汽車設(shè)計（第6版） 課件 閔海濤 第8、9章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計、制動系統(tǒng)設(shè)計

汽車設(shè)計第八章轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計第一節(jié)概述第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析第三節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的選擇第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器的設(shè)計與計算第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形第一節(jié)概述一、功用保持或改變汽車行駛方向機(jī)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)系二、組成轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)防傷機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振器第一節(jié)概述三、設(shè)計要求1．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)向后駕駛員在松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪應(yīng)能自動回正3．在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動（各型汽車要求不同）4．轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)共同工作時，由于運(yùn)動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最小5．保證有較高的機(jī)動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力第一節(jié)概述三、設(shè)計要求6．操縱輕便7．轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物時，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(jī)構(gòu)球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)9．有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置10．保證轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向一致第一節(jié)概述三、設(shè)計要求在設(shè)計轉(zhuǎn)向系，需要滿足以下性能指標(biāo)：要求M1類汽車以50km/h，M2、M3、N1、N2、N3類汽車以40km/h沿半徑為50m的彎道的切線方向駛離時，轉(zhuǎn)向盤不得有異常振動最小轉(zhuǎn)彎半徑大小能達(dá)到汽車軸距的2~2.5倍當(dāng)汽車以10km/h從直線進(jìn)入轉(zhuǎn)彎半徑為12m的彎道上行駛時，作用到轉(zhuǎn)向盤上的最大手力對M1、M2類汽車為150N，對M3、N1類汽車為200N，對N2、N3類汽車為245N乘用車轉(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3.0圈第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析主要分類第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析1.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器由與轉(zhuǎn)向軸成一體的轉(zhuǎn)向齒輪和常與轉(zhuǎn)向橫拉桿成一體的齒條組成。優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單、緊湊；質(zhì)量比較??；傳動效率高；磨損后間隙調(diào)整容易；體積較??；沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角可以增大；制造成本低。第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析1.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器缺點：逆效率高（60~70%），反沖大，易使駕駛員精神緊張，并難以精確控制方向，轉(zhuǎn)向盤突然轉(zhuǎn)動又會造成打手，同時造成傷害。反沖：汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉(zhuǎn)向輪與路面間沖擊力的大部分能傳到轉(zhuǎn)向盤，稱之為反沖。第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析1.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器輸入齒輪位置與輸出特點第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析1.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器輸入齒輪位置與輸出特點第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析1.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合：運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊和噪聲下降，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設(shè)計的要求；但因斜齒工作時有軸向力作用，影響軸承壽命，同時斜齒輪滑磨也比較大第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析1.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的布置形式第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析2.循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條構(gòu)成的傳動副組成。優(yōu)點：傳動效率較高；使用壽命較長；工作平穩(wěn)可靠；間隙調(diào)整容易；適合用作整體式動力轉(zhuǎn)向器。缺點：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析3.蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器由蝸桿和滾輪嚙合而成。優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單；制造容易；強(qiáng)度較高；工作可靠，磨損小，壽命長；逆效率低。缺點：正效率低；調(diào)整嚙合間隙比較困難；傳動比不能變化。蝸桿齒扇式蝸桿滾輪式第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析4.蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器根據(jù)銷是否能夠自轉(zhuǎn)，分為固定銷（死銷）和旋轉(zhuǎn)銷兩種；根據(jù)銷子數(shù)量，分為單銷和雙銷。優(yōu)點：傳動比可以變化；指銷和蝸桿磨損后，調(diào)整間隙比較容易。固定銷：結(jié)構(gòu)簡單，制造容易；但銷子不能自轉(zhuǎn)，磨損快，效率低。旋轉(zhuǎn)銷：效率高，磨損慢，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析4.蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器要求搖臂軸有較大轉(zhuǎn)角時，應(yīng)采用雙銷式結(jié)構(gòu)。此時雙銷同時工作，磨損較低；當(dāng)一個銷子脫離嚙合狀態(tài)時，另一個銷子承受全部作用力，要注意校核強(qiáng)度。雙銷與單銷相比：結(jié)構(gòu)復(fù)雜，尺寸和質(zhì)量大；對兩銷位置精度、螺紋槽形狀及尺寸精度等要求高；傳動比變化特性和傳動間隙特性的變化受到限制。第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析一、機(jī)械轉(zhuǎn)向器方案分析第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析1.轉(zhuǎn)向盤圓形轉(zhuǎn)向盤結(jié)構(gòu)簡單，工藝性能好，適宜于需要用大幅度轉(zhuǎn)向角的轉(zhuǎn)向系，有很好的控制感和路感，符合人們的使用習(xí)慣，因此得到廣泛使用。圓形轉(zhuǎn)向盤一般由輪緣、輪輻和輪轂等組成，有兩輻條、三輻條或四輻條等結(jié)構(gòu)形式第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析1.轉(zhuǎn)向盤圓形轉(zhuǎn)向盤基本尺寸有380、400、425、450、475、500、550等多種規(guī)格其輪轂孔可采用45°壓力角的圓柱直齒漸開線花鍵與轉(zhuǎn)向軸連接，模數(shù)一般取0.5mm左右第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析1.轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向盤內(nèi)部由成形的金屬骨架構(gòu)成骨架外面一般包有柔軟的合成橡膠或樹脂，也有包皮革的，這樣可有良好的手感當(dāng)汽車發(fā)生碰撞時，從安全性考慮，不僅要求轉(zhuǎn)向盤應(yīng)具有柔軟的外表皮，起到緩沖作用，而且還要求轉(zhuǎn)向盤在撞車時，其骨架能產(chǎn)生一定變形，以吸收沖擊能量，減輕駕駛員受傷的程度第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析2.轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向管柱及防傷安全機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向軸是連接轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器的傳動件，并傳遞它們之間的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)向柱管安裝在車身上，支承著轉(zhuǎn)向盤。轉(zhuǎn)向軸從轉(zhuǎn)向柱管中穿過，支承在柱管內(nèi)的軸承和襯套上第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析2.轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向管柱及防傷安全機(jī)構(gòu)萬向節(jié)式防傷安全機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單正面撞車轉(zhuǎn)向盤不會后移但不能吸收碰撞能量第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析2.轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向管柱及防傷安全機(jī)構(gòu)可分離式防傷安全機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)較為簡單，制造容易。在受到一定軸向力時，上、下轉(zhuǎn)向軸能自動脫開,以確保駕駛員安全第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析2.轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向管柱及防傷安全機(jī)構(gòu)聯(lián)軸套管緩沖吸能式防傷安全機(jī)構(gòu)正面沖撞時會剪斷塑料銷釘，導(dǎo)致套管與軸相對移動，存在其間的塑料能增大摩擦阻力吸收沖擊能量。此外，套管與軸相互壓縮，長度縮短，可以減少轉(zhuǎn)向盤向駕駛員一側(cè)的移動量，起到保護(hù)駕駛員的作用。撞車后因套管與軸仍處于連接狀態(tài)，所以汽車仍有可能轉(zhuǎn)向行駛到不妨礙交通的路邊。第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析2.轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向管柱及防傷安全機(jī)構(gòu)網(wǎng)格狀/波紋管緩沖吸能式防傷安全機(jī)構(gòu)第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析2.轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向管柱及防傷安全機(jī)構(gòu)彈性聯(lián)軸器式防傷安全機(jī)構(gòu)一旦出現(xiàn)嚴(yán)重碰撞事故時，彈性墊片不僅有軸向變形，而且能撕裂直至斷開，同時吸收了沖擊能量，并允許上、下轉(zhuǎn)向軸相對移動。結(jié)構(gòu)簡單、容易制造、成本低：但彈性墊片的存在會降低扭轉(zhuǎn)剛度，對此必須采取結(jié)構(gòu)措施予以消除。第二節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案分析二、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)方案分析2.轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向管柱及防傷安全機(jī)構(gòu)吸能轉(zhuǎn)向管柱式防傷安全機(jī)構(gòu)上、下兩段轉(zhuǎn)向管柱1和2壓入兩端各有兩排凹坑的套管3里。轉(zhuǎn)向軸分為上、下兩段，用花鍵連接。工作可靠，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，而且制造精度也相對要求高些

第三節(jié)轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)一、轉(zhuǎn)向器的效率定義η+=（P1-P2）/P1：從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率；η-=（P3-P2）/P3P1—作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率，P2—轉(zhuǎn)向器中的磨檫功率，P3—作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳到轉(zhuǎn)向盤上要盡可能小，防止打手，這又要求逆效率盡可能低。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇一、轉(zhuǎn)向器的效率1.正效率η+主要影響因素：轉(zhuǎn)向器類型；轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)特點；螺線導(dǎo)程角、磨擦角等結(jié)構(gòu)參數(shù)；制造與裝配質(zhì)量。不同類型效率不同；同類型不同結(jié)構(gòu)效率也不一樣第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇一、轉(zhuǎn)向器的效率1.正效率η+如果忽略軸承和其它處的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率η+與轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)參數(shù)的關(guān)系為：式中：α0為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctan(f)；f為摩擦因數(shù)。

①η+與α0、ρ有關(guān)②α0↑，則η+↑③α0>70以后，η+↑緩慢第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇一、轉(zhuǎn)向器的效率2.逆效率η-η-

的種類（根據(jù)其大?。赡媸铰访孀饔迷谲囕喩系牧?，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤。它能保證在轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，有提高了行駛安全性但是在不平道路上行駛時易打手，使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器屬于可逆式第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇一、轉(zhuǎn)向器的效率2.逆效率η-η-

的種類（根據(jù)其大小）——不可逆式指車輪受到的沖擊力不能傳遞到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺因此已不采用第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇一、轉(zhuǎn)向器的效率2.逆效率η-η-

的種類（根據(jù)其大?。獦O限可逆式性能介于可逆式和不可逆式之間在車輪受到?jīng)_擊力作用時，只有較小一部分力傳遞到轉(zhuǎn)向盤它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張同時轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器小第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇一、轉(zhuǎn)向器的效率2.逆效率η-忽略軸承和其他處的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率η-與轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)參數(shù)的關(guān)系為：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η+增加速度。

∴α0不宜大于80～100③α0<ρ時，則η-為負(fù)值，說明不可逆。

∴導(dǎo)程角必須大于摩擦角。

第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇一、轉(zhuǎn)向器的效率通常轉(zhuǎn)向盤至轉(zhuǎn)向輪的效率即正效率的平均值為0.67-0.82當(dāng)向上述相反方向傳遞力時其逆效率平均值0.58-0.63轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)及傳動機(jī)構(gòu)的效率則用來評價這些機(jī)構(gòu)中的摩擦損失，其中轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向主銷等摩擦損失約為轉(zhuǎn)向系總損失40-50%，而拉桿球銷的摩擦損失約為轉(zhuǎn)向系總損失的10-15%第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性1.轉(zhuǎn)向系傳動比轉(zhuǎn)向系力傳動比：從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh之比轉(zhuǎn)向系角傳動比：轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比轉(zhuǎn)向器角傳動比：轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與搖臂角速度ωp之比轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比：搖臂軸角速度ωp與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性1.轉(zhuǎn)向系傳動比轉(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(jī)構(gòu)角傳動比第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性2.力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系輪胎與地面轉(zhuǎn)向阻力Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩之間有如下的關(guān)系：Fw=Mr/a式中：a為主銷偏移距（指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線延長線與支承平面的交點至車輪中心面與支承面交線間的距離）作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh為：Fh=2Mh/Dsw式中：Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性2.力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系由Fw=Mr/a、Fh=2Mh/Dsw和ip=2Fw/Fh可得：主銷偏移距的影響：當(dāng)a小時，力傳動比ip應(yīng)取大些，才能保持轉(zhuǎn)向輕便。通常乘用車a=（0.4～0.6）B[B為胎面寬度]，而商用車的a多在40～60㎜范圍內(nèi)

第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性2.力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系轉(zhuǎn)向盤直徑的影響轉(zhuǎn)向盤直徑Dsw對輕便性有一定的影響：選用尺寸小些的轉(zhuǎn)向盤，雖然占用的空間少，但轉(zhuǎn)向時需要對轉(zhuǎn)向盤施加較大的力；但選用較大尺寸的轉(zhuǎn)向盤又會使駕駛員進(jìn)出駕駛室時入座困難。Dsw一般在380-550mm的標(biāo)準(zhǔn)系列選取。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性2.力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒定律，有當(dāng)Dsw與a不變?yōu)槎ㄖ禃r，ip僅與iw0

呈正比變化即力傳動比ip越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但角傳動比也越大，表明轉(zhuǎn)向越不靈敏輕與靈的矛盾

第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性3.轉(zhuǎn)向系角傳動比轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)傳動比iω‘除按定義表示外，還可以近似用轉(zhuǎn)向節(jié)臂長l2與搖臂臂長l1之比類表示：iω‘=l2/l1而在現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，l2與l1的比值大約在0.85-1.1之間，可近似認(rèn)為1，則：由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需要研究轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律即可

第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律（1）分析ip=iw0Dsw/2a式可知：增大角傳動比iw0，可增加力傳動比

ip

；由ip=2Fw/Fh可知Fh=2Fw/ip即增加力傳動比，可減小作用轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh，使轉(zhuǎn)向操縱“輕便”。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律（2）考慮到iω0≈iω，由iω0

定義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。即角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的響應(yīng)變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時間增長，汽車靈敏性降低。解決“輕”與“靈”的矛盾，可以采用變速比轉(zhuǎn)向器。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理：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(yùn)轉(zhuǎn)Pb1=Pb2第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理：當(dāng)齒條中部壓力角為最大，向兩端逐漸減小時，齒條的模數(shù)也隨之減?。X條中部的模數(shù)也應(yīng)當(dāng)大于兩端處齒的模數(shù)），則主動齒輪嚙合半徑也隨之減??；致使轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動某同一角度時，齒條行程也隨之減小因此轉(zhuǎn)向器的傳動比是變化的。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理：齒條中部齒有較大的壓力角，與齒輪嚙合時有較大的節(jié)圓半徑，其上齒有寬的齒根和淺斜的齒側(cè)面；位于齒條兩端的齒有陡斜的齒側(cè)面，齒根減薄。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器變速比的實現(xiàn)：循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動比為iω=2πr/P，式中P為螺紋螺距，r為齒扇節(jié)圓半徑因結(jié)構(gòu)原因，螺距P不能變化可用改變齒扇嚙合半徑r的方法，達(dá)到使循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)變速器的目的第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律變化規(guī)律：隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的變化，轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)計成減小、增大或保持不變?nèi)N形式影響選取變化規(guī)律的因素：轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷的大小、對汽車機(jī)動能力的要求（1）前軸負(fù)荷小，則在轉(zhuǎn)向盤全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)不存在轉(zhuǎn)向沉重問題；（2）裝用動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩由動力裝置克服，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(jī)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)。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大（20～40KN）、未裝動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩大致與車輪偏轉(zhuǎn)角度的大小成正比變化：當(dāng)汽車低速急轉(zhuǎn)彎行駛時的轉(zhuǎn)向操縱輕便性成為主要矛盾，應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比當(dāng)汽車較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角較小，轉(zhuǎn)向阻力矩也小，此時要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當(dāng)小些第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性4.轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律轉(zhuǎn)向盤角傳動比變化曲線中間小、兩端大的下凹形曲線第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性5.iωmin的確定∵iω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iω取小些。當(dāng)iωmin過小時，帶來如下問題：1）對轉(zhuǎn)角的變化特敏感，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：iωmin不低于15～16第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇二、傳動比的變化特性6.iωmax的確定iωmax過大帶來下述問題：1）轉(zhuǎn)向傳動裝置剛度、強(qiáng)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iωmax<33對乘用車：iω在17-25范圍內(nèi)選取對商用車：iω在23-32范圍內(nèi)選取第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇三、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t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。傳動間隙特性與直線行駛時穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇三、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性直線行駛時，轉(zhuǎn)向器傳動副若存在傳動間隙△t

，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，就能在間隙△t

的范圍內(nèi)，允許車輪偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置（10~15°）要極小，最好無間隙第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇三、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性轉(zhuǎn)向器傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要兩端快在中間附近位置因磨損造成的間隙達(dá)到無法確保直線行駛穩(wěn)定性時，必須調(diào)整消除該處間隙。調(diào)整后，要求轉(zhuǎn)向盤能圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，而無卡住現(xiàn)象。第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇三、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性當(dāng)各處均無間隙時，磨損較為嚴(yán)重，對轉(zhuǎn)向器使用壽命有不利影響理想的傳動間隙應(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，且逐漸增大第三節(jié)主要性能參數(shù)的選擇三、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性曲線1—轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性曲線2—使用并磨損后的間隙變化特性曲線3—調(diào)整并消除中間位置間隙后的間隙變化特性第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算一、轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定安全→強(qiáng)度→載荷影響計算載荷的因素：轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷路面阻力輪胎氣壓為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系內(nèi)摩擦阻力等。第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算一、轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定原地轉(zhuǎn)向阻力矩TR的計算在瀝青或混凝土路面上的半經(jīng)驗公式f—滑動摩擦因數(shù)0.7；G1—轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N）；p—輪胎氣壓（MPa）。注意：此時計算為汽車靜止時原地轉(zhuǎn)向阻力矩，行駛過程中轉(zhuǎn)向阻力矩要小于該力矩(1/2~1/3)

第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算一、轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力L1—轉(zhuǎn)向搖臂長；L2—轉(zhuǎn)向節(jié)臂長；Dsw—轉(zhuǎn)向盤直徑；iw—角傳動比；η+—正效率；當(dāng)用上式計算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

第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計1．結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。通常，齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間，壓力角取20°，主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，齒輪螺旋角取值范圍多為9°~15°。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達(dá)到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應(yīng)的齒條移動行程應(yīng)達(dá)到的值來確定。變速比的齒條壓力角一般在12°～35°范圍內(nèi)變化。第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計1．結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計根據(jù)小齒輪螺旋角和齒條傾斜角的大小和方向的不同，可以構(gòu)成不同的傳動方案第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計1．結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計齒條斷面形狀：圓形、V形、Y形第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計1．結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計為了防止齒條旋轉(zhuǎn)，也有在轉(zhuǎn)向器殼體上設(shè)計導(dǎo)向槽的，槽內(nèi)嵌裝導(dǎo)向塊，并將拉桿、導(dǎo)向塊與齒條固定在—起齒條移動時導(dǎo)向塊在導(dǎo)向槽內(nèi)隨之移動，齒條旋轉(zhuǎn)時導(dǎo)向塊可防止齒條旋轉(zhuǎn)。要求這種結(jié)構(gòu)的導(dǎo)向塊與導(dǎo)向槽之間的配合要適當(dāng)配合過緊會為轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉(zhuǎn)，并伴有敲擊噪聲第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計1．結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計主動小齒輪可采用低碳合金鋼如20MnCr5、20MnCr4、16MnCr5、15CrNi6等材料經(jīng)滲碳淬火制成齒條可采用中碳鋼或中碳合金鋼如45鋼或41Cr4等材料并經(jīng)高頻淬火制成，表面硬度均應(yīng)在HRC56以上第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計1．結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器殼體一般有整體式和分體式兩種結(jié)構(gòu)類型，如圖8-26所示。殼體常用AlSi9Cu3、AlSi12Cu等鋁合金材料壓鑄制成第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算二、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計2．齒輪強(qiáng)度計算（1）齒輪彎曲應(yīng)力（2）齒輪接觸應(yīng)力

第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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、D2①

D：要求：在保證有足夠的強(qiáng)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第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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（2）鋼球直徑d及數(shù)量n影響選取d的因素：d取大能提高承載能力，同時螺桿螺母傳動機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向器的尺寸也隨之增大d要符合國家標(biāo)準(zhǔn)要求，一般常在7～9㎜選用第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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（2）鋼球直徑d及數(shù)量n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)格盡可能少第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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（2）鋼球直徑d及數(shù)量n影響選取n的因素第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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（2）鋼球直徑d及數(shù)量n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)路為保證每個鋼球都承載，要求對鋼球分組（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

第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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(3)滾道截面：單圓弧滾道截面四段圓弧滾道截面橢圓滾道截面第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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、螺母傳動副第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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(4)接觸角：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θ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(qiáng)度。范圍：用450的多，少數(shù)用500或57.50(BenZ)，此時徑向力↑，軸向力↓。第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算

第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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（6）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。第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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（6）工作鋼球圈數(shù)W選取W的原則：在保證螺桿、螺母、鋼球有足夠的σj

強(qiáng)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第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、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（7）導(dǎo)管內(nèi)徑d1容納鋼球且鋼球在其內(nèi)部流動的導(dǎo)管內(nèi)徑為：d1=d+e，式中e為鋼球d與導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙e不宜過大，否則鋼球流經(jīng)導(dǎo)管時球心偏離導(dǎo)管中心線的距離增大，并使流動阻力增大推薦e=0.4-0.8mm，導(dǎo)管壁厚取1mm第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計（一）主要尺寸參數(shù)的選擇2．齒條、齒扇傳動副設(shè)計齒扇齒的特點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

基圓也是一個圓柱第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計（一）主要尺寸參數(shù)的選擇2．齒條、齒扇傳動副設(shè)計——齒形計算第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計（二）零件強(qiáng)度的計算1．鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力

第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計（二）零件強(qiáng)度的計算2．齒的彎曲應(yīng)力許用彎曲應(yīng)力為[σw]=540MPa。材料：螺桿、螺母20CrMnTi滲碳前軸負(fù)荷不大0.8~1.2mm；前軸負(fù)荷大1.05-1.45mm表面硬度58~63HRC

第四節(jié)機(jī)械轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算三、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計（二）零件強(qiáng)度的計算3．轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑式中，k為安全系數(shù)，根據(jù)使用條件不同可取2.5-3.5；MR為轉(zhuǎn)向阻力矩；τ0為扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度極限材料20CrMnTi滲碳前軸負(fù)荷不大0.8~1.2mm；前軸負(fù)荷大1.05-1.45mm表面硬度58~63HRC

第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)操縱輕便性第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)一、對助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求1)運(yùn)動學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角之間的比例關(guān)系（隨動作用）;2)隨著轉(zhuǎn)向輪增大或減小，作用在方向盤上的手力也相應(yīng)增大或減?。犯校?；3)Fh≥25~190N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，并保持穩(wěn)定直線行駛狀態(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(jī)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。第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)1.助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.分配閥結(jié)構(gòu)方案轉(zhuǎn)閥第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.分配閥結(jié)構(gòu)方案六槽式轉(zhuǎn)閥工作原理直線行駛時，即方向盤位置不動時，扭桿不發(fā)生轉(zhuǎn)動，閥芯處于中間位置。此時來自油泵壓力油從進(jìn)油口經(jīng)閥套進(jìn)油道流入閥套和閥芯之間。由于閥芯處于中間位置，進(jìn)入的油液流進(jìn)動力缸的左、右腔室，兩腔油壓相等，轉(zhuǎn)向器將保持在平衡位置，不起轉(zhuǎn)向及轉(zhuǎn)向加力作用。與此同時，流進(jìn)閥套和閥芯之間的油液還經(jīng)閥套的徑向回油孔匯集于轉(zhuǎn)閥內(nèi)腔的回油道，并經(jīng)轉(zhuǎn)向器殼體回油口流回轉(zhuǎn)向油罐第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.分配閥結(jié)構(gòu)方案六槽式轉(zhuǎn)閥工作原理左轉(zhuǎn)向時，即方向盤左轉(zhuǎn)，在轉(zhuǎn)向軸驅(qū)動下閥芯相對閥套逆時針轉(zhuǎn)動來自轉(zhuǎn)向油泵的壓力油進(jìn)入活塞的右腔，使右腔油壓升高；而與左側(cè)油道相通的動力缸左腔油壓則降低。左、右兩腔的壓力差作用在轉(zhuǎn)向器上，迫使轉(zhuǎn)向輪開始向左偏轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)向加力起作用只要轉(zhuǎn)向盤繼續(xù)轉(zhuǎn)動，彈性扭桿的扭轉(zhuǎn)變形便一直保持不變，閥體與轉(zhuǎn)閥之間的相對角位置也不變，轉(zhuǎn)向加力作用就一直存在，轉(zhuǎn)向輪將繼續(xù)向左偏轉(zhuǎn)第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.分配閥結(jié)構(gòu)方案六槽式轉(zhuǎn)閥工作原理右轉(zhuǎn)向時，在轉(zhuǎn)向軸驅(qū)動下轉(zhuǎn)閥將瞬時針轉(zhuǎn)動其工作過程與左轉(zhuǎn)向相似，所不同的是動力缸左、右兩腔壓力差方向相反，迫使轉(zhuǎn)向輪向右偏轉(zhuǎn)。第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.分配閥結(jié)構(gòu)方案六槽式轉(zhuǎn)閥工作原理一旦轉(zhuǎn)向盤停止轉(zhuǎn)動并維持在某一轉(zhuǎn)角位置不動，轉(zhuǎn)閥便不再轉(zhuǎn)動但轉(zhuǎn)向器會在壓差的作用下仍繼續(xù)左移，使彈性扭桿的扭轉(zhuǎn)變形減小，閥體與轉(zhuǎn)閥的相對角位移量減小，動力缸左、右兩腔油壓差減小減小了的油壓差仍作用在轉(zhuǎn)向器上，以克服轉(zhuǎn)向輪的回正力矩，轉(zhuǎn)向輪的偏轉(zhuǎn)角維持不動第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.分配閥結(jié)構(gòu)方案六槽式轉(zhuǎn)閥工作原理在轉(zhuǎn)向過程中，動力缸中的油液壓力是隨轉(zhuǎn)向阻力而變化的。而動力缸中油壓的變化又受控于彈性扭桿的扭轉(zhuǎn)變形量：轉(zhuǎn)向阻力增大，彈性扭桿的扭轉(zhuǎn)變形量也增大，轉(zhuǎn)閥相對于閥體的角位移量增大，從而使動力缸中油壓升高；反之則動力缸中油壓降低。第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.分配閥結(jié)構(gòu)方案扭桿表面粗糙度要求Ra0.4~0.8扭桿材料50CrVA，62Si2Mn等，也有采用普通合金結(jié)構(gòu)鋼的如40Cr等第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)3．動力缸尺寸的計算動力缸內(nèi)徑和活塞桿直徑

dp=0.35D第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)3．動力缸尺寸的計算活塞行程：車輪轉(zhuǎn)到最大轉(zhuǎn)角時，由直拉桿的移動量換算到活塞桿處的移動量得到移到左側(cè)極限時端面到動力缸壁間隙移到右側(cè)極限時端面到缸蓋的間隙活塞厚度B活塞最大位移量

第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)3．動力缸尺寸的計算動力缸殼體壁厚

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，屈服點為350MPa：鑄造鋁合金多采用ZL105，抗拉強(qiáng)度為160~240MPa第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)4.評價指標(biāo)（1）動力轉(zhuǎn)向器作用效能：用效能指標(biāo)來評價，效能指標(biāo)指沒有動力轉(zhuǎn)向器和有動力轉(zhuǎn)向器時轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪所必須作用在轉(zhuǎn)向盤上的力之比，一般1-15（2）路感：駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，除要克服轉(zhuǎn)向器摩擦力、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壓力之積。在最大工作壓力時，換算到轉(zhuǎn)向盤上的力增加約30-50N（乘用車）80-100N（貨車）第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)二、液壓助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)4.評價指標(biāo)（3）轉(zhuǎn)向靈敏度：轉(zhuǎn)向盤行程與滑閥行程的比值i=Dswφ/2δ;當(dāng)Dsw和δ不變時，φ僅取決于i；i越小越靈敏接通動力轉(zhuǎn)向時，作用到轉(zhuǎn)向盤的手力和轉(zhuǎn)角：要求20-50N，10-15°（4）動力轉(zhuǎn)向器靜特性：輸入轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)矩之間的變化曲線。第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)三、電液助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)以液壓動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)為基礎(chǔ)，增加控制器和執(zhí)行元件，同時通過車速傳感器將車速信號傳至電控單元，控制電液轉(zhuǎn)換裝置改變助力特性，達(dá)到在低速或急轉(zhuǎn)彎行駛時駕駛員能以很小的手力轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，而在高速行駛時又能以稍重的手力進(jìn)行轉(zhuǎn)向操作根據(jù)控制元件的不同，電液助力式動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)可分為電控液壓助力式和電動液壓助力式兩種典型形式第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)三、電液助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)電控液壓助力式第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)三、電液助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)電動液壓助力式第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)四、電動助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)1.電動助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的組成與工作原理由機(jī)械轉(zhuǎn)向器與電動助力部分相結(jié)合，構(gòu)成電動助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。電動助力部分包括電動機(jī)、電池、傳感器和控制器（ECU）及線束，有的還有減速機(jī)構(gòu)和電磁離合器等第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)四、電動助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.電動助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案轉(zhuǎn)向軸助力式、齒輪助力式和齒條助力式第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)四、電動助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.電動助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案（1）轉(zhuǎn)向軸助力式

良好的工作條件；電動機(jī)尺寸也小，這又有利于在車上布置和減輕質(zhì)量；結(jié)構(gòu)緊湊，拆裝維修方便；可采用通用轉(zhuǎn)向器電動機(jī)的工作噪聲和振動直接影響駕駛員；轉(zhuǎn)向軸等零部件也要承受來自電動機(jī)輸出的助力轉(zhuǎn)矩的作用，為使其強(qiáng)度足夠，必須增大受載件的尺寸；因這種布置方案的電動機(jī)靠近轉(zhuǎn)向盤，在布置時仍然有一定的困難第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)四、電動助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.電動助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案（2）齒輪助力式

電動機(jī)尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，有利于整車布置和減小質(zhì)量；轉(zhuǎn)向軸等位于轉(zhuǎn)向器主動齒輪以上的零部件不承受電動機(jī)輸出的助力轉(zhuǎn)矩作用，故尺寸可以小些；電動機(jī)工作噪聲對駕駛員影響不大電動機(jī)工作條件比較差，對密封要求較高；電動機(jī)振動仍然會傳到轉(zhuǎn)向盤；拆裝有一定的困難；轉(zhuǎn)向器與典型的轉(zhuǎn)向器不能通用，需要單獨設(shè)計、制造第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)四、電動助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)2.電動助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案（3）齒條助力式

電動機(jī)位工作噪聲和振動對駕駛員的影響小；有利于轉(zhuǎn)向軸的布置，駕駛員腿部的動作不會受到它們的干擾；轉(zhuǎn)向軸直至轉(zhuǎn)向器主動齒輪均不承受來自電動機(jī)的助力轉(zhuǎn)矩作用，故它們的尺寸能小些工作條件較差，對密封要求良好；必須增大電動機(jī)輸出的助力轉(zhuǎn)矩才能有良好的助力效果，隨之而來的是電動機(jī)尺寸增大、質(zhì)量增加；轉(zhuǎn)向器必須單獨設(shè)計制造第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)

第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)四、電動助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)3.電動助力轉(zhuǎn)向的助力特性（2）直線型助力特性無助力區(qū)段、助力變化區(qū)段、助力不變區(qū)段第五節(jié)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)四、電動助力式助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)3.電動助力轉(zhuǎn)向的助力特性（3）車速感應(yīng)型助力特性將助力特性曲線設(shè)計成隨著汽車行駛速度的變化而變化第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形一、轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析整體式轉(zhuǎn)向梯形轉(zhuǎn)向橫拉桿、梯形臂和前軸梯形臂呈收縮狀后伸結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整前束容易，制造成本低；但一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上下跳動時會影響另一側(cè)對于發(fā)動機(jī)位置低或前驅(qū)汽車，常采用前置梯形第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形一、轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析斷開式轉(zhuǎn)向梯形與獨立懸架配合，一側(cè)轉(zhuǎn)向輪跳動不影響另一側(cè)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高，調(diào)整困難第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形一、轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析橫拉桿斷開點的確定（雙橫臂獨立懸架）延長KBB與KAA交于P，由P作PS，S點為轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心在雙橫臂所在平面上的投影延長AB與KAKB，交QAB，連PQAB連S與B，延長SB作PQBS

，使PQAB

與PQBS夾角等于PKA與PS夾角延長PS與QBSKB，交于D第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形一、轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計汽車轉(zhuǎn)向行駛時，受彈性輪胎側(cè)偏角的影響，所有車輪不是繞位于后軸延長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內(nèi)側(cè)某一點滾動，此點位置與前后輪側(cè)偏角大小有關(guān)由于輪胎側(cè)偏角影響因素較多，且難精確確定忽略側(cè)偏角的影響，分析有關(guān)兩軸汽車的轉(zhuǎn)向第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計理想的內(nèi)外轉(zhuǎn)角關(guān)系：轉(zhuǎn)向過程中為使各輪處于純滾動而無滑動發(fā)生，則要求全部車輪繞同一瞬時轉(zhuǎn)動中心行駛，則有：θi、θ0為內(nèi)外轉(zhuǎn)角，L為軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計理想特性線EC上任取一點F，它與A、B的連線所組成的∠FBE和∠FAE，就是符合前述的理想內(nèi)外轉(zhuǎn)角證：過F作AB垂線，交AB于G第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形的校核按初選的梯形臂長m和底角γ

，畫出中間位置轉(zhuǎn)向梯形圖（m=0.11~0.15k,γ一般要保證梯形臂延長線交點位置在2/3L處）然后按照內(nèi)外轉(zhuǎn)角關(guān)系，畫出實際特性比較實際特性與理想特性考慮彈性，實際轉(zhuǎn)角差要比理想的小第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形的校核按初選的梯形臂長和底角，畫出中間位置轉(zhuǎn)向梯形圖畫出理想特性曲線然后按照內(nèi)外轉(zhuǎn)角關(guān)系，畫出實際特性（每隔5度）比較實際特性與理想特性（多相交于15-25度，25度以內(nèi)要盡量靠近理想特性）(考慮彈性，實際轉(zhuǎn)角差要比理想的小)第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化轉(zhuǎn)向行駛時，受彈性輪胎側(cè)偏角的影響，所有和輪不是繞位于后軸延長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內(nèi)側(cè)某點滾動此點位置與前后輪側(cè)偏角有關(guān)由于側(cè)偏角影響因素很多，且難以精確測定，故暫時忽略第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化由理想內(nèi)外轉(zhuǎn)角關(guān)系可知，若自變量為θ0，則因變角θi的期望值為而現(xiàn)有梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系

第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化m為梯形臂長，γ為梯形底角

第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化評價設(shè)計優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù)加權(quán)因子外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角

第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形二、整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化約束條件一般mmin=0.11K，mmax=0.15K，γmin=70°傳動角δ不宜過小，δ≥δmin=40°最小傳動角約束條件

第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形三、轉(zhuǎn)向傳動結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計算1.球頭銷汽車轉(zhuǎn)向輪有外傾角、前束角及主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角，所以轉(zhuǎn)向時各桿件作空間運(yùn)動，因此需要用球頭銷鉸接根據(jù)形狀有整球形和雙球形兩種接觸應(yīng)力：σj=F/A≤25-30MPa材料：12CrNiB/15CrMo/20CrNi等第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形三、轉(zhuǎn)向傳動結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計算1.球頭銷球頭直徑：20/22/25/27/30/35/40/45/50第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形三、轉(zhuǎn)向傳動結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計算2.轉(zhuǎn)向拉桿應(yīng)有較小的質(zhì)量和足夠的剛度形狀應(yīng)符合布置要求按壓桿穩(wěn)定性驗算，安全系數(shù)不小于1.5-2.5用20、30或40鋼無縫鋼管制成第六節(jié)轉(zhuǎn)向梯形三、轉(zhuǎn)向傳動結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計算3.轉(zhuǎn)向搖臂彎曲和扭轉(zhuǎn)力矩聯(lián)合作用危險端面在搖臂根部按第三強(qiáng)度理論驗算安全系數(shù)1.7-2.4轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向搖臂軸經(jīng)花鍵連接，要驗算花鍵擠壓應(yīng)力和切應(yīng)力

汽車設(shè)計第九章制動系統(tǒng)設(shè)計第一節(jié)概述第二節(jié)制動器結(jié)構(gòu)方案分析第三節(jié)制動器主要參數(shù)的確定第四節(jié)制動器的設(shè)計與計算第五節(jié)制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計與計算第六節(jié)制動器的主要結(jié)構(gòu)元件第一節(jié)概述一、功用以適當(dāng)?shù)臏p速度降速行駛直至停車下坡行駛時使汽車保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速使汽車可靠地?？吭谠鼗蚱碌郎隙?、組成行車制動：前兩項功能駐車制動：第三項功能應(yīng)急制動：在行車制動發(fā)生故障時保證汽車有一定的制動能力，可兼起駐車制動輔助制動：可實現(xiàn)下長坡時，持續(xù)減速或保持穩(wěn)定車車速，并減輕或解除行車制動裝置的負(fù)荷自動制動：可實現(xiàn)當(dāng)掛車與牽引車連接的制動管路滲漏或斷開時，使汽車自動制動第一節(jié)概述三、設(shè)計要求1.足夠的制動效能行車制動能力——用某一制動初速度制動時，制動距離和減速度兩項指標(biāo)評定。駐坡能力——汽車在良好路面上能可靠的停駐的最大坡度。第一節(jié)概述三、設(shè)計要求2.

工作可靠用雙管路，當(dāng)一套實效，另一套行車制動能力不低于沒有失效時的30%。3.

用任何速度制動，汽車不應(yīng)當(dāng)喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。1）前輪抱死，喪失操縱性，所以要求前后軸制動器的制動力矩有合適的比例，并應(yīng)能隨軸荷轉(zhuǎn)移而變化。2）

制動時汽車不跑偏。同一軸上左右輪制動力應(yīng)相同，差值最大不超過15%。第一節(jié)概述三、設(shè)計要求4.

防止水、污泥進(jìn)入制動器工作表面，水與污泥使制動能力下降，工作面磨損變大。水→f下降→制動能力下降，稱為水衰退。經(jīng)5~15次制動后應(yīng)能恢復(fù)正常。5.

制動能力的熱穩(wěn)定性良好下長坡連續(xù)和平緩制動以及頻繁重復(fù)制動可使溫度上升，f下降、制動能力下降、稱為熱衰退。熱穩(wěn)定性良好，即不易衰退，衰退后能迅速恢復(fù)。第一節(jié)概述三、設(shè)計要求6.

操縱輕便，并且具有良好的隨動性最大制動踏板力：500（轎車）-700N（貨車）制動踏板力：200-300N（轎車）；350-550N（貨車）手柄拉力：在應(yīng)急制動時不大于400-500N，在駐車制動時不大于500（轎車）-700N（貨車）踏板行程應(yīng)不大于150-200mm制動踏板高度及其與加速踏板的相對位置應(yīng)便于駕駛員操作制動手柄行程不大于160-200mm第一節(jié)概述三、設(shè)計要求7.

公害小。包括制動時產(chǎn)生的噪聲小，減少石棉纖維的散發(fā)量。8.產(chǎn)生制動與解除制動的作用滯后性盡可能短。9.摩擦襯片（塊）壽命長。10.

摩擦副間隙可調(diào)，且調(diào)整工作容易進(jìn)行。11.制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)有故障時，應(yīng)有報警提示。第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析主要制動形式電磁式作用滯后性好，易于連接而且接頭可靠，但成本高，只在一部分總質(zhì)量大的商用車上用作車輪制動器或緩速器液力式緩速器摩擦式廣泛使用第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析主要制動形式摩擦式鼓式領(lǐng)從蹄/單向雙領(lǐng)蹄/雙向雙領(lǐng)蹄/雙從蹄/單向增力/雙向增力盤式鉗盤固定鉗浮動鉗：滑動鉗/擺動鉗全盤帶式第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析主要性能指標(biāo)制動器效能定義：制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩稱為制動器效能。用制動器效能因數(shù)k來評比各式制動器的效能。制動器效能因數(shù)定義：在制動鼓或制動盤的作用半徑R上所得到的摩擦力（Mμ/R）與輸入力F0之比,Mμ為制動器輸出的制動力矩

第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析主要性能指標(biāo)制動器效能穩(wěn)定性定義：指效能因數(shù)K對f的敏感性(dk/df）。制動器效能穩(wěn)定性好，即是指制動器效能對f的變化敏感性較低。第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器1.領(lǐng)從蹄式無論車輪前進(jìn)或倒退，都具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄兩個蹄各有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄同一端張開裝置凸輪或楔塊張開裝置，其中平衡凸塊式和楔塊式張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊是浮動的，能保證作用現(xiàn)在兩蹄上的張開力相等；非平衡式的制動凸輪之中心是固定的，不能保證作用在兩蹄上的張開力相等具有兩個活塞的液壓缸，可保證張開力相等第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器1.領(lǐng)從蹄式制動效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中；前進(jìn)倒退制動效果不變；結(jié)構(gòu)簡單，成本低；便于附裝駐車制動裝置；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙；但兩蹄片上單位壓力不等，磨損不均勻，壽命不同只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅(qū)動回路下工作在乘用車和總質(zhì)量小商用車的后輪制動器中，得到廣泛應(yīng)用第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器2.單向雙領(lǐng)蹄式兩塊蹄片各有自己的固定點，而且兩固定點位于兩蹄的不同端，例如圖示中領(lǐng)蹄固定端位于下方，從蹄固定端位于上方；每塊蹄片上有各自獨立的張開裝置，且位于與固定支點相對應(yīng)的一方汽車前進(jìn)制動時，制動效能相當(dāng)高；由于有兩個輪缸，可用兩個獨立回路分別驅(qū)動兩蹄片；此外還易于調(diào)整蹄片與制動鼓間的間隙；兩蹄片上的單位壓力相等，磨損程度相近、壽命相同第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器2.單向雙領(lǐng)蹄式但其效能穩(wěn)定性，僅強(qiáng)于增力式制動器。當(dāng)?shù)管囍苿訒r，由于兩蹄片均為從蹄，制動效能棉線下降與領(lǐng)從蹄式相比，由于多了個輪缸，結(jié)構(gòu)略顯復(fù)雜適用于前進(jìn)制動時前軸動軸荷及附著力大于后軸、且倒車制動時則相反的汽車前輪上不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的輪缸，難以附加駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器3.雙向雙領(lǐng)蹄式兩蹄片浮動，用各有兩個活塞的兩輪缸張開蹄片無論前進(jìn)還是倒退，制動時兩蹄片均為領(lǐng)蹄，制動效能高，而且不變由于內(nèi)設(shè)有兩個輪缸，適用于雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)當(dāng)一套管路失效后，制動器變?yōu)轭I(lǐng)從蹄式兩蹄片上單位壓力相等，磨損程度接近，壽命相同但因由兩個輪缸，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，且蹄片與制動鼓間隙調(diào)整困難應(yīng)用較廣泛，如用于后輪需要另設(shè)中央駐車制動器第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器4.雙從蹄式兩蹄片各有一個固定支點，且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸展開蹄片制動效能穩(wěn)定性最好，但因制動器效能最低，很少采用第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器5.單向增力式兩蹄片只有一個固定支點，兩蹄下端經(jīng)推桿相互連接成一體，制動器僅有一個輪缸用來產(chǎn)生推力張開蹄片前進(jìn)制動時均為領(lǐng)蹄，次領(lǐng)蹄上不存在張開力，二人且由于領(lǐng)蹄上的摩擦力經(jīng)過推桿作用到次領(lǐng)蹄，制動效能居各種制動器之首與雙向增力式相比，結(jié)構(gòu)簡單但都是領(lǐng)蹄，制動效能穩(wěn)定性相當(dāng)差第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器5.單向增力式倒車制動時，兩蹄均為從蹄，制動效率低又因兩蹄片上單位壓力不等，造成蹄片磨損不均勻、壽命不等只有一個輪缸，不適合雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)又由于兩蹄片下部聯(lián)動，使調(diào)整蹄片間隙變得困難少數(shù)總質(zhì)量不大的商用車用其作為前輪制動器第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器6.雙向增力式兩蹄片端部有一個制動時不同使用的共用支點，支點下方有一輪缸，內(nèi)裝有兩個活塞用來同時驅(qū)動張開兩蹄片，兩蹄片下方經(jīng)推桿連接成一體與單向增力式不同，次領(lǐng)蹄上也作用有來自輪缸活塞推壓的張開力，盡管這個力的作用效果較小，但因次領(lǐng)蹄下端受到來自主領(lǐng)蹄經(jīng)推桿作用的張開力很大，結(jié)果次領(lǐng)蹄上的制動力矩能達(dá)到主領(lǐng)蹄制動力矩的2-3倍第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器6.雙向增力式即使制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)中采用不同伺服裝置，也可以借助很小的踏板力獲得很大的制動力矩且倒車時制動效果不變因兩蹄片均為領(lǐng)蹄，制動效能穩(wěn)定性較差；此外兩蹄上單位壓力不等，磨損不勻，壽命不同；調(diào)整間隙與單向增力式一樣比較困難；只有一個輪缸，不適用雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析一、鼓式制動器第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析二、盤式制動器1.盤式制動器結(jié)構(gòu)形式按摩擦副中固定元件的結(jié)構(gòu)不同，分為鉗盤式和全盤式鉗盤式：固定摩擦元件是制動塊，裝在與車軸連接且不能繞車軸軸線旋轉(zhuǎn)的制動鉗中。制動襯塊與制動盤接觸面很小（中心角30-50°），也稱點盤式全盤式：摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸，原理類同離合器，又稱離合器式制動器多片全盤式即可作車輪制動器，也可作緩速器第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析二、盤式制動器1.盤式制動器結(jié)構(gòu)形式固定鉗盤式：制動鉗固定不動，制動盤兩側(cè)均有液壓缸。制動時僅兩側(cè)液壓缸中的制動塊向盤面移動，也稱對置活塞式或浮動活塞式浮動鉗盤式滑動鉗式：制動鉗可以相對制動盤作軸向滑動，只在制動盤內(nèi)側(cè)有液壓缸，外側(cè)制動塊固定安裝在鉗體上。制動時活塞在液壓作用下使活動制動塊壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊壓向制動盤的一側(cè)，直到兩側(cè)受力均等為止第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析二、盤式制動器1.盤式制動器結(jié)構(gòu)形式浮動鉗盤式擺動鉗式：也是單側(cè)液壓缸結(jié)構(gòu)，制動鉗體與固定于車軸上的支座鉸接。為實現(xiàn)制動，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動。顯然制動塊不可能全面而均勻地磨損。為此將襯塊預(yù)先做成楔形（摩擦面對背面的傾斜角為6°）。在使用過程中，襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻，接近1mm后應(yīng)更換襯塊第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析二、盤式制動器1.盤式制動器結(jié)構(gòu)形式①固定鉗不滑動也不擺動，所以剛度大。②固定鉗兼作駐車制動，必須附設(shè)輔助制動鉗或用盤中鼓。③跨越盤的油管或油道受熱機(jī)會增多。第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析二、盤式制動器2.盤式制動器與鼓式制動器比較第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析二、盤式制動器2.盤式制動器與鼓式制動器比較第二節(jié)制動器的結(jié)構(gòu)方案分析二、盤式制動器2.盤式制動器與鼓式制動器比較①鼓受熱膨脹，呈橢圓狀，接觸不好，制動效能下降，機(jī)械衰退。盤無軸向膨脹小，無機(jī)械衰退。

②i.因為塊與盤之間單位壓力高，將水?dāng)D出，所以后制動效能降低得不多。

ii.

離心力及襯塊對盤的摩擦作用，進(jìn)水后經(jīng)1~2次制動可恢復(fù)正常，鼓式需經(jīng)十多次制動可以恢復(fù)。③襯塊與制動盤之間的間隙小（0.05~0.15）mm第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定一

鼓式制動器主要參數(shù)的確定1.制動鼓內(nèi)徑D第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定一

鼓式制動器主要參數(shù)的確定1.制動鼓內(nèi)徑D初選D：

初選D后，參照QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定一

鼓式制動器主要參數(shù)的確定2.摩擦襯片寬度b和包角βb選擇原則第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定一

鼓式制動器主要參數(shù)的確定2.摩擦襯片寬度b和包角ββ選擇原則第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定一

鼓式制動器主要參數(shù)的確定2.摩擦襯片寬度b和包角β摩擦襯片面積第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定一

鼓式制動器主要參數(shù)的確定3.摩擦襯片起始角β0一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令β0=90°-β／2有時為適應(yīng)單位壓力分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定一

鼓式制動器主要參數(shù)的確定4.制動器中心到張開力F0作用線的距離e初選時：e=0.4D第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定一

鼓式制動器主要參數(shù)的確定5.制動蹄支撐點位置坐標(biāo)a和c

初選時：a=0.4D第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定二

.盤式制動器主要參數(shù)的確定1.

制動盤直徑D初選D=（70%~79%）Dr（Dr:輪輞直徑）

第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定二

.盤式制動器主要參數(shù)的確定2.

制動盤厚度h初選：實心制動盤取10~20mm

通風(fēng)式制動盤取20~50mm(多用20~30mm）第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定二

.盤式制動器主要參數(shù)的確定

3

.摩擦襯塊外半徑R2

與內(nèi)半徑R1

推薦R2/R1≤1.5R2/R1>1.5時，內(nèi)外側(cè)圓周速度相差過多，磨損不均勻→接觸面積降低→制動力距降低、壽命降低。第三節(jié)

制動器主要參數(shù)的確定二

.盤式制動器主要參數(shù)的確定

4

.制動襯塊的扇形夾角θ根據(jù)合適的盤式制動器制動襯塊單位面積，使單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6~3.5kg/cm2范圍內(nèi)，再根據(jù)襯塊的內(nèi)、外半徑,計算得到襯塊扇形夾角θ

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算一

、制動器制定力矩的確定1.行車制動工況首先選定同步附著系數(shù)．并計算出前、后輪制動力矩的比值根據(jù)汽車滿載在瀝青、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩;再根據(jù)前面已確定的前、后輪制動力矩的比值，計算出后輪制動器的最大制動力矩

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算一

、制動器制定力矩的確定2.應(yīng)急制動工況應(yīng)急制動時后輪一般抱死滑移，故后橋制動力此時所需的后橋制動力矩

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算一

、制動器制定力矩的確定3.駐車制動工況上坡停駐時的后橋附著力下坡停駐時的后橋附著力

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算一

、制動器制定力矩的確定3.駐車制動工況極限上坡路傾角極限下坡路傾角

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律兩自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律坐標(biāo)選?。鹤鴺?biāo)原點取在制動鼓中心O點，y1坐標(biāo)軸線取在OA1方向，其中A1為蹄片瞬時轉(zhuǎn)動中心第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律兩自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律假設(shè)：制動鼓和制動蹄是絕對剛性的摩擦半徑與制動鼓半徑相同并能全面接觸摩擦襯片變形遵從虎克定律第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律兩自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律制動時由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞瞬時轉(zhuǎn)動中心轉(zhuǎn)動，一面順著摩擦力作用的方向沿支承面移動結(jié)果使蹄片中心位于O1點，因而未變形的摩擦襯片表面輪廓（E1E1線），就沿OO1方向移動進(jìn)入制動鼓內(nèi)第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律兩自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律顯然表面上各點在這個方向的變形時一樣的位于半徑OB1上的任意點B1的變形就是B1B1’線段其徑向變形分量是這個線段在半徑OB1的延長線上的投影，即為B1C1線段第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律兩自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律故徑向變形為：δ=B1C1=B1B1’cosψ1其中ψ1=（φ1+α1）-90°，B1B1’=OO1=δ1maxα1為任意半徑OB1和y1軸之間的夾角，ψ1為半徑OB1和最大壓力線OO1之間的夾角，φ1為x1軸和OO1之間的夾角第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律兩自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律所以緊蹄的徑向變形和壓力為：δ≈δ1maxsin（φ1+α1）p1≈p1maxsin（φ1+α1）第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律單自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律制動時蹄片在張開力與摩擦力作用下，繞支承銷A1轉(zhuǎn)動dγ角第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律單自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律襯片表面B1沿蹄片轉(zhuǎn)動，其切線方向的變形即為線段B1B1’徑向變形分量是這個線段在半徑OB1方向上的投影B1C1線段第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律單自由度緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律由于dγ很小，可近似認(rèn)為∠A1B1B1’=90°故有：δ=B1C1=B1B1’sinγ1=A1B1sinγ1dγ考慮到OA1≈OB1=R，有A1B1/sinα=R/sinγ

所以表面徑向變形和壓力為

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律兩自由度δ=δ1maxsin（φ1+α1）p1=p1maxsin（φ1+α1）單自由度δ=Rsinαdγp1=p1maxsinα沿襯片長度方向分布規(guī)律符合正弦分布規(guī)律第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律壓力分布不均勻系數(shù)ΔΔ=pmax/pf式中：pmax為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力pf

為假想壓力分布均勻時的平均壓力

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩在摩擦襯片表面取橫向微元面積bRdα，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，dα為微轉(zhuǎn)角第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩由鼓作用在微元面積上的法向力為：dF1=pbRdα=pmaxbRsinαdα摩擦力為：fdF1，f為摩擦因數(shù)，計算時取0.3：第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為：dMμt1=fdF1R=pmaxbR2fsinαdα第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩從α‘和α’‘區(qū)段上積分得到：Mμt1=pmaxbR2f（coaα’-cosα’’）第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩假設(shè)法向壓力均勻分布，有：dF1=pfbRdαMμt1=pfbR2f（α’’-α’）不均勻系數(shù)Δ=pmax/pf

=（α’’-α’）/（coaα’-cosα’’）第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩緊蹄產(chǎn)生的制動力矩為：Mμt1=F1R1式中：F1為緊蹄的法向合力，R1為摩擦力fF1的作用半徑；第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩蹄上的力平衡方程式：

δ1為x1與軸荷力F1作用線之間的夾角；FX’為支承反力在x1軸上的投影；第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩由此得到：對于緊蹄和松蹄，其制動力矩分別為

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩沿著相應(yīng)的軸線作用有dFx和dFy，它們合力為dF第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩有：式中：β=α’’-α’故

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩考慮到：故：

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩即：

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩制動器上的制動力矩用液力驅(qū)動時，F(xiàn)01=F02，則所需張開力為：用凸輪張開機(jī)構(gòu)的張開力為：

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算二、鼓式制動器的設(shè)計計算2.計算蹄片上的制動力矩領(lǐng)蹄表面最大壓力為：

第四節(jié)

制動器的設(shè)計與計算三、盤式制動器的設(shè)計計算1.盤式制