重型汽車(chē)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）

2021屆分類(lèi)號(hào)：?jiǎn)挝淮a：10452 畢業(yè)論文〔設(shè)計(jì)〕重型汽車(chē)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)姓名學(xué)號(hào)年級(jí)2021專(zhuān)業(yè)車(chē)輛工程系〔院〕汽車(chē)學(xué)院指2021年4月9日摘要自1886年第一輛汽車(chē)問(wèn)世以來(lái)，汽車(chē)逐漸走進(jìn)我們的生活，隨著社會(huì)的開(kāi)展，人們對(duì)汽車(chē)的舒適性要求越來(lái)越高，助力轉(zhuǎn)向成為車(chē)輛行駛時(shí)必不可少的一局部，它是駕駛車(chē)輛時(shí)輕便靈活，更利于提高車(chē)輛的行駛平安性。從最初的機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)演變到液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)歷了漫長(zhǎng)的演變過(guò)程。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由機(jī)械局部和液壓助力裝置兩個(gè)局部組成，機(jī)械局部由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副、轉(zhuǎn)向節(jié)壓力軸承、轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向節(jié)等，液壓裝置局部由油箱、轉(zhuǎn)向油泵、液壓助力器及管路等組成。論文就重型汽車(chē)的助力系統(tǒng)對(duì)液壓助力轉(zhuǎn)向做出了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算。關(guān)鍵詞：液壓助力轉(zhuǎn)向；機(jī)械搖臂；泄壓閥；AbstractSincethefirstcarin1886,thecargraduallycomeintoourlives,withthedevelopmentofthesociety,peopleishigherandhigherrequirementforvehiclecomfort,powersteeringbecomeanindispensablepartofthevehicle,itisavehiclelightweightflexible,moreconducivetoimprovethedrivingsafetyofvehicles.Evolvedfromtheinitialmechanicalsteeringsystemtothehydraulicpowersteeringsystem,theevolutionofthepowersteeringsystemhasexperiencedalongprocess.Hydraulicpowersteeringsystemconsistsofmechanicalpartsandhydraulicboosterdeviceoftwoparts,mechanicalpartsbysteeringtransmissionvice,pitmanarm,steeringknucklebearingpressure,steeringknuckle,hydraulicequipmentpartconsistsoffueltanks,hydraulicbooster,steeringpumpandpipelineetc.Paperisheavyautomobilepowersystemofliquid

目錄TOC\o"1-3"\h\u7081緒論 150621汽車(chē)的參數(shù) 2113951.1汽車(chē)質(zhì)量參數(shù) 253751.1.1整備質(zhì)量 2249971.1.2汽車(chē)的載客量和裝載質(zhì)量 2202191.1.3汽車(chē)總質(zhì)量 275771.1.4質(zhì)量系數(shù) 3325851.1.5軸荷分配 3320981.2汽車(chē)的尺寸 5128051.2.1軸距L 5322601.2.2外廓尺寸 5144041.2.3前懸LF和后懸LR 5232912轉(zhuǎn)向系的概述及主要性能參數(shù) 6148142.1轉(zhuǎn)向系的概述 6219662.1.1轉(zhuǎn)向器 6284512.1.2轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 7222452.1.3轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 7211962.1.4轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑 867192.1.5對(duì)轉(zhuǎn)向系的要求 9215982.2轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 10283592.2.1轉(zhuǎn)向系的效率 1058032.2.2轉(zhuǎn)向器的正效率 1013622.2.3轉(zhuǎn)向器的逆效率 11254322.2.4角傳動(dòng)比 12298362.2.5力傳動(dòng)比 139082.2.6轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙△t 133572.2.7轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù) 14284783轉(zhuǎn)向器機(jī)械局部的設(shè)計(jì)與計(jì)算 14306463.1轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇 1440213.2轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷確實(shí)定 14320523.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)算 15305143.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計(jì)算 16227734動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)計(jì)算 17161054.1對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 17153684.2動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇 1714494.2.1動(dòng)力轉(zhuǎn)向形式與結(jié)構(gòu)方案 17153524.2.2傳能介質(zhì)的選擇 1874014.2.3液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的選擇 19302524.2.4液壓轉(zhuǎn)向加力裝置轉(zhuǎn)向控制閥的選擇 2079534.3動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 21193314.3.1剛徑尺寸Dc的計(jì)算 21166984.3.2活塞行程s的計(jì)算 23239694.3.3動(dòng)力缸缸筒壁厚t的計(jì)算 239524.4分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 249624.4.1預(yù)開(kāi)隙 24164254.4.2滑閥總移動(dòng)量 24233144.4.3局部壓力降 25186654.4.4油液流速的允許值[v] 25304294.4.5滑閥直徑d 25115334.4.6滑閥在中間位置時(shí)的油液流速v 2658984.4.7分配閥的泄漏量 2634164.5回位彈簧的預(yù)緊力和反作用閥直徑確實(shí)定 26163324.6油泵排量與油罐容積確實(shí)定 2745564.7液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向的工作特性 2890615轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 29參考文獻(xiàn)30致謝31緒論1.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述汽車(chē)自創(chuàng)造以來(lái)就漸漸走進(jìn)我們的生活，成為日常生活常用的交通工具，助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)輕便與否直接表達(dá)了駕駛操作舒適性。最早的助力轉(zhuǎn)向?yàn)闄C(jī)械助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，后來(lái)演變到液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電子助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)等。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來(lái)改變或保持汽車(chē)行駛方向的一系列操作裝置，正確操作轉(zhuǎn)向盤(pán)是保證汽車(chē)平安行駛的重要標(biāo)志。1.2助力轉(zhuǎn)向的開(kāi)展經(jīng)過(guò)近半個(gè)世紀(jì)的開(kāi)展，液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已經(jīng)很成熟。但隨著汽車(chē)科技的開(kāi)展，對(duì)汽車(chē)要求不斷提高，該系統(tǒng)存在的問(wèn)題不能完全滿足時(shí)代的開(kāi)展的要求。電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能很好的提高汽車(chē)動(dòng)態(tài)性能和靜態(tài)性能、提高行駛中駕駛員的舒適性和平安性、減少環(huán)境污染等。

1汽車(chē)的參數(shù)1.1整備質(zhì)量整備質(zhì)量是滿油滿水和裝載必要修理拆卸工具但不含人和貨物的整體質(zhì)量。1.2汽車(chē)的載客量和裝載質(zhì)量汽車(chē)的載客量為裝載額定載客量汽車(chē)的載質(zhì)量為裝載額定載貨量1.3汽車(chē)總質(zhì)量汽車(chē)總質(zhì)量是滿載量。乘用車(chē)和商用客車(chē)的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、乘員以及乘員的行李質(zhì)量。其中人質(zhì)量按65kg計(jì)，于是(1—2)式中，n人數(shù)；為行李系數(shù)。商用貨車(chē)的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量和人員質(zhì)量三局部，即〔1—3〕式中，座位數(shù)。1.4質(zhì)量系數(shù)質(zhì)量系數(shù)是指汽車(chē)載質(zhì)量與整車(chē)整備質(zhì)量的比值，即。該系數(shù)反映了汽車(chē)的設(shè)計(jì)水平和工藝水平，值越大，說(shuō)明該汽車(chē)的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。1.5軸荷分配汽車(chē)的軸荷分配是汽車(chē)的重要參數(shù)，它對(duì)汽車(chē)主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，汽車(chē)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及性能對(duì)軸荷分配要求非常高。根據(jù)以上的論述，本次設(shè)計(jì)初選數(shù)據(jù)如下：汽車(chē)主要參數(shù)驅(qū)動(dòng)形式6×4外形尺寸〔mm〕長(zhǎng)：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(chē)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〕7402轉(zhuǎn)向系的概述及主要性能參數(shù)2.1轉(zhuǎn)向系的概述用來(lái)改變或保持汽車(chē)行駛方向的一系列裝置成為轉(zhuǎn)向系。它由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成。2.1.1轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向器是駕駛員對(duì)轉(zhuǎn)向盤(pán)的操作傳遞給轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的中間機(jī)械，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由機(jī)械轉(zhuǎn)向器與動(dòng)力組成。采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，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)。轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖見(jiàn)圖2-3圖2-3轉(zhuǎn)向系簡(jiǎn)圖〔a〕與非獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時(shí)；〔b〕與獨(dú)立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時(shí)；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2.1.2轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)如圖2-1。柔性萬(wàn)向節(jié)能減少傳到轉(zhuǎn)向軸的振動(dòng)。圖2-1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)1-轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤(pán)2.1.3轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向梯形臂、轉(zhuǎn)向節(jié)臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等?！惨?jiàn)圖2-2〕圖2-2轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)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)向橫拉桿圖2-3轉(zhuǎn)向系簡(jiǎn)圖2.1.4轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑最小轉(zhuǎn)彎半徑是評(píng)估汽車(chē)機(jī)動(dòng)性的重要參數(shù)。高機(jī)動(dòng)性的汽車(chē)應(yīng)使車(chē)輪轉(zhuǎn)彎最大轉(zhuǎn)角時(shí)前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車(chē)軸距的2~2.5倍范圍內(nèi)；其次，轉(zhuǎn)向器回正后向左向右不能超過(guò)一定的圈數(shù)。為了滿足上述對(duì)轉(zhuǎn)向系的要求，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(xiāo)中心線與地面交點(diǎn)間的距離；L—軸距圖2-4理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系汽車(chē)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(xiāo)距K及轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂a等尺寸有關(guān)?？砂聪率接?jì)算：(2-2)通常為35o～40o，為了減小值，值有時(shí)可到達(dá)45o操縱輕便型的要求是通過(guò)合理地選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比、力傳動(dòng)比和傳動(dòng)效率來(lái)到達(dá)。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(hào)表示，；反之稱為逆效率，用符號(hào)表示。正效率計(jì)算公式：〔2—3〕逆效率計(jì)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。2.2.2轉(zhuǎn)向器的正效率轉(zhuǎn)向器的類(lèi)型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量都對(duì)轉(zhuǎn)向器正效率有關(guān)系〔1〕轉(zhuǎn)向器類(lèi)型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與效率齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率在四種轉(zhuǎn)向器中比擬高，蝸桿指銷(xiāo)式轉(zhuǎn)向器的正效率稍低。不同的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)不同。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間可選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。轉(zhuǎn)向器內(nèi)各機(jī)件之間存在摩擦，所以這種軸向器的效率只有54%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。采用滾針軸承要比滑動(dòng)軸承正或逆效率高約10%?！?〕轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率不計(jì)軸承和其經(jīng)地方的摩擦，對(duì)于蝸桿類(lèi)轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)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。轉(zhuǎn)向器可分為可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面上的力經(jīng)輪胎傳遞給轉(zhuǎn)向系在傳遞到轉(zhuǎn)向盤(pán)就是可逆性。能使轉(zhuǎn)向盤(pán)自動(dòng)回正，既方便了駕駛員操作，也提高了駕駛平安性。不可逆式轉(zhuǎn)向器是指車(chē)輪受到的力不應(yīng)不到轉(zhuǎn)向盤(pán)。該沖擊力容易使零件損壞。同時(shí)，它不能自動(dòng)回正，也不平安，所以汽車(chē)不采用這種轉(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上兩個(gè)之間，受到的作用只能傳遞一局部至轉(zhuǎn)向盤(pán)不計(jì)軸承和其它地方的磨擦損失，那么逆效率可用下式計(jì)算=78.3%〔2—6〕式〔2—5〕和式〔2—6〕說(shuō)明：增大時(shí)，正、逆效率均增大。因不能過(guò)大。當(dāng)導(dǎo)程角磨擦角時(shí)，逆效率0，所以該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須比磨擦角大。通常螺線導(dǎo)程角選在8°~10°之間。2.2.4角傳動(dòng)比轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的增量和同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量的比值為轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的增量和轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量的比值為轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)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)增量的比值為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比。〔2—7〕式中——轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比；——轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比；——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比；——轉(zhuǎn)向盤(pán)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(dòng)機(jī)構(gòu)排列時(shí)轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂都垂直于轉(zhuǎn)向縱拉桿，而在向兩邊打至極限位置是，轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向節(jié)臂分別與轉(zhuǎn)向縱拉桿的交點(diǎn)相等。這時(shí)，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比是〔2—8〕式中——轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)目前汽車(chē)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比大多在0.85~1.1范圍間，取1。所以做轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比的設(shè)計(jì)時(shí)，只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)的變化規(guī)律就可以。2.2.5力傳動(dòng)比〔轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比〕等于〔轉(zhuǎn)向車(chē)輪的轉(zhuǎn)向阻力矩〕與T〔轉(zhuǎn)向搖臂的力矩〕之比值。其桿件所處的轉(zhuǎn)向位置影響轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)。對(duì)于非獨(dú)立懸架，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪在圖示虛線位置時(shí)，其轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩為〔2—9〕轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比為〔2—10〕2.2.6轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙△t各種轉(zhuǎn)向器中傳動(dòng)存在間隙，該間隙隨轉(zhuǎn)向盤(pán)改變，這種關(guān)系為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性〔圖2-5〕。傳動(dòng)副在中間局部使用的多，磨損速度較快。間隙過(guò)大時(shí)，必須修復(fù)改變其間的間隙傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成圖2-5所示。圖2-5轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性圖中1說(shuō)明磨損前轉(zhuǎn)向器的間隙變化特性；2說(shuō)明磨損后的間隙變化特性，其中間局部出現(xiàn)較大間隙；3說(shuō)明整改后并消除了間隙變化線。2.2.7轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)轉(zhuǎn)向盤(pán)從左〔右〕極限位置打到右〔左〕極限位置成為轉(zhuǎn)向盤(pán)的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)。它與轉(zhuǎn)向角及角傳動(dòng)比有關(guān)。3轉(zhuǎn)向器機(jī)械局部的設(shè)計(jì)與計(jì)算3.1轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式選擇轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)因轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副不同而不同。一般的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷(xiāo)式等。介于本次設(shè)計(jì)，采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，由于液體的阻尼作用，緩沖了地面?zhèn)鱽?lái)的沖擊力，所以采用正效率高的可逆的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。所以機(jī)械轉(zhuǎn)向局部用循環(huán)球——齒條尺扇式轉(zhuǎn)向器。3.2轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷確實(shí)定為了平安駕駛，各個(gè)零件必須保持足夠的強(qiáng)度。欲知道轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，首先要確定各個(gè)零件上的作用力。影響因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷、地面阻力和輪胎氣壓等。轉(zhuǎn)向輪繞主銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)的阻力、車(chē)輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等會(huì)也會(huì)影響轉(zhuǎn)向輪，需要客服這些力。不能精確的計(jì)算這些力，所以選擇精確的公式來(lái)計(jì)算瀝青路或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力距〔N?mm),即〔3—1〕f為輪胎在瀝青路面或者混凝土路面間的滑動(dòng)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(pán)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(pán)直徑，在380~550mm之間，驅(qū)標(biāo)準(zhǔn)值500mm；為轉(zhuǎn)向器的正效率82.1%；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，，所以這個(gè)值超過(guò)了人能操作的范圍，這時(shí)應(yīng)采用助力系統(tǒng)，并且計(jì)算轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器動(dòng)力缸以前零件的載荷，應(yīng)取作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)輪緣上的最大瞬時(shí)力，此力為700N。3.3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)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34mm；螺桿外徑33mm；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(zhǎng)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?！?〕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=35.72mm〔2〕鋼球數(shù)量當(dāng)鋼球數(shù)量n增加時(shí)，其承載能力隨之提高；但鋼球流動(dòng)性變差，傳動(dòng)效率隨之降低。因鋼球半徑數(shù)據(jù)上存在誤差，所以不是全部鋼球數(shù)都參與計(jì)算。經(jīng)過(guò)長(zhǎng)時(shí)間實(shí)驗(yàn)環(huán)路中60個(gè)鋼球最正確。為保證每個(gè)鋼球都承載力，應(yīng)對(duì)鋼球進(jìn)行布置。每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)為式中，W為每個(gè)環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；n為鋼球數(shù)〔不含導(dǎo)流管〕；為螺線導(dǎo)程角，常取=5°~8°，故1圖3-1四點(diǎn)接觸的滾道截面B、D-鋼球與滾道的接觸點(diǎn)；-鋼球中心距；-滾道截面的圓弧半徑〔3〕滾道截面盡可能降低摩擦，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切點(diǎn)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°，為保證力的均勻分配。3.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計(jì)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(chē)設(shè)計(jì)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)接觸外表硬度為58~64HRC時(shí)，許用接觸應(yīng)力所以符合要求。4動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)計(jì)算現(xiàn)在的帶動(dòng)力轉(zhuǎn)向裝置的汽車(chē)大都是經(jīng)改裝的，只是加裝了一個(gè)助力器，以協(xié)助駕駛員。對(duì)于裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的車(chē)輛，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力時(shí)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)隨之相應(yīng)，加力。本次設(shè)計(jì)取80N。4.1對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求1)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)角之間的一定的比值。2)隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的改變，作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的力隨之改變。3)當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力hF≥0.025～0.190kN時(shí)(不是所有汽車(chē)都一樣)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向器開(kāi)始工作。4)轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤(pán)應(yīng)自動(dòng)回正，并使汽車(chē)保持直線行駛。5)轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能靈敏快速增長(zhǎng)到最大值。6)動(dòng)力轉(zhuǎn)向失靈時(shí)，不影響機(jī)械系統(tǒng)操縱車(chē)輪轉(zhuǎn)向。7)密封性能好，不泄露。4.2動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇4.2.1動(dòng)力轉(zhuǎn)向形式與結(jié)構(gòu)方案液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)由動(dòng)力缸、分配閥、轉(zhuǎn)向器、液壓泵、貯油罐和油管等組成。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸空間位置不一樣，它分為兩種方式：整體式(見(jiàn)圖4—1a)和分置式。分置式按分配閥所在位置不同又分為：裝在動(dòng)力缸上的分配閥稱為聯(lián)閥式，(見(jiàn)圖4—1b)；在轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸之間的拉桿上的分配閥稱為連桿式，(見(jiàn)圖4—1c)；固定在轉(zhuǎn)向器上的分配閥稱為半分置式，(見(jiàn)圖4—1d)圖4—1動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案1－分配閥2－轉(zhuǎn)向器3－動(dòng)力缸整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器可拆分為轉(zhuǎn)向分配閥、轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸與機(jī)械轉(zhuǎn)向器三局部。它根據(jù)轉(zhuǎn)向分配閥安裝位置的不同分為三種結(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，分配閥在加力缸活塞內(nèi)。整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)在于結(jié)構(gòu)緊湊、管路短、分配均勻，困難在于對(duì)轉(zhuǎn)向器的密封要求高、結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、拆裝轉(zhuǎn)向器難。此外，轉(zhuǎn)搖臂軸及搖臂等一些主要零件，尺寸大要同時(shí)承受由轉(zhuǎn)向盤(pán)傳來(lái)的載荷和轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的作用載荷，所以在設(shè)計(jì)裝載質(zhì)量大的重型汽車(chē)上會(huì)給轉(zhuǎn)向器帶來(lái)不便。本次設(shè)計(jì)的載貨汽車(chē)前橋負(fù)荷7.5t小于15t，所以采用整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。4.2.2傳能介質(zhì)的選擇轉(zhuǎn)向加力裝置以介質(zhì)不同分為氣壓式和液壓式兩種。氣壓轉(zhuǎn)向加力裝置多用于氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的貨車(chē)和客車(chē)，一局部其前軸最大軸載質(zhì)量為3~7t。因?yàn)闅鈮褐苿?dòng)系統(tǒng)的工作壓力較低〔一般不高于0.7MPa〕裝載質(zhì)量特大的貨車(chē)一般不采用氣壓轉(zhuǎn)向加力裝置，，如果用于這種重型汽車(chē)上時(shí)，其部件尺寸將過(guò)大。其工作壓力可高達(dá)10Mpa以上，因此它的部件尺寸很小。液壓系統(tǒng)工作滯后時(shí)間短工作時(shí)無(wú)噪聲，而且能減少來(lái)自坎坷路面的顛簸。因?yàn)橛鸵汗ぷ鲏毫Ω?，液壓式?dòng)力轉(zhuǎn)向動(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緩沖路面沖擊等而被廣泛應(yīng)用在各類(lèi)汽車(chē)上。所以本設(shè)計(jì)采用液壓式轉(zhuǎn)向加力裝置。4.2.3液壓轉(zhuǎn)向加力裝置的選擇常用的液壓轉(zhuǎn)向加力裝置有兩種：常壓式和常流式。常壓式的好在有蓄能器積蓄液壓能，液壓泵的流量缺乏時(shí)，甚至液壓泵不運(yùn)轉(zhuǎn)的情況下都能為轉(zhuǎn)向提供動(dòng)力，使汽車(chē)能繼續(xù)行駛一段距離。這一點(diǎn)對(duì)重型汽車(chē)來(lái)說(shuō)非常關(guān)鍵。常流式在結(jié)構(gòu)上不復(fù)雜，液壓泵使用時(shí)間長(zhǎng)，泄漏較少，消耗功率也較少。所以，現(xiàn)在只有少量重型汽車(chē)采用常壓式轉(zhuǎn)向加力裝置，現(xiàn)在的汽車(chē)那么大都使用常流式。因此本設(shè)計(jì)采用常流式轉(zhuǎn)向加力裝置。常流式液壓轉(zhuǎn)向加力裝置工作原理圖如圖4-2所示。保持直線行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向控制閥6保持開(kāi)啟。轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸8的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通，壓力相等。轉(zhuǎn)向液壓泵2輸出的油液經(jīng)油路流入轉(zhuǎn)向控制閥，又由此流回轉(zhuǎn)向油罐1。因轉(zhuǎn)向控制閥控制流量輸出少，故液壓泵輸出壓力也很低，液壓泵不參與工作。當(dāng)轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，通過(guò)機(jī)件轉(zhuǎn)向器7使轉(zhuǎn)向控制閥處于與某一轉(zhuǎn)彎方向相對(duì)應(yīng)的狀態(tài)時(shí)，轉(zhuǎn)向動(dòng)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(dòng)力缸的另一腔那么仍與管路相同。地面轉(zhuǎn)向阻力經(jīng)高于液壓泵輸出管路阻力的轉(zhuǎn)向控制閥節(jié)流阻力。于是，轉(zhuǎn)向液壓泵輸出壓力迅速升高，當(dāng)?shù)竭_(dá)力推動(dòng)轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸活塞時(shí)停止。轉(zhuǎn)向盤(pán)停止轉(zhuǎn)動(dòng)后，轉(zhuǎn)向控制閥隨即回到中立位置，使動(dòng)力缸停止工作。圖4—2常流式液壓轉(zhuǎn)向加力裝置示意圖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(dòng)力缸4.2.4液壓轉(zhuǎn)向加力裝置轉(zhuǎn)向控制閥的選擇轉(zhuǎn)向控制閥分為滑閥式和轉(zhuǎn)閥式?，F(xiàn)在，國(guó)產(chǎn)轎車(chē)根本上都采用轉(zhuǎn)閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。而滑閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器多用于重型載貨汽車(chē)，故本設(shè)計(jì)采用滑閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。閥體左右移動(dòng)來(lái)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(shí)，其兩個(gè)凸棱邊與閥套環(huán)槽形成四條縫隙。中間的兩個(gè)縫隙分別與動(dòng)力缸兩腔的油道相通，而兩邊的兩個(gè)縫隙與回油道相通。當(dāng)閥體向右移動(dòng)很小的一個(gè)距離時(shí)，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，那么來(lái)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(dòng)力缸的一個(gè)腔；而動(dòng)力缸和另一個(gè)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(chǔ)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a)常流式滑閥b〕常壓式滑閥1—閥體2—閥套3—?dú)んw4、6—通動(dòng)力缸左、右腔的通道5—通液壓泵輸出管路的通道4.3動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)轉(zhuǎn)向器，動(dòng)力缸有兩種布置方法。整體式的動(dòng)力缸活塞與轉(zhuǎn)向器均布置在同一個(gè)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(dòng)力缸的計(jì)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(jì)算動(dòng)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(lái)確定：〔4—1〕式中——由轉(zhuǎn)向車(chē)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(pán)切向力所引起的作用在活塞上的軸向力；——高壓油液對(duì)活塞的推力。其中〔4—2〕〔4—3〕〔4—4〕〔4—5〕式中〔1〕——轉(zhuǎn)向車(chē)輪的轉(zhuǎn)向阻力矩；f為輪胎和路面間的滑動(dòng)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(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比；取〔4〕——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)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(pán)上的切向力；=為轉(zhuǎn)向搖臂；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂；為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比；為轉(zhuǎn)向器正效率?！?〕——轉(zhuǎn)向盤(pán)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〕——?jiǎng)恿Ω赘讖剑弧?3〕——?jiǎng)恿Ω變?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(guò)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104mm4.3.2活塞行程s的計(jì)算當(dāng)動(dòng)力缸與轉(zhuǎn)向器一體時(shí)，活塞行程s可由搖臂軸轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時(shí)齒扇轉(zhuǎn)過(guò)的節(jié)圓弧長(zhǎng)來(lái)球得，即〔4—7〕式中——搖臂軸由中間位置轉(zhuǎn)至極限位置時(shí)的轉(zhuǎn)角;——齒扇的節(jié)圓半徑?；钊浦劣谢钊麠U一端的極限位置時(shí)，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10mm的間隙以免與缸蓋碰撞。4.3.3動(dòng)力缸缸筒壁厚t的計(jì)算根據(jù)缸體在橫斷平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件〔見(jiàn)式4—8〕和在軸向平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件〔見(jiàn)式4—9〕進(jìn)行，〔4—8〕〔4—9〕為缸體材料的屈服點(diǎn)。缸體采用球墨鑄鐵QT500—05，抗拉強(qiáng)度為500MPa,屈服點(diǎn)為350MPa。n為平安系數(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=10mm4.4分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算4.4.1預(yù)開(kāi)隙預(yù)開(kāi)隙如圖〔4-4〕所示，為滑閥處于中間位置時(shí)分配閥內(nèi)各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開(kāi)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(dòng)量。值過(guò)小會(huì)使油液常流時(shí)局部阻力過(guò)大；值過(guò)大那么轉(zhuǎn)向盤(pán)需轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)大的角度才能使動(dòng)力缸工作，轉(zhuǎn)向靈敏度低。一般要求轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角°~5°時(shí)滑閥就移動(dòng)的距離。整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向系分配閥的預(yù)開(kāi)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(pán)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(dòng)量e和預(yù)開(kāi)隙4.4.2滑閥總移動(dòng)量滑閥總移動(dòng)量過(guò)大時(shí)，會(huì)使轉(zhuǎn)向盤(pán)停止轉(zhuǎn)動(dòng)后滑閥回到中間位置的行程長(zhǎng)，致使轉(zhuǎn)向車(chē)輪停止偏轉(zhuǎn)的時(shí)刻也相應(yīng)“滯后〞，從而使靈敏度降低；如值過(guò)小，那么使密封長(zhǎng)度過(guò)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(dòng)量為時(shí)，轉(zhuǎn)向盤(pán)允許轉(zhuǎn)動(dòng)的角度約為20°左右。據(jù)此可參照式〔4—11〕，并取=20°來(lái)計(jì)算值。半分之式動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的滑閥總移動(dòng)量為mm〔4—11〕4.4.3局部壓力降當(dāng)汽車(chē)直行時(shí)，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(shí)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為油液的流速。的允許值[]=MPa。4.4.4油液流速的允許值[v]將的允許值[]帶入上式〔4—12〕可得油液流速的允許值為[v]=〔4—13〕4.4.5滑閥直徑d〔4—14〕為溢流閥限制下的油液最大排量，L/min，一般為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)油泵排量的1.5倍。油泵采用雙作用YB型葉片泵，最大壓力14MPa;排量16；最高轉(zhuǎn)速3200r/min;控制流量30L/min。所以將油液流速的允許值[v]=帶入式〔4—14〕，可求得d=36.3~41.85mm，取d=3.9cm4.4.6滑閥在中間位置時(shí)的油液流速v〔4—15〕484.7cm4.85滿足[v]=4.4.7分配閥的泄漏量〔4—16〕為滑閥與閥體間的徑向間隙，cm，一般=0.0005~0.00125cm，計(jì)算時(shí)取最大間隙0.00125cm。為油液的動(dòng)力粘度。選擇礦油型抗磨液壓油，運(yùn)動(dòng)粘度7~9，選擇9；油液密度，取900。所以所以=0.027小于溢流閥限制下最大排量的5%~10%，滿足要求。4.5回位彈簧的預(yù)緊力和反作用閥直徑確實(shí)定與分配閥的反作用力矩相平衡的轉(zhuǎn)向盤(pán)力矩為〔4—17〕式中z——反作用閥的對(duì)數(shù)，在現(xiàn)有車(chē)上z=1~4——回位彈簧預(yù)緊力；——反作用閥直徑；c——一個(gè)回位彈簧的剛度,c=122；——反作用閥的行程,6mm；——轉(zhuǎn)向螺桿直徑，通常取其平均值，=34mm；——轉(zhuǎn)向螺桿螺旋滾道的導(dǎo)程角，=8°；——換算摩擦角，=0.5°?；匚粡椈深A(yù)緊力的選擇條件為：動(dòng)力轉(zhuǎn)向開(kāi)始起作用時(shí)作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力應(yīng)到達(dá)預(yù)定值。根據(jù)不同的車(chē)型，它的取值范圍為=20~100N，取=80N當(dāng)動(dòng)力轉(zhuǎn)向開(kāi)始起作用時(shí)，=0及p=0，代入式〔4—17〕就可求得回位彈簧的預(yù)緊力為〔4—18〕由式〔4—17〕可知，加在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力Fh與作用于動(dòng)力缸活塞上的液壓p成比例關(guān)系，而p又與轉(zhuǎn)向車(chē)輪的轉(zhuǎn)向阻力矩有關(guān)，由此就保證了使司機(jī)有“路感〞。反作用閥直徑的選擇是根據(jù)在動(dòng)力缸的最大液壓下作用于轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力不應(yīng)超過(guò)的條件，并按式(4—17)來(lái)計(jì)算的.即〔4—19〕——?jiǎng)恿Ω變?nèi)液壓的最大值，=8MPa；——轉(zhuǎn)向盤(pán)半徑，=250mm；所以=14.03mm，取=14mm4.6油泵排量與油罐容積確實(shí)定轉(zhuǎn)向油泵的排量應(yīng)保證轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸能比無(wú)動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)以更高的轉(zhuǎn)速使汽車(chē)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向，否那么動(dòng)力轉(zhuǎn)