng)比關(guān)系轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比和角傳動(dòng)比關(guān)系式如下：ip=MrDsw/Mva ip=i

41、wDsw/2a （4）式中， ip為轉(zhuǎn)向機(jī)力傳動(dòng)比；iw為轉(zhuǎn)向機(jī)角傳動(dòng)比；Mr為轉(zhuǎn)向搖臂輸出扭矩 N·m；Mv為方向盤力矩 N·m；Dsw為方向盤直徑，mm；a 為主銷偏移距，此次選用的 3.6 t前橋a 值為 50 mm。根據(jù)以上兩公式，ip=18.62×0.48/2×0.05=89.4，可以算出手上的力矩：Mv=Mr×Dsw/ ip×a=1 996.2×0.48 /89.4×0.05=214 N·m，這樣作用在方向盤手上的力 Fh為Mv/ Dsw=214/0.48=446 N。GB17675- 199

42、9 規(guī)定：如轉(zhuǎn)向機(jī)帶助力轉(zhuǎn)向但助力失效的話，允許方向盤手力不大于588 N，滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。從公式（4）看出，要想減少方向盤上手力，可以增大方向盤直徑。轉(zhuǎn)向機(jī)助力正常時(shí)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)產(chǎn)生的液壓力幾乎克服了全部的地面轉(zhuǎn)向阻力，使駕駛員的手力在克服轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)機(jī)械力時(shí)減輕了許多。通過方向盤扭力儀測(cè)量，駕駛員實(shí)際的手力：車輛靜止時(shí)方向盤扭矩為 1214 N·m（即方向盤上手力約 2530 N），車輛以 40 km/h 的速度轉(zhuǎn)彎時(shí)方向盤扭矩為 8 10 N·m。如果從低碳節(jié)能出發(fā)，按GB17675- 1999 和 GB7258- 2004中轉(zhuǎn)向機(jī)不帶助力功能的方向盤手力允許不大于 245

43、 N 的原則來匹配動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵，假設(shè)所匹配泵后方向盤手力最大為200 N，則前述所配動(dòng)力泵的某些指標(biāo)可以降低為原來的466-（200- 30）/466=0.635 倍左右。當(dāng)然，一般情況沒有這樣的匹配設(shè)計(jì)。結(jié) 論通過以上計(jì)算，為了達(dá)到轉(zhuǎn)向器輸出扭矩的要求，泵的壓力應(yīng)稍大于 P=9.7 MPa，1011MPa 為宜，這樣在轉(zhuǎn)向過程中既能承擔(dān)轉(zhuǎn)向前軸負(fù)載的要求，又不至于當(dāng)轉(zhuǎn)向到極限位置時(shí)系統(tǒng)壓力一直升高到轉(zhuǎn)向器要求的13 MPa才泄壓；如果轉(zhuǎn)向器內(nèi)部壓力一直保持在 13MPa，其液壓元件可能會(huì)產(chǎn)生泄漏，并且油液一直保持高溫、高壓還會(huì)影響元器件性能；其次由于沒有轉(zhuǎn)向器內(nèi)部壓力的降低使得駕駛員很容易加大

44、手力對(duì)前橋的轉(zhuǎn)向節(jié)臂產(chǎn)生了很大的力矩，使前橋頂起來或前橋把底盤前部頂起來，這對(duì)整車的結(jié)構(gòu)會(huì)產(chǎn)生損壞性的結(jié)果。所以在壓力為 1011MPa 時(shí)系統(tǒng)泄壓不僅滿足轉(zhuǎn)向器的工作要求也保護(hù)了整個(gè)液壓回路，駕駛員的手力由于轉(zhuǎn)向阻力的回饋不易加大，這樣也就減小了整個(gè)車架的剛性變形。油泵的流量也應(yīng)該滿足轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向時(shí)的油流需求，即比 9.64 L/min 大 23 L/min 即可，過大則影響了活塞運(yùn)動(dòng)的速度，造成轉(zhuǎn)向盤發(fā)飄。因此，轉(zhuǎn)向泵流量控制在12 L/min 較合適。設(shè)計(jì)時(shí)，廠方推薦的整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器除工作壓稍高（對(duì)應(yīng)的扭矩3 308 N·m 也相對(duì)較高）外，其余參數(shù)都符合要求。12. 幾種客車

45、懸架與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)校核隨著人們生活水平的提高,人們對(duì)乘坐客車的舒適性要求越來越高,尤其是長途客車、旅游客車。而懸架系統(tǒng)是影響客車行駛平順性的一個(gè)重要因素,除了傳統(tǒng)的板簧懸架外,平順性較好的復(fù)合懸架、空氣懸架越來越多地被應(yīng)用到客車上。各種懸架的應(yīng)用給設(shè)計(jì)者帶來更高的要求,掌握各種懸架與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)裝置共同工作的運(yùn)動(dòng)校核是其中一個(gè)重要的內(nèi)容。下面介紹幾種典型懸架系統(tǒng)與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)共同工作時(shí)的運(yùn)動(dòng)校核?？v置板簧懸架（1）傳統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)校核方法 該方法適用于對(duì)稱的或不對(duì)稱度小于10 %的鋼板彈簧,如圖7 所示。當(dāng)前輪上下跳動(dòng)時(shí),由于轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心A1要隨彈簧主片中心C 一起作平移運(yùn)動(dòng),彈簧中心C的擺動(dòng)中心

46、為O1 (O1 在縱向與卷耳中心相距L/ 4 ,L 為卷耳中心到前U 型螺栓中心的距離。在高度方向上與卷耳中心相距e/ 2 , e 為卷耳半徑) ,由平行四邊形機(jī)構(gòu)原理作出平行四邊形O1 CA1O2 ,頂點(diǎn)O2 就是A1 點(diǎn)的擺動(dòng)中心,其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧JJ 1 ;另一方面A1 點(diǎn)又是縱拉桿上的一點(diǎn),縱拉桿繞轉(zhuǎn)向搖臂下端球銷中心B1 點(diǎn)擺動(dòng),其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧KK1 。過A1 點(diǎn)作垂線NN1 ,并從A1 點(diǎn)向上截取距離為動(dòng)撓度fd 的點(diǎn),向下截取距離為靜撓度fc 的點(diǎn),通過這兩點(diǎn)作垂直于NN1 的垂線,如圖所示GH 和G1 H1 就是運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)造成的軌跡偏差。圖7 縱置板簧懸架的運(yùn)動(dòng)校核圖國內(nèi)一般

47、客車廠家將此偏差控制在10 mm 以內(nèi), 歐洲一些設(shè)計(jì)公司將此偏差控制在35 mm 以內(nèi),若偏差過大,應(yīng)通過修改B1 點(diǎn)位置,直至合格。（2）美國SAE雜志推薦的校核方法此方法適用于對(duì)稱的,或不對(duì)稱的鋼板彈簧。首先將一個(gè)半橢圓形板簧看成兩個(gè)懸臂式板簧,如圖8 所示。板簧主片卷耳半徑為e , 卷耳中心J 的擺動(dòng)中心D 在縱向與卷耳中心相距(2/ 3) L (L 為卷耳中心到前U 型螺栓中心的距離) 。在高度方向上與主片中心線相距e/ 2 。然后將板簧看成由JD、DE、EK三個(gè)長度不變的桿件相連,可以確定板簧及與板簧相連車橋的運(yùn)動(dòng)軌跡,如圖9 所示。考慮到板簧的塑性變形,一般板簧的滿載弧高為12

48、cm。為了作圖的需要,假設(shè)板簧滿載弧高為零,具體作圖步驟如下: 1）作出板簧的形狀及橋中心點(diǎn)C。根據(jù)板簧的總長L ,前卷耳中心到車橋中心的距離a ,后卷耳中心到車橋中心的距離b 及C 點(diǎn)位于主片上方距離h ;2）U 型螺栓的夾緊長度為m 和n ; 3）確定前卷耳中心J 的擺動(dòng)中心D ,以J 為圓心、Rj = (2/ 3)(a - m) 為半徑作圓弧,在高度方向上與主片中心線相距ej / 2 ; 4）確定后卷耳中心K 的擺動(dòng)中心E ,以K點(diǎn)為圓心、Rk = (2/ 3) ( b - n) 為半徑作圓弧,在高度方向上與主片中心線相距ek / 2 ; 5）連接JD、DE、EK,確定板簧及與板簧相連車

49、橋的運(yùn)動(dòng)軌跡; 6）板簧中心螺栓中心線與DE 的交于M 點(diǎn); 7）過J 點(diǎn)作DE 的垂線與DE 的延長線交于P 點(diǎn),過K 點(diǎn)作ED 的垂線與DE 的延長線交于Q 點(diǎn); 8）以P 點(diǎn)為圓心,分別以pc = fc3 (a/ b) ,pd = f d3 (a/ b) 為半徑作弧; 9）以Q 點(diǎn)為圓心,分別以qc = fc3 ( b/ a) ,qd =f d3 (b/ a) 為半徑作弧(作圖時(shí),不對(duì)稱板簧和對(duì)稱板簧的pc 、pd 、qc 、qd 計(jì)算方法不同,在此僅討論對(duì)稱板簧) ;10）作圓弧pc 、qc 的切線,板簧回彈時(shí),D、E 兩點(diǎn)位于該切線上,作圓弧pd 、qd 的切線,板簧壓縮時(shí),D、E

50、兩點(diǎn)位于該切線上; 11）當(dāng)車輪上下跳動(dòng)時(shí),車橋中心C 點(diǎn)隨DE 點(diǎn)作平移運(yùn)動(dòng),由每個(gè)DE的位置可以確定一個(gè)C 點(diǎn)的位置。當(dāng)有三個(gè)C 點(diǎn)的位置時(shí),可以求得C 點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡及擺動(dòng)中心O1 ;12）當(dāng)角(吊耳與主片的夾角) 小于60°時(shí)或吊耳很長時(shí),需要修正C 點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡,這里不作討論; 13）由于轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心隨車橋中心一起作平移運(yùn)動(dòng),可按平行四邊形機(jī)構(gòu)原理求出轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心隨車橋運(yùn)動(dòng)的軌跡。又因轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心是轉(zhuǎn)向直拉桿上的一點(diǎn),可求出轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心繞轉(zhuǎn)向垂臂球銷中心的運(yùn)動(dòng)軌跡,參照方法（1）節(jié)可求出轉(zhuǎn)向裝置與懸架共同運(yùn)動(dòng)的干涉量。這種方法比傳統(tǒng)校核方法復(fù)雜,但實(shí)用范圍廣,

51、還可以通過修正得到更準(zhǔn)確的運(yùn)動(dòng)軌跡。圖8 懸臂式板簧示意圖圖9 縱置板簧懸架的運(yùn)動(dòng)校核圖復(fù)合懸架復(fù)合懸架的運(yùn)動(dòng)校核方法基本同縱置板簧懸架,如圖10 所示。片簧的跳動(dòng)中心可由實(shí)驗(yàn)法或運(yùn)動(dòng)模擬求得。車橋的跳動(dòng)量與氣囊的跳動(dòng)量之比約等于前卷耳中心到車橋中心的距離a 與前卷耳中心到氣囊中心線的距離b 之比。f d 為氣囊最大壓縮量時(shí)車橋向上的跳動(dòng)量,fc 為氣囊的最大拉伸量時(shí)車橋向下的跳動(dòng)量。若偏差過大,也可通過修改B1 點(diǎn)位置,直至合格。非獨(dú)立空氣懸架(四連桿導(dǎo)向機(jī)構(gòu))非獨(dú)立空氣懸架的運(yùn)動(dòng)校核方法如圖11 所示。O1 P 為上導(dǎo)向桿在側(cè)視圖上投影,O2Q 為下導(dǎo)向桿在側(cè)視圖上投影。當(dāng)前輪上下跳動(dòng)時(shí),轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心A1 隨四連桿上P、Q 兩端點(diǎn)運(yùn)動(dòng), PQA1 三點(diǎn)構(gòu)成一個(gè)不變?nèi)切?。端點(diǎn)O1 是端點(diǎn)P 的擺動(dòng)中心,其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧EE1 ,端點(diǎn)O2 是端點(diǎn)Q 的擺動(dòng)中心,其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧FF1 。當(dāng)P 點(diǎn)沿圓弧EE1 向上運(yùn)動(dòng)到P點(diǎn)時(shí),以P點(diǎn)為圓心、PQ 為半徑作圓弧與圓弧FF1 相交于Q點(diǎn),然后以P為中心、PA1 為半徑作圓弧,與以Q為中心、QA1 為半徑作圓弧的交于A1點(diǎn)。當(dāng)P 點(diǎn)沿圓弧EE1 向下運(yùn)動(dòng)到P點(diǎn)時(shí),同理可求得此時(shí)轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心的位置A1。過A1 、A1、A1三點(diǎn)作圓弧KK1 ,即為懸架上下運(yùn)動(dòng)時(shí)A1 點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡。另一方面A1 點(diǎn)又是縱拉桿上的一點(diǎn),縱拉桿繞轉(zhuǎn)