第七章轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計

第七章轉(zhuǎn)向系設(shè)計

第一節(jié)概述第二節(jié)機械式轉(zhuǎn)向器方案分析第三節(jié)轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)第四節(jié)機械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計與計算第五節(jié)動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形第七節(jié)轉(zhuǎn)向減振器第八節(jié)轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件第七章轉(zhuǎn)向系設(shè)計

第一節(jié)概述

一．設(shè)計轉(zhuǎn)向系應(yīng)滿足的要求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；2．轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪應(yīng)能自動回正；3．轉(zhuǎn)向輪不得產(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)向機構(gòu)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??；

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．逆效率低，反沖小；8．有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)；9．有防傷裝置；10．保證轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向一致。

操縱輕便性的評價指標(biāo)：

二．組成

轉(zhuǎn)向系轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向傳動軸轉(zhuǎn)向器直拉桿轉(zhuǎn)向梯形三．分類1．轉(zhuǎn)向器

轉(zhuǎn)向器機械轉(zhuǎn)向器動力轉(zhuǎn)向齒輪齒條式循環(huán)球式蝸桿滾輪式蝸桿指銷式液壓式氣壓式電動式滑閥式轉(zhuǎn)閥式轉(zhuǎn)向傳動軸助力齒條助力主動齒輪助力

2．轉(zhuǎn)向梯形

轉(zhuǎn)向梯形整體式斷開式第二節(jié)

機械式轉(zhuǎn)向器方案分析

一.機械式轉(zhuǎn)向器方案分析

1.機械式轉(zhuǎn)向器方案分析

**殼體用鋁合金

2.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器

1）齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器輸入齒輪位置與輸出特點

1）齒條斷面形狀3）

齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的布置形

(1)

轉(zhuǎn)向器在前軸后方,后置梯形.(2)

轉(zhuǎn)向器在前軸后方,前置梯形.(3)

轉(zhuǎn)向器在前軸前方,前置梯形.(4)

轉(zhuǎn)向器在前軸前方,后置梯形.二.防傷安全機構(gòu)方案分析

交通事故表明:汽車發(fā)生碰撞事故,可以是正面、側(cè)面、追尾等碰撞事故,其中正面碰撞事故約占40%～50%。正面碰撞事故中，駕駛員可能與轉(zhuǎn)向盤、儀表板、轉(zhuǎn)向管柱、擋風(fēng)玻璃、室內(nèi)后視鏡、遮陽板等發(fā)生身體接觸，并遭受傷害，嚴(yán)重時會傷及性命，因此采取有效措施保護駕駛員是十分重要的。當(dāng)前采取的有效措施主要有：安全帶、安全氣囊、轉(zhuǎn)向系中的防傷安全機構(gòu)。有的汽車上述三種措施同時并存（如檔次比較高的轎車），有些汽車只有其中的1～2項（如平頭客車只有安全帶，貨車中當(dāng)前也很少裝氣囊）。1、法規(guī)要求1）汽車以48的速度正面同其它物體碰撞的實驗中，轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向軸在水平方向的后移量不得大于127mm；2）在臺架試驗中用人體模型的驅(qū)干以6.7m/s的速度碰撞轉(zhuǎn)向盤時，作用在轉(zhuǎn)向盤上的水平力不得超過11123N（GB11557—1998）2、防傷安全機構(gòu)安全帶可以有效地限制乘員前移量。安全氣囊可以在乘員頭、胸前部與轉(zhuǎn)向盤（儀表板）之間形成隔離帶，緩和沖擊，減緩乘員前移量和前移速度。而在駕駛員不可避免的與轉(zhuǎn)向盤發(fā)生身體接觸時，防傷安全機構(gòu)可以減輕駕駛員受到傷害的程度。3．計算舉例彈性聯(lián)軸器的彈性墊片強度式中：a0—實際斷面寬度t—墊片厚度

δ—墊片簾布層數(shù)k1—墊片不同時損壞系數(shù)0.85k2—危險斷面邊緣簾線完整性被破壞系數(shù)0.08

σ1—拉伸應(yīng)力σ1=5.5N/㎜2建議:取為9KN,則用上式可計算a0第三節(jié)轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)

一．轉(zhuǎn)向器效率1.η+=（P1-P2）/P12.η-=（P3-P2）/P3P1—作用在轉(zhuǎn)向軸上的效率P2—轉(zhuǎn)向器中的磨檫功率P3—作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率1．η+

影響η+的主要因素：轉(zhuǎn)向器類型；轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)特點；螺線導(dǎo)程角、磨檫角等；制造與裝配質(zhì)量。(1)轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與η+

轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承形式：滑動軸承滾針軸承↑η+10%

(2)

轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)參數(shù)與η+

α0—蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；ρ—摩擦角ρ=tg-1f；f—摩擦因素。當(dāng)滾道表面良好，表面硬度為58HRC以上時，ρ=19‘分析上式可知：①η+

與α0、ρ有關(guān)②α0↑，則η+

↑③α0>70以后，η+↑緩慢2．轉(zhuǎn)向器逆效率η-（1）η-的種類可逆式易打手，回正性能好不可逆式轉(zhuǎn)向系零件受載大，無路感，不能回正極限可逆式回正性能、路感、轉(zhuǎn)向系零件受載等均居中

(2)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)參數(shù)與η-分析上式可知：①η-

與α0、ρ有關(guān)②α0↑，則η-↑，且在α0=80～100以后增加速度大于增加速度。

∴α0不宜大于80～100③α0<ρ時，則得-η-說明不可逆

二．傳動比的變化特性1．轉(zhuǎn)向系傳動比

ωw—轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度

ωp—搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度

ωk—轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度轉(zhuǎn)向系傳動比轉(zhuǎn)向系力傳動比轉(zhuǎn)向系角傳動比轉(zhuǎn)向器角傳動比轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比2．ip與iw0的關(guān)系式Ip=2Fw/Fh中

∴

Tr—作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩Th—作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩a—主銷偏移距又∵

∴

結(jié)論：

①a↑則ip

↓，∴轉(zhuǎn)向沉重，為此應(yīng)減少aa轎車（0.4～0.6）BB—輪胎胎面寬度貨車40～60㎜②∵Dsw與均為定值,∴ip

又與iw0呈正比變化3．iw0

又∵=

∴

結(jié)論：核心問題是iw4．iw及其變化規(guī)律（1）分析式可知：↑iw0

（iw）即↑

由可知Fh

↓,轉(zhuǎn)向“輕便”。（2）∵

∴dβk與iw0

（iw）成反比，轉(zhuǎn)向“不靈”解決“輕”與“靈”的矛盾，可以采用變速比轉(zhuǎn)向器。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理如下：一對相互嚙合齒輪的基本條件是基圓齒距相等，即：

其中齒輪基圓齒距齒條基圓齒距

當(dāng)齒輪用標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m1和壓力角α1，而齒條用非標(biāo)準(zhǔn)的模數(shù)和壓力角m2和α2，并始終保持

=兩者便可以嚙合運轉(zhuǎn)。當(dāng)齒條中部α2的為最大向兩端逐漸減小時，則齒條中部的m2也應(yīng)當(dāng)大于兩端處齒的m2。

α2大時，齒槽上寬下窄，節(jié)圓半徑R1也大，反之亦反之。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)dφ角，則齒條移動距離分別為：

顯然：

速比變化特性：

α2變化范圍120～3505．iw變化規(guī)律的選擇1）轉(zhuǎn)向輕便性好上述兩種汽車應(yīng)以解決汽車有良好的機動性為主，即應(yīng)取用較小的iw以減少轉(zhuǎn)向盤總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。2）轉(zhuǎn)向軸負荷大（20～40KN）、未裝動力轉(zhuǎn)向的汽車，應(yīng)以解決輕便性為主要矛盾。

∵T2與βk成正比變化，∴急轉(zhuǎn)彎時的輕便性問題更突出，∴應(yīng)選中間位置處iw

小，兩端位置處選用iw應(yīng)大些的變化特性。6．iwmin的確定

∵iw增大以后，轉(zhuǎn)向器輸出的力F↑，相對降低了轉(zhuǎn)向傳動裝置剛度，∴希望iw取小些。當(dāng)iwmin過于小時，帶來如下問題：1）對的變化特敏感，駕駛員難于準(zhǔn)確控制汽車方向高速轉(zhuǎn)彎行駛?cè)菀装l(fā)生交通事故。2）壞路上行駛反沖效應(yīng)增大經(jīng)驗與建議：iwmin不低于15～167．iwmax的確定iwmax過大帶來下述問題：1）轉(zhuǎn)向傳動裝置剛度、強度不足；2）轉(zhuǎn)向器尺寸大、質(zhì)量↑，在汽車上難于布置；3）轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)n↑。建議iwmax<33三．轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t1．轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性各式轉(zhuǎn)向器的傳動副，如：齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪與齒條傳動副；循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒扇與齒條傳動副；曲柄指銷式轉(zhuǎn)向器的指銷與蝸桿傳動副等之間的間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的變化而變化，并稱之為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性。當(dāng)各處△t=0時，壽命短當(dāng)各處△t≠0時，車輪會偏離行駛位置。理想的傳動間隙應(yīng)當(dāng)滿足下述條件：于直線行駛位置處△t=0離開直線行駛位置處△t≠0，且逐漸增大

曲線1—新的調(diào)整正常的間隙特性曲線2—使用磨損后的間隙特性曲線3—重新調(diào)整后的間隙特性2．如何獲得傳動間隙特性（1）

循環(huán)球齒條齒扇式①

偏心法特點：齒條的齒槽等寬；齒扇的齒變厚，且中間齒厚為正常齒，兩側(cè)齒厚厚依次減薄。若O1與O重合加工后齒扇各齒齒厚相同，若O1與O不重合存在偏心距n，則各齒齒厚不同。αd—端面壓力角；R—節(jié)圓半徑；βp—搖臂軸轉(zhuǎn)角；R1—中心O1到b點的距離；n—偏心距。

傳動間隙特性與n有下述關(guān)系：

通常n=0.5②修正齒條法特點：齒扇齒各齒厚度相同；齒條的兩側(cè)齒槽比中間齒槽稍寬，且使兩側(cè)齒槽的寬度相同。小模數(shù)時取下限。

第四節(jié)機械式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計與計算

一．轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定影響計算載荷的因素：轉(zhuǎn)向軸的負荷；路面阻力；輪胎氣壓。原地轉(zhuǎn)向阻力矩TR的計算：N·㎜

f—滑動摩擦系數(shù)0.7；G1—轉(zhuǎn)向軸負荷（N）；p—輪胎氣壓（MPa）。

作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力：

L1—轉(zhuǎn)向搖臂長；L2—轉(zhuǎn)向節(jié)臂長。當(dāng)用上式計算的Fh>700N時，已超出人體生理極限，此時對轉(zhuǎn)向器及動力缸以前的零件的計算載荷，取Fh=700N。

二．齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計1．主要參數(shù)的確定

2.

強度驗算抗彎強度；接觸強度3.

材料齒輪16MnCr5、15CrNi6齒條45鋼殼體鋁合金

2.

國產(chǎn)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要參數(shù)介紹

三．循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計（一）主要尺寸參數(shù)的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（1）鋼球中心距D、螺桿外、內(nèi)徑D1、D2

①

DD是指螺桿兩側(cè)剛球中心間的距離，是轉(zhuǎn)向器的基本尺寸。影響選取D的因素有：D1、D2和剛球直徑d如果D選取的比較大，轉(zhuǎn)向器的尺寸及質(zhì)量均增加，螺桿尺寸也隨之增大，表明剛度大，承載能力強。要求：在保證有足夠的強度、剛度條件下為減小尺寸、質(zhì)量應(yīng)盡可能選取小一些的D，D的變化范圍為20～40㎜。D應(yīng)隨m的變化而變化，當(dāng)m↑時，D也應(yīng)↑。②

D1、D2（D2－D1）=（5～10）%DD1=20、23、25、28、29、34、38

（1）

剛球直徑d及數(shù)量n①

影響選取d的因素：

常用的標(biāo)準(zhǔn)范圍：7～9㎜

選取d的原則：在保證有足夠的承載能力條件下，盡可能取尺寸小些的d。如果是系列產(chǎn)品，要求d的選取規(guī)格盡可能少，常用有三種規(guī)格已足夠。②影響選取n的因素選取n的原則：在保證有足夠的承載能力的條件下，n應(yīng)取少些為宜。n的選取范圍：n≤60粒/環(huán)路為保證每個剛球都承載，要求對剛球進行分組（至少分四組）裝配。（同時螺桿、螺母也應(yīng)當(dāng)分組）。不包含環(huán)流導(dǎo)管中鋼球數(shù)時，每個環(huán)路中的鋼球數(shù)n用下式計算：

W—一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；α0—螺線導(dǎo)程角，∵α0=5°~8°，∴cosα0≈1.0

(3)工作鋼球圈數(shù)W環(huán)路數(shù)：1個或者2個，且多數(shù)轉(zhuǎn)向器為兩個獨立環(huán)路。影響工作鋼球圈數(shù)W的因素：

選取W的原則：在保證螺桿、螺母、鋼球有足夠的σj強度條件下，將W取少些；m小時W取1.5，m大時，W取得多。W的選取范圍：1.5、2.5(4)滾道截面種類：單圓弧滾道截面四段圓弧滾道截面橢圓滾道截面

(5)接觸角定義：鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角稱為接觸角θ。接觸角影響：軸向力和徑向力的分配要求：軸向力和徑向力接近，以免影響扇齒齒根處強度。范圍：用450的多，少數(shù)用500或57.50(BenZ)，此時徑向力↑，軸向力↓。（6）螺距P若轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動dφ，則同時螺母移動ds距離，即

①t—螺紋螺距與此同時齒扇轉(zhuǎn)過的弧長也為ds，相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過角，則有：

②r—齒扇節(jié)圓半徑①與②聯(lián)立，得：

P的推薦值：8～11㎜2．齒條、齒扇傳動副設(shè)計加工齒扇齒時刀具進給運動的特點：

齒扇齒的特點：①

齒頂圓與齒根圓均有錐度②

∵分度圓d=Mz，∴不變是圓柱③

分度圓上的齒厚是變化的④

基圓也是個圓柱

齒形計算：圖紙上僅標(biāo)注基準(zhǔn)剖面尺寸即（Ⅰ—Ⅰ）剖面尺寸。基準(zhǔn)剖面可以選在齒寬內(nèi)或齒寬外任意剖面處，但一般多選在B/2處；基準(zhǔn)剖面的ζ=0，且向右為正ζ，向左ζ為負距基準(zhǔn)剖面尺寸a0處的O—O剖面的移距系數(shù)為ζ

1

γ—切削角∴在γ一定的條件下，各剖面的ζ決定于該剖面到基準(zhǔn)剖面的距離。

基準(zhǔn)剖面尺寸，應(yīng)按照普通圓柱齒輪提供的公式計算。初選參數(shù)有：模數(shù)：見表7—2壓力角：200～300多用22030‘、27030’切削角γ：6030‘、7030’齒頂高系數(shù)x1：0.8、1.0徑向間隙系數(shù)：0.2整圓齒數(shù)Z：12～15齒扇寬度B：22～38㎜

四.循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算1.

鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力σ

k—系數(shù)，根據(jù)A/B值從表中查取。A=(1/r-1/R2)/2B=(1/r+1/R1)/2R2—滾道截面半徑；r—鋼球半徑；R1—螺桿外半徑；E—材料彈性模量2.1×105N/mm2；F3—鋼球與螺桿之間的正壓力

α0—導(dǎo)程角；θ—接觸角；n—鋼球數(shù)；F2—作用在螺桿上的軸向力

F2=r1—齒扇分度圓半徑根據(jù)0將F2分解出：

再根據(jù)將F1分解出：

∴分析上式：

↑θ則cosθ↓,F3↑σ↑∴有的轉(zhuǎn)向器取θ=500或57.50并不可取。[σ]=2500N/㎜22．齒的彎曲應(yīng)力σw

F—作用在齒扇上的圓周力；h—齒扇的齒高；B—齒扇的齒寬；s—基圓齒厚。[σw]=540N/mm2。材料：螺桿、螺母20CrMnTi滲碳0.8~1.45mm58~63HRC3.轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑d

K—安全系數(shù)2.5~3.5；Tr—轉(zhuǎn)向阻力矩；τ0—扭轉(zhuǎn)強度極限。材料：20CrMnTi滲碳0.8~1.45mm58~63HRC

4.轉(zhuǎn)向軸扭轉(zhuǎn)強度

[τ]=4000～5000N/㎝2一.對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求

1)運動學(xué)上隨動作用;2)有“路感”；3)Fh≥0.025~0.190KN時，動力轉(zhuǎn)向器應(yīng)開始工作；4)轉(zhuǎn)向盤應(yīng)能自動回正，并保持汽車在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)；5)工作靈敏，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值；第五節(jié)

動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)

6)動力轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動；7)密封性能好，內(nèi)外泄漏少。中級以上轎車、轉(zhuǎn)向軸軸載質(zhì)量>2.5t的貨車采用動力轉(zhuǎn)向的汽車逐漸增多。采用動力轉(zhuǎn)向不僅達到轉(zhuǎn)向輕便的目的，而且有利于提高行駛安全性和緩和路面對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的沖擊載荷。二．動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案分析1．分類2．布置方案液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)組成：轉(zhuǎn)向器、動力缸、分配閥、油泵、貯油罐、油管

*胎面寬時，∵難布置∴不易用此方案。

3．分配閥的結(jié)構(gòu)方案三．動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算1．動力缸尺寸的計算

已知：F1、L、L1（1）動力缸內(nèi)徑D又∵

p—油液壓力6—18MPas—動力缸截面面積①∴

②dp—活塞桿直徑dp=0.35D①與②聯(lián)立得活塞厚度B=0.3D（2）

動力缸內(nèi)長S

S1—活塞行程,由車輪轉(zhuǎn)角最大時換算得到（3）

動力缸殼體壁后t軸向平面拉應(yīng)力σzn—安全系數(shù)n=3.5~5.0σT—殼體材料屈服點球墨鑄鐵σT350MPap—油液壓力2．分配滑閥參數(shù)的選擇主要參數(shù)：滑閥直徑d、預(yù)開隙e1、密封長度e2、滑閥總移動量e影響：分配閥的泄漏量ΔQ；局部壓力降Δp；液流速度（1）分配閥的泄漏量ΔQ㎝3/s

Δr—徑向間隙0.0005~0.00125cmΔp—局部壓力降（進、出口油壓差）MPad—滑閥外徑μ—液體動力粘度三號綻子油500Ce2—密封長度e2=e-e1要求：[ΔQ]不大于溢流閥限制下最大排量的5%~10%（2）

局部壓力降ΔpΔp=1.38×10-3v2MPa

V—中立位置的液流流速m/sQ—溢流閥限制下的最大排量（L/min）[Δp]=3×10-2~4×10-2MPa。分析：若d與e1取值過小，使v↑，又∵?p∝v2∴導(dǎo)致Δp>[Δp]

3．分配閥回位彈簧沒有回位彈簧時有下列缺點：①

容易反接結(jié)果：a.轉(zhuǎn)向輪可能產(chǎn)生振動；b.汽車跑偏；c.油泵負荷加重。②轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向輪沒有自動回正作用③直線行駛位置不明顯。有回位彈簧時，作用在車輪上的力必須超過某值，才能反接，∴直線行駛穩(wěn)定性↑。

設(shè)計要求：a.滑閥最大位移時，為克服回位彈簧的壓力，反映到轉(zhuǎn)向盤上的手力應(yīng)不大于20～30N，且轎車應(yīng)取下限，貨車取上限。b.回位彈簧預(yù)壓縮力的最小值，應(yīng)大于轉(zhuǎn)向器逆?zhèn)鲃訒r的摩擦力，保證轉(zhuǎn)向輪能自動回正。

4．評價指標(biāo)（1）動力轉(zhuǎn)向器作用效能效能指標(biāo)S：

Fh—沒有動力轉(zhuǎn)向器作用到轉(zhuǎn)向盤上的手力；F’h—有動力轉(zhuǎn)向器作用到轉(zhuǎn)向盤上的手力。s=1~15。

（2）路感

轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤要克服的阻力有其中油壓阻力=反作用閥面積×液壓壓強設(shè)計要求：

（3）轉(zhuǎn)向靈敏度i

①δ—滑閥行程

φ—轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角i越小，說明靈敏度越高轎車i<6.7②評價靈敏度的第二種方法是用接通動力轉(zhuǎn)向時作用到轉(zhuǎn)向盤上的手力和轉(zhuǎn)角來評價設(shè)計要求：（4）

動力轉(zhuǎn)向器靜特性靜特性：指輸入轉(zhuǎn)矩Mφ與輸出轉(zhuǎn)矩Mc之間的變化關(guān)系曲線?！進c=P×S×LP—油液壓力S—動力缸工作面面積L—作用力臂其中S與L為常量，∴Mc可用p替代。

靜特性的四個區(qū)段：要求：1A、C、B段過渡圓滑，D即平滑過渡段。2靜特性曲線左、右對稱，要求對稱性>0.85。第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形一、設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形應(yīng)滿足要求1、內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角θi、θo關(guān)系正確，保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，各車輪作無滑動的純滾運動。2、轉(zhuǎn)向輪有足夠大的轉(zhuǎn)角，保證給定的Dmin。3、在汽車上有足夠的高度，高于前部hmin。二、轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析

※

梯形可以前置或后置。當(dāng)發(fā)動機位置低或前輪驅(qū)動汽車常采用前置梯形。用上、下止點法確定斷開點位置：懸架跳到上止點位置時B→B1A→A1

瞬時跳動中心在o3，c1點瞬時擺動中心應(yīng)在c1o3上，懸架在下止點時瞬時擺動中心位于o4，∴C2點的擺動中心應(yīng)在C2O4線上。與交點在o，即為橫拉桿的斷開點。

三、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計1、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計的圖解法假設(shè)輪胎是剛性的，因而可以忽略輪胎側(cè)偏角的影響，則兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線交于圖中o點。

內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為θi,外輪轉(zhuǎn)角為θo，它們有如下關(guān)系：

∵K、L為固定值，∴給出一個θi即可求出一個θo。缺點：轉(zhuǎn)角小時，o點遠離圖面，作圖困難。

（1）

用理論上正確的特性線求解：①從主銷主心線與地面交點A、B作兩條垂直于后軸軸線的線和。從中點E與C連線，即為理論上正確的轉(zhuǎn)向梯形特性曲線。證明：從線上任一點F與A、B兩點連線，得∠EBF和∠EAF∴

②底角γ，梯形臂長m的選定經(jīng)驗：后置梯形，m的延長線呈收縮狀延伸交在距前軸處前置梯形，m的延長線呈收縮狀延伸交在距前軸L處

由△AET得：通常m=(0.11～0.15)K③校核初選γ、m和已知K以后畫梯形，然后給出一系列θi→θ0畫圖校核實際與理論上的差距有多少要求：①小轉(zhuǎn)角時兩者盡可能接近，∵用的多以便減少輪胎磨損②急轉(zhuǎn)彎時兩者可以有較大差別③兩線的交點在150～250之間（θi轉(zhuǎn)150～250）

2、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計∵

若自變角為θo，則因變角θi的期望值為：

①

上式為理論上的理想狀況。實際因變角θi’為：②

要求：實際因變角θi’盡可能接近θi，具體同前不變。由上式可知：因γ、k、m初選后認(rèn)為不變，∴給定一個θo，可獲取一個對應(yīng)的θi’。

為評價初選的γ、k、m值是否滿足要求，引入加權(quán)因子ω0(θ0)，構(gòu)成評價設(shè)計優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù)f(x)：

③將式①、②代入③得：

x——設(shè)計變量，；

；

Dmin——汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑；a——主銷偏移距?？紤]到使用中小轉(zhuǎn)角用的多，取設(shè)計變量取值范圍構(gòu)成的約束條件：設(shè)計時取：mmin=0.11K；mmax=0.15K；γmin=70°。最小傳動角約束條件